自动运输机的总体设计【步进式工件输送机】（含全套CAD图纸）
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机械装备寿命的可靠构建与优化设计摘要：维护设计对于机电产品或系统的寿命周期来讲，是一种重要的设计方法。基于机构作用可能会出现失败的几率，机械系统的可靠性建模被发展了起来。基于部件可能会出现失败的情况，机械系统的可靠性建模就被发展了起来而系统最小的可靠性和最稳定的可靠性系数被定义为机械系统在寿命周期内大致的可靠性。其次，提出维护的一个基于可靠性的设计最优化模型，总生活周期消耗被考虑作为设计目标和系统可靠性。最终，维护的基于可靠性的设计最优化方法通过组分设计示范被说明。关键词:维护; 可靠性; 模拟; 优化设计1. 介绍在一个机械产品期间的生命周期，维护是非常重要的，可以保持产品可利用时间和延长它的寿命。关于维护的研究机械产品的大致被分类为以下三种：(1)如何拟定维护政策或(和)如何优选考虑系统可靠性和维修费用的维护期间14。(2)发展维护方法和工具保证系统维护到低成本和短的修理时间，例如发展特别的维护工具59。(3)在设计程序期间，为维护设计，系统可维护性地被评估和被改进1012。维护在设计之初就开始了。明显地，维护的设计方法论，是其中一个在产品的生命周期的最佳的有效的维护手段，吸引许多研究者的兴趣。然而，维护设计的研究主要在于两个领域。一个是在产品设计选择的可维护性评估; 另一个是为方便维护设计的特殊结构的零件。在本文中，根据时间对失败零件的密度函数，要调查接受维护的一个机械系统的零件的服务寿命。然后机械系统的可靠性模型被重建并且被仿真。最终，维护的新颖的设计最优化方法通过一个链式设计被发展并说明。2. 可靠性塑造维护的机械系统2.1模型假定在一个机械系统运行一段时间之后，由于失败的被替换分开，主要可靠模型是不适用于改变系统，因而应重建可靠性模型。在本文谈论的机械系统有以下特征：一个系统包括很多同样的零件，零件的数量在系统期间的一生周期是恒定的。所有零件的时间对失败密度分布函数是相同的，并且替换件也和原始的零件一样有失败分布函数。每个部分的失败是一个任意的独立事件，也就是说一部分的失败不影响其他部分在系统的中的失败。2.2为维护的可靠性建模一个机械系统的可靠性取决于它的零件，可靠性和失败的可能性取决于他们的工作寿命。在这里，根据时间的密度分布函数对零件的失效，应计算好部件在机械系统中工作寿命，然后开发机械系统的可靠性模型。在一个机械系统的服务期间，发生故障的有些零件要求及时替换，因此机械系统的部分的寿命分布被改变了。推测在机械系统运行一段时间后tn = n，其中是维护活动之间的时间，即维护间隔时间之后， 单位可以是几小时、几天、几个月或者几年。 如果pi (pt)代表零件的年龄比例在n用年龄i，因而部分的年龄分布在时间上表示为矩阵p0 (tn)， p1 (tn)， L、pi (tn)， L， pn (tn)。零件的失败密度函数和部分的寿命分布在系统的确定寿命分布在下次或者在下一段时间区内留下来的部分目录。寿命分布取决于每一段时间内每一部分部件在下一段时间区内失效的几率。要发现零件的失效可能性失败密度函数是从零开始的。存留下来的数量在下一个时间段得到提升，失效的部分被新的部件替换被重新返回第一个盒子里。最初的，所有零件是新的病在第一个盒子里。 即在t0=0，在第一个箱子的部分是 P0(t0)=1 (1)在t1=，第一个箱子的年龄分数和第二个箱子代表：P1(t1)=p0(t0)1-f(x)dx P0(t1)=p0(t0) f(x)dx (2)两种寿命盒子内的部分，生存并且到下个寿命箱子，而不合格部件的部分被新的零件替换，从这两个箱子到第一个箱子。在T2 = 2，计算前三个箱子的比例 P2(t2)=p1(t1)1-f(x)dx P1(t2)=p0(t1)1-f(x)dx P0(t2)= p1(t1) f(x)dx+ p0(t1) f(x)dx (3)因此，通过使用以下等式，在tn = n时，在每个箱内的部分部件将被进行如下计算： 当P0(tn)是寿命在tn的部件总量的一小部分时，代表了部件刚刚被投入使用。这就意味着P0(tn)是这部分的失效率，或者说是小部件的代替。换种说法就是说，这些在第一个盒子里的一小部分部件在t0,t1,L,tn是用来取代失效部件的新部件。一系列的系统包含了N个有相同失效概率分布的部件，每一个部分只是一系列的单元，每个单元是相对独立的。在同一系列系统里任何一个单元的失效表现为一个系统的失效，按照可能增长的原则，一系列系统的可靠性就是：由于组成系统的部件数量是恒定的，在此，机械系统维护的系统稳定性被定义为：3. 维护可靠性的模拟仿真模拟仿真的结果显示了系统的稳定性在工作期间是不断变化着的。一个系统的可靠性经历了几次波动，有时是最大值而有时是最小值，最终达到一个稳定的值。系统稳定性的震动会周期性的衰减，这段时间是部件的预期寿命（根据韦伯分布，参数近似于大的预期寿命）。对于机械系统的设计和维护，系统稳定性的最小值跟稳定值是最重要的。系统的最低稳定性出现在初始阶段，但系统可靠性的稳定值出现在运行一段很长时间后。在此，为了后面方便讨论，系统维护的最低可靠性和稳定可靠性被定义为基于如图6所示的系统稳定性的仿真结果中。由于它发生在初始阶段，系统最小可靠性会在从t=0到t=2的仿真结果的不相关联的可靠性值中找到。最小可靠性被定义为：假设仿真时间是T0和Rmax、Rmin分别代替了在tT ,T + 2的最大值和最小值。一旦当最大可靠性值和最小可靠性值的比值Rmin/Rmax满足，系统可靠性被认为在T0时达到一个稳定的值。因此，系统稳定性或者说稳定可靠性被定义为： 1是稳定的要求，通常是98%。如果T0不存在，系统稳定性是不稳定的。4. 可靠性的优化设计模型库对于维护的一个基于可靠性优化设计模型被用来跟耗费维护的系统可靠性和寿命周期消费来代替，上述模型对于计算系统的部件替换率，最小可靠性和系统可靠性有帮助。在这个模型里，寿命周期的消耗被认为是一个设计目标，而系统的可靠性被认为是设计约束条件。我们的工作目标就是要去找到一个最小消耗的设计方法并同时满足这个系统规定参数。4.1 模型的寿命周期损耗机械系统的寿命周期损耗包含着产品成本和维护成本。系统维护成本是来源于以下所列的项目：（1）替代部件的成本；（2）操作损耗包括替换部件时的资源损耗（比如： 劳动、装备）；（3）替换部件时的生产间隔造成的间接成本；（4）替换部件的准备工作成本。在前面的三个项目参与了每次维护时替代部件的数量。替换越多的部件就会耗费越多的资源，占用越多的生产时间，因而带来巨大的损失并增长了维护成本。最后一项没有参与替换部件的数量上但参与了每次维护跟替换上。结果，机械系统的维护成本被保密为替换部件数量上的成本考虑和维护次数上的成本考虑。在这种方法下，对于一个包含固定数量N部件的机械系统，在它运行了一段时间M，它的寿命周期损耗模型包含了生产成本和维护成本，表示为：在式子9，C是系统内每一部分部件总的寿命周期损耗。c0, c1, c2分别表示部件生产系数，更换成本系数和准备成本系数，这些数据是统计分析领域的数据。m = M /，M代表着系统寿命。式子10等号右边的首项代表系统的生产成本，式子9右边的第二项表示系统的维护成本。在式子9里，由于部件的替换成本包含着不仅仅是替换失效部件的部件生产成本，而且有用于资源的成本和用于替换的间接成本。显然，式子10里表示的不是绝对成本，而是相对成本。式子9也可以表示为：4.2 基于可靠性的设计与优化假设系统的一类部件有n种设计方案。X= (x1,x2,L,xn), 它们的失效密度函数被表示为每一种方案，X= (x1,x2,L,xn) 它们的失效密度函数被表示为F=(f1(t),f2(t),L,fn(t) 作为每一个方案。对于一个维护的固定间隔0，它的基于可靠性优化设计的模型I的维护被表示为：显然的，最小寿命周期损耗和可靠性取自上述模型的一段特定的时间段。对于任何一个的n种设计方案，它的成本和可靠性取决于维护间隔。最小的成品成本可以取自于最优化的维护间隔。所谓的最佳的维护间隔，顾名思义地，就是将维护间隔优化到最小的寿命周期成本，因此基于可靠性设计和优化的模型的维护克表示为：在式子11和式子12里，C是取自式子9或式子10，Rm、Rs分别表示系统的最小可靠性和稳定的可靠性。Rm0、Rs0是系统允许的可靠性值。通常来讲，Rm0= （0.750.95）Rs0，这也就意味着系统稳定性在整个寿命周期内允许在某一定的程度上变化，但变化范围不会超过稳定可靠性值的5%25%。4.3 根据系统可靠性模仿的设计最优化显然，系统平稳的可靠性、极小的可靠性和部分在设计模型的替换率可以从可靠性模仿而获得。所以，维护的设计最优化是基于模拟的设计方法。在设计模型，可靠性模仿的输入的情况是时间对失败密度系统部分F，系统服务生活M的分布函数，并且生活周期消耗系数是c0，c1，c2。为固定的间隔时间维护，输入的情况在固定的维护间隔时间 0增加。维护的时间与M/ 0明显地是相等的在一生周期期间。 至于维护间隔时间需要被优选的情况，维护的时间是获得的被环绕的M/在另外维护间隔时间。另外，系统的设计选择必须满足系统可靠性的要求，因而Rm, Rs得出来了。 终于，一个优选设计选择和它极小的信度、平稳的可靠性和生活周期费用被得出了。 设计最优化流程图维护的显示作为式子二，设计最优化二个模型维护的是联合。最可能，一个模型的解答通常是与另一个模型不同。5. 设计示范有链式传送机链接圆环的三个设计选择，产品使用期限M等于100个月。时间的密度分布函数对圆环的失败的是Weibull的作用，并且他们的发行参量和费用系数生命周期在表1被列出如下。假设极小的可靠性和平稳的可靠性的要求是R0 = 0.85， R0 = 0.75。 考虑系统维护间隔时间从一系列的等效区别价值被挑选，离散最优化方法被采取。两个设计模型的模仿结果维护在表2.图8到图11被列出说明系统可靠性和总生活周期费用随系统的工作次数变化。注： 0是间隔时间固定周期维护的设计模型Eq (11)，和最宜的间隔时间优选周期维护的设计模型Eq(12).当系统维护间隔固定，最宜的设计选择如显示从模仿结果在表2列出了，Eq(11)是选择 0 = 1 2 x。其中1x不满足系统可靠性压抑，并且共计选择2 x的寿命消耗低于选择3 x。 从这个例子，了解到不可能有将遇见系统可靠性为不适当的固定的维护间隔时间压抑的设计选择。当系统维护间隔时间被优选时，最宜的设计选择被获得了。Eq(12)是选择3 x。 在这个例子中，所有设计选择符合系统可靠性的要求，并且共计选择3 x的寿命消耗是最低的，相应地系统维护间隔时间 *1.8选择了3 x。 显示易变的维护周期警察导致设计选择另外选择，并且共计生活费用可以是通过优选维护间隔时间减少。几个有趣的结果能从图3到图6中被找到。.（1）当固定的间隔时间(0 = 1)是坚定的，选择的系统可靠性0 = x2不仅满足所有设计要求，而且接近对要求价值。选择x1的可靠性满足平稳的可靠性的要求，但是不满足极小的可靠性的要求竟管它最便宜。 虽然选择3 x满足系统可靠性的要求，平稳的可靠性或极小值可靠性，它有最高的总寿命周期消耗。图3.设计选择的可靠性模仿固定的维护间隔时间图4. 设计选择的生活周期费用模仿固定的维护间隔时间（2）当维护间隔时间被优选时，最宜的间隔时间的选择根据系统可靠性的令人满意要求前提。 至于选择1 x，为了符合系统可靠性的要求，维护间隔时间减退，但是它的总生活费用增加有些。 为选择 * = 0.8x2，维护间隔时间在优化以后保留常数，也，因此意味着间隔时间 =1是这个选择的最宜的间隔时间。 为选择3 x，由于优化、维护间隔时间增量、 =1.8和在系统可靠性和设计要求之间的区别减少，因而它有更低的总生活周期费用。 其外，三个设计选择被优选，系统可靠性和总生活周期费用他们的曲线趋向对集中化和坚固性，并且费用区别在三个选择之中的减少。 图5.设计选择的可靠性模仿最宜的维护间隔时间图6.设计选择的生活周期费用模仿最宜的维护间隔时间的(3) 当系统要求高的可靠性时，相应地，维护间隔时间将减少，并且维修费用将上升。 相反，当系统要求低可靠性，相应地，维护间隔时间将延迟，因此维修费用将减少，系统维护费用减退受系统可靠性要求支配。系统可靠性平稳的价值和最小值随着维护间隔时间的增加单调减少总生活周期费用随着维护间隔时间的增加而减少。结果，稳定的极小的间隔时间系统可靠性价值和最小值满足设计要求将得到设计选择的极小的总生活周期费用。必须指出设计选择的系统可靠性比要求价值不是相等与，而是少许更多由于离散最优化的采用。(4) 当系统的设计选择决定时，设计选择最宜的选择取决于不仅维护系统可靠性和系统服务生活的间隔时间而且还有要求。 例如，当间隔时间被固定时( 0 = 1)，并且需要的系统可靠性减少从对，从Eq.(11)获得的最宜的设计选择是选择0.75 m R = 0.70 m R = x1而不是选择2 x。当系统服务生活转换从M = 100到50时，最宜的设计选择被获得了。 Eq(12)是替换3 x而选择1 x显示作为图6。这就意味着，因为高质量材料做的零件有长的产品使用期限，设计选择得到更低的总寿命周期成本，竟管他们会有更高的生产成本。6. 结论在产品期间的生命周期维护是其中一项重要任务。零件的替换将导致系统可靠性和生活周期费用的变动。基于零件的时间失效密度函数，平稳的可靠性、极小的可靠性和生活周期费用可以通过可靠性模型的系统可靠性的重建和模仿得到。本文开发维护的基于可靠性的设计最优化方法学，总生活周期费用被看待，当作为设计的设计对象和系统可靠性压抑。它提供一种新的方法做在机械系统之间的可靠性和总生活周期费用的一种交易在设计最优化的维护。鸣谢 这项工作得到了湖南科学技术大学的刘博士的大力支持。 笔者相当感激能得到其参考资料的注释，极大地改进了目前这项工作。参考文献 1 B.Y. Liu, Y.T. Fang, J.X. Wei, et al. “Reliability and check replacement policy of mechanical equipment under predictive maintenance”. Chinese Journal of Mechanical Engineering. 2006.Wuhan, vol.42,pp.30- 35,February .2 H. Zhang , J. Wang, F.S Wen, et al. “Optimal scheduling of condition based maintenance for electric equipment considering reliability and economy”. Electric Power Science and Engineering. Beijing, 2006. vol.21, pp.8-13.3 Q. He, “Mathematical model of preventive maintenance period”. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Machinery.Beijing, 2005, Vol.36, pp.153-154.4 H. Wang , H. Pham, “Some maintenance models and availability with imperfect maintenance in production systems”. Annals of Operations Research. Springer US,1999, Vol.91, pp. 305-318.5 Y.H. Yang, Y.C. Feng , “Complex repairable system reliability and maintainability simulation”. Acta Simulata Systematica Sinica. Beijing, 2002, Vol.14, pp.978-982.6 W.S. Yin, W.G. Zhu and S.Q Li, “Virtual system of training and maintaining oriented to the life cycle of mechanical and electronical products,” China Mechanical Engineering, Wuhan,2004, Vol.15, pp.1530-1532.7 Y.L. Li, S.X. Pan , “Remote dynamic assembling disassembling process simulation system for mechanical product maintenance”, Journal of Computer Aided Design & Computer Graphics, 2005, Vol.17, pp.2744- 2750.8 J. Liu, D.J. Yu, R. Li, et al, “Research on general stochastic Petri net based maintenance system simulation and optimization”, Chinese Journal of Mechanical Engineering, 2005, Vol.41, pp.164-169.9 D. Chaudhuri, O. Mohammed, “Optimal inspection and replacement models for systems with increasing minimal repair cost,” International Journal of Reliability, Quality and Safety Engineering, 1999, Vol.6, pp.155-171.10 M.Z. Gan, “Maintainability design and validation” , Beijing:Defence Industry Publishing House,1995.11 E.G. Welp, U. Lindemann, X.S. Lv, “Support instructions for a recyclable and maintainable design,” Engineering Design, 2002, Vol.9, pp.77-88.12 H. Zhou, M.Z. Gan, A.Q. Liu, et al. “Maintainability design of product based on concurrent engineering,” Journal of Machine Design, 2003 ,Vol.20, pp.3-5.13 Y. Liu, H.Z. Huang, “Comment on A framework to practical predictive maintenance modeling for multi-state systems by Tan C.M. and Raghavan N. Reliab Eng Syst Saf 2008; 93(8): 113850,” Reliability Engineering and System Safety, 2009, Vol.94, No.3, pp.776-780.14 H.Z. Huang, X. Zhang, “Design optimization with discrete and continuous variables of aleatory and epistemic uncertainties,” ASME Journal of Mechanical Design, 2009, Vol.131, pp.031006-1-031006-8.ab ab is an of or on of of on of a is in is as as is by of I. of a is to on (1) to to 14. (2) To to to as 9. (3) To is is 012. at is of in of a on is on is on is of In on of of of a of is a is by of of a F A. a to of is to be in of a of in of is of of as of is a of of in B. of a on of on to of to of of is of is of a to be in of of , is be or )t of nt of at 01(), (), , (), , ()nn in of of in at or of of to An at To of is of to is 50875082 9789/$009 029is by to to in in 0t =00() 1 (1) = , of 2) 11 0 0001 000() ()1 ()d() () ()pt fx pt fx =of to of by in = , of 22 11012 010202 11 0100() ()1 ()d() ()1 ()d() () () () ()pt pt fx pt fx xp t p t f p t f =+(3) at , of in by 110(1)1210(2)231022110101001() ( )1 ()d() ( )1 ()d() ( )1 ()d() ( )1 ()d() ( )1 ()d() ( )n n p t fx xp pt fx pt fx pt =)00()=(4) ()np t is of of It np t is of or of In of in 01, , is a is In of in in to of of ()00() 1 () =(5) of is of is )00()00() ()1() =(6) of a is of is of ( at . of of of of at of a to of on of as t(). s it at of be in of 030t = 2t = . is ) ) , 0,1, ,R Rt i n=L(7) R 0, 2+ of R is is as at at or as is =+)/2 (8) 1 is 8%. be 0N is to a of in to of In of is as a of is as is to a A. of of as (1) of (2) of (3) (4) of of is of of or As a of as In a a of it M , is 0101()c=+ + 2(9) q. (9), C is of of in of of of be by of c,c/, of of q.(10) of of q. (9) of q. (9), , of by q.(10) is 9) is +02101()mc c + (10) B. of a of n 2(, , , )nX xx x= L , to ()12(), (), ,L ()or a is 00 ),x (11) is to of n on . be of is to is 0 , ),x (12) q.(11) q.(12), C is q.(9) q.(10). , of 0, is of In 00( = ,to in is %25% of 1031C. on in be is a on In of to of , of of in c, of As to to be of M to at In of an of is in of of is F 012,. of . of of is 00 of to of is of as . x 0c/(1c/(c/( 5 10 3 7 4 12 5 10 4 20 10 18 of is a of is of . 8 11 of I. F x 0/( 1 1 1 x 0/( 1 0 is of q. (11), is of q. (12). *As , is q. (11) is 1 =2x . x of is of it be be a an is q. (12) is x . In of of x is .8 in It is to of be by be 36. (1) a ) is of 1 =2x to of x of 032of in of of or it 1. of a . of a 2) is of is on of of As to x , in to of , 2x , = is an x , to , it of to of 1. of an . of an 3) On so as of is to of of of As a of It be of is to to of (4) of of on of is 01 = ), q.(11) is 00 I 摘 要 机械在日常工具的生产中发挥着日益重要的作用。随着科学在机械行业的发展突飞猛进，机器的性能越来越好发展， 自动化程度也越来越高。人们所以要广泛使用机器是由于机器既能承担人力所不能或不便进行的工作，又能较人工生产改进产品的质量，能够较大提高劳动生产率和改善劳动条件。 本次论文是要设计一种自动运输机，以提高在车间流水线上的生产效率。它的主要作用是能够完成对工件的间歇输送并自动复位，周而复始的往复工作。在设计时，首先要结合实际分析其工作原理，再根据其工作原理选择适当的设计方案，设计方案要具体到每一个环节 选择什么样的部件以及每个部件的尺寸大小。当传动方案确定下来后，绘制出简图，并在具体的设计过程中不断修改总图，使之不断完善。 自动运输机的普遍使用不仅可以给生产加工带来方便，也可以为生产节约成本。 【 关键词 】 机器 ； 自动化 ； 复位 ； 设计方案 In of an of by of is so is to is or to of is to an in in to of is to of In to of to of to to to of of in of of to 【 附录： 录 前 言 . 1 第一章 概论 . 2 械工 业在现代化建设中的作用 . 2 输机 的运用及研究意义 . 2 计运输机的一般步骤 . 2 文的主要研究工作 . 4 章小结 . 4 第二章 运输机执行部分设计 . 5 输机的输送台面 . 6 件的设计 . 6 章小结 . 8 第三章 运输机原动部分设计 . 9 动机的类型及其运动参数的选择 . 9 设计中用到的原动机 . 9 1 选择电动机的类型 . 9 2 选择电动机的功率 .3 选择电动机的转速 .章小结 . 10 第四章 运输机传动部分设计 . 11 动系统的参数设计 . 11 算总传动比及其分配 . 11 轴转 速、输入功率、输入转矩 .动件设计计算 . 12 速级齿轮的设计计算 . 高、低速级齿轮参数列表 . 15 的设计计算 . 16 的结构设计 . 16 低速轴 强度校核 . 18 动轴承的选择计算 . 22 动轴承的选择 . 22 速轴 承的计算校核 . 22 联接的选择及校核计算 . 24 联接的选择 . 24 速轴上键的校核计算 . 24 轴器的选择 . 25 滑与密封 . 25 滑的选择 . 25 封方法的选取 . 26 开式齿轮的设计 . 26 章小结 . 26 第五章 机座 和箱体的设计 .座和箱体的材料及制法 . 27 座和箱体的截面形状 . 27 座和箱体的设计 . 27 章小结 . . 28 附图一 . 29 结 论 . 30 参考文献 . 31 谢 辞 . 32 5 购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q401339828I摘 要机械在日常工具的生产中发挥着日益重要的作用。随着科学在机械行业的发展突飞猛进，机器的性能越来越好发展，自动化程度也越来越高。人们所以要广泛使用机器是由于机器既能承担人力所不能或不便进行的工作，又能较人工生产改进产品的质量，能够较大提高劳动生产率和改善劳动条件。本次论文是要设计一种自动运输机，以提高在车间流水线上的生产效率。它的主要作用是能够完成对工件的间歇输送并自动复位，周而复始的往复工作。在设计时，首先要结合实际分析其工作原理，再根据其工作原理选择适当的设计方案，设计方案要具体到每一个环节选择什么样的部件以及每个部件的尺寸大小。当传动方案确定下来后，绘制出简图，并在具体的设计过程中不断修改总图，使之不断完善。 自动运输机的普遍使用不仅可以给生产加工带来方便，也可以为生产节约成本。【关键词关键词】机器；自动化；复位；设计方案购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q401339828IIAbstract In the mechanical manufacturing of daily tools, machine plays an increasingly important role. Along with the development of scientific machinery industry by leaps and bounds, and good performance of the machine, more and more is also high automation degree. People so widely used machine is due to assume that human machine is unable or inconvenience to work, and can improve the quality of the products produced artificially, can greatly improve the labor productivity and improve working conditions. This thesis is to design an automatic transporters in workshop, in order to improve the efficiency of production line. Its main function is to complete the intermittent transmission of workpiece and automatic reset, and makes reciprocating work. In the design, the first to practical analysis of its working principle, according to the principle of selecting the appropriate design scheme, design scheme to specific to each link to choose what kind of parts and components of each size. When driving scheme, draw the diagram, and in the specific design process, make constant revision of the general improvement.The widespread use of automatic transport not only can bring convenience to production and processing, and can also produce cost saving. 【Keywords】machine;automation ;reset;design scheme 附录：附录：购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q401339828III目目 录录前前 言言.1第一章第一章 概论概论.21.11.1 机械工机械工业在现代化建设中的作用业在现代化建设中的作用. 21.21.2 运输机运输机的运用及研究意义的运用及研究意义. 21.31.3 设计运输机的一般步骤设计运输机的一般步骤. 21.41.4 本文的主要研究工作本文的主要研究工作. 41.51.5 本章小结本章小结. 4第二章第二章 运输机执行部分设计运输机执行部分设计.52.12.1 运输机的输送台面运输机的输送台面.62.22.2 杆件的设计杆件的设计 .62.32.3 本章小结本章小结. 8第三章第三章 运输机原动部分设计运输机原动部分设计.93.13.1 原动机的类型及其运动参数的选择原动机的类型及其运动参数的选择.93.23.2 本设计中用到的原动机本设计中用到的原动机 .93.2 .1 选择电动机的类型.93.2 .2 选择电动机的功率.103.2 .3 选择电动机的转速.103.33.3 本章小结本章小结 .10第四章第四章 运输机传动部分设计运输机传动部分设计.114.14.1 传动系统的参数设计传动系统的参数设计 .114.1.1 计算总传动比及其分配 .114.1.2 各轴转速、输入功率、输入转矩.124.24.2 传动件设计计算传动件设计计算. 124.2.1 低速级齿轮的设计计算.154.2.2 高、低速级齿轮参数列表 .154.34.3 轴的设计计算轴的设计计算.164.3.1 轴的结构设计 .16购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q401339828IV4.3.2 低速轴 III 的强度校核 .184.44.4 滚动轴承的选择计算滚动轴承的选择计算.224.4.1 滚动轴承的选择 .224.4.2 低速轴 III 轴承的计算校核 .224.54.5 键联接的选择及校核计算键联接的选择及校核计算.244.5.1 键联接的选择 .244.5.2 低速轴上键的校核计算 .244.64.6 联轴器的选择联轴器的选择.254.74.7 润滑与密封润滑与密封.254.7.1 润滑的选择 .254.7.2 密封方法的选取 .264.84.8 展开式齿轮的设计展开式齿轮的设计.264.94.9 本章小结本章小结.26第五章第五章 机座机座和箱体的设计和箱体的设计.275.15.1 机座和箱体的材料及制法机座和箱体的材料及制法 .275.25.2 机座和箱体的截面形状机座和箱体的截面形状 .275.35.3 机座和箱体的设计机座和箱体的设计 .275.45.4 本章小结本章小结. .28附图一附图一.29结结 论论.30参考文献参考文献.31谢谢 辞辞.32购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q4013398285前 言人们在长期的生产实践和社会生活中，为了节省劳动，提高效率，不断改进所使用的工具从而创造和发明了机械和机械科学。然而在当今社会，使用机器进行生产的水平已成为衡量一个国家生产技术水平和现代化程度的标志之一。机械工业肩负着为国家经济各个部门提供技术装备的重要任务。机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。国家的工业、农业、国防和科学技术的现代化程度都与机械工业的发展程度相关。机器的发展经历了一个由简单到复杂的过程。人类为了满足生产及生活的需要，设计和制造了类型繁多、功能各异的机器。但是，只有在蒸汽机出现以后，机器才具有了完整的形态。工业的发展一直都在不断向前，现代的设计方法也在不断更新发展，设计工作本质是一种创造性的活动，是对知识与信息等进行创造性的运作与处理。发展机械现代化设计方法，实质上就是不断追求最机智、最恰当而且最迅速地满足用户要求、社会效益、经济效益、机械内在要求等对机械构成的全部约束条件。机械现代设计方法发展很快，近年来现代科学技术的发展已经为机器设计提供了大量的测试数据，机器设计的理论研究也有了新的进展，尤其是计算机的应用，使机器设计师能够利用计算机对设计所需的大量技术资料进行检索，自动地对设计方案进行分析比较，从而选出最佳方案。也可以用计算机对主要零部件进行强度、刚度校核及误差计算，从而提高了机器设计的质量和效率。目前常见或较易见到的有：计算机辅助设计（CAD:computer aided design）、优化设计(optimization design)、可靠性设计(reliability design)、并行设计(concurrent designs)、虚拟产品设计(virtual product design)、参数化设计(parameterization design)、智能设计(intelligent design)、分型设计(fractal design)、网上设计(on-net design)。购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q4013398286第一章 绪论1.1 机械工业在现代化建设中的作用工业肩负着为国民经济各部门提供技术装备的重要任务。机械工业的生产水平是一个国家现代化建设化水平的重要指标之一。国家的工业、农业、国防和科学的现代化程度都与机械工业的发展程度相关。人们所以要广泛使用机器是由于机器既能承担人力所不能或不方便进行的工作，又能较人工生产改进产品的质量，能够大大提高劳动力生产率和改善劳动条件。同时，不论是集中进行的大量生产还是多品种、小批量生产，都只有使用机器才便于实现产品的标准化、系列化和通用化，实现产品生产的高度机械化、电气化和自动化。因此，大量设计制造和广泛使用各种各样先进的机器是促进国民经济发展，加速我国社会主义现代化建设的一个重要内容。1.2 运输机的应用及研究意义我国工程机械业通过若干年的发展，摸爬滚打中走出了一条自主发展的道路，并逐渐发展壮大，在逐步占据国内市场份额的同时，也以出色的性价比优势，开始在国际市场上崭露头脚，呈现出较好的发展势头。 在次期间，运输机在工业生产上也得到了良好的发展。无论是矿山还是在工厂，都可以看到各式各样的运输机。运输机的出现大大提高了生产效率，同时也节省了很多人力，因此运输机的研究对我们的生活来说有着很重要的意义。本论文中要研究的自动运输机是一种是在车间作业的机器，工步较小，但可往复作业，节约了工作空间，为生产带来方便。1.3 设计运输机的一般步骤运输机的设计步骤和一般机器的设计步骤相同。机器的设计阶段是决定机器好坏的关键，本论文中的设计过程是一个创造的过程，同时也是一个利用已有的成功经验的工作。一部机器的设计程序基本上可以有以下各阶段：一、调查研究研究市场和用户对机器的具体要求、目前使用的加工方法，收集并分析国内外同类型机器的现状，发展趋势以及有关的科技动向；调查机器制造厂的设购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q4013398287备条件、技术能力和生产经验等。二、拟定方案分析工件的加工工艺，提出总体设计方案，其中包括：工艺方案、主要参数、机器总体布局、传动系统、电气系统、液压系统、主要部件的结构草图、试验结果及技术经济分析报告等。在拟定方案时要注意尽可能采用先进的工艺和结构，尽量采用先进技术，设计方案必须以生产实践和科学实验为依据。三，技术设计根据总体设计方案，绘制机器总图、部件装配图、液压与电气装配图，并进行运动计算和动力计算。进行零件设计并编写各种技术文件。四，样机试制和鉴定如果设计的机器是有一定批量的新产品，在零件图设计完成后，应进行样机试制以考验设计。对样机要进行试验和鉴定，合格后再进行小批试制以考验工艺。在试制、试验和鉴定过程中，要根据暴露出来的问题，对图纸进行修改，直到机器达到使用要求为止。此时，设计工作才算基本完成。五，改进设计设备投产以后，并非设备设计工作的终结，还要根据用户的意见、生产中发现的问题以及市场的变化作相应的改进和更新设计。对自动送料机而言，具体设计过程如下图所示：产品规划阶段 市场需求调查 提出开发计划 设计任务书 拟定总体布局 寻求解决方案 功能分析方案设计阶段 机械运动方案设计 原理方案图 装配图 总体结构设计 主要尺寸及参数设计技术设计阶段 零部件结构设计 零件图 技术文档 1.4 本文的主要研究工作购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q4013398288本文的主要工作是：设计一台自动送料机器，电动机能够通过传动装置和执行机构实现水平输送工件的目的。从设计的角度来看，要完成一台自动送料机构必须现弄清楚其工作原理，在次基础上对整体的设计流程进行划分，逐部分的进行设计。本次毕业设计的任务大致可以划分为以下几个部分：原理分析，执行机构的设计，原动装置的设计、传动装置的设计，附件设计，装配图。1.5 本章小结从功能设计的角度看，本次设计的机器是要能够完成间歇性往复送料的任务，从理论设计的角度看，本论文将完成如下五方面的设计：1. 执行部分设计；2. 原动部分设计；3. 传动部分设计；4. 机座及箱体的设计； 5. 机器的总装配。购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q4013398289第二章 运输机执行部分设计本次设计的送料机构是要求可以完成往复运动的机器。在实际应用中，除了满足往复运动的行程要求之外，多数机构还要求满足机构的运转性能，运动规律特性，行程增大或微动特性、行程可调特性等。这些附加要求出少数情况外，往往需要通过机构的变异或组合的方法达到。连杆机构的应用十分广泛，它不仅在众多工农业机械和工程机械中得到广泛应用，而且诸如人造卫星太阳能板的展开机构，机械手的传动机构、折叠伞德尔收放机构及人体假肢等也有用连杆机构。连杆机构具有以下一些传动特点：（1）连杆机构的运动副一般均为低副。其运动副元素为面接触，压力较小，承载能力较大，润滑好，磨损小，加工制造容易，且连杆机构中的低副一般是几何封闭，对保证工作的可靠性有利。 （2）在连杆机构中，在原动件的运动规律不变的条件下，可以改变各杆件的相对长度来使从动件得到不同的运动规律。 （3）在连杆机构中，连杆上各点的轨迹是不同形状的曲线，其形状随着各杆件的相对长度的改变而改变，故连杆曲线的形式多样，可以满足一些特定工作的需要。在设计能够往复运动的机构时要同时考虑满足运动条件和动力条件，凸轮机构、曲柄滑块机构、螺旋机构等简单机构都能实现往复直线移动，但考虑到连杆机构可以很方便的达到改变运动的传递方向，扩大行程，实现曾力和远距离传动等目的，宜选用有如下图所示的有增力作用的六杆机构：图 2-1 六杆机构简图购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982810 相对于四杆机构，多杆机构可以达到占用较小空间、取得有利传动角、获得较大的机械利益、易改变从动件的运动特性、实现机构从动件带停歇的运动等方面的优势。2.1 运输机的输送台面在输送工件的时候，如果仅靠工件与工作台面之间的摩擦是不够的，必须添加一个类似推爪的装置施加推力。考虑到执行机构是往复运动的，也就是说推爪必须可以复位。如果采用下图中的装置，就可一实现工作行程的时候推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，推爪从工件下滑过，工件不动。当滑架再次向前移动的时候，推爪已经复位，并推动新的工件前移。周而复始，工件不断前移，从而达到输送工件的目的。图 2-2 滑架2.2 杆件的设计本次设计的送料机构的执行部分在工作行程要求慢速前进，以便于平稳送料，而回程时为节省空间时间，则要求快速返回，以提高工作效率。这就要求连杆机构需要设计成具有急回特性的机械。对于有急回运动要求的机械，在设计时，应先确定行程速度变化系数 K,求出极位夹角后，在设计各杆的尺寸。根据实际需求，行程速度变化系数 K 取 1.4 即可，从而求得极位夹角 （2-1）30) 1/() 1(180KK六杆机构的运动情况较为复杂，很难整体分析，但是作为基础的四杆机构我们都较为熟悉。因此，在设计时，我们可以将六杆机构拆分为一个四杆机构和一个级构件，这样会跟容易一些。购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982811DCBBAAO1O2图 2-3 拆分示意图首先确定各杆件的长度尺度。由于连杆机构的样式很多，不同的连杆机构都可以达到相同的运动效果。因此，设计起来十分灵活，在满足一些基本条件的情况下自定的空间很大。本次设计的送料机构步长为 360mm。考虑到多杆机构本身有节约空间的优点。因此杆件的尺寸可以不用太大，且各杆的长度应满足杆长条件。初步拟定作为曲柄的构件 1 长度为=120mm。1l平面连杆机构运动设计的方法主要是几何法和解析法，此外还有图谱法和模型实验法。几何法是利用机构运动过程中各运动副位置之间的几何关系，通过作图获得有关运动尺寸，所以几何法直观形象，几何关系清晰，对于一些简单设计问题的处理是有效而快捷的，但由于作图误差的存在，所以设计精度较低。解析法是将运动设计问题用数学方程加以描述，通过方程的求解获得有关运动尺寸，故其直观性差，但设计精度高。随着数值计算方法的发展和计算机的普及应用，解析法已成为各类平面连杆机构运动设计的一种有效方法。受所学内容的限制，本次设计这要采用作图法，根据上面求得的极位夹角，可以画出四杆机构的两个极限位置，该极限位置有极位夹角和滑块的步长 H 共同决定。另外，滑块做的是水平运动，这就要求,不能在同一水平线上。点1O2O1O的位置要略高于点的位置。设与滑块的初始位置在同一铅垂线上，且距2O2O购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982812离为=560mm。当滑块达到极限位置时，=665.73mm。所以根据三DO2D2DO角形的三边定理，与 CD 之和必须大于。利用 CAD 软件绘制出极限CO22DO位置的图形后，测量各杆件的长度，通过四舍五入取整，再重新绘图，进行校验。此时的滑块工步为 358.7 mm ，通过计算，误差为 0.0036，符合要求。从而各杆件的长度确定下来。 BCDDCBAAO1O2图 2-4 六杆机构极位图综上所述，=120mm，AB=412mm，=360mm，BC=120mm，CD=200mm.AO1BO2另外，相对于的坐标为（360，120） 。1O2O连杆机构中的构件有杆状、块状、偏心轮、偏心轴和曲轴等型式。当构件上两转动副轴线间距较大时，一般做成杆状。具体的形状规格相见零件图。 连杆是机器上的重要部件，不但要有高的抗拉、压强度和高的疲劳强度，而且要有足够的刚性和韧性。通常连杆是以调质状态在发动机里服役，其寿命首先取决于调质工艺质量，硬度应在 HB207289。连杆常用的材料有以下几种，45 号钢（中碳钢） 、40Cr、42Cr（中碳合金钢） 、40CrMo 以及采用可锻铸铁 GTS65 和/或球墨铸铁 GGG70 （多用于汽油机）等，本次设计采用 45 钢。2.3 本章小结 连杆设计好之后还应对其进行力的分析，由于所学内容的限制，在次就不再详细分析。对于速度的校核，要在原动件和传动机构都确定下来之后再进行。购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982813第三章 运输机原动部分设计3.1 原动机的类型及其运动参数的选择原动机的运动形式主要是回转、往复摆动和往复直线运动等。当采用电动机、液压马达、气动马达和内燃机等原动机时，原动件作连续回转运动；液压马达和气动马达也可作往复摆动；当采用油缸或直线电动机等原动机时，原动件作往复直线运动。原动机选择是否恰当，对整个机械的性能及成本、对机械传动系统的组成及其繁简程度将直接影响。电动机是机械中使用最广的一种原动机，为了满足不同工作场合的需要，电动机又有许多种类。一般用得最多的是交流异步电动机。它价格低廉，功率范围宽，具有自调性，其机械性能满足大多数机械设备的需要。它的同步转速有 3000r/min、1500 r/min、1000 r/min、750 r/min、600 r/min 等五种规格。当执行机构需无级变速时，可考虑用直流电动机或交流变频电动机。当需精确控制执行构件的位置或运动规律时，可选用伺服电机或步进电机。当执行构件需低速大扭矩时，可考虑用力矩电动机。在采用气动原动机时，需要气压源。气压驱动动作快，废气排放方便，无污染。气动难获得大的驱动力，且运动精度较差。采用液压原动机时，一般一台设备就需要一台液压源，成本较高。液压驱动可获得大的驱动力，运动精度高，调节控制方便。液压液力传动在工程机械、机器、重载汽车、高级小轿车等中的应用很普遍。3.2 本设计中用到的原动机 根据上述各种原动机案的特点，考虑到工件输送机的生产实用性和效率问题，选择电动机较为合适。3.2.1 选择电动机的类型选择电动机的类型的时候主要根据工作机械的工作载荷特性，有无冲击启购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982814动和制动的频繁程度等。由于直流电动机需要直流电源，结构复杂，通常采用交流电动机，其中以三相异步电动机的实用最为广泛。本次设计采用 Y 系列的三相异步电动机。3.2.2 选择电动机的功率标准电动机的功率有额定功率表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；功率过大则增加成本，并且由于功率和功率因数低而造成浪费。电动机的功率主要有运行时的发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只有其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必校验发热和起动力矩。所需电动机功率为： （3-1）wdPP 式中，为工作机实际需要的电动机输出功率，kW，为工作机需要的输dPwP入功率，kW，为电动机至工作机之间传动装置的总效率。工作机所需的功率应由机器工作阻力和运动参数计算求得，例如wP （3-2）wwFvP1000式中 F 为工作机的阻力，N， v 为工作机的线速度，m/s；为工作机的效w率。根据所给要求选择功率为 4KW 的电动机。3.2.3 选择电动机的转速同一功率的电动机通常有几种转速可供选用，电动机的转速越高，磁极越少，尺寸质量越小，价格也越低；但传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸及重量增大，从而使成本增加。低速电动机则相反。因此，应全面分析比较其利弊来选定电动机的转速。由所给条件可知，需要转速为 1440r/min 的电动机。3.3 本章小结 电动机的选择要根据实际需求适当选取，确保其既能满足工作需要，又能购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982815达到节约成本的目的。购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982816第四章 输送机传动部分设计机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，转速较高，须借助减速器减速。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各种工作机械的需要。减速器的种类很多，按照传动形式的不同可以分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星减速器；按照传动级数可以分为单级和多级减速器；按照传动的布置形式又可以分为展开式，分流式和同轴式减速器。由于齿轮减速器效率及可靠性高，工作寿命长，维护简便，因而应用范围广泛。本次设计采用二级斜齿圆柱齿轮传动减速器。4.1 传动系统的参数设计4.1.1 计算总传动比及其分配.计算总传动比 自动送料机的次数为 65r/min，故传动装置应有的总传动比为i=1440/6522.5. 2. 合理分配各级传动比 由于减速箱采用二级展开式布置，总的传动比是由减速器和一对开式齿轮传动共同决定的，所以取 i1i2=3，然后再确定开式齿轮的传动比。4.1.2 各轴转速、输入功率、输入转矩1.各轴转速n n 14401440r/minwn n / i11440/3480r/minnn （i i ）160 r/minm2.各轴输入功率 P P140.993.96 kW P P 253.960.990.983.84 kW PP 353.840.990.983.73 kW3.各轴输入转矩 轴 T 9550 P / n =95503.96/1440=26.26Nm购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982817 轴 T 9550 P/ n=95503.84/480= 76.4Nm 轴 T9550 P/ n=95503.73/160=222.6Nm4.2 传动件设计计算因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。4.2.1 低速级齿轮的设计计算1选精度等级、材料及齿数材料及热处理考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线齿轮。（1）齿轮材料及热处理大小齿轮材料为 40Cr。齿面渗碳淬火，齿面硬度为 4855HRC；（2）齿轮精度选择 7 级，齿根喷丸强化。2初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。（注：以下公式及查表均以第八版机械设计为参考）（1）按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 dt 32) 1(2HEHdtZZuuTk1） 确定公式内的各计算系数 试选 Kt1.6试选小齿轮齿数=20，则大齿轮齿数=1001Z2Z因为齿轮为硬齿面，宜选取较小齿宽系数 d0.8由图 1030 选取区域系数 ZH2.433由图 1026 查得0.76，0.92，则1.681212 由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.812MPa 由图 1021,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，查取1100MPa；购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982818 由式 1013 计算应力循环次数N160n1jLh604801（283008）1.105910N2N1/52.21810由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 KHN10.95；KHN20.97 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得 H 0.951100MPa1045MPa1 H 0.971100MPa1067MPa2 H(H H )/21056MPa122） 计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t =51.3163231056433. 28 .189368. 18 . 04106 .2226 . 12d1t 计算圆周速度 v= =1.29m/s160 1000td n 计算齿宽 b 及模数 mnt b=dd1t=0.851.316mm=41.0528mm = =2.49ntm11costdZ h=2.25=2.252.49mm=5.601mmntm b/h=41.0528/5.601=7.33 计算纵向重合度 =0.3180.820 =1.26910.318tandZtan14。 计算载荷系数 K已知载荷平稳，所以取 KA=1，由图 108 查得动载系数 KV=1.04；由表 104查与直齿轮的相同，按硬齿面，非对称布置查得=1.281HkHk由表 1013 查得 KF=1.19由表 103 查得 KH=KH=1.4。故载荷系数购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982819K= =11.041.41.281=1.865AVHHK K KK 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =54.006mm311ttKddK 计算模数nm= mm=2.999nm11cosdZ3按齿根弯曲强度设计由式(1017) nm23212cosFaSaFKT YY YdZ1） 确定计算参数 计算载荷系数K=11.041.41.19=1.733FFVAKKKK根据纵向重合度=1.269，从图 1028 查得螺旋角影响系数 0.88Y 计算当量齿数=/cos =20/cos =20.0611Z1Z14。=/cos =20/cos =20.0611Z1Z14。 查取齿型系数由表 105 查得=2.80；=2.181FaY2FaY 查取应力校正系数由表 105 查得=1.55；=1.7901saY2saY 计算F查 10-20（d）图，取700Mpa。1limF2limF取失效概率为 1，安全系数 S1， K=0.91FN K=0.922FN =450MpaF1 =460MPaF2购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982820 计算大、小齿轮的并加以比较 FaSaFY Y =0.009435 111FaSaFYY =0.008215 222FaSaFYY小齿轮的数值大。 FaSaFY Y2） 设计计算 =2.2314nm32232068. 18 . 0009345. 014cos88. 0106 .222733. 12对比两计算结果，法面模数相差不多。取标准值，=2，=54.006nm1d4几何尺寸计算1） 计算中心距=26.8，取=27214cos006.541。Z1Z则=812Za =111.3mm ，a 圆整后取 112mm122cosnZZam2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =15.35912arcos2nZZma3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1 =56.000d2 =168.0004） 计算齿轮宽度b=dd1=44.8mm圆整 B1=45mm，B2=40mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q401339828214.2.2 高、低速级齿轮参数列表如下：（备注：高速级齿轮参照低速级齿轮设计计算）表 4-1 高、低速级齿轮参数 名称 高速级 低速级中心距 a(mm) 75 112法面模数(mm) 2 2螺旋角（）16.2615.359小齿轮 左 右旋向大齿轮 右 左 18 27齿数 54 81（mm）3750056000分度圆直径(mm)112500168000（mm）4250077000齿顶圆直径(mm)117500325000(mm)3250047000齿根圆直径(mm)107500295000（mm）3550齿宽（mm）3045齿轮等级精度77材料及热处理40Cr，齿面调质后淬火，齿面硬度 5862HRC40Cr，调质后淬火，齿面硬度 4050HRC4.3 轴的设计计算4.3.1 轴的结构设计1高速轴 I 材料为 20CrMnTi,经调质处理，硬度为 241286HBS，查得对称循环弯曲许用应力=350MPa。按扭转强度计算，初步计算轴径，取1mm33min3.9610514.711440pdAn购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982822由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径 5%7%，取最小轴径=18mmmind2轴 II 材料为 45 钢，经调质处理，硬度为 217255HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 A=110160Mpamm，取安装滚动轴承处轴径=25mm33min3.8411022480pdAnmind3轴 III 材料为 45，经调质处理，硬度为 242250HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取160Mpamm 995.2916973. 310533minnpAd由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径 5%7%，取最小轴径=32mmmind轴 I，轴 II，轴 III 的布置方案与具体尺寸分别如图 4-1，4-2，4-3 所示图 4-1 轴 I购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982823图 4-2 轴 II图 4-3 轴 III4.3.2 低速轴 III 的强度校核1.计算低速轴上的载荷（1）求作用在大齿轮上的力齿轮的圆周力NdTFt2650168106 .222223齿轮的径向力NFFntr2 .1000359.15cos20tan2650costan齿轮的轴向力NFFta9 .727359.15tan2650tan购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982824 (2) 根据轴的设计计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如图 4-4 所示图 4-4 结构简图和弯扭图从轴的结构简图和弯扭图可以看出 C 截面是轴危险截面。现计算截面 C 处的，及：HMVMMT表 4-2 弯矩、扭矩参数表载荷水平面 H垂直面 V支反力NFNFNHNH2 .6568 .199312NFNFNVNV7 .2475 .75212弯矩MmmNMH7 .102680，mmNMV25.1177661mmNMv55.127562总弯矩M，mmNMMMVH1 .1562442121，mmNMMMVH1 .1034702221购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982825扭矩TT=222600 N mm2.按弯扭合成应力校核轴的强度 只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 C 即可。根据式（15-5）及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6.轴的计算应力为：MPaWTMca099.11571 . 02226006 . 01 .15624422222所以，故安全。ca160Mpa3精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面 A,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中会削弱轴的疲劳强度，但由于州的最小直径是按照扭转强度较为宽裕确定的，由于截面 IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面截面 A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面、处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上应力最大。截面的应力集中和截面相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故也不必作强度校核。截面 C 上虽然应力最大胆应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端）而轴径达，故截面 C 也不必校核。截面、显然更不必校核。键槽应力集中系数比过盈配合小，因而低速轴只校核截面左右两侧即可。（2） 截面左侧抗弯截面系数 3330.10.1 6223832.8Wdmm抗扭截面系数 3330.20.1 6247665.6TWdmm弯矩 M 为 ；1156.522.5121642.2156.5MMN mm截面弯曲应力为 121642.25.10423832.8MMpaW扭矩为 T=222.6Nm。III扭转切应力为 MPaWTTIIIT670. 46 .47665106 .2223购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982826轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得，640BMpa1275Mpa =155MPa1截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按附表 3-2 查取=2.04 ，=1.50。又由附图 3-1 查取轴材料的敏性系数 79. 083. 0qq，故有效应力集中系数为 40. 1186. 11qkqk，由附图 3-2 的尺寸系数69. 0由附图 3-3 的扭转尺寸系数81. 0轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数为92. 0轴未经表面强化处理，即。则按式（3-12）和（3-12a）得到综合影响系1q数为：78. 211qkK78. 211qkK取碳钢特性系数为 0.1,0.05计算安全系数的值，取 S=1.31.5。按式（15-6）（15-8）则得caS127519.382.785.1040mSK （由轴向力 Fa 引起的压缩应力作计入但因其值甚小，可忽略。 ）m115521.297.7857.7851.820.0522mSK 5 . 133.1422SSSSSSca故可知其安全。（3）截面右侧抗弯截面系数3333 .18519571 . 01 . 0mmdW购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982827抗扭截面系数 3330.20.1 5737038.6TWdmm弯矩 M 为 ；1156.522.5121642.2156.5MMN mm截面弯曲应力为121642.26.5718519.3MMpaW扭矩为 T=222.6Nm扭转切应力为MPaWTTIIIT009. 66 .37038106 .2223过盈配合处的，由附表 3-8 查得，并取。所以，K0.8KK16. 3K 53. 2K轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数为92. 0故综合系数为25. 311kK62. 211kK计算截面右侧的安全系数的值，取 S=1.31.5，则得caS88.12057. 625. 32751mKS（由轴向力 Fa 引起的压缩应力作计入但因其值甚小，可忽略。 ）m59.111mKS5 . 162. 822SSSSSSca所以低速轴截面右侧的强度也是足够的。因无瞬时过载以及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计及计算结束。4.44.4 滚动轴承的选择计算滚动轴承的选择计算购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q401339828284.4.1 滚动轴承的选择1 I 轴：滚动轴承 30205 2. II 轴：滚动轴承 302053. III 轴：滚动轴承 302104.4.2、低速轴 III 轴承的计算校核查 GB/T 297-94 得圆锥滚子轴承 30210 的基本额定动载荷 C=73200N,基本额定静载荷。092000CN1轴 III 受力分析齿轮的圆周力NdTTt2650168106 .222223齿轮的径向力NFFntr2 .1000359.15cos20tan2650costan齿轮的轴向力NFFta9 .727359.15tan2650tan 2计算轴上的径向载荷经计算得垂直面内,水平面内NFNFVBIIIVAIII7 .2472 .1000，NFNFHBIIIHAIII8 .19932 .656，图 4-53轴承的校核轻微冲击，查表得冲击载荷系数2 . 1pf 计算轴承 A 受的径向力NFFFVAIIIHAIIIrAIII4 .103022轴承 B 受的径向力NFFFVBIIIHBIIIrBIII13.200922购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982829计算派生轴向力查表得 3000 型轴承附加轴向力 。查 GB/T 297-94 得圆锥滚子轴)2/( YFFrS承 30210 的 Y=1.4,e=0.42。则 轴承 A，轴承 B NYFFrAIIISAIII0 .3682NYFFrBIIISBIII54.7172计算轴承所受轴向载荷由于，即 B 轴承放松，A 轴承压紧SBIIISAIIIaFFF4由此得, AFa=1073.8NBFa=647.84N计算当量载荷轴承 A e=0.48, 1.4AAFaFrAA= 0.851 e= 0.4,X= 0.4,Y则,2409.51AAAPFrFaNpA+A= f XY轴承 B e=0.48, 0BBFaFrBB= 0.357e= 0.4,X=1,Y则2176.75BAAPFrFaNpB+B= f XY轴承寿命 L 计算h因，按轴承 A 计算ABPP1066310107320015189264.66060 962409.51hACLhnP计算滚动轴承的预期寿命hL取减速器的使用寿命为轴承的预期寿命，则8 300 1638400hLh 因为，所以所选轴承满足寿命要求。hhLL4.5 键联接的选择及校核计算4.5.1 接的选键联择1高速轴6640（单头） 2.中间轴 8724（双头） 3.低速轴 161036（双头），12880（单头）4.5.2 低速轴上键的校核计算 健、轴、轮毂的材料都是钢，由表（6-2）查得许用挤压应力，取。 100 120pMpa 110pMpa购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982830 1校核齿轮键 161036（双头）键的工作长度，。20lLbmm6Khtmm 由式（6-1）可得： 322 371.1 101081106 20 57ppTMpaMpaKld所以键 161036（双头），满足要求。2校核联轴器键 12880（单头）键的工作长度，。68lLbmm3Khtmm 由式（6-1）可得： 322 371.1 1090.961103 68 40ppTMpaMpaKld所以键 12880（单头），满足要求。4.6 联轴器的选择 联轴器是机械传动中常用的部件，它主要用来连接轴与轴（或轴与其他回转零件），以传递运动和转矩；有时也可用作安全装置。 由于机器的工况各异，因此对联轴器也提出了各种不同的要求，如传递转矩的大小、转速高低、扭转刚度变化情况、体积大小、缓冲吸振能力等等。为了适应这些不同要求，联轴器的种类也越来越多。电动机轴与减速器高速轴连接用的联轴器，由于轴转速高，为减小起动载荷、缓和冲击，故选用具有较小转动惯量和弹性的联轴器。并考虑轴的直径和连接长度，所以选用 LX1 联轴器 GB/T 5014-2003。18 4215 42YCJB减速器低速轴与展开式齿轮连接用的联轴器，由于轴转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但传递转矩较大。又因两者常不在同一底座上，要求有较大的轴线偏移补偿。同时考虑工作环境、装拆容易，维护方便及经济，所以选用 GL7F 联轴器 GB/T 6096-2002。11140 8445 84J BJ B4.7 润滑与密封4.7.1 润滑的选择1.齿轮润滑开式及半开式齿轮传动，或速度较低的闭式齿轮传动，通常用人工做周期性加润滑油，所用润滑剂为润滑油和润滑脂。考虑到该装置用于小型设备，选购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q40133982831用 L-AN15 润滑油。2.轴承润滑 本论文设计的运输机轴承采用润滑脂润滑。采用润滑脂有两个优点：一是个别须用手经常加油的轴承点，如换用脂则既省事又可避免缺油；二是脂本身就有密封作用，这样可允许简化密封程度不高的机构。4.7.2 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 4.8 展开式齿轮的设计 通过减速器传递后还没有达到要求的转速，因此在减速器之后又布置了一对开式齿轮。由于是齿轮传动，因此设计方法可以采用与减速箱内的齿轮的设计方法相同的方法，按照前面的设计方法可得到齿轮的尺寸：表 4-3 展开式齿轮参数表小齿轮大齿轮齿数 z48120分度圆直径 d(mm)145335齿顶圆直径 d(mm)149360齿根圆直径 d(mm)140350齿宽 b(mm)5040中心距 a(mm)250齿轮等级精度7材料及热处理40Cr,调质处理后淬火，齿面硬度 4050HRC至此，传动部分的各个环节都已确定下来。但是，由于 i=1440/65 不是整数，而齿轮传动的传动比又要求尽量取整，因此，按照设计结果的数据，曲柄的最终往返次数为 64r/min，误差为 0.015，在允许的范围之内。另外，通过几何法设计的运输机工步为 358.7mm,结合曲柄的转速，可得滑架的平均速度为0.765m/s，也在误差允许的范围之内，故设计结果符合要求。购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q401339828324.9 本章小结本章主要是对传动装置进行设计，对于传动装置的设计，涉及到很多强度方面的校核，虽然较为繁琐，但很重要，不可以省略。当传动部分的设计完成之后，运输机的基本内容就算设计完成，此时还要对执行部分进行校验。第五章 机座和箱体的设计 机座和箱体等零件，在一台机器的总质量中占有很大的比重，同时在很大程度上影响着机器的工作精度及抗振性能，若兼做运动部分的滑道时，还影响着机器的耐磨性能。所以正确选择机座和箱体等零件的材料和正确设计其结构尺寸，是减小机器质量，节约金属材
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