机械课程设计硬币队列化输送装置

1、一. 课程设计任务 1硬币队列化输送装置。 2已知条件硬币计数速度15002500枚/min工作时间8h/天二设计内容1.完成对硬币计数机输币系统的方案设计，要求机构紧凑，成本低。2完成总体设计方案原理图、传动系统及执行系统的方案原理简图及原理设计说明书。三. 设计步骤1.传动装置总体设计方案:方案1方案2方案3方案对比及选择方案号优点缺点1传动比大，结构紧凑传动效率低2传动效率相对较高噪音大，传动速度小，只能在平行轴间传动，不能保持恒定的瞬间传动比3带传动可以保护电机，齿轮传动效率较高减速装置体积大，质量大考虑到电机转速高，传动功率大，将v带设置在高速级，其传动方案选3四设计结果名称结果电动

2、机初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图3所示。选择v带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。查表计算得传动装置的总效率0.96×××0.97×0.960.759；为v带的效率,为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率传动带速度v=0.6m/s 取传送带滚轮的圆周力为f=3.2kn,则pw=fv/1000=1.9kw电动机所需工作功率为： pdpw/a1900×1.3/1000×0.7593.25kw, 执行机构的滚筒转速为n=82.76r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，v带

3、传动的传动比i124，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2840，则总传动比合理范围为ia16160，电动机转速的可选范围为ndia×n（16160）×82.761324.1613241.6r/min。选定型号为y112m4的三相异步电动机，额定功率为4.0kw额定电流8.8a，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。y112m4三相异步电动机传动比（1）       总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为nm/n1440/82.7617.40（2） &

4、#160;     分配传动装置传动比×式中分别为带传动和减速器的传动比。为使v带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.3，则减速器传动比为17.40/2.37.57查图得高速级传动比为3.24，则2.33带传动比2.3高速级齿轮传动比3.24低速级传动比2.33v带确定计算功率pca由表8-8查得工作情况系数ka=1.1,故pca=kap=1.1×4kw=4.4kw选择v带的带型根据pca，n1由8-11得选用a型确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1，由表8-7和8-9，取小带轮的基准直径dd1=90验算带速v。按

5、式（8-13）验算的速度v=dd1n1/（601×1000）=6.78m/s因为5m/sv30m/s，所以带速合适。计算大带轮的基准直径dd1，按式（8-15a），计算大带轮的的基准直径dd2=idd1=2.3×90mm207mm根据表8-9，取标准直径为dd2=200mm确定v带的中心距a和基准长度ld根据式（8-20），初定中心距a0=300mm。由式（8-22）计算带所需的基准长度ld02a0+（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2 /4a0=2×300+（90+200）/2+（200-90）2/（4×500）1061mm由表8-2选带的基准

6、长度ld=1100mm按式（8-23），计算实际中心距aaa0+（ld-ld0）/2=300+(1100-1061)/2 320按式（8-24），中心距的变化范围为303.5353mm验算小带轮上的包角11180°-57.3°（dd2-dd1）/a160°120°计算带的根数1）计算单根v带的额定功率pr由dd1=90mm和n1=1440r/min，查表8-4得p0=1.064kw根据n1=1440r/min，i=2.3和a型带，查表8-5得p0=0.17kw。查表8-6得k=0.95，表8-2得kl=0.91，于是pr=（p0+p0）·k&#

7、183;kl=(1.064+0.17) ×0.95×0.91kw=1.07kw2)计算v带的根数zz=pca/pr=4.4÷1.07=4.11取5根7.计算单根v带的初拉力f0由表8-3得a型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以f0=500（2.5-k）pca/kzv+qv2=111n8.计算压轴力fpfp=2zf0sin（1/2）=1093n10.主要设计结论 选用a型普通v带5根，带基准长度1100mm。带轮基准直径dd1=90mm，dd2=200mm，中心距控制在a=303.5353mm。单根带初拉力f0=111n。a型普通v带5根，带基准长度110

8、0mm。带轮基准直径dd1=90mm，dd2=200mm，中心距控制在a=303.5353mm。单根带初拉力f0=111n。齿轮（一）高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度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斜齿轮（1）       齿轮材料及热处理  材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280hbs 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240hbs z=i×z=3.24×24=77.76 取z=78. 齿轮精度按gb/t100951

9、998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查图10-20 选取区域系数 z=2.433 由图10-26 则由公式10-13计算应力值环数n=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×10hn= =4.45×10h #(3.25为齿数比,即3.25=)查10-23图得：k=0.93 k=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数s=1,应用公式10-12得:=0.93×550=511.5 =0.96

10、15;450=432 许用接触应力 查表10-5得： =189.8mpa 表10-7得: =1t=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09=4.86×10n.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=49.53mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 = =11.01计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数k使用系数=1根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数k=1.07,查表10-4得k的计算公式:k= +

11、0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42查课本由图10-13得: k=1.35查课本由表10-3 得: k=1.2故载荷系数:kk k k k =1×1.07×1.2×1.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=49.53×=51.73计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩48.6kn·m   确定齿数z因为是硬齿面，故取z24，zi z3.

12、24×2477.76传动比误差  iuz/ z78/243.25i0.0325，允许      计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27  zz/cos78/ cos1485.43       初选齿宽系数   按对称布置，由表查得1       初选螺旋角  初定螺旋角 14      

13、; 载荷系数kkk k k k=1×1.07×1.2×1.351.73       查取齿形系数y和应力校正系数y查课本由图1017得齿形系数y2.592 y2.211  应力校正系数y1.596  y1.774       重合度系数y端面重合度近似为1.88-3.2×（）1.883.2×（1/241/78）×cos141.655arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.

14、6469014.07609因为/cos，则重合度系数为y0.25+0.75 cos/0.673       螺旋角系数y 轴向重合度 1.825,y10.78       计算大小齿轮的  安全系数由表查得s1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数n160nkt60×271.47×1×8×300×2×86.255×10大齿轮应力循环次数n2n1/u6.255

15、15;10/3.241.9305×10查课本由式10-6疲劳强度极限                  小齿轮 大齿轮查课本由图10-22曲疲劳寿命系数:k=0.86 k=0.93 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时

16、满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=51.73来计算应有的齿数.于是由:z=25.097 取z=25那么z=3.24×25=81   几何尺寸计算计算中心距 a=109.25将中心距圆整为110按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=51.53d=166.97计算齿轮宽度b=圆整的 高速级；z1=25,z2=81,b1=50,b2=55,d1=51.53,d2=166.97a=110,m=2.09, =14.01（二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮

17、 280hbs 取小齿齿数=30速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240hbs z=2.33×30=69.9 圆整取z=70. 齿轮精度按gb/t100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选k=1.6查图10-20区域系数z=2.45试选,由图10-26查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71应力循环次数n=60×n×j×l=60×193.24×1×(2×8×300×8)=4.45×10 n=1.91×

18、;10由图10-23接触疲劳寿命系数k=0.94 k= 0.97 查式10-14得按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数s=1,则接触疲劳许用应力=0.98×550/1=517540.5查材料的弹性影响系数z=189.8mp选取齿宽系数 t=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24=14.33×10n.m =65.712. 计算圆周速度 0.6653. 计算齿宽b=d=1×65.71=65.714. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25

19、5;m=2.25×2.142=5.4621 =65.71/5.4621=12.035. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数kk=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231使用系数k=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 k=1.35 k=k=1.2故载荷系数k=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=65.71×计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各

20、计算数值（1）       计算小齿轮传递的转矩143.3kn·m（2）       确定齿数z因为是硬齿面，故取z30，zi ×z2.33×3069.9传动比误差  iuz/ z69.9/302.33i0.0325，允许（3）       初选齿宽系数   按对称布置，由表查得1（4）      

21、初选螺旋角  初定螺旋角12（5）      载荷系数kkk k k k=1×1.04×1.2×1.351.6848（6） 当量齿数       zz/cos30/ cos1232.056  zz/cos70/ cos1274.797由课本图10-17齿形系数y和应力修正系数y （7）       螺旋角系数y 轴向重合度 2.03y10.797（

22、8）       计算大小齿轮的 由式10-6疲劳强度极限  查图10-22曲疲劳寿命系数k=0.90 k=0.93 s=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较                  大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987

23、圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=72.91来计算应有的齿数.z=27.77 取z=30z=2.33×30=69.9 取z=70    初算主要尺寸计算中心距 a=102.234将中心距圆整为103 修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正   分度圆直径 d=61.34d=143.12 计算齿轮宽度圆整后取 低速级：z1=30，z2=70，b1=75，b2=80，d1=61.4，d2=143.12,a=103, =13.86,m=2.37轴及轴承1. 传动轴

24、承的设计. 求输出轴上的功率p，转速，转矩p=2.70kw =82.93r/min=311.35nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =143.21 而 f= f= f f= ftan=4348.16×0.246734=1072.84n圆周力f，径向力f及轴向力f的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查表14-1得因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取lt7型弹性套柱销联轴器其

25、公称转矩为500nm,半联轴器的孔径. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010c型.db轴承代号 45851958.873.27209ac 45851960.570.27209b 451002566.080.07

26、309b 50 80 16 59.270.97010c 50 80 16 59.270.97010ac 50 90 20 62.477.77210c 2. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010c型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便

27、于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度t=16,高速齿轮轮毂长l=50,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010c型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 传动轴总体设计结构图: (从动轴) (中间轴) (主动轴) 从动轴的载荷分析图:6. 按弯

28、曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60mp 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面a,b只受扭矩作用。所以a b无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面c上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面c上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故c截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 w=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面的右侧的弯矩m为 截面上的扭矩为 =3