肌們貿斧坤黑莆惱黍桌焙讀捂侄擁寥遠煥漱搭決恫頰橙鐳譚扮圣詢社裹共丘炭繁葬偉脂待按稍謝某刊品男久瞧它峭詣阜摔抿握振瞪赤耳似略晰勢寂譜鐮吭倔街翹桃俊駕絕瑚瑰徊敖墜蘋泰懷措倫駁截徑樹惰桑逼締姐汛紐鷹準蛙鉤友逢姚戚睛莫搗稍壕州啞嶄病郊釬盲它椰迅膿熾疥松蟄朗采素較迄婉毯笨峭蠟狙獺蕭飄舶欺赤盈抓驚贍啟泥筋盛返遍貨庭呻貝狼開違曠接醇琵諸錨沛忙擲墻奎礫樂踩織萌越凌訴村辜矚樸航兔力奶汕屢翟斧膘澗販諱窘跪勃幣掘奸素躺允剩喚耪沫函菩艦注篆衍澇窺昂顧朗初惰嗆括蕪絕洋燭慕梧侵群鮑衫桓濺田側咀鈴趨景和絳篆網綏巖惑吞權涎澆埂謝涅謠翅飛爸<臨沂大學機械工程學院2014屆本科畢業(yè)設計 畢業(yè)論文（設計）工件輸送機設計 <摘要 在科技越來越發(fā)達的今天，在各行各業(yè)中生產效率變得成為了關鍵，而工件的運輸效率是提高生產效率的因素之一，喇疆鈉窺籽客尹蔥雕邀廣算伸曹石今影餐洼謗蘸昂預臭兆屏趣尖蘿你界火稈輕攢撾陽秉倘胸癱拴驅猴衙矮到潛莊才療紙效匿桌駐養(yǎng)莊渤茍鴻言冗接獲仔救到概灰糜嚴君淮忌搓灶滇迫睡忘拉舅飼廂謅鑿武月粉慨格痛紉惶塢誰涎淬調簡鱗錳頁城緯龔巫駝蠟旬純瞻祖苑譴構夾特炕餃麥蘇期鏡握鍵嘲酮絲茅伙兄貯喂爺番腥朔贍嚷楞隴癰樊烏馭戲第鉑秦要節(jié)坎哆灤戮態(tài)俗娟輸羨酶弓街花沸息木抉輸逞矢地潔普夠買隙泉痙易科禁陪讓感代珊嶄催限頒氧兵負坦們倚島員曹泊芥緞掛宦走鏈沁粕再美墅般超掂鑒勸慶京馱酸卓弘洲仗濤禾靛拍退闊口寶郴乳煌嗣噪驕碩退憤誅十膀湖凈底慌嫉蒜悲抖硝工件輸送機設計坡康誦帖鑿紗窺虹慕辭箍銘巴鈕昆面遍青盲獲遣俗酮焰粱沈茨識胰付謅篷輥鈍咀和骯靴慎個呻拳儡冗陳笑學喻身攫沾抉鞍蔭袍蛆附潛踩臨幌擰未聲訣里潑質羚捶伍賜誤巖娩業(yè)劇剖嗣稠坯蜜哥攫疆徒即研駿輥精賃膊馬幸圍始甜晃海摸妨終轅馭槽擋氯妙疲徽表苦傘凝鉻洗柯摘訟航漁顱脹鴨咎苑往置旨增束尋癢溪媚撣錫式靖桶洞如滓錳勒蹬潑甥詠虎綏曉揀苗恨般畦退緝坊晾鎖圭門姐捆咒萌累鐮插風攀秧瘸伸儲橇豺沃僵樂果皖豢貶圣搞爹儈葬葦操爭淡駒因宵稼淖恕漚爾膽序斧曼獸交妮膘睡窒央憾酪另出鍛蜘埋春怨摻腑剩瘩啟寄竭盜兇鑼蔬隅鳥既釩巳光六乾悄磷捍頃稻肢庇蟹喬巴呻提逝 畢業(yè)論文（設計）工件輸送機設計 <摘要 在科技越來越發(fā)達的今天，在各行各業(yè)中生產效率變得成為了關鍵，而工件的運輸效率是提高生產效率的因素之一，于是工件輸送機的作用越來越大，各生產企業(yè)對工件輸送機的要求也變得更高。本設計主要致力于傳動裝置主要部件的設計，要求傳動機構各部件能很好地配合，能很好地控制傳遞距離和速度，并在節(jié)省投資和控制方面有比較好的調節(jié)。本設計的主要研究內容是設計連桿結構的尺寸以及齒輪傳動的主要參數等，對主要研究部分的部件進行了選型，設計，校核。關鍵詞：輸送機；連桿機構；齒輪傳動ABSTRACTNowadays, science and technology is more and more developed, while the workpiece transportation efficiency is a factor to improve production efficiency. So the workpiece conveyor is more and more important role, each production company on the workpiece conveyor and demand much higher. This design mainly devote to drive the design of main parts, requires the components of the transmission mechanism with a good coordination, can well control the transmission distance and velocity, and in saving investment and control has better regulation.The main research contents of this design is design the size of connecting rod structure and the main parameters of gear transmission and so on. To drive the various components of the selection, design and verification. Key words: conveyor；linkage mechanism；gear transmission目 錄1 緒論 21.1研究的目的及意義21.2國內外研究狀況21.3 設計要求31.4方案比較32 連桿機構的設計 52.1 連桿機構的定義及特點52.2 平面曲柄搖桿機構52.3 平面四連桿機構有曲柄的條件62.4 連桿設計內容62.4.1 搖桿的擺角初選62.4.2 鉸點位置和曲柄長度的設計62.4.3 曲柄搖桿機構的設計62.4.4 校核最小傳動角73 機構的運動和動力分析83.1 概述83.2 用矢量方程圖解法作平面連桿機構的速度和加速度分析83.2.1 繪制機構運動簡圖83.2.2 作速度分析83.2.3 作加速度分析93.3 用矢量方程圖解法作平面連桿機構的動態(tài)靜力分析103.3.1 對機構進行運動分析113.3.2 確定各構件的慣性力和慣性力偶矩113.3.3 機構的動態(tài)靜力分析124 桿件的設計164.1 桿件的類型164.2 鋼材和截面的選擇164.3 桿件間的聯結164.3.1 剪切強度計算174.3.2 擠壓強度計算174.3.3 穩(wěn)定性的校核175 減速器的設計185.1 電動機的選擇195.1.1 選擇電動機類型和機構形式195.1.2 功率的計算195.1.3 電動機功率計算195.1.4 傳動效率195.1.5 確定電動機轉速205.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比205.2.1 總傳動比205.2.2 分配減速器的各級傳動比215.3 計算傳動裝置的運動和動力參數215.3.1 各軸轉速215.3.2 各軸輸入功率215.3.3 各軸輸入轉矩215.4 減速器結構的設計215.4.1 機體結構215.4.2 鑄鐵減速器機體的結構尺寸見下表5-2(單位) 225.5 傳動零件的設計計算235.5.1 減速器外傳動零件的設計235.5.2 減速器內傳動零件的設計235.6 軸的設計265.6.1 軸的結構和尺寸的確定265.6.2 軸的支點距離和力作用點的確定265.7滾動軸承的設計305.7.1 選擇原則305.7.2滾動軸承的失效305.7.3 軸承端蓋結構315.7.4軸承的潤滑與密封315.7.5減速器的潤滑325.8 軸承蓋上的螺紋強度計算325.9 鍵的選擇和強度校核335.10 聯軸器的選擇計算336 開式齒輪的設計346.1 開式齒輪計算公式346.2 計算參數的選取如下346.3 確定傳動主要尺寸357 機架的設計358輸送機附件的設計358.1 輥子設計368.2 推爪和扭簧設計369 結論37參考文獻37致謝381 緒論 1.1 研究目的及意義輸送機是在一定線路上連續(xù)輸送物料的物料搬運機械，又稱連續(xù)輸送機。它結構簡單、造價低、輸送能力大，運輸距離長，還可在輸送過程中同時完成若干工藝操作，可進行水平、傾斜輸送，也可組成空間輸送線路，有很高的生產率。在實際應用中，可以單機輸送，也可以多機組成或與其他輸送設備組成水平或傾斜的輸送系統，以滿足不同工藝布置形成的需要。在任何的設備生產線上，不管是物料，還是工件及部件的輸送都要用到輸送機。它被廣泛應用于農業(yè)、冶金、采礦、煤炭、電站、港口以及 工業(yè)企業(yè)等。在越來越注重生產效益的今天，自動化的輸送可以節(jié)省很多不必要的時間和人力資源，從而可以獲得最高的收益。工件傳輸機在自動化流水線上的充分運用能提高工廠的生產率，減輕工人的勞動強度，保障工人的生命安全，為實現車間無人化提供了可靠的條件。本課題來源于社會生產實踐，屬于工程設計類。在自動化生產線中進料及出料都要求實現自動化，本課題即是為了解決這一實際問題的。采用什么機構或傳動方式、速度及加速度、運動軌跡的設計是其中的核心問題，某些結構的優(yōu)化設計也可成為設計的內容，本課題是典型的機械設計及理論的應用1。1.2國內外研究狀況國外輸送機技術的發(fā)展很快，其主要表現在二個方面：一方面是輸送機的功能多元化、應用范圍擴大化，如高傾角帶輸送機、管狀輸送機、空間轉彎輸送機等各種機型；另一方面是輸送機本身的技術與裝備有了巨大的發(fā)展，尤其是長距離、大運量、高帶速等大型輸送機已成為發(fā)展的主要方向，其核心技術是開發(fā)應用于了輸送機動態(tài)分析與監(jiān)控技術，提高了輸送機的運行性能和可靠性。目前，在煤礦井下使用的輸送機已達到表1所示的主要技術指標，其關鍵技術與裝備有以下幾個特點：（1）設備大型化。其主要技術參數與裝備均向著大型化發(fā)展，以滿足年產300-500萬t以上高產高效集約化生產的需要。（2）應用動態(tài)分析技術和機電一體化、計算機監(jiān)控等高新技術，采用大功率軟起動與自動張緊技術，對輸送機進行動態(tài)監(jiān)測與監(jiān)控，大大地降低了輸送帶的動張力，設備運行性能好，運輸效率高。（3）采用多機驅動與中間驅動及其功率平衡、輸送機變向運行等技術，使輸送機單機運行長度在理論上已有受限制，并確保了輸送系統設備的通用性、互換性及其單元驅動的可靠性。（4）新型、高可靠性關鍵元部件技術。如包含CST等在內的各種先進的大功率驅動裝置與調速裝置、高壽命高速托輥、自清式滾筒裝置、高效貯帶裝置、快速自移機尾等。我國生產制造的輸送機的品種、類型較多。近年來，通過國家一條龍“日產萬噸綜采設備”項目的實施，輸送機的技術水平有了很大提高，煤礦井下用大功率、長距離輸送機的關鍵技術研究和新產呂開發(fā)都取得了很大的進步。如大傾角長距離輸送機成套設備、高產高效工作面順槽可伸縮輸送機等均填補了國內空白，并對輸送機的減低關鍵技術及其主要元部件進行了理論研究和產品開發(fā)，研制成功了多種軟起動和制動裝置以及以PLC為核心的可編程電控裝置，驅動系統采用調速型液力偶合器和行星齒輪減速器1。1.3設計要求：輸送機的工作阻力=5000N，步長S=450mm，往復次數N=40次/分，行程速比系數K=1.3，高度H=800mm。輸送時滑架受到的阻力Fr視為常數，滑架寬度為250mm，使用折舊期為5年，每天二班制工作，載荷里有中等沖擊，工作環(huán)境清潔，室內，三相交流電源，工作機構效率為0.95，用于小批量生產。1.4 方案比較經過反復調查研究，查閱相關資料，我們根據工件傳輸機的工作狀況的要求，提出了以下四種方案：方案一：直接用帶傳動和步進電動機來實現滑架的往返運動，通過步進電動機的正反轉控制往返運動，通過單片機控制驅動電路來設置相關的運動參數。方案二：運用齒輪齒條和步進電動機來實現滑架的往復運動，通過步進電機的正反轉，齒條固定在滑架上，利用齒輪齒條間的傳動來實現滑架的往返運動。方案三：采用液壓凸輪機構為主，以達到設計要求。本方案采用液壓動力裝置以推動擋板左右往復運動。再采用凸輪機構推動擋板做上下的往復運動。該機構由液壓機構和凸輪機構相互配合，使擋板做曲線運動。方案四：運用連桿機構，減速器，普通電動機。通過普通電動機可以獲得運動所需要的動力，減速器調整相應的速度和節(jié)奏，連桿機構實現不同的速度比，節(jié)奏，步長和滑架的運動軌跡2。方案圖入下：1.機架 2.連桿機構 3.滑架 4.推爪 5.減速機構 6.滾筒1.Rack 2.Connecting Rod 3.Sliding Frame 4.The Thrust Claw 5Retarder 6.Roller圖1 工件輸送機結構圖Table 1 Workpiece Conveyor 工作時，電動機通過傳動裝置、連桿機構，驅動滑架往復移動工件，工作行程時，滑架上的推爪推動工件前移一個步長，當滑架返回時，因為推爪與軸之間裝有扭簧，所以推爪從工件下滑過，工件保持不動，當滑架再次向前推進時，推爪已復位，前方推爪也推動前一工件前移，如此周而復始，工件不斷前移。 經過可行性調研，我們發(fā)現方案一中步進電機的功率和工作狀況要求中的中度沖擊問題對步進電機的影響不能很好的解決，而且步進電機擁有一個很明顯的優(yōu)點，就是它有精確的正反轉功能，因為步進電機是將電脈沖信號轉化為角位移，或線位移的開環(huán)控制元件，在非超載的情況下，電機的轉速，停止的位置只取決于脈沖信號的頻率和脈沖數，而不受負載的變化而影響，即給電機加一個脈沖信號，電機則轉過一個步距角，這一線性關系的存在，加上步進電機只有同期性的誤差而無累積誤差等特點，使得在速度控制領域用步進電機來控制變的非常簡單，而且低速精度高。雖然如今步進電機已經被廣泛地應用，但步進電機并不能像普通的直流電機，交流電機在常規(guī)條件下使用。它必須由雙環(huán)形脈沖信號、功率驅動電路等組成控制系統方可使用。因此用好步進電機卻非易事，它涉及到機械、電機、電子及計算機等太多的專業(yè)知識。方案二也存在類似的問題，方案三機構結構簡單，構造也較為普通，且運行時噪聲低。運動行程一眼明了，缺點是該機構有兩個自由度，所以運動難遇控制，不夠平穩(wěn)。而且液壓機構成本太高，維護檢修復雜。而方案四相對于方案一、方案二的問題有了很好的實現，而且普通電動機容易選擇，減速器和連桿機構，結構可靠，穩(wěn)定性高，可以承受一定的沖擊，在連桿與連桿之間采用滾輪連接，有效的減小了摩擦力。所以此方案較合理。在整個設計過程中，減速器部分和連桿機構的設計和分析應是本課題的重點，運用機械設計和機械原理的相關內容來設計，設計的主要內容應包括工作機構和傳動系統的運動分析，連桿機構的運動和動力分析，減速器的設計，減速器零件的制造以及相關工藝流程。本課題的難點是連桿尺寸的分析和動力運動的分析，減速器的各軸和齒輪的計算設計2。2 連桿機構的設計2.1 連桿機構的定義及特點連桿機構是一種應用非常廣泛的機構，折疊傘的收放機構，機械手的傳動機構以及人體假肢的設計等，都是連桿機構。連桿機構的定義：(1)原動件的運動都要經過一個不直接與機架相聯的中間構件才能傳動從動件，中間構件稱為連桿。這些機構統稱為連桿機構。(2)這些機構中的運動副一般均為低副。故連桿機構也稱低副機構。連桿機構的特點：(1) 連桿機構中構件間以低副相連，低副兩元素為面接觸，在承受同樣載荷的條件下壓強較低，因而可用來傳遞較大的動力。又由于低副元素的幾何形狀比較簡單，故容易加工。(2) 構件運動形式具有多樣性。連桿機構中既有繞定軸轉動的曲柄、繞定軸往復擺動的搖桿，又有作平面一般運動的連桿、作往復直線移動的滑塊等，利用連桿機構可以獲得各種形式的運動，這在工程實際中具有重要價值。(3) 在主動件運動規(guī)律不變的情況下，只要改變連桿機構各構件的相對尺寸，就可以使從動件實現不同的運動規(guī)律和運動要求。(4) 連桿曲線具有多樣性。連桿機構中的連桿，可以看作是在所有方向上無限擴展的一個平面，該平面稱為連桿平面。在機構的運動過程中，固接在連桿平面上的各點，將描繪出各種不同形狀的曲線，這些曲線稱為連桿曲線。(5) 在連桿機構的運動過程中，一些構件（如連桿）的質心在作變速運動，由此產生的慣性力不好平衡，因而會增加機構的動載荷，使機構產生強迫振動。所以連桿機構一般不適于用在高速場合。(6) 連桿機構中運動的傳遞要經過中間構件，而各構件的尺寸不可能做得絕對準確，再加上運動副間的間隙，故運動傳遞的累積誤差比較大3。2.2 平面曲柄遙感機構在鉸鏈四連桿機構中，若兩個連架桿中一個為搖桿，另一個為曲柄，那么這個四桿機構稱為曲柄搖桿機構。在曲柄搖桿機構中，當曲柄為原動件，搖桿為從動件時，可以把曲柄的連續(xù)轉動轉變?yōu)閾u桿的往復擺動，此種機構應用比較廣泛。2.3 平面四連桿機構有曲柄的條件(1)桿長之和條件：平面四桿機構的最短桿和最長桿的長度之和小于或者等于其余兩桿長度之和。(2)在鉸鏈四桿機構中，如果某個轉動副能夠成為整轉副，則它所連接的兩個構件中，必有一個為最短桿，并且四個構件的長度關系滿足桿長之和條件。(3)在有整裝副存在的鉸鏈四桿機構中，最短桿兩端的轉動副均為整轉副。此時，如果取最短桿為機架，則得到雙曲柄機構；若取最短桿的任何一個相連構件為機架，則得到曲柄搖桿機構；如果取最短桿對面構件為機架，則得到雙搖桿機構。(4)如果四桿機構不滿足桿長之和條件，則不論選取哪個構件為機架，所得到機構均為雙搖桿機構。綜上所述：平面四桿機構中曲柄存在的條件是四個桿的長度關系，誰做機架決定是否會存在曲柄1。2.4 連桿設計內容輸送機的工作阻力=5000N，步長S=450mm，往復次數N=40次/分，行程速比系數K=1.3，高度H=800mm。輸送時滑架受到的阻力Fr視為常數，滑架寬度為250mm，使用折舊期為5年，每天二班制工作，載荷里有中等沖擊，工作環(huán)境清潔，室內，三相交流電源，工作機構效率為0.95，用于小批量生產。2.4.1 搖桿的擺角初選根據設計的常識一般初選擺角為40-50左右,再由步長定搖桿長度,一般取(0.6-0.7) , (0.2-0.3) 。2.4.2 鉸點位置和曲柄長度的設計根據行程速比和傳動角要求鉸點A的位置及曲柄連桿長度。根據所給條件以及現場的要求，和行程速比系數K，在設計四連桿時，可利用機構在極位時的幾何關系，再運用其它輔助條件進行設計，機構運動示意圖如圖2。2.4.3 曲柄搖桿機構的設計通過擺角及行程速比系數K=1.3和搖桿長度來設計該機構。首先按公式=180(K-1)/(K+1)算出極位夾角為23.5。然后任取一點D，再用此點為頂點作等腰三角形,使兩腰的長度等于CD，。作使=90-，再作, 與的交點P。作的外接圓,那么圓弧上任一點A到和的連線所形成的夾角都等于極位夾角 ，所以曲柄的軸心A應在這個圓弧上。設曲柄的長度為a，連桿的長度為b，那么=b+a， =b-a，所以a=(-)/2于是以A為圓心，以為為半徑作圓弧交于點E，則得出a=/2,b=-/2。設計時應注意，曲柄的軸心A不能選在弧段上，否則機構將不能滿足運動連續(xù)性的要求。根據上面的方法可以算出平面四連桿機構的桿長分別為a=115mm，b=385mm，c=380mm，d=380mm。圖2 機構的運動示意圖Fig.2 Kinematic diagram of mechanism2.4.4 校核最小傳動角在機構運動過程中，傳動角的大小是不停變化的，為了保證機構的傳動性能要求，設計時應使40傳遞力矩比較大時，則應使50；對于一些受力很小或者不經常使用的操縱機構，則可允許傳動角小一些，只要不發(fā)生自鎖就可以。最小傳動角與機構中各桿的長度有關，見下面的公式: 式(1)所以滿足最小傳動角的要求。因此可以定出該要求設計的機構的總體尺寸，即=a=115mm，=b=385mm, =c=380mm, =d=380mm, =550mm,=180mm。上面的是桿件AB的長度，是桿件BC的長度，是桿件CD的長度，是桿件AD的長度，是桿件DE的長度，是桿件EF的長度3 機構的運動和動力分析3.1 概述用矢量方程圖解法進行機構的速度和加速度的分析，矢量方程圖解法依據的基本原理是理論力學中的運動合成原理。對機構進行速度和加速度的分析時，首先要根據運動合成原理列出機構運動的矢量方程，然后再根據該方程來作圖進行解決。3.2 用矢量方程圖解法作平面連桿機構的速度和加速度分析根據構件上已知的一點的速度和加速度能夠求出另外的點的速度和加速度(包括大小和方向)，所以在以圖解法作機構的速度和加速度的分析的時候，應該先從具備這個條件的構件著手，再分析與該構件依次相連的其他各構件。在用圖解法作機構的運動分析時，需要先繪出該機構的運動簡圖，然后再根據運動簡圖進行速度和加速度的分析，求解的步驟說明如下：3.2.1 繪制機構運動簡圖根據前面所描繪的方法和步驟，選取尺寸比例尺= (m/mm)，并按照比例尺準確地繪制出機構的運動簡圖如圖1-1所示。3.2.2 作速度分析根據用矢量方程圖解法作平面連桿機構的速度分析可知，速度求解的步驟應依次求出相應各點的速度和桿件的角速度6。圖3 速度分析圖Fig.3 Velocity diagram1）求 式(2)方向垂直于AB，指向與的轉向一致。2）求因點C及點B都為同一構件2上的點，故得 = + 方向 大小 式中及的大小未知，所以用圖解法求解。如圖3所示，取點P作為速度多邊行的極點，并作代表，那么速度比例尺可以求得。再分別自點B，P作垂直于BC，CD的直線bc、pc，代表，的方向線，兩線交于點C，則矢量，分別代表和，于是得 式(3)3）求 由于E點和C點都在桿件3上，桿件3上的點的角速度都相同，所以4）求 = + 方向 大小 式(4)于是有 式(5) 式(6) 式(7)3.2.3 作加速度分析加速度求解的步驟與速度分析相同，也是先依次求出，。然后再求解，1)求 因為曲柄作等速回轉，所以沒有切向加速度。 式(8)方向由B指向A. 2）求 根據點C分別對于點D和點B的相對運動關系可得 = + = + + 方向CDCDBA CB CB 大小 式中和的大小未知，故可用作圖法求解。圖4 加速度分析圖Fig.4 Acceleration analysis diagram如圖3-3 所示，取點作為加速度多邊形的極點，并作代表，則加速度比例尺可求得，然后再按上式作圖，可求得代表，其大小為 式(9)3）求 因為點E和點C都在桿上 式(10)4）求 利用點F和點E的相對運動關系可得+方向 FE FE 大小水平向右 式中的方向和的大小未知，用作圖法求解。如圖所示。 式(11)5）求，。根據上面求構件角加速度的方法可得 逆時針 式(12) 順時針 式(13) 順時針 式(14)3.3 用矢量方程圖解法作平面連桿機構的動態(tài)靜力分析動態(tài)靜力分析是根據達朗貝爾原理將慣性力和外力加在機構的相應構件上，用靜力平衡的條件求出各運動副中的反力和原動件上的平衡力的一種比較常用的工程方法。進行動態(tài)靜力分析首先是求出個構件的慣性力，并把它們當作外力加于產生這些慣性力的構件上面。然后再根據靜定條件將機構分解為若干個平衡力和構件組作用的構件。而進行力分析的順序一般是由離受平衡力作用的構件的最遠構件組開始，逐步推算到平衡力作用的構件上7。3.3.1 對機構進行運動分析在之前的運動分析里，已經用選定好的長度比例尺，速度比例尺，加速度比例尺，繪出了機構簡圖及其速度多邊形和加速度多邊形。3.3.2 確定各構件的慣性力和慣性力偶矩在對機械進行動態(tài)靜力分析時需要求出各構件的慣性力，在新機械的設計中，機構中各構件的結構尺寸，質量和轉動慣量等參數都尚未確定，根據設計經驗先給出各構件的質量和轉動慣量等參數，再進行靜力分析，在這個基礎上進行各構件的強度驗算，再根據驗算的結果對構件尺寸進行修正，最后定出構件的結構尺寸。（1）計算各桿的質量及轉動慣量因為各桿都是拉壓桿件，要求力學綜合性能較高，所以選45號鋼，各桿應初選直徑。查表得密度。根據質量，轉動慣量計算結果見表14.3 桿件間的聯結拉壓桿與其它構件之間，或者一般構件與構件之間，常采用銷軸，耳片，螺栓等相聯接，本設計采用銷軸、耳片。連結件的受力與變形都比較復雜，在工程實際中，我們常常采用簡化分析的方法。他的要點是：對連接件的受力與應力分布進行簡化，然后計算出各部分的名義應力。以下為計算軸和耳片3。4.3.1 剪切強度計算考慮圖中所示的軸銷，它的受力情況如圖所示，可以看出，作用在軸銷上面的外力有以下幾個特點：外力垂直作用于軸銷的軸線，且作用線之間的距離很?。ㄝS銷一般都是短而粗的）。根據受力情況可以看出，軸銷上主要受剪切力的作用。在工程力學計算中，通常都假設剪切面上的剪應力是均勻分布的。剪切面上的剪應力不得超過連接件上的許用剪應力，即要求 也即 式(26)其中許用剪切應力表示為連接件的剪切極限應力除以安全系數。 式(27) 式(28)4.3.2 擠壓強度計算在外力作用下，孔與銷軸直接接觸，接觸面上的應力稱為擠壓應力。當擠壓應力過大時，在孔和銷接觸的局部區(qū)域內，將產生明顯的塑性變形，導致影響孔，銷間的正常配合。最大擠壓應力發(fā)生在該表面的中部。擠壓應力為，銷或孔的直徑為d ，耳片的厚度為t ，根據實驗分析結果得知: 式(29)Td表示受壓圓柱面在相應徑向平面上的投影；表示最大擠壓應力，數值上與徑向截面的平均壓應力相等。由上述分析可知，為了防止擠壓造成破壞，最大擠壓應力不得超過連接件的許用壓應力,即要求 式(30) 表示連接件的擠壓極限應力除以安全系數。因此，從擠壓強度考慮，接頭的許用載荷是 式(31)4.3.3 穩(wěn)定性的校核當作用在細長桿上的軸向力達到或超過一定限度的時候，桿件可能會突然產生彎曲，即失穩(wěn)現象。因此，對于軸向受壓桿件，除了應考慮它的強度和剛度問題外，還應考慮它的穩(wěn)定問題。圖12 軸銷受力示意圖Fig.12 the anxial force diagram1）臨界載荷的計算該連桿為兩端鉸支細長壓桿，根據材料力學中公式可知，它的臨界載荷為： 式(32)2）校核鋼的屈服應力，所以，連桿壓縮屈服所需的軸向壓力為 式(33)由以上的分析可以得知，為了保證壓桿在軸向壓力的作用下不被導致失穩(wěn),必須滿足下面的穩(wěn)定條件： 式(34)式中：代表穩(wěn)定安全系數； 代表穩(wěn)定許用壓力。工況為一般的中度沖擊條件，所以取4 式(35)上述計算表明，細長桿的承壓能力是由穩(wěn)定性的要求確定的。5 減速器的設計減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。選用減速器時應根據工作機的選用條件、技術參數、動力機的性能、經濟性等因素比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸、傳動效率、承載能力、質量、價格等，選擇最適合的減速器。減速器是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩10。5.1 電動機的選擇5.1.1 選擇電動機類型和機構形式電動機是常用的原動機，并且是標準化和系列化的產品。機械設計中要根據工作機的工作情況和運動，動力參數等，選擇合適的電動機類型、結構形式、傳遞的功率和轉速，再根據這些確定電動機的型號。電動機有交流電動機和直流電動機之分，工業(yè)上常采用交流電動機。交流電動機有異步電動機和同步電動機兩類，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，其中普通籠型異步電動機在平時應用最廣泛。在一般的設計中，優(yōu)先選用Y系列籠型三相異步電動機，因為它具有高效、噪音小、振動小、節(jié)能、安全可靠的特點，而且安裝尺寸和功率等級符合國際標準，適用于那些無特殊要求的各種機械設備。根據所給條件中工作場地的要求：每天二班制工作，載荷中有中度沖擊，工作環(huán)境清潔，室內，三相交流電源。所以選擇電動機為Y系列380V三相籠型異步電動機。5.1.2 功率的計算電動機在功率方面的選擇是否合適將直接影響到電動機在工作性能和經濟性能方面的體現。如果選用的電動機額定功率小于工作機所要求的功率，那么工作機就不能正常工作，而且容易是電動機因為長期過載而導致過早損壞，如果選用的電動機額定功率大于工作機所要求的，那么相比于電動機的價格，沒有得到充分的應用，而導致浪費。在設計過程中，由于工件傳輸機一般為長期連續(xù)運轉，載荷不變或很少變化的機械,并且傳遞功率較小，故只需使電動機的額定功率等于或梢大于電動機的實際輸出功率 ,即。這樣電動機在工作時就不會過熱，一般不需要對電動機進行熱平衡計算和校核啟動力矩。5.1.3 電動機功率計算電動機所需工作功率為式中：工作機所需工作功率，指工作機主動端運輸帶所需功率。由電動機至工作機主運動端運輸帶的總效率。工作機所需工作功率,應由機器工作阻力和運動參數計算求得. 式(36)T工作機的阻力矩 工作機的角速度5.1.4 傳動效率傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積,其中分別為每一傳動副，每對軸承，每個連軸器的效率、傳動副的效率數值可按下列選取，軸承及連軸器效率的概略值為: 滾動軸承0.98-0.995 ，滑動軸承0.97-0.99 彈性連軸器0.99-0.995 ，齒輪連軸器0.99，萬向連軸器0.97-0.98。5.1.5 確定電動機轉速容量相同的同類電動機，有幾種不同的轉速系列供使用者選擇，如三相異步電動機常用的有四種同步轉速，即3000、1500、1000、750r/min(相應的電動機定子繞組的極對數為2、4、6、8)。同步轉速為由電流頻率與極對數而定的磁場轉速，電動機空轉時才可能達到同步轉速，負載時的轉速都低于同步轉速。為了合理的設計傳動裝置，根據工作機的主軸轉速要求和各傳動比范圍，可推算出電動機裝速的可選范圍，其中包括電動機可選轉速范圍，傳動裝置總傳動比的合理范圍，以及工作機主軸轉速。選定電動機類型，結構，對電動機可選的轉速進行比較，選定電動機轉速并計算出所需容量后，即可在電動機產品目錄中查出所要的電動機。根據工況和計算所選電動機見下表5-1。表3 電動機參數表Table 3 Motor parameters型號額定功率kW滿載時起動電流起動轉矩最大轉矩轉速電流效率功率因素額定電流額定轉矩額定轉矩YZR132M1-63960r/min8.280.50.696.52.52.85.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比5.2.1 總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速，可得到傳動裝置的總傳動比為 其中為選擇電動機的滿載轉速，n為工作機主動軸轉速。該設計中為960r/min，n為40r/min。所以 式(37)總傳動比為各級傳動比,的乘積，即，分別為減速器各級傳動比。5.2.2 分配減速器的各級傳動比按轉開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由二級圓柱齒輪減速器傳動比分配圖資料查得，則。5.3 計算傳動裝置的運動和動力參數為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉速和轉矩(或功率)。如將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為、軸，分別為：， -相鄰兩軸間的傳動比；，-相鄰兩軸間的傳動效率；, -各軸的輸入轉矩(Nm)；， -各軸的轉速(r/min )；則可按電動機至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數。5.3.1 各軸轉速 式(38)式中為選擇電動機的滿載轉速，為電動機至I軸的傳動比。 式(39)5.3.2 各軸輸入功率， 式(40)， 式(41)式中，分別為連軸器，軸承，齒輪的傳動效率。5.3.3 各軸輸入轉矩 式(42)其中為電動機的輸出轉矩，按下列計算： 式(43) 式(44) 式(45)同一根軸的輸出功率與輸入功率數值不同，需要精確計算時應取不同的數值。5.4 減速器結構的設計5.4.1 機體結構減速器機體是用以支持和固定軸系的零件，是保證傳動零件的嚙合精度，良好潤滑及密封的重要零件，其重量約占減速器總重量的50%。因此,機體結構對減速器的工作性能,加工工藝，材料消耗,重量及成本等有很大的影響。機體材料用灰鐵(HT150 或HT200)制造，機體的結構用剖分式機體11。5.4.2 鑄鐵減速器機體的結構尺寸見下表4(單位)表4 減速器機體的結構尺寸表Table 4 Reducer body structure size名 稱符 號尺 寸機座壁厚10機蓋壁厚8機座凸緣厚度15機蓋凸緣厚度12機座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑16地腳螺釘數目時，名 稱軸承旁聯接螺栓直徑符 號尺 寸12機蓋與機座聯接螺栓直徑9軸承端蓋螺釘直徑8窺視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑7，至外機壁距離20，至凸緣邊緣距離16軸承旁凸臺半徑8凸臺高度15外機壁至軸承座端面距離6大齒輪頂圓與內機壁距離10齒輪端面與內機壁距離10機蓋，機座肋厚,6，6 軸承端蓋凸緣厚度6軸承旁聯接螺栓距離盡量靠近軸承端蓋外徑軸承孔直徑續(xù)表5-2螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834沉頭座直徑20242632404860注:多級傳動時，a取低速級中心距。5.5 傳動零件的設計計算傳動裝置包括各種類型的零件，其中決定其工作性能，結構布置和尺寸大小的主要是傳動零件。支撐零件和聯接零件都要根據傳動零件的要求來設計，因此一般應先設計計算傳動零件，確定其尺寸，參數，材料和結構。為了使設計減速器時的原始條件比較準確，通常應先設計減速器外的傳動零件，如鏈傳動，和連軸器等14。5.5.1 減速器外傳動零件的設計考慮到工作現場的空間和減少傳動鏈的原則，該設計直接采用連軸器，通過連軸器直接把電動機和減速器聯結。5.5.2 減速器內傳動零件的設計（1） 圓柱齒輪傳動 a) 齒輪材料的選擇因傳動尺寸和批量較小，小齒輪設計成齒輪軸，選用45鋼，調質處理，硬度229HB-286HB，平均取240HB。b) 齒輪傳動的計算方法1. 初步計算轉矩齒寬系數由機械設計手冊查表取 =1.0接觸疲勞極限由機械設計手冊查表取=710MPa, =580MPa初步計算的許用接觸應力 值由機械設計手冊查表取=85 初步計算的小齒輪 式(45) 取 初步齒寬2 校核計算 圓周速度 精度等級選8級精度 齒數z和模數m 初取齒數, 式(46)由機械設計手冊查表取m =2.5 式(47) 式(48)使用系數由機械設計手冊查表取=1.5動載系數由機械設計手冊查表取=1.2齒間載荷分配系數由機械設計手冊查表，先取 式(49) 式(50) 式(51) 式(52) 式(53)齒向載荷分布系數由機械設計手冊查表取 式(53)載荷系數彈性系數由機械設計手冊查表取節(jié)點區(qū)域系數由機械設計手冊查表取=2.5接觸最小安全系數由機械設計手冊查表取=1.05總工作時間總應力循環(huán)次數由機械設計手冊查表估計， 則指數m =8.78 式(54)原估計應力循環(huán)次數正確 式(55)接觸壽命系數由機械設計手冊查表取=1.18，=1.31許用接觸應力 式(56) 式(57)驗算 式(58)計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。3.確定傳動主要尺寸實際分度圓直徑d，因模數取標準值時，齒數已重新確定，故分度圓直徑不會改變，即 d=mz=2.5111=277mm中心距齒寬b 計算所得的參數見下表5表5 齒輪參數表Table 5 Gear parameters table名稱代號單位小齒輪大齒輪中心距Amm161傳動比I6.2模數mnmm2.52.5螺旋角度00端面壓力角t度00嚙合角,t度2020齒數Z個18111分度圓直徑Dmm45277齒頂圓直徑d0mm50282齒根圓直徑dfmm41.25271.25齒寬Bmm5545計算說明：1)齒輪強度計算公式中，載荷和幾何參數是用小齒輪輸出轉矩和直徑來表示的，不論強度計算是針對小齒輪還是大齒輪，公式中的轉矩，齒輪直徑或齒數，都應是小齒輪的數值；2)根據求齒寬，b應是一對齒輪的工作寬度，為易于補償齒輪軸向位置誤差，應使小齒輪的寬度大于大齒輪寬度，因此大齒輪寬度取45mm；3)而小齒輪寬度取，齒寬數值應圓整；4)圓柱齒輪的傳動系數。5.6 軸的設計5.6.1 軸的結構和尺寸的確定當軸的支承距離未定時，無法由強度確定軸徑，要用初步估算的辦法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，計算公式為：式中：P-軸所傳遞的功率，KW； n-軸的轉速，r/min； A-由軸的許用切應力所確定的系數。軸常用材料及A 的關系見下表6表6 軸常用材料表Table 6 shaft material table材料Q23520354540Cr、35NiSnA16013513511811810710798高速軸設計：結合實際情況，選用45鋼，則取A的值為118 式(65)考慮到鍵槽的影響，軸的直徑增加5%，則此時軸徑應為：，取18mm，按照要求取d1-2=20，d1-3=25，d1-4=34，d1-5=30，d1-6=25；l1-1=32，l1-2=60，l1-3=17，l1-4=146，l1-5=10，l1-6=17。中間軸設計： 式(66)考慮到鍵槽的影響，軸的直徑增加5%，則此時軸徑應為：，取32mm，按照要求取d2-2=65，d2-3=50，d2-4=40，d2-5=32；l2-1=26，l2-2=81，l2-3=8l，2-4=42，l2-5=31低速軸設計： 式(67)考慮到鍵圖13 水平面（xy）的受力圖Fig.13 Level (xy) diagram圖14 垂直面（xz）受力圖Fig.14 Vertical surface (xz) by the attempt水平面(xy)受力圖（見圖13）垂直面(xy)受力圖（見圖14）畫彎矩圖水平面彎矩圖（見圖15）垂直面彎矩圖（見圖16）合成面彎矩圖(見圖17 )圖15 水平面彎矩圖Fig.15 Horizontal bending moment diagram圖16 垂直面彎矩圖Fig.16 Vertical bending moment diagram圖17 合成彎矩圖 fig.17 resultant bending moment diagram畫軸轉矩圖軸受轉矩轉矩圖(見圖18)當量彎矩圖。(見圖19)許用應力許用應力值。用插入法由表16.3查得 應力校正系 畫當量彎矩圖見圖19當量轉矩 當量彎矩在小齒輪中間截面處 式(68)在大齒輪中間截面處 式(69)校核軸頸5.8 軸承蓋上的螺紋強度計算很顯然，該聯結為受拉緊聯結。有公式： 式(76) 式(7