機械設(shè)計課程設(shè)計說明書黑藥膏的自動生產(chǎn)線

1、編號： 機械設(shè)計課程設(shè)計說明書題 目： 黑藥膏自動生產(chǎn)線黑藥膏自動生產(chǎn)線 院 （系）： 機電工程學(xué)院 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱： 2011 年 1 月 19 日前言前言隨著時代的發(fā)展，我們漸漸進入了科技時代，人們的生活節(jié)奏也也越來越快。人們大部分時都是坐在電腦前面勞作，開車等，由此引起的腰間盤突出，骨質(zhì)增生頸椎病等癥。黑藥膏是祖國傳統(tǒng)的外用膏藥，便攜，見效快，對骨質(zhì)增生頸椎病、腰椎間盤突出、老年退行性膝關(guān)節(jié)炎、椎管狹窄和跌打損傷等關(guān)節(jié)病進行穴位貼敷治療，平均用藥 6 天的總有效率達 97.7，對頑固性骨科疾病治療時間大大縮短，患者用藥 24小時

2、內(nèi)明顯見效，部分患者貼敷一晚上可使疼痛減輕。所以黑藥膏越來越得到人們的青睞。但傳統(tǒng)膏劑的制備方法存在一個非常嚴重的高溫破壞中藥有效成份的問題，既降低了療效，又浪費了藥材。我們經(jīng)過思考，我們把裝料箱做成恒溫箱，保持膏藥的熔融膏狀，使之易于落料成型；并且落料的量經(jīng)過嚴格計算，節(jié)約了藥材降低成本。整個生產(chǎn)線可以實現(xiàn)從取料落料、充填成型、包裝的全過程的自動化，速度快，精度準確，無需調(diào)節(jié)走空，一部到位，省時省成本，既提高產(chǎn)量又省人工。我們的黑藥膏生產(chǎn)線分成落料裝置、沖壓成型裝置、包裝、剪斷、傳帶運送四個基本裝置組成。落料采用定量泵定量法，將一定量的藥膏通過針活塞的運動作用進入落料管；成型包裝則利用針凸輪

3、的運動軌跡特征，配合傳帶傳輸藥膏的速度制作凸輪機構(gòu)，用沖壓方法使之成型；再有上層膠布下壓包裝；最后剪斷；傳送帶傳送整個過程。目 錄第一章第一章.31 產(chǎn)品功能的的設(shè)計要求.32 黑藥膏自動生產(chǎn)的機構(gòu)設(shè)計.22.1 機構(gòu)轉(zhuǎn)化功能圖 .22.2 機構(gòu)的方案構(gòu)思與評定、選擇 .43 機構(gòu)尺寸的設(shè)計過程與計算.73.1 傳送帶壓輪的設(shè)計 .93.2 沖壓曲柄滑塊的設(shè)計 .103.3 凸輪輪廓曲線的確定 .113.4 凸輪的回轉(zhuǎn)體平衡設(shè)計 .144 各機構(gòu)的動態(tài)運動分析.154.1 曲柄滑塊的運動仿真信息 .154.2 凸輪的運動仿真分析如圖： .16第二章第二章.18一、一、電動電動機的機的選擇選擇.

4、18二、二、傳動傳動裝置的裝置的總傳動總傳動比及其分配比及其分配.20三、三、計計算算傳動傳動裝置的運裝置的運動動和和動動力參數(shù)力參數(shù).20四、四、傳動傳動零件的零件的設(shè)計設(shè)計及及計計算算.221、帶傳動的設(shè)計 .222、齒輪傳動的設(shè)計 .263、軸的設(shè)計 .294、鍵的設(shè)計 .335、軸承的設(shè)計 .34第一章第一章1 產(chǎn)品功能的的設(shè)計要求產(chǎn)品功能的的設(shè)計要求黑藥膏自動生產(chǎn)線具有：自動化程度高、結(jié)構(gòu)緊湊、占地少、投資省、節(jié)能、運行可靠，成品破碎率低，降低成本，設(shè)備維護費用低，改善操作環(huán)境等優(yōu)勢，特別是擠出量的控制，提高了生產(chǎn)效率和藥膏的充分利用以及每一塊藥膏的含量誤差要在 5%以內(nèi)，生產(chǎn)時不損

5、害藥膏的藥效。2 黑藥膏自動生產(chǎn)的機構(gòu)設(shè)計黑藥膏自動生產(chǎn)的機構(gòu)設(shè)計為了實現(xiàn)該生產(chǎn)線的自動化程度，我們從生產(chǎn)的來料開始設(shè)計，用傳送帶把加熱的顯黏稠狀的藥膏送首先送到?jīng)_壓機構(gòu)成形，然后再送到剪斷機構(gòu)出成品。具體的機構(gòu)框圖如圖所示：2步進傳送帶機構(gòu)下料機構(gòu)沖壓機構(gòu)剪斷機構(gòu)構(gòu)黑藥膏的自動生產(chǎn)線2.1 機構(gòu)轉(zhuǎn)化功能圖機構(gòu)轉(zhuǎn)化功能圖由所需的機構(gòu)我們設(shè)計出機構(gòu)的功能元圖，以便為后面的設(shè)計提供思路。由該機構(gòu)功能元圖，我們在設(shè)計時聯(lián)想到常見的一些功能元機構(gòu)，如下圖所示：3表 1-1傳動原傳動原理理推拉傳動原理推拉傳動原理 機構(gòu)機構(gòu) 功能功能連桿機構(gòu)連桿機構(gòu)凸輪機構(gòu)凸輪機構(gòu)螺旋，斜面機構(gòu)螺旋，斜面機構(gòu)傳動原傳動原

6、理理嚙合傳動原理嚙合傳動原理摩擦傳動原理摩擦傳動原理流體傳動原理流體傳動原理 機構(gòu)機構(gòu)功能功能齒輪機構(gòu)齒輪機構(gòu)摩擦輪機構(gòu)摩擦輪機構(gòu)流體機構(gòu)流體機構(gòu)4 2.2 機構(gòu)的方案構(gòu)思與評定、選擇機構(gòu)的方案構(gòu)思與評定、選擇從上面對機構(gòu)功能元圖和常見的一些機構(gòu)，通過排列組合，我們可以得到許多方案，在眾多方案之中我們選定了兩組方案進行討論：方案一：圖 1-11 藥膏底布 2 油紙 3 料槽方案二：5圖 1-2以下是以下是對對方案一、二的方案一、二的設(shè)計討論設(shè)計討論：相同點：由于整條生產(chǎn)線相對較長，所以在各各機構(gòu)之間都采用同步帶傳動，這樣不可以實現(xiàn)遠距離的傳動，同時還可以起緩沖機構(gòu)的沖擊作用。傳送帶都是直接采用

7、黑藥膏的基料-布為傳送體，這是由于這種布料有一定的韌性，能夠滿足傳送的要求。傳送帶都是采用槽輪式間歇機構(gòu)實現(xiàn)間歇傳動。在下料機構(gòu)中方案一、二都是采是定量泵定量的方法去下料。不同點：在下料機構(gòu)中定量泵定量的機構(gòu)不一樣。方案一是用兩個曲柄滑塊機構(gòu)的相互配合實現(xiàn)，而方案二是用兩個凸輪推桿機構(gòu)來實現(xiàn)。沖壓和剪斷的機構(gòu)不一樣。方案一是用典型的六桿沖壓機構(gòu)，而方案二是用兩個曲柄滑塊機構(gòu)。在剪斷機構(gòu)中方案二增加了一對齒輪和槽輪機構(gòu)。對對方案一、二方案一、二優(yōu)優(yōu)缺點缺點評評定定：在下料機構(gòu)中方案二用兩個凸輪相互協(xié)調(diào)控制下料，根據(jù)凸輪的特點，我們只要簡單地改變凸輪的輪廓曲線就可以改變下料量，而且下料比方案一的精

8、度要高，但由于加工凸輪不易，所以制造成本相對會變高。在沖壓和剪斷機構(gòu)中，方案一用了六桿的沖壓增力機構(gòu)，這種機構(gòu)機械增益大，能獲得良好的力學(xué)性能。但由于增多了桿件，成本會高，同時機械尺寸相對較大，機械顯得大而笨重。在剪斷機構(gòu)中，方案二用了槽輪和齒輪，使得剪斷具有間歇運動。同時齒輪之間的傳動比大，能使小齒輪獲得較高的速度，這有利于在剪斷時增大剪力，防止剪切不完全，有連布絲的現(xiàn)象。6在傳送運布帶的兩個壓輪中，方案二采用上下用兩對齒輪聯(lián)接起來，使得上下兩個壓輪都具動力，這對傳送布料有利。最終方案的確定，我們作了綜合考慮選擇方案二來設(shè)計。步進傳送帶機構(gòu)下料機構(gòu)沖壓機構(gòu)剪斷機構(gòu)構(gòu)采用槽輪機構(gòu)，將撥盤的連續(xù)

9、轉(zhuǎn)動機構(gòu)變?yōu)殚g歇轉(zhuǎn)動，從而帶動布料。用定量泵定量原理，運用兩個凸輪同時控制物料的進出，只需改變凸輪的輪廓就可以改進物料的進出量。用曲柄滑塊機構(gòu)，將軸的轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑝K的往復(fù)運動。黑藥膏的自動生產(chǎn)線用槽輪間歇機構(gòu)，以大凸輪帶動小凸輪，增大傳動比，小齒輪再串聯(lián)曲柄滑塊，從而實現(xiàn)剪斷刀的間歇與快速剪切功能。3 機構(gòu)尺寸的設(shè)計過程與計算機構(gòu)尺寸的設(shè)計過程與計算為了設(shè)計好合格的黑藥膏尺寸，我們作了簡單的模擬生產(chǎn)的整過程，如圖所示：從市場上購買的黑藥膏7 最終我們確定了機構(gòu)的運動循環(huán)圖，上面標明了我們在主軸轉(zhuǎn)過多少角度時各個機構(gòu)的運動情況，這是我們后續(xù)設(shè)計的依據(jù)。只有根據(jù)這個循環(huán)圖，設(shè)計出來的各個機構(gòu)才能協(xié)

10、調(diào)地工作。8圖 1-33.1 傳送帶壓輪的設(shè)計對壓輪來說，最重要的是設(shè)計它的直徑有多大？這就要根據(jù)我們的黑藥膏的直徑來確定。因為傳送帶是采用間歇運動的，它的運動時間我們設(shè)計為主軸回轉(zhuǎn)周期的 1/4，這也就是說我們的壓輪轉(zhuǎn)過 1/4 時就要傳過一個黑藥膏的直徑，為了沖壓和剪斷時方便，我們在直徑的大小再給多點余量，由于藥膏的直徑為 90mm,所以我們設(shè)計每進 100mm就傳送一個產(chǎn)品。由些可得壓輪半徑 c=2r 1/4*c100得 r64mm93.2 沖壓曲柄滑塊的設(shè)計為了使制造和安裝方便，我們設(shè)計是對心的曲柄滑塊機構(gòu)，同時滿足上述工作循環(huán)圖，我們設(shè)計曲柄滑塊最大的行程為 50mm，根據(jù)曲柄滑塊知

11、識，我們可知曲柄長度為50/225mm.。我們知道，對心的曲柄滑塊機構(gòu)的最小傳動角出現(xiàn)在曲柄 ab 與機架垂直的位置。為了最小傳動角大于 30 度。則 030sinlab 得50l我們?nèi)m。70labc103.3 凸輪輪廓曲線的確定凸輪輪廓曲線對下料的精度極其重要，如何設(shè)計下料量，如何畫出廓線是本次設(shè)計的要點與難點。對凸輪行程 h 的確定由我們對下料藥膏的量為 2714mm ,那么根據(jù)3hrv2得mmh24圖 1-4運動規(guī)律最大速度最大加速度最大躍度適用場合等速運動1.00低帶輕載等加速等減速2.004.00中速輕載余弦加速度1.574.93中速重載正弦加速度2.006.2839.5中高速輕

12、載五次多項式1.885.7760.0高速中載由表可知正弦加速度規(guī)律曲線是無剛性也無柔性沖擊，所以我們選正弦加速度曲線，再根據(jù)運動循環(huán)圖得 0009002900900190024mmh 11再在三維軟件 ug nx 中編寫好參數(shù)，直接建模即得凸輪的輪廓，如圖所示：圖 1-512當在最大壓力角滿足的情況下我們改變凸輪半徑進行曲率分析得到的結(jié)果如上圖所示，第一個比第二個凸輪曲率連續(xù)得好，運動時更平穩(wěn)，所以我們選擇第一個凸輪。133.4 凸輪的回轉(zhuǎn)體平衡設(shè)計如右圖所示，凸輪所具有的偏心質(zhì)量是 m，它的回轉(zhuǎn)半徑為 r ,方向如圖所示，轉(zhuǎn)子角速度為 w, 則它的偏心質(zhì)量所產(chǎn)生的離心慣性力為： fi=miw

13、2ri i=1為了平衡這離心慣性力，可在轉(zhuǎn)子上加一平衡質(zhì)量 mb，使其產(chǎn)生的離心慣性力 fb與偏心質(zhì)量的離心慣性力 f 平衡。所以靜平衡的條件是： f=fi+fb=0 (6-2)設(shè)平衡質(zhì)量 mb的矢徑為 rb,則(6-2)可化為 m r +mbrb=0平衡質(zhì)徑積 mbrb的大小和方位，由 fx=0fy=0 有 (mbrb)x= - miricosi (mbrb)y= - mirisini則平衡質(zhì)徑積得大小為 mbrb= (mbrb)2x+(mbrb)2y 初始設(shè)計建模過程：14在 ug 中可以查到質(zhì)心的位置及其它相關(guān)信息因為 m=0.281kg r=12.58mm =0 為平衡凸輪可以在 rb

14、=20mm 處減去質(zhì)量 mbmb=0.1767kg已知，凸輪厚度為 10mm, 鋼的密度為 =7.8103kg/m3則挖空的半徑 r 為r=（mb/10）=28.86mm154 各機構(gòu)的動態(tài)運動分析各機構(gòu)的動態(tài)運動分析4.1 曲柄滑塊的運動仿真信息曲柄滑塊的運動仿真信息164.2 凸輪的運動仿真分析如圖：凸輪的運動仿真分析如圖：17第二章一、一、電動電動機的機的選擇選擇設(shè)計計算及說明結(jié)果181 1電動機功率的選擇電動機功率的選擇本機器主要包括三大塊功能：牽引機構(gòu)、沖壓截斷機構(gòu)、下料機構(gòu)，所以計算功率時分三大塊來計算初功率。1 1）牽引機構(gòu)功率牽引機構(gòu)功率 p1p1：此機構(gòu)主要是橡膠滾筒與藥膏布

15、料之間的靜摩擦力的作用消耗，由相關(guān)資料查得橡膠與布料之間的摩擦系數(shù) 1.6 如圖：由設(shè)計要求每秒鐘要有 8 個產(chǎn)品可算出： n=得：ldnn=2(r/s)=120(r/min)dnl1281008其中：n 為生產(chǎn)率，d 為橡膠滾筒的直徑，l 為黑藥膏的長度：根據(jù)公式 p=fv=fr=2rnnf在 ug 軟件中初步測量出牽引滾筒的質(zhì)量為 m=1.95kg,再加上彈簧的預(yù)緊力 f=10n所以=29.5nnf則 p=18.98(w)19w25 .296 . 1106414. 323查詢結(jié)果如圖所示：1.61.6n=120(r/min)120(r/min)nf =29.5np=19w19w19計算出牽

16、引滾筒的 p 后，還要看具體的支撐與傳動情況，最終算出p1=?查表得：一對滾動軸承傳動效率=0.980.995 v 帶傳動效率為z=0.940.97v圓柱齒輪閉式的傳動效率為=0.960.98cp=p1zzzczvvv所以 p1=25.8(w)2)沖壓與截斷機構(gòu)的功率計算沖壓與截斷機構(gòu)的功率計算由于沖壓與截斷機構(gòu)是一個曲柄滑塊機構(gòu)，在工作運動時速度是周期性變化的，所以在計算功率時取平均速度=1.85(m/s),vw=0.65*1.85*1.85/2=1.1(w)221mvp2=w/t=1.1/3=0.37 p3=p2=0.37 所以=p2+p3=0.37*2=0.74p則=/()0.86(w)

17、23ppzvv3)下料機構(gòu)功率計算下料機構(gòu)功率計算由參考資料包裝機械設(shè)計查得大約功率為 p4=200w由此，將三大機構(gòu)的功率加起來得總消耗功率=p1+p4=25.8+0.86+200=226.66(w)總p23pp1=25.8(w)p1=25.8(w)23p =0.86wp4=200w總p =226.66w20212 選擇電動機的轉(zhuǎn)速選擇電動機的轉(zhuǎn)速由于考慮到在同一類型、功率相同的電動機有多種轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)速越低，其價格就越高，所以選擇電動機的轉(zhuǎn)速為 1400r/min。3 確定電動機的型號確定電動機的型號根據(jù)選定的電動機的功率、轉(zhuǎn)速，考慮到安裝的方便，由機械設(shè)計手冊查得：型號: ao2-7114額

18、定功率/w: 250額定電壓/v: 380滿載時|電流/a: 0.83滿載時|轉(zhuǎn)速/(r/min): 1400滿載時|效率(%): 67滿載時|功率因數(shù): 0.68轉(zhuǎn)子鐵心/mm)|外徑: 110轉(zhuǎn)子鐵心/mm|內(nèi)徑: 67轉(zhuǎn)子鐵心/mm|長度: 50氣隙長度/mm: 0.25槽數(shù)|定子: 24槽數(shù)|轉(zhuǎn)子: 30定子繞組|線規(guī)/mm: 1-0.4定子繞組|每槽匝數(shù): 188定子繞組|每相串聯(lián)匝數(shù): 1504定子繞組|節(jié)距: 27堵轉(zhuǎn)電流/額定電流: 6.0堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)距/額定轉(zhuǎn)距: 2.2最大轉(zhuǎn)距/額定轉(zhuǎn)距: 2.4ao2-7114 為為所選電機所選電機二、二、傳動傳動裝置的裝置的總傳動總傳動比及其

19、分配比及其分配設(shè)計計算及說明1 計算總傳動比計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速（所選電機的額定轉(zhuǎn)速 n=1400r/min）和工作機主mn動軸的轉(zhuǎn)速（可以由圖 1-3 確定）可確定傳動裝置的總傳動比wn=1400/4802.9wmnni 2 合理分配傳動比合理分配傳動比由于只設(shè)計一級傳動，所以9 . 21ii=2.99 . 21i22三、三、計計算算傳動傳動裝置的運裝置的運動動和和動動力參數(shù)力參數(shù)設(shè)計計算及說明1 各軸的轉(zhuǎn)速各軸的轉(zhuǎn)速 n(r/min)8 .4828 .4824 .2418 .4828 .4824 .2418 .4828 .482140098765432nnnnnnnnni2 各軸

20、輸入功率各軸輸入功率 p(kw)各軸輸入功率分別為85.55212116.3798. 08 . 040.47.40.4798. 094. 091.10221.2115.2098. 096. 03 .4098. 096. 03 .4098. 08 . 02191.10298. 094. 02143.22398. 094. 055.242.55.24298. 099. 0250.2986767363645342312012011pppppppppppppppppeded3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩各軸輸入轉(zhuǎn)矩 t()mn 233986.08.4821015.2095509550192.34.241103.40

21、95509550035.28.4821091.10295509550419.48.4821043.22395509550655.114001055.2429550955035553444333332223111nptnptnptnptnpt105. 1105. 18 .4821085.5595509550977. 24 .241106 .3795509550975. 08 .482104 .479550955089388837773666ttnptnptnpt參數(shù)軸 1軸 2軸 3軸 4軸 5軸 6軸 7軸 8軸 9轉(zhuǎn)速1400428.8428.8241.4428.8428.8241.4428

22、.8428.8功率(w)242.55223.43102.9140.320.1547.437.1655.8555.85轉(zhuǎn)矩n.m1.6554.4192.0353.1920.3990.9752.9771.1051.105四、四、傳動傳動零件的零件的設(shè)計設(shè)計及及計計算算1、帶傳動的設(shè)計（帶的設(shè)計）設(shè)計計算及說明12v結(jié)果1）設(shè)計功率29. 024255. 02 . 1pkpad為工況系數(shù)ak0.29dp24p 為傳遞的功率2）選定帶型根據(jù)t 和查得：選用 z 型帶29. 0dp14001n3）傳動比 i 的計算9 . 28 .482/140021nni4）小帶輪的基準直徑的確定按表普通和窄 v 帶輪

23、（基準寬度制）直徑系列 、 窄 v 帶輪（有效寬度制）直徑系列選定，mmd5015）大帶輪的基準直徑的確定根據(jù)公式 再按表普通和窄8 .142)015. 01 (509 . 2)1 (12didv 帶輪（基準寬度制）直徑系列 、 窄 v 帶輪（有效寬度制）直徑系列選定mmd14026）帶速的驗算5 . 31000606 . 3100060222111ndvndv7）初定軸間距由得：)(2)(7 . 021021ddadd3801330 a8）所需基準長度mmaddddald72.7964)()(2202122100查普通 v 帶的基準長度系列（摘自 gb/t 11544-1997）得mmld8

24、00選用 z 型帶i=2.9mmd501mmd1402mmld800259)實際軸間距mmllaadd247200安裝時所需要最小軸間距mmlaad235015. 0min張緊或補償伸長所需最大軸間距mmlaad27103. 0max10)小帶輪包角計算1593 .57180121add11）單根 v 帶傳遞的額定功率 根據(jù)帶型、和查表各種類型 v 帶的額定功率得：1d1n16. 01p12）傳動比 i 不等于 1 的額定功率增量03. 01p13）v 帶的根數(shù)2)(11ldkkpppz：小帶輪包角修正系數(shù)，查表“小帶輪包角修正系數(shù)”得=0.96kk:帶長修正系數(shù)，查表“帶長修正系數(shù)”得=0.

25、86lklk14)單根 v 帶的預(yù)緊力計算04.3315 . 250020mvzvpkfdm-v 帶每米長的質(zhì)量（查表“v 帶每米長的質(zhì)量 m”得 m=0.06kg/m15)作用在軸上的力97.1292sin210zffr16）帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計a=247mm=235mmmina=271mmmaxa16. 01p03. 01pz=204.330frf97.12926見圖（？）用同樣的方法計算出其它的帶設(shè)計的相關(guān)數(shù)據(jù)結(jié)果1）帶）帶的設(shè)計的設(shè)計23v一、初始條件 傳動功率 p 為：0.22343(kw) 主動軸轉(zhuǎn)速 n1 為：482.8(r/min) 從動軸轉(zhuǎn)速 n2 為：482.8(r/min

26、) 傳動比 i：1 二、選定帶型和基準直徑 設(shè)計功率 pd:0.27(kw) 帶型:spz 型 小帶輪基準直徑 dd1:140(mm) 小帶輪基準直徑 dd2:140(mm) 三、軸間距的確定 初定軸間距 a0:295(mm) 所需基準長度 ld:1120(mm) 實際軸間距 a:340(mm) 四、額定功率及增量的確定 單跟 v 帶傳遞的額定功率 p1:0.22(kw) 傳動比 i1 的額定功率增量 p1:0.01(kw) 五、帶速、包角和 v 帶根數(shù) 帶速 v:3.54(m/s) 小帶輪包角 :180() v 帶的根數(shù) z :2 六、各項力的計算 v 帶每米長的質(zhì)量 m:0.06(kg/m

27、) 單跟 v 帶的預(yù)緊力 fo:29.35(n) 作用在軸上得力 fr :117.4(n)2）帶）帶的設(shè)計的設(shè)計36v一、初始條件 傳動功率 p 為：0.10291(kw) 主動軸轉(zhuǎn)速 n1 為：482.8(r/min) 從動軸轉(zhuǎn)速 n2 為：482.8(r/min)27 傳動比 i：1 二、選定帶型和基準直徑 設(shè)計功率 pd:0.12(kw) 帶型:spz 型 小帶輪基準直徑 dd1:140(mm) 小帶輪基準直徑 dd2:140(mm) 三、軸間距的確定 初定軸間距 a0:258(mm) 所需基準長度 ld:1000(mm) 實際軸間距 a:280(mm) 四、額定功率及增量的確定 單跟

28、v 帶傳遞的額定功率 p1:0.22(kw) 傳動比 i1 的額定功率增量 p1:0.01(kw) 五、帶速、包角和 v 帶根數(shù) 帶速 v:3.54(m/s) 小帶輪包角 :180() v 帶的根數(shù) z :1 六、各項力的計算 v 帶每米長的質(zhì)量 m:0.06(kg/m) 單跟 v 帶的預(yù)緊力 fo:26.18(n) 作用在軸上得力 fr :52.36(n)2、齒輪傳動的設(shè)計設(shè)計計算及說明結(jié)果281選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）由于該機器運動速度不是很高，是一般機器，選用 7 級精度（gb/10090-88）3)材料選擇。由表查得選擇小齒材料為 40cr(調(diào)質(zhì))

29、，硬度為 270hbs，大齒輪材料為 45 鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為 230hbs，二者材料硬度相差 40hbs。4）選擇小齒輪的齒數(shù)為511z因為傳動比為 1，所以512z2.按齒面接觸強度計算數(shù)值由設(shè)計計算公式進行試算，即3211132. 2hedtzktd(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)1 . 1tk2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩975. 01t3）由表查得選取齒寬系數(shù)2 . 0d4）由表查得材料的彈性影響系數(shù)218 .189 mpaze5）由圖表近齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；mpah6001lim大齒輪的接觸疲勞強度極限mpah5502lim6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)911109

30、. 1)1530082(18 .4286060hjlnn922109 . 1)1530082(18 .4286060hjlnn7）由表選取接觸疲勞壽命系數(shù) 90.01hnk95. 02hnk8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效率為 1%，安全系數(shù) s=1 得：29mpaskmpaskhhnhhhnh5 .52255095. 05406009 . 02lim221lim11(2)計算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值td1h75. 25 .5228 .1892 . 02975. 01 . 132. 2132. 2323211hedtzktd2）計算圓周速度 vsmndvt/87. 2100060

31、8 .428128100060113）計算齒寬 b6 .251282 . 01tddb4）計算齒寬與齒寬之比hb模數(shù)： 509. 211zdmtt齒高：645. 525. 2tmh53. 4645. 56 .25hb5）計算載荷系數(shù)根據(jù) =2.87m/s,7 級精度，查表得動載系數(shù)；v1 . 1vk直齒輪，;1fhkk查得使用系數(shù)：1ak由表查得用插值法得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。10. 1hk由，查得;故載荷系數(shù)：53. 4hb10. 1hk062. 1fk21. 1hhvakkkkk6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度直徑得：1 . 1vk11fhkk1ak10. 1hk

32、0 . 1fk30838. 21 . 121. 175. 23311ttkkdd3.按齒根彎曲強度設(shè)計按彎曲強度的設(shè)計公式為： 32112fsafadyyzktm（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）同表查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強mpafe5001度極限；mpafe38022）彎曲疲勞壽命系數(shù)；88. 0,85. 021fnfnkk3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4,得： 86.2384 . 138088. 057.3034 . 150085. 0222111skskfefnffefnf4）計算載荷系數(shù) k1 . 1111 . 11ffvakkkkk5)查取齒形

33、系數(shù)32. 221fafayy6）查應(yīng)力校正系數(shù)70. 121sasayy7）計算大、小齒輪的并加以比較fsafayy01651. 086.2387 . 132. 201299. 057.3037 . 132. 2222111fsafafsafayyyy（2）設(shè)計計算m0.163116. 00165. 0512 . 0975. 01 . 1232m4幾何尺寸計算（1）根據(jù)結(jié)構(gòu)要求，同時也滿足了接觸強度和彎曲強度要求的前提下取：12821dd（2）計算中心距128221dda（3）計算齒輪寬度6 .251282 . 01dbd取，6 .301b6 .252b5.結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖見圖（04

34、）12812821dd128ab=25.63、軸的設(shè)計設(shè)計過程及說明結(jié)果1.軸的初始條件的計算1）求輸出軸上的功率 p，轉(zhuǎn)速 n,和轉(zhuǎn)矩 tp(kw)n(r/min)t(n.m)0.22343428.84.4192求作用在軸上的力因為軸連接的是皮帶輪，所以只受到徑向力的作用，由皮帶設(shè)計算得rf97.129rf3. 初步確定軸的最小直徑先按公式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。查幾種軸用材料的及 a 值得軸的材料: 45 /mpa: 3040 a: 118107取，于是得：1100a85. 88 .42822343. 0110330minnpad9 .129rf最小直徑3

35、2輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處理的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表【工作情況系數(shù)】，考慮到轉(zhuǎn)矩tktacaak變化很小，故，則3 . 1ak7447. 5419. 43 . 1tktaca按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準 gb/t 50142003cat或手冊，選型號: lt2公稱轉(zhuǎn)矩 tn/(nm): 16許用轉(zhuǎn)速n|鐵(r/min): 5500許用轉(zhuǎn)速n|鋼(r/min): 7600軸孔直徑 d1、d2、dz|鐵(mm): 12、14軸孔直徑 d1、d2、dz|鋼(mm): 12、14軸孔長度|y 型|l(mm

36、): 32軸孔長度|j,j1,z 型|l1(mm): 20軸孔長度|j,j1,z 型|l(mm): 軸孔長度|l(mm)推薦: 35d|(mm): 80a|(mm): 18重量|(kg): 1.2轉(zhuǎn)動慣量|(kgm2): 0.0008許用安裝補償|y(mm): 0.1許用安裝補償|: 454.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求, iii 軸段右端需制出一軸肩,所以 d=143）初步選擇滾動軸承。因軸只受有徑向力作用，故選用單列常用的深溝軸承。參照工作要求并根據(jù) dii=62mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取85. 8mind聯(lián)軸器型號：lt233基本

37、尺寸/mm|d: 12基本尺寸/mm|: 28基本尺寸/mm|b: 8安裝尺寸/mm|da (min): 14.4安裝尺寸/mm|da (max): 25.6安裝尺寸/mm|ra (max): 0.3其他尺寸/mm|d2 : 17.4其他尺寸/mm|d2 : 23.8其他尺寸/mm|r (min): 0.3基本額定載荷/kn|cr: 5.10基本額定載荷/kn|c0r: 2.38極限轉(zhuǎn)速/(r/min)|脂: 20000極限轉(zhuǎn)速/(r/min)|油: 26000重量/kg|w : 0.022軸承代號|60000 型: 6001由此可以知道軸肩的高度，所以 diii=254）根據(jù)安裝帶輪處的軸段

38、 ivv 的直徑=18mm；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 6mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 l=24mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h0.07d，故取 h=6mm，則軸環(huán)處的直徑 d=25mm。軸環(huán)寬度b=12mm。5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置是，應(yīng)從手冊中查取 a 值。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖,如圖所示：34從軸的結(jié)構(gòu)簡圖以及彎矩和扭矩圖可以看出與皮帶輪配合的中間截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出危險截面處的、及 m 的值列于下表hmvm載荷水平面 h 垂直面 v支反力

39、f=0n, =0n1nhf1nhf=69.25n , =60.6n1nvf2nvf彎矩 m=0n.mmhmmmnmv.5 .2908總彎矩m=2908.5n.mm扭矩 tt=4419n.mm6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 a=0.6，軸的計算應(yīng)力:75. 84506 .3935182)5 . 318(5 . 3632186 .39352)(32)44196 . 0(5 .2908)(23232222dtdbtdwtmca前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表【軸

40、的常用材料及其主要力學(xué)性能】查得。因此 ，故安全。mpa601ca17.軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計見圖（01）75. 8ca4、鍵的設(shè)計設(shè)計過程及其說明結(jié)果1. 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸35一般 8 級以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（a 型） 。根據(jù) d=18mm 從表 6-1 中查得鍵的截面尺寸：寬度 b=6mm，高度h=6mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 l=18mm（比輪轂寬度小些） 。普通平鍵(摘自 gb/t1095-2003，gb/t1096-2003)軸徑 d: 1722鍵的公稱尺寸|b(h8): 6鍵的公稱尺寸|(h8)h(11)

41、: 6鍵的公稱尺寸|c 或 r: 0.250.4鍵的公稱尺寸|l（h14）: 1470每 100mm 重量kg: 0.028鍵槽|軸槽深 t|基本尺寸: 3.5鍵槽|軸槽深 t|公差: (+0.2,0)鍵槽|轂槽深 t1|基本尺寸: 2.8鍵槽|轂槽深 t1|公差: (+0.2,0)鍵槽|圓角半徑 r|min: 0.16鍵槽|圓角半徑 r|max: 0.252. 校核鍵聯(lián)接強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表 6-2 查得許用擠壓應(yīng)力=100120mpa，取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度 l=l- p pb=18mm-6mm=12mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5*6mm=3mm。由于（6-1）可得 =110mpampakldtp6 .131812310419. 4210233 p所以該鍵的選擇是正確的，鍵的標記為：鍵 a6*6gb/t 10962003（一般 a 型鍵可不標出“a” ，對于 b 型或 c 型鍵，需將鍵標為“鍵 b”或“鍵 c” ）bxh