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湖北師范學院求真學院 I 步進式工件輸送機的設計 摘 要 輸送機的主要作用是在固定線路上連續(xù)輸送物料 它結構簡單 輸送能力大 運輸距 離長 且造價低 并且可在輸送的同時完成若干工藝操作 可進行水平 垂直 傾斜輸送 因此輸 送機被廣泛應用于農業(yè) 采礦 電站 冶金 港口以及 工業(yè)企業(yè)等 工件步進輸送機一般來說應 具有電動機 聯(lián)軸器 減速器 工作機構 滑架 推爪 輥道和機架等部分 本文首先調查分析了步進式輸送機的現(xiàn)況及原理 通過對原理的分析提出了四種實現(xiàn)方案 方案對比后確定采用普通電機減速后驅動曲柄搖桿機構實現(xiàn) 接著采用作圖法得出個桿件長度 并 進行校核 最后選定電機并對個傳動裝置進行設計及校核 關鍵詞 輸送機 連桿機構 齒輪傳動 Stepping workpiece conveyor design Abstract The main role of the conveyor is in the fixed line continuous transportation of materials simple structure large transmission capacity long distance transport and low cost and can be completed at the same time conveying a number of process operation and can be horizontal vertical inclined transportation so the conveyor is widely used in agriculture mining power plants metallurgy ports and industrial enterprises Workpiece conveyor stepper motors in general should have coupling reducer work organization carriage pawl roller and rack components This paper analyzes the current status of the investigation and the principle of stepper conveyor through the analysis of the principles put forward four implementations after the program determine the use of contrast drive crank rocker mechanism to achieve common after the motor decelerates then have to adopt mapping out of a rod length and checked the final selection of a motor and gear design and verification Keywords Conveyor Linkage Gear 湖北師范學院求真學院 II 目 錄 第 1 章 緒 論 1 1 1 引言 1 1 2 研究目的及意義 1 1 3 國內外研究狀況 1 1 4 輸送機的發(fā)展趨勢 2 第 2 章 步進式工件輸送機總體設計 3 2 1 設計要求 3 2 2 方案設計與選擇 3 2 2 1 原理分析 3 2 2 2 方案設計 4 2 2 3 方案選定 4 第 3 章 連桿機構設計 5 3 1 桿件尺寸設計 5 3 1 1 搖桿的擺角初選 5 3 1 2 鉸點位置和曲柄長度的設計 5 3 1 3 曲柄搖桿機構的設計 5 3 1 4 校核最小傳動角 6 3 2 運動和動力分析 6 3 2 1 運動分析 6 3 2 2 動態(tài)靜力分析 9 3 3 桿件形狀設計 13 3 3 1 桿件的類型 13 3 3 2 鋼材和截面的選擇 13 3 3 3 穩(wěn)定性的校核 14 3 4 桿件間的聯(lián)結設計 14 3 4 1 剪切強度計算 14 3 4 2 擠壓強度計算 15 第 4 章 電動機及聯(lián)軸器的選用 16 4 1 選擇電動機類型 16 4 1 1 選擇電動機容量 16 4 1 2 確定電動機轉速 17 4 2 電動機型號的選擇 17 4 3 聯(lián)軸器的選用 17 4 3 1 剛性聯(lián)軸器 18 4 3 2 撓性聯(lián)軸器 18 第 5 章 減速機構的設計 20 5 1 總傳動比 20 湖北師范學院求真學院 III 5 2 分配傳動比 20 5 3 運動和動力參數(shù)計算 20 5 3 1 各軸的轉速 20 5 3 2 各軸的輸入功率 20 5 3 3 各軸的輸入轉矩 21 5 3 4 整理列表 21 5 4 高速級齒輪的設計 21 5 4 1 選精度等級 材料和齒數(shù) 21 5 4 2 按齒面接觸疲勞強度設計 21 5 4 3 按齒根彎曲強度設計 23 5 4 4 幾何尺寸計算 24 5 5 低速級齒輪 25 5 6 開式齒輪 25 5 7 軸系結構設計 26 5 7 1 高速軸的軸系結構設計 26 5 7 2 中間軸的軸系結構設計 29 5 7 3 低速軸的軸系結構設計 31 5 8 減速器箱體的設計 33 5 9 潤滑與密封 34 5 9 1 潤滑方式的選擇 34 5 9 2 密封方式的選擇 34 5 9 3 潤滑油的選擇 34 總 結 35 參考文獻 36 致 謝 37 湖北師范學院求真學院 1 第 1 章 緒 論 1 1 引言 隨著科學技術的進步 我國傳送裝置制造行業(yè)有了長足的進步 傳送裝置的成套性 自動化程 度 定位精度和整體質量都明顯提高 其應用范圍正逐步擴大 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 它可進行水平 傾斜和垂直輸送 也可組成空間輸送線路 輸送線路一般是固定的 輸送機輸送能力達 運距長 還可在輸送過程中同時完成若干工藝操作 所以應用十分廣泛 工件步進輸送機用于間歇地輸送工件 到達預定位置 工件步進輸送機一般來說應具有電動機 聯(lián)軸器 減速器 工作機構 滑架 推爪 輥道和機 架等部分 其中減速器是工件步進輸送機最關鍵的傳動裝置之一 它在傳送工件的過程中不僅擔負 著減速及增加轉矩的功能 同時也降低了負載的慣量 是步進式輸送機的核心部件之一 1 2 研究目的及意義 輸送機是可以在固定線路上連續(xù)輸送物料的機械 一般情況下它的特點是結構簡單 工作效率 高 造價低 有的甚至可以在輸送工件的同時對工件進行一系列工藝操作 因此工件輸送機在各行 各業(yè)中都被廣泛的應用著 而我設計的這款步進式工件輸送機與傳統(tǒng)的工件輸送機最大的不同就是它并非一直處于連續(xù)不 斷的輸送狀態(tài) 而是將工件輸送一段距離之后停下來 等待幾秒之后在繼續(xù)將工件往前輸送 他的 意義在于那停頓的幾秒可以對工件進行加工或是包裝之類的處理 使其達到流水線生產 自動化生 產的目的 提高了生產效率 在如今這個效益至上的時代 實現(xiàn)在流水線生產或自動化生產上實現(xiàn)進料出料自動化 大大提 高了生產效率 減少人工成本 實現(xiàn)高效生產 所以我設計的工件輸送機是典型的理論與實踐結合 的應用 1 3 國內外研究狀況 步進式工件輸送機在國外的發(fā)展已十分成熟 尤其是在一些發(fā)達國家如美國 德國 日本 英 國 俄羅斯等 這些國家已實現(xiàn) 高負載輸送 高速度輸送 高傾角輸送的技術 此外還有一些新 型的輸送機 可實現(xiàn)檢測篩選功能 空間轉彎輸送 有的甚至結合機械手在輸送的同時 但無外乎 兩個方面 一是功能多元化 另一方面則是加強其輸送能力 這兩方面也是工件輸送機的主要研究 方向 在我國 工件輸送機的研發(fā)和使用與發(fā)達國家差距并不大 我國自主研發(fā)的生產制造的輸送機 的類型較多 最近幾年 在國家一個專門針對輸送機的項目 國家一條龍 日產萬噸綜采設 備 的指導和扶持下 我國輸送機技術飛速發(fā)展 其中也出現(xiàn)了一些新型輸送機 由 PLC 控制的 自動輸送機 有液壓驅動調速的輸送機 1 出了在增強輸送機能力方面 理他一些方面也是輸送機研究的方向 例如低能耗 低噪聲 專 湖北師范學院求真學院 2 門用來輸送易燃易爆物品的輸送機還有在特定環(huán)境中工作的輸送機 如高溫環(huán)境 有毒環(huán)境 粉塵 環(huán)境等 1 4 輸送機的發(fā)展趨勢 1 繼續(xù)向大型化發(fā)展 大型化包括大輸送能力 大單機長度和大輸送傾角等幾個方面 水 力輸送裝置的長度已達 440 公里以上 帶式輸送機的單機長度已近 15 公里 并已出現(xiàn)由若干臺組 成聯(lián)系甲乙兩地的 帶式輸送道 不少國家正在探索長距離 大運量連續(xù)輸送物料的更完善的輸送 機結構 2 擴大輸送機的使用范圍 發(fā)展能在高溫 低溫條件下 有腐蝕性 放射性 易燃性物 質的環(huán)境中工作的 以及能輸送熾熱 易爆 易結團 粘性的物料的輸送機 3 使輸送機的構造滿足物料搬運系統(tǒng)自動化控制對單機提出的要求 如郵局 所用的自動 分揀包裹的小車式輸送機應能滿足分揀動作的要求等 4 降低能量消耗以節(jié)約能源 已成為輸送技術領域內科研工作的一個重要方面 已將 1 噸 物料輸送 1 公里所消耗的能量作為輸送機選型的重要指標之一 5 減少各種輸送機在作業(yè)時所產生的粉塵 噪聲和排放的廢氣 湖北師范學院求真學院 3 第 2 章 步進式工件輸送機總體設計 2 1 設計要求 輸送機工作阻力 4000NrF 步長 S 300mm 每分鐘往返次數(shù) N 30 次 行程速比系數(shù) K 1 4 高度 H 800mm 滑架寬度為 250mm 阻力 Fr 為常數(shù) 載荷有中等沖擊 每天二班制工作 使用折舊期為 5 年 工作機構效率為 0 95 三相交流電源 工作環(huán)境室內 用于小批量生產 2 2 方案設計與選擇 2 2 1 原理分析 步進輸送機是一種能間歇地輸送工件并使其間距始終保持穩(wěn)定步長的傳送機械 工件經過隔斷 板從料輪滑落到輥道上 隔斷板做間歇往復直線運動 工件按一定的時間間隔向下滑落 輸送滑架 作往復直線運動 工作行程時 滑架上位于最左側的推抓推動始點位置工件向前移動一個步長 當 滑架返回時 始點位置又從料輪處接受了一個新工件 推爪下裝有壓力彈簧 推爪返回時得以從工 件底面滑過 工件保持不動 當滑架再次向前推進時 該推爪以復位并推動新工件前移 與此同時 該推爪前方的推爪也推動前工位的工件一起向前再移動一個步長 如此周而復始 實現(xiàn)工件的步進 式傳輸 步進式工件輸送機用于間歇的傳送工件 如圖 1 1 所示 電動機通過傳動裝置 工作機構驅動 滑架往復移動 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 由于推爪與軸 間裝有扭簧 因此推爪從工件底面滑過 工件保持不動 當滑架再次向前推進是 推爪已復位 并 推動新的工件前移 前方推爪也推動前一工位的工件前移 圖 1 1 工件步進輸送機 湖北師范學院求真學院 4 2 2 2 方案設計 根據(jù)這些原理選定可通過如下四種方案實現(xiàn) 方案一 步進電機作驅動元件 齒輪傳動做傳動系統(tǒng) 通過控制步進電機的正反轉來實現(xiàn)推爪 的前進與后退 方案二 步進電機做驅動元件 帶輪傳動做傳動系統(tǒng) 通過控制步進電機的正反轉來實現(xiàn)推爪 的前進與后退 方案三 用液壓動力裝置與凸輪配合 實現(xiàn)推爪的左右往復運動 方案四 用普通電機做驅動元件 減速機來控制速度和節(jié)奏 曲柄連桿機構來實現(xiàn)推爪的左右 往復運動 2 2 3 方案選定 通過查閱相關資料和計算 我最終選擇了方案四 電動機做驅動元件 由減速器控制速度和節(jié) 奏 用連桿機構來實現(xiàn)不同的步長 速度比和滑架的運動軌跡 2 方案圖入下 在步進輸送機工作時 電動機工作 通過聯(lián)軸器和軸 將動力傳遞到減速機 經減速機變速后 以較慢的速度使連桿機構工作 連桿機構最后再驅使滑架作左右往復運動 滑架上裝有推爪 推爪 將放在滑架上的工件往前推 每次往前進一個步長 然后滑架返回 此時利用安裝在推爪和軸之間 的扭簧可以使推爪從工件下返回而不移動工件 而此時 前方的推爪也回到了原先的位置 它可以 再次推動工件往前移一個步長 這就是這臺步進式工件輸送機的工作原理 經過可行性調研 此方案較合理 在設計過程中 減速器和連桿的設計是本設計的重點 運用 機械原理和機械設計的相關內容 設計的主要內容包括工作機構和傳動系統(tǒng)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 湖北師范學院求真學院 5 第 3 章 連桿機構設計 3 1 桿件尺寸設計 3 1 1 搖桿的擺角初選 根據(jù)機械設計所學 一般搖桿機構的擺角為 40 50 左右 然后通過步進式工件輸送機每次工 作的步長確定搖桿長度 一般取 3 0 67CDEDLL 0 23FEDL 3 1 2 鉸點位置和曲柄長度的設計 通過之前的條件行程速比系數(shù)和要求傳動角大小可以計算出絞點 A 曲柄和連桿的長度 再通 過行程速比系數(shù)計算出曲柄搖桿機構在極位的各項參數(shù) 最后根據(jù)環(huán)境條件等設計出完整的曲柄搖 桿機構 機構運動示意如圖 3 1 3 曲柄搖桿機構的設計 根據(jù)公式 以及行程速比系數(shù) K 1 4 得到極位夾角 然后 180 1K 30 取一點 D 以 D 為頂點作等腰三角形 兩腰分別為 DC1 DC2 并且 DC1 DC2 的長度等于 DC 設 作 使 再作 與12C 2N21906C 2CM121CN 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12P 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12A 度為 b 那么 所以 a 2 于是以 A 為圓心 以為 為半1ba 2Aba12 2 徑作圓弧交 于點 E 則得出 a 2 b 2 但設計時要注意 曲柄的軸心 A 不能選1E 在弧段上 否則機構將不能連續(xù)工作 根據(jù)上面公式算出這個四連桿機構的桿長分別為 a 95 7mm b 295 7mm c 295 7mm d 259mm 圖 2 機構的運動示意圖 湖北師范學院求真學院 6 3 1 4 校核最小傳動角 在曲柄搖桿機構運動的時候 傳動角的大小是在不斷變化的 但傳動角并非沒有要求 一般情 況下確保傳動角 即可 而傳動力矩較大時 應使傳動角 在一些受力相對較min 40 min 50 小或是使用次數(shù)相對較少的環(huán)境中 允許連桿機構的傳動角小一些 但是絕對不能發(fā)生自鎖 計算最小傳動角如下 式 1 2222 37580 3915 arcosarcos4 bcd 40 根據(jù)計算結果發(fā)現(xiàn)曲柄搖桿機構中各個趕場滿足最小傳動角要求 因此可以定出該要求設計的 機構的總體尺寸 即 95 7ABLam 295 7BCLbm 295 7CDLcm 2Dd 36DE3 EF 3 2 運動和動力分析 3 2 1 運動分析 在理論力學中分析速度和加速度最常用到的方法是矢量圖法 運用矢量圖法可以直觀的對速度 和加速度進行分析求解 而矢量圖法的基本原理就是力的合成與分解 要用矢量圖法求解速度和加 速度首先要列出矢量方程 然后再畫出速度分析圖和加速度分析圖 1 用矢量方程圖解法作平面連桿機構的速度和加速度分析 首先先在連桿機構上找一個速度和加速度都已知的點 用這個點作為已知量來再利用圖解法來 依次求解與該構件相連的其他構件上的點的速度和加速度 要分析連桿機構的速度和加速度首先要畫出連桿機構的運動簡圖 再根據(jù)圖解法來分析這個連 桿機構的運動情況 具體步驟如下 2 繪制機構運動簡圖 首先選取合適的比例尺畫出機構的運動簡圖 一般比例尺的大小為 m mm 然LAB 后根據(jù)相應的比例畫出曲柄搖桿機構的運動簡圖 3 作速度分析 由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 湖北師范學院求真學院 7 1 求 Bv 式 2 3016 5 57 ALmradsms 方向 指向與 的轉向一致 1 2 求 B C 在連桿機構中的同一桿件上 所以可以得到以下方程v Cv Bv CBv 方向 D A 大小 及 方向已知 大小未知 用圖解法可以求出 的大小 Cv B Cv B 根據(jù)速度分析圖 將點看 P 作該連桿機構速度多邊行的極點 并作 代表 然后用速度pb Bv 比例尺算出 再分別以 B P 為垂足作垂 0 57 2 28 msVBpbssm 直于 BC CD 的直線 bc pc 代表 的方向線 兩線交于點 C 并且由矢量 分別CBv c b 代表 和 最終求的 Cv B 式 3 0 572 1 0 6375 Vpcmsmsms 3 求 由圖可知點 E 和點 C 都在同一桿件上 所以點 E 和點 C 的角速度的是相同的 得Ev 到 和 的關系如下 C 0 126 ECDvLms 4 求 Fv Fv Ev FEv 方向 大小 式 4 于是有 式 5 0 28452 3 CBVbcLradsrads 式 6 103 86DCp 湖北師范學院求真學院 8 式 7 0 2854 1 40 VEFpfLradsrads 4 作加速度分析 算加速度的方法去算速度的方法相同 也是用圖解法來計算 先畫出加速度分析圖 然候在圖 上找一個速度和方向都已知的點 先依次求出 然后再求解 B CE Fa 2 34 1 求 因為曲柄 作等速回轉 所以沒有切向加速度 Ba ABL 式 8 2223016 5 8 nAmss 方向 B A 2 求 由圖上分析得到點 C 與點 B 點 D 的相對運動關系Ca nDa ta B nCBa tCB 方向 C D CD B A C B CB 大小 23l 2l 式中 和 的方向都已知但是大小未知 根據(jù)圖解法求出大小 tCDa tB 圖 4 加速度分析圖 根據(jù)加速度分析圖 將點 看作是連桿機構加速度多邊形的極點 并作 代表 根據(jù)加p pb Ba 速度比例尺算出 再根據(jù)相信a 22 20 8 014 msBbs sm 的比例畫出 其中 代表 其大小為pc Ca 式 9 22 2 0 14 15 Cams 3 求 由于點 E 點 C 在連桿機構的統(tǒng)一桿件 上 因此可以得到E DEL 式 10 225038 06 DCLsms 4 求 根據(jù)點 E 和點 F 在連桿機構中的相對運動關系列出下式Fa Ea nFEa tFEa 方向 F E FE 湖北師范學院求真學院 9 大小 水平向右 24EFl 由上式可發(fā)現(xiàn)式中 的方向和 的大小未知 用作圖法求解 Fa tFE 式 11 22 2 0 14 180 3 Fapfmssmms 5 求 由連桿機構桿件的加速度和長度計算出角加速度2 34 逆時針 式 12 220 14385 7 tCBaancL rads 順時針 式 13 3 30tDaC 順時針 式 14 4 2263 1448 taEFEncaL rs 3 2 2 動態(tài)靜力分析 1 對機構進行運動分析 根據(jù)對連桿機構計算選出的長度比例尺 速度比例尺 加速度比例尺 畫出機構簡圖I v a 和速度多邊形 2 確定各構件的慣性力和慣性力偶矩 一般情況下 設計一臺新機器最重要的是確定機器中每個小零件的尺寸 而在確定小零件尺寸 首先要對各個進行受力靜力分析 轉動慣量計算和強度校核 最后才能確定各部件的大小尺寸 a 計算各桿的質量及轉動慣量 因為步進式工件輸送機中大多數(shù)桿件都承受拉力或壓力 所以對材料的力學性能要求較高 因 此我首選 45 號鋼作為設計的材料 通過查詢鋼材密度表得到 45 號鋼的密度為 37 810 kgm 根據(jù)質量 24dmlkg 轉動慣量 12J 計算結果見表 1 表 1 桿件質量特性表 桿件 長度 mm 直徑 mm 質量 kg 轉動慣量 kg 2mABL 115 100 7 045 37 610 C 385 50 5 896 28DE 550 80 21 564 354 9 湖北師范學院求真學院 10 EFL180 80 7 057 319 05 根據(jù)機構示意圖發(fā)現(xiàn)在連桿機構中 各桿件除了 BC 桿外 其余各桿的慣性力都在機架上 所 以可以忽略不計 BC 桿的慣性力及慣性力偶矩為 式 225 8960 14 150 976BCBCaPmpskgmsN 15 式 3 3240 1222 85 7 8 tBSSBSaBCMJLJncL m 16 把慣性力 和慣性力偶 合并成一個總慣性力 但合成后的總慣性力與質心并不在CPBCMBCP 一個點上 與質心的距離 B h 36 7109 56 3hM 式 17 3 機構的動態(tài)靜力分析 在進行動態(tài)靜力分析時一般先將慣性力作為外力來分析 然后逐個分析桿件的受力情況 分析桿件 EF 的受力情況 圖 5 桿 EF 受力分析 由于整個桿件受力平衡 因此可以得到 列出方程0F 34454nnGrRFR 方向 EF EF EF EF 大小 上式中未知量有 其中可以先求出的是 和34 n 54n 34R 5 F 點取力矩 0FM 式 18 43GhR 340618Nm 341 湖北師范學院求真學院 11 E 點取力矩 式 19 0EM 5430612NmRhNm 5478 根據(jù)上面求出的 和 畫出桿件 BC 的受力情況34 5 圖 6 桿 BC 力的分析 從圖上測量得到 54360RN 34280R b 對桿件 ED 和 CB 進行受力分析 圖 7 桿 2 3 的受力分析4353210nnIRGRPR 方向 DE DE BC BC 大小 在方程中 都是未知量 其中可以直接求出的是 和 再根35 n12 n 53R 12 據(jù)這兩個量來求得其他兩個量 B 點力矩 0BM 式 20 435322GIRhhP 53101908471680 23NmNmNm 53 E 點力矩 0E 湖北師范學院求真學院 12 式 21 1253223IGRhPhh 47150 6207821092mNNmNm 12 其負號說明 的方向與原來假設方向相反 12 然后根據(jù)上面計算出的 和 畫出力的矢量合成圖 53R 12 圖 8 力的矢量合成圖 從圖上測量得到 536RN 1207 c 根據(jù)上述求出的值再分析桿件 CB 的受力情況 設點 M 為 CB 桿的中點 對點 M 取矩 G 式 22 32122EGBIhPh 345RN 圖 9 對桿件 CB 的受力分析 在畫出桿件 CB 的力矢量圖 湖北師范學院求真學院 13 圖 10 連桿 CB 的力矢量圖 從上圖測量得到 321408RN d 計算連桿機構的平衡力 對桿件 1 進行受力分析 圖 11 連桿 1 的機構的平衡圖 取 式 23 0AM 211GpABRhFl 17286505PNmm 710PFN 3 3 桿件形狀設計 在前面我已經把連桿機構中所有桿件的受力情況都分析好了 然后要根據(jù)受力情況和工作環(huán)境 來算出桿件的截面 3 3 1 桿件的類型 曲柄搖桿機構在步進式工件輸送機中每個桿件都只收到拉力或壓力 因此曲柄搖桿機構中的桿 件都屬于拉壓桿 3 3 2 鋼材和截面的選擇 1 拉壓桿在手里是主要受到軸向力的作用 因此相對的力學性能要求較高 通過對比鋼材的 力學性能 最后確定的材料為 45 號鋼 45 號鋼的各項力學性能如下 45 號鋼力學性能BMPa Sa5 3 kgmEGPa 45 號鋼 600 350 16 7800 206 2 選擇截面尺寸 在之前我已經計算出了曲柄搖桿機構中各個桿件受到的力 根據(jù)理論力學和材料力學所學即可 求出桿件的最小橫截面積 計算公式如下 式 24 max NA 許用應力 S 安全系數(shù) S 必須大于 1 取 1 3 湖北師范學院求真學院 14 為極限屈服系數(shù) 查詢機械設計手冊得到 45 號鋼的極限屈服系數(shù)為 350MPa 3501 269MPaS 為方便計算 先假設連桿 CB 的截面是圓形的 直徑為 式 25 4107242 3 69 Ndm 從制造方面和結構穩(wěn)定等因素考慮 基于制造困難和穩(wěn)定性的考慮取 為初選參數(shù)2d 3 3 3 穩(wěn)定性的校核 在曲柄連桿機構中 作用在桿件上的力過大時 桿件可能會出現(xiàn)失穩(wěn)的現(xiàn)象 失穩(wěn)的具體表現(xiàn) 就是桿件發(fā)生變形彎曲 一旦發(fā)生失穩(wěn)現(xiàn)象 輸送機將發(fā)生重大的工作誤差 甚至癱瘓 因此機器 工作時 必須要避免失穩(wěn)的發(fā)生 下面就來計算桿件的穩(wěn)定性 圖 12 軸銷受力示意圖 1 臨界載荷的計算 曲柄搖桿機構中的桿件可以看作是鉸支壓桿 在之前的理論力學和材料力學中學過鉸支壓桿臨 界載荷的計算 式 32 24343342206156478EdEdcrl lP KN 2 穩(wěn)定性校核 查表得到 45 號鋼的屈服應力 再算出桿件所能承受的最大軸向壓應力 sMPa 式 33 225034468SdS KN 鉸支壓桿在受到軸向壓力而不失穩(wěn)的條件是受到的最大軸向壓應力 P 不能大于 Pst 計算公式 如下 式 34 crstPstn 代表穩(wěn)定安全系數(shù) 代表穩(wěn)定許用壓力t stP 步進式工件輸送機在工作時 桿件受到的沖擊屬于中等沖擊 因此 取 4 stn 式 35 428150107KNP 根據(jù)上述計算 桿件的最大承受壓力已經確定 湖北師范學院求真學院 15 3 4 桿件間的聯(lián)結設計 在一般情況下 兩根桿件相連一般采用銷軸連接 螺栓連接等方式 在步進式工件輸送機的設 計中 我同樣采用銷軸連接的方式來用作曲柄搖桿機構中的各拉壓桿之間的連接 3 4 1 剪切強度計算 銷軸連接受力情況如下圖所示 從圖中可以發(fā)現(xiàn)銷軸在連接處主要受到的力是剪切力 理論力 學和材料力學中剪切力的計算通常是將剪切力看作是均勻分布的 在銷軸的剪切面上的作用的剪應 力不允許超過許用剪應力 即 式 26 QA P 4 Pd 許用剪切應力 的計算如下 式 27 40 1MaS 式 28 22 50441962dMPaPKN 3 4 2 擠壓強度計算 當銷軸用于桿件之間的連接時 銷軸受到兩個桿件同誰對他反向且不在同一直線上的拉力 對 這個拉力分析可發(fā)現(xiàn)這個拉力實際是作用在銷軸表面的擠壓應力 這個擠壓應力過大時會是銷軸發(fā) 生形變 甚至斷裂 因此這個銷軸受到的擠壓應力不得超過銷軸所能承受的最大擠壓應力 一般情 況下 銷軸受到的最大擠壓應力 在銷軸表面的中間部分 擠壓應力為 銷軸 孔的直徑為bs bsF d 耳片的厚度為 t 最大擠壓應力 與所受擠壓應力 銷軸 孔的直徑 d 及耳片厚度 t 的bs 關系如下式 式 29 bFsTd Td 表示銷軸表面與孔接觸部分的徑向投影 當最大擠壓應力 超過銷軸的許用壓應力 時 銷軸就會被破壞 因此為了防止銷軸被bs bs 破壞 必須要求 式 30 bss 的值由銷軸的極限壓應力和安全系數(shù)相除得到 b 桿件連接處的許用載荷 式 31 40360bsPtdKN 湖北師范學院求真學院 16 第 4 章 電動機及聯(lián)軸器的選用 4 1 選擇電動機類型 電動機的類型根據(jù)動力源和工作要求選用 Y 系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機 電壓 380V 4 1 1 選擇電動機容量 送料機在工作時的阻力為 4000N 對送料機構進行受力分析如下圖 圖 4 有如下方程成了 m7 59F Mcos41cos486 952 30N213 計算得 根據(jù)設計要求送料機每分鐘往返次數(shù) N 30 次 則曲柄盤轉速 n 30r min 湖北師范學院求真學院 17 平面連桿送料機構工作所需功率 kW56 2 950nM wP 電動機所需工作功率 kW 為 d d 傳動裝置的總效率為 231 按 機械課程設計手冊 表 2 5 確定各部分效率為 聯(lián)軸器效率 滾動軸承效率 一9 01 對 共五對 閉式齒輪傳動效率 開式齒輪傳動效率 代入得 9 02 98 03 7 47 9 08 25 所需電動機功率為 kWpwd 4 2 56 電動機額定轉速根據(jù)生產機械的要求而選定 因載荷平穩(wěn) 電動機額定功率 略大于即可 edP 本設計所采用的電動機的總功率為 2 94kW 由 機械課程設計手冊 表 6 163 Y 系列電動機 技術數(shù)據(jù) 選電動機的額定功率 為 3 0kW edP 4 1 2 確定電動機轉速 送料機構曲柄盤工作轉速 n 30r min 通常 二級圓柱齒輪減速器為 故電動機轉速的可選范圍為 60 8 i min 124n 06 8 rrnid 故可選同步轉速為 1000r min 4 2 電動機型號的選擇 一般而言 選用高速電動機 電動機重量較小 價格便宜 但是總的傳動比較大 總體尺寸價 格不一定低 但是選用低速電動機 電動機的重量較大 價格偏高 但是總的傳動比小 總體尺寸 價格卻不一定高 利弊權衡 從體積 價格以及總的傳動比等考慮 本設計決定采用 Y132S 8 型電 動機 該型電機性能良好 可以滿足要求 查 運輸機械設計選用手冊 它的主要性能參數(shù)如下表 表 1 Y132S 8 型電動機主要性能參數(shù) 滿載 電動機型號 額定功率 kw 轉速 r min 電流 A 效率 功率因數(shù) cos Y132S 6 3 1000 7 2 83 0 76 起動電流 額定電流 起動轉矩 額定 轉矩 最大轉矩 額定轉 矩 重量 kg 6 5 2 0 2 2 63 湖北師范學院求真學院 18 4 3 聯(lián)軸器的選用 本次傳動裝置的設計中 采用了聯(lián)軸器 這里對其做簡單介紹 聯(lián)軸器是機械傳動中常用的部 件 它用來把兩軸聯(lián)接在一起 機器運轉時兩軸不能分離 只有在機器停車并將聯(lián)接拆開后 兩軸 才能分離 聯(lián)軸器所聯(lián)接的兩軸 由于制造及安裝誤差 承載后的變形以及溫度變化的影響等 往往不能 保證嚴格的對中 而是存在著某種程度的相對位移 這就要求設計聯(lián)軸器時 要從結構上采取各種 不同的措施 使之具有適應一定范圍的相對位移的性能 根據(jù)對各種相對位移有無補償能力 即能否在發(fā)生相對位移條件下保持聯(lián)接的功能 聯(lián)軸器 可分為剛性聯(lián)軸器 無補償能力 和撓性聯(lián)軸器 有補償能力 兩大類 撓性聯(lián)軸器又可按是否具 有彈性元件分為無彈性元件的撓性聯(lián)軸器和有彈性元件的撓性聯(lián)軸器兩個類別 4 3 1 剛性聯(lián)軸器 這類聯(lián)軸器有套筒式 夾殼式和凸緣式等 凸緣聯(lián)軸器是把兩個帶有凸緣的半聯(lián)軸器聯(lián)成一體 以傳遞運動和轉矩 凸緣聯(lián)軸器的材料可用灰鑄鐵或碳鋼 重載時或圓周速度大于 30m s 時應用鑄 鋼或碳鋼 由于凸緣聯(lián)軸器屬于剛性聯(lián)軸器 對所聯(lián)兩軸的相對位移缺乏補償能力 故對兩軸對中 性的要求很高 當兩軸有相對位移存在時 就會在機件內引起附加載荷 使工作情況惡化 這是它 的主要缺點 但由于構造簡單 成本低 可傳遞較大轉矩 故當轉速低 無沖擊 軸的剛性大 對 中性較好時亦常采用 4 3 2 撓性聯(lián)軸器 這類聯(lián)軸器因具有撓性 故可補償兩軸的相對位移 但因無彈性元件 故不能緩沖減振 常用 的有以下幾種 1 無彈性元件的撓性聯(lián)軸器 1 十字滑塊聯(lián)軸器 十字滑塊聯(lián)軸器由兩國在端面上開有凹槽的半聯(lián)軸器和一個兩面帶有凸牙的中間盤所組成 因 凸牙可在凹槽中滑動 故可補償安裝及運轉時兩軸間的相對位移 這種聯(lián)軸器零件的材料可用 45 鋼 工作表面須進行熱處理 以提高其硬度 要求較低時也可 用 Q275 鋼 不進行熱處理 為了減少摩擦及磨損 使用時應從中間盤的油孔中注油進行潤滑 因為半聯(lián)軸器與中間盤組成移動副 不能發(fā)生相對轉動 故主動軸與從動軸的角速度應相等 但在兩軸間有相對位移的情況下工作時 中間盤就會產生很大的離心力 從而增大動載荷及磨損 因此選用時應注意其工作轉速不得大于規(guī)定值 這種聯(lián)軸器一般用于轉速 軸的剛度較大 且無劇烈沖擊處 效率250 minr 這里 為摩擦系數(shù) 一般取為 0 12 0 25 為兩軸間徑向位移量 單位為 1 3 5 yfd f y 為軸徑 單位為 m 2 滑塊聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器與十字滑塊聯(lián)軸器相似 只是兩邊半聯(lián)軸器上的溝槽很寬 并把原來的中間盤改為 兩面不帶凸牙的方形滑塊 且通常用夾布膠木制成 由于中間滑塊的質量減小 又具有較高的極限 湖北師范學院求真學院 19 轉速 中間滑塊也可用尼龍 6 制成 并在配制時加入少量的石墨或二硫化鉬 以便在使用時可以自 行潤滑 這種聯(lián)軸器結構簡單 尺寸緊湊 適用于小功率 高轉速而無劇烈沖擊處 3 十字軸式萬向聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器可以允許兩軸間有較大的夾角 夾角 最大可 達 而且在機器運轉時 035 4 夾角發(fā)生改變仍可正常傳動 但當 過大時 傳動效率會顯著降低 這種聯(lián)軸器的缺點是 當主動 軸角速度為常數(shù)時 從動軸的角速度并不是常數(shù) 而是在一定范圍內變化 因而在傳動中將產生附 加動載荷 為了改善這種情況 常將十字軸式萬向聯(lián)軸器成隊使用 這種聯(lián)軸器結構緊湊 維護方便 廣泛應用于汽車 多頭鉆床等機器的傳動系統(tǒng)中 小型十字 軸式萬向聯(lián)軸器已標準化 設計時可按標準選用 4 齒式聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器能傳遞很大的轉矩 并允許有較大的偏移量 安裝精度要求不高 但質量較大 成 本較高 在重型機械中廣泛使用 5 滾子鏈聯(lián)軸器 滾子鏈聯(lián)軸器的特點是結構簡單 尺寸緊湊 質量小 裝拆方便 維修容易 價廉并具有一定 的補償性能和緩沖性能 但因鏈條的套筒與其相配件間存在間隙 不宜用于逆向傳動 起動頻繁或 立軸傳動 同時由于受離心力影響也不宜用于高速傳動 2 有彈性元件的撓性聯(lián)軸器 這類聯(lián)軸器因裝有彈性元件 不僅可以補償兩軸間的相對位移 而且具有緩沖減振的能力 彈 性元件所能儲存的能量愈多 則聯(lián)軸器的緩沖能力愈強 彈性元件的彈性滯后性能與彈性變形時零 件間的摩擦功愈大 則聯(lián)軸器的減振能力愈好 彈性套柱銷聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器的構造與凸緣聯(lián)軸器相似 只是套有彈性套的柱銷代替了聯(lián)接螺栓 因為通過蛹狀 的彈性套傳遞轉矩 故可緩沖減振 這種聯(lián)軸器制造容易 裝拆方便 成本較低 但彈性套易磨損 壽命較短 他適用于聯(lián)接載荷平穩(wěn) 需正反轉或起動頻繁的傳遞中小轉矩的軸 2 彈性柱銷聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器與彈性套柱銷聯(lián)軸器很相似 但傳遞轉矩的能力很大 結構更為簡單 安裝 制造 方便 耐久性好 也有一定的緩沖和吸振能力 允許被聯(lián)接兩軸有一定的軸向位移以及少量的徑向 位移和角位移 適用于軸向竄動較大 正反轉變化較多和起動頻繁的場合 3 梅花形彈性聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器的半聯(lián)軸器與軸的配合孔可作成圓柱形或圓錐形 裝配聯(lián)軸器時將梅花形彈性件的 花瓣部分夾緊在兩半聯(lián)軸器端面凸齒交錯插進所形成的齒側空間 以便在聯(lián)軸器工作時起到緩沖減 振的作用 湖北師范學院求真學院 20 第 5 章 減速機構的設計 5 1 總傳動比 已知送料機構曲柄盤工作轉速 n 30r min 所選用電動機工作轉速為 1440r min 則電機與曲柄 之間的總傳動比為 32096 nwmi 5 2 分配傳動比 為使傳動裝置尺寸協(xié)調 結構勻稱 不發(fā)生干涉現(xiàn)象 選開式齒輪傳動比 5 23 i 則減速器的傳動比為 8 125 3 i減 考慮兩級齒輪潤滑問題 兩級大齒輪應該有相近的浸油深度 則兩級齒輪的高速級與低速級傳 動比的值取為 1 3 取 21 ii 則 483 1 i 412 i減 5 3 運動和動力參數(shù)計算 5 3 1 各軸的轉速 1 軸 min 960rn 2 軸 i 2412i 3 軸 in 75 302rin 湖北師范學院求真學院 21 曲柄軸 min 305 273rinw 5 3 2 各軸的輸入功率 1 軸 kwP97 10 2 軸 k81 2023 3 軸 96 8 2 曲柄軸 kwP5 7 976434 5 3 3 各軸的輸入轉矩 1 軸 mNnT 2960 59011 2 軸 P 4 18 522 3 軸 mNnT 02 35679 29509033 曲柄軸 P 7 84 44 5 3 4 整理列表 軸 名 功率kwP 轉矩 mNT 轉速 in r傳動 比 1 軸 2 97 29 55 960 1 2 軸 2 881 114 64 240 4 3 軸 2 796 356 02 75 3 2 電 機軸 2 685 854 73 30 2 5 5 4 高速級齒輪的設計 5 4 1 選精度等級 材料和齒數(shù) 采用 7 級精度由表 6 1 選擇小齒輪材料為 40Cr 調質 硬度為 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調質 硬度為 240HBS 湖北師范學院求真學院 22 選小齒輪齒數(shù) 201 Z 大齒輪齒數(shù) 取84 i 02 Z 5 4 2 按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式進行試算 即 3211 2 HEdttuTkd 1 確定公式各計算數(shù)值 1 試選載荷系數(shù) 6 tK 2 計算小齒輪傳遞的轉矩 mNT 5 91 3 小齒輪相對兩支承非對稱分布 選取齒寬系數(shù) 8 0 d 4 由表 6 3 查得材料的彈性影響系數(shù) 2 1 9MPaZE 5 由圖 6 14 按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 H601lim 大齒輪的接觸疲勞強度極限 52 6 由式 6 11 計算應力循環(huán)次數(shù) 91 1038 3 960 hjLnN8214 38 7 由圖 6 16 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 6 01 NZ9 02 NZ 8 計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù)為 S 1 由式 10 12 得 MPaSHN516608 lim1 ZH 499 2li2 9 計算 試算小齒輪分度圓直徑 代入 中的較小值td1 H mdt 05 37 498 58 0296 3231 計算圓周速度 v 湖北師范學院求真學院 23 smndvt 86 16095 3714 601 計算齒寬 btd 2 81 計算齒寬與齒高之比 b h 模數(shù) mZmtnt 53 120 71 齒高 89 7 4 3 7 45 hbnt 計算載荷系數(shù) K 根據(jù) 7 級精度 查得動載荷系數(shù)smv 82 1 05 1 VK 假設 由表查得NFtA0 H 由表 5 2 查得使用系數(shù) 25 1A 由表查得 93 K 查得 261F 故載荷系數(shù) 697 123 0 HVA 10 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 由式可得 mdtt 78 36 1 9 05 37 31 11 計算模數(shù) Zm8 2 1 5 4 3 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 321 FSdnYZKT 1 確定公式內的計算數(shù)值 由圖 6 15 查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaE501 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 F382 由圖 6 16 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 85 01 NZ 2N 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù)為 S 1 3 由式 10 12 得 湖北師范學院求真學院 24 MPaSZFENF 9 326 15081 FEF 7 22 計算載荷系數(shù) 654 120 51 FVAK 2 查取齒形系數(shù) 由表 6 4 查得 8 21aY 2a 3 查取應力校正系數(shù) 由表 6 4 查得 5 1 Sa75 2Sa 4 計算大小齒輪的 并比較 F Sa 0149 263751 26 9 821 FSaFY 大齒輪的數(shù)據(jù)大 5 設計計算 mm6 1049 208 15964133 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù) 可 取有彎曲強度算得的模數(shù) 1 66mm 于是取標準值 m 2 0mm 并按接觸強度算得的分度圓直徑 d78 31 算出小齒輪齒數(shù) 取92 1 Z1Z 大齒輪齒數(shù) 取6942 i 5 4 4 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 mZd152763892 2 計算中心距 mda952 138 3 計算齒寬寬度 取 32mmb4 0 1 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 19 76 湖北師范學院求真學院 25 2 模數(shù) m 2mm 3 分度圓直徑 21dm152 38 4 齒頂高 ah 5 齒根高 f 5 2 6 全齒高 hm 4 7 頂隙 c0 8 齒頂圓直徑 21 d156 2 9 齒根圓直徑 43f 47 3 10 中心距 am9 5 5 低速級齒輪 1 計算分度圓直徑 mZdm27039840 21 2 計算中心距 a1 1 3 計算齒寬寬度 取 68mmbd 684 0 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 28 90 2 模數(shù) m 3mm 3 分度圓直徑 21dm270 84 4 齒頂高 ah3 5 齒根高 f 75 6 全齒高 hm 6 7 頂隙 c0 8 齒頂圓直徑 21 d27 9 湖北師范學院求真學院 26 9 齒根圓直徑 43fdm5 26 7 10 中心距 a1 5 6 開式齒輪 1 計算分度圓直徑 mZdm30475120 21 2 計算中心距 a 1 3 計算齒寬寬度 取 96mmbd9608 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 30 75 2 模數(shù) m 4mm 3 分度圓直徑 21dm30 12 4 齒頂高 ah4 5 齒根高 f 5 6 全齒高 hm9 7 頂隙 c1 8 齒頂圓直徑 21 d308 2 9 齒根圓直徑 43f 9 10 中心距 am1 5 7 軸系結構設計 根據(jù)箱體結構取定下列尺寸 符號含義見箱體設計處 箱體內部寬度 0232132 15LB 調整間隙如下 102 軸承端蓋螺釘 GB T5783 M8X25 總長 6 4l 端蓋厚度 軸承選 6005A 6 9 30d 調整墊片厚度 2l 湖北師范學院求真學院 27 軸承座的厚度 52 1022 凸 臺 高 度cl 擋油環(huán)預定寬度 8hB 高速軸軸頸處的線速度 smdnv 2 9 06750 21486 因此 軸承的潤滑方式選用油脂潤滑 取 83 5 7 1 高速軸的軸系結構設計 1 軸的結構尺寸設計 根據(jù)結構幾使用要求該軸設計成階梯軸且為齒輪軸 共分五段 其中第 IV 段為齒輪 如圖 5 所示 2 選擇軸的材料及熱處理 由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸 由于減速器傳遞的功率不大 對其重量和尺寸也無特 殊要求故選擇其材料須與齒輪材料相同為常用材料 45 鋼 調質處理 熱處理為氮化 取材料系數(shù) 112 所以 該軸的最小軸徑為 mnPAd32 16907 123301 考慮到該段開鍵槽的影響 軸徑增大 6 于是有 標準化取11 6 6 7 d 18d 初估軸徑后 就可按軸上零件的安裝順序 從左端開始確定直徑 其他各段軸徑 長度的設計計算依據(jù)和過程見下表 圖 4 高速軸結構尺寸設計 階梯軸段 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 第 I 段 311nPCd 1 6 dd 考慮鍵槽影響 541L 16 3 18 16 3 60 第 II 段 2h Bd 42 23 湖北師范學院求真學院 28 第 III 段 51332 dBLh27 25 第 IV 段 a14 8831 第 V 段 5 6Ld 6 31 3 軸承的選擇 軸承采用 6205 型深溝球軸承 主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷 大量生產 價 格最低 內徑 d 25mm 外徑 D 47mm 寬度 B 12mm 4 軸上零件的周向固定 為了保證良好的對中性 齒輪與軸選用過盈配合 H7 r6 與軸承內圈配合軸勁選用 k6 齒輪與 大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯(lián)接 分別為 10 25 GB1096 1979 及鍵 10 40 GB1096 1979 5 軸上倒角與圓角 為保證 6008 軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面 根據(jù)軸承手冊的推薦 取軸肩圓角半徑為 1mm 其他軸肩圓角半徑均為 2mm 根據(jù)標準 GB6403 4 1986 軸的左右端倒角均為 1 450 6 強度校核計算 a 求作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為 根據(jù) 機械設計 軸的設計計算部分未作說明dm75 皆查此書 式 10 14 則 NFNtgdTantrt06 1320 16cos 382953 p 5 b 求軸上的載荷 詳細過程以軸 2 為例 其他軸類似不一一復述 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖 在確定軸承支點位置時 從手冊中查取 a 值 對于 6205 型深溝球軸承 由手冊中查得 a 17mm 因此 軸的支撐跨距為 L1 172mm 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面 C 是軸的危險截面 先計算出截面 C 處的 MH MV 及 M 的值列于下表 載荷 水平面 H 垂直面 V 湖北師范學院求真學院 29 支反力 F NNH143 NFH126 NFNV2371 56 C 截面 彎矩 M mLNH 8532 mMLaNV 1432 總彎矩 MV 6858222max 扭矩 T 90 c 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)式 15 5 及上表中的數(shù)據(jù) 以及軸單向旋轉 扭轉切應力 取 軸的計算應力6 0 MpaWTMca 1 2818 0295064 3222 已選定軸的材料為 40Cr 調質處理 由表 15 1 查得 因此 故安7P 1 1 c 湖北師范學院求真學院 30 全 5 7 2 中間軸的軸系結構設計 1 軸的結構尺寸設計 根據(jù)結構幾使用要求該軸設計成階梯軸且為齒輪軸 共分五段 其中第 II 段和第 IV 段為齒輪 如 下圖 6 所示 由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸 因此其材料須與齒輪材料相同 均為合金鋼 熱處理為滲 碳淬火 取材料系數(shù) 012A 所以 有該軸的最小軸徑為 233210 8125 640PdAmn 因鍵槽開在中間 其影響不預考慮 標準化取 21d 其他各段軸徑 長度的設計計算依據(jù)和過程見下表 表 5 中間軸結構尺寸設計 階梯軸段 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 第 I 段 23210PdAn 由軸承尺寸確定 軸承預選 6006 2B 1hL 30 37 5 第 II 段 212 0dd 考慮鍵槽影響 2 齒 寬2L35 34 第 III 段 231 0dd 412 41 11 5 第 IV 段 齒 寬24L 35 71 湖北師范學院求真學院 31 第 V 段 215d 232423025 BLBLz 低 30 36 2 軸的受力分析及計算 軸的受力計算 由高速軸的受力分析知 Ft 979 49 Fr 356 5271350tantan2074 63trTFd 3 軸承的選擇 軸承采用 6206 型深溝球軸承 主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷 大量生產 價 格最低 內徑 d 30mm 外徑 D 52mm 寬度 B 15mm 4 軸上零件的周向固定 為了保證良好的對中性 齒輪與軸選用過盈配合 H7 r6 與軸承內圈配合軸勁選用 k6 齒輪與 大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯(lián)接 分別為 10 25 GB1096 1979 及鍵 10 40 GB1096 1979 5 軸上倒角與圓角 為保證 6206 軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面 根據(jù)軸承手冊的推薦 取軸肩圓角半徑為 1mm 其他軸肩圓角半徑均為 2mm 根據(jù)標準 GB6403 4 1986 軸的左右端倒角均為 1 4 5 7 3 低速軸的軸系結構設計 1 軸的結構尺寸設計 根據(jù)結構幾使用要求該軸設計成階梯軸 共分五段 如圖 7 所示 考慮到低速軸的載荷較大 材料選用 45 熱處理調質處理 取材料系數(shù) 105 所以 有該軸的最0A 小軸徑為 mnPAd1 35796 21053301 考慮到該段開鍵槽的影響 軸徑增大 6 于是有 湖北師范學院求真學院 32 3131 6 05 372dd 標準化取 8 由聯(lián)軸器寬度尺寸確定 601L 313B 47 57632104 L 66365 dd 其他各段軸徑 長度的設計計算依據(jù)和過程見下表 表 6 低速軸結構尺寸設計 階梯軸段 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 第 I 段 3310PdAn 考慮鍵槽影響 3131 6 由曲柄盤寬度尺寸確定 L 35 1 38 35 1 7 第 II 段 31312 0dd 由毛氈圈尺寸確定 lBllL 0323 34 38 第 III 段 由軸承尺寸確定d 軸承預選 6007 314 3BL 36 9 第 IV 段 5 254 d763103 L 38 40 第 V 段 365 66L 50 66 2 軸的受力分析及計算 軸受力計算 由中間軸的受力分析知 Ft2 5700 Fr2 2074 63 3 軸承的選擇 湖北師范學院求真學院 33 軸承采用 6209 型深溝球軸承 主要承受徑向載荷也可同時承受小的