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摘 要我国整列传送机械行业起步于20世纪70年代，在80年代末和90年代中期得到迅速发展。已成为机械工业中的主要行业之一，无论是产量，还是品种上，都取得了令人瞩目的成就，为我国整列传送工业的快速发展提供了有力的保障。目前，我国已成为世界整列传送机械工业生产和消费大国之一。当前我国整列传送机械的一个突出问题是新产品开发周期长、模仿多、创新少，这不仅与设计人员的知识水平有关，也和相关行业的发展有关。国际先进的作法是运用仿真技术，由计算机自动合成三维模型，将过去曾经发生过的生产线故障数据输入计算机，即可演示实际工况，在用户面前根据需要进行修改，最终完善。新型整列传送机械往往是机、电、气一体化的设备。充分利用信息产品的最新成果，采用气动执行机构、伺服电机驱动等分离传动技术，可使整机的传动链大大缩短，结构大为简化，工作精度和速度大大提高。其中的关键技术之一是采用了多电机拖动的同步控制技术。其实 掌握这种技术并不很难，只是一些设计人员不了解整列传送机械的这一发展趋势。如果说以前我国整列传送机械设计是仿制、学习阶段，那么现在 我们应该有创新设计的意识。螺钉整列传送机作为整列传送机械中的一个分支，在工业上的必要性不言而喻。对于缩短工期，节约劳动力，提高生产效率等方面有着重要作用。关键词：整列传送；螺钉；创新ABSTRACTOur arrangement of transmission machinery industry started in twentieth Century 70 years, obtained the rapid development in the late 80s and mid 90s. Has become one of the main industries in mechanical industry, whether it is production, or variety, has attract peoples attention achievement, has provided the powerful safeguard for the rapid development of Chinas transport industry arrangement. At present, China has become one of the world order transmission machinery industry production and consumption country.The arrangement of a prominent problem of mechanical transmission is a new product development cycle is long, imitation, innovation less, about this not only with the designers knowledge level, and the development of related industries concerned. The advanced international practice is the use of simulation technology, automatic synthesis of 3D models by computer, the line fault data is input into computer to have happened in the past, the actual working conditions can be demonstrated, modified in front of users according to need, consummation.New arrangement transmits machinery is often machine, pneumatic equipment. Make full use of the latest achievements of information products, the use of pneumatic actuator, servo motor drive and separation of transmission technology, which can make the transmission chain machine is greatly reduced, greatly simplifies the structure, working accuracy and speed are greatly improved. One of the key technologies is the use of the synchronous control of multi motor drive. In fact, to master this technology is not very difficult, but some designers do not understand the arrangement this trend of mechanical transmission. If before our arrangement transmits mechanical design is imitation, learning stage, so now we should have innovation consciousness.Screw alignment conveyor as a branch of transport machinery, the necessity of the industry it is self-evident. To shorten the construction period, save labor, plays an important role in improving the production efficiency.Keywords：Arrangement of transmission；Screw；Innovation目 录第一章 绪论1第二章 设计内容22.1 原理阐述22.2 结构分析2 2.2.1 动力装置2 2.2.2 整列机构2 2.2.3 传送机构4 2.2.4 包装装置4第三章 整列机构的设计53.1 整列对象与卡槽结构5 3.1.1 选定螺栓5 3.1.2 卡槽尺寸53.2 料斗料斗角度选定7 3.2.1 理论角度计算7 3.2.2 实验角度测定83.3 斜溜槽角度选定9 3.3.1 误差系数9 3.3.2 理论计算与修正93.4 外斜溜槽尺寸选定10 3.4.1 卡槽内螺栓运动分析10 3.4.2 尺寸分析113.5 料斗结构分析14 3.5.1 结构初选14 3.5.2 其他配件163.6 轴的设计分析16 3.6.1 轴的材料17 3.6.2 安装方面的要求17 3.6.3 加工方面的要求17 3.6.4 轴上零件的固定18第四章 动力结构的选择214.1 电动机214.2 摆线针轮减速机23 4.2.1 摆线针轮减速机原理23 4.2.2 摆线针轮减速机的性能特点24 4.2.3 摆线针轮减速机的结构特点24 4.2.4 摆线针轮减速机的设计计算264.3 联轴器33 4.3.1 结构特点33 4.3.2 分类33 4.3.3 技术要求354.4 轴承36 4.4.1 角接触轴承的选择36 4.4.2 角接触轴承的安装374.5 轴承盖39 4.5.1 轴承盖的技术要求39第五章 产品关键部位成型图40总结42参考文献43致谢44第一章 绪 论制造业是一个国家的立国之本，是一个国家的民族产业和支柱产业，也是反映一个国家经济实力的重要标志，是为国家创造财富的重要产业。据统计，1990年的20个工业化国家制造业所创造的财富占国民生产总值（GDP）的比例为22.15%左右，显然有力的佐证了上述论调。制造技术支持着制造业的发展。先进的制造技术能使一个国家的制造业乃至国民经济处于有竞争力的地位。忽视制造技术的发展，就会导致经济发展走入歧途。当今信息技术的发展，使传统的制造业革新了它原来的面目，但这决不是削弱了它的重要地位，这一点为不少国家经济发展的历史所证明。近年来，我国的制造技术与制造业也得到了长足的发展。改革开放以来，开放与引进在一定程度上促进了我国制造业的发展及制造技术的提高，但与工业发达国家相比，我们还存在着十分明显的差距。由于技术、管理、投入不足等方面的因素，有些差距还有加大的趋势，我国制造业正承受着国际市场的巨大压力。我国现在已经是制造大国，要想成为制造强国，还有很长的路要走。目前在尖端设备的制造、大型装备的制造方面我国还主要依赖进口。因此，为振兴我国制造业，必须走自主发展的道路。螺钉整列机行业内也称之为螺丝机、螺丝排列机、螺丝送料机等。主要是为在传统螺丝锁付工艺过程中简化工人操作流程，降低工人劳动强度而开发设计的。主要作用是将螺丝整齐排列送至指定位置，由电批操作工直接取料，简化传统锁付动作，提高生产效率，广泛应用于电子产业。目前市场上主要是日本品牌和国产品牌占据市场主导地位，价格差异较大。根据国内市场的发展和各螺丝机生产厂家技术的不断完善，部分厂家的品质完全已经达到进口产品的品质！此次螺钉整列传送机便是本人在走向创新设计道路之中的第一个自主设计。在设计的过程中，得到了谷金良老师的悉心指导，同时也少不了其他同学的交流讨论与帮助，在此表示由衷地感谢。由于本人的设计经验有限，此说明书之中难免存在着不妥之处，也恳请评审老师批评指正。 第二章 设计内容2.1 原理阐述本次设计的螺钉整列传送机的整列传送原理可以简述为：专门设计的料斗，底部为倾斜放置的开槽旋转圆盘，开槽方向为径向，槽宽仅适合螺钉的小端落入，旋转圆盘中央有一斜溜槽，可以使螺钉排除机外。工作时，大量的螺钉杂乱堆积于料斗下部，随着圆盘旋转，螺钉小头会随机落入径向槽中，直至填满整个卡槽，当插有螺钉的卡槽旋转上升到顶部时，与中央的斜溜槽对齐，在重力的作用下，螺钉从卡槽滑下并顺着斜溜槽排出机外。在卡槽中螺钉排列整齐，方向一致，改变卡槽的结构参数可以用于不同大小的螺钉或者某些细小零件的整列。2.2 结构分析螺钉整列传送机在设计上可分为动力装置、整列装置（机构）、传送装置（机构）、包装装置（机构）。对于螺钉整列传送机的设计上，主要存在的问题与其解决方案的确定，则可以由以上四个方面来分析与解决。2.2.1 动力装置在初选动力装置时，对于市场上常见的三相异步电动机，要根据设计要求完成整列速度为1000粒/分的速度要求，还要保证整个机器的运转稳定性，机械能的利用率等方面。可能存在的问题恰恰是在速度要求与稳定性要求不可兼得的情况下，如何取舍的问题。解决方案的话拟采用优化设计的思想，结合要求，取出中间最优值。2.2.2 整列机构把螺钉由无序如何变为有序排列，是这个装置的基本要求，也是重中之重。对于整列机构的分析应该把握几个要点。首先是整列原理的选择，可以利用类似与胶囊整列机的结构，通过设计一个特殊的料斗处理装置来实现螺钉的整列。大概的构思应该是：需要专门设计料斗，料斗底部为倾斜放置的开槽旋转圆盘，开槽方向为径向，槽宽的宽度仅仅适合螺钉的小端落入，旋转圆盘中央配有一个专门的传送机构，用来输出整列好的螺钉。与此同时，在将螺钉小端随机落入槽中的时候，可能会出现的螺钉卡死的问题，需要再定解决方案。2.2.3 传送机构如上所述，在旋转圆盘中央的传送机构用来输出整列好的螺钉。传送机构的选择上，可以利用的方法有很多，比如利用空气压缩机，将排列好的螺钉吹出。这里我认为利用螺钉本身的重力势能，由高出自动滑出整列装置更为妥当。符合机械装置上的节能原理。但是螺钉以多大的速度滑下，滑槽的角度、摩擦系数等问题是需要细细琢磨的。2.2.4 包装装置包装机械产品是人类进入文明时代的重要生产工具之一，塑料包装机械厂为企业生产商品及制作提高效率，并且为产品的质量以及人力资源的提升得到极大的帮助，时至今天塑料包装产品已走进老百姓的家中，并与人们生活息息相关，随着社会化进程的不断进步，人们开始对商品的外塑料包装需求量渐渐加大，也使得塑料包装机械产行的不断改良提升，随着地方企业响应节能绿色减排的号召，企业也纷纷开始转型升级纷纷进入机械生产的大时代。塑料包装机械产品为企业提供必要的技术支持，使得机械生产业也成为主流自动化生产趋势。其中塑料包装占有相大的比例，为完成产品的塑料包装工艺过程，不属于经常性消耗品，但对塑料包装工业的现代化却是不可缺少的支撑。它为塑料包装工业提供先进的技术装备，保证塑料包装产品的高质量、高效率、多品种、低成本、高环保，因而获得较强的生命力，带来巨大的社会效益和经济效益。没有现代化的塑料包装机械，就没有现代化的塑料包装工业。第一方面。我国塑料包装机械厂整体技术还落后于发达国家，但是我国塑料包装市场需求促进了包装机行业的发展也推动了塑料包装机械厂生产不断的进行自我改革创新，改变以往落后的经营理念与发展模式，因此我国塑料包装机械厂未来的发展非常乐观的，只要企业能够抓住机遇，相信在不久的将来我国塑料包装机械厂会站立在世界塑料包装行业的前端。产品向多功能与单一、高速两极化发展。塑料包装的最终作用在于提高生产效率和产品多样化。第二方面。塑料包装技术含量日趋增加。中国现有的一些塑料包装产品技术含量不高，而国外已将很多先进技术应用在塑料包装上的信息处理技术。塑料包装市场日趋垄断化。目前中国除了钢带打包机，气动打包机和一些小型全自动打包机，半自动打包机有一定规模和优势外，其他塑料包装机械几乎不成体系和规模，特别是市场上需求量大的一些成套塑料包装生产线，在世界塑料包装市场中均被几大塑料包装机械厂所垄断。塑料包装零部件生产专业化。国际塑料包装界十分重视提高塑料包装加工和整个塑料包装系统各部件的兼容性，所以塑料包装零部件生产专业化是发展的必然趋势，很多零部件不再由塑料包装厂生产，而是由一些通用的标准件厂生产，某些特殊的零部件由高度专业化的生产厂生产，真正有名的塑料包装机械厂将可能是组装厂。在此只做包装机械的简介，我们可以利用塑料包装机或者盒包装机等一些成型的现在设备，不再深入研究。第三章 整列机构的设计3.1 基整列对象与卡槽结构3.1.1 选定螺栓本次设计中所选定的整列对象为Q235六角头螺栓，型号M620，1000粒重量为M=5.92kg，计算时重力加速度g取9.8N/kg。螺栓大端尺寸如图3.1。 图3.1 Q235六角头螺栓3.1.2 卡槽尺寸卡槽的尺寸要求需要保证几个方面：首先是选定螺栓在卡槽之间可以自由滑动；其次卡槽仅限于选定螺栓的小端进入，大端在卡槽外面；最后卡槽与料斗开槽之间的配合要合理，以满足互换性原理。则根据选定螺栓的结构参数，设计的卡槽横截面有两种考虑方向，第一种方案如图3.2所示： 图3.2 卡槽尺寸1这样的设计，既能满足上述的要求，又可以制造简便，节约成本。此卡槽的安装方式为在料斗内部放入，通过两侧的螺钉固定在料斗的开槽里。这样的设计可以保证整个装置的整体性，但是因为卡槽本身具有的深度较大，则相应额料斗中的开槽的深度也应较大，这样就在一定程度上增大了料斗底端的厚度，从而使整个料斗的重量过大，结构上面存在不合理，故而第一种方案有待商榷。第二种方案如图3.3所示： 图3.3 卡槽尺寸2这种结构的卡槽是从料斗外侧安装的，通过料斗内的沉头螺栓固定，此设计不仅可以保持料斗应有的合理结构，还可以保持料斗底面的平整性，有利于螺钉的自由滑落，相应的料斗底部应该开通槽。而且便于更换，安装。因此本次设计选用的卡槽结构为方案二所示。3.2 料斗料斗角度选定3.2.1 理论角度计算在料斗角度的选择上，有两种方案曾供选择。第一种，角度的选择，只要保证落入卡槽的螺栓随着卡槽旋转至最高点时，可以依靠重力滑落至斜溜槽。但是也有一个问题出现，在角度过大的时候，可能螺栓没有到达最高点就滑落，因而无法通过斜溜槽排出，则在最初的考虑上是利用外加在卡槽出口端的缺口挡圈，挡圈只有在斜溜槽端有缺口，方便螺栓滑入，而其他角度上都阻挡了螺栓的自由滑动，此挡圈设计在最初的考虑上一度占据上风，但是问题也随之而来。挡圈的固定问题，加工难度问题，生产经费问题等等，让此设计搁浅。第二种便是不加挡圈，利用的是螺栓自身在滑动摩擦与滚动摩擦上存在的差异。具体说来，螺栓在一个平面或曲面上，随着平面或曲面的倾斜，会存在一个角度1，使螺栓在这个角度上从平面上滚下。而若取一个相同重量，接触面积相同的物体，在相同条件下，也会存在一个角度2，使螺栓在这个角度上从平面上滑下。显然12，这样就产生了角度上的差异，因而可以利用这种差异设计无挡圈的更优方案。 故而本次设计选择第二种方案，并进行了一系列的分析。通过网络资源查的静摩擦系数表中钢材之间的摩擦系数，在无润滑条件下的静摩擦系数0为0.15，动摩擦系数为0.1。角度简化图如图3.4所示。 图3.4 角度简化图将螺栓视为质点，则质点的受力分析如下：质点所受静摩擦力：；质点所受下滑力：；根据力平衡条件：；可以求得螺栓能够开始移动时的临界角度:。3.2.2 实验角度测定实验材料上，本人准备了一块A4大小的铁板，选定螺栓5颗。实验时，将一颗选定螺栓放置铁板之中，慢慢将铁板一端抬高，测量选定螺栓开始向下移动时的角度并记录下来，一颗选定螺栓做5次，5颗一共25次实验，通过大量的数据对比后，取平均值。数据记录如下：第一次第二次第三次第四次第五次螺栓123.423.623.424.123.1螺栓224.223.424.424.123.8螺栓324.124.423.823.923.8螺栓422.923.122.822.823.3螺栓524.424.324.624.424.4通过计算平均值的方法，求得实验中的。则可以初定料斗的倾斜角大于上述角度便可行。现在再进行另一个实验，即螺栓在卡槽中滑动需要的临界角度的测定。同样的取上述5颗选定螺栓，进行类似实验。数据记录如下：第一次第二次第三次第四次第五次螺栓145.545.745.345.945.8螺栓246.546.246.946.347.0螺栓349.148.848.748.549.2螺栓447.847.647.447.547.9螺栓550.149.849.650.350.6通过计算平均值的方法，求得实验中的故因而可以得出以下结论：在实验中，得出的平面移动所需临界角度与卡槽中滑动所需临界角度的差异，验证了开始在分析中利用摩擦力种类的差异来进行无挡圈的设计的可行性。而最后所确定的角度为48.32。加之在实际运转过程中，考虑到其他因素的影响，我们可以选定的实际料斗角度为55为最优料斗角度。而55这一角度，不管是在理论上，还是实际实验中都能经得起推敲，是一个可行角度。故料斗角度。3.3 斜溜槽角度选定考虑到螺栓滑出卡槽时都是具有一定的初始速度，因此可以作螺栓的初始速度为零时的临界考虑，但要注意的是在斜溜槽中的螺栓所受的为动摩擦。3.3.1 误差系数在计算料斗角度的时候讨论了理论角度与实际角度的问题。那么在这两者之间必定存在着一个误差系数，用来消除理论计算与实际测量之间的误差。同样，也是因为条件有限，没有找到合适的简易斜溜槽进行实际的实验，便只能通过理论加误差系数的计算方法来确定斜溜槽的角度。理论计算得出的；实验测量得出的； 则可用实验值比理论值得出误差系数。3.3.2 理论计算与修正由于求得误差系数，则可以求得修正后的理论动摩擦因数： ;由于螺栓从卡槽出来至斜溜槽时的初速度为零，且分析摩擦力时考虑的是动摩擦因素，故螺栓在斜溜槽内所受动摩擦力：；倾斜力： ；依据力平衡关系：；得 。故而得出的结论是：只要斜溜槽的角度大于所求得的角度，即可使螺栓顺利的滑出。3.4 外斜溜槽尺寸选定关于斜溜槽尺寸的选定问题，有这么几个方面需要考虑：首先斜溜槽的滑道尺寸必须要保证选定螺栓在其间能够顺利的通过，既可以整齐排列，又可以以一个相对平稳的速度通过；其次在斜溜槽的入口与卡槽的出口处，需要有一个特殊的设计，保证卡槽内的螺栓在随料斗到达顶部的时候，能有尽可能多的螺栓在二口对接的时候通过接口，这里同样涉及到运动学的计算与分析。最后，关于斜溜槽的固定问题，是与料斗的结构成为一个整体，还是与料斗分开，单独街道另外一个支座之上，也值得讨论。3.4.1 卡槽内螺栓运动分析设定卡槽的长度为300mm，角度与料斗角度相同，为55，螺栓单个重量为5.92g。现在计算离卡槽出口最远处的螺栓滑动至出口所需要的时间t。如图3.5所示： 图3.5 螺栓受力分析 螺栓在卡槽内的修正动摩擦因素：； 重力做功：；获得动能：；摩擦力做功：；能量守恒定律：；得 ；则螺栓从卡槽顶端到出口所需要的时间： 。故有以下结论：要保证有足够多的螺栓能够顺利通过对接，从机体内排出，则二口的对接时间应该不少于所求的时间。3.4.2 尺寸分析斜溜槽的尺寸需要分为两部分，一部分为接口处，一部分为整体尺寸。现在先来分析接口处尺寸。由上述分析可以知道，接口处即斜溜槽的入口处的尺寸，需要保证至少0.15s的时间内，卡槽的出口在斜溜槽入口的接收范围内，现在我们来计算这个范围即斜溜槽入口宽度B的大小。如图3.6所示。 图3.6 斜溜槽入口宽度在计算这个大端B的尺寸时候，便产生了一系列的问题，首先是料斗的转速问题。若是料斗的转速太小，则无法把螺栓按照要求输出机体外，甚至无法输出；若是转速料斗转速太快，则螺栓会因为受到过大离心力的作用随着料斗转动，无法在空中落下，更无法落入卡槽之中，因此我们要根据以上两个方面讨论料斗转速。 图3.7 料斗简图根据料斗所定尺寸为半径R=400mm，卡槽长度为l=300mm，如图3.7所示。那么图中小圆的半径r=100mm。现在我们先来计算最大转速。螺栓所受离心力：；单个螺钉的重力： ；根据力平衡条件：；故 ；根据线速度与转速的关系：；得 。综上所述，料斗的转速不能大于47.32r/min。在这里我们取转速为30r/min。再者，由于斜溜槽结构与卡槽的结构在设计上类似，仅斜溜槽的入口端与卡槽有差异，为了减下成本，则对于斜溜槽的设计应定为在卡槽的原有结构上进行改动，即图3.6中的b取6mm，B取16mm。现在我们来验证大端B取值的可行性。首先为了卡槽的在料斗上的分布的合理性，这里卡槽在料斗的分布取6条。其次，为了了解选定螺栓随机落入卡槽的情况，这里需要进行一个实验，实验的材料是一个在底部长约为300mm的苹果箱子开了一道宽6mm通槽，然后放入一定数量的选定螺栓，转动箱子，记录小端落入通槽的螺栓的数量，相同数量的螺栓实验3次。实验记录如下：丢入数量100120140160180200落入数15677119落入数2457897落入数3659101011依据实验数据，可以通过分析得到，平均每18粒螺栓中有1粒螺栓落入卡槽之中。而300mm长的卡槽最少可以容下的螺栓数量为：；则一个卡槽若需要落满螺栓，则至少需要丢入的螺栓数量为：；则若考虑到料斗翻转、纸箱与铁箱摩擦系数等的差异，只要每次加入料斗的螺栓数量大于以上数值便可保证总会有23粒左右螺栓落入卡槽。又因为依据设计要求，螺栓的输出速度为1000粒/分，则每秒需要有16.67粒螺栓从机器中间被输出。料斗的转速是30r/min，即0.5r/s。由于所定的卡槽数量为6，因此每秒有3条卡槽可以与斜溜槽的大端入口对接。现在正式进入分析大端B取值的可行性。已知条件为 ：斜溜槽大端B=16mm； 螺栓滑出卡槽所需的最大时间t=0.30s； 每秒额定输出为16.67粒，即一条卡槽的输出为每秒5.56粒； 图3.7中r=100mm；则卡槽出口线速度 ；卡槽出口与斜溜槽入口对接时间 ；对接时间内输出的螺钉数量 ；而此输出量大于额定要求的卡槽每秒的输出量，故大端B的取值与料斗的转速均为合理。3.5 料斗结构分析关于料斗结构的确定，本人在设计之中一度陷入困境。后来在老师的指导之下，有几种方案浮出水面，现在来说其中的两种。3.5.1 结构初选第一种方案如图3.8所示： 图3.8 料斗方案一此结构在安装卡槽时，为内侧安装。所以底部厚度较大，体型笨重，而且在卡槽的出口处，不方便螺钉的滑出，必须加入其他的设计元素，增大了设计难度，但是其中不管的开槽的数量，还是整体的尺寸之上，都还是可取的。因此在此结构上的改进便是方案二。如图3.9 所示： 图3.9 料斗方案二此方案与初始方案上最大的区别有两个，第一是料斗底端开通槽，卡槽采用外侧安装，沉头螺栓固定，如图3.10所示：图3.10 卡槽固定方式第二是在底端中心多了一个凸出端，如图3.11所示： 图3.11 料斗底端这样的两处设计，就解决了底部厚度较大，体型笨重，而且在卡槽的出口处，不方便螺钉的滑出的问题，从而达到了设计需求。3.5.2 其他配件在料斗与卡槽的链接上，采用的是沉头的螺栓，具体为M325的螺栓。在与轴链接的时候，采用的定位方式为轴间定位加前段圆盘与螺钉链接定位的方式。具体定位方式见装配图。3.6 轴的设计分析在机械设计中，经常会遇到轴类零件的设计。轴是旋转零件中必不可少的部件，也是容易损坏或产生振动、弯扭变形的部件。轴的设计将影响到轴上各个零件的配合、传动和运转，从而影响整个机构的工作情况。特别是在高速旋转机械中，轴类零件的设计显得更加重要。由于影响轴的结构因素很多，且结构形式又要随具体情况不同而异，所以轴没有标准的结构形式。设计时，必须针对不同情况进行具体分析。但是，不论何种具体条件，轴在结构上都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工艺位置；轴上零件应便于拆装和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。根据机械传动方案的整体布局，确定轴上零件的布置方法，以及轴与零件的装配方案后，进行轴的结构设计：初步确定轴的各段直径、长度及轴肩的高度， 选择合适的轴承或联轴器等。3.6.1 轴的材料轴的材料主要是碳钢和合金钢，钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造尤为广泛，其中最常用的是45号钢。合金钢比碳钢具有更高的力学性能和更好的淬火性能。因此，在传递大动力，并要求减小尺寸与质量，提高轴颈的耐磨性，以及处于高温或低温条件下工作的轴，常采用合金钢。必须指出：在一般工作温度下（低于200），各种碳钢和合金钢的弹性模量均相差不多，因此在选择钢的种类和决定钢的热处理方法时，所根据的是强度与耐磨性，而不是轴的弯曲或扭转刚度。但也应当注意，在既定条件下，有时也可以选择强度较低的钢材，而用适当增大轴的截面面积的办法来提高轴的刚度。螺钉整列机所用电机为小功率，转速较低，且无特殊要求，故选用45号钢。根据（A为材料系数，P为轴传递的额定功率，n为轴的转速）。且考虑到原始设计结构中有键槽，应根据等效原则增大轴径，其光轴直径为d。3.6.2 安装方面的要求设计时必须注意轴的结构要便于安装制造，例如轴段上的轴承，其轴承内圈与轴过盈配合，为了便于安装，应将滚动轴承内圈经过的前段的直径做得比后段轴段小，因此通常将轴做成阶梯形的，其直径通常是中间大，两端小，由中间向两端依次减小，以便于轴上零件的拆装，可依次将齿轮、套筒、左端轴承、轴承盖和带轮从轴的左端进行装拆；右端轴承和轴承盖则由右端装拆。3.6.3 加工方面的要求需要磨削加工的轴段，为保证全轴径都达到磨削精度，在轴的阶梯之间应设 有砂轮越程槽，如轴段和轴段的交界处；车削螺纹的轴段应留有螺纹退刀槽如图3.12，以保证安全车削出全部螺纹，便于螺纹刀退出，并使螺纹尺寸达到标准要求。当轴上有多个退刀槽 或砂轮越程槽时，应尽可能取相同尺寸，以便于加工。轴上有多处过度圆角和倒角时，应尽可能使过渡圆角半径相同和倒角大小一致，以减少刀具规格和换刀次数。图3.12 螺纹退刀槽3.6.4 轴上零件的固定轴上零件的的固定是指对安装在轴上零件，要求它在受力后不破坏定位，能在力的作用下维持它原定位置而不发生移动所采取的措施。根据定位作用的不 同，轴的固定分为：轴向固定和周向固定 。 a)轴上零件轴向固定方法：轴上零件轴向固定的目的是保证零件在轴上有确定的轴向位置，防止零件作轴向移动，其固定方法常常采用轴肩、轴环、圆锥面，以及利用轴端挡圈、轴套(套筒)、圆螺母，弹性挡圈等零件进行轴向固定。采用套筒固定时，套筒不宜过长。所以当零件在轴间距离较大时，可采用圆螺母 固定。b)轴上零件周向固定方法：轴上零件周向固定的目的是为了传递转矩及防止零件与轴产生相对转动。在设计中，常采用键和过盈配合等方法来进行轴向固定。1)键的选择要求：若一根轴上有两个以上的键联接，在设计时，则须考虑简化轴加工的难度 。一方面应使几个键的键槽位置布置在同一母线上，这样轴只需装卡一次，免去分度加工键槽过程；另一方面还应尽可能采用同一规格的键 联接，这样可使键槽的截面尺寸一致，加工时只须用一把刀，一次走刀即可完成加工。在选用键作轴上零件周向固定时，应考虑在不同场合选用不同的键。平键联接常用于转动精度要求较高、转速较快及承受冲击或变载作用的场合；楔键作周向固定时，在传递转矩的同时，还能承受单向的轴向力，但对中性较差；花键 联接作周向固定时，其具有较高的承载能力，对中性与导向性均好，但成本高。2)过盈配合的选用：该种方法的工作原理是利用包容件孔的配合尺寸(孔径) 小于被包容件轴的配合尺寸(轴颈直径)，装配后在两者之间产生较大的压力，通过此压力所产生的摩擦力来传递转矩。这种方法结构简单，对轴的削弱小，对中性好，能承受较大的载荷，具有较好的抗冲击性能。其过盈量的大小应由其所传 递的扭矩的大小来确定。此处，还要考虑配合表面的加工品质，表面精度要高， 粗糙度值要低。对于那些对中性要求高、承受较大振动和冲击载荷的周向固定， 可考虑充分发挥键联接和过盈配合的各自优点，将二者组合起来使用，从而使周向固定更加牢固。3)周向固定的其他方法：在传递的载荷较小，可用圆锥销或紧定螺丝钉如图3.13作周向固定。 图3.13 周向固定方法此外，在设计时，应尽量避免应力集中，以免使轴过早产生变形，甚至裂纹。应力集中通常发生在零件截面尺寸发生变化的地方，如阶梯轴的轴肩、轴环等处。因此阶梯轴的轴肩处应采用过渡圆角，并且圆角半径不宜过小。对于定位轴肩、轴环，为了保证零件定位可靠过渡圆角半径受到限制时，可用用内凹圆角如图3.14（a）所示，或加隔离套以增大过渡圆，如图3.14（b）所示，重要结构还可用卸载槽，以减小局部应用力，如图3.14（c）所示。 图3.14 减小应力集中的措施由于在设计轴的结构时，其强度远远大于理论应有的强度要求，故在此不做轴的校核。其配合简图如下图3.15。 图3.15 轴的配合简图第四章 动力机构的选择4.1 电动机通过类比可知，执行系统的输出功率为630W，查表可得角接触球轴承效率，减速器效率，联轴器效率，可得传动总效率为0.85。所需电动机功功率0.75kw由之前对料斗的分析，料斗的转速不能大于47.32r/min，总传动比范围为1624，故电动机转速的可选范围为NI=463.81855.2r/min则符合这一范围的电动机同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册见选择适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和减速器传动比，料斗的转速要求，以及此次设计的设备上对于扭矩的较小要求，查机械设计手册, 可选Y系列三相异步电动机Y80M2-4，额定功率P0.75kW，同步转速1000r/min;，安装形式为一般卧式B3。Y系列三相异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，是我国新设计的统一系列。本系列电动机具有体积小，重量轻、运行可靠、结构坚固、价格低廉、维护方便等特点，而且效率高，起动转矩大，噪声低、寿命长、经久耐用。此系列为一般用途的电动机，可以驱动无特殊要求的各种机械设备。电动机主要外形和安装尺寸如下图4.1： 图4.1 电动机的安装结构及外形尺寸注：Y系列电动机的型号由四部分组成：第一部分汉语拼音字母Y表示异步电动机；第二部分数字表示机座中心高（机座不带底脚时，与机座带底脚时相同）；第三部分英文字母为机座长度代号（S短机座、M中机座、L长机座），字母后的数字为铁心长度代号；第四部分横线后的数字为电动机极数。例如电动机型号Y132S2-2表示异步电动机，机座中心高132mm，短机座，极数为2。4.2 摆线针轮减速机4.2.1 摆线针轮减速机原理摆线针轮减速机是一种应用行星式传动原理，采用摆线针齿啮合的新颖传动装置。全部传动装置可分为三部分：输入部分、减速部分、输出部分。在输入轴上装有一个错位180的双偏心套，在偏心套上装有两个称为转臂的滚柱轴承，形成H机构、两个摆线轮的中心孔即为偏心套上转臂轴承的滚道，并由摆线轮与针齿轮上一组环形排列的针齿相啮合，以组成齿差为一齿的内啮合减速机构，（为了减小摩擦，在速比小的减速机中，针齿上带有针齿套）。 当输入轴带着偏心套转动一周时，由于摆线轮上齿廓曲线的特点及其受针齿轮上针齿限制之故，摆线轮的运动成为既有公转又有自转的平面运动，在输入轴正转周时，偏心套亦转动一周，摆线轮于相反方向转过一个齿从而得到减速，再借助W输出机构，将摆线轮的低速自转运动通过销轴，传递给输出轴，从而获得较低的输出转速。其原理简图如图4.2 图4.2 摆线针轮行星传动简图4.2.2 摆线针轮减速机的性能特点摆线针轮减速机是一种比较新型的传动机构，其独特的平稳结构在许多情况下可替代普通圆柱齿轮减速机及蜗轮蜗杆减速机，因为摆线针轮减速机具有：1）：传动比大：摆线针轮减速机一级减速时传动比为1:7到1：87；两级减速时转动比为1217569，用户也可以根据自己的实际需要选用减速比更大的三级减速。2）：传动效率高：摆线针轮减速机由于该机啮合部位采用了滚动啮合，一般效率为可达90以上。3）：保养方便（润滑方式）：以下使用不要保养的専用高级油脂。4）：体积小，重量轻：摆线针轮减速机采用行星传动原理，输入轴和输出轴在同一轴线上而且有与电动机直联呈一体的独特之处，因而摆线针轮减速机本身具有结构紧凑，体积小、重量轻的特点。用它代替两级普通圆柱齿轮减速器，体积可减少1/22/3；重量约减轻1/31/2。5）：拆装方便，容易维修：由于摆线针轮减速机结构设计合理、拆装简单便于维修，使用零件个数少以及润滑简单。6）：使用可靠、故障少、寿命长：主要传动啮合件使用耐磨耗及耐疲劳性能良好的高炭铬轴承钢制造，经淬火处理（HRC58-62）获得高强度，因此摆线针轮减速机机械性能好，耐磨性能好；运转接触采用滚动磨擦，基本上无磨损，故故障少、寿命长，其寿命较普通齿轮减速器可提高2-3倍。7）：运行平平稳，噪音小：摆线针齿啮合齿数较多，重叠系数大以及具有机件平稳的机理，使振动和噪声限制在最小程度。因此，摆线针轮减速机正因为具有这些其它种类减速机不可替代的优越性和特点，所以摆线针轮减速机在各种机械行业被广泛使用，并深受用户的欢迎和信赖！4.2.3 摆线针轮减速机的结构特点它主要由四部分组成：行星架H，行星轮C，中心轮b，输出机构W1）行星架H，又称转臂，由输入轴10和偏心轮9组成，偏心轮在两个偏心方向互成180。2）行星轮C，即摆线轮6，其齿廓通常为短幅外摆线的内侧等距曲线，为使输入轴达到静平衡和提高承载能力，通常采用两个相同的奇数齿摆线轮，装在双偏心套上，两位置错开180，摆线轮和偏心套之间装有滚动轴承，称为转臂轴承，通常采用无外座圈的滚子轴承，而以摆线轮的内表面直接作为滚道。近几年来，优化设计的结构常将偏心套与轴承做成一个整体，称为整体式双偏心轴承。3）中心轮b，又称针轮，由针齿壳3上沿针齿中心圆圆周上均匀布一组针齿销5（通常针齿销上还装有针套7）组成。4）输出机构W，与渐开线少齿差行星齿轮传动一样，通常采用销轴式输出机构。图4.3 摆线针轮行星传动结构图4.2.4 摆线针轮减速机的设计计算根据实际情况，此次选择的摆线针轮减速机型号为BWY1-43-0.75。BW表示摆线减速机卧式，Y表示点击直联，1为1号机型，43为减速比，功率0.75KW。1） 摆线轮的设计 由使用条件,确定为针轮固定的卧式减速器，再进行摆线针轮齿数的确定。由设计的具体要求可知该摆线针轮减速器的传动比为，所以根据摆线针轮减速的的传动比可知：为使摆线轮齿廓和销轴孔能正好重叠加工,以提高生产率和精度,齿数尽可能取奇数,即也应尽可能取奇数,在平稳载荷下选材料为GCr15,硬度为60HRC以上。针轮齿数： 选材为GCr15,硬度为60HRC以上。由此可确定针轮半径。针齿中心圆半径： 取材料为轴承钢5862HRC时,=10001200Mpa，再计算短幅系数和偏心距。 偏心距： 由文献查得：A3mm， 取偏心距：3mm 初选短幅系数： 由文献查得： =0.420.55 实际短幅系数：由此可得针轮尺寸： 1初选针径系数：， 由文献查得： 2针齿中心圆半径： 取 得 材料为轴承钢5862HRC时,=10001200Mpa。 3针径套半径： 取10mm 4验证齿廓不产生顶切或尖角： 5针齿销半径：取6mm 针齿套壁厚一般为26mm。 6实际针径系数： 小于1.3，则考虑抽齿一半。2） 摆线轮尺寸的计算1摆线轮齿顶圆直径： 2摆线轮齿根圆直径：3摆线轮齿高： 4摆线轮齿宽： 取5摆线轮内孔直径，为轴承去掉外圈的直径： 6柱销孔中心园直径： 取，选取时考虑了同一机型输出机构的通用性。7柱销孔数目：由于摆线针轮中心园直径100200,所以由参考资料知柱销数目：所以柱销孔的数目为8个。8间隔环： 12mm3） 确定输出机构中柱销、柱销套和柱销空的直径1柱销直径： =22mm 取22mm 由资料取18mm。2柱销套直径： 24mm 故 32mm3柱销孔直径： mm为使柱销孔与柱销套之间有适当间隙，值应增加值： 0.15；550mm时，0.20.34） 输出轴的计算1输出轴的结构装配简图，如图4.4 图4.4 输出轴结构装配简图由前面的设计可知该摆线针轮减速器的输出轴转矩为 输出转速为： ，选材为钢，调质处理，由文献查得，取A0110， mm输出轴最小直径显然安装联轴器与其配合的部分，为了使所选直径与联轴器的孔径相适应，须选取联轴器，联轴器的计算转矩由文献查得，1.3， N.mm查文献故选HL5弹性柱销联轴器，轴孔径为d=60,半联轴器L142mm，取112mm。2输出轴的结构设计其装配结构图如图4.4，上选用滚动深沟球轴承6214，由文献表查得，d=70,D=125,B=24,则可知=70，=65；上选用深沟球轴承6215，D=130，B=25所以，=75，所以，=22，=30，=70，套筒长43，外圈直径84。轴上联轴器定位采用平键联接，选用平键 ,键槽用键槽铣刀加工. 同时为了保证联轴器与轴的配合，选择配合为H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位过渡配合来保证，安装轴承处选轴的尺寸公差为m6。取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为 3精确校核轴的疲劳强度 截面2、3、5、9只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面2、3、5、9 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 4 和5 处过渡配合引起的应力集中较为严重；从受载的情况来看，截面4、5上的应力最大。由于5轴径也较大，故不必做强度校核。截面4上应力最大，因而该轴只需校核截面4左侧即可。截面4左侧抗弯截面系数： 274000 抗扭截面系数： 54880 弯矩： 433050216500 扭矩： T1100000截面上的弯曲应力： 5.517 MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献表，得 640MPa，275MPa，155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，因，经查值后可查得 2.0，1.3；查文献可得材料敏性系数为 ，0.85。故有效应力集中系数为 1.82 1.26于是，计算安全系数值，则得 =20.21 =10.62 6.40S0.05 由以上的分析故可知其安全。5） 箱体的结构设计箱体设计首先要考虑箱体内零件的布置及与箱体外部零件的关系，如车床按两顶尖要求等高，确定箱体的形状和尺寸，此外还应考虑以下问题： 1.满足强度和刚度要求。对受力很大的箱体零件，满足强度是一个重要问题；但对于大多数箱体，评定性能的主要指标是刚度，因为箱体的刚度不仅影响传动零件的正常工作，而且还影响部件的工作精度。2.散热性能和热变形问题。箱体内零件摩擦发热使润滑油粘度变化，影响其润滑性能；温度升高使箱体产生热变形，尤其是温度不均匀分布的热变形和热应力，对箱体的精度和强度有很大的影响。3.结构设计合理。如支点的安排、筋的布置、开孔位置和连接结构的设计等均要有利于提高箱体的强度和刚度。4.工艺性好。包括毛坯制造、机械加工及热处理、装配调整、安装固定、吊装运输、维护修理等各方面的工艺性。5.造型好、质量小连接和固定。速器箱体使用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好润滑及轴系可靠密封的重要零件，其重量越占减速器总重的3050，因此设计机体结构时必须综合考虑传动质量、加工工艺及成本等。减速器箱体常用灰铸铁制造。灰铸铁具有良好的铸造性能和减振性能，易获得美观外形，适宜于批量生产。对于重载或受冲击载荷的减速器也可采用铸钢箱体。单件生产的减速器可采用钢板焊接的箱体，其制造工艺简单、生产周期短、材料省、重量轻、成本低，但对焊接技术要求较高。减速器机体可以采用剖分式或整体式，剖分式机体结构被广泛使用，其剖分面多与传动零件轴线平面重合，一般减速器只有一个剖分面，但有些由两个剖分面。 卧式减速器箱体常沿轴心线所在平面剖分成箱座和箱盖两部分，这样有利于箱体制造和便于轴系零件的装拆。 此外，机体应具有足够的刚度。箱体剖分面应加工平整，要由足够的宽度；螺栓间距应不大于100150mm,以保证箱体的密封性。箱体连接处的刚度主要是结合面的变形和位移，它包括结合面的接触变形，连接螺钉的变形和连接部位的局部变形。为了保证连接刚度，应注意以下几个方面的问题： 1重要结合面表面粗糙度值Ra应不大于3.2um，接触表面粗糙度值越小，则接触刚度越好。 2合理选择联结螺钉的直径和数量，保证结合面的预紧力。为了保证结合面之间的压强，又不使螺钉直径太大，结合面的实际接触面积在允许范围内尽可能减小。3合理设计联结部位的结构。4.3 联轴器由于非金属材料的的元件大多都是变刚度的，常用非金属材料的刚度大多随着载荷的增大而增大，故缓冲性好，特别适用于工作载荷有较大变化的机器，在此轴与摆线针轮减速机连接时，选用的联轴器为弹性套柱销联轴器。4.3.1 结构特点弹性套柱销联轴器是利用一端套有弹性套（橡胶材料）的柱销，装在两半联轴器凸缘孔中，以实现两半联轴器的联接。弹性套柱销联轴器曾经是我国应用最广泛的联轴器，早在20世纪50年代末期即已制订为机械部标准，JB0860弹性圈柱销联轴器，是我国第一个部标准联轴器。弹性套柱销联轴器结构比较简单，制造容易，不用润滑，不需要与金属硫化粘结，更换弹性套方便，不用移动半联轴器，具有一定补偿两轴相对偏移和减振缓冲性能。弹性套工作是受压缩变形，由于弹性套的厚度较薄，体积小，弹性变形有限，所以，弹性套柱销联轴器虽可补偿轴线位移和弹性，但轴线位移许用补偿量较少，弹性较弱。弹性套柱销联轴器是依靠柱销组的锁紧力而产生于接触面的摩擦力矩，并压缩橡胶弹性套来传递转矩。适用于安装底座刚性好、对中精度较高、冲击载荷不大、对减振要求不高的中小功率轴系传动。4.3.2 分类联轴器分为LT型联轴器见图4.5和LTZ型联轴器见图4.6两种型式。在此我选定的型号为LT5-Y型，故LTZ型不再赘述。 图4.5 LT型联轴器 图4.6 LTZ型联轴器联轴器型号与标记按GB/T 12458的规定。例：LT5弹性套柱销联轴器 主动端型轴孔，A型键槽， 从动端：型轴孔，B型键槽，LT5联轴器 GB/T 4323-2002LT型联轴器的结构型式，基本参数和主要尺寸应符合图4.5和表4.1的规定，轴孔式按GB/T 3852的规定，轴孔长度优先选，参数表如下。 表4.1 LT型联轴器基本参数和主要尺寸4.3.3 技术要求被联接两轴允许的最大轴线误差不得大于表4.2的规定。最大运转补偿量是指在工作状态下允许的由于制造误差，安装误差，工作载荷变化引起的振动，冲击，变形，温度变化等综合因素形成的两轴相对偏移量。 表4.2 LT型允许最大轴线误差4.4 轴承4.4.1 角接触轴承的选择 根据结构与受力要求，所选用轴承需要同时承受径向负荷与轴向负荷，需要在较高转速下工作，故选定为角接触球轴承。接触角越大，角接触球轴承轴向承载能力越高，可以同时承受径向载荷和轴向载荷,单列角接触球轴承只能承受单方向轴向载荷,因此一般都常采用成对安装。成对使用时，以预先调整好间隙的配对角接触球轴承最为方便。角接触球轴承的接触角，其中C为15度接触角，AC为25度接触角，B为40度接触角，此种轴承极限转速较高，可以同时承受径向载荷和轴向载荷，也可以承受纯轴向载荷，其轴向载荷能力由接触角决定，并随接触角的增大而增大。它只能承受一个方向的轴向载荷，承受径向载荷时，会引起附加轴向力，必须施向相应的反向载荷，因此，该种轴承一般都成对使用。角接触球轴承精度等级包括尺寸公差和旋转精度。精度由低到高表示为P0(普通)、P6(P6X)、P5、P4、P2。此外，欧美品牌中也用P3、P7、P9表示精度等级，P3相当于ISO和JIS标准的P6级， P7相当于P4级，P9相当于P2级。其类型有7000C型(=15)、 7000AC型(=25) 和7000B(=40)几种类型。该种轴承的锁口在外圈上，一般内外圈不能分离，可承受径向和轴向的联合载荷以及一个方向的轴向载荷。承受轴向载荷的能力由接触角决定，接触角越大，则承受轴向载荷的能力高。该种轴承能限制轴或外壳在一个方向的轴向位移。轴承选择如下图4.7图4.7 角接触轴承4.4.2 角接触轴承的安装角接触球轴承，主要用于载荷较轻的高速旋转场合，要求轴承高精度、高转速、低温升低振动和一定的使用寿命。常作高速电主轴的支承件成对安装使用，其主要技术指标： 1.轴承精度指标：超过GB/307.1-94 P4级精度；2.高速性能指标： dmN值 1.31.8x 106 /min ；3. 使用寿命（平均）： 1500 h高速精密角接触球轴承使用寿命与安装有很大关系，应注意以下事项1. 轴承安装应在无尘，洁净的房间内进行，轴承要经过精心选配，轴承用隔圈要经过研磨，在保持内外圈隔圈等高的前提下，隔圈平行度应控制在1um以下；2. 轴承安装前应清洗干净，清洗时内圈斜坡朝上，手感应灵活，无停滞感，晾干后，放入规定量油脂，如属油雾润滑应放入少量的油雾油；3. 轴承安装应采用专门工具，受力均匀，严禁敲打；4. 轴承存放应清洁通风，无腐蚀气体，相对湿度不超 过65%，长期保管应定期防锈。 表4.3 轴承代号故而选定的轴承代号为7006C。4.5 轴承盖轴承盖的主要作用是轴承外圈的轴向定位；防尘和密封，除它本身可以防尘和密封外，它常和密封件配合以达到密封的作用。还能在一定程度上防止滚动体保持架等易损件受外力用而损坏。轴承盖图在附图中画出，且用的密封为毛毡密封圈。4.5.1 轴承盖的技术要求零件的材料为HT200，灰铸铁生产工艺简单，铸造性能优良，但塑性较差、脆性高，不适合磨削,零件的主要技术要求分析如下：(1).由零件图可知，零件的底座底面、内孔、端面及轴承座的顶面有粗糙度要求，其余的表面精度要求并不高，也就是说其余的表面不需要加工，只需按照铸造时的精度即可。底座底面的精度为Ra6.3、内孔、端面及内孔的精度要求均为Ra12.5。轴承座在工作时，静力平衡。(2).铸件要求不能有砂眼、疏松等缺陷，以保证零件的强度、硬度及疲劳度，在静力的作用下，不至于发生意外事故。第五章 产品关键部位成型图由Pro/E 绘制出本设计整列结构的关键部位，见图5.1，图5.2，便于理解。 图5.1 图5.2 总 结转眼之间，历时三个多月的毕业设计马上就要结束了，这是我们大学之中最后一个也是最重要的一个设计、一个阶段。毕业设计是考验我们大学这四年来的所学，它要求我
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