工件自动输送机的设计

1、毕业设计(论文)工件自动输送机的设计the design of automatic conveyer workpiece学生姓名学院名称专业名称指导教师20*年5月27日 摘要在科技越来越发达的今天，在各种行业中生产效率也变的更加重要。于是各种类型的输送机的用处也越来越大。与此同时对输送机的要求也越来越高。在本次工件输送机的设计里，在工件输送机的传输距离和速度方面要求也比较高，本次设计对整个输送机的主要部件进行了粗略的介绍，其中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

2、构；齿轮传动abstractnowadays, science and technology is more and more developed, production efficiency is becoming more important in various industry. so all kinds of conveyors use is more and more big. meanwhile the demand of conveyor is more and more high. in this design of the workpiece conveyor, the r

3、equirement of the transmission distance and speed is higher, this design is discussed in rough introduction of the major parts of the conveyor. also in the part of saving investment and control have better regulation. the main research contents of this design is design the size of connecting rod str

4、ucture and the main parameters of gear transmission and so on. to drive the various components of the selection, design and verification.keywords conveyor linkage mechanism gear transmission徐州工程学院毕业设计(论文)目 录摘要iiabstractiii1 绪论11.1背景介绍11.2方案比较11.3设计方案综述22 连杆机构的设计32.1 连杆机构的定义及特点32.2 平面曲柄摇杆机构32.3 平面四连杆

5、机构有曲柄的条件32.4 连杆设计内容42.4.1 摇杆的摆角初选42.4.2 铰点位置和曲柄长度的设计42.4.3 曲柄摇杆机构的设计42.4.4 校核最小传动角53 机构的运动和动力分析63.1 概述63.2 用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度和加速度分析63.2.1 绘制机构运动简图63.2.2 作速度分析63.2.3 作加速度分析73.3 用矢量方程图解法作平面连杆机构的动态静力分析93.3.1 对机构进行运动分析93.3.2 确定各构件的惯性力和惯性力偶矩93.3.3 机构的动态静力分析104 杆件的设计144.1 杆件的类型144.2 钢材和截面的选择144.3 杆件间的联结14

6、4.3.1 剪切强度计算144.3.2 挤压强度计算154.3.3 稳定性的校核165 减速器的设计175.1 电动机的选择175.1.1 选择电动机类型和机构形式175.1.2 功率的计算175.1.3 电动机功率计算175.1.4 传动效率185.1.5 确定电动机转速185.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比185.2.1 总传动比185.2.2 分配减速器的各级传动比195.3 计算传动装置的运动和动力参数195.3.1 各轴转速195.3.2 各轴输入功率195.3.3 各轴输入转矩195.4 减速器结构的设计205.4.1 机体结构205.4.2 铸铁减速器机体的结构尺寸见下表

7、5-2(单位)205.5 传动零件的设计计算215.5.1 减速器外传动零件的设计215.5.2 减速器内传动零件的设计215.6 装配图设计第一阶段245.6.1 有关零部件的结构和尺寸的确定245.6.2 轴的结构设计255.6.3 轴的支点距离和力作用点的确定255.7 滚动轴承的选择285.7.1 选择原则295.7.2 选用方法295.7.3 滚动轴承的失效295.8 轴承盖上的螺纹强度计算305.9 键的选择和强度校核315.10 联轴器的选择计算315.11 装配图设计的第二阶段325.11.1 轴承端盖结构325.11.2 轴承的润滑与密封325.11.3 减速器的润滑325.

8、12 减速器附件设计335.12.1 窥视孔盖和窥视孔335.12.2 放油螺塞335.12.3 油标335.12.4 通气器335.12.5 启盖螺钉335.12.6 环首螺钉,吊环,和吊钩336 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367.1 机架钢材料的选择367.2 钢结构设计时应满足下列要求367.3 传输机附件的设计37结论39致谢40参考文献411 绪论1.1背景介绍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

9、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。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！自动化的生产线减少了不必要的人为失误，减少了机器的损坏，同时也更加保障了员工们的生命安全！1.2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

10、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。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

11、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，但步进电机并不能象普通的直流电机，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，

12、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，且维护检修复杂。而方案四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，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，减速器各轴和齿

13、轮的计算设计。1.3设计方案综述工件输送机是一种实现往复传送可以间歇性地输送工件的机械，通过传动装置，电动机驱动滑架往复移动工件，行程时，滑架上的推爪推动工件前进一个步长，当滑架返回的时候，因为推爪与轴间装有扭簧，所以推爪从工件底面滑过，工件保持不动，当滑架再次向前推进时，已复位，就这样往返推动工件前移。设计意义：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。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

14、机构的定义：(1)某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

15、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。2.

16、2 平面曲柄摇杆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

17、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！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

18、.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。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

19、。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。2.4.4 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

20、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(2.1)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。机构的运动简图见下图1-1。图1-1 机构的运动简图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

21、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.下面的就是机构运动分析: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/

22、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。1）求 式(3.1)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。图3-2 速度分析图如图3-2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(3.2)3）求 由于e点和c点都在杆件

23、3上，杆件3上的点的角速度都相同，所以4）求 = + 方向 大小 ？ 式(3.3)于是有 式(3.4) 式(3.5) 式(3.6)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(3.7)方向由b指向a. 2）求 根据点c分别对于点d和点b的的相对运动关系,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3-3 加速度分析图如图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(3.8)3

24、）求 因为点e和点c都在杆上 式(3.9)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(3.10)5）求，。根据上面求构件角加速度的方法可得 逆时针 式(3.11) 顺时针 式(3.12) 顺时针 式(3.13)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

25、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。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

26、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3-1表3-1 杆件质量特性表杆件长度mm直径mm重量kg转动惯量1151005.4160.00597385507.6460.09445508022.1050.557180602.8000.00756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(3.14)式(3.15)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(3.16)3.3.3 机构的动态

27、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3-4 杆4受力分析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(3.17)e点取矩 式(3.18)根据这个可以绘制出力的矢量合成图图3-5 杆5力的分析由图测得 2）对构件2，3进行力的分析图3-6 杆2、3的受力分析 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(3.19) e点取矩

28、式(3.20) 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3-7 力的矢量合成图由图测得 3）分析连杆2的受力状况，把连杆2分离出来图3-8 对杆件2的受力分析对杆件的中点取矩： 式(3.21)由此可以绘制出连杆2的力矢量图图3-9 连杆2的力矢量图由上图可以得知4）求机构的平衡力对连杆1进行分析图3-10 连杆1的机构的平衡图取 式(3.22) 4 杆件的设计根据上一章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

29、能要求比较高，根据用途选45钢，有关物理属性见下表4-1。表4-1 杆件材料的质量系数材料 456003501678002062）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(4.1)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(4.2)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。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

30、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。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(4.3)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(4.4) 式(4.5)4.3.2 挤压强度计算在外力作用下,孔与销轴直接接触

31、,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:图4-1 轴销受力示意图 式(4.6)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(4.7) 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(4.8)4.3.3 稳定性的校核当作用在细长杆上的轴向力

32、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。1）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(4.9)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(4.10)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(4.11)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(4.12)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

33、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。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,

34、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

35、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

36、运动参数计算求得. 式(5.1)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0.97-0.985.1.5 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,

37、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5-1 电动机参数表型号额定功率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yr132m1-63960r/min8.2

38、80.50.696.52.52.85.2 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(5.2)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

39、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(5.3)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(5.4)5.3.2 各轴输入功率， 式(5.5), 式(5.6)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(5.7)其中为电动机的输出转矩，按下列计算： 式(5.8) 式(5.9) 式(5.10)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

40、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。5.4.2 铸铁减速器机体的结构尺寸见下表5-2(单位)表5-2 减速器机体的结构尺寸表名称符号减速器尺寸关系机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目时，轴承旁联接螺栓直径机盖与机座联接螺栓直径联接螺栓的间距轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径，至外机壁

41、距离见表4，至凸缘边缘距离见表4轴承旁凸台半径凸台高度根据低速级轴承座外径确定外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机盖，机座肋厚,，轴承端盖凸缘厚度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

42、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。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

43、触应力 值由机械设计手册查表取=85 初步计算的小齿轮 式(5.11) 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(5.12)由机械设计手册查表取m =2.5 式(5.13) 式(5.14)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(5.15) 式(5.16) 式(5.17) 式(5.18) 式(5.19)齿向载荷分布系数由机械设计手册查表取 式(5.20)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

44、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(5.21)原估计应力循环次数正确 式(5.22)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(5.23) 式(5.24)验算 式(5.25)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 中心距齿宽b 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

45、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，应此大齿轮宽度取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。计算所得的参数见下表5-3表5-3 齿轮参数表名称代号单位小齿轮大齿轮中心距amm161传动比i6.2模数mm2.52.5螺旋角度00端面压力角度00啮合角度2020齿数z个18111分度圆直径dmm45277齿顶圆直径mm50282齿根圆直径mm41.25271.25齿宽bmm55454.按齿根弯曲强度进行校合计算重合度系数齿间载荷分布系数由机械设计手册查表取齿向载荷分布系数 载荷系数k 齿形系数由机械设计手册查表取=2.46 =2

46、.19应力修正系数由机械设计手册查表取=1.65 =1.8弯曲疲劳极限由机械设计手册查表取=710mpa =580mpa弯曲最小安全系数由机械设计手册查表取=1.25应力循环次数由机械设计手册查表估计,则指数m =8.78 式(5.26)原估计应力循环次数正确 式(5.27)弯曲寿命系数由机械设计手册查表取=1.18 =1.31尺寸系数由机械设计手册查表取=1.0许用弯曲应力 式(5.28) 式(5.29)验算 式(5.30) 式(5.31)均小于许用弯曲应力。传动无严重过载,故不作静强度校核。5.6 装配图设计第一阶段5.6.1 有关零部件的结构和尺寸的确定（1） 初步计算轴径当轴的支承距离

47、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5-4表5-4 轴常用材料表材料q23520354540cr、35nisna16013513511811810710798结合实际情况，选用45钢，则取a的值为118 式(5.32)考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为：，取18mm 式(5.33)考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为：，取32mm 式(5.34)考虑到键槽的影响，轴的直径增加5

48、%，则此时轴径应为：,取50mm5.6.2 轴的结构设计轴的结构设计时,既要满足强度的要求,又要保证轴上零件的定位,固定和装配方便,并有良好的加工工艺性,所以轴的结构一般都做成阶梯形。阶梯轴的径向尺寸的变化是根据轴上零件的受力情况，安装，固定及对表面粗糙度，加工精度等要求而定的。阶梯轴轴向尺寸则根据轴上零件的位置，配合长度及支撑结构确定，轴结构和具体尺寸可按下列方法确定:a) 轴的径向尺寸当直径变化处的端面是为了固定轴上的零件或承受轴向力时,则直径变化要大些,一般取(68)。轴表面需要精加工,磨削时要有退刀槽。b) 轴的轴向尺寸轴上安装传动零件的轴长度是又所装零件的轮毂宽度决定的,而轮毂宽度一般都是和轴的直径有关,确定了直径,及可确定轮毂宽度。5.6.3 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5-1 水平面（xy）的受力图图5-2 垂直面（xz）受力图水平面(xy)受