沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)

寧XX大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)所在學(xué)院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指導(dǎo)老師 年 月 日摘 要本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是關(guān)于沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)。首先對輸送機(jī)作了簡單的概述；接著分析了輸送機(jī)的選型原則及計(jì)算方法；然后根據(jù)這些設(shè)計(jì)準(zhǔn)則與計(jì)算選型方法按照給定參數(shù)要求進(jìn)行選型設(shè)計(jì)；接著對所選擇的輸送機(jī)各主要零部件進(jìn)行了校核。在沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)、制造以及應(yīng)用方面,目前我國與國外先進(jìn)水平相比仍有較大差距,國內(nèi)在設(shè)計(jì)制造沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)過程中存在著很多不足。關(guān)鍵詞：沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)，傳動(dòng)裝置，連桿，減速器目 錄摘 要1目 錄2第1章 緒論11.1 沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)的發(fā)展史11.2 沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)的用途11.3 沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)的優(yōu)越性11.3.1 沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)的特點(diǎn)11.3.2 沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)與其他工件輸送機(jī)的比較2第2章 自動(dòng)送料裝置總體方案32.1 課題設(shè)計(jì)方案32.2 方案一32.3 方案二32.4 方案三42.5 方案四4第3章 連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析53.1 常規(guī)型的幾何關(guān)系分析53.2 懸點(diǎn)的位移73.3 懸點(diǎn)的速度83.4 懸點(diǎn)的加速度93.5 懸點(diǎn)運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)計(jì)算分析93.6 連桿的設(shè)計(jì)123.6.1 選材133.6.2 校核13第4章 電動(dòng)機(jī)選擇、傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算154.1電動(dòng)機(jī)的選擇154.2 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的確定及各級傳動(dòng)比的分配164.3 運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算16第5章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算185.1 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)185.2 漸開線斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)225.3 低速級斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表285.4 斜齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)表33第6章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算336.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)336.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)366.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)386.4 校核軸的強(qiáng)度40第7章 軸承的選擇和校核447.1 軸軸承的選擇447.2 根據(jù)滾動(dòng)軸承型號，查出和447.3 校核軸軸承是否滿足工作要求44第8章 鍵聯(lián)接的選擇和校核468.1 軸大齒輪鍵的選擇468.2 軸大齒輪鍵的校核46第9章 鍵聯(lián)接的選擇和校核47第10章 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇4710.1 傳動(dòng)零件的潤滑4710.1.1 齒輪傳動(dòng)潤滑4711.1.2滾動(dòng)軸承的潤滑4710.2 減速器密封4710.2.1 軸外伸端密封4710.2.2 軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封4710.2.3 箱體結(jié)合面的密封47第11章 減速器箱體設(shè)計(jì)及附件的選擇和說明48第12章 自動(dòng)送料裝置控制電路設(shè)計(jì)53總結(jié)與展望55參考文獻(xiàn)56結(jié)束語57致謝5859第1章 緒論進(jìn)入21世紀(jì)，我國工件工業(yè)快速發(fā)展，深加工產(chǎn)業(yè)規(guī)模也在飛速擴(kuò)大,現(xiàn)有工件機(jī)械設(shè)備生產(chǎn)能力小,不能滿足大型加工廠的生成要求。因此,改進(jìn)和擴(kuò)大現(xiàn)有工件機(jī)械設(shè)備是完全必要的。沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)作為工件加工的基礎(chǔ)設(shè)備， 在我國礦廣泛應(yīng)用幾十年。生產(chǎn)實(shí)踐證明,該設(shè)備對品種、粒度、外在水份等適應(yīng)性強(qiáng),與其他給料設(shè)備相比,具有運(yùn)行安全可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、維護(hù)工作量少等優(yōu)點(diǎn),仍不失推廣使用的價(jià)值。1.1 沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)的發(fā)展史運(yùn)輸機(jī)設(shè)備是礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設(shè)備之一,給設(shè)備的可靠性,特別是關(guān)鍵咽喉部位給設(shè)備的可靠性,直接影響整個(gè)生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運(yùn)行。目前,我國礦使用的給設(shè)備主要是沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)和電振工件輸送機(jī)。 沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)最早研制于20世紀(jì)60年代初,70年代,在基礎(chǔ)上,更換了驅(qū)動(dòng)裝置,改為系列,并一直沿用至今。國外工件輸送機(jī)發(fā)展?fàn)顩r也與國內(nèi)大相徑庭,并沒有更高的技術(shù)含量,但價(jià)格卻是國內(nèi)同類產(chǎn)品的45倍。自20世紀(jì)60年代定型后,我國各大礦使用的工件輸送機(jī)主要是K系列的沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)。1.2 沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)的用途最通用的沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)為K型，一般用于或其他磨琢性小、黏性小的松散粒狀物料的給料。沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)適用于礦井和選廠，將碳經(jīng)倉均勻地裝載到輸送機(jī)或其它篩選、貯存裝置上。1.3 沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)的優(yōu)越性1.3.1 沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)的特點(diǎn)(1) 結(jié)構(gòu)簡單,維修量小在沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)中,電動(dòng)機(jī)和減速器均采用標(biāo)準(zhǔn)件,其余大部分是焊接件,易損部件少,用在礦惡劣條件下,其適用性深受使用單位的好評。(2) 性能穩(wěn)定沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)對的牌號,粒度組成,水分、物理性質(zhì)等要求不嚴(yán),當(dāng)來料不均勻,水分不穩(wěn)定且夾有大塊、橡膠帶、木頭及鋼絲等時(shí),仍能正常工作。(3) 噪音低沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)是非振動(dòng)式給料設(shè)備,其噪音發(fā)生源只有電動(dòng)機(jī)和減速器,而這兩個(gè)的噪音都很低。尤其在井下或倉等封閉型場所,噪音無法擴(kuò)散,這一點(diǎn)是電動(dòng)給料機(jī)所無法達(dá)到的。(4) 安裝方便、高度小沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)一般安裝在倉倉口,不需另外配制倉口閘門溜槽及電動(dòng)機(jī)支座,安裝可一步到位,調(diào)整工作量小,而電動(dòng)工件輸送機(jī)由于不能直接承受倉壓,需要另外安放倉口過渡溜槽,相比之下,沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)占有高度小,節(jié)省了建筑面積和投資。1.3.2 沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)與其他工件輸送機(jī)的比較往復(fù)式與振動(dòng)式工件輸送機(jī)兩種給料方式不同點(diǎn)是給料頻率和幅值以及運(yùn)動(dòng)軌跡不同。在使用過程中，由于振動(dòng)式給料機(jī)給料頻率高，噪聲也大；由于它是靠高頻振動(dòng)給料，其振動(dòng)和頻率受物料密度及比重影響較大，所以，給料量不穩(wěn)定，給料量的調(diào)整也比較困難；由于是靠振動(dòng)給料，給料機(jī)必須起振并穩(wěn)定在一定的頻率和振幅下，但振動(dòng)參數(shù)對底板受力狀態(tài)很敏感，故底板不能承受較大的倉壓，需增加倉下給料槽的長度，結(jié)果是增加了料倉的整體高度，使工程投資加大；由于給料高度加大，無法用于替換目前大量使用的沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)。沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）第2章 自動(dòng)送料裝置總體方案2.1 課題設(shè)計(jì)方案 設(shè)計(jì)方案： 1.采用分離氣缸和定位夾緊氣缸實(shí)現(xiàn)物料的運(yùn)送和分離 2.利用機(jī)械手進(jìn)行送料 3.采用伺服電機(jī)控制工作臺(tái)進(jìn)行送料 4、采用電機(jī)帶動(dòng)減速器，然后帶動(dòng)連桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)往復(fù)運(yùn)動(dòng)2.2 方案一采用雙作用缸實(shí)現(xiàn)物料的分離功能和定位夾緊功能氣動(dòng)送料機(jī)由兩個(gè)基本應(yīng)用模塊組成：物料分離模塊及傳送模塊。物料分離模塊由兩個(gè)雙作用氣缸組成，分別實(shí)現(xiàn)物料的分離功能和定位夾緊功能。為保證真空系統(tǒng)的氣流通暢，以提高真空發(fā)生器的真空度，回路4中的真空控制回路不安裝節(jié)流閥。同時(shí)，回路4中的所有連接氣管應(yīng)盡可能的短， 以減小空氣流通阻力，提高真空度。采用氣缸的優(yōu)點(diǎn)：減少了物料的運(yùn)送步驟，縮短了加工時(shí)間，操作簡單。缺點(diǎn)：對物料的放置有很高的精度要求，造價(jià)高昂，一般的小型企業(yè)不采用2.3 方案二 利用機(jī)械手進(jìn)行送料機(jī)械手是以小車形式通過鋼繩同滑塊聯(lián)接起來， 由沖床滑塊上升運(yùn)動(dòng)牽引小車作前進(jìn)的水平運(yùn)動(dòng)完成送料，由通過鋼繩連接的重物使小車作復(fù)位運(yùn)動(dòng)。由小車機(jī)械手將工件送至沖床下進(jìn)行沖孔，提高了生產(chǎn)效率，保證了質(zhì)量，改善了勞動(dòng)強(qiáng)度，確保了人生安全。采用機(jī)械手送料的優(yōu)點(diǎn)：送料與沖床節(jié)拍相同，可以連續(xù)生產(chǎn)。缺點(diǎn)：首先由于整個(gè)過程均由機(jī)械手實(shí)現(xiàn)，所以對機(jī)械手的要求度很高，其次，如果工件大小不一要經(jīng)常更換。2.4 方案三采用伺服電機(jī)控制工作臺(tái)進(jìn)行送料由單片機(jī)產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)脈沖信號，步進(jìn)電機(jī)的驅(qū)動(dòng)器收到驅(qū)動(dòng)脈沖信號后，步進(jìn)電機(jī)將會(huì)按照設(shè)定的方向轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)固定的角度，將電脈沖轉(zhuǎn)化成交位移。電機(jī)的轉(zhuǎn)速由脈沖信號頻率來控制決定，再由電機(jī)控制工作臺(tái)進(jìn)行送料沖壓。優(yōu)點(diǎn)：1、可以連續(xù)生產(chǎn)，并且能實(shí)現(xiàn)一人控制幾臺(tái)機(jī)器2、可靠性高，由于送料機(jī)構(gòu)外部由步進(jìn)電機(jī)控制，所以每次的行程都是固定值。3、低功耗，低電壓。在許多沒有電力供應(yīng)的應(yīng)用場合，較低的功耗和工作電壓是生產(chǎn)便捷化的必要條件。4、維護(hù)方便，經(jīng)濟(jì)實(shí)用。沖床沖壓的自動(dòng)送料裝置設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)是由電動(dòng)機(jī)、減速器、聯(lián)軸器、H形架、連桿、底板(給料槽)、傳動(dòng)平臺(tái)、漏斗閘門、托輥等組成。2.5 方案四采用電機(jī)帶動(dòng)減速器，然后帶動(dòng)連桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)往復(fù)運(yùn)動(dòng)傳動(dòng)原理：當(dāng)電動(dòng)機(jī)開動(dòng)后，經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機(jī)構(gòu)拖動(dòng)傾斜的底板在托輥上作直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，當(dāng)?shù)装逭袝r(shí),將倉和槽形機(jī)體內(nèi)的帶到機(jī)體前端;底板逆行時(shí),槽形機(jī)體內(nèi)的被機(jī)體后部的斜板擋住,底板與之間產(chǎn)生相對滑動(dòng),機(jī)體前端的自行落下。將均勻地卸到運(yùn)輸機(jī)械或其它篩選設(shè)備上。該機(jī)設(shè)有帶漏斗、帶調(diào)節(jié)閥門和不帶漏斗、不帶調(diào)節(jié)閥門兩種形式。綜合以上的比較，選擇方案4來設(shè)計(jì)沖壓自動(dòng)送料機(jī)構(gòu)。第3章 連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 運(yùn)動(dòng)分析的主要任務(wù)是：求出驢頭懸點(diǎn)的位移、速度和加速度隨時(shí)間變化的規(guī)律，以便為載荷分析和扭矩計(jì)算提供運(yùn)動(dòng)學(xué)數(shù)據(jù)。在曲柄角速度等于常數(shù)的情況下，問題也就歸結(jié)為求解懸點(diǎn)位移速度和加速度隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。3.1 常規(guī)型的幾何關(guān)系分析圖2-1 常規(guī)型運(yùn)動(dòng)簡圖基本參數(shù)及意義表示如下：A前臂長度，mm；C后臂長度，mm；P連桿長度，mm；R曲柄半徑，mm；I支承中心到減速器輸出軸中心的水平距離，mm；H支承中心到底座底部的高度，mm；G減速器輸出軸到底座底部的高度，mm；H-G曲柄回轉(zhuǎn)中心至中心軸承的垂直距離，mm；C與K的夾角；S抽油機(jī)的沖程；n抽油機(jī)的沖次；P額定懸點(diǎn)載荷； K極距，即支承中心到減速器輸出軸中心的距離，mm；J曲柄銷中心到支承中心之間的距離,mm；曲柄轉(zhuǎn)角，以曲柄半徑R處于12點(diǎn)鐘位置作為零度，沿曲柄旋轉(zhuǎn)方向度量；零度線與K的夾角，由零度線到K沿曲柄旋轉(zhuǎn)方向度量；C與P的夾角，稱傳動(dòng)角；xC與J的夾角；K與J的夾角；K與R的夾角；P與R的夾角。由圖可知： （2-1）式中正負(fù)號取決于曲柄旋轉(zhuǎn)方向，曲柄旋轉(zhuǎn)方向的判斷為：面向抽油機(jī)，井口在右側(cè)，順時(shí)針旋轉(zhuǎn)為“+”，逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)為“-”。 （2-2） （2-3） （2-4） （2-5） （2-6） （2-7） （2-8） （2-9） （2-10）在有“”式中，“+”用于曲柄順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，“-”用于曲柄逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)。3.2 懸點(diǎn)的位移根據(jù)以上幾何關(guān)系分析結(jié)果，對常規(guī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性進(jìn)行分析，推導(dǎo)相應(yīng)公式，得到懸點(diǎn)位移、速度、加速度。本文以常規(guī)型抽油機(jī)CYJ5-2.5-26HB為例進(jìn)行研究，并對此抽油機(jī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系進(jìn)行計(jì)算編程，畫出相應(yīng)的曲線圖。圖2-2 懸點(diǎn)位移曲線圖以懸點(diǎn)處于最低位置（下死點(diǎn)）為計(jì)算位移的起點(diǎn)。擺動(dòng)的角位移為，最大角位移為。根據(jù)抽油機(jī)四桿結(jié)構(gòu)的幾何關(guān)系： （2-11） （2-12）懸點(diǎn)位移 （2-13）懸點(diǎn)最大位移 （2-14）在抽油機(jī)的設(shè)計(jì)和使用中，常用的是與的比值，稱為位置因素，表示為： （2-15）顯然，。當(dāng)懸點(diǎn)位于下死點(diǎn)時(shí)，=0；懸點(diǎn)位于上死點(diǎn)時(shí)，=1。其懸點(diǎn)位移的計(jì)算結(jié)果詳見表2-1，得到位移圖像如圖2-2： 3.3 懸點(diǎn)的速度 圖2-3 速度分析示意圖 圖3-4 懸點(diǎn)速度曲線如圖2-3所示，后臂C和曲柄半徑R均為繞定點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，連桿P做平面運(yùn)動(dòng)。利用速度投影定理，忽略連桿P變形的影響，連桿兩端點(diǎn)（d和b）的速度在連桿軸線上的投影相等。d、b兩點(diǎn)分別和O轉(zhuǎn)動(dòng)，、分別垂直于R和C，將、向連桿軸線投影有： （2-16）則 （2-17）因?yàn)?，懸點(diǎn)速度為 （2-18）式中為曲柄旋轉(zhuǎn)的角速度，其余參數(shù)同前。其懸點(diǎn)速度的計(jì)算結(jié)果詳見表3-1，得到速度圖像如圖3-4：3.4 懸點(diǎn)的加速度圖3-5懸點(diǎn)加速度曲線懸點(diǎn)速度對時(shí)間的一次導(dǎo)數(shù)即為懸點(diǎn)加速度。對于后置型，懸點(diǎn)加速度公式為： （2-19）其懸點(diǎn)加速度的計(jì)算結(jié)果詳見表2-1，得到加速度圖像如圖2-5：3.5 懸點(diǎn)運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)計(jì)算分析表2-1顯示了曲柄轉(zhuǎn)角變化時(shí)，懸點(diǎn)位移、速度、加速度隨其變化的數(shù)值，表2-1如下所示。圖2-6為曲柄轉(zhuǎn)角變化與懸點(diǎn)位移、速度、加速度之間的關(guān)系曲線圖，圖2-6如下所示。表3-1 懸點(diǎn)參數(shù)計(jì)算數(shù)值表角度位移速度加速度00.-0.029990.50.0.023290.100.0.0.150.0.0.200.0.0.250.073430.0.300.0.284590.350.0.0.400.0.0.450.0.0.500.0.0.550.0.0.600.0.0.09648650.505550.0.700.0.0.750.0.-0.02277800.0.-0.05472850.0.-0.08214900.0.45849-0.1051950.0.-0.123851000.0.-0.138821051.0.-0.150521101.0.-0.159491151.0.-0.166271201.0.-0.171371251.0.-0.175261301.0.-0.178341351.0.-0.180981401.0.-0.183451451.0.-0.1861501.0.18588-0.18881551.0.-0.191991601.436540.-0.195631651.0.-0.199751701.46570.-0.204311751.0.-0.209221801.0.-0.214331851.-0.01123-0.219421901.-0.04204-0.224241951.-0.07349-0.228472001.-0.10546-0.231742051.-0.1378-0.23372101.-0.1703-0.233962151.-0.2027-0.232192201.-0.23469-0.228112251.-0.26594-0.221522301.-0.2961-0.212322351.-0.3248-0.200512401.-0.35168-0.18622451.-0.37642-0.169582501.-0.39869-0.150892551.-0.41825-0.130432600.-0.43486-0.10852650.-0.44833-0.085362700.-0.45853-0.061292750.-0.46532-0.036482800.-0.46864-0.011122850.-0.468390.2900.-0.464540.2950.-0.457040.3000.-0.445850.3050.-0.430940.3100.-0.412290.3150.-0.389880.3200.23861-0.363710.3250.-0.33380.3300.-0.30020.255113350.-0.262980.3400.-0.222280.3450.-0.17830.3500.-0.131320.3550.00896-0.081720.3600.-0.029990.圖3-6 懸點(diǎn)位移、速度、加速度曲線從表3-1和圖3-6可知，懸點(diǎn)速度最大值為，懸點(diǎn)加速度最大值。3.6 連桿的設(shè)計(jì)因?yàn)槌橛蜋C(jī)連桿較長，且受壓，所以對其進(jìn)行靜強(qiáng)度和穩(wěn)定性校核。最大連桿力是對連桿進(jìn)行強(qiáng)度校核或穩(wěn)定校核的依據(jù)。3.6.1 選材根據(jù)連桿受力狀態(tài)及結(jié)構(gòu)尺寸特點(diǎn)，選其材料為45號鋼制成的無縫鋼管，查機(jī)械工程材料實(shí)用手冊其基本參數(shù)為：外徑D=80mm，臂厚t=10mm，單位長度理論重量為17.26，抗拉強(qiáng)度，屈服點(diǎn)。3.6.2 校核（1）連桿靜強(qiáng)度校核抽油機(jī)連桿質(zhì)量較輕，其運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的慣性力及慣性力矩較小。如果忽略連桿運(yùn)動(dòng)所產(chǎn)生的慣性力矩，則可認(rèn)為連桿為二力桿，連桿力為為： （5-27）式中：為抽油機(jī)懸點(diǎn)載荷； 為抽油機(jī)結(jié)構(gòu)不平衡重；為游梁平衡重重力。對不同曲柄轉(zhuǎn)角下的進(jìn)行計(jì)算，求出的最大值，則連桿的最大應(yīng)力及強(qiáng)度條件為 （5-28）式中：為連桿的橫截面面積，；為連桿材料的許用應(yīng)力，Mpa；為連桿材料的屈服極限，Mpa；n為安全系數(shù)，n=1.52.0。在5.1節(jié)中，通過估算得：，且，代入公式（5-28）得 故靜強(qiáng)度滿足要求。（2）連桿穩(wěn)定校核受壓連桿可按兩端鉸支處理。 （5-29）當(dāng)長細(xì)比時(shí)， （5-30）當(dāng)90時(shí)， （5-31）式中：為連桿長度，； 為連桿慣性半徑，；對于管狀截面，；是外徑，為臂厚；由于D=80，t=10。 故連桿穩(wěn)定性滿足要求。第4章 電動(dòng)機(jī)選擇、傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算4.1電動(dòng)機(jī)的選擇1.確定電動(dòng)機(jī)類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。2.確定電動(dòng)機(jī)的容量（1）工作機(jī)卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw (2)電動(dòng)機(jī)所需的輸出功率為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)之間的總功率總。設(shè)1、2、3、4、5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動(dòng)（設(shè)齒輪精度為7級）、滾動(dòng)軸承、V形帶傳動(dòng)、工作機(jī)的效率，由2表1-7查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.95，5 = 0.96，則傳動(dòng)裝置的總效率為 = = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.84143.選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由2表13-2推薦的傳動(dòng)副傳動(dòng)比合理范圍 普通V帶傳動(dòng) i帶=24 圓柱齒輪傳動(dòng) i齒=35則傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的合理范圍為 i總=i帶i齒1i齒2 i總=（24）（35）（35）=（18100）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=i總=（18100）=（18100）r/min=1006.685592.67r/min 根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查2表12-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。選用同步轉(zhuǎn)速為:1500 r/min選定電動(dòng)機(jī)型號為:Y112M-44.2 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的確定及各級傳動(dòng)比的分配1.傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比=式中nm-電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速: 1440 r/min; nw-工作機(jī)的轉(zhuǎn)速:55.93 r/min。2.分配傳動(dòng)裝置各級傳動(dòng)比 i總=i帶i齒1i齒2 分配原則： （1）i帶i齒 （2）i帶=24 i齒=35 i齒1=（1.31.5）i齒2 根據(jù)2表2-3，V形帶的傳動(dòng)比取i帶 =2.6 ，則減速器的總傳動(dòng)比為 i =9.90雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動(dòng)比為 i齒1 = 3.59低速級的傳動(dòng)比 i齒2 = i/i齒1 =2.764.3 運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 1.各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 1440 r/min n= nm / i帶 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min n= n / i齒1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/minn= n / i齒2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min2.各軸輸入功率 P0= Pd=5.99 KWP= Pd4 = 5.99 0.95 KW=5.69KW P= P23 =5.69 0.98 0.99 KW=5.52 KWP= P23 =5.520.98 0.99 KW=5.36 KW3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T0 = 9550Pd/n0 =39.73T = 9550P/n =98.11 T = 9550P/n =341.69 T = 9550P/n = 915.71表1 傳動(dòng)裝置各軸運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)表項(xiàng)目軸號功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳動(dòng)比0軸5.99144039.732.6軸5.69553.8598.113.59軸5.52154.28341.692.76軸5.3655.90915.71第5章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)1.設(shè)計(jì)計(jì)算表項(xiàng)目計(jì)算（或選擇）依據(jù)計(jì)算過程單位計(jì)算（或確定）結(jié)果(1)確定計(jì)算功率PcaPca=d查1表8-7取 (2)選擇帶的型號查1圖8-11選用A型帶(3)選擇小帶輪直徑查1 表8-6及8-890(4)確定大帶輪直徑=查1 表8-8 =236=236(5)驗(yàn)算傳動(dòng)比誤差0.85%(6)驗(yàn)算帶速=6.78(7)初定中心距=(0.72)(90+236)=228.2652=360(8)初算帶長=2360+3.14/2(90+236)+(236-90)/(4360)=1246.3=1246(9)確定帶的基準(zhǔn)長度查1表8-2因?yàn)?1246，選用A型帶取=1250=1250(10)計(jì)算實(shí)際中心距離（取整）=362mm(11)安裝時(shí)所需最小中心距（取整）=362+0.015=343(12)張緊或補(bǔ)償伸長量所需最大中心距=400mm(13)驗(yàn)算小帶輪包角=(14) 單根V帶的基本額定功率查1表8-4a插值法=1.06kw=1.06(15) 單根V帶額定功率的增量查1表8-5b插值法=0.17kw=0.17(16) 長度系數(shù)查1表8-2由 得(17)包角系數(shù)查1表8-5插值法0.94(18)單位帶長質(zhì)量查1表8-3=0.10=0.10(19)確定V帶根數(shù)根7(20)計(jì)算初拉力=130.31(21)計(jì)算帶對軸的壓力1787.372.帶型選用參數(shù)表帶型A902366.78362159.8971787.37B=(7-1)15+210=1103帶輪結(jié)構(gòu)相關(guān)尺寸項(xiàng)目計(jì)算（或選擇）依據(jù)計(jì)算過程單位計(jì)算（或確定）結(jié)果(1)帶輪基準(zhǔn)寬bd查1表8-10因選用A型，故取(2)帶輪槽寬b=12.93(3)基準(zhǔn)寬處至齒頂距離ha查1表8-10(4)基準(zhǔn)寬處至槽底距離hf查1表8-10(5)兩V槽間距e查1表8-10.0(6)槽中至輪端距離查1表8-10=10(7)輪槽楔角查1表8-10因?yàn)?18，所以38度38(8)輪緣頂徑241.6(9)槽底直徑=236-29.0=218218(10)輪緣底徑D1查1表8-10，得200(11)板孔中心直徑D0=0.5(200+60)=130130(12)板孔直徑d040(13)大帶輪孔徑d查3表12-1-12根據(jù)=236，Z7, 所以取d=30d=30(14)輪轂外徑d160(15)輪轂長LL=60(16)輻板厚S查3表12-1-12S(0.50.25)B=15.7127.5S25(17)孔板孔數(shù)查3表12-1-12個(gè)5.2 漸開線斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)（一）高速級斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表項(xiàng)目計(jì)算（或選擇）依據(jù)計(jì)算過程單位計(jì)算（或確定）結(jié)果1選齒輪精度等級查1表10-8選用7級精度級72材料選擇查1表10-1小齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為250HBS大齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS3選擇齒數(shù)Z個(gè)913.4584選取螺旋角取14度145按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）試選Kt取1.61.6(2)區(qū)域系數(shù)ZH由1圖10-30（3）a由1圖10-26查得a1=0.77 a2=0.871.641.64(4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1查表1Nmm(5)齒寬系數(shù)d由1表10-71.0(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE由1表10-6(7) 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限由1圖10-21c由1圖10-21550540550540（8）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由1式10-13（9）接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN由1圖10-19KHN1 =1.05KHN2 =1.12KHN1 =1.05KHN2 =1.12（10）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力H取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由1式10-12得 =(577.5+604.8)=591.15（11）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算mm=53.03（12）計(jì)算圓周速度vm/s1.54（13）計(jì)算齒寬BB1=60B2=55mmB1=60B2=55（14）模數(shù)h = 2.25mnt =2.252.14=4.815b/h =53.03/4.815=11.01度mnt =2.14h = 4.815b/h =11.01（15）計(jì)算縱向重合度= 0.318dz1tan1.903（16）計(jì)算載荷系數(shù)K由1表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=1.54 m/s，級精度，由1圖查得動(dòng)載荷系數(shù)1.08由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.420由1圖查得KF=1.33假定，由1表查得1.4故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.081.41.42=2.15K=2.15（17）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由1式10-1058.52（18）計(jì)算模數(shù) mm2.376按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）計(jì)算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKFK=11.081.41.33=2.01K=2.01（2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度= 1.903 ，從1圖10-280.880.88（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV =26.30=90.94（4）齒形系數(shù)YFa由1表YFa1=2.591YFa2=2.198YFa1=2.591YFa2=2.198（5）應(yīng)力校正系數(shù)YSa由1表YSa1=1.597YSa2=1.781YSa1=1.597YSa2=1.781（6）齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限由1圖10-20b由1圖10-20c400350400350（7）彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)由1圖10-18利用插值法可得0.900.950.900.95（8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.3，由式10-12得（9）計(jì)算大小齒輪的并加以比較結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計(jì)算0.0153（10）齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算由1式10-17=1.743mm1.743結(jié)論：對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取2 mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取29，則Z2 = Z1i齒1 =293.59=104.11取Z2 =1043幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=137.1將中心距圓整為137mma=137（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。度13.88（3）計(jì)算齒輪的分度圓直徑dmm59.74214.26（4）計(jì)算齒輪的齒根圓直徑dfmm54.74209.26（5）計(jì)算齒輪寬度Bb = dd1b=1.059.74=59.74圓整后?。築1 =65B2 =60mmB1 =65B2 =60（6）驗(yàn)算所以合適5.3 低速級斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表項(xiàng)目計(jì)算（或選擇）依據(jù)計(jì)算過程單位計(jì)算（或確定）結(jié)果1選齒輪精度等級查1表10-8選用7級精度級72材料選擇查1表10-1小齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為250HBS大齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS3選擇齒數(shù)Z個(gè)U=2.84選取螺旋角取14度145按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）試選Kt取1.61.6（2）區(qū)域系數(shù)ZH由1圖10-30（3）由1圖10-26查得a4=0.88=0.78+0.88=1.661.66(4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T查表1Nmm(5)齒寬系數(shù)d由1表10-71.0(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE由1表10-6MPa1/2(7) 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限由1圖10-21c由1圖10-21550540550540（8）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由1式10-13（9）接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN由1圖10-19KHN1 =1.08KHN2 =1.14KHN1 =1.08KHN2 =1.14（10）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力H取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由1式得H3= 594=604.8（11）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算mm80.53（12）計(jì)算圓周速度vm/s=0.65（13）計(jì)算齒寬BB3=85B4=80mmB3=85B4=80（14）模數(shù)h = 2.25mnt =2.253.137.04b/h =80.53/7.04=11.44度3.13h 7.04b/h =11.44（15）計(jì)算縱向重合度= 0.318dz3tan0.3181.025an14=1.98=1.98（16）計(jì)算載荷系數(shù)K由1表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=0.65s，級精度，由1圖查得動(dòng)載荷系數(shù)1.1由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.43由1圖查得KF=1.35假定，由1表查得1.4故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.11.41.43=2.20K=2.20（17）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3由1式10-1089.55（18）計(jì)算模數(shù)=3.48mm=3.486按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）計(jì)算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKFK=1.01.11.41.35=2.079K=2.079（2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度=1.981圖10-280.880.88（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV=27.3776.63（4）齒形系數(shù)YFa由1表YFa3=2.563YFa4=2.227YFa3=2.563YFa4=2.227（5）應(yīng)力校正系數(shù)YSa由1表YSa3=1.604YSa4=1.763YSa3=1.604YSa4=1.763（6）齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限由1圖b由1圖400350400350（7）彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)由1圖0.920.960.920.96（8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.3，由式得368336（9）計(jì)算大小齒輪的并加以比較結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計(jì)算=0.0117（10）齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算由1式=2.37結(jié)論：對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取2.5已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=89.55應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取35 ，則Z4 = Z3i齒2 =35*2。8=98 取Z4 =983幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a將中心距圓整為171mm =171（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。度（3）計(jì)算齒輪的分度圓直徑dmm90.00252.00（4）計(jì)算齒輪的齒根圓直徑dfmm83.75=245.75（5）計(jì)算齒輪寬度Bb = dd3=1.0*90.00=90.00圓整后?。築3 =95B4 =90mmB3 =95B4 =90（6）驗(yàn)算故合適5.4 斜齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)表傳動(dòng)類型模數(shù)齒數(shù)中心距齒寬螺旋角高速級斜齒圓柱齒輪 mmmm低速級斜齒圓柱齒輪 第6章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：mm再查 1表15-3， 考慮鍵：因?yàn)殒I槽對軸的強(qiáng)度有削弱作用，開有一個(gè)鍵槽，所以軸的軸徑要相應(yīng)增大mm3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結(jié)果mm且由前面的帶輪的設(shè)計(jì)可得，帶輪的孔徑為30，mm3030查 2表7-123535因?yàn)樘幯b軸承，所以只