步进送料机的设计[1]

发布于:2021-06-11 06:07:44





本毕业设计的设计任务是步进送料机的设计。步进送料机是输送机的一种, 能够实现间歇的输送工件,应用非常广泛。 选择步进送料机这种生产机械的设计作为毕业设计的选题, 能培养了我们机 械设计中的总体设计能力, 将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案 设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容 有机地结合进行综合设计实践训练,使课程设计与机械设计实际的联系更为紧 密,以及独立解决工程实际问题的能力。它还培养了我们机械系统创新设计的能 力,增强了机械构思设计和创新设计。通过机械课程毕业设计的基本技能训练, 提高了我们的计算、绘图、使用技术资料和设计手册、熟悉各种规范标准、进行 数据分析和处理、编写技术文件等方面的能力。 本毕业设计高度采用现代化的设计手段, 使用 AutoCAD 环境下运行的计算机 辅助设计*台,进行送料传动设计、圆柱齿轮传动设计、齿轮的设计、轴的结构 设计、轴承的选择、轴承端盖设计、轴系零件紧固件设计、减速器基本附件以及 基本连接件的设计等,使得设计高度地自动化,将现代计算机技术与我们传统的 机械设计理论及实际相联系,提高了设计效率。 由于本人缺乏经验、水*有限,设计中难免有错误和不妥之处,恳请各位老 师提出宝贵意见,我会积极改正并在今后的学*中更加努力和认真。

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1 送料机构的设计计算
1.1 输送机介绍
输送机(Conveyor) 输送机是在一定的线路上连续输送物料的物*嵩嘶担殖屏渌突 输送机可进行水*、倾斜和垂直输送,也可组成空间输送线路,输送线路一般是 固定的。 输送机输送能力大, 运距长, 还可在输送过程中同时完成若干工艺操作, 所以应用十分广泛。 可以单台输送,也可多台组成或与其他输送设备组成水*或倾斜的输送系 统,以满足不同布置形式的作业线需要。 输送机的历史 中国古代的高转筒车和提水的翻车,是现代斗式提升机和刮板输送机的雏 形;17 世纪中,开始应用架空索道输送散状物料;19 世纪中叶,各种现代结构 的输送机相继出现。 1868 年,在英国出现了带式输送机;1887 年,在美国出现了螺旋输送机; 1905 年,在瑞士出现了钢带式输送机;1906 年,在英国和德国出现了惯性输送 机。此后,输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响,不断 完善,逐步由完成车间内部的输送,发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市 之间的物*嵩耍晌锪*嵩讼低郴祷妥远豢扇鄙俚淖槌刹糠帧 输送机的分类 一.输送机一般按有无牵引件来进行分类 具有牵引件的输送机一般包括牵引件、承载构件、驱动装置、张紧装置、改 向装置和支承件等。牵引件用以传递牵引力,可采用输送带、牵引链或钢丝绳; 承载构件用以承放物料,有料斗、托架或吊具等;驱动装置给输送机以动力,一 般由电动机、减速器和制动器(停止器)等组成;张紧装置一般有螺杆式和重锤式 两种,可使牵引件保持一定的张力和垂度,以保证输送机正常运转;支承件用以 承托牵引件或承载构件,可采用托辊、滚轮等。 具有牵引件的输送机的结构特点是: 被运送物料装在与牵引件连结在一起的 承载构件内,或直接装在牵引件(如输送带)上,牵引件绕过各滚筒或链轮首尾相 连,形成包括运送物料的有载分支和不运送物料的无载分支的闭合环路,利用牵 引件的连续运动输送物料。 这类的输送机种类繁多,主要有带式输送机、板式输送机、小车式输送机、 自动扶梯、自动人行道、刮板输送机、埋刮板输送机、斗式输送机、斗式提升机、 悬挂输送机和架空索道等。

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没有牵引件的输送机的结构组成各不相同, 用来输送物料的工作构件亦不相 同。它们的结构特点是:利用工作构件的旋转运动或往复运动,或利用介质在管 道中的流动使物料向前输送。例如,辊子输送机的工作构件为一系列辊子,辊子 作旋转运动以输送物料;螺旋输送机的工作构件为螺旋,螺旋在料槽中作旋转运 动以沿料槽推送物料;振动输送机的工作构件为料槽,料槽作往复运动以输送置 于其中的物料等。 二.输送机械按使用的用途分可以分为: 1.散料输送机械(如:带式输送机\螺旋输送机\斗式提升机\大倾角输送机 等) (1)带式输送机由驱动装置拉紧装置输送带中部构架和托辊组成输送带作 为牵引和承载构件,借以连续输送散碎物料或成件品。 带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。应用它,可以将物 料在一定的输送线上, 从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流 程。它既可以进行碎散物料的输送,也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的 物料输送外,还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合,形成有 节奏的流水作业运输线。所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。 在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中,广泛应用 带式输送机。它用于水*运输或倾斜运输。 (2)螺旋输送机俗*柿视糜诳帕;蚍圩次锪系乃*输送,倾斜输送, 垂直输送等形式。输送距离根据畸形不同而不同,一般从 2 米到 70 米。 输送原理:旋转的螺旋叶片将物料推移而进行螺旋输送机输送。使物料不与 螺旋输送机叶片一起旋转的力是物料自身重量和螺旋输送机机壳对物料的摩擦 阻力。 结构特点:螺旋输送机旋转轴上焊有螺旋叶片,叶片的面型根据输送物料的 不同有实体面型、带式面型、叶片面型等型式。螺旋输送机的螺旋轴在物料运动 方向的终端有止推轴承以随物料给螺旋的轴向反力,在机长较长时,应加中间吊 挂轴承。 双螺旋输送机就是有两根分别焊有旋转叶片的旋转轴的螺旋输送机。说白 了,就是把两个螺旋输送机有机的结合在一起,组成一台螺旋输送机。 螺旋输送机旋转轴的旋向,决定了物料的输送方向,但一般螺旋输送机在设 计时都是按照单项输送来设计旋转叶片的。当反向输送时,会大大降低输送机的 使用寿命。 (3)斗式提升机 利用均匀固接于无端牵引构件上的一系列料斗,竖向提升 物料的连续输送机械。 斗式提升机具有输送量大,提升高度高,运行*稳可靠,寿命长显著优点, 本提升机适于输送粉状,粒状及小块状的无磨琢性及磨琢性小的物料,如:煤、

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水泥、石块、砂、粘土、矿石等,由于提升机的牵引机构是环行链条,因此允许 输送温度较高的材料(物料温度不超过 250 ℃)。一般输送高度最高可达 40 米。 2. 物流输送机械(如:流水线,流水线设备,输送线,悬挂输送线,升降机,气动 升降机,齿条式升降机,剪叉式,升降机,辊道输送机,升降机) 。 输送机的发展趋势 ①继续向大型化发展。大型化包括大输送能力、大单机长度和大输送倾角等 几个方面。水力输送装置的长度已达 440 公里以上。带式输送机的单机长度已 * 15 公里,并已出现由若干台组成联系甲乙两地的"带式输送道"。不少国家正 在探索长距离、大运量连续输送物料的更完善的输送机结构。 ②扩大输送机的使用范围。 发展能在高温、 低温条件下、 有腐蚀性、 放射性、 易燃性物质的环境中工作的,以及能输送炽热、易爆、易结团、粘性的物料的输 送机。 ③使输送机的构造满足物*嵩讼低匙远刂贫缘セ岢龅囊蟆 如邮局 所用的自动分拣包裹的小车式输送机应能满足分拣动作的要求等。 ④降低能量消耗以节约能源, 已成为输送技术领域内科研工作的一个重要方 面。已将 1 吨物料输送 1 公里所消耗的能量作为输送机选型的重要指标之一。 ⑤减少各种输送机在作业时所产生的粉尘、噪声和排放的废气。

1.2 机械运动方案设计
机械运动方案设计的目的在于培养综合掌握和运用各方面的学科知识和实 践技能,独立分析和解决工程实际问题的能力,树立理论联系实际的正确设计思 想;鼓励我们在设计时打破常规,拓宽设计思路,激发创新精神,善于分析,不 断创新。 本设计方案的确定的过程以自主设计为主, 同时参考书籍、 网络等其它资源。 设计过程: (1)根据题目运动轨迹要求,查找四连杆曲线图; (2)根据轨迹查找对应曲线; (3)根据对应曲线的四连杆机构设计该机构的具体尺寸; (4)利用计算机造型:主要利用 Solidworks,根据尺寸在 Solidworks 下造 型装配,然后在 Solidworks 下分析输送爪送料时的运动位移; (5)造型的美观设计,一种设计的美观同样重要,尺寸确定后根据现实的 需要和工程上的要求来具体设计机构机型改装,设计出具有创新能力的机构。

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图1 主要机构为曲柄摇杆机构,它类似采用的是一种简易的四杆机构, 连杆机构构件运动形式多样,如可实现转动、摆动、移动和*面或空间复杂 运动,从而可用于实现已知运动规律和已知轨迹。此外,低副面接触的结构使连 杆机构具有以下一些优点:运动副单位面积所受压力较小,且面接触便于润滑, 故磨损减小;制造方便,易获得较高的精度;两构件之间的接触是靠本身的几何 封闭来维系的。*面连杆机构的缺点是:一般情况下,只能*似实现给定的运动 规律或运动轨迹,且设*衔丛樱坏备ǖ脑硕蠼隙嗷蚪细丛邮保枰 构件数和运动副数往往较多,这样就使机构结构复杂,工作效率降低,不仅发生 自锁的可能性增加,而且机构运动规律对制造、安装误差的敏感性增加;机构中 作复杂运动和作往复运动的构件所产生的惯性力难以*衡, 在高速时将引起较大 的振动和动载荷,故连杆机构常用于速度较低的场合 所有运动副均为转动副的*面四杆机构称为铰链四杆机构, 它是*面四杆机 构的最基本的型式, 其他型式的*面四杆机构都可看作是在它的基础上通过演化 而成的。在此机构中,构件 4 为机架,与机架构成运动副的构件 1、3 称为连架 杆,不与机架组成运动副的构件 2 称为连杆。若组成转动副的两构件能作整周相 对转动,则该转动副称为整转副,否则称为摆动副。与机架组成整转副的连架杆 称为曲柄,与机架组成摆动副的连架杆称为摇杆。 曲柄摇杆机构:其中两连架杆一为曲柄另一为摇杆. 我们知道,当连杆上的点处在连杆*面的不同位置时,其曲线形状将有很大 的变化,连杆曲线的形状主要有椭圆形、曲边三角形、逗点形、 “8”字形、月牙 形等,这些形状的连杆曲线分布在连杆*面的不同区域内,在连杆*面内找到一 点,使得在*面作相对水*运动,保证输送爪与被传送件没有相对运动,也就是 不产生相对磨擦,满足传送件要运动的轨迹要求。 该机构的自由度为 2。输入运动从曲柄 1 传入,摇杆 3 控制了输送爪 5 的水 *运动。
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方案优点是:运动副都是低副,因此运动副元素都是面接触,压强较小,可 承受较大的载荷;有利于润滑,故磨损较小;此外,运动副元素的几何形状比较 简单,便于加工制造,易获得较高的精度.还可以改变各构件的相对长度使从动 件得到不同的运动规律。 缺点是: 传递路线较长, 易产生较大的误差积累, 同时, 也使机械效率降低,且不利于高速运动。 综上:所设计方案能满足要求的性能指标;结构简单、紧凑;制造方便,成 本较低。

1.3 设计机构的具体尺寸
考虑到行程速比系数(动停时间之比)K=t1/t2=1/2,计算四杆机构的极位夹角

θ
= 1800 * ( K - 1 ) / ( K + 1 )
0

= 180 * ( 0.5- 1 ) / (0.5 + 1 ) =-600 用作图法进行四杆机构设计,如下图:

图2

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设计要求步进送料距离 C1C2=a=300mm,利用各铰链之间相对运动的几何关 系知,设计连杆与摇杆铰接点 F 步进距离为 F1F2=200mm。可确定摇杆固定铰链 D 和曲柄固定铰链 A。 曲柄 AB=(AF2-AF1)/2=66 连杆 BF=(AF2+AF1)/2=164.08 摇杆 DC=270.42mm AD=119.6mm

将各杆长度圆整后得:AB=66mm BF=164mm DC=Z70mm DF=180mm

使用圆整后的数据作图如下:

图3

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由图可知所设计送料机构步进距离为 301.02mm。符合设计要求允许误差。 C 点轨迹曲线的最高点距输送架距离为 45.42mm, 亦符合设计要求。由此各杆长 度确定。

曲柄 AB=66mm 连杆 BF=164mm 摇杆 DC=270mm DF=180mm 曲柄盘被电动机驱动由 0o 做匀速圆周运动 60o 位置,驱动连杆。摇杆以固 定铰链为圆心,自由端运动至左极限位置,输送爪将坯料送至待加工位置。摇杆 向右运动至右极限位置,成一个工作循环。机构可在预定时间将工件送至待加工 位置。 总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠, 此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

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2 布置方式
电动机通过联轴器、减速器带动曲柄盘,驱动连杆送料机构,驱动滑架往复 移动,工作行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长,当滑架返回时,由于推 爪与轴间有扭簧,推爪得以从工件底面滑过,工件保持不动,当滑*保谱 已复架再次向前位,向前推动新的工件前移,前方推爪也推动前一工位的工件前 移。其传动装置使用展开式二级圆柱齿轮减速器减速器。 下图为本设计步进送料机机的布置方式, 电动机转速经齿轮传动降低后驱动 机器曲柄运转。此布置方式的选择,降低了成本,安装维护方便。

图3

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3 电动机的选用
3.1 选择电动机类型
电动机的类型根据动力源和工作要求选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相 异步电动机,电压 380V。 3.1.1 选择电动机容量 送料机在工作时的阻力为 50N,对送料机构进行受力分析如下图:

图4

F34=50N F43X238.24mm=F23X180mm F32Xcos48=F12Xcos41 M=F21X66mm 计算得:M=7.86N*m 根据设计要求送料机工作周期 T=3s,则曲柄盘转速 n=20r/min。 *面连杆送料机构工作所需功率:

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Pw = M* n/9550kW= 1.646kW

电动机所需工作功率

Pd

Pd =
(kW)为:
3 η = η1η 2η 32

Pw

η

传动装置的总效率为:

按《机械课程设计手册》表 2-5 确定各部分效率为:联轴器效率 η1 = 0.99 , 滚动轴承效率(一对) η 2 = 0.99 ,共三对。闭式齿轮传动效率 η 3 = 0.97 ,代入 得:

η = 0.99 × 0.993 × 0.97 2 = 0.9
pd = pw

所需电动机功率为

η

=

1.646 kW = 1.83kW 0 .9

电动机额定转速根据生产机械的要求而选定。因载荷*稳,电动机额定功率
Ped

略大于即可。 本设计所采用的电动机的总功率为 1.83kW,由《机械课程设计手册》表

6-163,Y 系列电动机技术数据,选电动机的额定功率 3.1.2 确定电动机转速 送料机构曲柄盘工作转速 n=20r/min。
i ′ = 8 ~ 60

Ped

为 2.2kW。

通常,二级圆柱齿轮减速器为

,故电动机转速的可选范围为:

nd = i ' n = (8 ~ 60 )× 20r / min = 160 ~ 1200r / min

故可选同步转速为 750r/min。

3.2 电动机型号的选择
一般而言,选用高速电动机,电动机重量较小,价格便宜,但是总的传动比 较大,总体尺寸价格不一定低;但是选用低速电动机,电动机的重量较大,价格 偏高,但是总的传动比小,总体尺寸价格却不一定高。利弊权衡,从体积、价格 以及总的传动比等考虑, 本设计决定采用 Y132S-8 型电动机, 该型电机性能良好, 可以满足要求。

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查《运输机械设计选用手册》 ,它的主要性能参数如下表: 表1 电 动 额定 机型号 功率 kw
Y132 S-8 2.2

Y132S-8 型电动机主要性能参数 满载 转速 r/min 流A
750 8 5.

电 率%



功率因 数 cos φ

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0.87



2.5 起动电流/额定电 起动转矩/ 最大转矩/ 额定转矩 额定转矩 6.0 1.9 2.0

重量 kg

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4 联轴器的选用
本次传动装置的设计中,采用了联轴器,这里对其做简单介绍:联轴器是机 械传动中常用的部件。它用来把两轴联接在一起,机器运转时两轴不能分离;只 有在机器停车并将联接拆开后,两轴才能分离。 联轴器所联接的两轴,由于制造及安装误差、承载后的变形以及温度变化的 影响等,往往不能保证严格的对中,而是存在着某种程度的相对位移。这就要求 设计联轴器时,要从结构上采取各种不同的措施,使之具有适应一定范围的相对 位移的性能。 根据对各种相对位移有无补偿能力 (即能否在发生相对位移条件下保持联接 的功能) ,联轴器可分为刚性联轴器(无补偿能力)和挠性联轴器(有补偿能力) 两大类。 挠性联轴器又可按是否具有弹性元件分为无弹性元件的挠性联轴器和有 弹性元件的挠性联轴器两个类别。

4.1 刚性联轴器
这类联轴器有套筒式、夹壳式和凸缘式等。凸缘联轴器是把两个带有凸缘的 半联轴器联成一体,以传递运动和转矩。凸缘联轴器的材料可用灰铸铁或碳钢, 重载时或圆周速度大于 30m/s 时应用铸钢或碳钢。 由于凸缘联轴器属于刚性联轴 器,对所联两轴的相对位移缺乏补偿能力,故对两轴对中性的要求很高。当两轴 有相对位移存在时,就会在机件内引起附加载荷,使工作情况恶化,这是它的主 要缺点。但由于构造简单、成本低、可传递较大转矩,故当转速低、无冲击、轴 的刚性大、对中性较好时亦常采用。

4.2 挠性联轴器 .2
这类联轴器因具有挠性,故可补偿两轴的相对位移。但因无弹性元件,故不 能缓冲减振。常用的有以下几种: 4.2.1 无弹性元件的挠性联轴器 1)十字滑块联轴器 十字滑块联轴器由两国在端面上开有凹槽的半联轴器和一个两面带有凸牙 的中间盘所组成。因凸牙可在凹槽中滑动,故可补偿安装及运转时两轴间的相对 位移。 这种联轴器零件的材料可用 45 钢,工作表面须进行热处理,以提高其硬度; 要求较低时也可用 Q275 钢,不进行热处理。为了减少摩擦及磨损,使用时应从 中间盘的油孔中注油进行润滑。 因为半联轴器与中间盘组成移动副,不能发生相对转动,故主动轴与从动轴 的角速度应相等。但在两轴间有相对位移的情况下工作时,中间盘就会产生很大 的离心力,从而增大动载荷及磨损。因此选用时应注意其工作转速不得大于规定
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值。 这种联轴器一般用于转速 n < 250r / min ,轴的刚度较大,且无剧烈冲击处。

η = 1 ? (3 ~ 5)
效率

fy d ,这里 f 为摩擦系数,一般取为 0.12~0.25; y 为两轴间径

向位移量,单位为 mm ; d 为轴径,单位为 mm 。 2)滑块联轴器 这种联轴器与十字滑块联轴器相似,只是两边半联轴器上的沟槽很宽,并把 原来的中间盘改为两面不带凸牙的方形滑块,且通常用夹布胶木制成。由于中间 滑块的质量减小,又具有较高的极限转速。中间滑块也可用尼龙 6 制成,并在配 制时加入少量的石墨或二硫化钼,以便在使用时可以自行润滑。 这种联轴器结构简单,尺寸紧凑,适用于小功率、高转速而无剧烈冲击处。 3)十字轴式万向联轴器
0 0 ,而 这种联轴器可以允许两轴间有较大的夹角(夹角 α 最大可 35 ~ 45 达)

且在机器运转时,夹角发生改变仍可正常传动;但当 α 过大时,传动效率会显著 降低。这种联轴器的缺点是:当主动轴角速度为常数时,从动轴的角速度并不是 常数,而是在一定范围内变化,因而在传动中将产生附加动载荷。为了改善这种 情况,常将十字轴式万向联轴器成队使用。 这种联轴器结构紧凑,维护方便,广泛应用于汽车、多头钻床等机器的传动 系统中。小型十字轴式万向联轴器已标准化,设计时可按标准选用。 4)齿式联轴器 这种联轴器能传递很大的转矩, 并允许有较大的偏移量, 安装精度要求不高; 但质量较大,成本较高,在重型机械中广泛使用。 5)滚子链联轴器 滚子链联轴器的特点是结构简单, 尺寸紧凑, 质量小, 装拆方便, 维修容易、 价廉并具有一定的补偿性能和缓冲性能,但因链条的套筒与其相配件间存在间 隙,不宜用于逆向传动、起动频繁或立轴传动。同时由于受离心力影响也不宜用 于高速传动。

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4.2.2 有弹性元件的挠性联轴器 这类联轴器因装有弹性元件,不仅可以补偿两轴间的相对位移,而且具有缓 冲减振的能力。弹性元件所能储存的能量愈多,则联轴器的缓冲能力愈强;弹性 元件的弹性滞后性能与弹性变形时零件间的摩擦功愈大, 则联轴器的减振能力愈 好。 1)弹性套柱销联轴器 这种联轴器的构造与凸缘联轴器相似, 只是套有弹性套的柱销代替了联接螺 栓。因为通过蛹状的弹性套传递转矩,故可缓冲减振。这种联轴器制造容易,装 拆方便,成本较低,但弹性套易磨损,寿命较短。他适用于联接载荷*稳、需正 反转或起动频繁的传递中小转矩的轴。 2)弹性柱销联轴器 这种联轴器与弹性套柱销联轴器很相似,但传递转矩的能力很大,结构更为 简单,安装、制造方便,耐久性好,也有一定的缓冲和吸振能力,允许被联接两 轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移,适用于轴向窜动较大、正反 转变化较多和起动频繁的场合。 3)梅花形弹性联轴器 这种联轴器的半联轴器与轴的配合孔可作成圆柱形或圆锥形。 装配联轴器时 将梅花形弹性件的花瓣部分夹紧在两半联轴器端面凸齿交错插进所形成的齿侧 空间,以便在联轴器工作时起到缓冲减振的作用。

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5 减速器的设计
在机械设计中,常将整机的减速传动部分设计和制造成独立的闭式传动装 置,称为减速器,它是机械工业中最基本和最典型的传动装置。 拟设计为两级圆柱齿轮减速器,采用展开式连接,是两级减速器中应用最广 泛的一种。齿轮相对于轴承不对称,要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置 在远离扭矩输入端的一边,以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现 象。采用这样的方式是由于所需的传动比相对较大;电动机驱动后,传入两级减 速器,带动齿轮转动,输出带动输送机。

5.1 传动装置的总传动比
已 知 送 料 机 构 曲 柄 盘 工 作 转 速 n=20r/min , 所 选 用 电 动 机 工 作 转 速 为
i= 750 = 37.5 20

750r/min,则电机与曲柄之间的总传动比为:

5.2 分配传动装置各级传动比
高速级齿轮的传动比 i12 为低速级齿轮传动比的1.2倍,即 i12 = 1.2i 23 。则 根据公式 i12 × i23 = 37.5 i12 = 1.2i23 可求出
i12 = 6.71 i23 = 5.59

电动机和 I 轴之间, ΙΙΙ 轴和曲柄盘之间用的都是联轴器,故传动比都是 1。

5.3 减速器运动和动力参数计算
5.3.1 电动机轴) 0 轴(电动机轴) :

P0 = Ped = 2.2kW n0 = n = 750r / min T0 = 9550 P0 = 28 N * m n0

5.3.2

高速轴) 1 轴(高速轴) :

P = P0η1 = 2.2kW × 0.99 = 2.178kW 1 n1 = n = 750r / min T1 = 9550 P 1 = 27.73kW n1

5.3.3

中间轴) 2 轴(中间轴) :

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P2 = Pη 2η3 = 2.178kW × 0.99 × 0.97 = 2.09kW 1 n2 = n1 750 = = 112r / min i12 6.71 P2 = 17.82 N * m n2

T2 = 9550

5.3.3

低速轴) 3 轴(低速轴) :
n2 112 = = 20r / min i23 5.59 P3 = 9.55 N * m n3

P3 = P2η 2η3 = 2.09kW × 0.99 × 0.97 = 2kW n3 =

T3 = 9550

运动和动力参数的计算结果加以汇总,列出表如下: 表 2 各轴运动和动力参数
功率 轴名 输入 电动机轴 1轴 2轴 3轴 —— 2.178 2.09 2 输出 2.2 2.16 2.07 1.98 输入 —— 27.73 17.82 9.55 输出 28 26.62 17.64 9.36 n/(r/min) 750 750 112 20 i 1 6.71 5.59 1 P/kW 转矩 T/(N·m) 转速 传动比 效率

η
—— 0.98 0.99 0.98

5.4 减速器主要零部件的设计计算
5.4.1 齿轮传动设计 齿轮的材料, 精度和齿数选择考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到 经济性。因传递功率不大,转速不高,两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用 45 号合金钢,锻毛坯。热处理大齿轮正火处理,小齿轮调质处理,均用软齿面且大、 小齿轮的齿面硬度分别为 280HBS、240HBS;齿轮精度用 7 级,轮齿表面精糙度 为 Ra1.6。软齿面闭式传动,失效形式为占蚀,考虑传动*稳性,齿数宜取多些。 初步规划该减速器的使用寿命为 10 年,每年按 300 天计算,第Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ 公差组精度分别为 7、7、7; 鉴于该减速器有轻微震动,空*舳郊对仓萋值氖褂孟凳 1.0。 由《机械设计》齿轮相对于两轴承非对称布置且大齿轮为软齿面,因此选齿 宽系数 0.8。

17

一.高速级齿轮传动设计 由前面运动及动力参数的计算结果知高速级齿轮传动的最大传递功率为 2.2kW,小齿轮最高转速为 750r/min、最大扭矩为 28 N·m。闭式齿轮的小齿齿 数 Ζ1 ∈ [ 20, ] 40 1. 定齿轮类型、精度等级、材料极其齿数

(1)按设计给定的方案,选用直齿圆柱齿轮。 (2)运输机为一般工作机器,速度不高,固选7级精度。 (3)小齿轮材料为 40Cr(调质) ,硬度为 280HBS; 大齿轮材料为 40Cr(调质) ,硬度为 240HBS。 (4)选 Ζ1=24 ,则 Z 2 = i1 * Z1 =6.71X24=161
按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触强度设计

d1t ≥ 2.323
(1)选 Κ t = 1.2

ΚΤ1 u ± 1 Ζ E 2 ? ( ) Φd u [σ H ]

小齿轮传递的转距为 28N*m
1

选齿宽系数 Φ d = 0.8 , 由表查得材料的弹性影响系数 Ζ E = 189.8MPa 2 。 由图 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ H lim = 600MPa , 大齿轮的触疲劳强 度为 σ H lim = 550MPa 。 由式 Ν = 60 ? n ? j ? Lh 计算应力循环次数 N1 = 60n1 jLN = 60 × 750 × 1× 8 × 300 × 10 = 1.08 × 109

N2 =

N1 = 1.61× 108 i12

取接触疲劳寿命系数 Κ HN 1

= 0.97 , Κ HN 2 = 1.04

取效率为 1% ,安全系数 S=1,则:

Κ HN 1σ lim1 0.97 × 600 = = 582 MPa S 1 Κ σ 1.04 × 550 = 572 MPa [σ H 2 ] = HN 2 lim 2 = S 1

[σ H 1 ] =

(2)计算:带入 [σ H ] 中较小的值,求得小齿轮分度圆直径的 d t1 最小值为
18

1.2 × 1.86 ×10 4 4 + 1 189.8 2 × ×( ) = 36.31mm d t1 = 2.32 0.8 4 572
3

圆周速度: 计算齿宽:

v=

πd t1n
60 × 1000

= 1.4 × 10 ?3 m / s

b = Φ d ? d1t = 0.8 × 36.3 = 29.04mm

计算齿宽与齿高比:

模数 mt =

d1t 36.31 = = 1.51mm Ζ1 24

齿高 h = 2.25mt = 2.25 ×1.51 = 3.40mm ∴ 计算载荷系数:
Κ V = 1.12

b 29.04 = = 8.54 h 3.4

根据 v = 1.4 × 10 ?3 m / s

7 级精度,查得 动载系数

对于直齿轮

Κ Hα = Κ Fα = 1

查得使用系数 Κ A = 1 称布置时, Κ H β = 1.287 得 Κ F β = 1.26 故载荷系数

用插值法查得 7 级精度小齿轮非对 由
b = 8.54 , Κ H β = 1.287 可查 h

Κ = Κ A ? Κ V ? Κ H α ? Κ H β = 1.44

校正分度圆直径:

d1 = d1t 3
m=

Κ = 38.58mm Κt

计算模数:

d1 = 1.61mm Ζ1

3.

按齿根弯曲强度计算:
m≥3 2ΚΤ1 ΥFa ΥSa ( ) 2 Φ d Ζ1 [σ F ] Κ FN 1 = 0.86 Κ FN 2 = 0.89

弯曲强度的设计公式为

σ FE1 = 500MPa σ FE 2 = 380 MPa
取弯曲疲劳安全系数
S = 1 .4

19

[σ F ]1 = [σ F ]2
载荷系数

Κ FN 1σ FE1 = 307.14 MPa S Κ σ = FN 2 FE 2 = 241.57 MPa S

Κ = Κ A ? Κ V ? Κ Fα ? Κ F β = 1.41

查取齿形系数 查取应力校正系数

Υ Fa1 = 2.65 Υ
Sa1

Υ Fa 2 = 2.19 Υ Sa 2 = 1.785

= 1.58

Υ Fa1 ? Υ Sa1

[σ F ]1

= =

2.65 ×1.58 = 0.01363 307.14 2.19 × 1.785 = 0.0162 241.57

Υ Fa 2 ? Υ Sa 2

[σ F ]2

∴m ≥ 圆整

3

2 ×1.41× 1.857 × 104 × 0.0162 = 1.23mm 0.8 × 242

m = 1.5mm

Z1 =

d1 = 26 m Z 2 = 6.71Z1 = 104

4.

几何尺寸计:
d1 = Ζ1m = 26 ×1.5 = 39mm

分度圆直径:

d 2 = Ζ 2 m = 104 × 1.5 = 156mm

a=
中心距:

d1 + d 2 = 97.5mm 2

齿轮宽度: 取
B2 = 35mm

b = Φ d d1 = 31.2mm B1 = 40mm

至此,高速级齿轮的计算完毕。 用同样的方法计算低速级齿轮的尺寸 m = 1.5mm
d 3 = Z 3m = 25 ×1.5 = 37.5mm

分度圆直径:

d 4 = Z 4 m = 139 ×1.5 = 210mm

中心距:

a=

d3 + d4 = 123.75mm 2
20

齿轮宽度: 取

b = Φ d d1 = 37.5mm B4 = 40mm B3 = 50mm

因此,得表 3 如下图: 二级圆柱齿轮减速器齿轮设计参数
`

齿 高速级 轮 低速级 高速级 低速级 对 Z1 Z2 Z1 Z2 齿宽 齿数 26 104 25 139 ( mm) 变位系 39 ( mm) 156 37.5 210 数( mm) 计算弯 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 40 35 50 40 Z1 Z2 Z1 Z2

参 数 项

分度圆直径

计算接触应 582 力(MPa) (MPa) 极限传递功 2.9 率(kW) 模数(mm) 1.5 1.5 (mm) 小齿轮 小齿轮最高 最大扭 转速 (r/min) (N.mm) 750 —— 112 —— 矩 18570 —— 19100 —— 2.85 度(HBS) 中心距 97.5 123.75 齿面硬 280 240 280 240 572 630 632.5 曲应力 307.14 241.57 303.57 249.71

5.4.2 轴系结构设计 根据箱体结构取定下列尺寸(符号含义见箱体设计处): (1) 箱体内部宽度: L0 = ? 2 + B3 + ? 2 + ( B1 + B3 ) / 2 + ? 2 = 155 (2) 调整间隙如下: ? 21 = 10 ;

? 22 = 10 ;

? 23 = 10

(3) 轴承端盖螺钉: GB/T5783 M8X25 端盖厚度 B0 = 1.2d 3 = 10(9.6) (4) 调整垫片厚度: l = 2

总长 l 0 = 35(34.65)

轴承选 6005A

(5) 轴承座的厚度: l 2 = δ + c1 + c 2 + 10(凸台高度) = 52
(6) 挡油环预定宽度: Bh = 8
21

(7) 高速轴轴颈处的线速度: πdn π × 25 × 750 v= = = 0.98m / s < 2m / s 60000 60000 π dn π × 25 × 1440 v= = = 1.844m / s ≤ 2m / s 60000 60000 因此,轴承的润滑方式选用油脂润滑,取 ?3 = 8

一.高速轴的轴系结构设计 1 轴的结构尺寸设计 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分五段,其中第 IV 段为齿轮,如图 5 所示:

选择轴的材料及热处理 由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴。由于减速器传递的功率不大,对其 重量和尺寸也无特殊要求故选择其材料须与齿轮材料相同为常用材料 45 钢,调 质处理,热处理为氮化,取材料系数 120 所以,该轴的最小轴径为: d11 > A0 3
P 2 .2 1 = 120 × 3 = 15.12mm n1 750

考虑到该段开键槽的影响,轴径增大 6%,于是有:
d11″ = (1 + 6%)d11′ = 1.06 × 15.12 = 16.03

标准化取 d11 = 20

初估轴径后,就可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.

其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:

22

图 4 高速轴结构尺寸设计
阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果

P ′ d11 ≥ C1 3 1 n1
第I段

16

″ ′ d 11 = (1 + 6%)d 11 (考虑键槽影
20(16.03) 响) 54

L11 = 54

L2 = 12 + Bh
第 II 段

33 22 9 24

d2 = d L3 = ? 2 + ? 3 ? Bh

第 III 段

d 3 = d1 + 5 L4 = B1

40 22

第 IV 段

d 4 = d1a L5 = 80

23 24

第V段

d5 = d

2 轴的受力分析及计算 轴的受力计算

Ft =

2T1 2 × 19100 = = 979.49 d1 39

Fr = Ft tan α = 979.49 × tan 20° = 356.5 Fn = Ft / cos α = 979.49 / cos 20° = 1042.35
3 轴承的选择 轴承采用 6005 型深沟球轴承,主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷, 大量生产,价格最低. 内径 d=25mm 外径 D=47mm 宽度 B=12mm 4 轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性,齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴 劲选用 k6, 齿轮与大带轮均采用 A 型普通*键联接, 分别为 10*25 GB1096-1979
23

及键 10*40

GB1096-1979。

5 轴上倒角与圆角 为保证 6008 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面,根据轴承手册的推荐,取轴 肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准 GB6403.4-1986,轴 的左右端倒角均为 1*450

二中间轴的轴系结构设计 1 轴的结构尺寸设计 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分五段,其中第 II 段 和第 IV 段为齿轮,如下图 6 所示:

由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均 为合金钢,热处理为渗碳淬火,取材料系数 A0 = 112

P 2.69 = 20.64mm 所以,有该轴的最小轴径为: d 21′ ≥ A0 3 2 = 112 × 3 n2 429.85
因键槽开在中间,其影响不预考虑 标准化取 d 21 = 25

其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:

表 5 中间轴结构尺寸设计
阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果

P d 21′ ≥ A0 3 2 n2
由轴承尺寸确定 第I段 (轴承预选 6005 B2 25

= 12 )

L1 = B1 + Bh
22

24

′ d 22 = d 21 + 2 × 0.1d 21
第 II 段

d 22 = (1 + 12%)d 22


(考虑键槽影响)

30

L22 = 齿宽
d 23 = d 22 + 2 × 0.1d 22
第 III 段

40

36

L12 = ? 4 d 24 = d 22

10

30 第 IV 段

L24 = 齿宽
50

d 25 = d 21
第V段

25

L25 = L0 ? ? 23 ? B低z1 ? ? 22 ? L24 + ? 3 + B2

22

2 轴的受力分析及计算 轴的受力计算 由高速轴的受力分析知: Ft= 979.49
Ft 2 = 2T2 2 × 71350 = = 5700 d2 25

Fr=356.5

Fr 2 = Ft 2 tan α n = 5700 × tan 20° = 2074.63

3 轴承的选择 轴承采用 6005 型深沟球轴承,主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载 荷,大量生产,价格最低. 内径 d=25mm 外径 D=47mm 宽度 B=12mm 4 轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性,齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴 劲选用 k6, 齿轮与大带轮均采用 A 型普通*键联接, 分别为 10*25 GB1096-1979 及键 10*40 GB1096-1979。 5 轴上倒角与圆角 为保证 6008 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面,根据轴承手册的推荐,取 轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准 GB6403.4-1986, 轴的左右端倒角均为 1*4

25

三低速轴的轴系结构设计 1 轴的结构尺寸设计 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分五段,如图 7 所示:

考虑到低速轴的载荷较大,材料选用 45,热处理调质处理,取材料系数 A0 =105,所以,有该轴的最小轴径为:
d 31 > A0 3 P3 1.98 = 105 × 3 = 30.33mm n3 20

考虑到该段开键槽的影响,轴径增大 6%,于是有:
d 31″ = (1 + 6%)d31′ = 1.06 × 30.33 = 32.15

标准化取 d 31 = 35

L11 (由联轴器宽度尺寸确定)=65
L33 = B3 =35 L34 = L0 ? L1 ? L2 ? L3 ? L6 ? L7 =10 d 35 = d 36 + 2 × 0.1d 36 =35

其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:

26

表 6 低速轴结构尺寸设计
阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果

P d31′ ≥ A0 3 3 n3
第I段

30.33

″ ′ d 31 = (1 + 6%)d 31 (考虑键槽影响)

35(32.15)

L11 (由曲柄盘宽度尺寸确定)
d 32 = d 31 + 2 × 0.1d 31

7

34 第 II 段 (由毛毡圈尺寸确定)

L32 = l 2 ? ? 3 ? B3 + l + B0 + l 0 + ?l d 33 由轴承尺寸确定

38

36 第 III 段 (轴承预选 6007

B3 = 14 )
9

L33 = B3 d 34 = d 35 + 2 × 2.5
第 IV 段

38

L34 = L0 ? L1 ? L2 ? L3 ? L6 ? L7 d 35 = d 36 + 2 × 0.1d 36
第V段

40

36

L35 = 5 2 轴的受力分析及计算 轴受力计算 由中间轴的受力分析知: Ft2=5700 Fr2=2074.63 3 轴承的选择

20

轴承采用 6007 型深沟球轴承,主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷, 大量生产,价格最低. 内径 d=35mm 外径 D=62mm 宽度 B=14mm 4 轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性,齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴 劲选用 k6, 齿轮与大带轮均采用 A 型普通*键联接, 分别为 10*25 GB1096-1979 及键 10*40 GB1096-1979。

27

5 轴上倒角与圆角 为保证 6008 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面,根据轴承手册的推荐,取轴 肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准 GB6403.4-1986,轴 的左右端倒角均为 1*4 四、轴的强度校核 经分析知 C 处为可能的危险截面, 现来校核 C 处的强度: 、合成弯矩 (1) 合成弯矩 、
FrA = FAH 2 + FAV 2 = 924 FrB = FBH 2 + FBV 2 = 1151

M C = FrB = 1151

、当量弯矩 (2) 当量弯矩 、
2 ′ M C = M C + (α T3 )2 = 11517.7

、校核 (3) 校核 、 由手册查材料 45 的强度参数 [σ ?1b ] = 59 MPa C 截面当量弯曲应力:
′ σC = ′ MC 11517.7 = 3 0.1dC 0.1× (45)3

= 12.64 ≤ [σ ?1b ]

由计算结果可见 C 截面安全。

5.4.3 减速器箱体及其附件的设计 一.箱体结构设计 根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的 空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下: (表中 a=140) 表 7 箱体结构尺寸
名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁联结螺栓直径 符号 设计依据 0.025a+3≥8 设*峁 10 考虑铸造工艺,所有壁厚都不应小于 8 0.02a+3≥8 1.5δ 1.5δ1 2.5δ 0.036a+12 a≤250 时,n=4 0.75df 28 108 12 12 20 16 4 12

?` δ1 b b1 b2 df n d1

箱盖与箱座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆距内壁距离 齿轮端面与内壁距离 箱盖、箱座肋厚 .8 轴承端盖凸缘厚度 轴承端盖外径 轴承旁联结螺栓距离 安装螺栓直

d2 d3 d4 d R1 h l1 ?1 ?2 m1 、 m t D2 S dx

(0.5~0.6)df (0.4~0.5)df (0.3~0.4)df (0.7~0.8)

9 10 7 8 20 50 55 10 10 6.8 12 120 122

d2

c2
根据位置及轴承座外径确定,以便于扳手操作为准

c1+c2+ (5~8)
>1.2δ >δ

m≈0.85δ (1~1.2) d3 D+(5~5.5) d3 尽量靠*,以 Md1 和 Md3 互不干涉为准,一般取 S≈ D2
M8 M10 M12

m1≈0.85δ1

M16

径 螺栓扳手 空间与凸 缘厚度 至外箱壁距

c1min
离 至凸缘边距

13

16

18

22

c2min
离 沉头座直径

11 20

14 24

16 26

20 32

Dmin

二减速器附件的设计 1 窥视孔和视孔盖 窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置, 其大小以手能伸如箱体进行 检查操作为宜。窥视孔应设计凸台以便加工。

2 通气器 通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路,并设置 金属网。选择通气器类型应考虑其环境的适应性,其规格尺寸与减速器大小相适 应。
29

3 油面指示器 油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位。

4 放油孔和螺塞 放油孔应设置在油池的最低处,*时用螺塞堵住。

5 定位销 常采用圆锥做定位销。两定位销间的距离越远越可靠,因此,通常将其设 置在箱体联接凸缘的对角出,并应做非对称布置。

30


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