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黃河科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書(shū)
工 學(xué)院 機(jī)械 系 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 專(zhuān)業(yè) 2008 級(jí) 1 班
學(xué)號(hào) 學(xué)生 指導(dǎo)教師
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）題目
對(duì)輥機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）工作內(nèi)容與基本要求（目標(biāo)、任務(wù)、途徑、方法，應(yīng)掌握的原始資料（數(shù)據(jù)）、參考資料（文獻(xiàn)）以及設(shè)計(jì)技術(shù)要求、注意事項(xiàng)等）（紙張不夠可加頁(yè)）
主要內(nèi)容：
1、對(duì)輥機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)的類(lèi)型與分析研究；
2、對(duì)輥機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)原則與組成；
3、對(duì)輥機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)與設(shè)計(jì)圖紙；
4、寫(xiě)出文獻(xiàn)綜述，翻譯外文資料。
基本要求：
1、所設(shè)計(jì)系統(tǒng)應(yīng)符合生產(chǎn)實(shí)際，工作可靠，經(jīng)濟(jì)實(shí)用，維修方便；
2、所設(shè)計(jì)系統(tǒng)應(yīng)有創(chuàng)新點(diǎn)，并選1—2個(gè)典型器件進(jìn)行校核；
3、在設(shè)計(jì)中應(yīng)發(fā)揚(yáng)團(tuán)隊(duì)精神，綜合運(yùn)用在校期間所學(xué)的專(zhuān)業(yè)知識(shí)和技能。
主要參考資料：
對(duì)輥機(jī)設(shè)計(jì)有關(guān)資料、機(jī)械電氣設(shè)計(jì)手冊(cè)、教科書(shū)及相關(guān)中外文期刊。
時(shí)間及任務(wù)安排：
1、1----2周：考察調(diào)研，實(shí)習(xí)參觀，收集資料，完成開(kāi)題報(bào)告；
2、3----4周：完成文獻(xiàn)翻譯，文獻(xiàn)綜述，初步擬定總體設(shè)計(jì)方案；
3、5----9周：完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)初稿，基本完成課題設(shè)計(jì)、計(jì)算繪圖等工作；
4、10---11周: 完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)、設(shè)計(jì)圖紙，整理完成所有設(shè)計(jì)文件；
5、第12 周：做好答辯前的所有準(zhǔn)備工作。
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）時(shí)間： 2012年 2 月 13 日至 2012 年 5 月 15 日
計(jì) 劃 答 辯 時(shí) 間： 2012年 5 月 19 日
專(zhuān)業(yè)（教研室）審批意見(jiàn)：
審批人（簽字）：
黃河科技學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）開(kāi)題報(bào)告表
課題名稱(chēng)
對(duì)輥機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
課題來(lái)源
教師擬訂
課題類(lèi)型
AX
指導(dǎo)教師
學(xué)生姓名
專(zhuān) 業(yè)
機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
學(xué) 號(hào)
一、資料準(zhǔn)備
1、通過(guò)到華宏機(jī)械廠實(shí)習(xí)，初步了解了對(duì)輥機(jī)的結(jié)構(gòu)；
2、查閱了對(duì)輥機(jī)資料，參考了設(shè)計(jì)手冊(cè)、教科書(shū)、外文書(shū)刊等相關(guān)書(shū)籍；
3、通過(guò)實(shí)習(xí)和資料、資源整合，具備了主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的思路。
二、設(shè)計(jì)目的及要求
1、設(shè)計(jì)主傳動(dòng)系統(tǒng)，使其具有一定的實(shí)用性、可靠性、經(jīng)濟(jì)型；
2、所設(shè)計(jì)系統(tǒng)應(yīng)符合生產(chǎn)實(shí)際，工作可靠，維修、調(diào)整、拆卸方便；
3、所設(shè)計(jì)的主傳動(dòng)結(jié)構(gòu)能為對(duì)輥機(jī)工作提供60kw的功率和19.4r/min的轉(zhuǎn)速；
4、盡量選用通用件以降低制造成本，并選1—2個(gè)典型零件進(jìn)行校核；
5、在設(shè)計(jì)中應(yīng)發(fā)揚(yáng)團(tuán)隊(duì)精神，綜合運(yùn)用在校期間所學(xué)的專(zhuān)業(yè)知識(shí)和技能。
三、設(shè)計(jì)思路與預(yù)期成果
1、通過(guò)實(shí)地參觀、資料收集和信息整合，進(jìn)行主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)；
2、培養(yǎng)獨(dú)立設(shè)計(jì)思路、增強(qiáng)創(chuàng)新能力；
3、設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)合理的主傳動(dòng)系統(tǒng)，使其滿(mǎn)足生產(chǎn)需要、降低勞動(dòng)強(qiáng)度、提高生產(chǎn)效率，同時(shí)便于安裝、拆卸及檢修；
4、完成文獻(xiàn)綜述、文獻(xiàn)翻譯、設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)各一份，繪制裝配圖和零件圖。
四、設(shè)計(jì)任務(wù)完成的階段及時(shí)間安排
1、1---2周 考察調(diào)研，實(shí)習(xí)參觀，收集資料，完成開(kāi)題報(bào)告；
2、3---4周 完成文獻(xiàn)翻譯，文獻(xiàn)綜述，初步擬定總體設(shè)計(jì)方案；
3、5---9周 完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)初稿，基本完成整體設(shè)計(jì)、計(jì)算、繪圖等工作；
4、10-11周 完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)、設(shè)計(jì)圖紙，整理完成所有設(shè)計(jì)文件；
5、第12 周 做好答辯前準(zhǔn)備工作。
五、完成設(shè)計(jì)（論文）所具備的條件因素
1、實(shí)習(xí)和相關(guān)資料的查閱、消化、整合；
2、在以前的學(xué)習(xí)中進(jìn)行多次的課程設(shè)計(jì)和生產(chǎn)實(shí)習(xí)，積累了一定的實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，為畢業(yè)設(shè)計(jì)的
進(jìn)行打下了基礎(chǔ)；
3、機(jī)電技術(shù)的不斷發(fā)展為設(shè)計(jì)提供了技術(shù)支持；
4、良好的設(shè)計(jì)環(huán)境和指導(dǎo)老師的指導(dǎo)。
指導(dǎo)教師簽名： 日期：
課題來(lái)源：（1）教師擬訂；（2）學(xué)生建議；（3）企業(yè)和社會(huì)征集；（4）科研單位提供
課題類(lèi)型：（1）A—工程設(shè)計(jì)（藝術(shù)設(shè)計(jì)）；B—技術(shù)開(kāi)發(fā)；C—軟件工程；D—理論研究；E—調(diào)研報(bào)告 （2）X—真實(shí)課題；Y—模擬課題；Z—虛擬課題
要求（1）、（2）均要填，如AY、BX等。
黃河科技學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（文獻(xiàn)綜述） 第 4 頁(yè)
單位代碼 02
學(xué) 號(hào) 080105044
分 類(lèi) 號(hào) TH6
密 級(jí)
畢業(yè)設(shè)計(jì)
文獻(xiàn)綜述
院（系）名稱(chēng)
工學(xué)院機(jī)械系
專(zhuān)業(yè)名稱(chēng)
機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
學(xué)生姓名
指導(dǎo)教師
2012年 03 月 10 日
對(duì)輥機(jī)概述及傳動(dòng)系統(tǒng)基本結(jié)構(gòu)
摘要：本次設(shè)計(jì)的主要目的是對(duì)對(duì)輥機(jī)設(shè)備的整體結(jié)構(gòu)有進(jìn)一步的了解，講述了對(duì)輥機(jī)的定義、應(yīng)用現(xiàn)狀、用途、分類(lèi)等簡(jiǎn)單的介紹。其系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、結(jié)構(gòu)組成分析、分級(jí)變速分析、傳動(dòng)件的分析計(jì)算進(jìn)行研究，通過(guò)選用原則的敘述，使我們對(duì)對(duì)輥機(jī)使用性能有進(jìn)一步的了解。同時(shí)，對(duì)對(duì)輥機(jī)的技術(shù)發(fā)展動(dòng)態(tài)與趨勢(shì)做了簡(jiǎn)單的敘述。關(guān)鍵詞：對(duì)輥機(jī)，主傳動(dòng)系統(tǒng)
1 對(duì)輥機(jī)的定義原理、現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì)
1.1對(duì)輥機(jī)的定義
對(duì)輥機(jī)是一種重要的機(jī)械生產(chǎn)設(shè)備。它廣泛應(yīng)用于工業(yè)生產(chǎn)的各個(gè)領(lǐng)域，諸如電力、水泥、建材、冶金等工作部門(mén)，多用于進(jìn)行材料成型壓制以及對(duì)各種中等硬度的物料粉碎上。輥式破碎機(jī)按輥?zhàn)訑?shù)目可分為單輥、雙輥、多輥幾種類(lèi)型；按輥面開(kāi)關(guān)分為光輥、齒輥。光輥主要適應(yīng)于中等硬度礦石的中、細(xì)碎作業(yè)；齒輥適用于脆性和松軟物料的粗、中碎。輥式破碎機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、成本低廉，具有排料力度大小可調(diào)等優(yōu)點(diǎn)。因此設(shè)計(jì)制造出滿(mǎn)足生產(chǎn)使用要求的對(duì)輥機(jī)十分必要。
1.2對(duì)輥機(jī)的工作原理
對(duì)輥機(jī)主要由輥輪、滾輪支撐軸承、壓緊和調(diào)節(jié)裝置以及驅(qū)動(dòng)裝置等部分組成。出料粒度的調(diào)節(jié)：兩輥輪之間裝有楔形或者墊片調(diào)節(jié)裝置，楔形裝置的頂端裝有調(diào)整螺栓，當(dāng)調(diào)整螺栓將楔塊向上拉起時(shí)，楔塊將活動(dòng)輥輪頂離固定輪，即兩輥輪間隙變大，出料粒度變大，當(dāng)楔塊向下時(shí)，活動(dòng)輥輪在壓緊彈簧的作用下兩輪間隙變小，出料粒度變小。墊片裝置是通過(guò)增減墊片的數(shù)量或厚薄來(lái)調(diào)節(jié)出料粒度的大小的，當(dāng)增加墊片時(shí)兩輥輪間隙變大，當(dāng)減少墊片時(shí)兩輥輪間隙變小，出料粒度變小。
兩個(gè)輥?zhàn)臃謩e用兩個(gè)電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)，并作相向轉(zhuǎn)動(dòng)。礦石由上部給入，破碎是在兩個(gè)輥?zhàn)娱g形成的間隙中進(jìn)行的。金屬礦山由于多使用光滑滾面，所以破碎作用主要是靠壓碎，并附帶有些研磨作用。破碎后的物料借重力自行排出。這種破碎機(jī)的特點(diǎn)是由于物料通過(guò)兩個(gè)輥?zhàn)又虚g時(shí)，只受壓一次，所以過(guò)粉碎現(xiàn)象少。
1.3對(duì)輥機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀
對(duì)輥機(jī)是磚瓦行業(yè)使用最多的原料破碎設(shè)備，也是歷史最悠久的破碎機(jī)械，現(xiàn)在，對(duì)輥機(jī)經(jīng)過(guò)不斷的發(fā)展和創(chuàng)新，其家族成員已經(jīng)相當(dāng)豐富，幾乎是只要有磚瓦廠的地方，就能見(jiàn)到對(duì)輥機(jī)的影子。對(duì)輥機(jī)的正式名稱(chēng)應(yīng)當(dāng)稱(chēng)之為“輥式破碎機(jī)”或者“滾筒式破碎機(jī)”，英文名稱(chēng)為 “POLL CRUSHER”,意思也就是“滾筒式破碎機(jī)”。一般來(lái)講，它是依靠?jī)芍惠佂蚕嘞蜣D(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的摩擦作用，將物料帶進(jìn)兩輥之間的夾縫中，受到連續(xù)擠壓而破碎的。對(duì)輥機(jī)的用途非常廣泛，化學(xué)礦山、煤礦、鋼鐵廠和陶瓷廠都有它的用武之地，當(dāng)然，磚瓦廠才是對(duì)輥機(jī)用的最多的地方，它主要用于破碎中等硬度以下的物料，例如：鋁礬土、磷礦石、粘土、頁(yè)巖等等。
對(duì)輥機(jī)最大的優(yōu)點(diǎn)就是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造加工容易，它的動(dòng)力能耗小、產(chǎn)量卻比較高。對(duì)輥機(jī)對(duì)原料的適應(yīng)范圍非常寬，對(duì)于含水率超過(guò)25%額物料，對(duì)輥機(jī)也能“輕松自如”地處理，這是許多其他破碎設(shè)備望塵莫及的。正是這些原因，對(duì)輥機(jī)才如此受到磚瓦廠的青睞。
1、在運(yùn)行可靠性方面，進(jìn)口自動(dòng)也要高出國(guó)產(chǎn)一截，部分國(guó)產(chǎn)對(duì)輥破碎機(jī)的故障率較高。因此，許多破碎機(jī)生產(chǎn)企業(yè)不得不購(gòu)買(mǎi)多臺(tái)國(guó)產(chǎn)自動(dòng)，以防因維修機(jī)器而影響正常生產(chǎn)。
2、在質(zhì)量方面，由于對(duì)輥破碎機(jī)是機(jī)械中較為復(fù)雜的機(jī)械，它包羅了機(jī)、電、氣、光和其它技術(shù)于一體，而口前國(guó)內(nèi)破碎機(jī)制造廠無(wú)論是產(chǎn)品的最初設(shè)計(jì)水平，還是后來(lái)的加工與裝配水平，都與國(guó)外同行有著十幾年的差距，無(wú)法生產(chǎn)出真正有競(jìng)爭(zhēng)力的產(chǎn)品。
要縮小差距并迎頭趕上和超過(guò)國(guó)外先進(jìn)技術(shù)，國(guó)產(chǎn)破碎機(jī)生產(chǎn)廠家必須增加投入。引進(jìn)國(guó)內(nèi)、外先進(jìn)的破碎理念和技術(shù)，提高加工工藝設(shè)計(jì)和加工設(shè)備檔次，對(duì)我國(guó)破碎機(jī)的質(zhì)量和技術(shù)提高是必須的。如能與礦山及其他用戶(hù)在運(yùn)行、維修、保養(yǎng)等方面進(jìn)行經(jīng)常、廣泛、深入的交流，是非常有益的。
1.4對(duì)輥機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)及存在的問(wèn)題
1.4.1 對(duì)輥破碎機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀
在質(zhì)量方面，由于對(duì)輥破碎機(jī)是機(jī)械中較為復(fù)雜的機(jī)械，它包羅了機(jī)、電、氣、光和其它技術(shù)于一體，而口前國(guó)內(nèi)破碎機(jī)制造廠無(wú)論是產(chǎn)品的最初設(shè)計(jì)水平，還是后來(lái)的加工與裝配水平，都與國(guó)外同行有著十幾年的差距，無(wú)法生產(chǎn)出真正有競(jìng)爭(zhēng)力的產(chǎn)品.
在適應(yīng)性方面，國(guó)產(chǎn)對(duì)輥破碎機(jī)的功能比較單一，適應(yīng)面也比較窄，對(duì)待裝對(duì)輥破碎機(jī)的形狀與休積等均有較嚴(yán)格的規(guī)定，一般只適用一二種破碎機(jī)，而國(guó)內(nèi)同一些破碎機(jī)生產(chǎn)企業(yè)所生產(chǎn)的破碎機(jī)規(guī)格各不相同，產(chǎn)量也不同，這就給相關(guān)工作帶來(lái)一定的困難。而國(guó)外破碎機(jī)生產(chǎn)廠商特別注重這方面的問(wèn)題，他們所生產(chǎn)的設(shè)備功能更加靈活多變，適用范圍也更廣。
在運(yùn)行可靠性方面，進(jìn)口自動(dòng)也要高出國(guó)產(chǎn)一截，部分國(guó)產(chǎn)對(duì)輥破碎機(jī)的故障率較高。因此，許多破碎機(jī)生產(chǎn)企業(yè)不得不購(gòu)買(mǎi)多臺(tái)國(guó)產(chǎn)自動(dòng)，以防因維修機(jī)器而影響正常生產(chǎn)。
在工作效率方面，由于國(guó)產(chǎn)破碎機(jī)的運(yùn)行速度大多在中低檔水平，且自動(dòng)化程度一般，其生產(chǎn)效率自然不如以生產(chǎn)高檔產(chǎn)品著稱(chēng)的國(guó)外同類(lèi)產(chǎn)品‘這樣就等于無(wú)形中增加了企業(yè)的成本，降低了企業(yè)的利潤(rùn)，造成了極大的浪費(fèi)?？傊?，目前國(guó)產(chǎn)破碎機(jī)存在著適應(yīng)物種類(lèi)單一、紙盒尺寸的變化范圍小、生產(chǎn)速度普遍停留在中低速水平等不完善之處。
1.4.2 對(duì)輥破碎機(jī)所存在的問(wèn)題
破碎機(jī)的研制是一個(gè)復(fù)雜的系統(tǒng)工程，需要有雄厚的技術(shù)力量、精密的生產(chǎn)工藝等多方而的要求，而目前我國(guó)在這方面的投入甚少，行業(yè)中的產(chǎn)品生產(chǎn)與基礎(chǔ)研究經(jīng)費(fèi)的投入比例嚴(yán)重失調(diào)，生產(chǎn)廠家只顧眼前利益，不愿投入資金進(jìn)行基礎(chǔ)研究?？梢哉f(shuō)，對(duì)輥破碎機(jī)的研發(fā)力量薄弱與經(jīng)費(fèi)嚴(yán)重不足造成其技術(shù)含量低下，無(wú)法與國(guó)外同類(lèi)產(chǎn)品競(jìng)爭(zhēng)，且只能靠低價(jià)維持其市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力，無(wú)法長(zhǎng)期占領(lǐng)市場(chǎng)的現(xiàn)狀。
在行業(yè)中，對(duì)輥破碎機(jī)低水平重復(fù)太多，應(yīng)變能力不強(qiáng)，國(guó)內(nèi)的大部分生產(chǎn)廠商規(guī)模都很小，且大多生產(chǎn)同種類(lèi)型的設(shè)備。在市場(chǎng)上進(jìn)行低價(jià)惡性競(jìng)爭(zhēng)，而一旦遇上市場(chǎng)耍求變動(dòng)，又無(wú)法及時(shí)轉(zhuǎn)型，從而極易被市場(chǎng)所淘汰。
現(xiàn)今市場(chǎng)上的破碎機(jī)設(shè)備兼容性較小，適用也不廣泛，一般為一對(duì)一的，既使可以包不同的對(duì)輥破碎機(jī)，更換模具也不是很方便.如果把工序相同或類(lèi)似的機(jī)械做成一種或幾種標(biāo)準(zhǔn)設(shè)備，需要更換的部位做成能獨(dú)立運(yùn)行的基木單元體，通過(guò)接口相連實(shí)現(xiàn)和上機(jī)的連機(jī)，使其和上機(jī)成為一個(gè)共同體(類(lèi)似積木的形式，可以根據(jù)耍求進(jìn)行組合)，在實(shí)際應(yīng)用中根據(jù)自己的需要對(duì)基木單元體進(jìn)行自行組合就行了。如果能實(shí)現(xiàn)這種設(shè)計(jì)，既方便操作者更換模具，又可以極大的減少浪費(fèi)，同時(shí)增大了機(jī)器的靈活性和適用性。
1.4.3 新型對(duì)輥機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)
進(jìn)一步完善產(chǎn)品系列規(guī)格，產(chǎn)品向大型化發(fā)展；破碎機(jī)親型耐磨材料及結(jié)構(gòu)研究，產(chǎn)品向冶金礦業(yè)高硬度物料破碎領(lǐng)域推廣；減速器潤(rùn)滑技術(shù)研究，研究減速器內(nèi)部結(jié)構(gòu)，采用自潤(rùn)滑取消潤(rùn)滑站。
2 傳動(dòng)系統(tǒng)基本結(jié)構(gòu)
主傳動(dòng)結(jié)構(gòu)有電機(jī)、三角帶、皮帶輪、驅(qū)動(dòng)齒輪使輥?zhàn)愚D(zhuǎn)動(dòng)、兩輥相向旋轉(zhuǎn)組成。首先先進(jìn)行減速器的設(shè)計(jì)，根據(jù)電機(jī)的轉(zhuǎn)速和減速器的輸出轉(zhuǎn)速計(jì)算總傳動(dòng)比，然后進(jìn)行傳動(dòng)比的分配；再計(jì)算各軸的動(dòng)力參數(shù)；高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)；低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)；為了使減速器更好的工作和延長(zhǎng)使用壽命，要為減速器進(jìn)行適當(dāng)?shù)臐?rùn)滑，最后根據(jù)各數(shù)據(jù)和要求確定箱體尺寸。
3 結(jié)語(yǔ)
機(jī)械制造設(shè)備現(xiàn)在越來(lái)越與自動(dòng)控制融合在一起，純粹的機(jī)械產(chǎn)品或者純粹的電子產(chǎn)品都不能夠適用當(dāng)前的形勢(shì)。只有將二者運(yùn)用系統(tǒng)的觀點(diǎn)結(jié)合起來(lái)，引入信息論、控制論等現(xiàn)代先進(jìn)的制造理論，制造成具有綜合運(yùn)用機(jī)械和電子的各自?xún)?yōu)勢(shì)結(jié)合在一起的機(jī)電一體化的產(chǎn)品，才能適應(yīng)當(dāng)前的發(fā)展形勢(shì)。
參考文獻(xiàn)
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黃河科技學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) （文獻(xiàn)翻譯 ） 第 12頁(yè)
單位代碼 02
學(xué) 號(hào) 080105044
分 類(lèi) 號(hào) TH6
密 級(jí)
畢業(yè)設(shè)計(jì)
文獻(xiàn)翻譯
院（系）名稱(chēng)
工學(xué)院機(jī)械系
專(zhuān)業(yè)名稱(chēng)
機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
學(xué)生姓名
指導(dǎo)教師
2012年 03 月 10 日
用一種新的多體動(dòng)力學(xué)齒輪敲擊模型
預(yù)測(cè)嚙合齒輪的振動(dòng)力
機(jī)械和系統(tǒng)設(shè)計(jì)系, 弘益大學(xué), 121-791,韓國(guó)首爾
機(jī)械工程系,慶北國(guó)立大學(xué),702-701,韓國(guó)大邱
南陽(yáng)研發(fā)中心,現(xiàn)代汽車(chē)公司,772-1,445-706, 韓國(guó)京畿省
摘要：建立了一種多體動(dòng)力學(xué)方法來(lái)預(yù)測(cè)在各種速度下負(fù)載和空載的斜齒圓柱齒輪副振動(dòng)傳遞的力。該模型還可以用來(lái)計(jì)算手動(dòng)變速箱的軸承力，并且，這個(gè)軸承力可能轉(zhuǎn)換為敲擊噪聲?？紤]了嚙合齒輪輪齒的彎曲性能和傳動(dòng)軸的扭轉(zhuǎn)性能并且分別通過(guò)計(jì)算輪齒的彎曲剛度和在兩個(gè)齒輪中間的傳動(dòng)軸部分上增加扭轉(zhuǎn)彈簧，在多體動(dòng)力學(xué)模型中將二者有效的表達(dá)了出來(lái)。對(duì)出輪和軸承上的應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算和比較。盡管兩種模型得出的結(jié)果非常相似，但與基于頻率的模型相比,等效模型只花費(fèi)58%的計(jì)算時(shí)間。
關(guān)鍵詞：敲擊噪聲,齒輪力波動(dòng),手動(dòng)變速箱,多體運(yùn)動(dòng)力學(xué),齒輪間隙
1. 引言
齒輪敲擊是一種典型的齒輪噪聲現(xiàn)象，它的產(chǎn)生是由于發(fā)動(dòng)機(jī)中不規(guī)則的燃燒產(chǎn)生的能量而引起的扭矩的波動(dòng)，如圖1. 接著，齒輪敲擊會(huì)使輪齒沖擊空載齒輪在齒側(cè)間隙內(nèi)波動(dòng)(Seaman等人,1984年; Padmanabhan等人, 1995年;Kamo等人,1996年).波動(dòng)的影響傳播到軸承上(Fujimot-o和 Kizuka,2001年), 軸承的反作用力可以計(jì)算出來(lái)并且可以轉(zhuǎn)化為齒輪敲擊密度( Sakaiet等人. 1981年; Wang 等人,2001年, 2002年)。由于柴油機(jī)廣泛用于客車(chē),所以為了獲得首要的設(shè)計(jì)能力，在設(shè)計(jì)的初步階段考慮自動(dòng)變速器的齒輪敲擊噪聲是至關(guān)重要的。為了達(dá)到這個(gè)目標(biāo)，應(yīng)該開(kāi)發(fā)可以在各種擋位下的嚙合和非嚙合狀態(tài)下以及受到的傳動(dòng)軸上軸承的波動(dòng)作用力時(shí)，可以計(jì)算齒輪振動(dòng)力的有效的數(shù)值模型。
圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的振動(dòng)隨時(shí)間的變化
這個(gè)問(wèn)題已經(jīng)引起了廣發(fā)的關(guān)注.Kuburet(2004年)提出了一種由多個(gè)撓性軸組成的多軸斜齒輪減速箱的動(dòng)態(tài)模型。該模型由連接三維計(jì)算齒輪副模型的有限元的軸模型構(gòu)成。此模型用以分析自由和受迫振動(dòng)的系統(tǒng)。Park等人（2004年)開(kāi)發(fā)了一個(gè)帶有靈活的軸承的齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)有限元模型，用來(lái)測(cè)算軸承系數(shù)對(duì)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)影響。用一個(gè)帶有彈簧的剛性圓盤(pán)進(jìn)行齒輪嚙合模擬。
由于接觸點(diǎn)法向的彈性變形而引起的嚙合直齒輪輪齒剛度的變化通過(guò)有限元分析做出計(jì)算。（Kimet. 2000年），將齒輪剛度視為隨時(shí)間變化的系數(shù)（Blankenship and Singh, 1995年;Theodossiades and Natsiavas, 2000年）。分析了由于傳動(dòng)誤差和輪齒側(cè)隙而引起的傳動(dòng)系統(tǒng)的非線性動(dòng)態(tài)行為，并且開(kāi)發(fā)出一種基于計(jì)算傳動(dòng)誤差和齒側(cè)間隙的運(yùn)動(dòng)方程（Choi.1997年；Singh.1989年）。
對(duì)齒輪誤差和軸的變形的關(guān)系也有相關(guān)的分析。軸和支撐軸的變形通過(guò)有限元建立了模型（Park and Cho, 2001年）。Kim and Singh (2001年)提出了一種分析模型，可以說(shuō)明在驅(qū)動(dòng)敲擊模式下負(fù)載和空載齒輪副的動(dòng)態(tài)交互作用，并且與實(shí)驗(yàn)結(jié)果做了比較。Park (2007年)最近研發(fā)了一種基于負(fù)載齒輪和剛性軸來(lái)研究手動(dòng)變速器的齒輪敲擊的動(dòng)態(tài)數(shù)值模型。
Yakoub （2004年)開(kāi)發(fā)了一種數(shù)值模型用于預(yù)測(cè)由手動(dòng)變速箱發(fā)出的敲擊噪聲，是通過(guò)使用DADS計(jì)算柔性多體動(dòng)力和振動(dòng)噪聲的。建立了模擬簡(jiǎn)單和復(fù)雜的單行星齒輪組嚙合模型，用于模擬在簡(jiǎn)單和復(fù)雜行星齒輪系中齒輪嚙合激勵(lì)的方法，并被證明適用于評(píng)價(jià)噪音和震動(dòng)水平（Morgan.2007年）。最近一個(gè)前輪驅(qū)動(dòng)的手動(dòng)變速箱的摩擦動(dòng)力模型被建立出來(lái)，用以研究間歇聲響以及考慮液壓接觸反應(yīng)和側(cè)面摩擦（Tangasawi,2007年）。用有限元和邊界元方法來(lái)降低軸系中齒輪的噪聲（Kim,2007年）。
然而，由于之前的大多數(shù)研究只集中在一個(gè)單一的簡(jiǎn)單齒輪副或基于簡(jiǎn)單的有限元分析，不能有效的考慮在多級(jí)齒輪變換中加載和卸載齒輪振動(dòng)力的聯(lián)合作用。這個(gè)研究的目的就是研發(fā)一個(gè)高效的多體力學(xué)模型來(lái)測(cè)算在不同速度和軸承反作用力的作用下負(fù)載齒輪和空載齒輪所受到的波動(dòng)力。有效的考慮了嚙合輪齒的彎度以及減速器傳動(dòng)軸的扭轉(zhuǎn)撓度，并且在多體動(dòng)力學(xué)模型中分別通過(guò)計(jì)算輪齒的彎曲剛度和在兩個(gè)齒輪軸向中的截面上增加一個(gè)扭轉(zhuǎn)彈簧使之具體化。計(jì)算了在輪齒和軸承上的反作用力并和其他三種方法做了比較。這三種方法分別為等效模型、剛體模型和基于頻率的模型。
2. 多體等效模型
必須建立的一個(gè)能夠真實(shí)反映現(xiàn)實(shí)工作條件的變速器的多體力學(xué)模型，來(lái)準(zhǔn)確的進(jìn)行負(fù)載分析。一個(gè)前置前驅(qū)的手動(dòng)變速箱包括離合器、輸入軸和主軸、嚙合斜齒齒輪副以及主減和外殼。圖2是六檔手動(dòng)變速驅(qū)動(dòng)橋的三維模型，它連接了手動(dòng)變速器、主減速器和差速器使之成為一個(gè)整體。圖3是利用MSC/ADAMS構(gòu)建的反應(yīng)圖2的多體力學(xué)模型。
圖2 手動(dòng)變速箱的三維齒輪傳動(dòng)鏈模型
圖3 手動(dòng)變速箱的多體分析模型
該模型的建立基于以下三個(gè)假設(shè)：（1）軸與輪齒是撓性的并且軸承襯套擁有六個(gè)自由度；（2）彎曲造成的齒輪剛度的變化是沿著兩個(gè)斜齒間接觸點(diǎn)移動(dòng)的；（3）脈動(dòng)轉(zhuǎn)矩或加速是通過(guò)離合器輸入到輸出軸的。
2.1 輪齒的抗彎剛度
圖4顯示了作用于斜齒輪輪齒的的力的三個(gè)分力的原理圖。切向方向的分力傳遞載荷，將產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩的是傳輸扭矩的傳輸載荷。這個(gè)重要的切向力有以下關(guān)系：
圖4 作用在斜齒輪牙上的分力
k() (1)
= (2)
r為齒輪半徑;是齒輪在轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)輪齒在接觸點(diǎn)處的彎曲而產(chǎn)生的輪齒轉(zhuǎn)角；下角標(biāo)的g和p分別是大齒輪和小齒輪;是切向力(N);n是速度(rpm);T是扭矩(Nm);V是節(jié)點(diǎn)速度(m/s).
方程1中點(diǎn)輪齒等效抗彎剛度k可以由一個(gè)建立在齒輪牙上的卡氏定分析獲得。如圖5
圖5 齒輪牙上的各名稱(chēng)
(3)
其中c=()/,d=()/,是基圓的間隙；是接觸深度；E是初始的模；b是齒輪厚度。
因此，可以通過(guò)機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)（選擇一個(gè)函數(shù)的輸入）結(jié)合方程（3）中的k計(jì)算出切向的傳遞力，并且它隨齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)而改變。因?yàn)榭紤]到了k，輪齒的彎曲撓度的影響也已包含在等效模型里了。
2.2 軸的扭轉(zhuǎn)剛度
在等效模型中，變速箱軸的扭轉(zhuǎn)剛度在機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)中由在每個(gè)軸的截面的具有扭轉(zhuǎn)率扭轉(zhuǎn)彈簧表示。
= （4）
L是兩個(gè)齒輪間實(shí)心軸的寬度；G是剪切模量；J是兩端的慣性。圖6代表了軸的等效模型上扭轉(zhuǎn)彈簧的位置
3. 基于頻率的模型
另一種基于頻率的模型已經(jīng)被研發(fā)出來(lái)。固有頻率和手動(dòng)變速箱的輸入輸出軸是基于有限元分析計(jì)算出來(lái)的,而且為了反映軸的剛度，計(jì)算結(jié)果可以通過(guò)機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)進(jìn)行自動(dòng)分析閱讀(如圖7、圖8中所示).為了從三維有限網(wǎng)格的軸中立體的展示和處理所有部件的剛度, 這種模式往往需要三到四個(gè)小時(shí)才能完成。但是四個(gè)小時(shí)對(duì)于迅速檢驗(yàn)這一設(shè)計(jì)概念來(lái)說(shuō)過(guò)于漫長(zhǎng);因此,需要開(kāi)發(fā)一個(gè)更有效率更快的模式。表1中展示了兩個(gè)軸的固有頻率,在這個(gè)模型中再次利用方程（3）計(jì)算輪齒的抗彎剛度。
圖6 帶有扭力彈簧輸入輸出軸的動(dòng)態(tài)模擬
圖7 前置后驅(qū)手動(dòng)變速箱輸出軸模型
圖8 前置后驅(qū)手動(dòng)變速箱輸入軸模型
表1 軸的固有頻率
頻率
輸入軸（Hz）
輸出軸（Hz）
彎曲
扭轉(zhuǎn)
彎曲
扭轉(zhuǎn)
一檔
1705
-
1549
-
二檔
4575
5035
1969
5362
三檔
8196
11482
5300
11231
4 分析和結(jié)果
為了便于比較，建立了三種不同的模型:等效模型,剛體模型和基于頻率的模型。剛體模型包括了全部的剛性軸和齒輪，并別只有剛度模型在ADAMS中實(shí)現(xiàn)。
4.1 剛體和基于頻率的模型
剛體和基于頻率的動(dòng)力學(xué)模型在輸出、輸入和差動(dòng)軸的角速度進(jìn)行比較、嚙合齒輪和分離齒輪間的波動(dòng)力的比較、在軸承上的反作用力這幾個(gè)方面做了比較。兩個(gè)模型對(duì)三個(gè)軸計(jì)算出來(lái)的角速度變化圖的結(jié)果近似相似，如圖9所示。該圖是基于齒輪每?jī)擅霃目辙D(zhuǎn)連續(xù)的變換，共六個(gè)不同的速度的動(dòng)態(tài)模擬中繪制的偏移量。從這張圖上我們可以看到,在直嚙合的齒輪上，沿著輸入輸出軸的速度曲線存在許多小型波動(dòng)。輸入軸的角速度看似鋸齒狀。在傳遞扭矩之前的
一秒是空轉(zhuǎn)，第一個(gè)上升段代表轉(zhuǎn)速的增加；因此輸出的角速度和差動(dòng)齒輪軸的速度為0。在圖9中可以看出，在第一個(gè)速度時(shí)輸出軸的角速度最低扭矩最高。
圖9 剛體模型和頻率模型中輸入輸出軸角速度的變化
輸出的負(fù)速度代表輸入軸的速度方向相反。隨著高速齒輪速度的變化，差速齒
輪軸的循環(huán)速度逐漸增加。
圖10 兩種模型中一檔時(shí)嚙合齒輪上軸向、徑向、和切向力
圖10顯示出了15秒內(nèi)轉(zhuǎn)速由一檔到六檔連續(xù)變化時(shí)，作用在一級(jí)齒輪上的波動(dòng)力。早期的巨大的波動(dòng)力是由于傳遞扭矩，之后當(dāng)一級(jí)齒輪不嚙合時(shí)，他們發(fā)出敲擊的響聲。
從圖10可以看出：基于頻率的模型中力的振動(dòng)幅度比剛體模型中的力大一些，這是由于后者考慮到了彈性形變量。圖11反映了兩種模型中速度由一檔到六檔的變化中輸入軸前面的軸承的反作用力波動(dòng)。在基于頻率的模型中可以看出振幅稍高。在換擋時(shí)和在3檔到六檔的速度下有很多峰值，另一方面，這些峰值在其他模型中并沒(méi)有出現(xiàn)。這是因?yàn)榛陬l率的模型考慮了齒輪和軸的彎曲和扭轉(zhuǎn)，結(jié)果，這種柔性減緩了過(guò)度的峰值力。
圖11 兩種模型中輸入軸前面軸承的動(dòng)態(tài)載荷
在基于頻率的模型中計(jì)算結(jié)果更接近實(shí)際的情況。然而，計(jì)算時(shí)間要花費(fèi)3到4個(gè)小時(shí)。較長(zhǎng)的計(jì)算時(shí)間使得效率低下，并且對(duì)于傳動(dòng)的設(shè)計(jì)也是不切實(shí)際的。因此需要一種能夠提供和基于頻率的模型一樣準(zhǔn)確數(shù)據(jù)并且不需要過(guò)長(zhǎng)時(shí)間的模型。
4.2 等效模型
等效模型，同時(shí)將輪齒的抗彎強(qiáng)度和軸的抗扭強(qiáng)度考慮到手動(dòng)傳動(dòng)系統(tǒng)中，已經(jīng)在第二部分做了詳細(xì)的介紹。這種方法比另外兩種模型的結(jié)果更加準(zhǔn)確。
圖12（a）顯示了一個(gè)動(dòng)力等效模型中在傳動(dòng)系統(tǒng)中輸入軸、輸出軸和半軸的角速度，它們和另兩個(gè)結(jié)果近似相同。
圖12（a） 輸入輸出軸和半軸的角速度
圖12（b）顯示了一速度在15秒內(nèi)由一檔連續(xù)的變到六檔時(shí)一級(jí)齒輪附上的切向、徑向和軸向力的波動(dòng)。
圖12（b）一檔時(shí)嚙合齒輪上的受力
這種變化趨勢(shì)與另外兩個(gè)情況相似。圖12（c）顯示了計(jì)算得到的速度由一檔到六檔變化時(shí)作用在輸入軸的前軸承的反作用力的波動(dòng)。
圖12（c） 等效模型的分析結(jié)果
與剛體模型不同，每個(gè)速度之間幾乎沒(méi)有應(yīng)力的峰值。即使在同一擋位下，可以看到只有較少的峰值。這種異常的應(yīng)力峰值通常導(dǎo)致了反作用力的錯(cuò)誤測(cè)算。
表2所示的是三鐘中型電腦（奔騰IV 3GHZ，1GHZ內(nèi)存，）所需的計(jì)算時(shí)間。基于頻率的模型花費(fèi)的最長(zhǎng)時(shí)間，是等效模型的1.7倍左右。
表2 三種模型花費(fèi)的時(shí)間
時(shí)間
模型
剛體模型
基于頻率模型
等效模型
單位秒
1.573
3.276
1.896
5 總結(jié)
建立了一種有效的動(dòng)態(tài)模型來(lái)預(yù)測(cè)嚙合和非嚙合齒輪的振動(dòng)力和軸承的反作用力。聯(lián)系輪齒剛度和軸的扭轉(zhuǎn)的高級(jí)方程并利用ADAMS,這些力可以直接轉(zhuǎn)化為敲擊噪聲。這種方法與剛體模型和基于頻率的模型相比更加有效率。即便剛體模型廣泛的使用了許多峰值的結(jié)果，但是成熟的等效模型幾乎沒(méi)有顯示著不同速度下不必要的峰值?？紤]到計(jì)算時(shí)間，這種方法僅僅花費(fèi)基于頻率模型所需時(shí)間的58%。然而，兩個(gè)結(jié)果卻相差不大。成熟的模型會(huì)同時(shí)考慮到所有不同速度下嚙合齒輪上加載和卸載的振動(dòng)力。這種方法可以很容易的分析在汽車(chē)傳動(dòng)裝置中的噪聲。
黃河科技學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 第37 頁(yè)
單位代碼 0 2
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畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)
對(duì)輥機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
院（系）名稱(chēng)
工學(xué)院機(jī)械系
專(zhuān)業(yè)名稱(chēng)
機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
學(xué)生姓名
指導(dǎo)教師
2012年 5 月 15 日
對(duì)輥機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
摘要
對(duì)輥機(jī)是一種重要的機(jī)械生產(chǎn)設(shè)備。它廣泛應(yīng)用于電力、水泥、建材、冶金等工作生產(chǎn)領(lǐng)域，主要進(jìn)行材料成型壓制和各種中等硬度的物料粉碎上。
主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)是對(duì)輥機(jī)設(shè)計(jì)中非常重要的組成部分， 本文主要介紹了對(duì)輥機(jī)的一些基本概況，簡(jiǎn)述了對(duì)輥機(jī)的工作原理，本文詳細(xì)介紹了主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)過(guò)程，主傳動(dòng)系統(tǒng)主要包括電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)、主軸部件三部分組成，本次設(shè)計(jì)的減速器為二級(jí)圓錐—圓柱齒輪傳動(dòng)，齒輪傳動(dòng)具有傳動(dòng)效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠、壽命長(zhǎng)，傳動(dòng)比準(zhǔn)確等優(yōu)點(diǎn)。
本次設(shè)計(jì)通過(guò)分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型結(jié)構(gòu)，結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)而設(shè)計(jì)并編寫(xiě)技術(shù)文件，完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì)，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)和方法的目的，通過(guò)設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)機(jī)械手冊(cè)，設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識(shí)和設(shè)計(jì)技巧，提高設(shè)計(jì)能力的目的。
關(guān)鍵詞：主傳動(dòng)系統(tǒng)，對(duì)輥機(jī)，減速器，齒輪傳動(dòng)
Main Drive System Design Of The Roll Crusher Design
Abstract
Roll machine is an important mechanical production equipment, which is widely used in varies fields of industrial production, such as electricity, cement, building materials , metallurgy and so on , usually ,it is used in the material forming to suppress and the materials crushing of medium hardness.
Main drive system design is very important part of the roll machine design, The article describes some basic overview of the machine ,works on the structure of the roller machine, and the paper describes the main drive system design process, the main drive system including electric motor, drive system, spindle assembly. The design of the reducer two tapered cylindrical gear transmission ,the main drive system uses a gear drive ,gear drive with high transmission efficiency, compact reliable, long life and drive than accurate .
The design through the analysis of some of the typical structure of comparative mechanical , combine with the structural design, then design and preparation of technical documents to complete the design of the main system drive, and to study design and methods, through design, related machinery and manual ability to consult, design criteria and information to the accumulation of design knowledge and design skills to improve the purpose of the design capacity.
Key words: Main drive system, Roll mechine, Reducer, Gear drive
目錄
1 緒論 1
1.1 畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的 1
1.2課題研究的背景 1
1.3對(duì)輥機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀 1
1.4 本次設(shè)計(jì)的具體要求 2
2 傳動(dòng)裝置整體設(shè)計(jì) 3
2.1 本次設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)方案 3
2.2 選擇電動(dòng)機(jī) 4
2.3傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配 4
2.3.1 計(jì)算總傳動(dòng)比 4
2.3.2 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5
2.4 減速器的選用設(shè)計(jì)計(jì)算 6
3 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 8
3.1圓錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 8
3.1.1 選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 8
3.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 8
3.1.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 10
3.1.4 幾何尺寸計(jì)算 11
3.2 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì) 12
3.2.1 選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 12
3.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 10
3.2.3 按齒根歪曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 11
3.2.4 幾何尺寸計(jì)算...........……………….……………………………..16
3.3大齒輪的設(shè)計(jì) 17
3.3.1 設(shè)定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 17
3.3.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 17
3.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 19
3.3.4 幾何尺寸計(jì)算 20
4 軸的設(shè)計(jì) 21
4.1軸的材料選擇和最小直徑估算 21
4.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 21
4.2.1 高速軸的設(shè)計(jì) 21
4.2.2 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 22
4.2.3 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 23
5 軸的校核 24
5.1 軸的力學(xué)模型的建立 24
5.1.1軸上力的作用點(diǎn)位置和支撐跨距的確定 24
5.1.2繪制軸的力學(xué)模型圖 24
5.2 計(jì)算 25
5.2.1計(jì)算軸上的作用力 25
5.2.2 計(jì)算支反力 25
5.2.3繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 26
5.2.4 彎扭合成強(qiáng)度校核 27
5.2.5 安全系數(shù)法疲勞強(qiáng)度校核 27
6 鍵的選擇與校核 30
7 滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器的選擇 31
8 密封與潤(rùn)滑以及箱體附件的設(shè)計(jì) 33
結(jié)語(yǔ) 34
致謝 35
參考文獻(xiàn) 36
1緒論
1.1 畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的
畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的是將學(xué)生在大學(xué)中所學(xué)到的專(zhuān)業(yè)理論知識(shí)和技能進(jìn)行綜合運(yùn)用；提高畢業(yè)生分析問(wèn)題、解決問(wèn)題的能力；對(duì)即將走向工作崗位的我們是非常必要的；為從事實(shí)際生產(chǎn)和科學(xué)研究的做好準(zhǔn)備。
同時(shí)，通過(guò)畢業(yè)設(shè)計(jì)加深對(duì)專(zhuān)業(yè)知識(shí)的理解，學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)機(jī)械設(shè)備的一般方法和步驟，做到熟練掌握設(shè)計(jì)的基本技能，如計(jì)算、計(jì)算機(jī)繪圖和學(xué)會(huì)查閱設(shè)計(jì)資料、手冊(cè)、牢記書(shū)寫(xiě)標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。
1.2課題研究的背景
伴隨著中國(guó)加入WTO和經(jīng)濟(jì)全球化，中國(guó)正在成為世界制造業(yè)的中心。中國(guó)現(xiàn)在是在逐步地融入世界，成為世界經(jīng)濟(jì)大循環(huán)鏈條的一個(gè)重要組成部分。這對(duì)我國(guó)機(jī)械制造業(yè)來(lái)說(shuō)，既是機(jī)遇又是挑戰(zhàn)，在機(jī)遇方面，隨著中國(guó)在世界范圍內(nèi)的市場(chǎng)開(kāi)拓，越來(lái)越多的中國(guó)公司開(kāi)始走向世界，參與世界范圍內(nèi)的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)和利益分配，但也存在著挑戰(zhàn)，由于我國(guó)機(jī)械制造業(yè)在擁有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的核心技術(shù)方面存在著不足，因此在與其他國(guó)家的競(jìng)爭(zhēng)中常常處于劣勢(shì)，這已嚴(yán)重制約了我國(guó)機(jī)械制造業(yè)的發(fā)展。
現(xiàn)在，國(guó)家已經(jīng)認(rèn)識(shí)到了這一問(wèn)題，因此，發(fā)出了要建設(shè)創(chuàng)新型國(guó)家的號(hào)召。并采取了一系列的政策、措施鼓勵(lì)技術(shù)創(chuàng)新，促進(jìn)國(guó)家的技術(shù)進(jìn)步，在機(jī)械制造業(yè)方面更是如此。二十一世紀(jì)機(jī)械制造業(yè)的發(fā)展方向是高精度、高自動(dòng)化，而主傳動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)展對(duì)高精度機(jī)械產(chǎn)品的作用是十分重大的?？梢赃@么說(shuō)，沒(méi)有高精度和穩(wěn)定的主傳動(dòng)系統(tǒng)就
沒(méi)有高精度的機(jī)械產(chǎn)品。
在破碎機(jī)行業(yè)，對(duì)輥機(jī)械是一種應(yīng)用十分廣泛而又十分重要的產(chǎn)品。為了不斷增大其應(yīng)用范圍，常常需要將其主傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，提高穩(wěn)定性和精度[2]。
1.3對(duì)輥機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀
在質(zhì)量方面，由于對(duì)輥破碎機(jī)是機(jī)械中較為復(fù)雜的機(jī)械，它包羅了機(jī)、電、氣、光和其它技術(shù)于一體，而口前國(guó)內(nèi)破碎機(jī)制造廠無(wú)論是產(chǎn)品的最初設(shè)計(jì)水平，還是后來(lái)的加工與裝配水平，都與國(guó)外同行有著十幾年的差距，無(wú)法生產(chǎn)出真正有競(jìng)爭(zhēng)力的產(chǎn)品。
在適應(yīng)性方面，國(guó)產(chǎn)對(duì)輥破碎機(jī)的功能比較單一，適應(yīng)面也比較窄，對(duì)待裝對(duì)輥破碎機(jī)的形狀與休積等均有較嚴(yán)格的規(guī)定，一般只適用一二種破碎機(jī)，而國(guó)內(nèi)同一些破碎機(jī)生產(chǎn)企業(yè)所生產(chǎn)的破碎機(jī)規(guī)格各不相同，產(chǎn)量也不同，這就給相關(guān)工作帶來(lái)一定的困難。而國(guó)外破碎機(jī)生產(chǎn)廠商特別注重這方面的問(wèn)題，他們所生產(chǎn)的設(shè)備功能更加靈活多變，適用范圍也更廣。
在運(yùn)行可靠性方面，進(jìn)口自動(dòng)也要高出國(guó)產(chǎn)一截，部分國(guó)產(chǎn)對(duì)輥破碎機(jī)的故障率較高。因此，許多破碎機(jī)生產(chǎn)企業(yè)不得不購(gòu)買(mǎi)多臺(tái)國(guó)產(chǎn)自動(dòng)，以防因維修機(jī)器而影響正常生產(chǎn)[1]。
在工作效率方面，由于國(guó)產(chǎn)破碎機(jī)的運(yùn)行速度大多在中低檔水平，且自動(dòng)化程度一般，其生產(chǎn)效率自然不如以生產(chǎn)高檔產(chǎn)品著稱(chēng)的國(guó)外同類(lèi)產(chǎn)品，這樣就等于無(wú)形中增加了企業(yè)的成本，降低了企業(yè)的利潤(rùn)，造成了極大的浪費(fèi)?？傊?，目前國(guó)產(chǎn)破碎機(jī)存在著適應(yīng)物種類(lèi)單一、紙盒尺寸的變化范圍小、生產(chǎn)速度普遍停留在中低速水平等不完善之處。
1.4 本次設(shè)計(jì)的具體要求
本次設(shè)計(jì)采用兩級(jí)錐齒-圓柱齒輪減速器，為了保證圓錐齒輪尺寸不致過(guò)大，將錐齒傳動(dòng)分布于高速級(jí)，直接用聯(lián)軸器聯(lián)接進(jìn)行驅(qū)動(dòng)。而經(jīng)過(guò)減速器減速之后仍用聯(lián)軸器將輸出傳遞給另一級(jí)減速裝置——齒圈減速裝置，進(jìn)而得到輥?zhàn)愚D(zhuǎn)動(dòng)所需要的轉(zhuǎn)速。
2 傳動(dòng)裝置整體設(shè)計(jì)
原始數(shù)據(jù)：本次設(shè)計(jì)要求輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速為19.4r/min；對(duì)輥機(jī)得到的輸入功率為60kw；輥?zhàn)又睆綖?00mm。
工作條件：減速器設(shè)計(jì)為工作年限為10年（每年按300天計(jì)算）；工作班制為兩班制；工作環(huán)境為有灰塵，比較臟亂；載荷為中等震動(dòng)；生產(chǎn)批量為中批。
2.1 本次設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)方案
先進(jìn)行減速器的設(shè)定，根據(jù)電機(jī)的轉(zhuǎn)速和減速器的輸出轉(zhuǎn)速計(jì)算總傳動(dòng)比，然后進(jìn)行傳動(dòng)比的分配；再計(jì)算各軸的動(dòng)力參數(shù)；高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)；低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)；為保證動(dòng)力的傳遞要選擇聯(lián)軸器；軸承的選擇和軸的設(shè)計(jì)；為了使減速器更好的工作和延長(zhǎng)使用，要為減速器進(jìn)行適當(dāng)?shù)臐?rùn)滑；最后根據(jù)各數(shù)據(jù)和要求確定箱體尺寸。
由于本設(shè)計(jì)中減速器采用二級(jí)齒輪傳動(dòng),有以下幾種情況：兩級(jí)圓柱齒輪減速器；兩級(jí)圓錐—圓柱齒輪減速器；兩級(jí)蝸桿減速器以及兩級(jí)行星輪減速器等
由本設(shè)計(jì)題目所知傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類(lèi)型為：二級(jí)圓錐--圓柱齒輪減速器。故只要對(duì)本傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。
本傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)是：用于有兩軸垂直相交的傳動(dòng)中，圓錐齒輪傳動(dòng)位于高速級(jí)上，以使圓錐齒輪尺寸不致于太大，設(shè)計(jì)制造復(fù)雜，但此傳動(dòng)經(jīng)多年使用論證，技術(shù)上處于成熟，因此本次設(shè)計(jì)選用此傳動(dòng)。
主傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖2.1所示。
圖2.1
2.2 選擇電動(dòng)機(jī)
電動(dòng)機(jī)的選擇包括電動(dòng)機(jī)的種類(lèi)、結(jié)構(gòu)形式、額定轉(zhuǎn)速和額定功率。
1、電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和結(jié)構(gòu)的選擇
根據(jù)動(dòng)力源和工作狀況，選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。
2、 電動(dòng)機(jī)功率的選擇
（1）工作機(jī)所需功率Pw： Pw＝60kW。
（2）為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)所需功率Pd，需確定傳動(dòng)裝置的總效率η。設(shè)個(gè)效率
分別是：η1（8級(jí)閉式圓柱齒輪傳動(dòng)）η2（齒形聯(lián)軸器）η3（滾動(dòng)軸承）η4（齒圈傳動(dòng)）η5（錐齒傳動(dòng)）。經(jīng)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 η1=0.97，η2=0.99，η3=0.98，η4=0.95，η5=0.96；則設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置的總效率為：η＝η1η2η3η4η5=0.816。
電動(dòng)機(jī)所需功率：Pd＝Pw/η=60/0.816kw=73.529kw。
由此根據(jù)手冊(cè)選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為75kw。
3、 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇
已知工作機(jī)轉(zhuǎn)速為nw=19.4r/min，總傳動(dòng)比為i=nm/nw，其中nm是電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載時(shí)的轉(zhuǎn)速。為了能合理的分配傳動(dòng)比，使傳動(dòng)裝置機(jī)構(gòu)緊湊， 選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或者3000 r/min的電動(dòng)機(jī)都顯得不夠合理，所以出選同步轉(zhuǎn)1500r/min的電動(dòng)機(jī)。
4、電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定
由表查出電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y280S-4,其額定功率為75kW，滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速1480r/min?；痉项}目所需的要求。
2.3傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配
2.3.1 計(jì)算總傳動(dòng)比
由電動(dòng)機(jī)的滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為： i＝nm/nw
=1480 r/min /19.4 r/min
=76.289
考慮到圓錐齒輪尺寸不宜過(guò)大和僅有潤(rùn)滑的問(wèn)題，初步選取i1=3.812，i2=4.221，則i3=4.741。
2.3.2 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
電機(jī)軸： Pm= 73.529W
nm=1480r/min
高速軸：
中間軸：
低速軸：
開(kāi)式齒輪小齒輪軸IV：
工作軸：
根據(jù)以上數(shù)據(jù)可以列出下表3.1。
表 3.1
軸名
參數(shù)
電動(dòng)機(jī)軸
軸
軸
軸
IV軸
工作軸
轉(zhuǎn)速n(r/min)
1480
1480
388.278
91.987
91.987
19.402
功率P（kW）
73.529
72.794
68.484
65.101
63.161
60.003
轉(zhuǎn)矩T（）
474.461
469.718
1684.417
46758.722
6557.313
29534.514
傳動(dòng)比i
1.0
3.812
4.221
1
4.741
2.4 減速器的選用設(shè)計(jì)計(jì)算
1、減速器的分類(lèi)
減速器是原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間的獨(dú)立的閉式傳動(dòng)裝置，用來(lái)降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩以滿(mǎn)足各種工作機(jī)械的需要。減速器的種類(lèi)很多，按照傳動(dòng)形式不同可分為齒輪減速器，蝸桿減速器和行星減速器；按照傳動(dòng)的級(jí)數(shù)可分為單級(jí)和多級(jí)減速器；按照傳動(dòng)的布置形式又可分為展開(kāi)式，分流式和同軸式減速器。
2、減速器的類(lèi)型及傳動(dòng)比分配
減速器的類(lèi)型如表2.1至2.4所示。
表2.1 圓柱齒輪減速器
名稱(chēng)
單級(jí)圓柱齒輪減速器
兩級(jí)圓柱齒輪減速器
三級(jí)圓柱齒輪減速器
傳動(dòng)比
i810
i=860
i=40400
表2.2 圓錐齒輪減速器
名稱(chēng)
單級(jí)圓錐齒輪減速器
兩級(jí)圓錐—圓柱齒輪減速器
三級(jí)圓錐—圓柱齒輪減速器
傳動(dòng)比
i810
i=840
i=2575
表2.3 蝸桿減速器
名稱(chēng)
單級(jí)蝸桿減速器
兩級(jí)蝸桿減速器
兩級(jí)蝸桿—齒輪減速器
傳動(dòng)比
i=1080
i=433600
i=1548
表 2.4 行星齒輪減速器
名稱(chēng)
單級(jí)NGW
兩級(jí)NGW
傳動(dòng)比
i=2.812.5
i=14160
3、減速器選定
選擇減速器傳動(dòng)比時(shí)，根據(jù)傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比，結(jié)合了減速器的效率、質(zhì)量、制造等綜合比較，選取二級(jí)圓錐—圓柱齒輪減速器。
3傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1圓錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1.1 選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
1、選用圓錐齒輪傳動(dòng)。
2、輥式破碎機(jī)為一般工作機(jī)器，故精度等級(jí)選用8級(jí)精度，齒形角，節(jié)點(diǎn)區(qū) 域系數(shù)，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。
3、材料選擇及熱處理 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4、試選小齒輪齒數(shù)Z1＝24，大齒輪齒數(shù)Z2＝24x3.812=91.488，取整Z2=92。
3.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
按設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即
1 、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
（1）試選Kt＝1.5。
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： T1=469.718N.m=4.69718x105N.mm。
（3）錐齒輪尺寬系數(shù)選取φR＝1 /3。
（4）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8。
（5）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》 圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝ 600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝550Mpa。
（6） 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10－13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
N1＝60n1jLh＝60×1480×1×（2×8×300×10）＝4.262×109 ；
N2＝N1/3.812＝1.118×109。
（7） 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95。
（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)S＝1，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（10－12）得
[σH]1＝KHN1. σHlim1 /S＝0.90×600MPa＝540MPa
[σH]2＝KHN2. σHlim2 /S＝0.95×550MPa＝522.5MPa
2、 計(jì)算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t。
=
=137.914mm
（2） 計(jì)算圓周速度v。
v=π.d1t.n1 =3.14x137.914x1480/60x1000 =10.682m/s
（3） 計(jì)算齒寬b。
b=ΦR.R R=d1.
所以b=90.586mm
（4）計(jì)算齒寬與齒高之比b/h。
mt=d1t/Z1=137.914/24=5.746mm
齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.25x5.746=12.929mm
則b/h=90.586/12.929=7.006
（5） 計(jì)算載荷系數(shù)K。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—2取KA=1.50；
直齒輪，KHα=KFα=1.0；
根據(jù)v=10.682m/s,8級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—8查得動(dòng)載系數(shù)
KV=1.37；
由表10—9查得Khβbe=1.25 KHβ=KFβ=1.5 Khβbe=1.25×1.5 =1.875；
故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ
=1.50×1.37×1×1.875
=3.853
（6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式《機(jī)械設(shè)計(jì)》（10—10a）得
d1=d1t. = 188.876mm
（7） 計(jì)算模數(shù)m。
m = d1/Z1=188.876/24=7.870mm
3.1.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由式
1、 確定計(jì)算參數(shù)
（1）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
σFE1=500Mpa ；σFE2=380Mpa。
（2）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)
KFN1=0.85 ；KFN2=0.88。
（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4
[σF1]= σFE1. KFN1/S=303.57Mpa
[σF2]= σFE2. KFN2/S=238.86MPa
（4）計(jì)算載荷系數(shù)。
K=KAKVKFαKFβ=1.50×1.37×1.0×1.875=3.853
（5）查取齒形系數(shù)。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－5查得YFa1=2.618； YFa2=2.182。
（6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－5查得YSa1=1.594；YSa2=1.782。
（7） 計(jì)算大、小齒輪的 YFa.YSa/[σF] 并加以比較。
YSa1.YSa1/[σF1]=2.62X1.59/303.57=0.01372
YFa2.YSa2/[σF2]=2.18X1.78/238.86=0.01622
大齒輪的數(shù)值大。
2、 設(shè)計(jì)計(jì)算
=
=6.068mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m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)m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)6.163并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=6.5mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=188.876mm，算出小齒輪齒數(shù)
Z1=d1/m=188.876/6.529
Z2=29ｘ3.812＝110.548，取Z2=111。
3.1.4 幾何尺寸計(jì)算
1、計(jì)算分度圓直徑
d1=m.Z1=29x6.5=188.5mm
d2=m.Z2=111x6.5=721.5mm
2、計(jì)算分錐角
=arctan(Z1/Z2)=14.642
=90-=75.358
3、其他尺寸
ha=ha*.m=6.5mm
hf=(ha*+c*).m=7.8mm
da1=d1+2hacos=201.078mm
da2=d2+2hacos=724.786mm
df1= d1-2hfcos=173.407mm
df2= d2-2hfcos=717.567mm
R=m=372.859mm
=arctanhf/ R=1.198
a1=1+=15.840
a2=1-=13.444
f1=2+=76.556
f2=2-=74.160
分度圓齒厚S=m/2=10.205mm
當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1/cos=29.973
Zv2=Z2/cos=439.119
B=1/3R=1/3x372.859=124.286mm。
3.2 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)
3.2.1 選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
1、選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
2、輥式破碎機(jī)為一般工作機(jī)器，故精度等級(jí)選用8級(jí)精度。
3、材料選擇及熱處理 選擇小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為235HBS，大齒輪材料為45鋼，正火，硬度為190HBS，二者材料硬度差為45HBS。
4、試選小齒輪齒數(shù)Z1＝21，大齒輪齒數(shù)Z2＝21x4.221=88.6，取整Z2=89。
5、初選螺旋角=14。
3.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
按設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即
1 、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
（1） 試選Kt＝1.6。
（2）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。
（3）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－26查得 =0.76，=0.865，
=+=1.625。
（4）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1=1684.417N.m=1.684417x106N.mm
（5）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－7查得尺寬系數(shù) φd＝1。
（6）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8(Mpa)。
（7）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
σHlim1＝550MPa；圖10－21c大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
σHlim2＝390 Mpa。
（8）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10－13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。
N1＝60n1jLh＝60×388.278×1×（2×8×300×10）＝1.118×109 ；
N2＝N1/4.221＝2.649×108。
（9）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)。
KHN1＝1.00；KHN2＝1.08。
（10） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。
取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（10－12）得
[σH]1＝KHN1. σHlim1 /S＝1.00×550MPa＝550MPa
[σH]2＝KHN2. σHlim2 /S＝1.08×390MPa＝421.2Mpa
[σH]= [σH]1+[σH]2/2=485.6 Mpa
2、 計(jì)算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t 。
=
=154.811mm
（2） 計(jì)算圓周速度v 。
v=π.d1t.n1 =3.14x154.811x388.27860x1000 =3.146m/s
（3） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt。
b=Φd. d1t=154.811mm
mnt=d1tcos14o/Z1=7.153mm
（4）計(jì)算齒寬與齒高之比b/h。
齒高h(yuǎn)=2.25mnt=2.25x7.153=16.094mm
則b/h=/154.811/16.094=9.619
（5）計(jì)算縱向重合度。
=0.318x1x21xtan14o
=1.665
（6）計(jì)算載荷系數(shù)K。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—2取 KA=1.50；
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—3查得 KHα=KFα=1.4 ；
根據(jù)v=3.146m/s,8級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—8查得動(dòng)載系數(shù)
KV=1.17；
由表10—4查得8級(jí)精度，調(diào)制小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)
KHβ=1.486；
根據(jù)b/h=9.619，KHβ=1.486由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—13查得KFβ=1.41；
故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ
=1.50×1.17×1.4×1.486
=3.651
（7） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式《機(jī)械設(shè)計(jì)》（10—10a）得
d1=d1t. = 203.813mm
（8） 計(jì)算模數(shù)m。
mn = d1.cosβ／Z1=203.813xcos14o／21=9.417mm
3.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由式
1、 確定計(jì)算參數(shù)
（1）計(jì)算載荷系數(shù)。 K=KAKVKFαKFβ=1.50×1.17×1.4×1.41=3.464
（2）根據(jù)縱向重合度等于1.665；
從《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—28中查得螺旋角影響系數(shù)Y =0.88。
（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。
Zv1=Z1／cos3β=21／cos314=22.99
Zv2=Z2／cos3β=89／cos314=97.43
（4）查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－5查得YFa1=2.665 YFa2=2.179
YSa1=1.578 YSa2=1.791
（5）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)。
KFN1=0.91 KFN2=0.92
（6）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500Mpa； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—20b查得大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE2=380Mpa。
（7）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4
[σF1]= σFE1. KFN1/S=247Mpa
[σF2]= σFE2. KFN2/S=213.57MPa
（8）計(jì)算大、小齒輪的 YFa.YSa/[σF] 并加以比較。
YSa1.YSa1/[σF1]=2.665X1.578／247=0.01702
YFa2.YSa2/[σF2]=2.179X1.791／213.57=0.01827
大齒輪的數(shù)值大。
2、 設(shè)計(jì)計(jì)算
=
=6.269mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m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)m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)6.269mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=7mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=203.813mm，算出小齒輪齒數(shù)
Z1=d1cosβ/m=28.25 取29齒
Z2=29ｘ4.221＝122.409，取Z2=122。
3.2.4 幾何尺寸計(jì)算
1、計(jì)算中心距
a==(29+122)x7／2cos14o=544.679mm 取為545mm。
2、按圓整后的中心距修正螺旋角
β=arctan=14o8’5”
因β值改變不多，故參數(shù)等不必修正。
3、分度圓直徑
d1= Z1.mn/ cosβ=209.338mm
d2= Z2.mn/ cosβ=880.662mm。
4、計(jì)算齒輪寬度
b=.d1=209.338mm 圓整后取為210mm
B2=210mm
B1=215mm。
5、齒頂高，齒根高的計(jì)算
ha=ha*.mn=7mm ； hf= （ha*+c*）=8.75mm。
6、 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于500mm，故以選用輪輻式為宜。
3.3大齒輪的設(shè)計(jì)
3.3.1 設(shè)定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
1、選用內(nèi)齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
2、精度等級(jí)選用8級(jí)精度。
3、材料選擇及熱處理 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4、試選小齒輪齒數(shù)Z1＝23，大齒輪齒數(shù)Z2＝23x4.741=109.043，取整Z2=109。
3.3.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
按設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即
1 、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值。
（1） 試選Kt＝1.3。
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1=6557.313N.m=6.557313X106N.mm
（3） 齒圈尺寬系數(shù)選取φd＝1。
（4）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa。
（5）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝ 600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝550Mpa。
（6） 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10－13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。
N1＝60n1jLh＝60×91.987×1×（2×8×300×10）＝2.649×108
N2＝N1/4.741＝5.588×107
（7） 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝1.08；KHN2＝1.17。
（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)S＝1，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（10－12）得
[σH]1＝KHN1. σHlim1 /S＝1.08×600MPa＝648MPa
[σH]2＝KHN2. σHlim2 /S＝1.17×550MPa＝643.5MPa
2、 計(jì)算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t。
=
=223.825mm
（2） 計(jì)算圓周速度v。
v=π.d1t.n1／60x1000 =3.14x223.825x91.987／60x1000 =1.007m/s
（3） 計(jì)算齒寬b。
b=Φd. d1t =1x223.825=223.825mm
（4）計(jì)算齒寬與齒高之比b/h。
mt=d1t/Z1=223.825/23=9.732mm
齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.25x9.732=21.897mm
則b/h=223.825/21.897=10.222
（5） 計(jì)算載荷系數(shù)K。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—2取KA=1.50；
直齒輪，KHα=KFα=1.0；
根據(jù)v=1.007m/s,8級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—8查得動(dòng)載系 KV=1.11；
由表10—4查得8級(jí)精度，調(diào)制小齒輪懸臂支承布置時(shí) KHβ= 2.605；
根據(jù)b/h=10.222，KHβ=2.605由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—13查得KFβ=2.225；
故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβKHβ
=1.50×1.11×1×2.605
=4.337
（6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式《機(jī)械設(shè)計(jì)》（10—10a）得
d1=d1t. =334.444mm
（7） 計(jì)算模數(shù)m。
m = d1/Z1=334.444/23=14.541mm
3.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由式
1、 確定計(jì)算參數(shù)
（1）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
σFE1=500Mpa； σFE2=380Mpa。
（2）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)
KFN1=0.94； KFN2=0.97。
（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，
[σF1]= σFE1. KFN1/S=335.714Mpa
[σF2]= σFE2. KFN2/S=263.286MPa
（4）計(jì)算載荷系數(shù)。
K=KAKVKFαKFβ=1.50×1.11×1.0×2.225=3.705
（5）查取齒形系數(shù)。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－5查得YFa1=2.76； YFa2=2.173。
（6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10－5查得YSa1=1.56； YSa2=1.797。
（7） 計(jì)算大、小齒輪的 YFa.YSa/[σF] 并加以比較。
YSa1.YSa1/[σF1]=2.76X1.56/335.714=0.012825
YFa2.YSa2/[σF2]=2.06X1.97/238.86=0.01483
大齒輪的數(shù)值大。
2、 設(shè)計(jì)計(jì)算
=
=11.778mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m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)m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)11.778mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=12mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=334.444mm，算出小齒輪齒數(shù)
Z1=d1/m=334.444/12=27.870 取為28
Z2=28ｘ4.741＝132.784，取Z2=133。
3.3.4 幾何尺寸計(jì)算
1、計(jì)算分度圓直徑
d1=Z1.m=28x12=336mm
d2=Z2.m=133x12=1596mm
2、計(jì)算中心距
a= d2 -d1/ 2=630mm
3、計(jì)算齒輪寬度
b=.d1=336mm
B1=330mm B2=336mm
齒頂高，齒根高的計(jì)算
ha=ha*.mn=12mm ； hf= （ha*+c*）=15mm。
da=d+2ha=1620mm
df= d1-2hf=1566mm
4、 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
以齒圈為例，采用腹板式。
4 軸的設(shè)計(jì)
4.1軸的材料選擇和最小直徑估算
根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法進(jìn)行最小直徑估算，即dmin=A0。初算軸徑時(shí)，若最小直徑段開(kāi)有鍵槽，還要考慮鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的影響。當(dāng)該軸段截面上有一個(gè)鍵槽時(shí)，d增大5%--7%，兩個(gè)鍵槽時(shí)，d增大10%--15%。A0 引用《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15—3確定：高速軸A01=126,中間軸A02=120，低速軸A03=112。
中間軸的軸徑：d2min=A02=67.297mm，取為70mm。
低速軸的軸徑：d2min=（1+7%）A03 =1.07 x 99.809=106.796mm，取為110mm
4.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
4.2.1 高速軸的設(shè)計(jì)
高速軸的軸徑：d1min=（1+7%）A01=1.07 x 126 x =49.396mm，取為50mm。
高速軸的裝配方案如圖4.2所示。
如圖 4.2
根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度，如圖4.3所示。
如圖 4.3
1、各軸段的直徑的確定
d11：最小直徑，安裝聯(lián)軸器，根據(jù)所選用的聯(lián)軸器，取d11=60mm。
d12：h。h=0.07x60+(1~2)=5.2~6.2
取h=5.5，則d12=60+2x5.5=71mm
d13：滾動(dòng)軸承處軸段，滾動(dòng)軸承選用32315，其尺寸
dxDxTxB=75mmx160mmx58mmx55mm， 取d13=75mm。
d14：過(guò)渡軸段，取d14=85mm。
d15：滾動(dòng)軸承處軸段，d15=d13=55mm。
d16：安裝小錐齒輪出軸段，d15=50mm。
2、各軸段長(zhǎng)度的確定
l11：根據(jù)聯(lián)軸器的選擇可知，半聯(lián)軸器轂空的長(zhǎng)度l=112，則l11=80
l12：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系確定l12=80mm。
l13：由滾動(dòng)軸承確定l13=55mm。
l14：由箱體結(jié)構(gòu)，裝配關(guān)系等確定l14=115mm。
l15：由滾動(dòng)軸承，擋油環(huán)等確定l15=85mm。
l16：由小錐齒輪結(jié)構(gòu)確定l16=110mm。
4.2.2 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1、各軸段的直徑的確定
d21：最小直徑，滾動(dòng)軸承處軸段，滾動(dòng)軸承選用32315，其尺寸
dxDxTxB=75mmx160mmx58mmx55mm， 取d21=75mm。
d22：密封處軸段，取d22=90mm。
d23：安裝低速級(jí)小齒輪軸段，取d23=100mm。
d24：軸環(huán)，取d24=120mm。
d25：安裝大錐齒輪出軸段，d25=105mm。
d26：密封處軸段，取d26=90mm。
d27：滾動(dòng)軸承處軸段，d26=d21=75mm。
2、各軸段長(zhǎng)度的確定
l21：由滾動(dòng)軸承確定l21=55mm。
l22：由擋油環(huán)，裝配關(guān)系確定l22=66mm。
l23：由低速級(jí)小齒輪寬度決定l23=209mm。
l24：軸環(huán)，l24=20mm。
l25：由大錐齒輪結(jié)構(gòu)確定l25=110mm。
l26：由擋油環(huán)，裝配關(guān)系確定l26=71mm。
l27：由滾動(dòng)軸承確定l26=55mm
4.2.3 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1、各軸段的直徑的確定
d31：最小直徑，安裝聯(lián)軸器，根據(jù)所選用的聯(lián)軸器，取d31=110mm。
d32：密封處軸段，由h=0.07x110+(1~2)=8.7~9.7
取d32=120mm。
d33：滾動(dòng)軸承處軸段，滾動(dòng)軸承選用30326，其尺寸
dxDxTxB=130mmx280mmx73mmx58mm， 取d33=130mm。
d34：過(guò)渡軸段，取d34=150mm。
d35：軸環(huán)，取d35=180mm。
d36：安裝小大斜齒輪處軸段，d36=145mm。
d37：滾動(dòng)軸承處軸段，d37=d33=130mm。
2、各軸段長(zhǎng)度的確定
l31：由聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)尺寸決定l31=213mm。
l32：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系確定l32=108mm。
l33：由滾動(dòng)軸承 ，擋油環(huán)等確定l33=128mm。
l34：由裝配關(guān)系等確定l34=89mm。
l35：軸環(huán)，l35=30mm。
l36：由大斜齒輪結(jié)構(gòu)確定l36=204mm。
l37：由滾動(dòng)軸承，擋油環(huán)等確定l37=114mm。
3、以上三軸細(xì)這里只以中間軸為例進(jìn)行校核。
5 軸的校核
5.1 軸的力學(xué)模型的建立
5.1.1軸上力的作用點(diǎn)位置和支撐跨距的確定
齒輪對(duì)軸的力作用點(diǎn)按簡(jiǎn)化原則應(yīng)在齒輪寬度的中點(diǎn)，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點(diǎn)位置。軸上安裝的32315軸承，從計(jì)算可知它的負(fù)荷作用中心到軸承外端面的距離a=43.25mm，故可計(jì)算出支點(diǎn)跨距和軸上各力作用點(diǎn)相互位置尺寸。支點(diǎn)跨距L=500mm（實(shí)際499.5mm）；低速級(jí)小齒輪的力作用點(diǎn)C到左支點(diǎn)A距離L=179mm(實(shí)際179.25mm)；兩齒輪的力作用點(diǎn)之間的距離L2=186mm（實(shí)際185.5mm）；高速級(jí)大齒輪的力作用點(diǎn)D到右支點(diǎn)B距離L3=135mm（實(shí)際134.75mm）。
5.1.2繪制軸的力學(xué)模型圖
圖5.1 軸的校核各圖
5.2 計(jì)算
5.2.1計(jì)算軸上的作用力
齒輪2：Ft===5980.494N
F=Fa1= Ft tansin=5980.494.tan20.sin14.642=550.229N
F=Fr1= Ft tancos=5980.494.tan20.cos14.642=2106.031N
齒輪3：Ft3==2x1684417 /209.338=16092.280N
F=Ft3=16092.280.tan20 /cos14o8’5”=6039.973N
Fa3=Ft3=4052.434N
5.2.2 計(jì)算支反力
1、垂直面支反力（XZ平面）
由繞支點(diǎn)B的力矩和=0，得：
F
=-1274974.320N.mm
FRAV= -1274974.32 /(L1+L2+L3)=－2549.949N，方向向下。
同理，由繞支點(diǎn)A的力矩和=0，得：
F
=-1469896.630N.mm
FRBV= -1469896.630/(L1+L2+L3)=-2939.793N，方向也向下。
由軸上的合力0，校核：
FRBV+ FRAV+Fr2-Fr3=0，計(jì)算無(wú)誤。
2、水平面支反力（XY平面）
由繞支點(diǎn)B的力矩和=0，得：
F
=5972988.570 N.mm
FRAH= 5972988.570/(L1+L2+L3)=11945.977N，方向向下。
同理，由繞支點(diǎn)A的力矩和=0,得：
F
=4355338.110 N.mm
FRBH= 4355338.110/(L1+L2+L3)=8710.677N，方向向下。
由軸上的合力0，校核：
Ft2+Ft3 - FRAH -FRBH =0，計(jì)算無(wú)誤。
3、A點(diǎn)總支反力FRA==12215.097N
B點(diǎn)總支反力FRB==9193.381N
5.2.3繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖
1、垂直面內(nèi)的彎矩圖參看圖5.1。
C處彎矩：M=－FRAVｘL1=-2549.949X179=-456440.871 N.mm
M=－FRAVｘL1－Fa3ｘd/2=-880605.085 N.mm
D處彎矩：M=－FRBVｘL3+Fa2ｘd2/2=231461.221 N.mm
M=－FRBVｘL3=-396872.055 N.mm
2、水平面內(nèi)的彎矩圖參看圖5.1。
C處彎矩:：MCH=－FRAHｘL1=-2138329.883 N.mm
D處彎矩：MDH=－FRBHｘL3=-1175941.860 N.mm
3、合成彎矩圖，參看圖5.1。
C處：M==21.865X10 N.mm
M=23.125X10 N.mm
D處：.M==11.985X10 N.mm
M=12.411 X10 N.mm
4、轉(zhuǎn)矩圖，參看圖5.1。
T2=T=1684417 N.mm
5、當(dāng)量彎矩，參看圖5.1。
因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，折算系數(shù)0.6
則1010650.200 N.mm。
C處：21.865X10 N.mm
=25.237 X10 N.mm
D處：=15.677 X10 N.mm
12.411 X10 N.mm
5.2.4 彎扭合成強(qiáng)度校核
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。
=25.237Mpa
根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15－1查得
因60 Mpa，<，故強(qiáng)度足夠。
5.2.5 安全系數(shù)法疲勞強(qiáng)度校核
對(duì)一般減速器的轉(zhuǎn)軸僅使用彎扭合成強(qiáng)度校核即可，而不必進(jìn)行安全系數(shù)法校核，本處運(yùn)用安全系數(shù)校核法進(jìn)行校核。
1、判定校核的危險(xiǎn)截面
對(duì)照彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強(qiáng)度，應(yīng)力集中方面分析，C截面是危險(xiǎn)截面需對(duì)C截面進(jìn)行校核。
2、軸的材料的機(jī)械性能
根據(jù)選定的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15－1查得：
. 640Mpa ， =275 Mpa， 155 Mpa ， 0.2 ， 0.50.2x0.5=0.1。
3、C截面上的應(yīng)力
因C截面上有一鍵槽，所以抗彎截面系數(shù)
W=
=98125-11340
=86785 mm3
抗扭截面系數(shù)WT=184910mm3
彎曲應(yīng)力幅=29.080 Mpa，彎曲平均應(yīng)力 0。
扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅=4.555Mpa， 平均切應(yīng)力4.555Mpa。4、影響系數(shù)
C截面受有鍵槽和與齒輪的過(guò)盈配合的共同影響，但鍵槽的影響比過(guò)盈配合的影響小，所以只需考慮過(guò)盈配合的綜合影響系數(shù)。由機(jī)械設(shè)計(jì)表3－8用插值法求出：3.736，取2.989，軸按磨削加工，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖3-4求出表面質(zhì)量系數(shù)：0.92
故得縱合影響系數(shù)：
3.736+-1=3.823，
2.989+-1=3.076。
5、疲勞強(qiáng)度校核
所以軸在C截面的安全系數(shù)為：
=2.474
10.714
2.411
取許用安全系數(shù)S=1.8，故> S，所以C截面強(qiáng)度足夠。
6 鍵的選擇與校核
這里只以中間軸上的鍵為例。由中間軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，選定：高速級(jí)大齒輪處鍵1為bｘh－L=28 mmｘ16 mm－90 mm（t=10mm，r=0.5mm），標(biāo)記：鍵28ｘ90 GB/T1096-1979；低速級(jí)小齒輪處鍵2