飞剪机传动装置结构设计

1. 常见机构设计及应用图例的目录

第1章机构设计基础
1.1机构要素
1.1.1构件
1.1.2运动副
1.2机构图示方法
1.2.1机构运动简图
1.2.2机构装配图
1.2.3机构构造图
1.2.4机构轴测构造示意图
1.2.5机构轴测简图
1.3机构自由度计算
1.3.1机构的自由度
1.3.2机构具有确定运动的条件
1.3.3常见机构自由度计算实例
1.3.4计算平面机构自由度时应注意的问题
1.4机构的分类
1.4.1执行动作和执行机构
1.4.2执行构件的基本运动和机构的基本功能
1.4.3按功能对机构分类
第2章平面连杆机构应用实例
2.1曲柄摇杆机构
2.1.1运动分析
2.1.2雷达天线仰俯角调整机构图例与说明
2.1.3搅拌机机构图例与说明
2.1.4缝纫机踏板机构图例与说明
2.1.5颚式破碎机机构图例与说明
2.1.6夹紧机构图例与说明
2.1.7汽车前窗刮雨器机构图例与说明
2.1.8摄影机抓片机构图例与说明
2.1.9钢材步进输送机的驱动机构图例与说明
2.1.10纹版冲孔机的冲孔机构图例与说明
2.2双曲柄机构
2.2.1运动分析
2.2.2惯性筛机构图例与说明
2.2.3机车车轮联动机构图例与说明
2.2.4摄影平台升降机构图例与说明
2.2.5旋转式水泵机构图例与说明
2.2.6公共汽车车门启闭机构图例与说明
2.2.7挖土机铲斗机构图例与说明
2.2.8冲床双曲柄机构图例与说明
2.3双摇杆机构
2.3.1运动分析
2.3.2起重机机构图例与说明
2.3.3汽车前轮换向机构图例与说明
2.3.4飞机起落架机构图例与说明
2.3.5摆动式供料器机构图例与说明
2.3.6造型机翻转机构图例与说明
2.3.7闸门启闭机构图例与说明
2.3.8可逆坐席机构图例与说明
2.4曲柄滑块机构
2.4.1运动分析
2.4.2冲床机构图例与说明
2.4.3压力机工作机构图例与说明
2.4.4搓丝机对心滑块机构图例与说明
2.4.5送料机偏置曲柄滑块机构图例与说明
2.4.6注射模对心曲柄滑块机构图例与说明
2.4.7蜂窝煤机偏置曲柄滑块机构图例与说明
2.4.8双滑块机构图例与说明
2.5导杆机构
2.5.1运动分析
2.5.2牛头刨床图例与说明
2.5.3旋转油泵图例与说明
2.6摇块机构和定块机构
2.6.1运动分析
2.6.2摆缸式油泵图例与说明
2.6.3抽水唧筒图例与说明
2.6.4自动翻卸料装置图例与说明
2.7多杆机构
2.7.1六杆推料机构图例与说明
2.7.2六杆增程式抽油机机构图例与说明
2.7.3小型刨床机构图例与说明
2.7.4假肢膝关节图例与说明
2.7.5装载机图例与说明
2.7.6缝纫机摆梭机构图例与说明
2.7.7插齿机机构图例与说明
2.7.8插床插削机构图例与说明
2.7.9摆式飞剪机机构图例与说明
2.7.10电动玩具马主体机构图例与说明
第3章凸轮机构应用实例
第4章齿轮机构应用实例
第5章轮系应用实例
第6章间歇运动机构应用实例
第7章螺旋机构应用实例
第8章挠性传动机构应用实例
第9章组合机构应用实例
第10章特殊机构应用实例
第11章创新机构应用实例
参考文献

2. 机械设计课程设计带式运输机传动装置的设计

给你做个参考
一、前言
(一)
设计目的：
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。
(二)
传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
二、传动系统的参数设计
原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。
工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。
工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。
动力来源：电力，三相交流380/220伏。
1
、电动机选择
（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
（2）、电动机功率选择：
①传动装置的总效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作机所需的输入功率：
因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③电动机的输出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、确定电动机型号
根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ，满载转速 1440r/min 。
其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。
2 、计算总传动比及分配各级的传动比
（1）、总传动比：i =1440/96=15
（2）、分配各级传动比：
根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、运动参数及动力参数计算
⑴、计算各轴转速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵计算各轴的功率（KW）
电动机的额定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶计算各轴扭矩（N•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、传动零件的设计计算
（一）齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）确定有关参数和系数如下：
传动比i
取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数：
=5×20=100 ，所以取Z
实际传动比
i =101/20=5.05
传动比误差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齿数比： u=i
取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°；
则 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圆直径：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指导书取 φ
齿宽： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齿顶圆直径：d ）=66，
d
齿根圆直径：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圆直径：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)计算齿轮传动的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm
（二）轴的设计计算
1 、输入轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据指导书并查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴选d=25mm
⑵、轴的结构设计
①轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
②确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以长度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L =（2+20+55）=77mm
III段直径：
初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直径：
由手册得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm
+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直径：d =50mm. ，长度L =60mm
取L
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm
Ⅵ段直径：d =41mm， L
Ⅶ段直径：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、输出轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、轴的结构设计
①轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
②确定轴的各段直径和长度
初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
则 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滚动轴承的选择
1 、计算输入轴承
选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
2 、计算输出轴承
选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm
五、键联接的选择
1 、输出轴与带轮联接采用平键联接
键的类型及其尺寸选择：
带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。
根据轴径d =42mm ，L =65mm
查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机
装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56
则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56
2 、输出轴与齿轮联接用平键联接
=60mm,L
查手册得，选用C型平键，得：
装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45
则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45
3 、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L
查手册
选A型平键，得：
装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50
则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50
4 、输出轴与齿轮联接用平键联接
=50mm
L
查手册
选A型平键，得：
装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49
则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49
六、箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：
七、轴承端盖
主要尺寸计算
轴承端盖：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、减速器的
减速器的附件的设计
1
、挡圈 ：GB886-86
查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58
2
、油标 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
设计参考资料目录
1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

3. 机械设计课程设计---设计带式输送机传动装置其中减速器是一级圆柱齿轮减速器!

发了。你看看吧

4. 机械设计题目：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器

给你一份我以前做的：
摘 要

齿轮箱作为一种基础设备，被广泛应用，其性能优劣直接影响着机械设备的运行状况。而目前许多工厂尚不具备制造高精度齿轮箱的加工设备。另一方面，再好的设备加工出的零件也存在误差，其累积误差仍会影响齿轮箱装配后的传动性能。本文提出的无侧隙传动技术，从新的角度提出了在设备条件不足的情况下，利用主副齿轮来实现飞剪机的无侧隙传动。
“零侧间隙啮合”是：在尽量周到地考虑飞剪机工作条件下，将齿轮加工成在某一特定状态（例如温度，轴承游隙等）为“零侧间隙啮合”，事实上并非没有侧隙,只能说齿轮啮合的齿侧间隙是很小的。
常消除齿隙有很多方法，如提高加工精度，利用圆锥齿轮，四个齿轮串联布置机构，利用主副齿轮。本设计就是采用主副齿轮。在某些飞剪机上，为了改善上下滚筒同步齿轮的工作性能，被动轴上的齿轮往往采用主副齿轮结构，以便齿轮在无侧隙情况下工作，减少和消除冲击负荷。利用主副齿轮则能有效消除齿侧间隙，并且在减速器突然制动时，仍然能实现无间隙传动。

关键词: 飞剪机；减速器；间隙；主副齿轮

Abstract

Recer is widely used as a basic facility. It’s performance which is excellent or inferior has an impact on the running state of the mechanical equipment. But many factories don’t have machining equipment for manufacturing high-precision recer at present . On the other hand, even though the part is manufactured by the best equipment, it also has error. And their accumulative errors still affect on the transmission performance of recer after assembled.No lateral gap technology in this article put forward using main-second gear to achieve no lateral gap transmission of the flying shears at the state of having no adequate equipment by a new way.
“No lateral gap ingear” is processing gear to a particular state(such as temperature, bearing clearance, etc.),considering the working conditions as much as possible. But in fact,it’s impossible that the gears have no lateral gap.The laterl gap of the gear is very small.
Usually there are many ways to eliminate lateral gap,such as improving the processing accuracy,using bevel gear, using four tandem gears and using main-second gear.This design has used the main-second gear. In some flying shears the running performance of the top and bottom selsyn roller usually can be improved by using main-second gear on the gear of the driven shaft.It can make the gear working at no lateral gap and eliminate shock load. The use of the main-second gear can eliminate lateral gap,and it still can achieve no lateral gap transmission when the recer is suddenly braked.

Key words：Flying shears； Recer; Lateral gap; Main-second gear

目 录
1 前言 1
2 研究内容 2
3 传动方案的分析与拟定 2
4 电动机的选择 2
5 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 2
5.1 传动装备的总效率为 2
5.2 传动比的分配 2
5.3 传动装置的运动和动力参数计算 2
5.3.1 各轴的转速计算： 2
5.3.2 各轴的输入功率计算： 3
5.3.3 各轴输入转矩的计算： 3
6 齿轮的计算 3
6.1 第一对斜齿轮的计算 3
6.1.1 材料选择 3
6.1.2 初选齿轮齿数 3
6.1.3 按齿面接触强度设计 3
6.1.4 按齿根弯曲疲劳强度设计 5
6.1.5 几何尺寸计算 7
6.1.6 齿轮的尺寸计算 7
6.1.7 传动验算 8
6.2 第二对斜齿轮的计算 8
6.2.1 材料选择 8
6.2.2 初选齿数 8
6.2.3 按齿面接触强度设计 9
6.2.4 按齿根弯曲疲劳强度设计 10
6.2.5 几何尺寸计算 12
6.3 按标准修正齿轮 12
6.3.1 修正中心距 12
6.3.2 对第二对齿轮修正螺旋角： 13
6.3.3 第二对齿轮的分度圆和中心距： 13
6.3.4 计算齿宽： 13
6.3.5 齿轮的尺寸计算 13
6.3.6 传动验算 14
7 轴的设计 15
7.1 高速轴的设计 15
7.1.1 初步确定轴的最小直径: 15
7.1.2 根据轴向定位要求确定轴各段的直径和长度 15
7.2 中速轴的设计 16
7.2.1 初步确定轴的最小直径: 17
7.2.2 初步选择滚动轴承 17
7.2.4 轴承端盖 18
7.2.5 键的选择 18
7.3 低速轴的计算 18
7.3.1 初步确定轴的最小直径 18
7.3.2 根据轴向定位要求确定轴各段的直径和长度 19
8 轴的校核 19
8.1 高速轴的校核 20
8.1.1 各支点间的距离 20
8.1.2 求轴上的载荷： 20
8.2 中速轴的校核 21
8.2.1 各支点间的距离 22
8.2.2 求轴上的载荷： 22
8.3 低速轴的校核 24
8.3.1 各轴段的距离 24
8.3.2 求轴上的载荷： 24
9 轴承的寿命计算 26
9.1 高速轴上轴承的寿命计算 26
9.1.1 求两轴承受到的径向载荷 和 26
9.1.2 求两轴承的轴向力 和 27
9.1.3 求轴承当量重载荷P1和P2 27
9.2 中速轴上轴承的寿命计算 27
9.2.1 求两轴承的轴向力 和 28
9.2.2 求轴承当量重载荷P1和P2 28
9.3 低速轴上轴承的寿命计算 28
9.3.1 求两轴承受到的径向载荷 和 28
9.3.2 求两轴承的轴向力 和 29
9.3.3 求轴承当量重载荷P1和P2 29
10 键的校核 30
10.1 高速轴上和联轴器相配处的键： 30
10.2 中速轴上和齿轮相配处的键： 30
10.3 低速轴上和齿轮相配处的键： 30
11 主副齿轮的设计 31
11.1 第一对主副齿轮的设计 31
11.2 第二对主副齿轮的设计 32
12 减速器箱体的设计 33
12.1 箱盖各钢板的尺寸: 34
12.1.1 箱盖左侧钢板的尺寸如图： 34
12.1.2 箱盖轴承座的尺寸如图： 34
12.1.3 箱盖吊耳环下钢板尺寸 34
12.1.4 吊耳环的尺寸 35
12.1.5 高速上肋板的尺寸 35
12.1.6 中速轴上的肋板的尺寸 35
12.1.7 视孔盖的尺寸 36
12.1.9 箱盖顶钢板的尺寸 37
12.1.10 箱盖凸缘钢板尺寸 37
12.1.11 箱盖前后侧面的尺寸 38
12.2 箱座上各钢板的尺寸 38
12.2.1 箱座底座的尺寸 38
12.2.2 箱座左侧面的尺寸 39
12.2.3 轴承座的尺寸 39
12.2.4 吊钩的尺寸 39
12.2.5 箱座凸缘的尺寸 39
12.2.6 低速端肋板钢板尺寸 40
12.2.7 高速轴端肋板的尺寸 40
12.2.8 中速端肋板的尺寸 41
12.2.9 箱座右侧面钢板的尺寸 41
12.2.10 箱座前后端面的尺寸 42
12.2.11 箱座底板 42
13 结束语 42
参考文献: 43
致谢: 43

1 前言
齿轮箱作为一种基础设备，被广泛应用，其性能优劣直接影响着机械设备的运行状况。而目前许多工厂尚不具备制造高精度齿轮箱的加工设备。另一方面，再好的设备加工出的零件也存在误差，其累积误差仍会影响齿轮箱装配后的传动性能。本文提出的无侧隙传动技术，从新的角度提出了在设备条件不足的情况下，利用主副齿轮来实现飞剪机的无侧隙传动。
“零侧间隙啮合”是：在尽量周到地考虑飞剪机工作条件下，将齿轮加工成在某一特定状态（例如温度，轴承游隙等）为“零侧间隙啮合”，事实上并非没有侧隙,只能说齿轮啮合的齿侧间隙是很小的。
常消除齿隙有很多方法，如提高加工精度，利用圆锥齿轮，四个齿轮串联布置机构，利用主副齿轮。本设计就是采用主副齿轮（图1）。在某些飞剪机上，为了改善上下滚筒同步齿轮的工作性能，被动轴上的齿轮往往采用主副齿轮结构，以便齿轮在无侧隙情况下工作，减少和消除冲击负荷。利用主副齿轮则能有效消除齿侧间隙，并且在减速器突然制动时，仍然能实现无间隙传动。

图1.1 飞剪机同步齿轮传动的主副齿轮结构 a）结构简图 b）啮合关系
1—从动轴的主齿轮 2—从动轴的副齿轮 3—主动轴上的齿轮 4—弹簧 5,6—销钉
从动轴上的主齿轮1与轴用键固定，而副齿轮2则与主齿轮1的轮毂滑动配合（亦可直接空套在从动轴上）。主副齿轮通过压装在主齿轮轮毂上的销钉5及装在副齿轮上的销钉6与弹簧4相联，主副齿轮1和2同时与装在主动轴上的齿轮3啮合。在弹簧4的作用下，副齿轮始终越前主齿轮一个角度，这就保证了上下滚筒的同步齿轮在无侧隙下工作。弹簧4的设计应能克服飞剪机制动时所产生的惯性力。这种齿轮侧隙消除装通常用在低速大载荷飞剪机上，例如在设计FL—60型曲柄连杆飞剪机的同步齿轮时就采用了这种结构。

2 研究内容
本设计对象为飞剪齿轮减速器，总传动比i=16,实际输入功率N=120KW；输入转速n1=1500rpm,输出转速n2≈85rpm,技术要求为满足上述功率及速比要求，减速器启动频繁，工作时一般不逆转，设计一台能消除传动时的齿轮侧间隙的减速器，要求减速器箱体为焊接结构件。合理公配速比，设计计算齿轮，轴及各零部件的强度，刚度。分析无侧间隙传动的基本理论及保证措施。

3 传动方案的分析与拟定
减速器采用双级圆柱展开式齿轮减速器。

4 电动机的选择

5 传动装置的运动及动力参数的选择和计算
5.1 传动装备的总效率为
η=η12η22η33η4=0.992 0.972 0.993 0.96=0.872 （5.1）
η1为联轴器的效率，取0.99，
η2为齿轮传动的效率，取0.97，
η3为滚动轴承的效率，取0.99，
η4为滚筒的效率，取0.96。
5.2 传动比的分配
i1= (5.2)
取系数1.35 i=16 则，
i1=4.6476
i2=i/i1=16/4.6476=3.4426 (5.3)
5.3 传动装置的运动和动力参数计算
5.3.1 各轴的转速计算：
n1=1500r/min
n2=n1/i1=1500/4.6476r/min=322.747r/min (5.4)
n3=n2/i2=322.747/3.4426r/min=93.751r/min (5.5)
n4=n3=93.751r/min (5.6)
5.3.2 各轴的输入功率计算：
P1=N η1=120 0.99kW=118.8kW (5.7)
P2=P1 η2 η3=118.8 0.97 0.99kW=114.0836kW (5.8)
P3=P2 η2 η3=114.0836 0.97 0.99kW=109.5545kW (5.9)
P4=P3 η3 η1=109.5545 0.99 0.99kW=106.3744kW (5.10)
5.3.3 各轴输入转矩的计算：
T1=9550P1/n1=9550 118.8 1500N m=756.36 N m (5.11)
T2=9550P2/n2=9550 114.0836 322.7472 N m =3375.702N m (5.12)
T3=9550P3/n3=9550 109.5545 93.751 N m =11159.8327N m (5.13)
T4=9550P4/n4=9550 106.3744 93.751 N m=10937.7555 N m (5.14)
各轴的运动及动力参数：
轴号 转速n r/min 功率P kw 转矩T N m 传动比
1 1500 118.8 756.36 4.6476
2 322.75 114.08 3375.7 3.4426
3 93.75 109.55 11159.83 1
4 93.75 106.37 10937.76

6 齿轮的计算
6.1 第一对斜齿轮的计算
6.1.1 材料选择
选大小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿轮精度等级选择6级，初选螺选角β=14°。由参考文献《机械设计》（表10-6）查得材料的弹性影响系数 。
6.1.2 初选齿轮齿数
选小齿轮齿数Z1=24，Z2=Z1 =24 4.6476=111.54 取Z2=112
6.1.3 按齿面接触强度设计
d1t (6.1)
6.1.3.1 确定载荷系数
因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取 d=0.8，试选Kt=1.6。
由参考文献《机械设计》查得
Hlim1= Hlim2=1100Mp
6.1.3.2 计算应力循环系数。
N1=60n1jLh=60 1500 1 (2 8 300 15)=6.48 109 (6.2)
N2=N1/i1=6.48 109/4.6476=1.39 109 (6.3)
由参考文献《机械设计》（图10-19）查得接触疲劳强度
KHN1=0.88 KHN2=0.95
6.1.3.3 计算接触疲劳许用应力
失效率取1%，安全系数S=1。
1= = Mp=968Mp (6.4)
2= = Mp=1045Mp (6.5)
=( 1+ 2)/2=(968+1045)/2Mp=1006.5Mp (6.6)
6.1.3.4 小齿分度圆的直径
d1t =77.54mm (6.7)
6.1.3.5 计算圆周速度
= = m/s=6.09m/s (6.8)
6.1.3.6 计算齿宽b及模数mnt
b= =0.8 77.54mm=62.032mm (6.9)
mnt= = mm=3.135mm (6.10)
h=2.25mnt=7.053mm
b/h=62.032/7.053=8.795 (6.11)
6.1.3.7 计算纵向重合度
=0.318 =0.318 0.8 24 =1.522 (6.12)
6.1.3.8 计算载荷系数K
根据 =6.09m/s,6级精度，由参考资料《机械设计》（图10-8）查得动载系数K =1.08,由参考资料《机械设计》（表10-3）查得
K =1.1,由由参考资料《机械设计》（表10-4）硬齿面齿轮一栏查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，K 时
K =1.05+0.31 (1+0.6 ) +0.19 (6.13)
故K =1.05+0.31 (6.14)
考虑到齿轮为6级精度，所以取K =1.43
故 =1 (6.15)
由参考资料《机械设计》（图10-13）查得 =1.29
6.1.3.9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
(6.16)
6.1.3.10 计算模数mn
(6.17)
6.1.4 按齿根弯曲疲劳强度设计
(6.18)
6.1.4.1 计算载荷系数
=1 (6.18)
6.1.4.2 计算弯曲疲劳强度极限
由参考资料《机械设计》（图10-20d）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
6.1.4.3 弯曲疲劳寿命系数
由参考资料《机械设计》（图10-18）查得弯曲疲劳寿命系数 0,
6.1.4.4 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
(6.19)
(6.20)
6.1.4.5 计算大小齿轮的 并加以比较
由参考文献《机械设计》（表10-5）查取齿形系数
，
查取应力校正系数
，
则 (6.21)
(6.22)
比较可得，小齿轮的数值较大，取小齿轮的值。
6.1.4.6 计算螺旋角影响系数
根据 =1.522，由参考资料《机械设计》（图10-28）查得 =0.88
6.1.4.7 计算重合度
由参考资料《机械设计》（图10-26）查得 ， 。
则 (6.23)
则有， (6.24)
对比计算结果，齿面接触强度得出的模数为mn=3.198mm，由齿根弯曲疲劳强度得出的模数为mn=3.082mm。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取标准值mn=3.5mm,取分度圆直径d1=79.11mm。
(6.25)
取Z1=22
则Z2=uZ1=4.6476 22=102.24,取Z2=102 (6.26)
6.1.5 几何尺寸计算
6.1.5.1 计算中心距
(6.27)
圆整后，取a=224mm
6.1.5.2 按圆整后的中心距修正螺旋角
(6.28)
因 值改变不多，故参数 ， ，ZH 等不必修正。
6.1.5.3 计算分度圆直径
(6.29)
(6.30)
6.1.5.4 计算齿轮宽度
(6.31)
圆整后取B1=75mm，B2=64mm
6.1.6 齿轮的尺寸计算
6.1.6.1 基圆直径
(6.32)
(6.33)
6.1.6.2 分度圆齿厚
(6.34)

6.1.6.3 齿高
齿顶高 (6.35)
齿根高 (6.36)
齿全高 (6.37)
6.1.6.4 齿顶圆直径
(6.38)
(6.39)
6.1.6.5 齿根圆直径
(6.40)
(6.41)
6.1.6.6 分度圆齿槽宽和齿距
(6.42)
(6.43)
6.1.7 传动验算
6.1.6.1 按齿面接触强度验算：
其中
6.1.6.2 按齿根弯曲强度验算
取YFa中较大者YFa1进行计算。
(6.44)
其中
6.2 第二对斜齿轮的计算
6.2.1 材料选择
选大小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿轮精度等级选择6级，初选螺选角β=14°。
6.2.2 初选齿数
选小齿轮齿数Z1=30，Z2=Z1 =30 3.4426=103.28 取Z2=104
6.2.3 按齿面接触强度设计
d1t (6.45)
6.2.3.1 各项系数
因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取 d=0.8，试选Kt=1.6。由参考文献《机械设计》（表10-6）查得材料的弹性影响系数 。
6.2.3.2 Hlim值
由参考文献《机械设计》查得
Hlim1= Hlim2=1100Mp
6.2.3.3 计算应力循环系数。
N1=60n1jLh=60 322.75 1 (2 8 300 15)=1.394 109 (6.46)
N2=N1/i1=1.394 109/3.4426=4.05 108 (6.47)
由参考文献《机械设计》（图10-19）查得接触疲劳强度
KHN1=0.89 KHN2=0.94
6.2.3.4 计算接触疲劳许用应力
失效率取1%，安全系数S=1。
1= = Mp=979Mp (6.48)
2= = Mp=1034Mp (6.49)
=( 1+ 2)/2=(979+1034)/2Mp=1006.5Mp (6.50)
6.2.3.5 小齿分度圆的直径
d1t =130.25mm (6.51)
6.2.3.6 计算圆周速度
= = m/s=2.201m/s (6.52)
6.2.3.7 计算齿宽b及模数
b= =0.8 130.25mm=104.2mm
= = mm=4.213mm (6.53)
h=2.25mnt=9.479mm
b/h=104.2/9.479=8.795
6.2.3.8 计算纵向重合度
=0.318 =0.318 0.8 30 =1.903 (6.54)
6.2.3.9 计算载荷系数K
根据 =2.201m/s,6级精度，由参考资料《机械设计》（图10-8）查得动载系数K =1.04,由参考资料《机械设计》（表10-3）查得
K =1.1,由由参考资料《机械设计》（表10-4）硬齿面齿轮一栏查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，K 时
K =1.0+0.31 (1+0.6 ) +0.19
故K =1.0+0.31 (6.55)
考虑到齿轮为6级精度，所以取K =1.35
故 =1 (6.66)
由参考资料《机械设计》（图10-13）查得 =1.29
6.2.3.10 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
(6.67)
6.2.3.11 计算模数mn
(6.68)
6.2.4 按齿根弯曲疲劳强度设计
(6.69)
6.2.4.1 计算载荷系数
=1 (6.70)
6.2.4.2 值
由参考资料《机械设计》（图10-20d）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
6.2.4.3 弯曲疲劳寿命系数
由参考资料《机械设计》（图10-18）查得弯曲疲劳寿命系数 0,
6.2.4.4 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
(6.71)
(6.72)
6.2.4.5 计算大小齿轮的 并加以比较
由参考文献《机械设计》（表10-5）查取齿形系数:
，
查取应力校正系数:
，
则 (6.73)
(6.74)
比较可得，大齿轮的数值较大，取大齿轮的值。
6.2.4.6 计算螺旋角影响系数
根据 =1.903，由参考资料《机械设计》（图10-28）查得 =0.88
6.2.4.7 计算重合度
由参考资料《机械设计》（图10-26）查得 ， 。
则
则有， (6.75)
对比计算结果，齿面接触强度得出的模数为mn=4.21mm，由齿根弯曲疲劳强度得出的模数为mn=4.31mm。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取标准值mn=4.5mm,取分度圆直径d1=130.25mm。
，取Z1=28
则Z2=uZ1=3.4426 28=96.39,取Z2=96
6.2.5 几何尺寸计算
6.2.5.1 计算中心距
(6.76)
圆整后，取a=288mm
6.2.5.2 按圆整后的中心距修正螺旋角
（6.77）
因 值改变不多，故参数 ， ，ZH 等不必修正。
6.2.5.3 计算分度圆直径

6.2.5.4 计算齿轮宽度

圆整后取B1=120mm，B2=103mm
6.3 按标准修正齿轮
6.3.1 修正中心距
中心距之和为 ，查得标准中心距为a=539mm， ， 。由于第一个中心距和标准相同，所以只需将第二个中心距修改为 即可。由于模数取的标准值所以不作变化，只更改第二对齿轮的齿数。
由于 所以
而 ，则有 ， 。
中心距 ，改变不大，所以仍取 。
6.3.2 对第二对齿轮修正螺旋角：
(6.78)
因为改变不多，故 ， ， 等不必修正。
6.3.3 第二对齿轮的分度圆和中心距：

6.3.4 计算齿宽：

圆整后取 ，
6.3.5 齿轮的尺寸计算
6.3.5.1 基圆直径

6.3.5.2 分度圆齿厚

6.3.5.3 齿高
齿顶高
齿根高
齿全高
6.3.5.4 齿顶圆直径

7.3.5.5 齿根圆直径

6.3.5.6 分度圆齿槽宽和齿距

6.3.6 传动验算
6.3.6.1 按齿面接触强度验算：
其中
6.3.6.2 按齿根弯曲强度验算
取 中较大者 进行计算。
其中
所以满足。

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5. 带式输送机传动装置如何设计

【传动方案拟定】

1. 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷回平稳。

2. 原始数据：滚答筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
   

3. 滚筒直径D=220mm。
   

【电动机的选择】

1. 电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。

2. 确定电动机的功率：
   传动装置的总效率：
   η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
   =0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
   =0.86
   电机所需的工作功率：
   Pd=FV/1000η总
   =1700×1.4/1000×0.86
   =2.76KW

3. 确定电动机转速：
   滚筒轴的工作转速：
   Nw=60×1000V/πD
   =60×1000×1.4/π×220
   =121.5r/min

6. 滚筒式飞剪是什么

滚筒式飞剪产品介绍：
滚筒式飞剪应用于各类板带连续冷轧机组出口，实现动态分卷。在剪切过程中，飞剪的上下滚筒做圆周运动，安装在滚筒内的剪刃随滚筒旋转做剪切运动，切断带钢。飞剪可通过调整装置进行剪刃侧间隙的自动或人工调节，以适应不同规格带钢的剪切需要。
滚筒式飞剪适用范围：
该型滚筒式飞剪适用于酸洗轧机联合组、全连续冷轧机组，用于动态分切带钢，也可用于带钢头尾剪切、按设定卷重分卷、按设定长度切定尺以及事故剪切。
滚筒式飞剪设备结构和组成：
滚筒式飞剪，主要由飞剪本体、传动装置、剪刃间隙调节装置、润滑系统等组成。
飞剪本体结构主要由机架，带剪刃的上下滚筒装配等组成。机架为钢结构加工件，滚筒通过圆柱滚子轴承安装在机架内，上下滚筒两端即传动侧和操作侧各设有一对斜齿轮相互啮合，齿轮为同步齿轮，以确保上下滚筒转速严格一致。剪刃安装在滚筒内，经过特殊的热处理工艺制成，综合机械性能高。滚筒操作侧装有止推轴承用于轴向固定滚筒，并承受轴向载荷。

7. 机械原理中的连杆机构分析！！！

第二章 平面连杆机构
案例导入：通过雷达天线、汽车雨刮器、搅拌机等实际应用的机构分析引入四杆机构的概念，介绍四杆机构的组成、基本形式和工作特性。
第一节 铰链四杆机构
一、铰链四杆机构的组成和基本形式
1.铰链四杆机构的组成
如图1-14所示，铰链四杆机构是由转动副将各构件的头尾联接起的封闭四杆系统，并使其中一个构件固定而组成。被固定件4称为机架，与机架直接铰接的两个构件1和3称为连架杆，不直接与机架铰接的构件2称为连杆。连架杆如果能作整圈运动就称为曲柄，否则就称为摇杆。
2.铰链四杆机构的类型
铰链四杆机构根据其两个连架杆的运动形式的不同，可以分为曲柄摇杆机构、双曲柄机构和双摇杆机构三种基本形式。
(1)曲柄摇杆机构。在铰链四杆机构中，如果有一个连架杆做循环的整周运动而另一连架杆作摇动，则该机构称为曲柄摇杆机构。如图2-1所示曲柄摇杆机构，是雷达天线调整机构的原理图，机构由构件AB、BC、固连有天线的CD及机架DA组成，构件AB可作整圈的转动，成曲柄；天线3作为机构的另一连架杆可作一定范围的摆动，成摇杆；随着曲柄的缓缓转动，天线仰角得到改变。如图2-2所示汽车刮雨器，随着电动机带着曲柄AB转动，刮雨胶与摇杆CD一起摆动，完成刮雨功能。如图2-3所示搅拌器，随电动机带曲柄AB转动，搅拌爪与连杆一起作往复的摆动，爪端点E作轨迹为椭圆的运动，实现搅拌功能。
(2)双曲柄机构。在铰链四杆机构中，两个连架杆均能做整周的运动，则该机构称为双曲柄机构。如图2-4所示惯性筛的工作机构原理，是双曲柄机构的应用实例。由于从动曲柄3与主动曲柄1的长度不同，故当主动曲柄1匀速回转一周时，从动曲柄3作变速回转一周，机构利用这一特点使筛子6作加速往复运动，提高了工作性能。当两曲柄的长度相等且平行布置时，成了平行双曲柄机构，如图2-5a）所示为正平行双曲柄机构，其特点是两曲柄转向相同和转速相等及连杆作平动，因而应用广泛。火车驱动轮联动机构利用了同向等速的特点；路灯检修车的载人升斗利用了平动的特点，如图2-6a、b)所示。如图2-5b)为逆平行双曲柄机构，具有两曲柄反向不等速的特点，车门的启闭机构利用了两曲柄反向转动的特点，如图2-6c)所示。
(3)双摇杆机构。两根连架杆均只能在不足一周的范围内运动的铰链四杆机构称为双摇杆机构。如图2-7所示为港口用起重机吊臂结构原理。其中，ABCD构成双摇杆机构，AD为机架，在主动摇杆AB的驱动下，随着机构的运动连杆BC的外伸端点M获得近似直线的水平运动，使吊重Q能作水平移动而大大节省了移动吊重所需要的功率。图2-8所示为电风扇摇头机构原理，电动机外壳作为其中的一根摇杆AB，蜗轮作为连杆BC，构成双摇杆机构ABCD。蜗杆随扇叶同轴转动，带动BC作为主动件绕C点摆动，使摇杆AB带电动机及扇叶一起摆动，实现一台电动机同时驱动扇叶和摇头机构。图2-9所示的汽车偏转车轮转向机构采用了等腰梯形双摇杆机构。该机构的两根摇杆AB、CD是等长的，适当选择两摇杆的长度，可以使汽车在转弯时两转向轮轴线近似相交于其它两轮轴线延长线某点P，汽车整车绕瞬时中心P点转动，获得各轮子相对于地面作近似的纯滚动，以减少转弯时轮胎的磨损。
二、铰链四杆机构中曲柄存在的条件
1.铰链四杆机构中曲柄存在的条件
铰链四杆机构的三种基本类型的区别在于机构中是否存在曲柄，存在几个曲柄。机构中是否存在曲柄与各构件相对尺寸的大小以及哪个构件作机架有关。可以证明，铰链四杆机构中存在曲柄的条件为：
条件一：最短杆与最长杆长度之和不大于其余两杆长度之和。
条件二：连架杆或机架中最少有一根是最短杆。
2.铰链四杆机构基本类型的判别准则
(1)满足条件一但不满足条件二的是双摇杆机构；
(2)满足条件一而且以最短杆作机架的是双曲柄机构；
(3)满足条件一而且最短杆为连架杆的是曲柄摇杆机构;
(4)不满足条件一是双摇杆机构。
【实训例2-1】 铰链四杆机构ABCD如图2-10所示。请根据基本类型判别准则，说明机构分别以AB、BC、CD、AD各杆为机架时属于何种机构。
解：经测量得各杆长度标于图2-10，分析题目给出铰链四杆机构知，最短杆为AD = 20，最长杆为CD = 55，其余两杆AB = 30、BC = 50。
因为 AD＋CD = 20＋55 = 75
AB＋BC = 30＋50 = 80 ＞ Lmin＋Lmax
故满足曲柄存在的第一个条件。
1)以AB或CD为机架时，即最短杆AD成连架杆，故为曲柄摇杆机构；
2)以BC为机架时，即最短杆成连杆，故机构为双摇杆机构；
3)以AD为机架时，即以最短杆为机架，机构为双曲柄机构。
第二节 平面四杆机构的其它形式
一、曲柄滑块机构
在图2-11a）所示的铰链四杆机构ABCD中，如果要求C点运动轨迹的曲率半径较大甚至是C点作直线运动，则摇杆CD的长度就特别长，甚至是无穷大，这显然给布置和制造带来困难或不可能。为此，在实际应用中只是根据需要制作一个导路，C点做成一个与连杆铰接的滑块并使之沿导路运动即可，不再专门做出CD杆。这种含有移动副的四杆机构称为滑块四杆机构，当滑块运动的轨迹为曲线时称为曲线滑块机构，当滑块运动的轨迹为直线时称为直线滑块机构。直线滑块机构可分为两种情况：如图2-11b）所示为偏置曲柄滑块机构，导路与曲柄转动中心有一个偏距e；当e = 0即导路通过曲柄转动中心时，称为对心曲柄滑块机构，如图2-11c）所示。由于对心曲柄滑块机构结构简单，受力情况好，故在实际生产中得到广泛应用。因此，今后如果没有特别说明，所提的曲柄滑块机构即意指对心曲柄滑块机构。
应该指出，滑块的运动轨迹不仅局限于圆弧和直线，还可以是任意曲线，甚至可以是多种曲线的组合，这就远远超出了铰链四杆机构简单演化的范畴，也使曲柄滑块机构的应用更加灵活、广泛。
图2-12所示为曲柄滑块机构的应用。图2-12a）所示为应用于内燃机、空压机、蒸汽机的活塞－连杆－曲柄机构，其中活塞相当于滑块。图2-12b）所示为用于自动送料装置的曲柄滑块机构，曲柄每转一圈活塞送出一个工件。当需要将曲柄做得较短时结构上就难以实现，通常采用图2-12c)所示的偏心轮机构，其偏心圆盘的偏心距e就是曲柄的长度。这种结构减少了曲柄的驱动力，增大了转动副的尺寸，提高了曲柄的强度和刚度，广泛应用于冲压机床、破碎机等承受较大冲击载荷的机械中。
二、导杆机构
在对心曲柄滑块机构中，导路是固定不动的，如果将导路做成导杆4铰接于A点，使之能够绕A点转动，并使AB杆固定，就变成了导杆机构，如图2-13所示。当AB＜BC时，导杆能够作整周的回转，称旋转导杆机构，如图2-13a＝所示。当AB＞BC时导杆4只能作不足一周的回转，称摆动导杆机构，如图2-13b)所示。
导杆机构具有很好的传力性，在插床、刨床等要求传递重载的场合得到应用。如图2-14a)所示为插床的工作机构，如图2-14b)所示为牛头刨床的工作机构。
三、摇块机构和定块机构
在对心曲柄滑块机构中，将与滑块铰接的构件固定成机架，使滑块只能摇摆不能移动，就成为摇块机构，如图2-15a)所示。摇块机构在液压与气压传动系统中得到广泛应用，如图2-15b)所示为摇块机构在自卸货车上的应用，以车架为机架AC，液压缸筒3与车架铰接于C点成摇块，主动件活塞及活塞杆2可沿缸筒中心线往复移动成导路，带动车箱1绕A点摆动实现卸料或复位。将对心曲柄滑块机构中的滑块固定为机架，就成了定块机构，如图2-16a)所示。图2-16b)为定块机构在手动唧筒上的应用，用手上下扳动主动件1，使作为导路的活塞及活塞杆4沿唧筒中心线往复移动，实现唧水或唧油。表2-1给出了铰链四杆机构及其演化的主要型式对比。
第三节 平面四杆机构的工作特性
一、运动特性
在图2-17所示的曲柄摇杆机构中，设曲柄AB为主动件。曲柄在旋转过程中每周有两次与连杆重叠，如图2-17中的B1AC1和AB2C2两位置。这时的摇杆位置C1D和C2D称为极限位置，简称极位。C1D与C2D的夹角 称为最大摆角。曲柄处于两极位AB1和AB2的夹角锐角θ称为极位夹角。设曲柄以等角速度ω1顺时针转动，从AB1转到AB2和从AB2到AB1所经过的角度为（π＋θ）和（π－θ），所需的时间为t1和t2 ，相应的摇杆上C点经过的路线为C1C2弧和C2C1弧，C点的线速度为v1和v2 ，显然有t1＞t2 ，v1＜v2 。这种返回速度大于推进速度的现象称为急回特性，通常用v1与v2的比值K来描述急回特性，K称为行程速比系数，即
K= (2-1)
或有 (2-2)
可见，θ越大K值就越大，急回特性就越明显。在机械设计时可根据需要先设定K值，然后算出θ值，再由此计算得各构件的长度尺寸。
急回特性在实际应用中广泛用于单向工作的场合，使空回程所花的非生产时间缩短以提高生产率。例如牛头刨床滑枕的运动。
二、传力特性
1.压力角和传动角
在工程应用中连杆机构除了要满足运动要求外，还应具有良好的传力性能，以减小结构尺寸和提高机械效率。下面在不计重力、惯性力和摩擦作用的前提下，分析曲柄摇杆机构的传力特性。如图2-18所示，主动曲柄的动力通过连杆作用于摇杆上的C点，驱动力F必然沿BC方向，将F分解为切线方向和径向方向两个分力Ft和Fr ，切向分力Ft与C点的运动方向vc同向。由图知
Ft = F 或 Ft = F
Fr = F 或 Fr = F
α角是Ft与F的夹角，称为机构的压力角，即驱动力F与C点的运动方向的夹角。α随机构的不同位置有不同的值。它表明了在驱动力F不变时，推动摇杆摆动的有效分力Ft的变化规律，α越小Ft就越大。
压力角α的余角γ是连杆与摇杆所夹锐角，称为传动角。由于γ更便于观察，所以通常用来检验机构的传力性能。传动角γ随机构的不断运动而相应变化，为保证机构有较好的传力性能，应控制机构的最小传动角γmin。一般可取γmin≥40°，重载高速场合取γmin≥50°。曲柄摇杆机构的最小传动角出现在曲柄与机架共线的两个位置之一，如图2-18所示的B1点或B2点位置。
偏置曲柄滑块机构，以曲柄为主动件，滑块为工作件，传动角γ为连杆与导路垂线所夹锐角，如图2-19所示。最小传动角γmin出现在曲柄垂直于导路时的位置，并且位于与偏距方向相反一侧。对于对心曲柄滑块机构，即偏距e = 0 的情况，显然其最小传动角γmin出现在曲柄垂直于导路时的位置。
对以曲柄为主动件的摆动导杆机构，因为滑块对导杆的作用力始终垂直于导杆，其传动角γ恒为90°，即γ = γmin = γmax =90°,表明导杆机构具有最好的传力性能。
2.止点
从Ft = F cosα知，当压力角α = 90°时，对从动件的作用力或力矩为零，此时连杆不能驱动从动件工作。机构处在这种位置称为止点，又称死点。如图2-20a)所示的曲柄摇杆机构，当从动曲柄AB与连杆BC共线时，出现压力角α = 90°，传动角γ = 0。如图2-20b)所示的曲柄滑块机构，如果以滑块作主动，则当从动曲柄AB与连杆BC共线时，外力F无法推动从动曲柄转动。机构处于止点位置，一方面驱动力作用降为零，从动件要依靠惯性越过止点；另一方面是方向不定，可能因偶然外力的影响造成反转。
四杆机构是否存在止点，取决于从动件是否与连杆共线。例如上述图2-20a)所示的曲柄摇杆机构，如果改摇杆主动为曲柄主动，则摇杆为从动件，因连杆BC与摇杆CD不存在共线的位置，故不存在止点。又例如前述图2-20b)所示的曲柄滑块机构，如果改曲柄为主动，就不存在止点。
止点的存在对机构运动是不利的，应尽量避免出现止点。当无法避免出现止点时，一般可以采用加大从动件惯性的方法，靠惯性帮助通过止点。例如内燃机曲轴上的飞轮。也可以采用机构错位排列的方法，靠两组机构止点位置差的作用通过各自的止点。
在实际工程应用中，有许多场合是利用止点位置来实现一定工作要求的。如图2-21a）所示为一种快速夹具，要求夹紧工件后夹紧反力不能自动松开夹具，所以将夹头构件1看成主动件，当连杆2和从动件3共线时，机构处于止点，夹紧反力N对摇杆3的作用力矩为零。这样，无论N有多大，也无法推动摇杆3而松开夹具。当我们用手搬动连杆2的延长部分时，因主动件的转换破坏了止点位置而轻易地松开工件。如图2-21b)所示为飞机起落架处于放下机轮的位置，地面反力作用于机轮上使AB件为主动件，从动件CD与连杆BC成一直线，机构处于止点，只要用很小的锁紧力作用于CD杆即可有效地保持着支撑状态。当飞机升空离地要收起机轮时，只要用较小力量推动CD，因主动件改为CD破坏了止点位置而轻易地收起机轮。此外，还有汽车发动机盖、折叠椅等。
第四节 平面四杆机构运动设计简介
四杆机构的设计方法有图解法、试验法、解析法三种。本节仅介绍图解法。
一、按给定的连杆长度和位置设计平面四杆机构
1.按连杆的预定位置设计四杆机构
【例2-2】 已知连杆BC的长度和依次占据的三个位置B1C1、B2C2、B3C3 ，如图2-22所示。求确定满足上述条件的铰链四杆机构的其它各杆件的长度和位置。
解：显然B点的运动轨迹是由B1、B2、B3三点所确定的圆弧，C点的运动轨迹是由C1、C2、C3三点所确定的圆弧，分别找出这两段圆弧的圆心A和D，也就完成了本四杆机构的设计。因为此时机架AD已定，连架杆CD和AB也已定。具体作法如下：
(1)确定比例尺，画出给定连杆的三个位置。实际机构往往要通过缩小或放大比例后才便于作图设计，应根据实际情况选择适当的比例尺 ，见式（1-1）。
(2)连结B1B2、B2B3 ，分别作直线段B1B2和B2B3的垂直平分线b12和b23（图中细实线），此两垂直平分线的交点A即为所求B1、B2、B3三点所确定圆弧的圆心。
(3)连结C1C2、C2C3，分别作直线段C1C2和C2C3的垂直平分线c12、c23（图中细实线）交于点D，即为所求C1、C2、C3三点所确定圆弧的圆心。
(4)以A点和D点作为连架铰链中心，分别连结AB3、B3C3、C3D（图中粗实线）即得所求四杆机构。从图中量得各杆的长度再乘以比例尺，就得到实际结构长度尺寸。
在实际工程中，有时只对连杆的两个极限位置提出要求。这样一来，要设计满足条件的四杆机构就会有很多种结果，这时应该根据实际情况提出附加条件。
【实训例2-3】 如图2-23所示的加热炉门启闭机构，图中Ⅰ为炉门关闭位置，使用要求在完全开启后门背朝上水平放置并略低于炉口下沿，见图中Ⅱ位置。
解：把炉门当作连杆BC，已知的两个位置B1C1和B2C2 ，B和C已成为两个铰点，分别作直线段B1B2、C1C2的平分线得b12和c12 ，另外两铰点A和D就在这两根平分线上。为确定A、D的位置，根据实际安装需要，希望A、D两铰链均安装在炉的正壁面上即图中yy位置，yy直线分别与b12、c12相交点A和D即为所求。
二、按给定的行程速比系数设计四杆机构
设计具有急回特性的四杆机构，一般是根据运动要求选定行程速比系数，然后根据机构极位的几何特点，结合其他辅助条件进行设计。
【实训例2-4】 已知行程速比系数K，摇杆长度lCD，最大摆角 ，请用图解法设计此曲柄摇杆机构。
解：设计过程如图2-24所示，具体步骤：
(1)由速比系数K计算极位角θ。由式（2-2）知

(2)选择合适的比例尺，作图求摇杆的极限位置。取摇杆长度lCD除以比例尺 得图中摇杆长CD，以CD为半径、任定点D为圆心、任定点C1为起点做弧C，使弧C所对应的圆心角等于或大于最大摆角 ，连接D点和C1点的线段C1D为摇杆的一个极限位置，过D点作与C1D夹角等于最大摆角 的射线交圆弧于C2点得摇杆的另一个极限位置C2D。
(3)求曲柄铰链中心。过C1点在D点同侧作C1C2的垂线H，过C2点作与D点同侧与直线段C1C2夹角为（900－θ）的直线J交直线H于点P，连接C2P，在直线段C2P上截取C2P/2得点O，以O点为圆点、OP为半径，画圆K ，在C1C2弧段以外在K上任取一点A为铰链中心。
(4)求曲柄和连杆的铰链中心。连接A、C2点得直线段AC2为曲柄与连杆长度之和，以A点为圆心、AC1为半径作弧交AC2于点E，可以证明曲柄长度AB = C2E/2，于是以A点为圆心、C2E/2为半径画弧交AC2于点B2为曲柄与连杆的铰接中心。
(5)计算各杆的实际长度。分别量取图中AB2、AD、B2C2的长度，计算得：
曲柄长 lAB = AB2，连杆长 lBC = B2C2 ，机架长 lAD = AD。
习题二
2-1 铰链四杆机构按运动形式可分为哪三种类型？各有什么特点？试举出它们的应用实例。
2-2 铰链四杆机构中曲柄存在的条件是什么？
2-3 机构的急回特性有何作用？判断四杆机构有无急回特性的根据是什么？
2-4 题图所示的铰链四杆机构中，各构件的长度已知，问分别以a、b、c、d为机架时，各得什么类型的机构？
2-5 标注出各机构在题图所示位置的压力角和传动角。
实训二 设计平面四杆机构
1.实训目的
掌握平面四杆机构的图解设计方法，初步了解和掌握计算机辅助设计在平面四杆机构设计中的应用。
2.实训内容和要求
（1）设计一铰链四杆机构，已知摇杆长LC D = 0.12m , 摆角 ＝45°，机架长LAD = 0.10m，行程速比系数K=1.4，试用图解法求曲柄和连杆的长度。
（2）使用图解法设计一摆动导杆机构。已知行程速比系数K=1.5，机架长LAD=0.18m。
可自选一题目，采用计算机辅助设计（用AutoCAD图解设计）。
3.实训过程。参考实训例2-4。
4. 采用AutoCAD图解设计的实训步骤
按照自选好的题目初步构思、拟定作图步骤，然后上机操作：①进入AutoCAD工作界面；②按作图步骤作图；③利用查询功能测出设计结果；④保存设计结果。

8. 机械设计 飞剪机构

横向剪切运行中的轧件的剪切机叫做飞剪，是一种能快速切断铁板、钢管、纸卷的加工设备，是冶金轧钢行业、高速线材及螺纹钢定尺剪断机，是现代轧制棒材剪断中的产品，具有耗电少、投资成本低的特点。飞剪是钢铁企业用来对金属坯料进行剪切加工的重要设备，其性能的优劣将直接影响轧制生产线的生产效率。飞剪机构的结构形式有很多种．本章采用四连杆结构形式，通过对其机架、上下曲柄、上下连杆、上下摇杆和工件的简单三维建模．并进行装配、仿真，可以得出工件在剪切过程中受到的剪切力和两剪刃的运动轨迹。飞剪常用于轧钢，造纸等生产线上。在连轧钢坯车间或小型型钢车间里，它安放在轧制线的后部，将轧件切成定尺或仅切头切尾。在冷、热带钢车间的横剪机组、重剪机组、镀锌机组和镀锡机组里都配置有各种不同类型的飞剪，将带钢剪成定尺或裁成规定重量的钢卷。广泛采用飞剪有利于使轧钢生产迅速向高速化、连续化方向发展。因此，它是轧钢生产发展的重要环节之一。

9. 带式输送机传动装置

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10. 江湖告急-机械设计课程设计 设计传动装置

仅供参考

一迹正、传动方案拟定
第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转滚或速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带大州伍 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
Y100l2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
（5） 确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求转矩：已知T2=198.58N?m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。

主动轴的设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，
4 确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=50mm
②求转矩：已知T=53.26N?m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够

（7） 滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱体的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm
(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.

九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；
[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版