毕业设计（论文）-工件输送机设计（含全套CAD图纸）.doc

全全日日制制普普通通本本科科生生毕毕业业设设计计 工件输送机设计工件输送机设计 the design of horizontal reinforcing steel cutting machine 由于部分原因，说明书已删除大部分，完整版说明书，由于部分原因，说明书已删除大部分，完整版说明书， cadcad 图纸等，联系图纸等，联系 153893706153893706 学生姓名学生姓名： 学学 号：号： 年级专业及班级：年级专业及班级： 2008 级级机械机械设计设计制造及其自制造及其自动动 指导老师及职称：学指导老师及职称：学 部：部： 理工学部理工学部 提交日期：2012 年 5 月 全日制普通本科生 毕业论文（设计）诚信声明 本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下， 进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注 明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的 作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确 的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东 方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由 本人承担。 毕业论文（设计）作者签名： 年 月 日 1 目 录 摘要 1 1 前言 2 1.1 研究的目的及意义2 1.2 国内外研究状况2 1.3 设计要求3 1.4 方案比较3 2 连杆机构的设计 5 2.1 连杆机构的定义及特点5 2.2 平面曲柄摇杆机构5 2.3 平面四连杆机构有曲柄的条件6 2.4 连杆设计内容6 2.4.1 摇杆的摆角初选6 2.4.2 铰点位置和曲柄长度的设计6 2.4.3 曲柄摇杆机构的设计6 2.4.4 校核最小传动角7 3 机构的运动和动力分析8 3.1 概述8 3.2 用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度和加速度分析8 3.2.1 绘制机构运动简图8 3.2.2 作速度分析8 3.2.3 作加速度分析9 3.3 用矢量方程图解法作平面连杆机构的动态静力分析10 3.3.1 对机构进行运动分析11 3.3.2 确定各构件的惯性力和惯性力偶矩11 2 3.3.3 机构的动态静力分析12 4 杆件的设计16 4.1 杆件的类型16 4.2 钢材和截面的选择16 4.3 杆件间的联结16 4.3.1 剪切强度计算17 4.3.2 挤压强度计算17 4.3.3 稳定性的校核17 5 减速器的设计18 5.1 电动机的选择19 5.1.1 选择电动机类型和机构形式19 5.1.2 功率的计算19 5.1.3 电动机功率计算19 5.1.4 传动效率19 5.1.5 确定电动机转速20 5.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比20 5.2.1 总传动比20 5.2.2 分配减速器的各级传动比21 5.3 计算传动装置的运动和动力参数21 5.3.1 各轴转速21 5.3.2 各轴输入功率21 5.3.3 各轴输入转矩21 5.4 减速器结构的设计21 5.4.1 机体结构21 5.4.2 铸铁减速器机体的结构尺寸见下表 5-2(单位) 22 5.5 传动零件的设计计算23 5.5.1 减速器外传动零件的设计23 5.5.2 减速器内传动零件的设计23 5.6 轴的设计26 3 5.6.1 轴的结构和尺寸的确定26 5.6.2 轴的支点距离和力作用点的确定26 5.7 滚动轴承的设计30 5.7.1 选择原则30 5.7.2 滚动轴承的失效30 5.7.3 轴承端盖结构31 5.7.4 轴承的润滑与密封31 5.7.5 减速器的润滑32 5.8 轴承盖上的螺纹强度计算32 5.9 键的选择和强度校核33 5.10 联轴器的选择计算33 6 开式齿轮的设计34 6.1 开式齿轮计算公式34 6.2 计算参数的选取如下34 6.3 确定传动主要尺寸35 7 机架的设计35 8 输送机附件的设计35 8.1 辊子设计36 8.2 推爪和扭簧设计36 9 结论37 参考文献37 致谢38 1 工件输送机设计工件输送机设计 学 生： 指导老师： 摘 要：在科技越来越发达的今天，在各行各业中生产效率变得成为了关键，而工件的运输 效率是提高生产效率的因素之一，于是工件输送机的作用越来越大，各生产企业对工件输送机的 要求也变得更高。本设计主要致力于传动装置主要部件的设计，要求传动机构各部件能很好地配 合，能很好地控制传递距离和速度，并在节省投资和控制方面有比较好的调节。 本设计的主要研究内容是设计连杆结构的尺寸以及齿轮传动的主要参数等，对主要研究部分 的部件进行了选型，设计，校核。 关键词：输送机；连杆机构；齿轮传动 the design on workpiece conveyor student: tutor: (oriental science technology college of hunan agricultural university, changsha 410128，china) abstract: nowadays, science and technology is more and more developed, while the workpiece transportation efficiency is a factor to improve production efficiency. so the workpiece conveyor is more and more important role, each production company on the workpiece conveyor and demand much higher. this design mainly devote to drive the design of main parts, requires the components of the transmission mechanism with a good coordination, can well control the transmission distance and velocity, and in saving investment and control has better regulation. the main research contents of this design is design the size of connecting rod structure and the main parameters of gear transmission and so on. to drive the various components of the selection, design and verification. key words: conveyor；linkage mechanism；gear transmission 2 1 前言 1.1 研究目的及意义 输送机是在一定线路上连续输送物料的物料搬运机械，又称连续输送机。它结构 简单、造价低、输送能力大，运输距离长，还可在输送过程中同时完成若干工艺操作， 可进行水平、倾斜输送，也可组成空间输送线路，有很高的生产率。在实际应用中， 可以单机输送，也可以多机组成或与其他输送设备组成水平或倾斜的输送系统，以满 足不同工艺布置形成的需要。在任何的设备生产线上，不管是物料，还是工件及部件 的输送都要用到输送机。它被广泛应用于农业、冶金、采矿、煤炭、电站、港口以及 工业企业等。 在越来越注重生产效益的今天，自动化的输送可以节省很多不必要的时间和人力 资源，从而可以获得最高的收益。工件传输机在自动化流水线上的充分运用能提高工 厂的生产率，减轻工人的劳动强度，保障工人的生命安全，为实现车间无人化提供了 可靠的条件。 本课题来源于社会生产实践，属于工程设计类。在自动化生产线中进料及出料都 要求实现自动化，本课题即是为了解决这一实际问题的。采用什么机构或传动方式、 速度及加速度、运动轨迹的设计是其中的核心问题，某些结构的优化设计也可成为设 计的内容，本课题是典型的机械设计及理论的应用1。 1.2 国内外研究状况 国外输送机技术的发展很快，其主要表现在二个方面：一方面是输送机的功能多 元化、应用范围扩大化，如高倾角带输送机、管状输送机、空间转弯输送机等各种机 型；另一方面是输送机本身的技术与装备有了巨大的发展，尤其是长距离、大运量、 高带速等大型输送机已成为发展的主要方向，其核心技术是开发应用于了输送机动态 分析与监控技术，提高了输送机的运行性能和可靠性。目前，在煤矿井下使用的输送 机已达到表 1 所示的主要技术指标，其关键技术与装备有以下几个特点： （1）设备大型化。其主要技术参数与装备均向着大型化发展，以满足年产 300- 500 万 t 以上高产高效集约化生产的需要。 （2）应用动态分析技术和机电一体化、计算机监控等高新技术，采用大功率软 起动与自动张紧技术，对输送机进行动态监测与监控，大大地降低了输送带的动张力， 设备运行性能好，运输效率高。 （3）采用多机驱动与中间驱动及其功率平衡、输送机变向运行等技术，使输送 机单机运行长度在理论上已有受限制，并确保了输送系统设备的通用性、互换性及其 3 单元驱动的可靠性。 （4）新型、高可靠性关键元部件技术。如包含 cst 等在内的各种先进的大功率 驱动装置与调速装置、高寿命高速托辊、自清式滚筒装置、高效贮带装置、快速自移 机尾等。 我国生产制造的输送机的品种、类型较多。近年来，通过国家一条龙“日产万吨 综采设备”项目的实施，输送机的技术水平有了很大提高，煤矿井下用大功率、长距 离输送机的关键技术研究和新产吕开发都取得了很大的进步。如大倾角长距离输送机 成套设备、高产高效工作面顺槽可伸缩输送机等均填补了国内空白，并对输送机的减 低关键技术及其主要元部件进行了理论研究和产品开发，研制成功了多种软起动和制 动装置以及以 plc 为核心的可编程电控装置，驱动系统采用调速型液力偶合器和行星 齿轮减速器1。 1.3 设计要求： 输送机的工作阻力=5000n，步长 s=450mm，往复次数 n=40 次/分，行程速比系 r f 数 k=1.3，高度 h=800mm。输送时滑架受到的阻力 fr 视为常数，滑架宽度为 250mm， 使用折旧期为 5 年，每天二班制工作，载荷里有中等冲击，工作环境清洁，室内，三 相交流电源，工作机构效率为 0.95，用于小批量生产。 1.4 方案比较 经过反复调查研究，查阅相关资料，我们根据工件传输机的工作状况的要求，提 出了以下四种方案： 方案一：直接用带传动和步进电动机来实现滑架的往返运动，通过步进电动机的正反 转控制往返运动，通过单片机控制驱动电路来设置相关的运动参数。 方案二：运用齿轮齿条和步进电动机来实现滑架的往复运动，通过步进电机的正反转， 齿条固定在滑架上，利用齿轮齿条间的传动来实现滑架的往返运动。 方案三：采用液压凸轮机构为主，以达到设计要求。本方案采用液压动力装置以推动 挡板左右往复运动。再采用凸轮机构推动挡板做上下的往复运动。该机构由液压机构 和凸轮机构相互配合，使挡板做曲线运动。 方案四：运用连杆机构，减速器，普通电动机。通过普通电动机可以获得运动所 需要的动力，减速器调整相应的速度和节奏，连杆机构实现不同的速度比，节奏，步 长和滑架的运动轨迹2。 方案图入下： 4 1.机架 2.连杆机构 3.滑架 4.推爪 5.减速机构 6.滚筒 1.rack 2.connecting rod 3.sliding frame 4.the thrust claw 5retarder 6.roller 图 1 工件输送机结构图 table 1 workpiece conveyor 工作时，电动机通过传动装置、连杆机构，驱动滑架往复移动工件，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，因为推爪与轴之间装有扭簧， 所以推爪从工件下滑过，工件保持不动，当滑架再次向前推进时，推爪已复位，前方 推爪也推动前一工件前移，如此周而复始，工件不断前移。 此处已删除此处已删除 原估计应力循环次数正确 式(55) 77 21/ 5.79 10 /6.20.93 10 ll nni 5 接触寿命系数由机械设计手册查表取=1.18，=1.31 n z 1n z 2n z 许用接触应力 h 式(56) lim11 min 710 1.18 11.05 798 hn h z hs mpa 式(57) lim22 min 580 1.31 21.05 723 hn h z hs mpa 验算 式(58) 22 1 12 4.54 278546.2 12 26.2 45 45 189.8 2.5 0.88713 ukt hehhu bd z z zmpa 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。 3.确定传动主要尺寸 实际分度圆直径d，因模数取标准值时，齿数已重新确定，故分度圆直径不会改 变，即 d=mz=2.5111=277mm 11 2.5 1845dmzmm 中心距 12 () 2 161 m zz amm 齿宽b 1 45 d bdmm 1 55bmm 2 45bmm 计算所得的参数见下表5 表5 齿轮参数表 table 5 gear parameters table 名称代号单位小齿轮大齿轮 中心距 amm161 传动比 i6.2 模数 mnmm2.52.5 螺旋角 度 00 端面压力角 t 度 00 啮合角 ,t 度 2020 齿数 z 个 18111 分度圆直径 dmm45277 齿顶圆直径 d0mm50282 齿根圆直径 dfmm41.25271.25 齿宽 bmm5545 计算说明： 1)齿轮强度计算公式中，载荷和几何参数是用小齿轮输出转矩和直径来表示 1 t 1 d 的，不论强度计算是针对小齿轮还是大齿轮，公式中的转矩，齿轮直径或齿数，都应 是小齿轮的数值； 2)根据求齿宽，b应是一对齿轮的工作宽度，为易于补偿齿轮轴向位置 1 / d b d 6 误差，应使小齿轮的宽度大于大齿轮宽度，因此大齿轮宽度取45mm； 3)而小齿轮宽度取，齿宽数值应圆整； 1 (5 10)bbmm 4)圆柱齿轮的传动系数。 5.6 轴的设计 5.6.1 轴的结构和尺寸的确定 当轴的支承距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的办法，即按纯扭 矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为： 3p n damm 式中：p-轴所传递的功率，kw； n-轴的转速，r/min； a-由轴的许用切应力所确定的系数。 轴常用材料及a 的关系见下表6 表6 轴常用材料表 table 6 shaft material table 材料 q235203545 40cr、35nisn a16013513511811810710798 高速轴设计：结合实际情况，选用45钢，则取a的值为118 式(65) 2.8 33 1960 /11816.9 d da pnmm 考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为： ，取18mm，按照要求取d1-2=20，d1-3=25，d1-4=34，d1-16.91.0517.7mmmm 5=30，d1-6=25；l1-1=32，l1-2=60，l1-3=17，l1-4=146，l1-5=10，l1-6=17。 中间轴设计： 式(66) 2.7 33 222154.8 /11830.6da pnmm 考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为：，30.6 1.0531.74mm 取32mm，按照要求取d2-2=65，d2-3=50，d2-4=40，d2-5=32；l2-1=26，l2-2=81，l2- 3=8l，2-4=42，l2-5=31 低速轴设计： 式(67) 2.61 33 33340 /11847.5da pnmm 考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为：，47.5 1.0549.8mm 取50mm，按要求取d3-2=55，d3-3=65，d3-4=55，d3-5=48，d3-6=44；l3-1=40，l3-2=55，l3- 3=45，l3-4=30，l3-5=50，l3-6=60。 5.6.2 轴的支点距离和力作用点的确定 根据轴上零件的位置，可以定出轴的支点距离和轴上零件的力作用点的位置。计 7 算齿轮受力 齿轮的直径：小轮 11 2.5 1845dmz 1 45dmm 大轮 22 2.5 111277dmz 2 277dmm 小齿轮受力：转矩 662.86 1960 9.55 109.55 10 p n t 1 27581tn mm 圆周力 1 1 2 2 27581 145 t td f 1 1225 t fn 径向力 11tan 1225 tan24.449 rt ff 1 556 r fn 轴向力很小不予考虑 大齿轮受力：转矩 21 tt 2 27581 .tn mm 圆周力 21 2 2 2 27581 2277 t td f 2 199 t fn 径向力 22tan 199 tan24.449 rt ff 2 91 r fn 轴向力很小不予考虑 计算支撑反力 水平面反力 2014 28.04 ( 1051) 11.5 141.54r f 1 1068 r fn 2014 12.5 ( 1051) 30.04 241.54r f 2 153 r fn 垂直面反力 832 28.04 478 11.5 141.54r f 1 713 r fn 832 12.5 478 30.04 241.54r f 2 596 r fn 图 13 水平面（xy）的受力图 fig.13 level (xy) diagram 图 14 垂直面（xz）受力图 fig.14 vertical surface (xz) by the attempt 水平面(xy)受力图（见图13） 8 垂直面(xy)受力图（见图14） 画弯矩图 水平面弯矩图（见图15） 垂直面弯矩图（见图16） 合成面弯矩图(见图17 ) 图 15 水平面弯矩图/ xy mn mm fig.15 horizontal bending moment diagram 图 16 垂直面弯矩图/ xz mn mm fig.16 vertical bending moment diagram 图 17 合成弯矩图/ xy mn mm fig.17 resultant bending moment diagram 画轴转矩图 9 轴受转矩 转矩图(见图18) 当量弯矩图。(见图19) 图 18 转矩图 fig.18 torque diagram 图 19 当量弯矩图 fig.19 equivalent bending moment diagram 许用应力 许用应力值。 用插入法由表16.3查得 0 130 b mpa 1 75 b mpa 应力校正系 1 0 75 1130 b b 0.58 画当量弯矩图见图19 当量转矩 0.58 24172t14040tn mm 当量弯矩在小齿轮中间截面处 式(68) 2222 ()1587613138 iv mmt 20607 iv mn mm 在大齿轮中间截面处 式(69) 2222 ()891313138 iii mmt 10 15876 iii mn mm 校核轴颈 齿根圆直径 式(70) 11 2() fa ddhc m 1 42.6 f dmm 式(71) 22 2() fa ddhc m 2 271.5 f dmm 轴颈 式(72)120607 3 3 0.1 60 0.1 1 miv div b 25dmm iv 式(73) 1 15876 33 0.10.1 60 i ii b m iii d 25 i ii dmm 5.7 滚动轴承的设计 选用滚动轴承类型时，必须了解轴承的工作载荷(大小，性质，方向)转速及其他 使用要求。 5.7.1 轴承的选择选择 转速较高，载荷较小，要求旋转精度高时宜使用球轴承；转速较低，载荷较大或 有冲击载荷时则选用滚子轴承。 轴承上同时受径向和轴向联合载荷，一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承；若 径向载荷较大，轴向载荷较小，可选用深沟球轴承，而当轴向载荷较大，径向载荷较 小时，可采用推力角接触球轴承，四点接触球轴承或选用推力球轴承和深沟球轴承的 组合结构，因此本设计采用深沟球轴承。 5.7.2 滚动轴承的失效 滚动轴承工作时内，外套圈间有相对运动，滚动体既自转有围绕轴承中心公转， 滚动体和套圈分别受到不同的脉动接触应力。根据工作情况，滚动轴承的失效形式主 要有以下几种: 1) 点蚀滚动轴承受载后各滚动体的受力大小不同，对于回转的轴承，滚动体与 套圈间产生变化的接触应力，工作若干时间后，各元件接触表面上都可能发生接触疲 劳磨损，出现点蚀现象，有时由于安装不当，轴承局部受载荷较，更促使点蚀早期发 生。 2) 塑性变形，在一定的静载荷或冲击载荷作用下，滚动体或套圈滚道上将出现 不均匀的塑性变形凹坑。轴承是摩擦力矩，振动，噪声都将增加，运转精度也降低。 3) 磨粒磨损,粘着磨损，在多尘条件下工作的滚动轴承，虽然采用密封装置，滚 11 动体与套圈仍可能产生磨粒磨损。 对滚动轴承进行使用寿命的计算。 当减速器水平放置时，载荷几乎被四个支座平分，单个轴承受的力小，下面计算： 图 20 轴承的放置示意图 fig.20 bearing placed diagram 从上图5-9 来看轴承1受的力要远远小于轴承2 所受的力，所以， 1 0 s f ，轴承2被压紧。 1 0 a f 2 165 aa ffn ， (为轴承的径向基本额定静载荷由机械设 2 2 a r f f e 2 0 165 6.52 0.0253 a r f c 0r c 计手册附录表18.3查取为6.52 kn) 根据机械设计手册表18.7查取滚动轴承当量动载荷计算的x、y值为 x=1，y=1.34 冲击载荷系数考虑到是轻微冲击，查机械设计手册表18.8 取=1.2 d f d f 当量动载荷： 式(74) 222 ()1.2 (412.5 1.34 165)760.32 dra pfxfyf 式(75) 10 3 2 5 166701667010500 10600600760.32 ()()1.76 10 r c hp lh 5.7.3 轴承端盖结构 轴承端盖用以固定轴承及调整轴承间隙并承受轴向力。 考虑到便于调整轴承间隙以及密封性能，加工铸造的工艺性，选择凸缘式轴承端 盖。 为了调整轴承间隙，在端盖和机体之间放置由若干薄片组成的调整垫片。 12 5.7.4 轴承的润滑与密封 根据轴颈的速度，轴承可以用润滑脂或润滑油润滑。 5.7.5 减速器的润滑 除了少数低速，小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮传动和蜗轮传 动都采用油润滑，其主要润滑方式如下: 1).浸油润滑 当齿轮圆周速度v 12m s时,通常采用浸油润滑。大齿轮浸入油中的深度约为一 个齿高,但不能小于10 .在多级齿轮传动中，可以采用带油轮带到没浸入油池的轮 齿齿面上，齿轮运动时就把润滑油带到啮合区，同时还将油甩到齿轮箱内壁散热降温。 由上述计算可以得到齿轮的圆周速度为2.26m s，所以采用此种润滑方式。 浸油润滑的换油时间一般为半年左右，主要取决于油中杂质的多少及油被氧化， 污染的程度。 2)滚动轴承的润滑 滚动轴承通常采用油润滑或脂润滑，减速器中的滚动轴承常用减速器内用于润滑 齿轮的油来润滑。 3)飞溅润滑 减速器中只要有一个浸油齿轮的圆周速度，就可以采用飞溅润滑， 1.52/vm s 为了润滑可靠，常在箱座结合面上制出输油沟，让溅到箱盖内壁上的油汇聚在油沟内,而 后流入轴承室进行润滑，采用飞溅润滑时，当小齿轮直径小于轴承座孔直径时，应在 小齿轮轴滚动轴承面向箱内的一侧装设挡油环，以防止齿轮啮合时，将油池中不清洁 的热油挤入轴承内14。 5.8 轴承盖上的螺纹强度计算 很显然，该联结为受拉紧联结。 有公式： 式(76) 2 12 c fff cc 式(77) 1 0 12 c fff cc f为螺栓总拉力； 为螺栓的相对刚度系数；为螺栓的预紧力；为工作载荷；为剩余 1 12 c cc f f f 预紧力； 相对刚度系数的大小与螺栓和被联接件的材料、结构、尺寸,以及工作载荷作用 13 位置、垫片等因素有关，可通过计算或试验求出。被联接件为钢铁零件时，一般可根 据垫片材料不同采用下列数据：金属0.20.3;皮革0.7;铜皮石棉0.8;橡胶0.9。 下列数据可供选择时参考：无变化时，=(0.20.6) ；有变化时， f f f ff =(0.61.0) f f 因为f =165n,所以 =(0.61.0) =(99165)n，即=165+165=330n f f 0 f 强度校核公式:： 0 2 4 1.3 c f d 在这里选螺栓的材料为40查工程材料 s s s r c785 s mpa 为螺栓的许用拉应力安全系数,查机械设计手册表6.3 取=1.5； s s s s 由于安全起见,在这里选螺栓直径为6 . 0 4 1.3 523.3 1.02 f c dmm 5.9 键的选择和强度校核 设计键联接时，通常被联接的材料，构造和尺寸已初步决定，联接的载荷也已求 得。因此可以根据联接的结构特点，使用要求和工作条件来选择键的类型，再根据轴 的直径从标准中选出键的截面尺寸，并参考毂长选出键的长度，然后用校合公式进行 校合11。 选择一般的普通平键(gb1096-79) 根据挤压强度或耐磨性条件计算，求得联结所能传递的转矩为 由于是静联结选取公式 1 4 p thl d h 键的高度；键的接触长度；d 轴的直径 l 许用挤压应力见下表(单位mpa) p 表8 材料的许用挤压应力 table 8 the allowable material extrusion stress 联结的方式材料静载荷轻微冲击载荷冲击载荷 静联结锻钢，铸钢 125-150100-12060-90 各键的校合见下表8 表5 键的校合 键名h键的高度键的接触 l 长度 d轴的直径 许用挤 p 压应力 1 4 p thl d 16281810075.6nm 295645100567.2nm 395645100567.2nm 4105655100697.3nm 经校合，各键符合要求。 5.10 联轴器的选择计算 14 根据工作要求，动力传递过程中有冲击，所以选择弹性联轴器。根据需要传递的 转矩和各轴的安装尺寸。 弹性套柱销联轴器：适用于联接两同心轴，制造容易，维护，更换方便，结构简 单，具有一定的补偿轴位移的能力。 弹性柱销联轴器：用若干非金属柱销置于两半联轴器内，外环对合圆孔中以实现 两半联轴器联接的一种联轴器。具有传递转矩大，体积小，重量轻，轴径范围大，结 构简单，使用寿命长，不用润滑，更换柱销方便。 表9 联轴器的参数表 table 9 the coupling parameter table 名称 c t kt型号 弹性套柱销联轴 器 69.63 nm2.527.85 nmtl6 弹性柱销联轴器 1525.55nm2.5610.22nmhl4 计算转矩 c tkt 式中t -公称转矩，由上面各轴的计算已经求出 k -工作情况系数，由于是往返运输机，所以工作系数选2.5。计算和选取如表9 6 开式齿轮的设计 开式齿轮传动的主要破坏形式是磨损，但目前还没有成熟的计算方法，所以通常 在记入磨损的影响后，借用闭式齿轮传动强度计算公式进行条件性计算。开式齿轮传 动只需计算齿根弯曲强度。 6.1 开式齿轮计算公式 式(78) 1 2 1 2 df kt fasa z my y y 在选取相关系数时应该注意：同一对齿轮传动，大小齿轮的齿形系数应力修正系 数和许用弯曲应力是不相同的。因此，应对大小齿轮的系数进行比较，并按两者中的 较大值进行计算。模数应圆整成标准值。对于传递动力的齿轮，模数一般应大于1.5 -2。 6.2 计算参数的选取如下 1)齿形系数由机械设计手册查得 fa y 1 2.46 fa y 2 2.19 fa y 2)应力修正系数由机械设计手册查得 sa y 1 1.65 sa y 2 1.8 sa y 3) 重合度系数由机械设计手册查得 y 0.750.75 1.75 0.250.250.68 a y 4) 齿间载荷分配系数由机械设计手册查得 fa k 11 0.68 1.47 fay k 15 5) 齿向载荷分配系数由机械设计手册查得 f k 1.38 f k 6)载荷系数k 1.5 1.2 1.47 1.383.65 avff kk k kk 使用系数 由机械设计手册查得=1.5 a k a k 动载系数 由机械设计手册查得=1.2 v k v k 齿数的选择，由于是开式齿轮传动主要取决于轮齿的弯曲疲劳强度，所以齿数 1 z 不宜过多，应使17，以免根切。 1 z 7)许用弯曲应力 式(79) lim min fnx f y y fs 式中为失效概率为1%时，试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，由机械设计手册 limf 查得 lim1 600 f mpa lim2 450 f mpa 8) 弯曲疲劳强度的最小安全系数，由机械设计手册查得 minf s min 1.25 f s 9) 弯曲疲劳强度计算的寿命系数，由机械设计手册查得 n y 1 0.95 n y 2 0.97 n y 10) 尺寸系数，由机械设计手册查得故许用弯曲应力 x y1.0 x y 式(80) lim11 min 600 0.95 1 11.25 456 fnx f yy fs mpa 式(81) lim22 min 450 0.97 1 21.25 349 fnx f yy fs mpa 式(82) 1 22 1 2 2 3.65 604000 33 0.3 111349 2.19 1.8 0.682.05 df kt fasa z my y y 为了补偿磨粒磨损，模数应增大10% 即 m = 2.051.1=2.255由机械设计手册圆整取模数为2.25 6.3 确定传动主要尺寸 取250mm2.25 111249.75dmz 0.3 25075 d bd 7 机架的设计 机器的全部重量将通过机架传至基础上，机架零件还负有承受机器工作时的作用 力和使机器稳定在基础上的作用。 对于机架零件一般要有以下要求：1)足够的强度和刚度；2)形状简单，便于制造 3)便于在机架上安装附件。还应有良好的耐磨性，以保证机器有足够的使用寿命，高 速机器的机架零件还应满足振动稳定性的要求。 16 本输送机体积较大，所以选择槽钢，这样可以在满足强度要求的情况下节省材料。 8 输送机附件的设计 由于该工件传送机需要实现来回往复运动，因此在设计时运用滑架在机架中的滑 动，用连杆来联接滑架，提供往返滑动的轨迹和动力，滑架放置在机架上的滑槽内。 8.1 辊子的设计 工件在传动的时候,需要减少其运动带来的阻力，因此在设计时，采用了若干辊 子使工件可以在辊子上滚动，从而实现了滚动摩擦代替滑动摩擦，减少了工件和工作 机之间的摩擦，提高了工作效率。 8.2 推爪和扭簧的设计 在滑架上端的辊子上的工件需要一个向前的推动力，在滑架的两侧设计两个推爪 来推动工件的向前滑动。工作行程时滑架上推爪推动工件前移一个步长，推爪的后端 设计成方形，前端设计成圆形，由于是往返输送工件，所以要求推爪有复位装置，在 推爪和轴间装有扭簧，可以在滑架在返回时使推爪可以从工件的底部滑过，工件保持 不变,当滑架再次向前时，推爪已复位，并推动新的工件前移，前方推爪也推动前一 工位的工件前移，如此周而复始，工件不断前移。 在自由状态下，扭转弹簧的各弹簧圈间应留有少量间隙（0.5mm）。否则，在 弹簧工作时，各圈将彼此接触并产生摩擦和磨损。 在垂直于弹簧轴线平面内受一转矩t作用的螺旋弹簧，在其弹簧丝的任一截面上 将作用着：弯矩和转矩。由于螺旋角很小，所以转矩可以忽cosmtsintt t 略不计，并可认为。因此，在扭转弹簧的弹簧丝中主要受弯矩m的作用。mt 由此可知，扭转弹簧应按受弯矩的曲梁来计算，在它的任一截面上的应力分布情 况与压缩弹簧完全相似，只是应力为弯曲应力。最大弯曲应力可按下式计算： 式(83) max max m bbw k 式中w弯曲时的截面系数；圆弹簧丝，方弹簧丝, 3 3 32 0.1 d wd 3 6 w k曲度系数；圆弹簧丝，方弹簧丝，和 41 344 c c kk 31 433 c c kk 3 k 也可以查图；许用弯曲应力，取。 4 k b 1.25 b 扭转弹簧受转矩t作用后的扭转变形为 式(84) 2 m nd ml eiei rad 式(85) 2 180mnd ei 式中i弹簧丝截面的轴惯性矩：圆弹簧丝，方弹簧丝 4 64 d i 4 12 i 17 利用上式，可求出所需要的弹簧圈数 式(86) 2 180 ei md n 由于扭转弹簧的弹簧丝主要受弯曲作用，所以从材料利用方面看，以采用方弹簧丝制 造扭转弹簧较为合理，但因圆弹簧丝容易获得，故仍以圆弹簧丝用得普遍21。 9 结论 在做本次毕业设计中，先是拟定