沖床沖壓的自動送料裝置設計【適合用于J23－100T沖床】【電機帶動減速器】【帶動連桿機構實現(xiàn)往復運動】【說明書+CAD】
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寧XX大學
畢業(yè)設計(論文)
沖床沖壓的自動送料裝置設計
所在學院
專 業(yè)
班 級
姓 名
學 號
指導老師
年 月 日
摘 要
本次畢業(yè)設計是關于沖床沖壓的自動送料裝置設計的設計。首先對輸送機作了簡單的概述；接著分析了輸送機的選型原則及計算方法；然后根據(jù)這些設計準則與計算選型方法按照給定參數(shù)要求進行選型設計；接著對所選擇的輸送機各主要零部件進行了校核。在沖床沖壓的自動送料裝置設計的設計、制造以及應用方面,目前我國與國外先進水平相比仍有較大差距,國內(nèi)在設計制造沖床沖壓的自動送料裝置設計過程中存在著很多不足。
關鍵詞：沖床沖壓的自動送料裝置設計，傳動裝置，連桿，減速器
目 錄
摘 要 1
目 錄 2
第1章 緒論 1
1.1 沖床沖壓的自動送料裝置設計的發(fā)展史 1
1.2 沖床沖壓的自動送料裝置設計的用途 1
1.3 沖床沖壓的自動送料裝置設計的優(yōu)越性 1
1.3.1 沖床沖壓的自動送料裝置設計的特點 1
1.3.2 沖床沖壓的自動送料裝置設計與其他工件輸送機的比較 2
第2章 自動送料裝置總體方案 3
2.1 課題設計方案 3
2.2 方案一 3
2.3 方案二 3
2.4 方案三 4
2.5 方案四 4
第3章 連桿機構運動學分析 5
3.1 常規(guī)型的幾何關系分析 5
3.2 懸點的位移 7
3.3 懸點的速度 8
3.4 懸點的加速度 9
3.5 懸點運動學參數(shù)計算分析 9
3.6 連桿的設計 12
3.6.1 選材 13
3.6.2 校核 13
第4章 電動機選擇、傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算 15
4.1電動機的選擇 15
4.2 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 16
4.3 運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 16
第5章 傳動零件的設計計算 18
5.1 V帶傳動設計 18
5.2 漸開線斜齒圓柱齒輪設計 22
5.3 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 28
5.4 斜齒輪設計參數(shù)表 33
第6章 軸的設計計算 33
6.1 Ⅰ軸的結構設計 33
6.2Ⅱ軸的結構設計 36
6.3 Ⅲ軸的結構設計 38
6.4 校核Ⅱ軸的強度 40
第7章 軸承的選擇和校核 44
7.1 Ⅱ軸軸承的選擇 44
7.2 根據(jù)滾動軸承型號，查出和 44
7.3 校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求 44
第8章 鍵聯(lián)接的選擇和校核 46
8.1 Ⅱ軸大齒輪鍵的選擇 46
8.2 Ⅱ軸大齒輪鍵的校核 46
第9章 鍵聯(lián)接的選擇和校核 47
第10章 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 47
10.1 傳動零件的潤滑 47
10.1.1 齒輪傳動潤滑 47
11.1.2滾動軸承的潤滑 47
10.2 減速器密封 47
10.2.1 軸外伸端密封 47
10.2.2 軸承靠箱體內(nèi)側的密封 47
10.2.3 箱體結合面的密封 47
第11章 減速器箱體設計及附件的選擇和說明 48
第12章 自動送料裝置控制電路設計 53
總結與展望 55
參考文獻 56
結束語 57
致謝 58
57
第1章 緒論
進入21世紀，我國工件工業(yè)快速發(fā)展，深加工產(chǎn)業(yè)規(guī)模也在飛速擴大,現(xiàn)有工件機械設備生產(chǎn)能力小,不能滿足大型加工廠的生成要求。因此,改進和擴大現(xiàn)有工件機械設備是完全必要的。沖床沖壓的自動送料裝置設計作為工件加工的基礎設備， 在我國礦廣泛應用幾十年。生產(chǎn)實踐證明,該設備對品種、粒度、外在水份等適應性強,與其他給料設備相比,具有運行安全可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、維護工作量少等優(yōu)點,仍不失推廣使用的價值。
1.1 沖床沖壓的自動送料裝置設計的發(fā)展史
運輸機設備是礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設備之一,給設備的可靠性,特別是關鍵咽喉部位給設備的可靠性,直接影響整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運行。目前,我國礦使用的給設備主要是沖床沖壓的自動送料裝置設計和電振工件輸送機。 沖床沖壓的自動送料裝置設計最早研制于20世紀60年代初,70年代,在ＮＧＷ基礎上,更換了驅動裝置,改為Ｋ系列,并一直沿用至今。國外工件輸送機發(fā)展狀況也與國內(nèi)大相徑庭,并沒有更高的技術含量,但價格卻是國內(nèi)同類產(chǎn)品的4～5倍。
自20世紀60年代定型后,我國各大礦使用的工件輸送機主要是K系列的沖床沖壓的自動送料裝置設計。
1.2 沖床沖壓的自動送料裝置設計的用途
最通用的沖床沖壓的自動送料裝置設計為K型，一般用于或其他磨琢性小、黏性小的松散粒狀物料的給料。沖床沖壓的自動送料裝置設計適用于礦井和選廠，將碳經(jīng)倉均勻地裝載到輸送機或其它篩選、貯存裝置上。
1.3 沖床沖壓的自動送料裝置設計的優(yōu)越性
1.3.1 沖床沖壓的自動送料裝置設計的特點
(1) 結構簡單,維修量小
在沖床沖壓的自動送料裝置設計中,電動機和減速器均采用標準件,其余大部分是焊接件,易損部件少,用在礦惡劣條件下,其適用性深受使用單位的好評。
(2) 性能穩(wěn)定
沖床沖壓的自動送料裝置設計對的牌號,粒度組成,水分、物理性質等要求不嚴,當來料不均勻,水分不穩(wěn)定且夾有大塊、橡膠帶、木頭及鋼絲等時,仍能正常工作。
(3) 噪音低
沖床沖壓的自動送料裝置設計是非振動式給料設備,其噪音發(fā)生源只有電動機和減速器,而這兩個的噪音都很低。尤其在井下或倉等封閉型場所,噪音無法擴散,這一點是電動給料機所無法達到的。
(4) 安裝方便、高度小
沖床沖壓的自動送料裝置設計一般安裝在倉倉口,不需另外配制倉口閘門溜槽及電動機支座,安裝可一步到位,調整工作量小,而電動工件輸送機由于不能直接承受倉壓,需要另外安放倉口過渡溜槽,相比之下,沖床沖壓的自動送料裝置設計占有高度小,節(jié)省了建筑面積和投資。
1.3.2 沖床沖壓的自動送料裝置設計與其他工件輸送機的比較
往復式與振動式工件輸送機兩種給料方式不同點是給料頻率和幅值以及運動軌跡不同。在使用過程中，由于振動式給料機給料頻率高，噪聲也大；由于它是靠高頻振動給料，其振動和頻率受物料密度及比重影響較大，所以，給料量不穩(wěn)定，給料量的調整也比較困難；由于是靠振動給料，給料機必須起振并穩(wěn)定在一定的頻率和振幅下，但振動參數(shù)對底板受力狀態(tài)很敏感，故底板不能承受較大的倉壓，需增加倉下給料槽的長度，結果是增加了料倉的整體高度，使工程投資加大；由于給料高度加大，無法用于替換目前大量使用的沖床沖壓的自動送料裝置設計。
沖床沖壓的自動送料裝置設計畢業(yè)設計（論文）
第2章 自動送料裝置總體方案
2.1 課題設計方案
設計方案：
1.采用分離氣缸和定位夾緊氣缸實現(xiàn)物料的運送和分離
2.利用機械手進行送料
3.采用伺服電機控制工作臺進行送料
4、采用電機帶動減速器，然后帶動連桿機構實現(xiàn)往復運動
2.2 方案一
采用雙作用缸實現(xiàn)物料的分離功能和定位夾緊功能
氣動送料機由兩個基本應用模塊組成：物料分離模塊及傳送模塊。物料分離模塊由兩個雙作用氣缸組成，分別實現(xiàn)物料的分離功能和定位夾緊功能。
為保證真空系統(tǒng)的氣流通暢，以提高真空發(fā)生器的真空度，回路4中的真空控制回路不安裝節(jié)流閥。同時，回路4中的所有連接氣管應盡可能的短， 以減小空氣流通阻力，提高真空度。
采用氣缸的優(yōu)點：
減少了物料的運送步驟，縮短了加工時間，操作簡單。
缺點：
對物料的放置有很高的精度要求，造價高昂，一般的小型企業(yè)不采用
2.3 方案二
利用機械手進行送料
機械手是以小車形式通過鋼繩同滑塊聯(lián)接起來， 由沖床滑塊上升運動牽引小車作前進的水平運動完成送料，由通過鋼繩連接的重物使小車作復位運動。
由小車機械手將工件送至沖床下進行沖孔，提高了生產(chǎn)效率，保證了質量，改善了勞動強度，確保了人生安全。
采用機械手送料的優(yōu)點：
送料與沖床節(jié)拍相同，可以連續(xù)生產(chǎn)。
缺點：
首先由于整個過程均由機械手實現(xiàn)，所以對機械手的要求度很高，其次，如果工件大小不一要經(jīng)常更換。
2.4 方案三
采用伺服電機控制工作臺進行送料
由單片機產(chǎn)生驅動脈沖信號，步進電機的驅動器收到驅動脈沖信號后，步進電機將會按照設定的方向轉動一個固定的角度，將電脈沖轉化成交位移。電機的轉速由脈沖信號頻率來控制決定，再由電機控制工作臺進行送料沖壓。
優(yōu)點：
1、可以連續(xù)生產(chǎn)，并且能實現(xiàn)一人控制幾臺機器
2、可靠性高，由于送料機構外部由步進電機控制，所以每次的行程都是固定值。
3、低功耗，低電壓。在許多沒有電力供應的應用場合，較低的功耗和工作電壓是生產(chǎn)便捷化的必要條件。
4、維護方便，經(jīng)濟實用。
沖床沖壓的自動送料裝置設計結構是由電動機、減速器、聯(lián)軸器、H形架、連桿、底板(給料槽)、傳動平臺、漏斗閘門、托輥等組成。
2.5 方案四
采用電機帶動減速器，然后帶動連桿機構實現(xiàn)往復運動
傳動原理：當電動機開動后，經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機構拖動傾斜的底板在托輥上作直線往復運動，當?shù)装逭袝r,將倉和槽形機體內(nèi)的帶到機體前端;底板逆行時,槽形機體內(nèi)的被機體后部的斜板擋住,底板與之間產(chǎn)生相對滑動,機體前端的自行落下。將均勻地卸到運輸機械或其它篩選設備上。該機設有帶漏斗、帶調節(jié)閥門和不帶漏斗、不帶調節(jié)閥門兩種形式。
綜合以上的比較，選擇方案4來設計沖壓自動送料機構。
第3章 連桿機構運動學分析
運動分析的主要任務是：求出驢頭懸點的位移、速度和加速度隨時間變化的規(guī)律，以便為載荷分析和扭矩計算提供運動學數(shù)據(jù)。在曲柄角速度等于常數(shù)的情況下，問題也就歸結為求解懸點位移速度和加速度隨曲柄轉角的變化規(guī)律。
3.1 常規(guī)型的幾何關系分析
圖2-1 常規(guī)型運動簡圖
基本參數(shù)及意義表示如下：
A—前臂長度，mm；
C—后臂長度，mm；
P—連桿長度，mm；
R—曲柄半徑，mm；
I—支承中心到減速器輸出軸中心的水平距離，mm；
H—支承中心到底座底部的高度，mm；
G—減速器輸出軸到底座底部的高度，mm；
H-G—曲柄回轉中心至中心軸承的垂直距離，mm；
ψ—C與K的夾角；
S—抽油機的沖程；
n—抽油機的沖次；
P—額定懸點載荷；
K—極距，即支承中心到減速器輸出軸中心的距離，mm；
J—曲柄銷中心到支承中心之間的距離,mm；
θ—曲柄轉角，以曲柄半徑R處于12點鐘位置作為零度，沿曲柄旋轉方向度量；
Φ—零度線與K的夾角，由零度線到K沿曲柄旋轉方向度量；
β—C與P的夾角，稱傳動角；
x—C與J的夾角；
ρ—K與J的夾角；
—K與R的夾角；
—P與R的夾角。
由圖可知：
（2-1）
式中正負號取決于曲柄旋轉方向，曲柄旋轉方向的判斷為：面向抽油機，井口在右側，順時針旋轉為“+”，逆時針旋轉為“-”。
（2-2）
（2-3）
（2-4）
（2-5）
（2-6）
（2-7）
（2-8）
（2-9）
（2-10）
在有“”式中，“+”用于曲柄順時針旋轉，“-”用于曲柄逆時針旋轉。
3.2 懸點的位移
根據(jù)以上幾何關系分析結果，對常規(guī)的運動學特性進行分析，推導相應公式，得到懸點位移、速度、加速度。本文以常規(guī)型抽油機CYJ5-2.5-26HB為例進行研究，并對此抽油機的運動學關系進行計算編程，畫出相應的曲線圖。
圖2-2 懸點位移曲線圖
以懸點處于最低位置（下死點）為計算位移的起點。擺動的角位移為，最大角位移為。根據(jù)抽油機四桿結構的幾何關系：
（2-11）
（2-12）
懸點位移 （2-13）
懸點最大位移 （2-14）
在抽油機的設計和使用中，常用的是與的比值，稱為位置因素，表示為：
（2-15）
顯然，。當懸點位于下死點時，=0；懸點位于上死點時，=1。
其懸點位移的計算結果詳見表2-1，得到位移圖像如圖2-2：
3.3 懸點的速度
圖2-3 速度分析示意圖
圖3-4 懸點速度曲線
如圖2-3所示，后臂C和曲柄半徑R均為繞定點轉動，連桿P做平面運動。利用速度投影定理，忽略連桿P變形的影響，連桿兩端點（d和b）的速度在連桿軸線上的投影相等。d、b兩點分別和O 轉動，、分別垂直于R和C，將、向連桿軸線投影有：
（2-16）
則
（2-17）
因為，，懸點速度為
（2-18）
式中為曲柄旋轉的角速度，其余參數(shù)同前。
其懸點速度的計算結果詳見表3-1，得到速度圖像如圖3-4：
3.4 懸點的加速度
圖3-5懸點加速度曲線
懸點速度對時間的一次導數(shù)即為懸點加速度。對于后置型，懸點加速度公式為：
（2-19）
其懸點加速度的計算結果詳見表2-1，得到加速度圖像如圖2-5：
3.5 懸點運動學參數(shù)計算分析
表2-1顯示了曲柄轉角變化時，懸點位移、速度、加速度隨其變化的數(shù)值，表2-1如下所示。圖2-6為曲柄轉角變化與懸點位移、速度、加速度之間的關系曲線圖，圖2-6如下所示。
表3-1 懸點參數(shù)計算數(shù)值表
角度
位移
速度
加速度
0
0.001181
-0.02999
0.378839
5
0.000702
0.02329
0.387514
10
0.007689
0.077398
0.390653
15
0.022202
0.131515
0.387536
20
0.044179
0.184732
0.377626
25
0.07343
0.236083
0.360654
30
0.109626
0.28459
0.336696
35
0.152307
0.329308
0.306219
40
0.200885
0.369388
0.270089
45
0.254667
0.404126
0.229521
50
0.312871
0.433007
0.185994
55
0.374661
0.455729
0.141114
60
0.439174
0.472217
0.09648
65
0.50555
0.482608
0.053544
70
0.572964
0.487224
0.013502
75
0.640644
0.486534
-0.02277
80
0.707892
0.481101
-0.05472
85
0.774092
0.471544
-0.08214
90
0.838715
0.45849
-0.1051
95
0.901317
0.442545
-0.12385
100
0.961536
0.424263
-0.13882
105
1.019082
0.404135
-0.15052
110
1.073729
0.382578
-0.15949
115
1.125304
0.359933
-0.16627
120
1.173673
0.336469
-0.17137
125
1.218739
0.312386
-0.17526
130
1.260425
0.287823
-0.17834
135
1.298671
0.262867
-0.18098
140
1.333427
0.237559
-0.18345
145
1.364644
0.211905
-0.186
150
1.392272
0.18588
-0.1888
155
1.416258
0.159441
-0.19199
160
1.43654
0.132528
-0.19563
165
1.453047
0.105077
-0.19975
170
1.4657
0.077021
-0.20431
175
1.474411
0.048307
-0.20922
180
1.479086
0.018896
-0.21433
185
1.479627
-0.01123
-0.21942
190
1.475935
-0.04204
-0.22424
195
1.467919
-0.07349
-0.22847
200
1.455497
-0.10546
-0.23174
205
1.438607
-0.1378
-0.2337
210
1.417212
-0.1703
-0.23396
215
1.391306
-0.2027
-0.23219
220
1.360926
-0.23469
-0.22811
225
1.326149
-0.26594
-0.22152
230
1.287103
-0.2961
-0.21232
235
1.243966
-0.3248
-0.20051
240
1.196965
-0.35168
-0.1862
245
1.146375
-0.37642
-0.16958
250
1.092518
-0.39869
-0.15089
255
1.035753
-0.41825
-0.13043
260
0.976474
-0.43486
-0.1085
265
0.915104
-0.44833
-0.08536
270
0.852089
-0.45853
-0.06129
275
0.787893
-0.46532
-0.03648
280
0.722994
-0.46864
-0.01112
285
0.657881
-0.46839
0.014685
290
0.593052
-0.46454
0.040831
295
0.529011
-0.45704
0.067259
300
0.466268
-0.44585
0.093925
305
0.405337
-0.43094
0.120788
310
0.346736
-0.41229
0.147795
315
0.290987
-0.38988
0.174874
320
0.23861
-0.36371
0.201909
325
0.190129
-0.3338
0.228734
330
0.146058
-0.3002
0.25511
335
0.106908
-0.26298
0.280714
340
0.073171
-0.22228
0.305127
345
0.045317
-0.1783
0.327824
350
0.023783
-0.13132
0.348173
355
0.00896
-0.08172
0.365446
360
0.001181
-0.02999
0.378839
圖3-6 懸點位移、速度、加速度曲線
從表3-1和圖3-6可知，懸點速度最大值為，懸點加速度最大值。
3.6 連桿的設計
因為抽油機連桿較長，且受壓，所以對其進行靜強度和穩(wěn)定性校核。最大連桿力是對連桿進行強度校核或穩(wěn)定校核的依據(jù)。
3.6.1 選材
根據(jù)連桿受力狀態(tài)及結構尺寸特點，選其材料為45號鋼制成的無縫鋼管，查《機械工程材料實用手冊》其基本參數(shù)為：
外徑D=80mm，臂厚t=10mm，單位長度理論重量為17.26，抗拉強度，屈服點。
3.6.2 校核
（1）連桿靜強度校核
抽油機連桿質量較輕，其運動產(chǎn)生的慣性力及慣性力矩較小。如果忽略連桿運動所產(chǎn)生的慣性力矩，則可認為連桿為二力桿，連桿力為為：
（5-27）
式中：為抽油機懸點載荷；
為抽油機結構不平衡重；
為游梁平衡重重力。
對不同曲柄轉角下的進行計算，求出的最大值，則連桿的最大應力及強度條件為
（5-28）
式中：為連桿的橫截面面積，；
為連桿材料的許用應力，Mpa；
為連桿材料的屈服極限，Mpa；
n為安全系數(shù)，n=1.5~2.0。
在5.1節(jié)中，通過估算得：，且，代入公式（5-28）得
故靜強度滿足要求。
（2）連桿穩(wěn)定校核
受壓連桿可按兩端鉸支處理。
（5-29）
當長細比時，
（5-30）
當>90時，
（5-31）
式中：為連桿長度，；
為連桿慣性半徑，；對于管狀截面，；
是外徑，為臂厚；由于D=80，t=10。
故連桿穩(wěn)定性滿足要求。
第4章 電動機選擇、傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算
4.1電動機的選擇
1.確定電動機類型
按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。
2.確定電動機的容量
（1）工作機卷筒上所需功率Pw
Pw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw
(2)電動機所需的輸出功率
為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率η總。設η1、η2、η3、η4、η5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、V形帶傳動、工作機的效率，由[2]表1-7查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.95，η5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為
= = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.8414
3.選擇電動機轉速
由[2]表13-2推薦的傳動副傳動比合理范圍
普通V帶傳動 i帶=2～4
圓柱齒輪傳動 i齒=3～5
則傳動裝置總傳動比的合理范圍為
i總=i帶×i齒1×i齒2
i‘總=（2～4）×（3～5）×（3～5）=（18～100）
電動機轉速的可選范圍為
nd=i‘總×=（18～100）=（18～100）r/min
=1006.68~5592.67r/min
根據(jù)電動機所需功率和同步轉速，查[2]表12-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。
選用同步轉速為:1500 r/min
選定電動機型號為:Y112M-4
4.2 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配
1.傳動裝置總傳動比
==
式中nm----電動機滿載轉速: 1440 r/min;
nw----工作機的轉速:55.93 r/min。
2.分配傳動裝置各級傳動比
i總=i帶×i齒1×i齒2
分配原則： （1）i帶＜i齒
（2）i帶=2～4 i齒=3～5 i齒1=（1.3～1.5）i齒2
根據(jù)[2]表2-3，V形帶的傳動比取i帶 =2.6 ，則減速器的總傳動比為
i =9.90
雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為
i齒1 = 3.59
低速級的傳動比
i齒2 = i/i齒1 =2.76
4.3 運動參數(shù)和動力參數(shù)計算
1.各軸轉速計算
1440 r/min
nⅠ= nm / i帶 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min
nⅡ= nⅠ / i齒1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/min
nⅢ= nⅡ / i齒2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min
2.各軸輸入功率
P0= Pd=5.99 KW
PⅠ= Pdη4 = 5.99 0.95 KW=5.69KW
PⅡ= PⅠη2η3 =5.69 0.98 0.99 KW=5.52 KW
PⅢ= PⅡη2η3 =5.520.98 0.99 KW=5.36 KW
3.各軸輸入轉矩
T0 = 9550Pd/n0 =39.73
TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ =98.11
TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ =341.69
TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 915.71
表1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表
項目
軸號
功率
轉速
轉矩
傳動比
0軸
5.99
1440
39.73
2.6
Ⅰ軸
5.69
553.85
98.11
3.59
Ⅱ軸
5.52
154.28
341.69
2.76
Ⅲ軸
5.36
55.90
915.71
第5章 傳動零件的設計計算
5.1 V帶傳動設計
1.設計計算表
項目
計算（或選擇）依據(jù)
計算過程
單位
計算（或確定）結果
(1)確定計算功率Pca
Pca=d
查[1]表8-7
取
(2)選擇帶的型號
查[1]圖8-11
選用A型帶
(3)選擇小帶輪直徑
查[1] 表8-6及8-8
90
(4)確定大帶輪直徑
=
查[1] 表8-8 =236
=236
(5)驗算傳動比誤差
＝0.85%
(6)驗算帶速
=6.78
(7)初定中心距
=(0.7~2)(90+236)=228.2~652
=360
(8)初算帶長
=2360+3.14/2(90+236)+(236-90)/(4360)=1246.3
=1246
(9)確定帶的基準長度
查[1]表8-2
因為=1246，選用A型帶
取=1250
=1250
(10)計算實際中心距離（取整）
=362mm
(11)安裝時所需最小中心距（取整）
=362+0.015
=343
(12)張緊或補償伸長量所需最大中心距
=400mm
(13)驗算小帶輪包角
=
(14) 單根V帶的基本額定功率
查[1]表8-4a插值法
=1.06
kw
=1.06
(15) 單根V帶額定功率的增量
查[1]表8-5b插值法
=0.17
kw
=0.17
(16) 長度系數(shù)
查[1]表8-2
由 得
(17)包角系數(shù)
查[1]表8-5插值法
＝0.94
(18)單位帶長質量
查[1]表8-3
=0.10
=0.10
(19)確定V帶根數(shù)
根
7
(20)計算初拉力
=130.31
(21)計算帶對軸的壓力
1787.37
2.帶型選用參數(shù)表
帶型
A
90
236
6.78
362
159.89
7
1787.37
B=(7-1)15+210=110
3．帶輪結構相關尺寸
項目
計算（或選擇）依據(jù)
計算過程
單位
計算（或確定）結果
(1)帶輪基準寬bd
查[1]表8-10
因選用A型，故取
(2)帶輪槽寬b
=12.93
(3)基準寬處至齒頂距離ha
查[1]表8-10
(4)基準寬處至槽底距離hf
查[1]表8-10
(5)兩V槽間距e
查[1]表8-10
.0
(6)槽中至輪端距離
查[1]表8-10
=10
(7)輪槽楔角
查[1]表8-10
因為>118，
所以＝38
度
38
(8)輪緣頂徑
241.6
(9)槽底直徑
=236-29.0=218
218
(10)輪緣底徑D1
查[1]表8-10，得
200
(11)板孔中心直徑D0
=0.5(200+60)=130
130
(12)板孔直徑d0
40
(13)大帶輪孔徑d
查[3]表12-1-12
根據(jù)=236，Z＝7,
所以取d=30
d=30
(14)輪轂外徑d1
60
(15)輪轂長L
L=60
(16)輻板厚S
查[3]表12-1-12
S＝(0.5~0.25)B=
15.71~27.5
S＝25
(17)孔板孔數(shù)
查[3]表12-1-12
個
5.2 漸開線斜齒圓柱齒輪設計
（一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表
項目
計算（或選擇）依據(jù)
計算過程
單位
計算（或確定）結果
1．選齒輪精度等級
查[1]表10-8
選用7級精度
級
7
2．材料選擇
查[1]表10-1
小齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為250HBS
大齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為220HBS
小齒輪250HBS
大齒輪220HBS
3．選擇齒數(shù)Z
個
91
3.458
4．選取螺旋角β
取14
度
14
5．按齒面接觸強度設計
（1）試選Kt
取1.6
1.6
(2)區(qū)域系數(shù)ZH
由[1]圖10-30
（3）εa
由[1]圖10-26查得εa1=0.77
εa2=0.87
1.64
1.64
(4)計算小齒輪傳遞的轉矩T1
查表1
Nmm
(5)齒寬系數(shù)Фd
由[1]表10-7
1.0
(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE
由[1]表10-6
(7) 齒輪接觸疲勞強度極限
由[1]圖10-21c
由[1]圖10-21ｄ
550
540
550
540
（8）應力循環(huán)次數(shù)N
由[1]式10-13
（9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN
由[1]圖10-19
KHN1 =1.05
KHN2 =1.12
KHN1 =1.05
KHN2 =1.12
（10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH]
取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式10-12得
=(577.5+604.8)=591.15
（11）試算小齒輪分度圓直徑
按[1]式（10－21）試算
mm
=53.03
（12）計算圓周速度v
m/s
1.54
（13）計算齒寬B
B1=60
B2=55
mm
B1=60
B2=55
（14）模數(shù)
h = 2.25mnt =2.25×2.14=4.815
b/h =53.03/4.815=11.01
度
mnt =2.14
h = 4.815
b/h =11.01
（15）計算縱向重合度
εβ= 0.318φdz1tanβ
1.903
（16）計算載荷系數(shù)K
由[1]表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù)v=1.54 m/s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.08
由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.420
由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.33
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.15
K=2.15
（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑
由[1]式10-10ａ
58.52
（18）計算模數(shù)
mm
2.37
6．按齒根彎曲強度設計
（1）計算載荷系數(shù)K
K=KAKVKFαKFβ
K=1×1.08×1.4
×1.33=2.01
K=2.01
（2）螺旋角影響系數(shù)
根據(jù)縱向重合度εβ= 1.903 ，從[1]圖10-28
0.88
0.88
（3）計算當量齒數(shù)ZV
=26.30
=90.94
（4）齒形系數(shù)YFa
由[1]表１０－５
YFa1=2.591
YFa2=2.198
YFa1=2.591
YFa2=2.198
（5）應力校正系數(shù)YSa
由[1]表１０－５
YSa1=1.597
YSa2=1.781
YSa1=1.597
YSa2=1.781
（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限
由[1]圖10-20b
由[1]圖10-20c
400
350
400
350
（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)
由[1]圖10-18
利用插值法可得
0.90
0.95
0.90
0.95
（8）計算彎曲疲勞許用應力[σF]
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式10-12得
（9）計算大小齒輪的并加以比較
結論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算
＝0.0153
（10）齒根彎曲強度設計計算
由[1]式10-17
=1.743
mm
1.743
結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取＝2 mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來計算應有的齒數(shù)。于是由
取29，則Z2 = Z1×i齒1 =29×3.59=104.11取Z2 =104
3．幾何尺寸計算
（1）計算中心距a
=137.1
將中心距圓整為137
mm
a=137
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β
因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。
度
13.88
（3）計算齒輪的分度圓直徑d
mm
59.74
214.26
（4）計算齒輪的齒根圓直徑df
mm
54.74
209.26
（5）計算齒輪寬度B
b = φdd1
b=1.0×59.74
=59.74
圓整后?。?
B1 =65
B2 =60
mm
B1 =65
B2 =60
（6）驗算
所以合適
5.3 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表
項目
計算（或選擇）依據(jù)
計算過程
單位
計算（或確定）結果
1．選齒輪精度等級
查[1]表10-8
選用7級精度
級
7
2．材料選擇
查[1]表10-1
小齒輪選用45號鋼（調質處理），硬度為250HBS
大齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為220HBS
小齒輪
250HBS
大齒輪
220HBS
3．選擇齒數(shù)Z
個
U=2.8
4．選取螺旋角β
取14
度
14
5．按齒面接觸強度設計
（1）試選Kt
取1.6
1.6
（2）區(qū)域系數(shù)ZH
由[1]圖10-30
（3）
由[1]圖10-26查得
εa4=0.88
=0.78+0.88=1.66
1.66
(4)計算小齒輪傳遞的轉矩TⅡ
查表1
Nmm
(5)齒寬系數(shù)Фd
由[1]表10-7
1.0
(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE
由[1]表10-6
MPa1/2
(7) 齒輪接觸疲勞強度極限
由[1]圖10-21c
由[1]圖10-21ｄ
550
540
550
540
（8）應力循環(huán)次數(shù)N
由[1]式10-13
（9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN
由[1]圖10-19
KHN1 =1.08
KHN2 =1.14
KHN1 =1.08
KHN2 =1.14
（10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH]
取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得
[σH]3=
594
=604.8
（11）試算小齒輪分度圓直徑
按[1]式（10－21）試算
mm
＝80.53
（12）計算圓周速度v
m/s
=0.65
（13）計算齒寬B
B3=85
B4=80
mm
B3=85
B4=80
（14）模數(shù)
h = 2.25mnt =2.253.13
＝7.04
b/h =80.53/7.04=11.44
度
＝3.13
h ＝7.04
b/h =11.44
（15）計算縱向重合度
εβ= 0.318φdz3tanβ
＝0.3181.025an14
=1.98
=1.98
（16）計算載荷系數(shù)K
由[1]表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù)v=0.65s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.1
由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.43
由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.35
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故載荷系數(shù)
K=KAKVKHαKHβ=11.11.41.43=2.20
K=2.20
（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3
由[1]式10-10ａ
89.55
（18）計算模數(shù)
=3.48
mm
=3.48
6．按齒根彎曲強度設計
（1）計算載荷系數(shù)K
K=KAKVKFαKFβ
K=1.01.11.41.35
=2.079
K=2.079
（2）螺旋角影響系數(shù)
根據(jù)縱向重合度εβ=1.981]圖10-28
0.88
0.88
（3）計算當量齒數(shù)ZV
=27.37
76.63
（4）齒形系數(shù)YFa
由[1]表１０－５
YFa3=2.563
YFa4=2.227
YFa3=2.563
YFa4=2.227
（5）應力校正系數(shù)YSa
由[1]表１０－５
YSa3=1.604
YSa4=1.763
YSa3=1.604
YSa4=1.763
（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限
由[1]圖１０－２０b
由[1]圖１０－２０ｃ
400
350
400
350
（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)
由[1]圖１０－１８
0.92
0.96
0.92
0.96
（8）計算彎曲疲勞許用應力[σF]
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式１０－１２得
368
336
（9）計算大小齒輪的并加以比較
結論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算
=
0.0117
（10）齒根彎曲強度設計計算
由[1]式１０－１７
=2.37
結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?.5已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=89.55應有的齒數(shù)。于是由
取35 ，則Z4 = Z3×i齒2 =35*2。8=98 取Z4 =98
3．幾何尺寸計算
（1）計算中心距a
將中心距圓整為171
mm
=171
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β
因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。
度
（3）計算齒輪的分度圓直徑d
mm
90.00
252.00
（4）計算齒輪的齒根圓直徑df
mm
83.75
=245.75
（5）計算齒輪寬度B
b = φdd3=
1.0*90.00=90.00
圓整后取：
B3 =95
B4 =90
mm
B3 =95
B4 =90
（6）驗算
故合適
5.4 斜齒輪設計參數(shù)表
傳動類型
模數(shù)
齒數(shù)
中心距
齒寬
螺旋角
高速級
斜齒圓柱齒輪
mm
mm
低速級
斜齒圓柱齒輪
第6章 軸的設計計算
6.1 Ⅰ軸的結構設計
1．選擇軸的材料及熱處理方法
查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。
2．確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：
mm
再查 [1]表15-3，
考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大
mm
3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
名稱
依據(jù)
單位
確定結果
mm
且由前面的帶輪的設
計可得，帶輪的孔徑為30，mm
＝30
＝30
查 [2]表7-12 35
35
因為處裝軸承，所以只要＞即可，選取7類軸承，查 [2]表6-6，選取7208AC，故 ＝40
＝40
46
由于是齒輪軸所以等于高速級小齒輪的分度圓直徑：
40
40
4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。
查 [2]（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” = 1.54，故選用脂潤滑。
將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表
名稱
依據(jù)
單位
確定結果
箱體壁厚
查 [2]表11-1
8
地腳螺栓直徑及數(shù)目n
查 [2]表11-1
查 [2]表3-13， ?。?0，
＝16
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
查 [2]表11-1
查 [2]表3-9，?。?6
＝12
軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、
查 [2] 表11-1
軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑
查 [2]表11-2
查 [2]表11-10，得當取
軸承蓋厚度
查 [2]表11-10
，
小齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離
查 [2]
=10
軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離
查 [2] 因為選用脂潤滑，所以
＝10
軸承支點距軸承寬邊端面距離a
查 [2]表6-6，選取7208AC軸承，
故
5.計算各軸段長度。
名稱
計算公式
單位
計算結果
由于與大帶輪配合，則：
63
由公式
＝56
由公式
32
由公式
＝110.5
齒輪1輪轂寬度：
＝65
由公式
＝40
L（總長）
＝365.5
（支點距離）
＝197.5
6.2Ⅱ軸的結構設計
1．選擇軸的材料及熱處理方法
查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。
2．確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：
=(126~103)
再查 [1]表15-3，
3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
名稱
依據(jù)
單位
確定結果
由于和軸承配合，取標準軸徑為：
=45
由于和齒輪配合，取
查 [2]表1-6，?。?0
=50
查 [2]表1-6，取=60
=60
與高速級大齒輪配合，取：
＝=45
＝45
4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。
查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度” ，故選用脂潤滑。
將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表
名稱
依據(jù)
單位
確定結果
軸承支點距軸承寬邊端面距離a
選用7209AC軸承，查 [2]表6-6
得
5.計算各軸段長度
名稱
計算公式
單位
計算結果
＝43
＝93
＝10
齒輪配合長度：
＝58
＝45.5
L（總長）
L＝249.5
（支點距離）
196.1
6.3
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