工藝夾具畢業(yè)設計37機械設計課程設計補進送料機

機 械 設 計 （ 課程設計 ） 專業(yè)班級 ： 機電二班 老 師 ： x 老師 名 字 ： xxxxxx 學 號 ： xxxxxxxx 題 目 ： 步進送料機 C 1 目 錄 一 設計背景 . 2 二 設計要求 . 2 三 設計數(shù)據(jù)與要求 . 3 四 設計任務 . 3 五 工作原理 . 3 六 選擇運動機構 . 4 七 設計思路 . 5 八 四桿機構的設置 . 6 九 運動圖 . 10 十 參數(shù)計算 . 11 十一 體會與心得 . 30 十二 附錄 . 31 2 機械原理設計任務書 設計題目： 步進送料機機構設計 C 一 設計背景 進入 21世紀以來， 隨著科學技術、工業(yè)生產(chǎn)水平的不斷發(fā)展和人們生活條件的不斷改善 市場愈加需要各種各樣性能優(yōu)良、質量可靠、價格低廉、效率高、能耗低的機械產(chǎn)品，而決定產(chǎn)品性能、質量、水平、市場競爭能力和經(jīng)濟效益的重要環(huán)節(jié)是產(chǎn)品設計。機械產(chǎn)品設計中，首要任務是進行機械運動方案的設計和構思、各種傳動機構和執(zhí)行機構的選用和創(chuàng)新設計。這要求設計者綜合應用各類典型機構的結構組成、運動原理、工作特點、設計方法及其在 系統(tǒng)中的作用等知識，根據(jù)使用要求和功能分析，選擇合理的工藝動作過程，選用或創(chuàng)新機構型式并巧妙地組合成新的機械運動方案，從而設計出結構簡單、制造方便、性能優(yōu)良、工作可靠、實用性強的機械產(chǎn)品。 企業(yè)為了贏得市場，必須不斷開發(fā)符合市場需求的產(chǎn)品。新產(chǎn)品的設計與制造，其中設計是產(chǎn)品開發(fā)的第一步，是決定產(chǎn)品的性能、質量、水平、市場競爭力和經(jīng)濟效益的最主要因素 .機械原理課程設計結合一種簡單機器進行機器功能分析、工藝動作過程確定、執(zhí)行機構選擇、機械運動方案評定、機構尺度綜合、機構運動方案設計等，使學生進一步鞏固、掌握并初 步運用機械原理的知識和理論，對分析、運算、繪圖、文字表達及技術資料查詢等諸方面的獨立工作能力進行初步的訓練，培養(yǎng)理論與實際結合的能力，更為重要的是培養(yǎng)開發(fā)和創(chuàng)新能力。因此，機械原理課程設計在機械類專業(yè)學生的知識體系訓練中，具有不可替代的重要作用。 這次我要做的機械原理課程設計是步進送料機，希望能夠通過這次綜合性的訓練能讓自己從中掌握機械設計的流程，以及會運用一些軟件。 二 設計要求 設計某自動生產(chǎn)線的一部分 步進送料機。如圖所示，加工過程要求若干個相同的被輸送的工件間隔相等的距離 a，在導軌上向左依次間歇移動， 即每個零件耗時 t1 移動距離 a 后間歇時間 t2。考慮到動停時間之比 K=t1/t2 之值較特殊，以及耐用性、成本、維修方便等因素，不宜采用槽輪、凸輪等高副機構，而應設計平面連桿機構。 具體設計要求為： 1、電機驅動，即必須有曲柄。 2、輸送架平動，其上任一點的運動軌跡近似為虛線所示閉合曲線（以下將該曲線簡稱為軌跡曲線）。 3、軌跡曲線的 AB 段為近似的水平直線段，其長度為 a，允差 c（這段對應于工件的移動）；軌跡曲線的 CDE 段的最高點低于直線段 AB 的距離至少為 b，以免零件停歇時受到輸送架的不應有的回碰。 3 三 設計數(shù)據(jù)與要 求 方案號 a（ mm） c（ mm） b（ mm） t1（ s） t2（ s） C 300 20 60 2 3 四 設計任務 1、 至少提出兩種運動方案，然后進行方案分析評比，選出一種運動方案進行設計； 2、 確定電動機的功率與轉速； 3、 設計傳動系統(tǒng)中各機構的運動尺寸，繪制推包機的機構運動簡圖； 4、 用軟件（ VB、 MATLAB、 ADAMS或 SOLIDWORKS 等均可 ） 對執(zhí)行機構進行運動仿真，并畫出輸出機構的位移、速度、和加速度線圖。 5、 圖紙上繪出最終方案的機構運動簡圖（可以是計算機圖）并編寫說明書。 五 工作原理 功 能要求：加工過程要求若干個相同的被輸送的工件間隔相等的距離 a，在導軌上向左依次間歇移動，即每個零件耗時 t1=2s移動距離 a=300mm后間歇時間 t2=3s 功能原理：步進送料機的工作原理分解如圖 1所示， 該系統(tǒng)由電動機驅動，通過帶蝸桿減速將運動傳給齒輪，再由各級齒輪進行減速使其轉速符合要求。最后利用連桿將運動傳給輸送架。 電 動 機 傳動 機構 執(zhí)行 機構 蝸桿齒輪減速機構 圖 1 工作原理分解 4 六 選擇運動 機構 通過翻閱資料對連桿機構和凸輪等其他機構作比較。并選出 確定滿足該送料機構作用的機構 ，作為最后設計的方案，對其參 數(shù)的設計和電機的選擇。 5.1、連桿的特點： 1） 其運動副元素為面接觸，壓力較小，承載能力較大，潤滑好，磨損小，加工制造容易，且連桿機構中的低副一般是幾何封閉，對保證機構的可靠性有利。 2） 在連桿機構中，在原動件的運動規(guī)律不變的條件下，可用改變各機構的相對長度來使從動件得到不同的運動規(guī)律。 在連桿機構中，在連桿上各點的軌跡是各種不同的形狀的曲線，其形狀隨著各構件的相對長度的改變而改變，故連桿曲線的形式多樣，可用來滿足一些特定的工作需要。 利用連桿機構還可以很方便地改變運動的傳遞方向，擴大行程，實現(xiàn)增力和遠距離傳動等 目的 5.2、 齒輪 的特點： 齒輪機構是在各種機構中應用最為廣泛的一種傳動機構。它依靠輪齒齒廓直接接觸來傳遞空間任意兩軸間的運動和動力，并具有傳遞功率范圍大，傳動功率高，傳動比準確，使用壽命長，工作可靠等優(yōu)點。 5.3、 凸輪 的特點： 凸輪機構在應用中的基本特點在于能使從動件獲得較復雜的運動規(guī)律。因為從動件的運動規(guī)律取決于凸輪輪廓曲線。 然而根據(jù)題中明確說明 及耐用性、成本、維修方便等因素，不宜采用槽輪、凸輪等高副機構。 因而只能采用連桿機或者齒輪。 根據(jù)上面各個機構的特點我提出兩種運動方案。 方案一的運動簡圖 如 圖 2所示： 圖 2 5 該方案主要采用的是 平面連桿機構中的曲柄搖桿機構 。能夠滿足 送料機的運動規(guī)律和時間要求。 方案二 的運動簡圖 如圖 3所示： 圖 3 該方案是曲柄連桿機構 對兩種方案的分析： 兩種方案的實質幾乎差不多，但是方案二有一個 缺點就是以滑塊為輸送 架 ，在運動中會受到很大的沖擊力，這樣容易 使 導軌等損壞 ，而且不能滿足工作要求 。 因此，我采用方案 二 最為最后的設計 方 案。 七 設計思路 由于電動機的運轉速度比較快，所以需要一個減速裝置來傳 動。同時在采用曲柄搖桿機構時會出現(xiàn)傳動角為零的情況，需要采用 機構錯位的方法來消除死點的 。具體的設計見圖 4。 6 圖 4 根據(jù) 設計圖 4，可以得到 機械運轉的整體流程 見圖 5。 八 四桿機構的設置 【 1】、曲柄搖桿的設計 首先從圖 4中提取出曲柄搖桿見圖 6所示： 渦輪 2 轉動 電動機 轉動 帶動蝸桿1 轉動 齒輪 3 轉動 齒輪 4、 4轉動 齒輪 5、 5 轉動 齒輪 6、 6 轉動 執(zhí)行構件輸送爪運動 圖 5 機械運轉的整體流程 7 abcd圖 6 由題中的條件 ： 軌跡曲線的 AB段為近似的水平直線段，其長度為 a，允差 c（這段對應于工件的移動）；軌跡曲線的 CDE段的最高點低于直線段 AB的距離至少為 b。計算圖 6中 AF、 AB、 BD、 CF的長度。 由如下公式： （在這里的運動比較特殊，所以是 180180 oo） 121802 3180tK t oo計算出 ： =36 o 由此可以計算出圖 6中的 桿 件 a的角速度 w=72rad/s。 D點的運動軌跡圖，見圖 7： 3 0 060圖 7 D 點的運動軌跡和相關參數(shù) 8 通過用 solidedge 對平面連桿在草圖環(huán)境按照 曲柄連桿的設計過程，畫出草圖，并非給它以約束，量取各個桿件的 長度見表格 1 所示 表格 1 桿件的長度 桿件 a b c d 線段 AB BC CD CF AF 長度（ mm） 148.36 204.19 150 220.32 185.61 整數(shù)值 148 204 150 220 186 【 2】、對四桿機構的優(yōu)化設計 根據(jù)曲柄連桿的特性做出如下的所示的運動分析圖： 【 3】、減速轉置的參數(shù)設置 由于我們選用的步進電機的轉速為 720r/min，而 a桿的轉速為 12r/min。 所以總的傳動比為 60。 因此我們設想 蝸桿 1和蝸 輪 2的傳動比 12 20i ； 而 蝸 輪 2與 齒輪 3為同軸傳動，即傳動比為 23 1i ； 齒輪 3與 齒輪 44、 轉動 比 34 1.5i 。 齒輪 44、 與 齒輪 55、 轉動 比56 2i 其齒輪的參數(shù)詳細計算詳見第八節(jié) 步進送料機實體模型圖如圖 8（除去渦輪蝸桿的三維圖） 【 減速箱和四桿機構的圖 】 圖 8 步進送料機的實體模型 9 圖 9 蝸輪 蝸桿的 裝配圖如上圖 9所示。 圖 10實體模型圖 上圖為實體模型的一個角度圖。其他角度的實體圖詳見文件夾： 模型圖例 10 九 運動圖 【 1】 加速度 圖見圖 9 圖 11 加速度 圖 【 2】 速度 圖見圖 10 圖 12 速度 圖 【 3】 位移 圖見圖 11 圖 13 位移 圖 11 十 參數(shù)計算 1、步進電機的選擇 1、電動機特點的比較，選出電動機類型 經(jīng)過查資料比較出 常用原 動機的類型及主要特點 ，具體見表格 2所示 表格 2 常用電動機的類型及主要特點 原動機類型 主要特點 三相異步電動機 結構簡單、價格便宜、體積小、運行可靠、維護方便、堅固耐用；能保持恒速運行及經(jīng)受較頻繁的啟動、反轉及制動；但啟動轉矩小，調速困難。一般機械系統(tǒng)中應用最多。 同步電動機 能在功率因子 cos1 的狀態(tài)下運行，不從電網(wǎng)吸收無功功率，運行可靠，保持恒速運行；但結構較異步電動機復雜，造價較高，轉速不能調節(jié)。適用于大功率離心式水泵和通風機等。 直流電動機 能在 恒功率下進行調速，調速性能好，調速范圍寬，啟動轉矩大；但結構較復雜、維護工作量較大、價格較高；機械特性較軟、需直流電源。 控制電動機 能精密控制系統(tǒng)位置和角度、體積小、重量輕；具有寬廣而平滑的調速范圍和快速響應能力，其理想的機械特性和調速特性均為直線。廣泛用于工業(yè)控制、軍事、航空航天等領域。 根據(jù)經(jīng)濟、性能、精度等要求，所以我們優(yōu)選 三相異步電動機 。 2、電動機容量的選擇 電動機容量額定功率來表示，其大小主要由運行的發(fā)熱條件、工作機容量來確定。工作機所需電動機功率 fvWr wPP 其中： Pr 工作機所需電動機功率， W； PW 工作機所需有效功率， W； f 工作機的阻力， N； v 工作機的 速 速， m/s； 傳動系統(tǒng)的總效率。 傳動裝置的總效率 組成傳動裝置的各部分運動副效率之積，即 12 n 321 其中工件的平均速度為 0.6/5=0.12m/s 其中總的效率 = 0 . 8 0 . 9 8 0 . 9 5 0 . 9 9 0 . 7 4 ，其中分別為蝸輪蝸桿傳動效率為 0.8，一二級齒輪傳動為 0.98、 0.95，其中還有其他消耗功率為 0.99。 根據(jù)上述可以看出和前面的實體建?？梢钥闯龉ぜ谶\動一周主要是克服摩擦力做功和在輸送爪的重力勢能的上升的提高的 所以： W=W1+W2 設輸送抓的重力為 500N，所以 W1=500*0.07=35J 設以每個工件的質量 M為 100Kg，總共 5個同時工件，而且阻尼比為 0.9，我們認為 阻尼比和與壓力成正比關系，并且壓力 F=N*M*g。所以 W2=5*100*10*0.9*0.3=1500J 即 W=1535W 所以 Pr=1535/5/0.745HRC，可以查表鑄錫 青銅蝸桿的基本14 許用接觸應力表可以 查的 2 6 8H M P a 應力循環(huán)次數(shù) N： 82 7206 0 6 0 1 2 4 0 0 0 1 . 4 4 1 020hN j n L 接觸應力的 壽命系數(shù) HNK ： 778 871 0 1 0 0 . 7 4 5 8 6 8 7 9 4(1 0 . 4 4 1 0 )HNK N 則 0 . 7 6 2 6 8 2 0 3 . 6 8H H N HK M P a （ 6）計算中心距 a： 23 2 . 9 1 6 01 . 2 1 1 8 5 6 9 0 ( ) 1 0 5 . 2 52 0 3 . 6 8a 取中心距 a=125mm，因 i=20，可以從普通圓柱蝸桿基本尺寸和參數(shù)機制與蝸輪的匹配表【詳見機械設計 濮良貴編寫 245頁】 （其中 Z=2） 中選取模數(shù) m=5mm，蝸桿的分度圓直徑 1 50d mm 。這時的 1 0.4d a ，可以從 從 1p dZ a圖可以查的 2.74pZ ，ppZZ ，因此上述計算結果可以用。 5、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 （ 1）蝸桿 軸向齒距 ： 1 5 . 7 1ap m m m 直徑系數(shù) ： q= 1 5 0 5 1 0dq m 齒頂圓直徑 ： *11 2 5 0 2 1 5 6 0aad d h m m m 分度圓導程角： 1118 36 。 蝸桿的軸向齒厚： 1= = 7 .8 52aS m m m （ 2）蝸輪 蝸輪的齒數(shù) Z=41,；變位系數(shù) 2=-0.5x ； 驗證傳動比： i=20.5，這時傳動比誤差為 2 0 .5 - 2 0 = 2 .5 %20在允許的范圍中。 15 蝸 輪 的分度圓直徑 ： 22= = 2 0 5d m z m m 蝸輪喉圓直徑： 2 2 2= + 2 = 2 1 5aad d h m m 蝸輪齒根圓直徑： 2 2 2= - 2 = 2 0 5 - 2 2 1 . 2 5 = 1 9 9ffd d h m m 蝸輪咽喉母圓直徑： 221= - = 1 7 .52gar a d m m6、校核齒根彎曲疲勞強度 1 2121 .5 3= F F a FKT YYd d m當量齒輪： 22 33 41= = 4 3 . 4 8c o s c o s 1 1 .3 1v zz 根據(jù) 22x = - . = 4 3 .4 8vz05 、 可以從蝸輪的齒形系數(shù) *20Y ( 2 0 ? = 1 , = 0 . 3 )F a a npm a， h的圖形可以查的齒形系數(shù) 2Y 2.87Fa 螺旋角系數(shù) ： 1 0 . 9 1 9 2140Y o 許用彎曲應力： F F F NK 從表蝸輪的基本許用彎曲應力，根據(jù)渦輪的材料、鑄造方法、工作方式查的 F = 56MPa 彎曲壽命系數(shù)： 69 971 0 6 1 0 0 . 5 9 7(1 0 . 4 4 1 0 )HNK N 5 6 0 . 5 9 7 3 3 . 4F F F NK M P a 11 .5 3 1 . 2 1 1 8 5 6 9 0= 2 . 8 7 0 . 9 1 9 2 1 6 . 8 75 0 2 1 5 5F M P a 彎曲強度滿足要求 FF 。 7、驗算效率 16 t a n( 0 . 9 5 0 . 9 6 ) t a n ( )v 已知 1 1 . 3 1 ; a r c t a n ;vvfo vf 與相對滑動速度 sV 有關。 11 5 0 7 2 0 1 . 9 2 /6 0 1 0 0 0 c o s 6 0 1 0 0 0 c o s 1 1 . 3 1s dnV m s o 可以查表得 vf =0,036， a r c t a n 2 . 0 6vvf o 因此可以得 t a n 1 1 . 3 10 . 9 5 0 . 8t a n ( 1 1 . 3 1 2 . 0 6 ) ooo大于原來的估計值 0.7，因此不需要重算。 8、精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力，屬于通用的機械減速器，從 GB/T10089 1988的圓柱蝸桿蝸輪中選擇 8級精度，側隙種類為 f，標注 8f GB/T10089 1988。 然后確定根據(jù)相關手冊查的表面粗糙度為： 蝸桿部位為齒面精度等級為 8級時， Ra為 0.8m 。 蝸輪部位為齒面精度等級為 8級時， Ra為 1.6m 。 綜上所述，可以得出如下表格： 蝸桿蝸輪設計的相關參數(shù) 蝸輪 蝸桿 傳動效率 0.8 中心距 125 傳動比 20 分度圓導程角 11.31 變位系數(shù) -0.5 設計的使用壽命 10年 每年工作 300 天 每天工作 8個小時 總計 2.4萬小時 分度圓直徑 205mm 50mm 齒數(shù) 41 2 軸向齒距 無 15.7mm 直徑系數(shù) 10 齒頂圓直徑 60mm 軸向齒厚 7.85mm 蝸輪喉圓直徑 215mm 無 蝸輪齒根圓直徑 199mm 蝸輪咽喉母圓直徑 17.5mm 精度等級 8 8 側隙種類 f f 表面粗糙度 1.6m 0.8m 材料 鑄錫磷青銅 45 號鋼 【 3】 、 齒輪傳動設計 17 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇考慮到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性。因傳遞功率不大，轉速不高 ,兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用 45號合金鋼，鍛毛坯。熱處理大齒輪正火處理 ,小齒輪調質處理，均用軟齒面且大、小齒輪的齒面硬度分別為 280HBS、 240HBS；齒輪精度用 7級，輪齒表面精糙度為 Ra1.6。軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多 些。 初步規(guī)劃該減速器的使用壽命為 10 年，每年按 300 天計算， 每天的工作時間為 8小時，即 總共 工作 24000 小時。 第、公差組精度分別為 7、 7、 7； 鑒于該減速器有輕微震動，空載啟動，兩級圓柱齒輪的使用系數(shù)均取 1.0。 由機械設計齒輪相對于兩軸承非對稱布置且大齒輪為軟齒面 ,因此選齒寬系數(shù)0.8。 一 .第一 級齒輪傳動設計 小齒輪的軸上的參數(shù) 1 1 101122221 0 . 8 0 . 87203 6 / m i n209 5 5 0 2 1 2 . 2P P k W k WnnriPT N mn 其中效率是根據(jù)上述蝸桿蝸輪的計算得到的理論值 0.8。 大 齒輪的軸上的參數(shù) 2 1 2 301122221 0 . 8 0 . 8 0 . 6 4362 4 / m i n1 . 59 5 5 0 2 5 4 . 7P P k W k WnnriPT N mn 其中估計齒輪的傳動效率為 0.8。 由 上述 計算結果知 第一級 級齒輪傳動的最大傳遞功率為 0.8kW，小齒輪最高轉速為36r/min、最大扭矩為 2212.2N m。閉式齒輪的小齒齒數(shù) 1 20 40 ，1、 定齒輪類型、精度等級、材料極其齒數(shù) (1)按設計給定的方案，選用直齒圓柱齒輪。 (2)運輸機為一般工作機器，速度不高，固選級精度。 (3)小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS； 大齒輪材料為 45鋼 （調質），硬度為 240HBS。 (4)選1 24，則 2 2 3 1 1 . 5 2 4 3 6Z i Z 18 2、 按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 按齒面接觸強度設計 3 211 )(132.2 HEdt uud (1)選 1.2t小齒輪傳遞的轉距為 212200N mm 查表 選 取 齒寬系數(shù) 0.8d，由表查得材料的彈性影響系 數(shù) 218.189 MPaE 。由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 600lim ，大齒輪的觸疲勞強度為MPaH 550lim 。 由式hLjn 60計算應力循環(huán)次數(shù) 7116 0 6 0 3 6 1 2 4 0 0 0 5 . 1 8 4 1 0NN n j L 712123 . 1 4 6 1 0NN i 其中小齒輪有兩面接觸，所以應力循環(huán)次數(shù)為 2N1。 查圖 選取 接觸疲勞壽命系數(shù)1 0 .9 7HN，2 1 .0 4HN取效率為 %1 ，安全系數(shù) S=1,則： 1 l i m 112 l i m 220 . 9 7 6 0 0 58211 . 0 4 5 5 0 5721HNHHNHM P aSM P aS （ 2）計算：帶入 H 中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑的1td最小值為 231 1 . 2 2 2 1 2 0 0 1 . 5 1 1 8 9 . 82 . 3 2 ( ) 9 1 . 2 70 . 8 1 . 5 5 7 2td m m 圓周速度： 1 0 . 1 7 2 /6 0 1 0 0 0tdnv m s計算齒寬： 1 0 . 8 9 1 . 2 7 7 3 . 0 2dtb d m m 計算齒寬與齒高比： 模數(shù) 119 1 . 2 7 3 . 824ttdm m m 19 齒高 2 . 2 5 2 . 2 5 3 . 8 8 . 5 5th m m m 7 3 .0 2 8 .5 48 .5 5bh 計算載荷系數(shù)： 根據(jù) 0 .1 7 2 /v m s 7級精度，查得動載系數(shù) 1.12V對于直齒輪 1 FH查得使用系數(shù) 1.25A用 線性 插值法查得 7級精度小齒輪非對稱布置時 ， 1.297H 由 8.54bh ， 1.297H 可查得 1.26F故載荷系數(shù) ： 1 . 2 5 1 . 1 2 1 1 . 2 9 7 1 . 8 2A V H H 校正分度圓直徑： 311 1 0 1 . 3 5ttd d m m 其中tK選取為 1.3 計算模數(shù)： 114 .2 2dm m m . 按齒根彎曲強度計算： 彎曲強度的設計公式： 13 212 ()F a S adFm 查表可以分別選取大小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE和彎曲疲勞壽命系數(shù)FNK如下所示： 11225 0 0 0 . 8 63 8 0 0 . 8 9F E F NF E F NM P aM P a 取彎曲疲勞安全系數(shù) 4.1S 1112223 0 7 . 1 42 4 1 . 5 7F N F EFF N F EFM P aSM P aS20 載荷系數(shù) ： 1 . 2 5 1 . 1 2 1 1 . 2 6 1 . 7 5A V F F 查取齒形系數(shù) 1 2.65Fa2 2.44Fa查取應力校正系數(shù) 1 1.58Sa2 1.65Sa 1112222 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 1 3 6 33 0 7 . 1 42 . 4 4 1 . 6 5 0 . 0 1 6 72 4 1 . 5 7F a S aFF a S aF 3 22 1 . 7 5 2 2 1 2 0 0 0 . 0 1 6 7 3 . 0 40 . 8 2 4m m m 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪的直徑有關，可去取有彎曲強度算出的模數(shù) 3.03mm 并且就近圓整 為 3.5mm，按接觸強度計算出的分度圓直徑 91.27mm，算出小齒輪的齒數(shù) ： 11 9 1 . 2 7 263 . 5dZ m 大齒輪的齒數(shù)： 2139Z iZ . 幾何尺寸計： 大小齒輪的 分度圓直徑： 11222 6 3 . 5 9 13 9 3 . 5 1 3 6 . 5d m m md m m m 中心距： 12 1 1 3 . 7 52dda m m齒輪寬度： 1 9 1 0 . 8 7 2 . 8db d m m 取 2 70B mm1 75B mm二、計算齒輪傳動的二級 減速【減速器的三級減速】 采用同樣的步驟和公式就算出 由上述計算結果知第二級齒輪傳動的最大傳遞功率為 0.64kW，小齒輪最高轉速為24r/min、最大扭矩為 254.7N m。閉式齒輪的小齒齒數(shù) 1 20 40 ，1、定齒輪類型、精度等級、材料極其齒數(shù) 21 (1)按設計給定的方案，選用直齒圓柱齒輪。 (2)運輸機為一般工作機器，速度不高，固選級精度。 (3)小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS； 大齒輪材料為 45鋼（調質），硬度為 240HBS。 (4)選1 24，則 2 5 6 1 2 2 4 4 8Z i Z 具體計算過程如上所示，計算的出的模數(shù) m值如下所示： 13 .51 0 0 .7 3m m md m m大小齒輪數(shù)： 11211 0 0 . 7 3 283 . 556dzmz i z 分度圓直徑： 11222 8 3 . 5 9 85 6 3 . 5 1 9 6d Z m m md Z m m m 中心距： 34 1472dda m m齒輪寬度： 1 0 . 8 9 8 7 8 . 4db d m m 取 2 75B mm1 80B mm綜上齒輪的計算結果可以得出齒輪的設計參數(shù)表格如下【表 圓柱齒輪減速器齒輪設計參數(shù)】 圓柱齒輪減速器齒輪設計參數(shù) 一級齒輪 二級齒輪 Z1 Z2 Z1 Z2 齒數(shù) 26 39 28 56 分度圓直徑 ( mm) 91 136.5 98 196 計算接觸應力 (MPa) 582 572 582 572 極限傳遞功率 (kW) 0.8 0.64 0.64 0.512 模數(shù) (mm) 3.5 3.5 3.5 3.5 小齒輪最高轉速 (r/min) 36 24 24 12 齒寬 ( mm) 75 70 80 75 22 計算彎曲應力 (MPa) 307 241 303 249 齒面硬度 (HBS) 280 240 280 240 中心距 (mm) 114 147 小齒輪最大扭矩 (N.m) 221.2 254.5 材 料 40Cr 45鋼 40Cr 45鋼 3、 軸的 參數(shù)計算 根據(jù)實體模型圖進行對對所有軸的受力分析的總結，找出最危險軸的（每根軸的完全一樣，包括最小半徑），在通過最危險軸確定最小半徑。 根據(jù)每根軸在受力 方向如下圖所示和 一個力矩 。由于整個裝配是對稱裝配的，所以沒有軸和軸承沒有軸向的受力，只有徑向受力 1、按扭矩初算軸徑。 選用 45 調質 鋼 ，硬度 217255HBS 并查表 ， 取 A0=120， P 為傳遞功率為 P=1KW， n 為一級輸入軸轉速 n 1n =720r/min。 30 nPAd （實心軸） 則： 3 1120 720d =15.55mm 23 考慮有鍵槽，將直徑增大 5%，則 d=15.55(1+5%) =16mm 選 d=20mm 2、 確定軸各段直徑和長度。 (3)按彎矩復合強度計算。 求分度圓直徑：已知 d1=115mm 求轉矩：已知 T1= 42 1 0 N m m 求圓周力： Ft Ft=2T1/d1= 2 42 10 /60=1KN 求徑向力 Fr Fr=Fttan=1000tan200=503.71N 因為該軸兩軸承對稱，所以： LA=LB=20mm 1)繪制軸受力簡圖 2)繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=250.3N FAZ=FBZ=Ft/2=350.4N 由兩邊對稱，知截面 C 的彎矩也對稱。截面 C 在垂直面彎矩為： MC1=FAyL/2=320.80.060=19.25 mN (3)繪制水平面彎矩圖如圖： 截面 C 在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=881.50.06/2=30 mN (4)繪制合彎矩圖 MC=(MC12+MC22)1/2=(192+522)1/2=40 mN (5)繪制扭矩圖 轉矩： 240/2.3105.95105.95 55 II nPT=135 mN (6)繪制當量彎矩圖（如圖 f） 轉矩 產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取 =1，截面 C 處的當量彎矩： Mec=MC2+( T )21/2 =552+(1164.16.)21/2=140 mN (7)校核危險截面 C 的強度由式（ 15-5） e=Mec/0.1d3=196.7/0.1363 =45.5MPahL=24000h 故所選軸承可滿足壽命要求。 軸承的設計如下表格所示： 參數(shù)名稱 軸 承 型號 7207AC GB/T 292-1994 材料 鎳鉻鉬鋼 設計壽命 24000h 尺寸： BDd 357217 額定載荷 Cr=30.5kN， Cor=20kN 材料處理 滲碳淬火 圖 18 軸承 5、 鍵 的 參數(shù)計算 鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)接的結構特點，使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按 符合標準規(guī)格和強度要求來取定。 軸與齒輪連接鍵的選擇及計算 1) 鍵聯(lián)接的選擇 根據(jù)聯(lián)接的結構特點、使用要求和工作條件，選用圓頭普通平鍵（ A 型），由軸徑d=35mm， 則兩處鍵的型號可取一樣 ， 又 查表得 ，兩處的選用鍵分別為：安裝小齒輪段 ，27 選擇 GB/T 1095-2003 鍵 10845 2) 鍵的強度校核 選用 材料都是鋼，由 查表得 查許用擠壓應力 p=100 120a