棒料校直機執(zhí)行機構(gòu)與傳動系統(tǒng)設(shè)計論文

1、工 學(xué) 院 畢 業(yè) 設(shè) 計（ 論 文 ）題 目：棒料校直機執(zhí)行機構(gòu)與傳動系統(tǒng)設(shè)計 專 業(yè)： 機電技術(shù)教育 班 級： 06級2班 姓 名： 陳 剛 學(xué) 號： 2006644209 指導(dǎo)教師： 宛 傳 平 日 期： 2010年5月20日 目 錄1 引言22 設(shè)計數(shù)據(jù)與要求23 工作原理的確定34 執(zhí)行機構(gòu)和傳動系統(tǒng)運動方案的擬定54.1 執(zhí)行機構(gòu)運動方案的擬定54.2 傳動系統(tǒng)運動方案的擬定65 執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計65.1 執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計計算的準備65.2 凸輪曲線的計算85.2.1 凸輪機構(gòu)的基本尺寸85.2.2 求理論廓線85.2.3 求工作廓線96 傳動系統(tǒng)設(shè)計116.1 帶傳動設(shè)計116.1.1

2、電動機的選擇116.1.2 v帶傳動的設(shè)計計算126.2 v 帶輪的設(shè)計166.3 減速器斜齒輪傳動166.4 軸的設(shè)計20致謝26參考文獻26棒料校直機執(zhí)行機構(gòu)與傳動系統(tǒng)設(shè)計摘 要：棒料校直是機械零件加工前的一道準備工序。而校直機就是用來對軸類零件進行校直的機器，通過校直以便獲得理想的直線度或回轉(zhuǎn)精度要求，從而保證零件能夠達到要求的裝配精度。本文主要對校直機的執(zhí)行機構(gòu)和傳動系統(tǒng)進行了設(shè)計，其中包括凸輪機構(gòu)、帶傳動、齒輪傳動、減速器等。關(guān)鍵字：校直；精度；執(zhí)行機構(gòu)；傳動系統(tǒng)1 引言 校直機就是用來對軸桿類零部件進行校直的機器，通過校直以便獲得理想的直線度要求或回轉(zhuǎn)精度要求，保證零部件能夠達到裝

3、配的精度或獲得下道工序最小切削加工余量。校直俠義上是指針對回轉(zhuǎn)類零部件的彎曲校直，例如：階梯齒輪軸、電樞軸、花鍵軸、活塞桿、半軸、光軸、齒條、石油轉(zhuǎn)桿等；廣義上校直包括盤圓、絲杠、螺紋桿、鉆頭、直線導(dǎo)軌、多邊形及橢圓桿類零部件不規(guī)則形截面桿類零部件等。同時需要注意的是校直僅限于金屬材料，因為微觀下的非金屬材料分子結(jié)構(gòu)在外力的作用下不具有移動重組的穩(wěn)定性，即外在表現(xiàn)形式體現(xiàn)在可延展性、韌性與塑形的同時存在。 隨著機械工業(yè)的迅速發(fā)展，大批量軸桿類產(chǎn)品被廣泛應(yīng)用，于是校直機便應(yīng)運而生。手動液壓式壓力機就是其中之一。手動壓力機的出現(xiàn)滿足了當時軸桿類的校直工藝要求，在一定意義上促進了工業(yè)的發(fā)展。隨著機械

4、工業(yè)的進步，特別是現(xiàn)代汽車、紡織、石油鉆探等工業(yè)日益蓬勃的發(fā)展，手動壓力機在校直方面的不足日益凸顯。手動校直方式不但人工成本高、校直速度慢，滿足不了大批量生產(chǎn)加工的需要，而且產(chǎn)品的精度等級低，無法實現(xiàn)高精度軸類的工藝要求，容易斷軸及產(chǎn)生裂紋，無法實現(xiàn)自動流水線作業(yè)。自動校直機的出現(xiàn)改善了這種狀況，自動校直機能夠?qū)崿F(xiàn)自動上下料、自動裝夾、自動旋轉(zhuǎn)測量、自動校直機、自動檢測裂紋，并且在校直精度、校直節(jié)拍、校直種類上較手動壓力機相比有很大提高，同時能夠節(jié)省大量的人工成本、減輕工人的勞動強度。但是，在設(shè)備成本上自動校直機是手動校直機的2-10倍，這也是手動校直機至今仍沿存的原因之一。可以說校直工藝是一

5、種古老的方式，而自動校直機是依賴汽車工業(yè)的發(fā)展而發(fā)展起來的一種新產(chǎn)品。 國內(nèi)從二十世紀90年代初，有一些企業(yè)院校和科研機構(gòu)開展了自動校直機的研發(fā)工作。到目前為止，在國內(nèi)市場比較有影響的是長春試驗機械研究所研制的系列產(chǎn)品。現(xiàn)在以該系列產(chǎn)品為例，概述自動校直機在國內(nèi)的發(fā)展歷程。1、合作生產(chǎn)校直機2、研發(fā)自主知識產(chǎn)權(quán)的自動校直機3、研發(fā)jjc系列機械式校直機4、校直機的系列化設(shè)計5、研發(fā)校直機新的測控系統(tǒng)6、校直機的個性化設(shè)計。2 設(shè)計數(shù)據(jù)與要求需校直的棒料材料為45鋼，棒料校直機其他原始設(shè)計數(shù)據(jù)如表21所示。表21 棒料校直機原始設(shè)計數(shù)據(jù)分組 直徑d2(mm)長度l(mm)校直前最大曲率半徑(mm

6、)最大校直力(kn)棒料在校直時轉(zhuǎn)數(shù)(轉(zhuǎn))生產(chǎn)率(根/分)1234151822251001001001005004003002001.01.21.41.5543215012010080注：室內(nèi)工作，希望沖擊振動??；原動機為三相交流電動機，使用期限為10年，每年工作300天，每天工作16小時，每半年作一次保養(yǎng)，大修期為3年。3 工作原理的確定1) 用平面壓板搓滾棒料校直(圖3-1)。此方法的優(yōu)點是簡單易行，缺點是因材料的回彈，材料校得不很直。2) 用槽壓板搓滾棒料校直。考慮到“糾枉必須過正”，故將靜搓板作成帶槽的形狀，動、靜搓板的橫截面作成圖3-2所示形狀。用這種方法既可能將彎的棒料校直，但也可

7、能將直的棒料弄彎了，不很理想。3) 用壓桿校直。設(shè)計一個類似于圖3-3所示的機械裝置，通過一電動機，一方面讓棒料回轉(zhuǎn)，另一方面通過凸輪使壓桿的壓下量逐漸減小，以達到校直的目的。其優(yōu)點是可將棒料校得很直；缺點是生產(chǎn)率低，裝卸棒料需停車。4) 用斜槽壓板搓滾校直。靜搓板的縱截面形狀如圖3-4所示，其槽深是由深變淺而最后消失。其工作原理與上一方案使壓下量逐漸減小是相同的，故也能將棒料校得很直。其缺點是動搓板作往復(fù)運動，有空程，生產(chǎn)效率不夠高。雖可利用如圖所示的偏置曲柄滑塊機構(gòu)的急回作用，來減少空程損失，但因動搓板質(zhì)量大，又作往復(fù)運動，其所產(chǎn)生的慣性力不易平衡，限制了機器運轉(zhuǎn)速度的提高，故生產(chǎn)率仍不理

8、想。5) 行星式搓滾校直。如圖3-5示，其動搓板變成了滾子1，作連續(xù)回轉(zhuǎn)運動，靜搓板變成弧形構(gòu)件3，其上開的槽也是由深變淺而最后消失。這種方案不僅能將棒料校得很直，而且自動化程度和生產(chǎn)率高，所以最后確定采用此工作原理。圖3-1平面壓板搓滾棒料校直 圖3-2 槽壓板搓滾棒料校直 圖3-3 壓桿校直圖3-4 斜槽壓板搓滾校直 圖3-5 行星式搓滾校直4 執(zhí)行機構(gòu)和傳動系統(tǒng)運動方案的擬定4.1 執(zhí)行機構(gòu)運動方案的擬定行星式棒料校直機有兩個執(zhí)行構(gòu)件，即動搓板滾子和送料滑塊。動搓板滾子的運動為單方向等速連續(xù)轉(zhuǎn)動，可將其直接裝在機器主軸上。送料滑塊的運動為往復(fù)移動。圖4-1 曲柄（或凸輪）每轉(zhuǎn)一周送出一根

9、棒料。由于凸輪機構(gòu)能使送料機構(gòu)的動作和搓板滾子的運動能更好的協(xié)調(diào)，故圖b）的執(zhí)行機構(gòu)運動方案優(yōu)于圖a），下面設(shè)計計算針對圖b）方案進行。a) b)圖4-1 行星式棒料校直機執(zhí)行機構(gòu)運動方案4.2 傳動系統(tǒng)運動方案的擬定初步擬定的傳動方案如圖42所示。驅(qū)使動搓板滾子1轉(zhuǎn)動的為主傳動鏈，為提高其傳動效率，主傳動鏈應(yīng)盡可能簡短，而且還要求沖擊振動小，故圖中采用了一級帶傳動和一級齒輪傳動。傳動鏈的第一級采用帶傳動有下列優(yōu)點：電動機的布置較自由，電動機的安精度要求較低，帶傳動有緩沖減振和過載保安作用。圖4-2 行星式棒料校直機傳動方案5 執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計5.1 執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計計算的準備由于動搓板滾子1直接裝在

10、機器主軸上，只有執(zhí)行構(gòu)件，沒有執(zhí)行機構(gòu)，故只需對送料機構(gòu)進行設(shè)計。對于圖41b）所示得運動方案，送料機構(gòu)的設(shè)計，實際上就是擺動推桿盤狀凸輪機構(gòu)的設(shè)計。凸輪軸的轉(zhuǎn)動是由滾子軸（傳動主軸）的轉(zhuǎn)動經(jīng)過齒輪機構(gòu)傳動減速而得到的。下面來討論滾子軸與凸輪軸間的傳動比應(yīng)如何確定。應(yīng)注意在校直棒料時，不允許兩根棒料同時進入校直區(qū)，否則將因兩根棒料的相互干擾，可能一根棒料也未被校直。所以一定要待前一根棒料退出落下后，后一根棒料才能進入校直區(qū)。設(shè)滾子1的直徑，棒料的直徑為，校直區(qū)的工作角為，從棒料進入到退出工作區(qū)，滾子1的轉(zhuǎn)角為。因在棒料校直時的運動狀態(tài)跟行星輪系傳動一樣，弧形搓板相當于固定的內(nèi)齒輪，其內(nèi)經(jīng)為，角

11、相當于行星架的轉(zhuǎn)角，根據(jù)周轉(zhuǎn)輪系的計算式，即可求得滾子1的相應(yīng)轉(zhuǎn)角，即【3】故設(shè)已確定為了校直棒料，棒料需在校直區(qū)轉(zhuǎn)過的轉(zhuǎn)數(shù)為，校直區(qū)的工作角為，則滾子1的直徑，可由下式確定：為了保證不出現(xiàn)兩根棒料同時在校直區(qū)的現(xiàn)象，應(yīng)在滾子1轉(zhuǎn)過角度時，送料凸輪4才轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，由此可定出齒輪的傳動比為圖中采用了一級齒輪減速(輪為過輪，用它主要是為了協(xié)調(diào)中心距)。若一級齒輪減速不能滿足要求時，可考慮用二級或三級齒輪減速。對于第一組數(shù)據(jù)，并設(shè)校直區(qū)的工作角為1200，則由上面公式可求得滾子1的直徑240mm，滾子1的轉(zhuǎn)角為2550，故取j1=2600,從而求得齒輪的傳動比為ig0.722。故取zc26，za36。送

12、料滑塊應(yīng)將棒料推送到a點，設(shè)推送距離對應(yīng)的圓心角為300，則可求得滑塊行程約為120mm，若取擺桿長lcf400mm，則其擺角為17.25o。5.2 凸輪曲線的計算5.2.1 凸輪機構(gòu)的基本尺寸初步確定凸輪的基圓半徑為50mm，推桿滾子半徑為10mm，其次要選定推桿的運動規(guī)律，因為工作條件為高速輕載，應(yīng)選用amax和jmax較小的運動規(guī)律，以保證推桿運動的平穩(wěn)性和工作精度。由表5-1可知，推程可選用正弦加速度運動規(guī)律，回程運動可選用五次多項式運動規(guī)律。圖5-1 推桿的運動規(guī)律圖5-25.2.2 求理論廓線對于對心直動滾子推桿盤形凸輪機構(gòu)，凸輪廓線的坐標公式為 (1)5 (2)對于對心直動滾子而

13、說，e=0,，代入（1）（2），求得，;式中位移s應(yīng)分段計算。1)推程階段 2)遠休止階段 3) 回程階段 4）近休止階段 推程段的壓力角和回程段的壓力角1取計算間隔為5，將以上各相應(yīng)值代入式（1）（2）計算理論廓線上各點的坐標值。在計算時應(yīng)注意：在推程階段取=1，在遠休止階段取=01+2，在回程階段取=01+02+3，在近休止階段=01+02+03+4。5.2.3 求工作廓線5其中：1）推程階段 2)遠休止階段 3)回程階段 3=0, /3 4)近休止階段 計算結(jié)果可得凸輪工作廓線各點的坐標見下表5-1表5-1xy053503553600.0004.359-8.682-4.3580.0005

14、0.00049.82649.24049.81050.0000.0003.602.-6.946-3.4860.00040.00039.85539.39239.84740.000推程階段的最大壓力角為18.374，相應(yīng)的凸輪轉(zhuǎn)角為45；回程階段的最大壓力角為25.037，相應(yīng)的凸輪轉(zhuǎn)角為210。凸輪輪廓曲線如下圖所示。 圖5-36 傳動系統(tǒng)設(shè)計6.1 帶傳動設(shè)計6.1.1 電動機的選擇原動機選為y100l2-4異步電動機，電動機額定功率p=3kw ，滿載轉(zhuǎn)速n=1420rpm，則傳動系統(tǒng)的總傳動比為in/n1，其中n1為滾子1的轉(zhuǎn)速。對于第一組數(shù)據(jù)，n12600150/3600 =108.3，總傳

15、動比為i13.11，若取帶傳動的傳動比為ib3.0,則齒輪減速器的傳動比為ig13.11/3.0=4.3，故采用單級斜齒圓柱齒輪減速器?？?帶齒輪聯(lián)軸器5 =0.960.9820.97=0.914（1）電機所需的工作功率：p工作=fv/1000總 =10002/10000.914=2.2kw（2）計算各軸的功率（kw）p3=2.20kw p2=p3帶=2.200.96=2.12kw p1=p2軸承齒輪=2.120.980.96 =2.00kw（3）計算各軸扭矩（nmm）t3=9.55106p3/n3=9.551062.2/1415 =15739nmm t2=9.55106p2/n2=9.551

16、062.12/458.2 =46837.1nmmti=9.55106p1/n1=9.551o62.0/108 =187462.9nmm6.1.2 v帶傳動的設(shè)計計算 （1）設(shè)計 v 帶傳動時一般已知的條件是： 1）傳動的功率 p=3kw ； 2）大、小帶輪的轉(zhuǎn)速 n2 =472m/s和 n1=1416m/s ；3）傳動的用途、工作情況和原動機類型以及工作制度； 4）對傳動的尺寸要求等。 （2）設(shè)計計算的主要內(nèi)容包括確定： 1） v 帶的型號、長度和根數(shù)； 2）中心距； 3）帶輪基準直徑及結(jié)構(gòu)尺寸；4）作用在軸上的壓力等。（3）帶傳動設(shè)計計算步驟如下： 1）確定計算功率 pd 帶在工作時，欲傳遞

17、的額定功率 p一定時，由于傳動的用途、工作情況和原動機類型以及工作制度等工況不同，帶傳動傳遞的功率會有變化，因此為設(shè)計安全可靠，按計算功率 pd 設(shè)計：pca kap kw。式中： p傳遞的額定功率kw ；ka工況系數(shù)，見表 6-1 。 表 6-1 工況系數(shù)ka工況ka空、輕載啟動重載啟動1616載荷變動較小液體攪拌機、通風機和鼓風機（ 7.5kw ）、離心式水泵和壓縮機、輕載荷輸送機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式輸送機（不均勻負荷）、通風機（ 7.5kw ）、旋轉(zhuǎn)式水泵和壓縮機（非離心式）、發(fā)電機、金屬切削機床、印刷機、旋轉(zhuǎn)篩、鋸木機和木工機械1.11.21.31.21.

18、31.4載荷變動較大制磚機、斗式提升機、往復(fù)式水泵和壓縮機、起重機、磨粉機、沖剪機床、橡膠機械、振動篩、紡織機械、重載輸送機1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨）1.31.41.51.51.61.8注：1. 空、輕載啟動電動機（交流啟動、三角啟動、直流并勵）、四缸以上的內(nèi)燃機、裝有離心式離合器、液力聯(lián)軸器的動力機； 2. 重載啟動電動機（聯(lián)機交流啟動、直流復(fù)勵或串勵）、四缸以下的內(nèi)燃機。 3. 啟動頻繁，經(jīng)常正反轉(zhuǎn)，工作條件惡劣時，普通 v 帶ka應(yīng)乘以 1.2 。因載荷變動小，且每天工作16小時，故ka取1.1；所以 pca=1.

19、1*3=3.3kw6.1.3 選擇 v 帶型號 根據(jù)計算功率 pca 和小帶輪轉(zhuǎn)速 n1 由圖 6-1選擇普通 v 帶型號,當在兩種型號的交線附近時，若取截面尺寸小的帶型，帶的彎曲應(yīng)力較小，但帶的根數(shù)多，當帶的根數(shù)太多，則可取大一型號的帶；截面尺寸大的帶型，傳動的中心距、帶輪直徑大，但帶的根數(shù)少?？梢詫煞N型號同時計算，最后選擇較好的一種。 圖 6-1普通 v 帶選型圖（注：y型主要傳遞運動，故未列入圖內(nèi)）已計算得，小帶輪轉(zhuǎn)速為1416（r/min）,pd=3.3kw；由圖6-1可以得出選用a帶。6.1.4 確定帶輪基準直徑和 為提高帶的壽命，應(yīng)減小帶的彎曲應(yīng)力。條件允許時盡量采用較大的帶輪直

20、徑，但這使傳動的輪廓尺寸增大。一般根據(jù) v 帶的型號，參考表選取 dd1 d min ，比規(guī)定的最小基準直徑略大些，故選取dd1=90mm。大帶輪基準直徑可按【1】計算，常按帶輪直徑系列圓整，v 帶帶輪基準直徑系列見表 6-2 。這時 dd2 可不圓整。 取。表 6-2 v 帶帶輪基準直徑系列帶型基準直徑y(tǒng)zabcde20，22.4，28，31.5，40，45，50，56，63，71，80，90，100，112，12550，56，63，71，80，90，100，112，125，132，140，150，160，180，200，224，250，280，315，400，500，63075，80，85

21、，90，95，100，106，112，118，125，132，140，150，160，180，200，224，250，280，315，355，400，450，500，560，630，710125，132，140，150，160，170，180，200，224，250，280，315，355，400，450，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1120200，212，224，236，250，265，280，300，315，335，400，450，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1130，1400，1600，20003

22、55，375，400，425，450，475，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1060，1120，1400，1500，1600，1800，2000500，530，560，600，630，670，710，800，900，1000，1120，1250，1400，1500，1600，1800，2000，2240，25006.1.5 驗算帶的速度 v 由p=f*v/1000可知，當傳遞的功率一定時，帶速愈高，則所需有效圓周力 f 愈小，因而 v 帶的根數(shù)可減少。但帶速過高，帶的離心拉力顯著增大，減小了帶與帶輪間的接觸壓力，從而降低了傳動的工作能力。同時，帶速過

23、高，使帶在單位時間內(nèi)繞過帶輪的次數(shù)增加，應(yīng)力變化頻繁，從而降低了帶的疲勞壽命。由表 745 可見，當帶速達到某值后，不利因素將使基本額定功率降低。所以帶速一般在 v =5-25m /s 內(nèi)為宜，在 v =20-25m /s 范圍內(nèi)最有利。如帶速過高（y、z 、a 、b 、c 型v 25m /s ；d 、e型 v30m /s）時，應(yīng)重選較小的帶輪基準直徑。,因為56.7825,符合標準，故v取6.78mm。6.1.6 確定中心距 a 和 v 帶基準長度 ld根據(jù)結(jié)構(gòu)要求初定中心距 a0。中心距小則結(jié)構(gòu)緊湊，但小帶輪上包角減小，帶傳動的工作能力降低，同時由于中心距小， v 帶的長度短，在一定速度下

24、，單位時間內(nèi)的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增多而導(dǎo)致使用壽命的降低，所以中心距不宜取得太小。但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度較高時還易引起帶的顫動。 對于 v 帶傳動一般可取 0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2），故初定a0=500。初選 a 0 后， v 帶初算的基準長度 ld0可根據(jù)幾何關(guān)系由下式計算由上式算得ld1582mm，應(yīng)由表 82【4】基準長度ld=1600mm，然后再確定實際中心距 a 。 由于 v 帶傳動的中心距一般是可以調(diào)整的，所以可用下式近似計算 a 值 aa0+(ld-ld0)/2=509mm考慮到為安裝 v 帶而必須的調(diào)整余量，因此，最小中心距為 a min =

25、a 0.015 ld=485mm 如 v 帶的初拉力靠加大中心距獲得，則實際中心距應(yīng)能調(diào)大。又考慮到使用中的多次調(diào)整，最大中心距應(yīng)為 a max = a +0.03 ld=557mm 故中心距的變化范圍為485557mm6.1.7 驗算小帶輪上的包角小帶輪上的包角可按下式計算 1為使帶傳動有一定的工作能力，一般要求（特殊情況允許）。由（ 7-25 ）【1】得， =157.81206.1.8 確定 v 帶根數(shù) z (1) 計算單根v帶的額定功率pr由dd1=90mm和n1=1416r/min，查表得p0=0.93kw。根據(jù)n1=1416r/min，i=0.3和a型帶，查表84a8得p0=0.15

26、kw。查表858得ka=0.93，查表82得kl=1.01pr=(p0+p0)*ka*kl=（0.93+0.15）*0.93*1.011.02kw8（2）計算v帶根數(shù)zz= pca/pr=3.3/1.02=3.24，取4根6.1.9 計算單根v帶的初拉力的最小值（f0）min由表3得a型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以（f0）min=500*（2.5-ka）*pca/ ka+qv2=112n9應(yīng)使帶的實際拉力f0（f0）min。6.2.0計算壓軸力壓軸力的最小值為（fp）min=2z（f0）min/2=879n。6.2 v 帶輪的設(shè)計6.2.1 v帶輪設(shè)計的要求設(shè)計v帶輪應(yīng)滿足的要求有

27、：質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)工藝性好、無過大的鑄造內(nèi)應(yīng)力、質(zhì)量分布均勻，轉(zhuǎn)速高時要經(jīng)過動平衡；輪槽工作面要精細加工（表面粗糙度一般為 ），以減少帶的磨損；各輪槽的尺寸和角度應(yīng)保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。6.2.2 帶輪的材料帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為ht150和ht20086.2.3 結(jié)構(gòu)尺寸鑄鐵制v帶輪的典型結(jié)構(gòu)有以下幾種：實心式、 腹板式、 孔板式和輪輻式。帶輪基準直徑dd2.5d（d為軸的直徑，單位為mm）時，可采用實心式結(jié)構(gòu)。當2.5ddd300mm時，帶輪常采用腹板式帶輪結(jié)構(gòu)當d1-d1100mm時，帶輪通常采用孔板式結(jié)構(gòu)。當dd300mm時，帶輪常采用輪輻式帶輪結(jié)構(gòu)。故

28、應(yīng)選腹板式。帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計，主要是根據(jù)帶輪的基準直徑選擇結(jié)構(gòu)形式；根據(jù)帶的截型確定槽輪尺寸；帶輪的其它結(jié)構(gòu)尺寸通常按經(jīng)驗公式計算確定。確定了帶輪的各部分尺寸后，即可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應(yīng)的技術(shù)要求等。帶輪輪轂部分通常采用鍵聯(lián)接。帶輪輪轂部分通常采用鍵聯(lián)接。6.3 減速器斜齒輪傳動圖6-26.3.1 選擇精度等級、材料及齒數(shù)1） 選用斜齒圓柱齒輪傳動 ；2） 因轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度，；3） 材料選擇。由表5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，二者硬度差為40hbs；4） 選取小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=；5） 選取螺

29、旋角。初選螺旋角。6.3.2 齒面接觸強度的設(shè)計【2】（1） 確定公式中的各計算數(shù)值1） 試選kt=1.6.2） 由圖1030選取區(qū)域系數(shù)zh=2.433。3） 由圖1026查得，則。4） 許用接觸應(yīng)力5） 由表107選取齒寬系數(shù)。6） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。（2） 計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，由公式求得6.3.3 計算圓周速度6.3.4 計算齒寬b及模數(shù)m 6.3.5 計算縱向重合度96.3.6 計算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由圖2查得動載系數(shù)；由表2查得的值與直齒輪的相同，故；由圖2查得；由表2查得。故載荷系數(shù)。6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式（1010

30、a）36.3.7 計算模數(shù)按齒根彎曲強度設(shè)計（1）確定計算參數(shù)（2）計算載荷系數(shù)。根據(jù)縱向重合度，從圖10286查得螺旋角影響系數(shù)。計算當量齒數(shù)。 4） 查取齒形系數(shù)。由表1055查得；【7】6.3.8 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表1055查得；計算大小齒輪的并加以比較。 大齒數(shù)的數(shù)值大。設(shè)計計算 對比計算結(jié)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，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取，則。6.3.9 計算中心距將中心距圓整為109mm。按圓整后的中心距修正螺旋角【7】 因值改變不多，故參數(shù)、等不必

31、修正。6.3.10 計算大小齒輪的分度圓直徑【7】6.3.11 計算齒輪寬度【7】 圓整后取b2=55mm；b1=60mm.結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，小于500mm，故采用腹板式結(jié)構(gòu)。6.4 軸的設(shè)計圖6-36.4.1 輸入軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255hbs。根據(jù)課本p235（10-2）7式，并查表10-27，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=19.7(1+5%)mm=20.69故選d=22mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，可以將

32、齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度初選7207c型角接球軸承，其內(nèi)徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。（3）按彎扭復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知d2=300mm求轉(zhuǎn)矩：已知t3=271nm求圓周力ft：根據(jù)課本p127（6-34）7式得ft=2t

33、3/d2=2271103/300=1806.7n 求徑向力fr根據(jù)課本p127（6-35）7式得fr=fttan=1806.70.36379=657.2n兩軸承對稱la=lb=49mm(1)求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=657.2/2=328.6n faz=fbz=ft/2=1806.7/2=903.35n(2)由兩邊對稱，書籍截c的彎矩也對稱截面c在垂直面彎矩為mc1=fayl/2=328.649=16.1nm(3)截面c在水平面彎矩為mc2=fazl/2=903.3549=44.26nm(4)計算合成彎矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（16.12+

34、44.262）1/2=47.1nm(5)計算當量彎矩：根據(jù)課本p2355得=1mec=mc2+(*t)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06nm(6)校核危險截面c的強度由式（10-3）5e=mec/（0.1d）=275.06/(0.1453) =1.36mpa-1b=60mpa故此軸強度足夠6.4.2 滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命1030016=48000h1、計算輸入軸承（1）已知n=472r/min兩軸承徑向反力：fr1=fr2=500.2n初先兩軸承為角接觸球軸承7206ac型根據(jù)課本p265（11-12）5得軸承內(nèi)部軸向力fs=0.63fr

35、則fs1=fs2=0.63fr1=315.1n（2）fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端fa1=fs1=315.1n fa2=fs2=315.1n(3)求系數(shù)x、yfa1/fr1=315.1n/500.2n=0.63fa2/fr2=315.1n/500.2n=0.63根據(jù)課本p263表（11-8）5得e=0.68fa1/fr1e x1=1 fa2/fr248720h故預(yù)期壽命足夠。2、計算輸出軸承(1)已知n=108r/minfa=0 fr=faz=903.35n試選7207ac型角接觸球軸承；根據(jù)課本p265表（11-12）5得fs=0.063fr,則fs1=

36、fs2=0.63fr=0.63903.35=569.1n(2)計算軸向載荷fa1、fa2fs1+fa=fs2 fa=0故任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：fa1=fa2=fs1=569.1n(3)求系數(shù)x、yfa1/fr1=569.1/903.35=0.63fa2/fr2=569.1/930.35=0.63根據(jù)課本p263表（11-8）5得：e=0.68fa1/fr1e 故x1=1 y1=0fa2/fr248720h【9】故此軸承合格。6.4.3 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1、軸徑d1=22mm,l1=50mm查手冊得3，選用c型平鍵，得：鍵a 87 gb1096-79 l

37、=l1-b=50-8=42mmt2=48nm h=7mm根據(jù)課本p243（10-5）9式得p=4t2/dhl=448000/22742=29.68mpar(110mpa)2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d3=35mm l3=48mm t=271nm查手冊p518 選a型平鍵鍵108 gb1096-79l=l3-b=48-10=38mm h=8mm p=4t/dhl=4271000/35838 =101.87mpap(110mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d2=51mm l2=50mm t=61.5nm查手冊p51 8選用a型平鍵鍵1610 gb1096-79l=l2-b=50-

38、16=34mm h=10mm據(jù)課本p243式（10-5）9得p=4t/dhl=46100/511034=60.3mpap6.4.4 減速器箱體、箱蓋及附件的設(shè)計計算1、箱體箱蓋的主要尺寸(1)箱座壁厚 z=0.025a+1=0.025122.5+1=4.0625 取z=8(2)箱蓋壁厚 z1=0.02a+1=0.02122.5+1=3.45 取z=7(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.58=12(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.58=12(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.58=20(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=0.036122.5+12=16.41(取18) (7)

39、地腳螺釘數(shù)目n=4 (因為a250) (8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.7518= 13.5 (取14) (9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.5518=9.9 (取10) (10)連接螺栓d2的間距l(xiāng)=150-200(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(取8) (12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取6)(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.810=8(14)df.d1.d2至外箱壁距離c1(15)df.d2(16)凸臺高度：根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。

40、(17)外箱壁至軸承座端面的距離c1c2（510）(18)齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間的距離：9.6 mm (19)齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離：=12 mm (20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)軸承端蓋外徑d（555）d3 d軸承外徑(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以md1和md3 互不干涉為準，一般取sd2.2、減速器附件的選擇1）通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用m181.52）油面指示器選用游標尺m12。3）起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳；4）放油螺塞選用外六角油塞及墊片m181.5。根據(jù)機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計9表5.3選擇適當型號：起蓋螺釘型號：gb

41、/t5780 m1830,材料q235高速軸軸承蓋上的螺釘：gb578386 m8x12,材料q235低速軸軸承蓋上的螺釘：gb578386 m820,材料q235螺栓：gb578286 m14100，材料q2356.4.5 潤滑與密封1.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度12m/s，當m20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。2.滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。3.潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用gb443-89全損耗系統(tǒng)用油l-an15潤滑油。4.密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為gb894.1-86-25軸承蓋結(jié)構(gòu)尺