工件自动输送机的设计

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毕业设计(论文)

工件自动输送机的设计

The design of automatic conveyer workpiece

学生姓名 学院名称 专业名称 指导教师

年 月 日

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摘要

在科技越来越发达的今天，在各种行业中生产效率也变的更加重要。于是各种类型的输送机的用处也越来越大。与此同时对输送机的要求也越来越高。在本次工件输送机的设计里，在工件输送机的传输距离和速度方面要求也比较高，本次设计对整个输送机的主要部件进行了粗略的介绍，其中在节省投资和控制方面有比较好的调节。

本设计的主要研究内容是设计连杆结构的尺寸以及齿轮传动的主要参数等，对主要研究部分的部件进行了选型，设计，校核。 关键词 输送机；连杆机构；齿轮传动

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Abstract

Nowadays, science and technology is more and more developed, production efficiency is becoming more important in various industry. So all kinds of conveyor’s use is more and more big. Meanwhile the demand of conveyor is more and more high. In this design of the workpiece conveyor, the requirement of the transmission distance and speed is higher, this design is discussed in rough introduction of the major parts of the conveyor. Also in the part of saving investment and control have better regulation.

The main research contents of this design is design the size of connecting rod structure and the main parameters of gear transmission and so on. To drive the various components of the selection, design and verification.

Keywords conveyor linkage mechanism gear transmission

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目 录

摘要 ............................................................................................................................................... 10 Abstract ........................................................................................................................................ 11 1 绪论 ............................................................................................................................................. 3 1.1背景介绍 ............................................................................................................................... 3 1.2方案比较 ............................................................................................................................... 4 1.3设计方案综述 ....................................................................................................................... 4 2 连杆机构的设计 ......................................................................................................................... 5 2.1 连杆机构的定义及特点 ...................................................................................................... 5 2.2 平面曲柄摇杆机构 .............................................................................................................. 6 2.3 平面四连杆机构有曲柄的条件 .......................................................................................... 6 2.4 连杆设计内容 ...................................................................................................................... 6 2.4.1 摇杆的摆角初选 ........................................................................................................... 7 2.4.2 铰点位置和曲柄长度的设计 ....................................................................................... 7 2.4.3 曲柄摇杆机构的设计 ................................................................................................... 7 2.4.4 校核最小传动角 ........................................................................................................... 7 3 机构的运动和动力分析 ............................................................................................................. 8 3.1 概述 ...................................................................................................................................... 8 3.2 用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度和加速度分析 .............................................. 8 3.2.1 绘制机构运动简图 ....................................................................................................... 9 3.2.2 作速度分析 ................................................................................................................... 9 3.2.3 作加速度分析 ............................................................................................................. 10 3.3 用矢量方程图解法作平面连杆机构的动态静力分析 .................................................... 11 3.3.1 对机构进行运动分析 ................................................................................................. 11 3.3.2 确定各构件的惯性力和惯性力偶矩 ......................................................................... 11 3.3.3 机构的动态静力分析 ................................................................................................. 12 4 杆件的设计 ............................................................................................................................... 16 4.1 杆件的类型 ........................................................................................................................ 16 4.2 钢材和截面的选择 ............................................................................................................ 17 4.3 杆件间的联结 .................................................................................................................... 17 4.3.1 剪切强度计算 ............................................................................................................. 17 4.3.2 挤压强度计算 ............................................................................................................. 18 4.3.3 稳定性的校核 ............................................................................................................. 18 5 减速器的设计 ........................................................................................................................... 19 5.1 电动机的选择 .................................................................................................................... 20

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5.1.1 选择电动机类型和机构形式 ..................................................................................... 20 5.1.2 功率的计算 ................................................................................................................. 20 5.1.3 电动机功率计算 ......................................................................................................... 20 5.1.4 传动效率 ..................................................................................................................... 21 5.1.5 确定电动机转速 ......................................................................................................... 21 5.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 ........................................................................ 21 5.2.1 总传动比 ..................................................................................................................... 21 5.2.2 分配减速器的各级传动比 ......................................................................................... 21 5.3 计算传动装置的运动和动力参数 .................................................................................... 22 5.3.1 各轴转速 ..................................................................................................................... 22 5.3.2 各轴输入功率 ............................................................................................................. 22 5.3.3 各轴输入转矩 ............................................................................................................. 22 5.4 减速器结构的设计 ............................................................................................................ 22 5.4.1 机体结构 ..................................................................................................................... 22 5.4.2 铸铁减速器机体的结构尺寸见下表5-2(单位㎜) .................................................. 23 5.5 传动零件的设计计算 ........................................................................................................ 24 5.5.1 减速器外传动零件的设计 ......................................................................................... 24 5.5.2 减速器内传动零件的设计 ......................................................................................... 24 5.6 装配图设计第一阶段 ........................................................................................................ 27 5.6.1 有关零部件的结构和尺寸的确定 ............................................................................. 27 5.6.2 轴的结构设计 ............................................................................................................. 28 5.6.3 轴的支点距离和力作用点的确定 ............................................................................. 28 5.7 滚动轴承的选择 ................................................................................................................ 31 5.7.1 选择原则 ..................................................................................................................... 31 5.7.2 选用方法 ..................................................................................................................... 31 5.7.3 滚动轴承的失效 ......................................................................................................... 32 5.8 轴承盖上的螺纹强度计算 ................................................................................................ 33 5.9 键的选择和强度校核 ........................................................................................................ 33 5.10 联轴器的选择计算 .......................................................................................................... 34 5.11 装配图设计的第二阶段 .................................................................................................. 34 5.11.1 轴承端盖结构 ........................................................................................................... 34 5.11.2 轴承的润滑与密封 ................................................................................................... 35 5.11.3 减速器的润滑 ........................................................................................................... 35 5.12 减速器附件设计 .............................................................................................................. 35 5.12.1 窥视孔盖和窥视孔 ................................................................................................... 35

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5.12.2 放油螺塞 ................................................................................................................... 35 5.12.3 油标 ........................................................................................................................... 36 5.12.4 通气器 ....................................................................................................................... 36 5.12.5 启盖螺钉 ................................................................................................................... 36 5.12.6 环首螺钉,吊环,和吊钩 ........................................................................................... 36 6 开式齿轮的设计 ....................................................................................................................... 36 6.1 开式齿轮计算公式 ............................................................................................................ 36 6.2 计算参数的选取如下 ........................................................................................................ 36 6.3 确定传动主要尺寸 ............................................................................................................ 37 7 机架的设计 ............................................................................................................................... 38 7.1 机架钢材料的选择 ............................................................................................................ 38 7.2 钢结构设计时应满足下列要求 ........................................................................................ 39 7.3 传输机附件的设计 ............................................................................................................ 39 结论 ............................................................................................................................................... 41 致谢 ............................................................................................................................................... 42 参考文献 ....................................................................................................................................... 43

1 绪论

1.1背景介绍

本课题来源于社会生产实践，属于工程设计类。在自动化生产线中进料及出料都要求实现自动化，本课题即是为了解决这一实际问题的。采用什么机构或传动方式、速度及加速度、运动轨迹的设计是其中的核心问题，某结构的优化设计也可成为设计的内容，本课题是典型的机械设计及理论的应用。

在越来越注重生产效益的今天，自动化的输送可以节省很多不必要的时间和人力资源，从而可以获得最高的收益！自动化的生产线减少了不必要的人为失误，减少了机器的

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损坏，同时也更加保障了员工们的生命安全！

1.2方案比较

经过反复调查研究，查阅相关资料，我们根据工件传输机的工作状况的要求，提出了以下四种方案：

方案一：直接用带传动和步进电动机来实现滑架的往返运动，通过步进电动机的正反转控制往返运动，通过单片机控制驱动电路来设置相关的运动参数。

方案二：运用齿轮齿条和步进电动机来实现滑架的往复运动，通过步进电机的正反转，齿条固定在滑架上，利用齿轮齿条间的传动来实现滑架的往返运动。

方案三：采用液压凸轮机构为主，以达到设计要求。本方案采用液压动力装置以推动挡板左右往复运动。再采用凸轮机构推动挡板做上下的往复运动。该机构由液压机构和凸轮机构相互配合，使挡板做曲线运动。

方案四：运用连杆机构，减速器，普通电动机。通过普通电动机可以获得运动所需要的动力，减速器调整相应的速度和节奏，连杆机构实现不同的速度比，节奏，步长和滑架的运动轨迹。

经过可行性调研，我们发现方案一中步进电机的功率和工作状况要求中的中度冲击问题对步进电机的影响不能很好的解决，而且步进电机拥有一个很明显的优点，就是它有精确的正反转功能，因为步进电机是将电脉冲信号转化为角位移，或线位移的开环控制元件，在非超载的情况下，电机的转速，停止的位置只取决于脉冲信号的频率和脉冲数，而不受负载的变化而影响，即给电机加一个脉冲信号,电机则转过一个步距角，这一线性关系的存在，加上步进电机只有同期性的误差而无累积误差等特点，使得在速度控制领域用步进电机来控制变的非常简单，而且低速精度高。虽然如今步进电机已经被广泛地应用，但步进电机并不能象普通的直流电机，交流电机在常规条件下使用。它必须由双环形脉冲信号、功率驱动电路等组成控制系统方可使用。因此用好步进电机却非易事，它涉及到机械、电机、电子及计算机等太多的专业知识。方案二也存在类似的问题，方案三机构结构简单，构造也较为普通，且运行时噪声低。运动行程一眼明了，缺点是该机构有两个自由度，所以运动难遇控制，不够平稳。而且液压机构成本太高，且维护检修复杂。而方案四对于方案一方案二的问题有了很好的实现，而且普通电动机容易选择，减速器和连杆机构，结构可靠，稳定性高,可以承受一定的冲击，所以此方案较合理。在整个设计过程中，减速器部分和连杆机构的设计和分析应是本课题的重点，运用机械设计和机械原理的相关内容来设计，设计的主要内容应包括工作机构和传动系统的运动分析，连杆机构的运动和动力分析，减速器的设计，减速器零件的制造以及相关工艺流程。本课题的难点是连杆尺寸的分析和动力运动的分析，减速器各轴和齿轮的计算设计。

1.3设计方案综述

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工件输送机是一种实现往复传送可以间歇性地输送工件的机械，通过传动装置，电动机驱动滑架往复移动工件，行程时，滑架上的推爪推动工件前进一个步长，当滑架返回的时候，因为推爪与轴间装有扭簧，所以推爪从工件底面滑过，工件保持不动，当滑架再次向前推进时，已复位，就这样往返推动工件前移。

设计意义：工件传输机在自动化流水线上的充分运用能提高工厂的生产率，减轻工人的劳动强度，保障工人的生命安全，为实现车间无人化提供了可靠的条件。

2 连杆机构的设计

2.1 连杆机构的定义及特点

连杆机构是一种应用非常广泛的机构，折叠伞的收放机构，机械手的传动机构以及人体假肢的设计等，都是连杆机构。

连杆机构的定义：(1)某原动件的运动都要经过一个不直接与机架相联的中间构件才能传动从动件，中间构件称为连杆。这些机构统称为连杆机构。(2)这些机构中的运动副一般均为低副。故连杆机构也称低副机构。

连杆机构的特点：

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(1) 连杆机构中构件间以低副相连，低副两元素为面接触，在承受同样载荷的条件下压强较低，因而可用来传递较大的动力。又由于低副元素的几何形状比较简单，故容易加工。

(2) 构件运动形式具有多样性。连杆机构中既有绕定轴转动的曲柄、绕定轴往复摆动的摇杆，又有作平面一般运动的连杆、作往复直线移动的滑块等，利用连杆机构可以获得各种形式的运动，这在工程实际中具有重要价值。

(3) 在主动件运动规律不变的情况下，只要改变连杆机构各构件的相对尺寸，就可以使从动件实现不同的运动规律和运动要求。

(4) 连杆曲线具有多样性。连杆机构中的连杆，可以看作是在所有方向上无限扩展的一个平面，该平面称为连杆平面。在机构的运动过程中，固接在连杆平面上的各点，将描绘出各种不同形状的曲线，这些曲线称为连杆曲线。

(5) 在连杆机构的运动过程中，一些构件（如连杆）的质心在作变速运动，由此产生的惯性力不好平衡，因而会增加机构的动载荷，使机构产生强迫振动。所以连杆机构一般不适于用在高速场合。

(6) 连杆机构中运动的传递要经过中间构件，而各构件的尺寸不可能做得绝对准确，再加上运动副间的间隙，故运动传递的累积误差比较大。

2.2 平面曲柄摇杆机构

在铰链四连杆机构中，若两个连架杆中一个为摇杆，另一个为曲柄，那么这个四杆机构称为曲柄摇杆机构。在曲柄摇杆机构中，当曲柄为原动件，摇杆为从动件时，可以把曲柄的连续转动转变为摇杆的往复摆动，此种机构应用比较广泛。

2.3 平面四连杆机构有曲柄的条件

(1)杆长之和条件：平面四杆机构的最短杆和最长杆的长度之和小于或者等于其余两杆长度之和。

(2)在铰链四杆机构中，如果某个转动副能够成为整转副，则它所连接的两个构件中，必有一个为最短杆，并且四个构件的长度关系满足杆长之和条件。

(3)在有整装副存在的铰链四杆机构中，最短杆两端的转动副均为整转副。此时，如果取最短杆为机架，则得到双曲柄机构；若取最短杆的任何一个相连构件为机架，则得到曲柄摇杆机构；如果取最短杆对面构件为机架，则得到双摇杆机构。

(4)如果四杆机构不满足杆长之和条件，则不论选取哪个构件为机架，所得到机构均为双摇杆机构。

综上所述：平面四杆机构中曲柄存在的条件是四个杆的长度关系，谁做机架决定是否会存在曲柄！

2.4 连杆设计内容

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输送机的工作阻力Fr=5000N，步长S=450mm，往复次数N=40 次/分，行程速比系数K=1.3，高度H=800mm。输送时滑架受到的阻力Fr视为常数，滑架宽度为250mm，使用折旧期为5年，每天二班制工作，载荷里有中等冲击，工作环境清洁，室内，三相交流电源，工作机构效率为0.95，用于小批量生产。

2.4.1 摇杆的摆角初选

根据设计的常识一般初选摆角为40°-50°左右,再由步长定摇杆长度,一般取

LCD≈(0.6-0.7) LDE , LEF≈(0.2-0.3) LDE。

2.4.2 铰点位置和曲柄长度的设计

根据行程速比和传动角要求铰点A的位置及曲柄连杆长度。根据所给条件以及现场的要求，和行程速比系数K，在设计四连杆时，可利用机构在极位时的几何关系，再运用其它辅助条件进行设计。

2.4.3 曲柄摇杆机构的设计

通过摆角及行程速比系数K=1.3和摇杆长度来设计该机构。首先按公式?=180°(K-1)/(K+1)算出极位夹角?为23.5°。

然后任取一点D,再用此点为顶点作等腰三角形,使两腰的长度等于CD, ∠C1DC2??。作C2N使∠C2C1N=90°-?,再作C2M⊥C1C2, C2M与C1N的交点P。作△PC2C1的外接圆,那么圆弧C1PC2上任一点A到C1和C2的连线所形成的夹角∠C1AC2都等于极位夹角? ,所以曲柄的轴心A应在这个圆弧上。

设曲柄的长度为a,连杆的长度为b，那么AC1=b+a, AC2 =b-a.所以a=(AC1-AC2)/2于是以A为圆心,以为AC2为半径作圆弧交AC1于点E,则得出a=EC1/2,b=AC1-EC1/2。设计时应注意,曲柄的轴心A不能选在弧段上,否则机构将不能满足运动连续性的要求。

根据上面的方法可以算出平面四连杆机构的杆长分别为a=115mm，b=385mm，c=380mm，d=380mm。

2.4.4 校核最小传动角

在机构运动过程中,传动角的大小是不停变化的,为了保证机构的传动性能要求,设计时应使?min≥40°传递力矩比较大时，则应使?min≥50°；对于一些受力很小或者不经常使用的操纵机构，则可允许传动角小一些，只要不发生自锁就可以。最小传动角与机构中各杆的长度有关,见下面的公式:

?=arccosb2?c2?(d?a)22bc?arccos3752?3802?(390?125)22?375?380?40.5? 式(2.1)

??40?

所以满足最小传动角的要求。

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因此可以定出该要求设计的机构的总体尺寸,即LAB=a=115mm，LBC=b=385mm,LCD =c=380mm,LAD =d=380mm,LDE =550mm,LEF=180mm。

上面的LAB是杆件AB的长度，LBC是杆件BC的长度，LCD是杆件CD的长度，LAD是杆件AD的长度，LDE是杆件DE的长度，LEF是杆件EF的长度。机构的运动简图见下图1-1。

图1-1 机构的运动简图

3 机构的运动和动力分析

3.1 概述

用矢量方程图解法进行机构的速度和加速度的分析, 矢量方程图解法依据的基本原理是理论力学中的运动合成原理。对机构进行速度和加速度的分析时,首先要根据运动合成原理列出机构运动的矢量方程,然后再根据该方程来作图进行解决.

下面的就是机构运动分析:

3.2 用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度和加速度分析

根据构件上已知的一点的速度和加速度能够求出另外的点的速度和加速度(包括大小和方向),所以在以图解法作机构的速度和加速度的分析的时候,应该先从具备这个条件的构件着手,再分析与该构件依次相连的其他各构件。

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在用图解法作机构的运动分析时，需要先绘出该机构的运动简图，然后再根据运动简图进行速度和加速度的分析，求解的步骤说明如下：

3.2.1 绘制机构运动简图

根据前面所描绘的方法和步骤，选取尺寸比例尺?L=LABAB(m/mm)，并按照比例尺准确地绘制出机构的运动简图如图1-1所示。

3.2.2 作速度分析

根据用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度分析可知，速度求解的步骤应依次求出相应各点的速度和杆件的角速度。

1）求vB

40vB?LAB?1?0.115m?60rad/s?0.077m/s 式(3.1)

方向垂直于AB，指向与?1的转向一致。

2）求vC因点C及点B都为同一构件2上的点，故得

vC = vB + vCB 方向 ?CD ?AB ?CB 大小 ？ √ ？ 式中vC及vCB的大小未知，所以用图解法求解。

图3-2 速度分析图

如图3-2所示，取点P作为速度多边行的极点，并作pb代表vB，那么速度比例尺可以

m/s求得?V?VB/pb(m/s)mm?0.077。再分别自点B，P作垂直于BC，CD200mm?0.000385(m/s)/mm的直线bc,pc,代表vCB，vC的方向线，两线交于点C，则矢量pc，bc分别代表vC和vCB，于是得

式(3.2) vC??Vpcm/s??210mm?0.077200(m/s)/mm?0.08085m/s3）求vE 由于E点和C点都在杆件3上，杆件3上的点的角速度都相同，所以

vE?LCD?vC?0.126m/s

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4）求vF

vF = vE + vFE 方向 //FE √ ? 大小 √ ？

式(3.3) vF??V?pfm/s?255mm?0.077200(m/s)?0.0982于是有

?2?V?LCBCB?VbcLCBrad/s?0.000385?450.385?0.045rad/s 式(3.4) ?0.2128rad/s 式(3.5)

?3?V?LCDCD?VpcLCDrad/s?0.000385?2100.380?4?V?LEFEF?VpfLEFrad/s?0.000385?2550.180?0.5454rad/s 式(3.6)

3.2.3 作加速度分析

加速度求解的步骤与速度分析相同,也是先依次求出aB，然后再求解?2，aC，aE，aF。

?3，?4

1)求aB 因为曲柄LAB作等速回转,所以没有切向加速度。

402aB?aBAn?LAB?12?0.115?(60)m/s2?0.051m/s2 式(3.7)

方向由B指向A.

2）求aC 根据点C分别对于点D和点B的的相对运动关系,可得

aC = aCD + aCD = aB + aCB + aCB 方向 C→D ⊥CD B→A C→B ⊥CB 大小 lCD?32 ？ √ lCB?22 ？ 式中aCD和aCB的大小未知，故可用作图法求解。

t

t

ntnt

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图3-3 加速度分析图

如图3-3 所示，取点p?作为加速度多边形的极点，并作p?b?代表aB，则加速度比例尺

2m/s可求得?a?aB/p?b?(m/s2)/mm?0.051，然后再按上式作图，可求200mm?0.000255(m/s)/mm2得p?c?代表aC，其大小为

aC??ap?c?m/s2?0.000255(m/s2)/mm?125mm?0.0319m/s2 式(3.8)

3）求aE 因为点E和点C都在杆LDE上

DEaE?LLCDaC?550380?0.0385m/s2?0.056m/s2 式(3.9)

4）求aF 利用点F和点E的相对运动关系可得

aF ＝ aE + aFE + aFE 方向 ？ √ F→E ⊥FE 大小 水平向右 √ lEF?42 ？

式中aF的方向和aFE的大小未知，用作图法求解。如图所示。

aF??ap?f?m/s2?0.000255(m/s2)/mm?128mm?0.0326m/s2 式(3.10) 5）求?2，?3，?4。根据上面求构件角加速度的方法可得

0.000255?2?a?nLc??234?0.385?0.155rad/s2 逆时针 式(3.11) LCB2aCBCBtnt

t??0.000255?3?a?nLc??110?0.380?0.074rad/s2 顺时针 式(3.12) LCD3aCDCDt??0.000255?4?a?nLc??263?0.180?0.373rad/s2 顺时针 式(3.13) LEF4aEFFEt??3.3 用矢量方程图解法作平面连杆机构的动态静力分析

动态静力分析是根据达朗贝尔原理将惯性力和外力加在机构的相应构件上，用静力平衡的条件求出各运动副中的反力和原动件上的平衡力的一种比较常用的工程方法。进行动态静力分析首先是求出个构件的惯性力,并把它们当作外力加于产生这些惯性力的构件上面。然后再根据静定条件将机构分解为若干个平衡力和构件组作用的构件。而进行力分析的顺序一般是由离受平衡力作用的构件的最远构件组开始,逐步推算到平衡力作用的构件上。

3.3.1 对机构进行运动分析

在之前的运动分析里，已经用选定好的长度比例尺?I,速度比例尺?v,加速度比例尺

?a,绘出了机构简图及其速度多边形和加速度多边形。

3.3.2 确定各构件的惯性力和惯性力偶矩

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在对机械进行动态静力分析时需要求出各构件的惯性力,在新机械的设计中,机构中各构件的结构尺寸,质量和转动惯量等参数都尚未确定,根据设计经验先给出各构件的质量和转动惯量等参数,再进行静力分析,在这个基础上进行各构件的强度验算,再根据验算的结果对构件尺寸进行修正,最后定出构件的结构尺寸。

（1）计算各杆的质量及转动惯量

因为各杆都是拉压杆件,要求力学综合性能较高,所以选45号钢,各杆应初选直径。 查表得密度??7.8?103kg/m3。 根据质量m???d24lkg，

1转动惯量J?12ml2kg?m2

计算结果见表3-1

杆件 长度mm 115 385 550 180 表3-1 杆件质量特性表 直径mm 重量kg 100 50 80 60 5.416 7.646 22.105 2.800 转动惯量kg?m2 LAB LBC LDE LEF 0.00597 0.0944 0.557 0.00756 各杆中除了杆2外,惯性力都可以作用在机架上,因此在进行动态静力分析时可以忽略不计,作用在连杆2上的惯性力及惯性力偶矩为：

PI2?m2as2?m2?ap?s?2?7.646kg?0.000255(m/s2)/mm?113mm?0.220N 式(3.14)

0.000255MI2?JS2?2?JS2aCBt/LBC?JS2?an2?c?/LBC?0.00597?234?0.385?0.0009N?m式(3.15)

将PI2及MI2合并成一个总惯性力PI2?,其作用线从质心S2处偏移一距离h2，其值为

式(3.16) h2?MI2/PI2?0.00090.220?0.0041m?4.1mm3.3.3 机构的动态静力分析

先将各构件产生的惯性力视为外力加于相应的构件上，并按照静定条件将机构分解为两个构件组4，3，2 和有平衡力作用的构件1。为方便求解，未知力一般都能分别列在方程的首尾。

1) 下面对构件4分析

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[P]?4.3.2 挤压强度计算

?d2[?]4???502?100MPa4?1962KN 式(4.5)

在外力作用下,孔与销轴直接接触,接触面上的应力称为挤压应力。当挤压应力过大时,在孔和销接触的局部区域内,将产生明显的塑性变形,导致影响孔,销间的正常配合。最大根据实验分析结果得知:

挤压应力?bs发生在该表面的中部。挤压应力为Fbs,销或孔的直径为d ,耳片的厚度为t ,

图4-1 轴销受力示意图

?bs?FtdTd表示受压圆柱面在相应径向平面上的投影；

b 式(4.6)

?bs表示最大挤压应力,数值上与径向截面的平均压应力相等。

由上述分析可知,为了防止挤压造成破坏,最大挤压应力?bs不得超过连接件的许用

压应力[?bs],即要求

?bs?[?bs] 式(4.7)

[?bs]表示连接件的挤压极限应力除以安全系数。

因此，从挤压强度考虑, 接头的许用载荷是

[P]?td[?bs]=40?30?300=360KN 式(4.8)

4.3.3 稳定性的校核

当作用在细长杆上的轴向力达到或超过一定限度的时候，杆件可能会突然产生弯曲，即失稳现象。因此，对于轴向受压杆件，除了应考虑它的强度和刚度问题外，还应考虑它的稳定问题。

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1）临界载荷的计算

该连杆为两端铰支细长压杆，根据材料力学中公式可知，它的临界载荷为：

Pcr?2）校核

?2El2??d464??3Ed464l2??3?206?103?50464?3752?4428KN 式(4.9)

45#钢的屈服应力?s?350MPa，所以，连杆压缩屈服所需的轴向压力为

PS??d2?S4???502?3504?6860KN 式(4.10)

由以上的分析可以得知,为了保证压杆在轴向压力的作用下不被导致失稳,必须满足下面的稳定条件：

P?Pcrnst?[Pst] 式(4.11)

式中：nst代表稳定安全系数； [Pst]代表稳定许用压力。 工况为一般的中度冲击条件,所以nst取4

KNP?1450N?4428?1107KN 式(4.12) 4上述计算表明，细长杆的承压能力是由稳定性的要求确定的。

5 减速器的设计

减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。

选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，

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比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。

5.1 电动机的选择

5.1.1 选择电动机类型和机构形式

电动机是常用的原动机，并且是标准化和系列化的产品。机械设计中要根据工作机的工作情况和运动，动力参数等，选择合适的电动机类型，结构形式，传递的功率和转速,再根据这些确定电动机的型号。

电动机有交流电动机和直流电动机之分,工业上常采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中普通笼型异步电动机在平时应用最广泛。在一般的设计中，优先选用Y系列笼型三相异步电动机，因为它具有高效，噪音小，振动小，节能，安全可靠的特点,而且安装尺寸和功率等级符合国际标准,适用于那些无特殊要求的各种机械设备。

根据所给条件中工作场地的要求:每天二班制工作，载荷中有中度冲击，工作环境清洁，室内，三相交流电源。所以选择电动机为Y系列380V 三相笼型异步电动机。

5.1.2 功率的计算

电动机在功率方面的选择是否合适将直接影响到电动机在工作性能和经济性能方面的体现。如果选用的电动机额定功率小于工作机所要求的功率,那么工作机就不能正常工作, 而且容易是电动机因为长期过载而导致过早损坏,如果选用的电动机额定功率大于工作机所要求的,那么相比于电动机的价格，没有得到充分的应用，而导致浪费。

在设计过程中,由于工件传输机一般为长期连续运转,载荷不变或很少变化的机械,并且传递功率较小，故只需使电动机的额定功率Ped等于或梢大于电动机的实际输出功率Pd ,即Ped?Pd。这样电动机在工作时就不会过热,一般不需要对电动机进行热平衡计算和校核启动力矩。

5.1.3 电动机功率计算

wP?电动机所需工作功率为d?aP

式中：Pw工作机所需工作功率,指工作机主动端运输带所需功率。

?a由电动机至工作机主运动端运输带的总效率。

工作机所需工作功率,应由机器工作阻力和运动参数计算求得.

T?m?40rad/sPw?1000kW?560N?0.125kW?2.8kW 式(5.1) 1000?aT—工作机的阻力矩 ?—工作机的角速度

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5.1.4 传动效率

传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,???1??2??3…?n 其中:分别为每一传动副,每对轴承,每个连轴器的效率.传动副的效率数值可按下列选取,轴承及连轴器效率的概略值为: 滚动轴承0.98-0.995 滑动轴承0.97-0.99 弹性连轴器0.99-0.995 齿轮连轴器0.99 万向连轴器0.97-0.98

5.1.5 确定电动机转速

容量相同的同类电动机,有几种不同的转速系列供使用者选择,如三相异步电动机常用的有四种同步转速,即3000,1500,1000,750r/min(相应的电动机定子绕组的极对数为2,4,6,8)。同步转速为由电流频率与极对数而定的磁场转速,电动机空转时才可能达到同步转速,负载时的转速都低于同步转速。

为了合理的设计传动装置，根据工作机的主轴转速要求和各传动比范围，可推算出电动机装速的可选范围，其中包括电动机可选转速范围，传动装置总传动比的合理范围，以及工作机主轴转速。

选定电动机类型,结构,对电动机可选的转速进行比较,选定电动机转速并计算出所需容量后,即可在电动机产品目录中查出所要的电动机。根据工况和计算所选电动机见下表5-1。

型号 额定功 率kW 3 表5-1 电动机参数表 满载时 起动电流 额定电流 6.5 起动转矩 额定转矩 2.5 最大转矩 额定转矩 2.8 YR132M1-6 转速 960r/min 电流 8.2 效率 80.5 功率因素 0.69 5.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比

5.2.1 总传动比

由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速,可得到传动装置的总传动比为

ia?nmn

其中nm为选择电动机的满载转速,n为工作机主动轴转速。该设计中nm为960r/min,n为40r/min。所以

ia?i0，i1分别为减速器各级传动比。

nmnr/min?96040r/min?24 式(5.2)

总传动比为各级传动比i1,i2,i3…in的乘积，即ia?i0?i1

5.2.2 分配减速器的各级传动比

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按转开式布置，考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由二级圆柱齿轮减速器传动比分配图资料查得i0?6.2，则i1?i/i0?24/6.2?3.87。

5.3 计算传动装置的运动和动力参数

为进行传动件的设计计算,要推算出各轴的转速和转矩(或功率)。如将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ,Ⅱ轴，分别为：

i0，i1 --相邻两轴间的传动比；

?01，?12--相邻两轴间的传动效率；

P?,P? --各轴的输入转矩(N·m)； n?，n? --各轴的转速(r/min )；

则可按电动机至工作机运动传递路线推算,得到各轴的运动和动力参数。

5.3.1 各轴转速

n??nml0r/min?9606.2r/min?154.8r/min 式(5.3)

式中nm为选择电动机的满载转速，i0为电动机至I轴的传动比。

n??n?i??nmi0?i?r/min?96024r/min?40r/min 式(5.4)

5.3.2 各轴输入功率

P??Pd??01KW?2.8?0.99?2.772KW， ?01??1 式(5.5)

P??P???12?Pd??01??12KW?2.8?0.99?0.98?0.98?2.689KW,?12??2??3 式(5.6) 式中?1，?2，?3分别为连轴器，轴承，齿轮的传动效率。

5.3.3 各轴输入转矩

T??Td?i0??01N?m 式(5.7)

其中Td为电动机的输出转矩，按下列计算：

Pd2.8Td=9550nN?m?9550?N?m?27.85N?m 式(5.8) 960mT??Td?i0??01N?m?27.85?1?0.99N?m?27.58N?m 式(5.9)

T??T??i2??23N?m?165.87?3.87?0.98?0.97N?m?610.22N?m 式(5.10)

同一根轴的输出功率与输入功率数值不同，需要精确计算时应取不同的数值。

5.4 减速器结构的设计

5.4.1 机体结构

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d1?A3Pd/n?118?32.8960?16.9mm 式(5.32)

考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为：16.9mm?1.05?17.7mm，取18mm

d2?A3P2/n2?118?32.7154.8?30.6mm 式(5.33)

考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为：30.6?1.05?31.74mm，取32mm

d3?A3P3/n3?118?32.6140?47.5mm 式(5.34)

考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为：47.5?1.05?49.8mm,取50mm

5.6.2 轴的结构设计

轴的结构设计时,既要满足强度的要求,又要保证轴上零件的定位,固定和装配方便,并有良好的加工工艺性,所以轴的结构一般都做成阶梯形。

阶梯轴的径向尺寸的变化是根据轴上零件的受力情况，安装，固定及对表面粗糙度，加工精度等要求而定的。阶梯轴轴向尺寸则根据轴上零件的位置，配合长度及支撑结构确定，轴结构和具体尺寸可按下列方法确定:

a) 轴的径向尺寸

当直径变化处的端面是为了固定轴上的零件或承受轴向力时,则直径变化要大些,一般取(6～8)㎜。轴表面需要精加工,磨削时要有退刀槽。

b) 轴的轴向尺寸

轴上安装传动零件的轴长度是又所装零件的轮毂宽度决定的,而轮毂宽度一般都是和轴的直径有关,确定了直径,及可确定轮毂宽度。

5.6.3 轴的支点距离和力作用点的确定

根据轴上零件的位置,可以定出轴的支点距离和轴上零件的力作用点的位置。计算齿轮受力

齿轮的直径：小轮d1?mz1?2.5?18?45 d1?45mm 大轮d2?mz2?2.5?111?277 d2?277mm

62.86小齿轮受力：转矩T1?9.55?106P T1?27581N?mm n?9.55?10960圆周力 Ft1?2T1d1?2?2758145 Ft1?1225N

径向力 Fr1?Ft1tan??1225?tan24.449? Fr1?556N 轴向力很小不予考虑

大齿轮受力：转矩T2?T1 T2?27581N.mm 圆周力 Ft2?2T21d2?2?27581277 Ft2?199N

径向力 Fr2?Ft2tan??199?tan24.449? Fr2?91N 轴向力很小不予考虑

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计算支撑反力

?(?1051)?11.5?1?1068N ?1?2014?28.04水平面反力FR FR41.54(?1051)?30.04?2??153N ?2?2014?12.5? FR FR41.54?478?11.5??1?832?28.04??1?713N 垂直面反力FR FR41.54?478?30.04??2?832?12.5??2?596N FR FR41.54

图5-1 水平面（xy）的受力图

图5-2 垂直面（xz）受力图

水平面(xy)受力图（见图5-1） 垂直面(xy)受力图（见图5-2） 画弯矩图

水平面弯矩图（见图5-3） 垂直面弯矩图（见图5-5） 合成面弯矩图(见图5-6 )

图5-3 水平面弯矩图Mxy/N?mm

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图5-5 垂直面弯矩图Mxz/N?mm

图5-6 合成弯矩图Mxy/N?mm

画轴转矩图 轴受转矩 转矩图(见图5-7) 当量弯矩图。(见图5-8)

图5-7 转矩图

图5-8 当量弯矩图

许用应力

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许用应力值。

用插入法由表16.3查得 [?0b]?130MPa [??1b]?75MPa 应力校正系 ??画当量弯矩图见图8

当量转矩 ?T?0.58?24172 ?T?14040N?mm 当量弯矩在小齿轮中间截面处

??M2?(?T)2?158762?131382 MIV??20607N?mm 式(5.35) MIV[??1b][?0b]75?1130 ??0.58

在大齿轮中间截面处

MI??II?M2?(?T)2?89132?131382 式(5.36)

MI??II?15876N?mm

校核轴颈 齿根圆直径

df1?d1?2(ha?c)m df1?42.6mm 式(5.37) df2?d2?2(ha?c)m df2?271.5mm 式(5.38)

轴颈

M?IV?3120607 d?25mm 式(5.39) d?3IVIV0.1?600.1[?]?1bdI?II?5.7 滚动轴承的选择

3??IIMI0.1[??1b]?3158760.1?60 dI?II?25mm 式(5.40)

选用滚动轴承类型时,必须了解轴承的工作载荷(大小,性质,方向)转速及其他使用要求。

5.7.1 选择原则

转速较高,载荷较小,要求旋转精度高时宜使用球轴承;转速较低,载荷较大或有冲击载荷时则选用滚子轴承。

5.7.2 选用方法

轴承上同时受径向和轴向联合载荷,一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承;若径向载荷较大,轴向载荷较小,可选用深沟球轴承,而当轴向载荷较大,径向载荷较小时,可采用推力角接触球轴承,四点接触球轴承或选用推力求轴承和深沟球轴承的组合结构。

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各类轴承使用时内外圈间的倾斜角应控制在允许角偏斜值之内,否则会增大轴承的附加载荷而降低寿命。当两轴承座孔轴线不对中或由于加工,安装误差和轴挠曲变形大等原因使轴承内,外圈倾斜较大时,选用调心轴承对轴和轴承的工作情况会有一定的改善。带座外球面轴承则特别适用于补偿安装不良引起的对中性误差。

为便于安装拆卸和调整间隙常选用内,外圈可分离的分离型轴承,具有内锥孔的轴承或带紧定套的轴承。

5.7.3 滚动轴承的失效

滚动轴承工作时内,外套圈间有相对运动,滚动体既自转有围绕轴承中心公转,滚动体和套圈分别受到不同的脉动接触应力。根据工作情况,滚动轴承的失效形式主要有以下几种:

1) 点蚀滚动轴承受载后各滚动体的受力大小不同,对于回转的轴承,滚动体与套圈间产生变化的接触应力,工作若干时间后,各元件接触表面上都可能发生接触疲劳磨损,出现点蚀现象,有时由于安装不当,轴承局部受载荷较大,更促使点蚀早期发生。

2) 塑性变形,在一定的静载荷或冲击载荷作用下,滚动体或套圈滚道上将出现不均匀的塑性变形凹坑。轴承是摩擦力矩,振动,噪声都将增加,运转精度也降低。

3) 磨粒磨损,粘着磨损,在多尘条件下工作的滚动轴承,虽然采用密封装置,滚动体与套圈仍可能产生磨粒磨损。

对滚动轴承进行使用寿命的计算。

当减速器水平放置时,载荷几乎被四个支座平分,单个轴承受的力小,下面计算:

图5-9 轴承的放置示意图

从上图5-9 来看轴承1受的力要远远小于轴承2 所受的力,所以FS1?0，Fa1?0，

Fa2?FA?165N，轴承2被压紧。

Fa2Fr2F165?e，C?6.52?0.0253 (Ca20r0r为轴承的径向基本额定静载荷由《机械设计手

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册》附录表18.3查取为6.52 KN)

根据《机械设计手册》表18.7查取滚动轴承当量动载荷计算的X,Y值为X=1,Y=1.34 冲击载荷系数fd考虑到是轻微冲击,查《机械设计手册》表18.8 取fd=1.2 当量动载荷：

P2?fd(XFr2?YFa2)?1.2?(412.5?1.34?165)?760.32 式(5.41)

L10h?16670600()?Cr?P216670600(10500760.32)?1.76?105h 式(5.42)

1035.8 轴承盖上的螺纹强度计算

很显然，该联结为受拉紧联结。 有公式：

F???F??c2F 式(5.43) c1?c2cF0?F??1F 式(5.44)

c1?c2F为螺栓总拉力；

c1为螺栓的相对刚度系数；F?为螺栓的预紧力；F为工作载荷；F??为剩余预紧c1?c2力；

相对刚度系数的大小与螺栓和被联接件的材料、结构、尺寸,以及工作载荷作用位置、垫片等因素有关,可通过计算或试验求出。被联接件为钢铁零件时,一般可根据垫片材料不同采用下列数据:金属0.2～0.3;皮革0.7;铜皮石棉0.8;橡胶0.9。

下列数据可供选择F??时参考：F无变化时，F??=(0.2～0.6) F；F有变化时，F?? =(0.6～1.0) F

因为F =165N,所以F?? =(0.6～1.0) F=(99～165)N，即F0=165+165=330N 强度校核公式:：?dc24?1.3F0?[?]

s[?]?[?Ss]在这里选螺栓的材料为40Cr查《工程材料》?s?785MPa

[Ss]为螺栓的许用拉应力安全系数,查《机械设计手册》表6.3 取[Ss]=1.5；

dc?4?1.3F0??523.3?1.02mm由于安全起见,在这里选螺栓直径为6 ㎜.

5.9 键的选择和强度校核

设计键联接时，通常被联接的材料，构造和尺寸已初步决定，联接的载荷也已求得。因此可以根据联接的结构特点，使用要求和工作条件来选择键的类型，再根据轴的直径从标准中选出键的截面尺寸，并参考毂长选出键的长度，然后用校合公式进行校合。

选择一般的普通平键(GB1096-79)

根据挤压强度或耐磨性条件计算，求得联结所能传递的转矩为

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?由于是静联结选取公式T?1 4hld[?p]h 键的高度；l?键的接触长度；d 轴的直径

[?p]许用挤压应力见下表(单位MPa)

联结的方式 静联结 材料 锻钢，铸钢 表5-5 材料的许用挤压应力 静载荷 轻微冲击载荷 125-150 100-120 冲击载荷 60-90 各键的校合见下表5-6

键名 1 2 3 4 H键的高度 6 9 9 10 表5-6 键的校合 l?键的接触d轴的直径 长度 28 56 56 56 18 45 45 55 ? [?p]许用挤T?14hld[?p]压应力 100 100 100 100 75.6N·M 567.2N·M 567.2N·M 697.3N·M 经校合，各键符合要求。

5.10 联轴器的选择计算

根据工作要求，动力传递过程中有冲击，所以选择弹性联轴器。根据需要传递的转矩和各轴的安装尺寸。

弹性套柱销联轴器：适用于联接两同心轴，制造容易，维护，更换方便，结构简单，具有一定的补偿轴位移的能力。

弹性柱销联轴器：用若干非金属柱销置于两半联轴器内，外环对合圆孔中以实现两半联轴器联接的一种联轴器。具有传递转矩大，体积小，重量轻，轴径范围大，结构简单，使用寿命长，不用润滑，更换柱销方便。

计算转矩TC?KT

式中T -公称转矩，由上面各轴的计算已经求出

K -工作情况系数，由于是往返运输机，所以工作系数选2.5。计算和选取如下表5-7

TC 表5-7 联轴器的参数表 K T 2.5 2.5 27.85 N·m 610.22N·m 型号 TL6 HL4 弹性套柱销联轴69.63 N·m 器 弹性柱销联轴器 1525.55N·m 5.11 装配图设计的第二阶段

5.11.1 轴承端盖结构

轴承端盖用以固定轴承及调整轴承间隙并承受轴向力。

考虑到便于调整轴承间隙以及密封性能,加工铸造的工艺性,选择凸缘式轴承端盖。 为了调整轴承间隙,在端盖和机体之间放置由若干薄片组成的调整垫片。

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5.11.2 轴承的润滑与密封

根据轴颈的速度,轴承可以用润滑脂或润滑油润滑。

5.11.3 减速器的润滑

除了少数低速,小型减速器采用脂润滑外,绝大多数减速器的齿轮传动和蜗轮传动都采用油润滑,其主要润滑方式如下:

1).浸油润滑

当齿轮圆周速度v ￡ 12m s时,通常采用浸油润滑。大齿轮浸入油中的深度约为一个齿高,但不能小于10 ㎜.在多级齿轮传动中,可以采用带油轮带到没浸入油池的轮齿齿面上,齿轮运动时就把润滑油带到啮合区,同时还将油甩到齿轮箱内壁散热降温。由上述计算可以得到齿轮的圆周速度为2.26m s,所以采用此种润滑方式。

浸油润滑的换油时间一般为半年左右,主要取决于油中杂质的多少及油被氧化,污染的程度。

2)滚动轴承的润滑

滚动轴承通常采用油润滑或脂润滑.减速器中的滚动轴承常用减速器内用于润滑齿轮的油来润滑。

3)飞溅润滑

减速器中只要有一个浸油齿轮的圆周速度v?1.5?2m/s，就可以采用飞溅润滑.为了润滑可靠,常在箱座结合面上制出输油沟,让溅到箱盖内壁上的油汇聚在油沟内,而后流入轴承室进行润滑.采用飞溅润滑时,当小齿轮直径小于轴承座孔直径时,应在小齿轮轴滚动轴承面向箱内的一侧装设挡油环,以防止齿轮啮合时,将油池中不清洁的热油挤入轴承内。

5.12 减速器附件设计

为了检查传动件的啮合情况,改善传动件的润滑条件,注油,排油,指示油面,通气及装拆吊运等,减速器常安装各种附件。

5.12.1 窥视孔盖和窥视孔

减速器机盖顶部要开窥视孔,以便检查传动件的啮合情况,润滑情况,接触斑点及齿侧间隙等。

减速器内的润滑油也由窥视孔注入,为了减少杂质,在窥视孔口还装一过滤网。 窥视孔要有盖板,机体上开窥视孔处凸起一块,用来便于机械加工,并用垫片加强密封。

盖板用铸铁制成,采用M6-M10 螺钉紧固。

5.12.2 放油螺塞

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放油孔位置应在油池最低处,设计时安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便于放油。放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸出一块,经机械加工成为螺塞头部的支承面,并加封油圈以加强密封。

5.12.3 油标

油标放置在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

5.12.4 通气器

减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,对减速器密封极为不利。所以在机盖顶部安装通气器,使机体内热涨气体自由逸出,以保证机体内外压力均衡,提高机体有缝隙处的密封性能。

5.12.5 启盖螺钉

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联接凸缘的厚度,钉杆端部做成圆柱形,大倒角,以免顶坏螺纹。

5.12.6 环首螺钉,吊环,和吊钩

为了拆卸及搬运,应在机盖上装有环首螺钉,吊环,和吊钩. 环首螺钉为标准件,用手册选取,由于环首螺钉承受较大载荷,故在装配时必须把螺钉完全拧入,使其抬肩抵紧机盖上的支撑面。

6 开式齿轮的设计

开式齿轮传动的主要破坏形式是磨损,但目前还没有成熟的计算方法,所以通常在记入磨损的影响后,借用闭式齿轮传动强度计算公式进行条件性计算。开式齿轮传动只需计算齿根弯曲强度。

6.1 开式齿轮计算公式

m??dz12[?F]FaSa?2KT1YYY 式(6.1)

在选取相关系数时应该注意:同一对齿轮传动,大,小齿轮的齿形系数应力修正系数和许用弯曲应力是不相同的.因此,应对大,小齿轮的系数进行比较,并按两者中的较大值进行计算。模数应圆整成标准值.对于传递动力的齿轮,模数一般应大于1.5 ㎜-2㎜。

6.2 计算参数的选取如下

1)齿形系数YFa由机械设计手册查得YFa1?2.46 YFa2?2.19 2)应力修正系数YSa由机械设计手册查得 YSa1?1.65 YSa2?1.8

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0.753) 重合度系数Y?由机械设计手册查得 Y??0.25?0.75 ?a?0.25?1.75?0.6814) 齿间载荷分配系数KFa由机械设计手册查得 KFa?Y1??1.47 0.68?5) 齿向载荷分配系数KF?由机械设计手册查得 KF??1.38 6)载荷系数K K?KAKVKF?KF??1.5?1.2?1.47?1.38?3.65

KA使用系数 由机械设计手册查得KA=1.5 KV动载系数 由机械设计手册查得KV=1.2

齿数z1的选择,由于是开式齿轮传动主要取决于轮齿的弯曲疲劳强度,所以齿数不宜过多，应使z1≥17,以免根切。 7)许用弯曲应力

[?F]??Flim1?600MPa ?Flim2?450MPa

?FlimYNYXSFmin 式(6.2)

式中?Flim为失效概率为1%时,试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限, 由机械设计手册查得 8) SFmin弯曲疲劳强度的最小安全系数, 由机械设计手册查得SFmin?1.25 9) YN弯曲疲劳强度计算的寿命系数, 由机械设计手册查得

YN1?0.95 YN2?0.97

10) YX尺寸系数,由机械设计手册查得YX?1.0故许用弯曲应力

YN1YX[?F1]??Flim1?SFmin600?0.95?11.25?456MPa 式(6.3)

?349MPa 式(6.4)

?Flim2YN2YX[?]?? F2SFmin450?0.97?11.25 m?32KT1?dz12[?F3YYY?FaSa?]2?3.65?6040000.3?1112?349?2.19?1.8?0.68?2.05 式(6.5)

为了补偿磨粒磨损,模数应增大10%

即 m = 2.05×1.1=2.255由机械设计手册圆整取模数为2.25

6.3 确定传动主要尺寸

d?mz?2.25?111?249.75取250mm

b??dd?0.3?250?75

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