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南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文
1前言
洗米機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、占地面積小、集搓米、洗米、除去漂浮雜質(zhì)、沙石等于一體，除用于洗米外，也能用于黃豆，小麥，碗豆的洗滌及輸送.它還適合于米制品廠，豆類制品廠等的原料洗滌，是食堂、大型飯店、快餐中心及釀造、豆類加工作業(yè)中較為理想的糧食洗滌機(jī)械。洗米機(jī)的類型也是多種多樣的，例如有水射流式，半自動(dòng)式，水壓式等。當(dāng)然，它的發(fā)展空間也比較開闊，并有良好的發(fā)展趨勢(shì)，因此，我們所做的關(guān)于洗米機(jī)的研究有很深遠(yuǎn)的意義。
洗米機(jī)在我國(guó)的發(fā)展，因?yàn)槠鸩奖容^低，所以應(yīng)用的并不十分廣泛，但隨著我國(guó)機(jī)械行業(yè)的發(fā)展，洗米機(jī)有了一個(gè)很樂觀的發(fā)展趨勢(shì)。在一些經(jīng)濟(jì)比較發(fā)達(dá)的城市如廣州，上海等，洗米機(jī)在餐飲業(yè)的應(yīng)用還是比較普遍的。
近二十年來，我國(guó)帶式輸送機(jī)有了很大的發(fā)展，對(duì)帶式輸送機(jī)的關(guān)鍵技術(shù)研究和新產(chǎn)品開發(fā)都取得了可喜的成果。輸送機(jī)產(chǎn)品系列不斷增多，開發(fā)了大傾角、長(zhǎng)距離新型帶式輸送機(jī)系列產(chǎn)品，并對(duì)帶式輸送機(jī)的關(guān)鍵技術(shù)及其主要部件進(jìn)行了理論研究和產(chǎn)品開發(fā)，應(yīng)用動(dòng)態(tài)分析技術(shù)和中間驅(qū)動(dòng)與智能化控制等技術(shù)，成功研制了多種軟啟動(dòng)和制動(dòng)裝置及以PLC為核心的可編程電控裝置。
隨著研究工作不斷深入，帶式輸送機(jī)動(dòng)力學(xué)性能研究積累了大量的寶貴經(jīng)驗(yàn)和資料，利用新的設(shè)計(jì)手段研究帶式輸送機(jī)動(dòng)力學(xué)模型的時(shí)機(jī)已經(jīng)成熟。帶式輸送機(jī)的技術(shù)關(guān)鍵是動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)與監(jiān)測(cè)，它是制約帶式輸送機(jī)發(fā)展的核心技術(shù)。在高速科技發(fā)展的帶動(dòng)下，洗米機(jī)的研發(fā)和制造技術(shù)正不斷的完善并日益走向成熟。
本文分四部分，著重介紹了水平螺旋，傾斜螺旋及與其相對(duì)應(yīng)的減速器的設(shè)計(jì)校核計(jì)算等。水平與傾斜螺旋上的葉面采用實(shí)體葉面即S制法，其螺旋節(jié)距為螺旋直徑的0.8倍，它適用于輸送粒狀物料。減速器的設(shè)計(jì)又著重于齒輪和軸的設(shè)計(jì)與校核，本設(shè)計(jì)采用的減速器是二級(jí)展開式減速器，二級(jí)展開式減速器能實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比，應(yīng)用較廣。其中各級(jí)傳動(dòng)比的分配方案不同將影響減速器的重量及外觀尺寸和潤(rùn)滑狀況。減速器采用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，深溝球軸承，脂潤(rùn)滑。減速器與螺旋的聯(lián)接采用聯(lián)軸器進(jìn)行聯(lián)接。
由于設(shè)計(jì)者水平有限，本設(shè)計(jì)難免存在欠妥之處，懇請(qǐng)讀者提出批評(píng)和指正。
2 螺旋輸送式連續(xù)洗米機(jī)設(shè)計(jì)的工作原理
為適應(yīng)食堂、大型飯店、快餐中心等的需要，我們?cè)O(shè)計(jì)研制了一種螺旋輸送式連續(xù)洗米機(jī)。
圖2 機(jī)組結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
1-料斗；2-水平螺旋；3-減速器1；4-電機(jī)1；5-機(jī)架；6-電機(jī)2；7-減速器2；
8-沙石沉積槽；9-傾斜螺旋；10-出料口；11-噴水裝置；12-溢流口
該機(jī)組結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要由料斗、水平螺旋、傾斜螺旋、機(jī)架、動(dòng)力裝置、噴水裝置等部分組成。
其工作原理為：大米至料斗加入，經(jīng)過水平螺旋的輸送進(jìn)行揉搓洗滌，大米中的漂浮雜質(zhì)在此過程中漂出，與洗滌的濁水一起從溢流口排出。大米經(jīng)過水平螺旋輸送洗滌完后，進(jìn)入傾斜螺旋，在傾斜螺旋的入口處，沉降速度較快的沙石則被沉降在沙石沉積槽內(nèi)(小槽下有螺孔，可定時(shí)拆下進(jìn)行清洗)，大米則隨著傾斜螺旋的轉(zhuǎn)動(dòng)，被進(jìn)一步揉搓洗滌并往上輸送，最后經(jīng)過噴水裝置以上的瀝干段瀝干后從排料口排出，完成洗米操作。而洗滌水在洗米過程中從噴水裝置處噴入，沿傾斜螺旋往下流動(dòng)，經(jīng)過水平螺旋，最后從溢流口流出。機(jī)組在整個(gè)洗米過程中水流與米成逆流流動(dòng)，保證了較好的洗滌效果。為了確保水與米能成較好的逆流流動(dòng)，在傾斜輸送螺旋上鉆小孔，并使傾斜螺旋的上蓋與螺旋留有一定的間隙，水平螺旋則采用敞蓋，也便于漂浮雜質(zhì)浮出。
機(jī)組設(shè)計(jì)主要特點(diǎn)：一是米在用螺旋輸送過程中同時(shí)進(jìn)行揉搓，使機(jī)組結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，運(yùn)作可靠；二是米流成逆流流動(dòng)保證了用水少和較好的洗滌效果；三是漂浮雜質(zhì)有足夠的漂浮空間，保證洗滌能較徹底地除去米中的漂浮雜質(zhì)。
3 水平及傾斜螺旋設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1 水平螺旋直徑，轉(zhuǎn)速及長(zhǎng)度
設(shè)水平螺旋直徑為、轉(zhuǎn)速為及長(zhǎng)度
螺旋直徑和轉(zhuǎn)速計(jì)算公式如下：
(3-1)
(3-2)
式中：—水平螺旋直徑，單位為；
—生產(chǎn)能力，單位為；
—物料綜合特性系數(shù)；
—物料充填系數(shù)，由于螺旋具有輸送和揉搓洗滌作用，故應(yīng)適當(dāng)
取小值；
—物料的堆積密度，單位為；
—與輸送傾角有關(guān)的系數(shù)；
—水平螺旋轉(zhuǎn)速，單位為；
—物料綜合特性系數(shù)。
各個(gè)參數(shù)的取值大小見表3-1
表3-1 水平螺旋的參數(shù)
參數(shù)
（）
（）
數(shù)值
0.049
0.20（初選）
0.8
1.0
50
將上述各值代入式3-1、3-2，可求出、：
圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列；。
螺旋填充系數(shù)的校核公式為：
(3-3)
式中——螺距（），此處，其他符號(hào)意義同前。
將圓整的、值代入式3-3：
得，小于前面的初選，為此可以考慮降低轉(zhuǎn)速以減少摩擦。取，則可得，為此，最終選定水平螺旋的直徑和轉(zhuǎn)速為：
另由有關(guān)試驗(yàn)及經(jīng)驗(yàn)，兼顧機(jī)體尺寸，取水平螺旋長(zhǎng)為。
3.2 傾斜螺旋直徑、轉(zhuǎn)速及長(zhǎng)度
為便于瀝水及實(shí)現(xiàn)水與米形成逆流，同時(shí)也利于出料，取傾斜螺旋的傾角，按3.1的計(jì)算方法，可算得傾斜螺旋的直徑、轉(zhuǎn)速、充添系數(shù)及長(zhǎng)度，數(shù)值見表3-2。
表3-2 傾斜螺旋的參數(shù)
參數(shù)
（）
（）
（）
數(shù)值
150
100
0.26
800
傾斜螺旋的充填系數(shù)比水平螺旋大，但仍小于0.35，在推薦范圍內(nèi)。
3.3 功率計(jì)算及電機(jī)的選型
利用阻力系數(shù)法計(jì)算所需電機(jī)功率，水平螺旋電機(jī)所需額定功率和傾斜螺旋電機(jī)所需額定功率。
(3-4)
(3-5)
式中：—功率備用系數(shù)；
—傳動(dòng)效率；
—螺旋長(zhǎng)度；
—傾斜螺旋的傾角；
—阻力系數(shù)；
—螺旋輸送機(jī)生產(chǎn)能力，單位為（）。
表3-3 功率計(jì)算參數(shù)
參數(shù)
（）
數(shù)值
1.4
0.90
4.0
考慮到水（介質(zhì)）充滿螺旋，計(jì)算阻力時(shí)除輸送阻力外，還應(yīng)有介質(zhì)攪動(dòng)阻力，由于介質(zhì)阻力較難計(jì)算，此外可假設(shè)輸送充填系數(shù)為1的水作為其生產(chǎn)能力，以此來近似計(jì)算總阻力，由此可按公式：
(3-6)
算得：
，。
以上各數(shù)值代入公式3-4、3-5，可計(jì)算得：
，
上述計(jì)算是穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)功率，由于計(jì)算值可看出，所需功率較小，考慮到運(yùn)轉(zhuǎn)中沖擊等突發(fā)載荷，參考有關(guān)其它機(jī)械的經(jīng)驗(yàn)及有關(guān)試驗(yàn)和電機(jī)效率，最終選取水平螺旋電機(jī)功率為，電機(jī)選用單向異步電機(jī)，型號(hào)為CO6114（轉(zhuǎn)速為1426r/min，效率為58%），傾斜螺旋電機(jī)功率為，為單向異步電機(jī)CO8014（轉(zhuǎn)速為1428r/min效率為65%）。
3.4 水平及傾斜螺旋校核計(jì)算
3.4.1 水平螺旋軸的較核
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為
(3-7)
式中：—扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為；
—軸所受的扭矩，單位為；
—軸的抗扭截面系數(shù)，單位為；
—軸的轉(zhuǎn)速，單位為；
—軸傳遞的功率，單位為；
—計(jì)算截面處軸的直徑，單位為；
—許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為。
由上式可得軸的直徑：
(3-8)
各參數(shù)的取值見表3-4：
表3-4 軸的參數(shù)
參數(shù)
（）
（）
數(shù)值
0.094
80
112
將表中數(shù)值代入式3-8可得軸的直徑：
為了減少螺旋旋轉(zhuǎn)過程中振動(dòng)，提高葉片的強(qiáng)度由經(jīng)驗(yàn)公式取。校核軸的強(qiáng)度：當(dāng)米完全充滿水平螺旋時(shí)，米的體積約為
質(zhì)量為，所以重量為
若米的全部重力完全作用于水平螺旋軸的尾部，則彎矩為
水平螺旋所傳遞的扭矩：
按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度，較核公式為：
(3-9)
進(jìn)行較核時(shí)，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。根據(jù)式3-9及上面計(jì)算出的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表查得。因此，故安全。
3.4.2 傾斜螺旋軸的較核
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件見公式3-7，由公式3-8可算得
為了減少螺旋旋轉(zhuǎn)過程中振動(dòng)，提高葉片的強(qiáng)度由經(jīng)驗(yàn)公式取。校核軸的強(qiáng)度：當(dāng)米完全充滿傾斜螺旋時(shí)，米的體積約為
質(zhì)量為，所以重量為
若米的全部重力完全作用于傾斜螺旋軸的尾部，則彎矩為
傾斜螺旋所傳遞的扭矩：
按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度。進(jìn)行較核時(shí)，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。根據(jù)式3-9及上面計(jì)算出的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表查得。因此，故安全。
4 水平螺旋減速器設(shè)計(jì)
4.1 水平減速器總體設(shè)計(jì)
圖4.1 水平螺旋傳動(dòng)簡(jiǎn)圖
1-電動(dòng)機(jī)；2，4-聯(lián)軸器；3-二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器；5-水平螺旋
因?yàn)樗綔p速器電機(jī)功率為250W，
對(duì)展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器，可取
式中，分別為高速級(jí)和低速級(jí)的傳動(dòng)比，為總傳動(dòng)比，要使，均在推薦的數(shù)值范圍內(nèi)。考慮潤(rùn)滑條件，為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，取
各軸的轉(zhuǎn)速：
I軸
II軸
III軸
水平螺旋
各軸的輸入功率：
I軸
II軸
III軸
水平螺旋
式中：—軸承、齒輪傳動(dòng)和聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率。
各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：
電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩為
故I軸
II軸
III軸
水平螺旋
表4-1 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
軸
參
數(shù)
電機(jī)軸
水平螺旋
轉(zhuǎn)速n/(r/min)
1426
1426
285.2
80
80
功率P/（kW）
0.104
0.103
0.095
0.090
0.088
扭矩T/()
696.5
689.5
3276.5
11116.9
10895.7
傳動(dòng)比
1
5
3.57
1
效率
0.99
0.95
0.95
0.98
4.2 水平螺旋減速器高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)
4.2.1 選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
（1）因?yàn)辇X輪傳動(dòng)功率不大，轉(zhuǎn)速不太高，所以選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
（2）螺旋輸送機(jī)為一般工作的機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故齒輪選用7級(jí)精度
（GB10095-88）。
（3）材料選擇。查表選擇小齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為：，
大齒輪：45鋼（?；?，硬度為：，二者材料差為。
（4）選擇齒數(shù)。小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)。
（5）因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，故按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)，用齒根彎曲強(qiáng)度校核的設(shè)計(jì)方法。
4.2.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即
（4-1）
1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3）查表選取齒寬系數(shù)
（4）查表查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；
（6）由式子4-2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，（工作壽命為10年，每年300工作日，單班值）
（4-2）
將數(shù)據(jù)代入式子4-2，得
（7）查圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)；
（8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)，由公式4-3，可知
（4-3）
將數(shù)據(jù)代入式子4-3，得
2）設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值
（2）計(jì)算圓周速度
（3）計(jì)算齒寬
（4）計(jì)算齒寬與齒高之比
模數(shù)
齒高
（5）計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù),7級(jí)精度,查圖查得動(dòng)載系數(shù);
直齒輪,假設(shè).由表查得;
由表查得使用系數(shù) ;
由表查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí),
將數(shù)據(jù)代入后得
;
由,查圖查得;故載荷系數(shù)
（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式子4-4，可知
4-4
將數(shù)據(jù)代入后得
（7）計(jì)算模數(shù)
4.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
（4-5)
1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
（1）查圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;
（2）查圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，
（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式子4-6。可知
(4-6)
將數(shù)據(jù)代入，得
（4）計(jì)算載荷系數(shù)
（5）查取齒形系數(shù)
由表查得；。
（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由表可查得 ；。
（7）計(jì)算大、小齒輪的；并加以比較
大齒輪的數(shù)值大。
2）設(shè)計(jì)計(jì)算
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可以取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)
大齒輪齒數(shù) ，取
這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。
4.2.4 幾何尺寸計(jì)算
各個(gè)幾何尺寸見表4-2
表4-2 齒輪的幾何參數(shù)
（）
（）
（）
（）
19.50
97.50
19.50
58.5
取，。
4.2.5 驗(yàn)算
，合適
4.3 水平螺旋減速器低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)
4.3.1 選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
（1）因?yàn)辇X輪傳動(dòng)功率不大，轉(zhuǎn)速不太高，所以選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
（2）螺旋輸送機(jī)為一般工作的機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故齒輪選用7級(jí)精度
（GB10095-88）。
（3）材料選擇。查表選擇小齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為：，
大齒輪：45鋼（常化），硬度為：，二者材料差為。
（4）選擇齒數(shù)。小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)，取。
（5）因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，故按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)，用齒根彎曲強(qiáng)度校核的設(shè)計(jì)方法。
4.3.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，參考式子4-1。
1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3）查表選取齒寬系數(shù)
（4）由表查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；
（6）參考式子4-2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，（工作壽命為10年，每年300工作日，單班值）
（7）由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)；
（8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)，參考式子4-3，得
2）設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值
（2）計(jì)算圓周速度
（3）計(jì)算齒寬
（4）計(jì)算齒寬與齒高之比
模數(shù)
齒高
（5）計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù),7級(jí)精度,由圖查得動(dòng)載系數(shù);
直齒輪,假設(shè).查表查得;
由表查得使用系數(shù) ;
由表查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí),
將數(shù)據(jù)代入后得
;
由,查圖查得;故載荷系數(shù)
（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,參考式子4-4，得
（7）計(jì)算模數(shù)
4.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式參考式子4-5。
1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
（1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;
（2）由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，
（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，參考式子4-6，得
（4）計(jì)算載荷系數(shù)
（5）查取齒形系數(shù)
由表查得；。
（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由表查得 ；。
（7）計(jì)算大、小齒輪的；并加以比較
大齒輪的數(shù)值大。
2）設(shè)計(jì)計(jì)算
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)
大齒輪齒數(shù) ，取
這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。
4.3.4 幾何尺寸計(jì)算
各個(gè)幾何尺寸見表4-3
表4-3 齒輪的幾何參數(shù)
（）
（）
（）
（）
33.00
118.00
33.00
75.5
取，。
4.3.5 驗(yàn)算
，合適
4.4 各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與較核
4.4.1輸入軸的設(shè)計(jì)
1.求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
由表4-1可知：；；
2.求作用在齒輪上的力
因已知高速齒輪的分度圓直徑為
故圓周力
3. 初步估算軸的最小直徑，選取聯(lián)軸器
先按式4-7初步估算軸的最小直徑，公式為
(4-7)
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表選取，于是得
該段軸上有鍵槽將計(jì)算值加大，應(yīng)為。
輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選聯(lián)軸器型號(hào)。
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，查表選取，則：
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5843-1986或手冊(cè),選用YL凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故??；半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。
4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）擬定軸上零件的裝配方案
圖4.2 軸Ⅰ的裝配方式
現(xiàn)選用如圖所示的裝配方案。
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
（1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取。
（2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承6202，其尺寸為，故。右端滾動(dòng)軸承采用擋油板進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得6202型軸承的定位軸肩高度，因此，擋油板的軸肩高為。選擋油板的寬度為，所以。
（3）根據(jù)軸段的直徑，考慮到齒輪的分度圓直徑為，可把安裝齒輪處的軸段設(shè)計(jì)成齒輪軸，選直徑?？紤]到中間軸的長(zhǎng)度和內(nèi)壁間的距離，取軸段的長(zhǎng)度。
（4）軸承端蓋的凸緣厚度為（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
3）軸上零件的周向定位
半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按由手冊(cè)查得平鍵截面（GB/T 1095-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979），半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
4）確定軸上的圓角和倒角尺寸
參考表選取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。
5.求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。
圖4.3軸Ⅰ的彎矩圖
從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以判斷出齒輪的左右端面是危險(xiǎn)截面。計(jì)算出危險(xiǎn)截面處的彎矩和扭矩。
彎矩
扭矩
6.按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行較核時(shí)，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。
彎扭較核公式為
(4-8)
根據(jù)式子4-8及上面計(jì)算出的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表查得。因此，故安全。
7.驗(yàn)算平鍵的強(qiáng)度
鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式4-9可知
(4-9)
將數(shù)據(jù)代入式4-9得
聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。
4.4.2中間軸的設(shè)計(jì)
1.求中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
由表4-1可知：；；
2.求作用在齒輪上的力
因已知中速小齒輪的分度圓直徑為
故圓周力
3. 初步估算軸的最小直徑
先按式子4-7初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表選取，于是得
中間軸的最小直徑是安裝軸承處軸的直徑和，但不應(yīng)小于高速軸安裝軸承處的直徑，所以選軸的直徑。
4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）擬定軸上零件的裝配方案
圖4.4軸Ⅱ的裝配方式
現(xiàn)選用如圖所示的裝配方案。
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
（1）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承6202，其尺寸為。右端滾動(dòng)軸承采用擋油板和套筒進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得6200型軸承的定位軸肩高度。擋油板的寬度為，軸肩高為。根據(jù)齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁的距離為則左端套筒的寬度為，右端套筒的寬度為，所以根據(jù)裝配要求確定，。
（2）取安裝齒輪處的軸段和的直徑；齒輪的左端或右端采用套筒定位，兩個(gè)齒輪間的軸環(huán)取其直徑，則軸段的長(zhǎng)度。軸段和的長(zhǎng)度。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
3）軸上零件的周向定位
齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊(cè)查得平鍵截面（GB/T 1095-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，安裝大齒輪的鍵長(zhǎng)為，安裝小齒輪的鍵長(zhǎng)為（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979），同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
4）確定軸上的圓角和倒角尺寸
參考表選取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。
5.求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。
圖4.5 軸Ⅱ的彎矩圖
從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以判斷出小齒輪的右端面是危險(xiǎn)截面。計(jì)算出危險(xiǎn)截面處的彎矩和扭矩。
彎矩
扭矩
6.按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行較核時(shí)，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。根據(jù)式子4-8及上面計(jì)算出的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得。因此，故安全。
7.驗(yàn)算平鍵的強(qiáng)度
1）驗(yàn)算小齒輪的平鍵強(qiáng)度
鍵和齒輪的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式子4-9可得
聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。
2）驗(yàn)算大齒輪的平鍵強(qiáng)度
鍵和齒輪的材料都是鋼，查表查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式子4-9可得
聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。
4.4.3輸出軸的設(shè)計(jì)
1.求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
由表4-1可知：；；
2.求作用在齒輪上的力
因已知低速大齒輪的分度圓直徑為
故圓周力
3. 初步估算軸的最小直徑，選取聯(lián)軸器
先按式子4-7初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表選取，于是得
該段軸上有鍵槽將計(jì)算值加大，應(yīng)為。
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選聯(lián)軸器型號(hào)。
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，查表選取，則：
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5843-1986或手冊(cè),選用YL2凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故??；半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。
4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）擬定軸上零件的裝配方案
圖4.6 軸Ⅲ的裝配方式
現(xiàn)選用如圖所示的裝配方案。
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
（1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取。
（2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承6204，其尺寸為，故。右端滾動(dòng)軸承采用擋油板進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得6204型軸承的定位軸肩高度，因此，擋油板的左右軸肩高為。選擋油板的寬度為，所以。
（3）根據(jù)軸段的直徑，取安裝齒輪處的軸段的直徑；齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則。齒輪的右端采用套筒定位，選套筒的寬度為，取軸段的長(zhǎng)度，考慮到中間軸的長(zhǎng)度和內(nèi)壁間的距離，取軸段的長(zhǎng)度，軸段的長(zhǎng)度。
（4）軸承端蓋的凸緣厚度為（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
3）軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊(cè)查得平鍵截面（GB/T 1095-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979），同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，長(zhǎng)為（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979），半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
4）確定軸上的圓角和倒角尺寸
參考表選取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。
5.求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。
圖4.7 軸Ⅲ的彎矩圖
從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以判斷出齒輪的右端面是危險(xiǎn)截面。計(jì)算出危險(xiǎn)截面處的彎矩和扭矩。
彎矩
扭矩
6.按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行較核時(shí)，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。根據(jù)式4-8及上面計(jì)算出的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得。因此，故安全。
7.驗(yàn)算平鍵的強(qiáng)度
1）驗(yàn)算齒輪的平鍵強(qiáng)度
鍵和齒輪的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式子3-9可得
聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。
2）驗(yàn)算聯(lián)軸器的平鍵強(qiáng)度
鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式子4-9可得
聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。
5傾斜螺旋減速器設(shè)計(jì)
5.1 傾斜減速器總體設(shè)計(jì)
圖5.1 傾斜螺旋傳動(dòng)簡(jiǎn)圖
1-電動(dòng)機(jī)；2，4-聯(lián)軸器；3-二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器；5-傾斜螺旋
因?yàn)閮A斜減速器電機(jī)功率為550W，
，
對(duì)展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器，可取
式中，分別為高速級(jí)和低速級(jí)的傳動(dòng)比，為總傳動(dòng)比，要使，均在推薦的數(shù)值范圍內(nèi)?？紤]潤(rùn)滑條件，為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，取
各軸的轉(zhuǎn)速：
I軸
II軸
III軸
傾斜螺旋
各軸的輸入功率：
I軸
II軸
III軸
傾斜螺旋
式中：—軸承、齒輪傳動(dòng)和聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率。
各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：
電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩為
故I軸
II軸
III軸
傾斜螺旋
表5-1 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
軸
參
數(shù)
電機(jī)軸
傾斜螺旋
轉(zhuǎn)速n/(r/min)
1428
1428
317.3
100
100
功率P/（kW）
0.194
0.192
0.182
0.173
0.164
扭矩T/()
1297.4
1284.4
5493.1
16549.4
16220.1
傳動(dòng)比
1
4.5
3.17
1
效率
0.99
0.95
0.95
0.98
5.2 傾斜螺旋減速器高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)
5.2.1 選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
（1）因?yàn)辇X輪傳動(dòng)功率不大，轉(zhuǎn)速不太高，所以選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
（2）螺旋輸送機(jī)為一般工作的機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故齒輪選用7級(jí)精度
（GB10095-88）。
（3）材料選擇。由表選擇小齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為：，
大齒輪：45鋼（?；捕葹椋?，二者材料差為。
（4）選擇齒數(shù)。小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)。
（5）因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，故按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)，用齒根彎曲強(qiáng)度校核的設(shè)計(jì)方法。
5.2.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算
參考設(shè)計(jì)計(jì)算公式4-1進(jìn)行試算
1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3）查表選取齒寬系數(shù)
（4）由表查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；
（6）參考式子4-2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，（工作壽命為10年，每年300工作日，單班值）
（7）由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)；
（8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)，參考式子4-3得
2）設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值
（2）計(jì)算圓周速度
（3）計(jì)算齒寬
（4）計(jì)算齒寬與齒高之比
模數(shù)
齒高
（5）計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù),7級(jí)精度,由圖查得動(dòng)載系數(shù);
直齒輪,假設(shè).由表查得;
由表查得使用系數(shù) ;
由表查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí),
將數(shù)據(jù)代入后得
;
由,查圖查得;故載荷系數(shù)
（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,參考式子4-4，得
（7）計(jì)算模數(shù)
5.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
參考式子4-5彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式。
1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
（1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;
（2）由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，
（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，參考式子4-6，得
（4）計(jì)算載荷系數(shù)
（5）查取齒形系數(shù)
由表查得；。
（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由表查得 ；。
（7）計(jì)算大、小齒輪的；并加以比較
大齒輪的數(shù)值大。
2）設(shè)計(jì)計(jì)算
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)
大齒輪齒數(shù) ，取
這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。
5.2.4 幾何尺寸計(jì)算
各個(gè)幾何尺寸見表5-2
表5-2 齒輪的幾何參數(shù)
（）
（）
（）
（）
24.8
112.0
24.8
68.4
取，。
5.2.5 驗(yàn)算
，合適
5.3 傾斜螺旋減速器低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)
5.3.1 選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
（1）因?yàn)辇X輪傳動(dòng)功率不大，轉(zhuǎn)速不太高，所以選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
（2）螺旋輸送機(jī)為一般工作的機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故齒輪選用7級(jí)精度
（GB10095-88）。
（3）材料選擇。由表選擇小齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為：，
大齒輪：45鋼（?；捕葹椋?，二者材料差為。
（4）選擇齒數(shù)。小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)。
（5）因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，故按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)，用齒根彎曲強(qiáng)度校核的設(shè)計(jì)方法。
5.3.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算
參考設(shè)計(jì)計(jì)算公式4-1進(jìn)行試算。
1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3）由表查取齒寬系數(shù)
（4）由表查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；
（6）由式4-2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，（工作壽命為10年，每年300工作日，單班值）
（7）由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)；
（8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)，由式4-3得
2）設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值
（2）計(jì)算圓周速度
（3）計(jì)算齒寬
（4）計(jì)算齒寬與齒高之比
模數(shù)
齒高
（5）計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù),7級(jí)精度,由圖查得動(dòng)載系數(shù);
直齒輪,假設(shè).由表查得;
由表查得使用系數(shù) ;
由表查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí),
將數(shù)據(jù)代入后得
;
由,查圖查得;故載荷系數(shù)
（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式4-4得
（7）計(jì)算模數(shù)
5.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
參考彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式4-5。
1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
（1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;
（2）由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，
（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式4-6得
（4）計(jì)算載荷系數(shù)
（5）查取齒形系數(shù)
由表查得；。
（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由表查得 ；。
（7）計(jì)算大、小齒輪的；并加以比較
大齒輪的數(shù)值大。
2）設(shè)計(jì)計(jì)算
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)
大齒輪齒數(shù) ，取
這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。
5.3.4 幾何尺寸計(jì)算
各個(gè)幾何尺寸見表5-3
表5-3 齒輪的幾何參數(shù)
（）
（）
（）
（）
40.0
127.0
40.0
83.5
取，。
5.3.5 驗(yàn)算
，合適
5.4 各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與較核
5.4.1輸入軸的設(shè)計(jì)
1.求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
由表5-1可知：；；
2.求作用在齒輪上的力
因已知高速齒輪的分度圓直徑為
故圓周力
3. 初步估算軸的最小直徑，選取聯(lián)軸器
先按式4-7初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表選取，于是得
該段軸上有鍵槽將計(jì)算值加大，應(yīng)為。
輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選聯(lián)軸器型號(hào)。
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，查表取，則：
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5843-1986或手冊(cè),選用YL凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故取；半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。
4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）擬定軸上零件的裝配方案
圖5.2 軸Ⅰ的裝配方式
現(xiàn)選用如圖所示的裝配方案。
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
（1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取。
（2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承6202，其尺寸為，故。右端滾動(dòng)軸承采用擋油板進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得6202型軸承的定位軸肩高度，因此，擋油板的軸肩高為。選擋油板的寬度為，所以。
（3）根據(jù)軸段的直徑，考慮到齒輪的分度圓直徑為，可把安裝齒輪處的軸段設(shè)計(jì)成齒輪軸，選直徑?？紤]到中間軸的長(zhǎng)度和內(nèi)壁間的距離，取軸段的長(zhǎng)度。
（4）軸承端蓋的凸緣厚度為（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
3）軸上零件的周向定位
半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按由手冊(cè)查得平鍵截面（GB/T 1095-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979），半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
4）確定軸上的圓角和倒角尺寸
參考表選取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。
5.求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。
圖5.3 軸Ⅰ的彎矩圖
從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以判斷出齒輪的左右端面是危險(xiǎn)截面。計(jì)算出危險(xiǎn)截面處的彎矩和扭矩。
彎矩
扭矩
6.按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行較核時(shí)，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。根據(jù)式4-8及上面計(jì)算出的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得。因此，故安全。
7.驗(yàn)算平鍵的強(qiáng)度
鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式4-9可得
聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。
5.4.2中間軸的設(shè)計(jì)
1.求中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
由表5-1可知：；；
2.求作用在齒輪上的力
因已知中速小齒輪的分度圓直徑為
故圓周力
3. 初步估算軸的最小直徑
先按式4-7初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表選取，于是得
中間軸的最小直徑是安裝軸承處軸的直徑和，，但不應(yīng)小于高速軸安裝軸承處的直徑，所以選軸的直徑
4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）擬定軸上零件的裝配方案
圖5.4 軸Ⅱ的裝配方式
現(xiàn)選用如圖所示的裝配方案。
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
（1）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承6202，其尺寸為。右端滾動(dòng)軸承采用擋油板和套筒進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得6200型軸承的定位軸肩高度。擋油板的寬度為，軸肩高為。根據(jù)齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁的距離為則左端套筒的寬度為，右端套筒的寬度為，所以根據(jù)裝配要求確定，。
（2）取安裝齒輪處的軸段和的直徑；齒輪的左端或右端采用套筒定位，兩個(gè)齒輪間的軸環(huán)取其直徑，則軸段的長(zhǎng)度。軸段和的長(zhǎng)度。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
3）軸上零件的周向定位
齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊(cè)查得平鍵截面（GB/T 1095-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，安裝大齒輪的鍵長(zhǎng)為，安裝小齒輪的鍵長(zhǎng)為（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979），同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
4）確定軸上的圓角和倒角尺寸
參考表選取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。
5.求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。
圖5.5 軸Ⅱ的彎矩圖
從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以判斷出小齒輪的右端面是危險(xiǎn)截面。計(jì)算出危險(xiǎn)截面處的彎矩和扭矩。
彎矩
扭矩
6.按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行較核時(shí)，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。根據(jù)式4-8及上面計(jì)算出的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得。因此，故安全。
7.驗(yàn)算平鍵的強(qiáng)度
1）驗(yàn)算小齒輪的平鍵強(qiáng)度
鍵和齒輪的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式4-9可得
聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。
2）驗(yàn)算大齒輪的平鍵強(qiáng)度
鍵和齒輪的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式4-9可得
聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。
5.4.3輸出軸的設(shè)計(jì)
1.求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
由表5-1可知：；；
2.求作用在齒輪上的力
因已知低速大齒輪的分度圓直徑為
故圓周力
3.初步估算軸的最小直徑，選取聯(lián)軸器
先按式4-7初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表選取，于是得
該段軸上有鍵槽將計(jì)算值加大，應(yīng)為。
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選聯(lián)軸器型號(hào)。
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，查表選取，則：
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5843-1986或手冊(cè),選用YL3凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故??；半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。
4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）擬定軸上零件的裝配方案
圖5.6 軸Ⅲ的裝配方式
現(xiàn)選用如圖所示的裝配方案。
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
（1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取。
（2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承6204，其尺寸為，故。右端滾動(dòng)軸承采用擋油板進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得6204型軸承的定位軸肩高度，因此，擋油板的左右軸肩高為。選擋油板的寬度為，所以。
（3）根據(jù)軸段的直徑，取安裝齒輪處的軸段的直徑；齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則。齒輪的右端采用套筒定位，選套筒的寬度為，取軸段的長(zhǎng)度，考慮到中間軸的長(zhǎng)度和內(nèi)壁間的距離，取軸段的長(zhǎng)度，軸段的長(zhǎng)度。
（4）軸承端蓋的凸緣厚度為（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
3）軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊(cè)查得平鍵截面（GB/T 1095-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979），同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，長(zhǎng)為（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979），半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
4）確定軸上的圓角和倒角尺寸
參考表選取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖