機械設計課程設計書本打包機

1、書本打包機設計說明書題 目 書本打包機指導老師_院 系河海大學機電工程學院班 級13級機械工程姓 名學 號2016.01.12一、設計題目二、工作原理三、原始數(shù)據(jù)四、設計任務五、總體方案設計（ 1）機構選型及組合，機械傳動系統(tǒng)示意圖（ 2）執(zhí)行機構的運動循環(huán)圖（ 3）電動機選擇（ 4）總傳動比計算及其分配六、減速器設計（一）減速器方案設計1）減速器方案簡圖（ 2）減速器傳動比分配（ 3）減速器運動動力參數(shù)計算（二）傳動零件設計（ 1）齒輪傳動設計計算（ 2）帶傳動設計計算（三）軸系設計（ 1）軸的設計計算（ 2）軸強度校核計算（ 3）軸承壽命計算（ 4）鍵聯(lián)接校核一 設計題目書本打包機用牛皮紙

2、將一1 所示。設計書本打包機，在連續(xù)生產(chǎn)線上實現(xiàn)自動送書，用牛皮紙將一摞（ 5 本）書包成一包，并在兩端貼好標簽，如圖包r圖1書本打包機的功用二工作原理書摞的包、封過程工藝順序及各工位布置分別如圖 2、3所示：1 .送書。橫向送一摞書進入流水線。2 .推書?？v向推一摞書前進到工位 a,使它與工位bg上的六摞 書貼緊在一起。3 .送紙。包裝牛皮紙使用整卷筒紙，由上向下送夠長度后裁切。4 .繼續(xù)推書前進到工位bo在工位b書摞上下方設置有擋板，以 擋住書摞上下方的包裝紙，所以書摞被推到工位 b時實現(xiàn)三面包裝， 這一工序共推動ag的七摞書。5 .推書機構回程。折紙機構動作，先折側(cè)邊將紙包成筒狀，再折

3、兩端上、下邊。6 .繼續(xù)折前角。將包裝紙折成如圖11實線所示位置的形狀。7 .再次推書前進折后角。推書機構又進到下一循環(huán)的工序 4,此 時將工位b上的書推到工位c。在此過程中，利用工位c兩端設置的擋板實現(xiàn)折后角8 .在實現(xiàn)上一步工序的同時，工位 c的書被推至工位d9 .在工位d向兩端涂漿糊。10 .在工位e貼封簽。11 .在工位f、g用電熱器把漿糊烘干。12 .在工位h,人工將包封好的書摞取下。I送紙折刖角折后角涂漿糊貼封簽烘干圖2包、封工藝順序圖3包、封工位布置（俯視圖）圖4所示為由總體設計規(guī)定的各部分的相對位置和有關尺寸。其中O為機器主軸的位置，A為機器中機構的最大允許長度，B為最大允許高

4、度，y0為工作臺面距主軸的高度，（x, y）為主軸的位置坐標， （卬必）為紙卷的位置坐標。工作臺面卷紙地面圖4打包機各部分的相對位置及有關尺寸和范圍三、原始數(shù)據(jù)書本打包機具體為：1 .機構的尺寸范圍A=2000mm B=1600mm工作臺面位置y0 =400mm主軸位置 x =10001100mm y =300400mm紙卷位置 x1=300mm y1=300mm為了保證工作安全、臺面整潔，推書機構最好放在工作臺面以下2 .工藝要求的數(shù)據(jù)書摞尺寸：寬度 a=130 140mm長度 b=180220mm高度 c=180 220mm推書起始位置x0 =200mm推書行程H=400mm推書次數(shù)(主軸

5、轉(zhuǎn)速)n=(10 ± 0.1)r/min 。主軸轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)8 < 1/4 o紙卷直徑d=400mm3 .縱向推書運動要求(1)推書運動循環(huán)：整個機器的運動以主軸回轉(zhuǎn)一周為一個循環(huán) 周期。因此可以用主軸的轉(zhuǎn)角表示推書機構從動件(推頭或滑塊)的 運動時間。推書動作占時1/3周期，相當于主軸轉(zhuǎn)120 ;快速退回動作占時小于1/3周期，相當于主軸轉(zhuǎn)角100 ;停止不動占時大于1/3周期，相當于主軸轉(zhuǎn)角140 o每個運動時期縱向推書機構從動件的工藝動作與主軸轉(zhuǎn)角的關系 見表1。表1縱向推書機構運動要求主軸轉(zhuǎn)角推書機構執(zhí)行滑塊主軸轉(zhuǎn)角推書機構執(zhí)行滑的工作塊的動作120 0 80推單摞書

6、前進220滑塊退回80 推七摞書前進，同220 滑塊停止不動120時折后角360(2)推書前進和退回時，要求采用等加速、等減速運動規(guī)律。4 .其他機構的運動關系見表2表2其他機構運動要求工藝動作主軸轉(zhuǎn)角工藝動作主軸轉(zhuǎn)角150 橫向送書340200 360折側(cè)邊，折兩端上下送紙7n °180 70邊，折前角裁紙34070 80涂漿糊，貼圭t簽，烘干180 3405 .工作阻力(1)每摞書的質(zhì)量為4.6kg ,推書滑塊的質(zhì)量為8kg。(2)橫向推書機構的阻力假設為常數(shù)，相當于主軸上有等效阻力 矩 Mc4 =4 N?mrb(3)送紙、裁紙機構的阻力也假設為常數(shù)，相當于主軸上有等效 阻力矩M

7、c5 =6 N?m(4)折后角機構的阻力相當于四摞書的摩擦阻力。(5)折邊、折前角機構的阻力總和，相當于主軸上受到等效阻力 矩Mc6,其大小可用機器在縱向推書行程中(即主軸轉(zhuǎn)角從0。轉(zhuǎn)至120 范圍中)主軸所受縱向推書阻力矩的平均值Mc3表示為 Mc6 =6Mc3 n 、Mci i 其中Mc3大小可由下式求出Mc3= n式中，Mci為推程中各分點的阻力矩的值；n為推程中的分點數(shù)。(6)涂漿糊、貼封簽和烘干機構的阻力總和，相當于主軸上受到 等效阻力矩Mc7,其大小可用MC3表示為Mc7 =8Mc3四、設計任務1 .根據(jù)給定的原始數(shù)據(jù)和工藝要求，構思并選定機構方案。內(nèi)容 包括縱向推書機構和送紙、裁

8、紙機構，以及從電動機到主軸之間的傳動機構。確定傳動比分配。2 .書本打包機一般應包括凸輪機構、 齒輪機構、平面連桿機構等 三種以上常用機構。3 .按比例畫出機構運動簡圖，標注出主要尺寸；畫出包、封全過 程中機構的運動循環(huán)圖（全部工藝動作與主軸轉(zhuǎn)角的關系圖）。4 .設計平面連桿機構。并進行運動分析。繪制運動線圖。5 .設計凸輪機構。確定運動規(guī)律，選擇基圓半徑，校核最大壓力 角與最小曲率半徑，計算凸輪廓線。6 .設計計算其中一對齒輪機構。7 .進一步對平面連桿機構進行力分析，求出主軸上的阻力矩在主 軸旋轉(zhuǎn)一周中的一系列數(shù)值M Ci =M c （巴）式中，*為主軸的轉(zhuǎn)角；i為主軸回轉(zhuǎn)一周中的各分點序

9、號。力分析時，只考慮工作阻力和移動構件的重力、慣性力和移動副 中的摩擦阻力。為簡便起見，計算時可近似地利用等效力矩的計算方 法。對于其他運動構件，可借助于各運動副的效率值作近似估算。畫 出阻力矩曲線Mci=Mc （%）,計算阻力矩的平均值MC3。8 .根據(jù)力矩曲線和給定的速度不均勻系數(shù) S值，用近似方法（不 計各構件的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量）計算出飛輪的等效轉(zhuǎn)動慣量。9 .編寫設計計算說明書。10 .學生可進一步完成書本打包機的計算機演示驗證、凸輪的數(shù) 控加工等。五、總體方案設計（一）機構選型及組合，機械傳動系統(tǒng)示意圖機械傳動系統(tǒng)示意圖（見附圖）1.推書機構圓柱凸輪機構方案該機構，采用圓柱凸輪機構，可

10、以輕松地實現(xiàn)縱向推書行程 400。優(yōu)點：易實現(xiàn)同向變速，行程精確。缺點：只可同向傳動。41)0凸輪連桿方案該機構使用凸輪作為原動件驅(qū)動連桿實現(xiàn)400的推程縱向推書機構優(yōu)點：加工簡單，成本低；運動精確，沒有沖擊。缺點：占空間，對桿件要求高，易磨損，加工成本高。引用凸輪一連桿組合機構的優(yōu)化設計 可得到經(jīng)過優(yōu)化后的連桿長度數(shù)據(jù) 結果如下：L1=634mm L2=224mm L3=302mm H=400mm凸輪機構由Solidworks軟件的麥迪工具欄相關工具生成。(2)送紙裁紙機構在該方案中材質(zhì)機構由同一原動件通過不同齒輪傳動路線傳遞動力 送紙機構有齒輪系加滾輪構成。裁紙機構由原動件加不完全齒輪進行

11、間歇性切紙， 當送紙機構運行段時間以后裁紙機構裁紙。優(yōu)點：運動精度高，能很好地實現(xiàn)預定軌跡，占地少缺點：加工復雜，成本高，易磨損比較方案：曲柄滑塊機構優(yōu)點：加工簡單，成本低，易實現(xiàn) ，便于機構簡化，負載能力強,易裝配缺點：運動精度低，運動速度極限低，占空間 ，累計誤差大(3)折紙機構折紙機構需要各個方向上的直線往復運動， 可以考慮使用曲柄滑 塊機構或者圓柱凸輪機構。而折紙機構要求在80 340范圍內(nèi)工作，運動具有間歇性，因此考慮在其中加入不完全齒輪機構，并用齒 輪系連接各個方向的運動。再加上空間條件的限制綜合考慮， 選擇機 構為圓柱凸輪機構、不完全齒輪機構和齒輪系。方案比較如下:折角機構正視圖

12、(a) . 曲柄滑塊機構：優(yōu)點：加工簡單，成本低，易實現(xiàn)，便于機構簡化，負載能力強，易裝配缺點：無法滿足任務說明書的空間和軌跡要求(b) . 曲柄搖桿機構：優(yōu)點：加工簡單，成本低，易實現(xiàn)，便于機構簡化，負載能力強，易裝配，缺點：空間要求更大，所以我們將它淘汰不完全齒輪選擇(a) . 棘輪機構優(yōu)點：間歇精度高，有單向自鎖功能缺點：加工成本和復雜性比較高，也不易裝配(b) . 槽輪機構優(yōu)點：易裝配，好加工，成本相對低，缺點：間歇精度不高(c) . 不完全齒輪優(yōu)點：間歇精度高，易裝配，占地少,缺點：剛性沖擊大，易磨損，加工成本和復雜性也高折紙機構簡圖及尺寸如下：（單位：mm如圖，由圓柱凸輪機構帶動折

13、側(cè)邊機構和折兩端上下邊機構，行 程為150mm其中折上側(cè)邊與兩端上邊機構固連，且兩端滾輪比側(cè)邊 滾輪滯后40mm下邊機構對稱。折前角機構為由齒輪帶動的，兩邊豎立滾輪，半徑為135mm勺圓周運動機構。初始狀態(tài)下，兩滾輪所在平面平行于書運動方向，以便 書兩邊所帶的紙能夠順利通過。當側(cè)邊與兩端上下邊折起來之后，齒 輪帶動其繞豎直軸作半周圓周運動， 使豎直滾輪掠過前角邊，將其折該機構原動件為最下方的軸?？偣灿兴膫€不完全齒輪使之實現(xiàn)間歇運動。不完全齒輪（1 ）和（2）與各自帶動齒輪的傳動比為5： 1 ，其有齒部分占整個齒輪的1/5。不完全齒輪（3） （ 4）與帶動齒輪的傳動比為2： 1，其有齒部分占整個

14、齒輪的1/4，每次使其轉(zhuǎn)半周。其余齒輪的傳動比為1： 1. （如上圖）各不完全齒輪在初始狀態(tài)下齒所在位置為：不完全齒輪（1） ： 180° 240°（60°）不完全齒輪（2） ： 2 ° 62°（ 60°）不完全齒輪（3） （4）:250 ° 340° （90 ° ）則折上側(cè)邊和兩端上邊機構、折下側(cè)邊和兩端下邊機構、折前角機構的工作范圍分別為：折上側(cè)邊和兩端上邊機構：180° 240°折下側(cè)邊和兩端下邊機構：210° 270°折前角機構:250 ° 340

15、° （90 ° ）折側(cè)邊機構和折兩端上下邊機構的運動軌跡為上下往復，長為150mm勺直線；折前角機構的運動軌跡為半徑為135mm勺半圓。機構運動過程：（ 1） 0° 180°期間，為推書行程工作時期，此時通過推書動作和后面擋板的作用，折上前一摞書的后角。各傳動軸轉(zhuǎn)動，但凸輪和執(zhí)行機構均靜止。（ 2） 180° 240°期間為折上側(cè)邊和兩端上邊機構運動區(qū)間，完成折上側(cè)邊和兩端上邊。（ 3） 210° 270°期間為折下側(cè)邊和兩端下邊機構運動區(qū)間，完成折下側(cè)邊和兩端下邊。該行程與上一行程有2/3 的時間重合，即上邊向下

16、運動100mm寸，下邊就開始向上運動。上邊運動到150mm寸,下邊運動50mm兩滾輪相距20mm此時距離最短，時間配合非常緊 密，以保證紙不會中途散開。（ 4） 250° 340°期間為折前角機構的工作范圍，實際上豎直滾輪轉(zhuǎn)到前角邊上時是295°，行程（3）已完成，不會發(fā)生干擾。完成折前角動作。（ 5） 340° 360°期間各軸繼續(xù)轉(zhuǎn)動，但凸輪和執(zhí)行機構均靜止。折后角的動作在下一個周期的行程（1）中完成。由最下方軸提供10r/min 的圓周運動，即6s/r ，由電動機經(jīng)過減速之后提供。此為整個包裝機的工作周期。經(jīng)過齒輪系傳動，圓柱凸輪機構在一

17、個周期的1/5 中做 30r/min 的運動， 運動一周，其余時間靜止。 而折前角機構在一個周期的1/4 中做 20r/min 的運動， 運動半周，其余時間靜止。（4） 涂膠水、烘干機構貼標機構工作原理：通過凸輪的轉(zhuǎn)動帶動與凸輪連接的輪軸，并使其上面的水平板塊做水平往復運動，最后完成貼標簽這一過程。設計要求：凸輪：1、貼標簽工藝是在剪紙過程之后完成的，故其工作時間是 180-340度之間。2 、凸輪推程運動角為45° ,從動件在推程時按正弦加速運動， 設計其行程h為24mm凸輪機構的許用角為30°。（二）執(zhí)行機構的運動循環(huán)圖折后角（三）電動機的選擇1）電動機的選擇主要參考下

18、列條件:a）現(xiàn)場能源供應條件b）工作機載荷特性及其工作制度c）工作及對起動、平穩(wěn)性、過載能力、調(diào)速和控制方等方面要 求d）原動機是否工作可靠，操作與維修簡便，是否需要防塵、防爆、防腐等。e）原動機的初始成本和運行維護費用2）常用電動機的結構特征a) Y系列三相異步電動機該系列電機能防治水滴、灰塵、鐵屑或其他雜物浸入電動機內(nèi)部，它是我國近年來研制成功的新型電動機b)電磁調(diào)速三相異步電動機YC沌磁調(diào)速三相異步電動機，有組合式和整體式兩種機構，這兩種 調(diào)速電動機為防護式，空氣自冷，臥式安裝，且無碳刷，集電環(huán)等滑 動解除部件。3)選定電動機的容量電動機的容量選擇的合適與否，對電動機的工作和經(jīng)濟性都有影

19、響。當容量小于工作需求時，電動機不能保證工作裝置的正常工作， 或使 用電動機因長期的過載而過早損壞； 容量過大則電動機的價格高，能 量不能充分利用，且常常不在滿載下運行，其效率和功率因數(shù)都較低， 造成浪費。電動機的容量主要由電動機運行時的發(fā)熱情況而定，而發(fā)熱由其工作情況而定。=1.05Kwr _ Pw_0.85電動機所需工作功率為:Pd 一 0.81a執(zhí)行機構的轉(zhuǎn)速為n=10r/min ,經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i ； =24,二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i； =840,I則總傳動比合理范圍為i 口 =16160,電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n =i 口 xn=(16160)

20、X10=1601660r/min 。綜合考慮電動機和傳動 裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為 Y100L-6的三相異步電動機，額定功率為 1.5kW,額定電流4A,滿載 轉(zhuǎn)速 n = 960r/min ,同步轉(zhuǎn)速 1000r/min 。(4)總傳動比計算及其分配1)總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n脫和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為 i=nMnw= 960/10=962)傳動比的分配步取帶輪傳動比i 1 = 2.94。則減速器傳動比為i 2= i a/ i 1 = 96/2.94=32 , 查指導書圖 12 可知 i 21=7.25,則 i22= i 2/ i

21、 21 = 4.4。六、減速器設計(一)減速器方案設計(1)減速器方案簡圖(2)減速器傳動比分配ia=iiXi2式中i 1, i 2分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，則 V帶的傳動比不宜過大，初 步取i 1=2.94。則減速器傳動比為i2=ia/ i 1 = 96/2.94=32 ,查指導 書圖 12可知 i 21=7.25,貝U i22=i2/ i 21 = 4.4。(3)減速器運動動力參數(shù)計算(1) 各軸轉(zhuǎn)速n T=n叼 i z = 960/2.94 =326.53r/minn n = nT/ i 融=326.53/7.25 =54.04r/minn m = nm

22、/ (PXi*) =10 r/min(2) 各軸輸入功率P1= Pd x 9 1 = 1.05 x 0.95 = 1.00kW (帶輪效率)Pn= PiX y1 2 xn 3= 1.00 x0.99 x0.96= 0.95 kW (軸承和齒輪)P nr P nxx= 0.95 x0.99>< 0.9 6 = 0.90kW(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩I 軸 T = 9550 P / n9550X 1.00/368.42=25.922 NmII 軸 T - = 9550 P / n =9550X 0.95/53.24=170.408 Nm田軸 T n9550 P“ n n=9550X0.90/

23、10=859.5 Nm（二）傳動零件設計I .齒輪傳動設計計算（一）高速級齒輪傳動的設計計算1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）裝置為一般工作機器，速度不高，故選用 8級精度。3）材料選擇：查表可選擇小齒輪材料為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40HBS4）選小齒輪齒數(shù) 乙二20,大齒輪齒數(shù)Z2 =20乂7.25=145。5）選取螺旋角，初選螺旋角P=15°6）傳動比誤差 i =u = z3/ z z = 145/20 =7.257.25-7.27.25=0 5%

24、允許% 一2、按齒面接觸強度設計，按計算式試算即22KTi u±1ZhZeZ/p、(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA工作機均勻平穩(wěn)，原動機均勻平穩(wěn),所以查表得K AKV = 1.05；= 1.00動載荷系數(shù)KV估計齒輪圓周速度v = 1m/s查圖得齒向載荷分布系數(shù) KFP預估齒寬b = 40mm查圖得KHP = 1.532 ,初取b/h=6,再查圖得KFP=1.47 齒間載荷分配系數(shù) 查表得KF«= KH«=i.2載荷系數(shù) K= KA KV KFa KFP =1.00 X 1.0 5X1.2X 1.47=1.85計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 篤=25.92

25、2 N m查圖可選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.433查表可選取齒寬系數(shù)Gd=2查表可得材料的彈性影響系數(shù) Ze =189.8而而,查圖可得重合度系 數(shù) Z 6=0.774Zp = JcosB = 0.983。查圖得按齒面硬度選取小齒輪的接觸疲勞強度極限0H lim1 =600Mpa ,大齒輪的接觸疲勞強度極限。川而2 =550Mpa。按計算式計算應力循環(huán)次數(shù)_ _ _ 9Ni =60nJTh=60326.531 20300 28=1.8810N2Ni一一 _ 91.88 1097.25= 2.594 108查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)YN1=1.02, %2=1.08計算許用接觸應力,MP二 Hlim1

26、ZNZwZx600 1.14 1.11 1.0SH一1.00= 759.24HP 2二 Hlim2ZNZwZxSH550 1.14 1.14 1.0 =714.781.00(2)計算相關數(shù)值試算小齒輪分度圓直徑d1t,由計算公式得,2x1.8525.922x1000 8.25 2.433黑 189.8黑 0.774黑 0.983、d1t 3一' X 丫1.27.25 、759.24J取 d1t =40mm24.64計算圓周速度a%60 1000二 40 326.5360 1000= 0.683 m/s計算齒寬b及模數(shù)mntb = ：'dd1t =1.2 40 = 48mmmnt

27、d1t cos : 二乙40 cos15020=1.932mmh =2.25rnnt =2.25 1.932mm =4.347nm4811.0424.347計算總相重合度建=0.318：1乙 tan ： =0.318 1.2 20 tan150 =2.045計算載荷系數(shù)K 查表可得使用系數(shù)KAH,根據(jù)v=0.683, 8級精度，查表可得動載系數(shù)丸=05另杳得 KH p - 1.538 K FP - 1.465KHq（ - KF« - 1.4故載荷系數(shù)K =KAKVKH：.KHB=1 1.05 1.4 1.538 =2.261按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算式得d1=42

28、.766mm計算模數(shù)mnd1 cos : 42.766 COS150 小”mn = = = 2.065mm乙203、按齒根彎曲強度設計，按計算式（10-17）試算即3mn -2KTY ：cos2 ： YFaYSaYY ： Zi2二 FP(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值、計算載荷系數(shù)K =KaKvKh-Kh -： =1 1.05 1.4 1.538 = 2.261根據(jù)縱向重合度理=2.047 ,查圖可得螺旋角影響系數(shù)Y P = 1 3120 =0.7440.75cos2 b C“Y =0.253)b =0.68%查表取應力校正系數(shù)Ysa1 =1.57，Ysa2 =84查表取齒形系數(shù)YFa1 =2.7

29、5,%2 =23。(線性插值法)F lim YNYSTYxSF252 1.0 2.0 1.01.25= 403.2大齒輪的數(shù)值較大。(2)設計計算3 0 mn 一=1.037 mm2 2.249 25.922 1000 0.68 cos 150.744 1.84 2.131.2 202 403.2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)，故取mn=2mm,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d1=42.766mm來計算應有的齒數(shù)，于是有d1 cos :Z1 二42.766 cos15二2=20.654取乙=

30、21 ,貝U Z2 =Z1Mi21 =21x7.25 =152.25,圓整為 1534、幾何尺寸計算(1)計算中心距乙 Z2 m 21 153 22cos :2 0.95= 180.14將中心距圓整為a =181。(2)按圓整后的中心距修正螺旋角乙 Z2 m174 2=ar cos ar cos =18.92a2 184(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = Z1m = 44.4 mm cos :d2 = Z2m = 316.7mmcos :(4)計算齒輪寬度b = Ddd1 = 59.6mm圓整后取B=60mm, B2= 55mm 。(二)低速級齒輪傳動的設計計算1、選定齒輪類型、精度等級

31、、材料及齒數(shù)(1)選用斜齒圓柱齒輪傳動。(2)運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用 8級精度。(3)材料選擇：查表可選擇小齒輪材料為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)選小齒輪齒數(shù)Z1 =30 ,大齒輪齒數(shù)Z2 =30X4.4 = 132。(5)選取螺旋角，初選螺旋角：=150,、J2KT2 u±1 'ZhZeZ?0)2d2t2、按齒面接觸強度設計，按計算式試算即 d u ' °HP J(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值載荷系數(shù)K使用系數(shù)Ka工作機均勻平穩(wěn)，原動機均勻平穩(wěn)，所以查表

32、得Ka= 1.00動載荷系數(shù)Kv估計齒輪圓周速度v = 0.5m/s查圖得Kv =1.025;齒向載荷分布系數(shù) KF0預估齒寬b=40mm查圖得KHB = 1.532 ,初取b/h=6,再查圖得K 4=1.47齒間載荷分配系數(shù) 查表得Kp= Khq=1.4載荷系數(shù) K= Ka KV KFa KFP=1.00 x 1.0 25X 1.4X1.47 =2.109計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 170.408N m查圖可選取區(qū)域系數(shù)zh =2.433查表可選取齒寬系數(shù) 卻=L2查表可得材料的彈性影響系數(shù)ze =189.8歷,查圖可得重合度系數(shù) Z0.75, Zp = 7coS1r = 0.983。查圖

33、得按齒面硬度選取小齒輪的接觸疲勞強度極限二 Hlim1 = 600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限0 Hlim 2 =550Mpa。按計算式計算應力循環(huán)次數(shù)N1 = 60n2kT"60 53.24 1 7 300 2 8=1.073 108N21.073 1085.33= 0.201 108查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)YN1=1.00, Yn2=1.05計算許用接觸應力HP(JHP1cjH lim1ZnZwZxSH600 1.14 1.11 1.0759.24二 HP2二 H lim2ZnZwZxSH550 1.15 1.14 1.01W= 721.05(2)計算相關數(shù)值試算小齒輪分度圓

34、直徑d2t ,由計算公式得° .2x2.109x170.408x1000 5.4 2.433x189.8x0.75x0.983d2tA 3jx I = 52.87mm11.24.4 <759.24)取 d2t =60mm計算圓周速度d2n2二 60 54.042 二二0.1760 100060 1000計算齒寬b及模數(shù)mntb = 3d2 =1.2 60 =72mntdot cos - 2t =1.93h =2.25mnt =2.25 1.93 = 4.34604.34= 13.8計算總相重合度工4=0.3181dzitan ： =0.318 1.2 30 tan150 =3.

35、067計算載荷系數(shù)K查表可得使用系數(shù)KA=1,根據(jù)v=0.151m-s, 8級精度，查表可得動載系數(shù)KV=1.01,另查得人= 1.536KfP = 1.4660廣（1.4故載荷系數(shù) K =KaKvKh：.Kh=1 1.01 1.4 1.536 = 2.172按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算式得d1 - d1t33 Kt二603 2.172 2.109= 60.6= 1.86計算模數(shù)mnmnd1 cos :60.6cosd /15 =1.95303、按齒根彎曲強度設計，按計算式(10-17)試算即3mn 一2K T ：Yc O s f Y sY Y Y(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值

36、、計算載荷系數(shù)K =KaKvKh ：Kh、1 1.01 1.4 1.536 =2.172根據(jù)縱向重合度印=3.070,查圖可得螺旋角影響系數(shù)YP = 1 黑=0.616。0.75cos2 -hY； = 0.25b =0.651查表取應力校正系數(shù)Ya1 =1.63%sasa2查表取齒形系數(shù)31 =2.52,%2 =2.08二 F limYNYSTYXSF252 1.0 2.0 1.0125=403.2大齒輪的數(shù)值較大。(2)設計計算3mn 一2 2.172 170.408 1000 0.616 cos2150 0.651 1.86 2.08 :21.350mm,1.2 302 403.2對比計算

37、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)，故取mn=2mm,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d1 =60.6mm來計算應有的齒數(shù)，于是有mn60.6 cos152=29.26mm取 Z1=35,貝U Z2 =乙122 =30".4=1544、幾何尺寸計算(1)計算中心距乙. Z2 mn2cos :189 22 cos15=194.6mm將中心距圓整為a = 195mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角Zi Z2 mn162 2:=ar cos = ar cos =15.352a2 168因B值改變不多，

38、故參數(shù) "、kp、ZH等不必修正。(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = Z1mn = 72.5mm cos :d2 = Z2mn = 318.8mm cos :(4)計算齒輪寬度b - ：dd1 = 72mm圓整后取 B1 =74mm , B2 =67mm。II.帶傳動設計計算確定計算功率Pc =KaP。=1.1M1.1=1.21kw, 式中心為工作情況系數(shù)， 入為電機輸出功率選擇帶型號根據(jù)PC =1.21kw,n =960r/min ,查圖初步選用 Z型帶.選取帶輪基準直徑也，匹查表選取小帶輪基準直徑ddi=100mn ,則大帶輪基準直徑 dd2 =i(1-wdd1 =2.94

39、x0.98x100 =288.1mm式中名為帶的滑動率，通常取(1%- 2% ,查表圓整后取d“ =30mm.驗算帶速V二dd1二 100 96060 1000 60 1000= 5.1,在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適確定中心距a和帶的基準長度在O.TGV七)奏區(qū)+"范圍內(nèi)，初定中心距a0 = 550mm,所以帶長Ld0 =2a° 2(ddl dd2).(dd2-dd)22 550 314 (75 280) (280 75) mm=1676.45mm|L 24 550查圖選取z型帶的基準長度Ld=1800mm,得實際中心距2Ld f(dd1 乜2T 心 f(dd1 乜)卜*

40、2 一dd)2 2M1800-3.14355+，(36003.143552 3(280-752 a 二二88=612.75ir取 a=613mm.驗算小帶輪包角西0f 1 =180° -dd2 dd1M57.30 =160.8° >120° ,包角合適。 a確定v帶根數(shù)z 因ddi=100mm帶速v=5.1m/s,傳動比i=2.94,查表得單根v帶所能 傳遞的功率p0=0.32kw ,功率增量p0=0.03kw ,包角修正系數(shù)Ka = 0.9524 ,帶長修正系數(shù)Kl = 1.18 ,則由公式得Pc(p°Po)K Kl1.21(0.32 0.03)

41、0.9524 1.18= 3.08故選4根帶 確定帶的初拉力得單根普通V帶張緊后的初拉力為1.212.52(-1) 0.06 5.5 =46.50N4 5.5 0.9524Pc 2.52F 0 =500 c(-1) qv =500F zv K：計算帶輪所受壓力年160 80禾I用公式 匚 c=2z sin =2 4 46.50 sin1608 N = 366.79NF Q F 022(三)軸系設計I ,軸的設計計算和強度校核:一，高速軸(1)選擇軸的材料選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBs查表得對稱循環(huán)彎曲許用應力k jl = 180MPa(2)初步確定軸的最小直徑取p=3

42、5MPa, A = 110,于是 d 之 AP =11031 1 mm = 15.97mm,考慮 :n ； 326.53到軸上有鍵梢，所以dmin -15.97 1 5% > 16.77mm(3)求作用在齒輪上的受力：圓周力 Ft =紅二2 益922 103 .1167.65N d144.4徑向力軸向力Fr=a=g=1227.7N cos :cos18Fa = Ft tan = 1167.65 tan18 = 379.39N(4)軸的結構設計：1)、擬定軸上零件的裝配方案1 .輸出軸的最小直徑顯然是安裝 V帶的直徑& (如上圖)，根據(jù)軸最小直徑的計算，和查閱書籍，故1段Li為90

43、mm,M25mm2 .根據(jù)v帶的軸向定位要求d2取為32mm由箱體結構和軸承段、端蓋 裝配關系等確定，L2為59mm.3 .角接觸軸承段，d3取為35mm軸承型號為7207AC檔油環(huán)及裝配關 系等確定，L3為18mm4 .過渡軸段，考慮軸肩定位，故取d4為40mm由裝配關系，確定該段 的L4為90mm5 . 5為高速級齒輪軸段，L5為60mm6 .角接觸軸承段與3相同，&為35mm L6為17mm(5)軸的受力分析：畫出軸的空間受力簡圖，并將軸上的作用力分解為垂直面受力和水平面受力。取集中力作用于齒輪和軸承寬度的中點。計算作用于軸上的支反力水平面內(nèi)的支反力：Fha Fhb = Ft91

44、Fha -225Ft 292Fhb -0解得：Fha=214.92NFhb=952.7N垂直面內(nèi)的支反力：FvAFvB = Fr91Fva -225F.22.2Fa 292Fvb =0解得：Fva = 457.44NFvb =776.56N計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖:由圖可知，齒輪截面是危險截面。計算該截面的彎矩。MH =35.25N *mMV1 =75.02N *mMv2 =28.73N m總彎矩：M1 = 82.88N mM2 =45.47N m扭矩 T1 =25.922N.m載荷水平面H垂直面V支承反力Ffha=214.92NFhb =952.7NFva = 457.44NFvb = 7

45、76.56N彎矩MMh =35.25N mMv1 =75.02N mMV2 = 28.73N m總彎矩M1 =82.88N mM2 =45.47N m扭矩TTi =25.922N.m確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為1.6,各軸肩處圓角半徑為2。(6)強度校核按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最 大彎矩和扭矩的截面(即危險截面B)的強度。根據(jù)計算式及上表的數(shù) 據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取 口 =0.6,軸 的計算應力廣Vm，+(。工 2 /828802 +(0.6父25.9 2 _-ca =； = 38.53MPacaW0.1 35前已選定軸的材料為

46、45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得b】二60Mpa,因此 二皿：二匕I故安全。二，中間軸：(1)初步確定軸的最小直徑：選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取A=110,于是得d 之 A31P =110：11mm = 29.09mm ,n ; 54.04(2)求作用在齒輪上的受力：1 .作用在大齒輪：212 170.408 103圓周力 Ft=11076Nd 316.7徑向力 Fr=fJ076 tan20=412N cos - cos18軸向力 Fa =FttanB =1076 tan18 =350N2 .作用在小齒輪：2T2 2 170.5 1032圓周力 Ft3 = = =5500Nd362徑向力 FF、5500 tan20.2072Ncos -cos15.3軸向力 Fa3 = Ft3 tan 一： =2151.41 tan18 11'42' =1473.7 N(3)軸的結構設計：擬定軸上零件的裝配方案:,|r1 .角接觸軸承段處，d1取為35mm軸承型號為72