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工件 输送 结构设计

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工件输送机结构设计,工件,输送,结构设计

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目 录摘要 11 前言 21.1研究的目的及意义21.2国内外研究状况21.3 设计要求31.4方案比较32 连杆机构的设计 52.1 连杆机构的定义及特点52.2 平面曲柄摇杆机构52.3 平面四连杆机构有曲柄的条件62.4 连杆设计内容62.4.1 摇杆的摆角初选62.4.2 铰点位置和曲柄长度的设计62.4.3 曲柄摇杆机构的设计62.4.4 校核最小传动角73 机构的运动和动力分析83.1 概述83.2 用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度和加速度分析83.2.1 绘制机构运动简图83.2.2 作速度分析83.2.3 作加速度分析93.3 用矢量方程图解法作平面连杆机构的动态静力分析103.3.1 对机构进行运动分析113.3.2 确定各构件的惯性力和惯性力偶矩113.3.3 机构的动态静力分析124 杆件的设计164.1 杆件的类型164.2 钢材和截面的选择164.3 杆件间的联结164.3.1 剪切强度计算174.3.2 挤压强度计算174.3.3 稳定性的校核175 减速器的设计185.1 电动机的选择195.1.1 选择电动机类型和机构形式195.1.2 功率的计算195.1.3 电动机功率计算195.1.4 传动效率195.1.5 确定电动机转速205.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比205.2.1 总传动比205.2.2 分配减速器的各级传动比215.3 计算传动装置的运动和动力参数215.3.1 各轴转速215.3.2 各轴输入功率215.3.3 各轴输入转矩215.4 减速器结构的设计215.4.1 机体结构215.4.2 铸铁减速器机体的结构尺寸见下表5-2(单位) 225.5 传动零件的设计计算235.5.1 减速器外传动零件的设计235.5.2 减速器内传动零件的设计235.6 轴的设计265.6.1 轴的结构和尺寸的确定265.6.2 轴的支点距离和力作用点的确定265.7 滚动轴承的设计305.7.1 选择原则305.7.2滚动轴承的失效305.7.3 轴承端盖结构315.7.4轴承的润滑与密封315.7.5减速器的润滑325.8 轴承盖上的螺纹强度计算325.9 键的选择和强度校核335.10 联轴器的选择计算336 开式齿轮的设计346.1 开式齿轮计算公式346.2 计算参数的选取如下346.3 确定传动主要尺寸357 机架的设计358输送机附件的设计358.1 辊子设计368.2 推爪和扭簧设计369 结论37参考文献37致谢38工件输送机结构设计摘 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: Wen Xuezhi Tutor: Xiang Yang(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 transmission1 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：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。 经过可行性调研，我们发现方案一中步进电机的功率和工作状况要求中的中度冲击问题对步进电机的影响不能很好的解决，而且步进电机拥有一个很明显的优点，就是它有精确的正反转功能，因为步进电机是将电脉冲信号转化为角位移，或线位移的开环控制元件，在非超载的情况下，电机的转速，停止的位置只取决于脉冲信号的频率和脉冲数，而不受负载的变化而影响，即给电机加一个脉冲信号，电机则转过一个步距角，这一线性关系的存在，加上步进电机只有同期性的误差而无累积误差等特点，使得在速度控制领域用步进电机来控制变的非常简单，而且低速精度高。虽然如今步进电机已经被广泛地应用，但步进电机并不能像普通的直流电机，交流电机在常规条件下使用。它必须由双环形脉冲信号、功率驱动电路等组成控制系统方可使用。因此用好步进电机却非易事，它涉及到机械、电机、电子及计算机等太多的专业知识。方案二也存在类似的问题，方案三机构结构简单，构造也较为普通，且运行时噪声低。运动行程一眼明了，缺点是该机构有两个自由度，所以运动难遇控制，不够平稳。而且液压机构成本太高，维护检修复杂。而方案四相对于方案一、方案二的问题有了很好的实现，而且普通电动机容易选择，减速器和连杆机构，结构可靠，稳定性高，可以承受一定的冲击，在连杆与连杆之间采用滚轮连接，有效的减小了摩擦力。所以此方案较合理。在整个设计过程中，减速器部分和连杆机构的设计和分析应是本课题的重点，运用机械设计和机械原理的相关内容来设计，设计的主要内容应包括工作机构和传动系统的运动分析，连杆机构的运动和动力分析，减速器的设计，减速器零件的制造以及相关工艺流程。本课题的难点是连杆尺寸的分析和动力运动的分析，减速器的各轴和齿轮的计算设计2。2 连杆机构的设计2.1 连杆机构的定义及特点连杆机构是一种应用非常广泛的机构，折叠伞的收放机构，机械手的传动机构以及人体假肢的设计等，都是连杆机构。连杆机构的定义：(1)原动件的运动都要经过一个不直接与机架相联的中间构件才能传动从动件，中间构件称为连杆。这些机构统称为连杆机构。(2)这些机构中的运动副一般均为低副。故连杆机构也称低副机构。连杆机构的特点：(1) 连杆机构中构件间以低副相连，低副两元素为面接触，在承受同样载荷的条件下压强较低，因而可用来传递较大的动力。又由于低副元素的几何形状比较简单，故容易加工。(2) 构件运动形式具有多样性。连杆机构中既有绕定轴转动的曲柄、绕定轴往复摆动的摇杆，又有作平面一般运动的连杆、作往复直线移动的滑块等，利用连杆机构可以获得各种形式的运动，这在工程实际中具有重要价值。(3) 在主动件运动规律不变的情况下，只要改变连杆机构各构件的相对尺寸，就可以使从动件实现不同的运动规律和运动要求。(4) 连杆曲线具有多样性。连杆机构中的连杆，可以看作是在所有方向上无限扩展的一个平面，该平面称为连杆平面。在机构的运动过程中，固接在连杆平面上的各点，将描绘出各种不同形状的曲线，这些曲线称为连杆曲线。(5) 在连杆机构的运动过程中，一些构件（如连杆）的质心在作变速运动，由此产生的惯性力不好平衡，因而会增加机构的动载荷，使机构产生强迫振动。所以连杆机构一般不适于用在高速场合。(6) 连杆机构中运动的传递要经过中间构件，而各构件的尺寸不可能做得绝对准确，再加上运动副间的间隙，故运动传递的累积误差比较大3。2.2 平面曲柄遥感机构在铰链四连杆机构中，若两个连架杆中一个为摇杆，另一个为曲柄，那么这个四杆机构称为曲柄摇杆机构。在曲柄摇杆机构中，当曲柄为原动件，摇杆为从动件时，可以把曲柄的连续转动转变为摇杆的往复摆动，此种机构应用比较广泛。2.3 平面四连杆机构有曲柄的条件(1)杆长之和条件：平面四杆机构的最短杆和最长杆的长度之和小于或者等于其余两杆长度之和。(2)在铰链四杆机构中，如果某个转动副能够成为整转副，则它所连接的两个构件中，必有一个为最短杆，并且四个构件的长度关系满足杆长之和条件。(3)在有整装副存在的铰链四杆机构中，最短杆两端的转动副均为整转副。此时，如果取最短杆为机架，则得到双曲柄机构；若取最短杆的任何一个相连构件为机架，则得到曲柄摇杆机构；如果取最短杆对面构件为机架，则得到双摇杆机构。(4)如果四杆机构不满足杆长之和条件，则不论选取哪个构件为机架，所得到机构均为双摇杆机构。综上所述：平面四杆机构中曲柄存在的条件是四个杆的长度关系，谁做机架决定是否会存在曲柄1。2.4 连杆设计内容输送机的工作阻力=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。2.4.1 摇杆的摆角初选根据设计的常识一般初选摆角为40-50左右,再由步长定摇杆长度,一般取(0.6-0.7) , (0.2-0.3) 。2.4.2 铰点位置和曲柄长度的设计根据行程速比和传动角要求铰点A的位置及曲柄连杆长度。根据所给条件以及现场的要求，和行程速比系数K，在设计四连杆时，可利用机构在极位时的几何关系，再运用其它辅助条件进行设计，机构运动示意图如图2。2.4.3 曲柄摇杆机构的设计通过摆角及行程速比系数K=1.3和摇杆长度来设计该机构。首先按公式=180(K-1)/(K+1)算出极位夹角为23.5。然后任取一点D，再用此点为顶点作等腰三角形,使两腰的长度等于CD，。作使=90-，再作, 与的交点P。作的外接圆,那么圆弧上任一点A到和的连线所形成的夹角都等于极位夹角 ，所以曲柄的轴心A应在这个圆弧上。设曲柄的长度为a，连杆的长度为b，那么=b+a， =b-a，所以a=(-)/2于是以A为圆心，以为为半径作圆弧交于点E，则得出a=/2,b=-/2。设计时应注意，曲柄的轴心A不能选在弧段上，否则机构将不能满足运动连续性的要求。根据上面的方法可以算出平面四连杆机构的杆长分别为a=115mm，b=385mm，c=380mm，d=380mm。图2 机构的运动示意图Fig.2 Kinematic diagram of mechanism2.4.4 校核最小传动角在机构运动过程中，传动角的大小是不停变化的，为了保证机构的传动性能要求，设计时应使40传递力矩比较大时，则应使50；对于一些受力很小或者不经常使用的操纵机构，则可允许传动角小一些，只要不发生自锁就可以。最小传动角与机构中各杆的长度有关，见下面的公式: 式(1)所以满足最小传动角的要求。因此可以定出该要求设计的机构的总体尺寸，即=a=115mm，=b=385mm, =c=380mm, =d=380mm, =550mm,=180mm。上面的是杆件AB的长度，是杆件BC的长度，是杆件CD的长度，是杆件AD的长度，是杆件DE的长度，是杆件EF的长度3 机构的运动和动力分析3.1 概述用矢量方程图解法进行机构的速度和加速度的分析，矢量方程图解法依据的基本原理是理论力学中的运动合成原理。对机构进行速度和加速度的分析时，首先要根据运动合成原理列出机构运动的矢量方程，然后再根据该方程来作图进行解决。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根据构件上已知的一点的速度和加速度能够求出另外的点的速度和加速度(包括大小和方向)，所以在以图解法作机构的速度和加速度的分析的时候，应该先从具备这个条件的构件着手，再分析与该构件依次相连的其他各构件。在用图解法作机构的运动分析时，需要先绘出该机构的运动简图，然后再根据运动简图进行速度和加速度的分析，求解的步骤说明如下：3.2.1 绘制机构运动简图根据前面所描绘的方法和步骤，选取尺寸比例尺= (m/mm)，并按照比例尺准确地绘制出机构的运动简图如图1-1所示。3.2.2 作速度分析根据用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度分析可知，速度求解的步骤应依次求出相应各点的速度和杆件的角速度6。图3 速度分析图Fig.3 Velocity diagram1）求 式(2)方向垂直于AB，指向与的转向一致。2）求因点C及点B都为同一构件2上的点，故得 = + 方向 大小 式中及的大小未知，所以用图解法求解。如图3所示，取点P作为速度多边行的极点，并作代表，那么速度比例尺可以求得。再分别自点B，P作垂直于BC，CD的直线bc、pc，代表，的方向线，两线交于点C，则矢量，分别代表和，于是得 式(3)3）求 由于E点和C点都在杆件3上，杆件3上的点的角速度都相同，所以4）求 = + 方向 大小 式(4)于是有 式(5) 式(6) 式(7)3.2.3 作加速度分析加速度求解的步骤与速度分析相同，也是先依次求出，。然后再求解，1)求 因为曲柄作等速回转，所以没有切向加速度。 式(8)方向由B指向A. 2）求 根据点C分别对于点D和点B的相对运动关系可得 = + = + + 方向CDCDBA CB CB 大小 式中和的大小未知，故可用作图法求解。图4 加速度分析图Fig.4 Acceleration analysis diagram如图3-3 所示，取点作为加速度多边形的极点，并作代表，则加速度比例尺可求得，然后再按上式作图，可求得代表，其大小为 式(9)3）求 因为点E和点C都在杆上 式(10)4）求 利用点F和点E的相对运动关系可得+方向 FE FE 大小水平向右 式中的方向和的大小未知，用作图法求解。如图所示。 式(11)5）求，。根据上面求构件角加速度的方法可得 逆时针 式(12) 顺时针 式(13) 顺时针 式(14)3.3 用矢量方程图解法作平面连杆机构的动态静力分析动态静力分析是根据达朗贝尔原理将惯性力和外力加在机构的相应构件上，用静力平衡的条件求出各运动副中的反力和原动件上的平衡力的一种比较常用的工程方法。进行动态静力分析首先是求出个构件的惯性力，并把它们当作外力加于产生这些惯性力的构件上面。然后再根据静定条件将机构分解为若干个平衡力和构件组作用的构件。而进行力分析的顺序一般是由离受平衡力作用的构件的最远构件组开始，逐步推算到平衡力作用的构件上7。3.3.1 对机构进行运动分析在之前的运动分析里，已经用选定好的长度比例尺，速度比例尺，加速度比例尺，绘出了机构简图及其速度多边形和加速度多边形。3.3.2 确定各构件的惯性力和惯性力偶矩在对机械进行动态静力分析时需要求出各构件的惯性力，在新机械的设计中，机构中各构件的结构尺寸，质量和转动惯量等参数都尚未确定，根据设计经验先给出各构件的质量和转动惯量等参数，再进行静力分析，在这个基础上进行各构件的强度验算，再根据验算的结果对构件尺寸进行修正，最后定出构件的结构尺寸。（1）计算各杆的质量及转动惯量因为各杆都是拉压杆件，要求力学综合性能较高，所以选45号钢，各杆应初选直径。查表得密度。根据质量，转动惯量计算结果见表1表1 杆件质量特性表Table 1 Rod quality characteristics table杆件 长度（mm） 直径（mm） 重量（kg ） 转动惯量 115 100 5.416 0.00597 385 50 7.646 0.0944 550 80 22.105 0.557 180 60 2.800 0.00756各杆中除了杆2外，惯性力都可以作用在机架上，因此在进行动态静力分析时可以忽略不计，作用在连杆2上的惯性力及惯性力偶矩为： 式(15)式(16)将及合并成一个总惯性力，其作用线从质心处偏移一距离，其值为 式(17)3.3.3 机构的动态静力分析先将各构件产生的惯性力视为外力加于相应的构件上，并按照静定条件将机构分解为两个构件组4、3、2 和有平衡力作用的构件1。为方便求解，未知力一般都能分别列在方程的首尾。1) 下面对构件4分析图5 杆4受力分析Fig.5 Stress analysis由整个杆组平衡条件得 方向EF EF EF EF大小 上式中有四个未知数，因此先要算出其中的两个。F点取矩 式(18)E点取矩 式(19)根据这个可以绘制出力的矢量合成图图6 杆5力的分析Fig.6 Stress analysis of rod 5由图测得 2）对构件2，3进行力的分析图7 杆2、3的受力分析Fig.7 Stress analysis of rod 2 and 3 方向DE DE BC BC 大小此方程中未知数超过了两个，需要先求出或才能求出B点取矩 式(20) E点取矩 式(21) 负号表示和假设方向相反。根据这个可以绘制出力的矢量合成图见下图图8 力的矢量合成图Fig.8 Stress analysis of rod 8由图测得 3）分析连杆2的受力状况，把连杆2分离出来对杆件的中点取矩： 式(22)图9 对杆件2的受力分析Fig.9 Stress analysis of rod 2由此可以绘制出连杆2的力矢量图图10 连杆2的力矢量图Fig.10 Stress vector of rod 2由上图可以得知4）求机构的平衡力对连杆1进行分析图11 连杆1的机构的平衡图Fig.11 Mechanisms equilibrium diagram of rod 1取 式(23) 4 杆件的设计根据前面已经计算出来的杆件受力情况和工作状况，现在要求分析杆的类型和一系列的稳定性以及截面的设计。4.1 杆件的类型杆件是四连杆结构，根据受力的方向得知，属于拉压杆。4.2 钢材和截面的选择1）因为拉压杆的综合性能要求比较高，根据用途选45钢，有关物理属性见下表2。表2 杆件材料的质量系数Table 2 Rod material quality coefficient材料 45 600 350 16 7800 2062）选择截面尺寸根据上一章各轴之间力的计算可以知道拉压杆所受的外力，根据强度条件可以确定所需要的横截面面积。 式(24)其中许用应力式中S为大于1的安全系数取S=1.3于是 其中为极限屈服系数。选连杆2作校核由于所选的是圆形杆件，所以确定直径为 式(25)基于制造困难和稳定性的考虑，于是取为初选的参数。4.3 杆件间的联结拉压杆与其它构件之间，或者一般构件与构件之间，常采用销轴，耳片，螺栓等相联接，本设计采用销轴、耳片。连结件的受力与变形都比较复杂，在工程实际中，我们常常采用简化分析的方法。他的要点是：对连接件的受力与应力分布进行简化，然后计算出各部分的名义应力。以下为计算轴和耳片3。4.3.1 剪切强度计算考虑图中所示的轴销，它的受力情况如图所示，可以看出，作用在轴销上面的外力有以下几个特点：外力垂直作用于轴销的轴线，且作用线之间的距离很小（轴销一般都是短而粗的）。根据受力情况可以看出，轴销上主要受剪切力的作用。在工程力学计算中，通常都假设剪切面上的剪应力是均匀分布的。剪切面上的剪应力不得超过连接件上的许用剪应力，即要求 也即 式(26)其中许用剪切应力表示为连接件的剪切极限应力除以安全系数。 式(27) 式(28)4.3.2 挤压强度计算在外力作用下，孔与销轴直接接触，接触面上的应力称为挤压应力。当挤压应力过大时，在孔和销接触的局部区域内，将产生明显的塑性变形，导致影响孔，销间的正常配合。最大挤压应力发生在该表面的中部。挤压应力为，销或孔的直径为d ，耳片的厚度为t ，根据实验分析结果得知: 式(29)Td表示受压圆柱面在相应径向平面上的投影；表示最大挤压应力，数值上与径向截面的平均压应力相等。由上述分析可知，为了防止挤压造成破坏，最大挤压应力不得超过连接件的许用压应力,即要求 式(30) 表示连接件的挤压极限应力除以安全系数。因此，从挤压强度考虑，接头的许用载荷是 式(31)4.3.3 稳定性的校核当作用在细长杆上的轴向力达到或超过一定限度的时候，杆件可能会突然产生弯曲，即失稳现象。因此，对于轴向受压杆件，除了应考虑它的强度和刚度问题外，还应考虑它的稳定问题。图12 轴销受力示意图Fig.12 the anxial force diagram1）临界载荷的计算该连杆为两端铰支细长压杆，根据材料力学中公式可知，它的临界载荷为： 式(32)2）校核钢的屈服应力，所以，连杆压缩屈服所需的轴向压力为 式(33)由以上的分析可以得知，为了保证压杆在轴向压力的作用下不被导致失稳,必须满足下面的稳定条件： 式(34)式中：代表稳定安全系数； 代表稳定许用压力。工况为一般的中度冲击条件，所以取4 式(35)上述计算表明，细长杆的承压能力是由稳定性的要求确定的。5 减速器的设计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，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。选用减速器时应根据工作机的选用条件、技术参数、动力机的性能、经济性等因素比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸、传动效率、承载能力、质量、价格等，选择最适合的减速器。减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩10。5.1 电动机的选择5.1.1 选择电动机类型和机构形式电动机是常用的原动机，并且是标准化和系列化的产品。机械设计中要根据工作机的工作情况和运动，动力参数等，选择合适的电动机类型、结构形式、传递的功率和转速，再根据这些确定电动机的型号。电动机有交流电动机和直流电动机之分，工业上常采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中普通笼型异步电动机在平时应用最广泛。在一般的设计中，优先选用Y系列笼型三相异步电动机，因为它具有高效、噪音小、振动小、节能、安全可靠的特点，而且安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于那些无特殊要求的各种机械设备。根据所给条件中工作场地的要求：每天二班制工作，载荷中有中度冲击，工作环境清洁，室内，三相交流电源。所以选择电动机为Y系列380V三相笼型异步电动机。5.1.2 功率的计算电动机在功率方面的选择是否合适将直接影响到电动机在工作性能和经济性能方面的体现。如果选用的电动机额定功率小于工作机所要求的功率，那么工作机就不能正常工作，而且容易是电动机因为长期过载而导致过早损坏，如果选用的电动机额定功率大于工作机所要求的，那么相比于电动机的价格，没有得到充分的应用，而导致浪费。在设计过程中，由于工件传输机一般为长期连续运转，载荷不变或很少变化的机械,并且传递功率较小，故只需使电动机的额定功率等于或梢大于电动机的实际输出功率 ,即。这样电动机在工作时就不会过热，一般不需要对电动机进行热平衡计算和校核启动力矩。5.1.3 电动机功率计算电动机所需工作功率为式中：工作机所需工作功率，指工作机主动端运输带所需功率。由电动机至工作机主运动端运输带的总效率。工作机所需工作功率,应由机器工作阻力和运动参数计算求得. 式(36)T工作机的阻力矩 工作机的角速度5.1.4 传动效率传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,其中分别为每一传动副，每对轴承，每个连轴器的效率、传动副的效率数值可按下列选取，轴承及连轴器效率的概略值为: 滚动轴承0.98-0.995 ，滑动轴承0.97-0.99 弹性连轴器0.99-0.995 ，齿轮连轴器0.99，万向连轴器0.97-0.98。5.1.5 确定电动机转速容量相同的同类电动机，有几种不同的转速系列供使用者选择，如三相异步电动机常用的有四种同步转速，即3000、1500、1000、750r/min(相应的电动机定子绕组的极对数为2、4、6、8)。同步转速为由电流频率与极对数而定的磁场转速，电动机空转时才可能达到同步转速，负载时的转速都低于同步转速。为了合理的设计传动装置，根据工作机的主轴转速要求和各传动比范围，可推算出电动机装速的可选范围，其中包括电动机可选转速范围，传动装置总传动比的合理范围，以及工作机主轴转速。选定电动机类型，结构，对电动机可选的转速进行比较，选定电动机转速并计算出所需容量后，即可在电动机产品目录中查出所要的电动机。根据工况和计算所选电动机见下表5-1。表3 电动机参数表Table 3 Motor parameters型号额定功率kW满载时起动电流起动转矩最大转矩转速电流效率功率因素额定电流额定转矩额定转矩YZR132M1-63960r/min8.280.50.696.52.52.85.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比5.2.1 总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得到传动装置的总传动比为 其中为选择电动机的满载转速，n为工作机主动轴转速。该设计中为960r/min，n为40r/min。所以 式(37)总传动比为各级传动比,的乘积，即，分别为减速器各级传动比。5.2.2 分配减速器的各级传动比按转开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由二级圆柱齿轮减速器传动比分配图资料查得，则。5.3 计算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩(或功率)。如将传动装置各轴由高速至低速依次定为、轴，分别为：， -相邻两轴间的传动比；，-相邻两轴间的传动效率；, -各轴的输入转矩(Nm)；， -各轴的转速(r/min )；则可按电动机至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。5.3.1 各轴转速 式(38)式中为选择电动机的满载转速，为电动机至I轴的传动比。 式(39)5.3.2 各轴输入功率， 式(40)， 式(41)式中，分别为连轴器，轴承，齿轮的传动效率。5.3.3 各轴输入转矩 式(42)其中为电动机的输出转矩，按下列计算： 式(43) 式(44) 式(45)同一根轴的输出功率与输入功率数值不同，需要精确计算时应取不同的数值。5.4 减速器结构的设计5.4.1 机体结构减速器机体是用以支持和固定轴系的零件，是保证传动零件的啮合精度，良好润滑及密封的重要零件，其重量约占减速器总重量的50%。因此,机体结构对减速器的工作性能,加工工艺，材料消耗,重量及成本等有很大的影响。机体材料用灰铁(HT150 或HT200)制造，机体的结构用剖分式机体11。5.4.2 铸铁减速器机体的结构尺寸见下表4(单位)表4 减速器机体的结构尺寸表Table 4 Reducer body structure size名 称符 号尺 寸机座壁厚10机盖壁厚8机座凸缘厚度15机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度25地脚螺钉直径16地脚螺钉数目时，名 称轴承旁联接螺栓直径符 号尺 寸12机盖与机座联接螺栓直径9轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径7，至外机壁距离20，至凸缘边缘距离16轴承旁凸台半径8凸台高度15外机壁至轴承座端面距离6大齿轮顶圆与内机壁距离10齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚,6，6 轴承端盖凸缘厚度6轴承旁联接螺栓距离尽量靠近轴承端盖外径轴承孔直径续表5-2螺栓直径M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834沉头座直径20242632404860注:多级传动时，a取低速级中心距。5.5 传动零件的设计计算传动装置包括各种类型的零件，其中决定其工作性能，结构布置和尺寸大小的主要是传动零件。支撑零件和联接零件都要根据传动零件的要求来设计，因此一般应先设计计算传动零件，确定其尺寸，参数，材料和结构。为了使设计减速器时的原始条件比较准确，通常应先设计减速器外的传动零件，如链传动，和连轴器等14。5.5.1 减速器外传动零件的设计考虑到工作现场的空间和减少传动链的原则，该设计直接采用连轴器，通过连轴器直接把电动机和减速器联结。5.5.2 减速器内传动零件的设计（1） 圆柱齿轮传动 a) 齿轮材料的选择因传动尺寸和批量较小，小齿轮设计成齿轮轴，选用45钢，调质处理，硬度229HB-286HB，平均取240HB。b) 齿轮传动的计算方法1. 初步计算转矩齿宽系数由机械设计手册查表取 =1.0接触疲劳极限由机械设计手册查表取=710MPa, =580MPa初步计算的许用接触应力 值由机械设计手册查表取=85 初步计算的小齿轮 式(45) 取 初步齿宽2 校核计算 圆周速度 精度等级选8级精度 齿数z和模数m 初取齿数, 式(46)由机械设计手册查表取m =2.5 式(47) 式(48)使用系数由机械设计手册查表取=1.5动载系数由机械设计手册查表取=1.2齿间载荷分配系数由机械设计手册查表，先取 式(49) 式(50) 式(51) 式(52) 式(53)齿向载荷分布系数由机械设计手册查表取 式(53)载荷系数弹性系数由机械设计手册查表取节点区域系数由机械设计手册查表取=2.5接触最小安全系数由机械设计手册查表取=1.05总工作时间总应力循环次数由机械设计手册查表估计， 则指数m =8.78 式(54)原估计应力循环次数正确 式(55)接触寿命系数由机械设计手册查表取=1.18，=1.31许用接触应力 式(56) 式(57)验算 式(58)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中心距齿宽b 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；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：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Q23520354540Cr、35NiSnA16013513511811810710798高速轴设计：结合实际情况，选用45钢，则取A的值为118 式(65)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，d1-5=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)考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为：，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)考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为：，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。计算齿轮受力齿轮的直径：小轮 大轮 小齿轮受力：转矩 圆周力 径向力 轴向力很小不予考虑大齿轮受力：转矩 圆周力 径向力 轴向力很小不予考虑计算支撑反力水平面反力 垂直面反力 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）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Fig.15 Horizontal bending moment diagram图16 垂直面弯矩图Fig.16 Vertical bending moment diagram图17 合成弯矩图 fig.17 resultant bending moment diagram画轴转矩图轴受转矩转矩图(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 应力校正系 画当量弯矩图见图19当量转矩 当量弯矩在小齿轮中间截面处 式(68)在大齿轮中间截面处 式(69)校核轴颈齿根圆直径 式(70) 式(71)轴颈 式(72) 式(73)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，轴承2被压紧。， (为轴承的径向基本额定静载荷由机械设计手册附录表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当量动载荷： 式(74) 式(75)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。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，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) 式(77)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， =(0.61.0) 因为F =165N,所以 =(0.61.0) =(99165)N，即=165+165=330N强度校核公式:：在这里选螺栓的材料为40查工程材料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；由于安全起见,在这里选螺栓直径为6 .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h 键的高度；键的接触长度；d 轴的直径许用挤压应力见下表(单位MPa)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键的高度键的接触长度d轴的直径许用挤压应力16281810075.6NM295645100567.2NM395645100567.2NM4105655100697.3NM经校合，各键符合要求。5.10 联轴器的选择计算根据工作要求，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96 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)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 2)应力修正系数由机械设计手册查得 3) 重合度系数由机械设计手册查得 4) 齿间载荷分配系数由机械设计手册查得 5) 齿向载荷分配系数由机械设计手册查得 6)载荷系数K 使用系数 由机械设计手册查得=1.5动载系数 由机械设计手册查得=1.2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，所以齿数不宜过多，应使17，以免根切。7)许用弯曲应力 式(79)式中为失效概率为1%时，试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，由机械设计手册查得 8) 弯曲疲劳强度的最小安全系数，由机械设计手册查得9) 弯曲疲劳强度计算的寿命系数，由机械设计手册查得 10) 尺寸系数，由机械设计手册查得故许用弯曲应力 式(80) 式(81) 式(82)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2.256.3 确定传动主要尺寸 取250mm 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。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