機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計書本打包機(jī)

1、書本打包機(jī)設(shè)計說明書題 目 書本打包機(jī)指導(dǎo)老師 院 系 河海大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院班 級 13級機(jī)械工程姓 名 學(xué) 號 2016.01.12 一、設(shè)計題目二、工作原理三、原始數(shù)據(jù)四、設(shè)計任務(wù)五、總體方案設(shè)計（1）機(jī)構(gòu)選型及組合，機(jī)械傳動系統(tǒng)示意圖（2）執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動循環(huán)圖（3）電動機(jī)選擇（4）總傳動比計算及其分配六、減速器設(shè)計（一）減速器方案設(shè)計（1）減速器方案簡圖（2）減速器傳動比分配（3）減速器運(yùn)動動力參數(shù)計算（二）傳動零件設(shè)計（1）齒輪傳動設(shè)計計算（2）帶傳動設(shè)計計算（三）軸系設(shè)計（1）軸的設(shè)計計算（2）軸強(qiáng)度校核計算（3）軸承壽命計算（4）鍵聯(lián)接校核一 設(shè)計題目書本打包機(jī)設(shè)計書本打包機(jī)，在連

2、續(xù)生產(chǎn)線上實現(xiàn)自動送書，用牛皮紙將一摞（5本）書包成一包，并在兩端貼好標(biāo)簽，如圖1所示。圖1 書本打包機(jī)的功用二 工作原理書摞的包、封過程工藝順序及各工位布置分別如圖2、3所示：1.送書。橫向送一摞書進(jìn)入流水線。2.推書?？v向推一摞書前進(jìn)到工位a，使它與工位bg上的六摞書貼緊在一起。3.送紙。包裝牛皮紙使用整卷筒紙，由上向下送夠長度后裁切。4.繼續(xù)推書前進(jìn)到工位b。在工位b書摞上下方設(shè)置有擋板，以擋住書摞上下方的包裝紙，所以書摞被推到工位b時實現(xiàn)三面包裝，這一工序共推動ag的七摞書。5.推書機(jī)構(gòu)回程。折紙機(jī)構(gòu)動作，先折側(cè)邊將紙包成筒狀，再折兩端上、下邊。6.繼續(xù)折前角。將包裝紙折成如圖11實線

3、所示位置的形狀。7.再次推書前進(jìn)折后角。推書機(jī)構(gòu)又進(jìn)到下一循環(huán)的工序4，此時將工位b上的書推到工位c。在此過程中，利用工位c兩端設(shè)置的擋板實現(xiàn)折后角。8.在實現(xiàn)上一步工序的同時，工位c的書被推至工位d。9.在工位d向兩端涂漿糊。10.在工位e貼封簽。11.在工位f、g用電熱器把漿糊烘干。12.在工位h，人工將包封好的書摞取下。圖2 包、封工藝順序圖3 包、封工位布置（俯視圖）圖4所示為由總體設(shè)計規(guī)定的各部分的相對位置和有關(guān)尺寸。其中O為機(jī)器主軸的位置，A為機(jī)器中機(jī)構(gòu)的最大允許長度，B為最大允許高度，為工作臺面距主軸的高度，（x，y）為主軸的位置坐標(biāo)，（）為紙卷的位置坐標(biāo)。圖4 打包機(jī)各部分的相

4、對位置及有關(guān)尺寸和范圍三、原始數(shù)據(jù)書本打包機(jī)具體為：1.機(jī)構(gòu)的尺寸范圍A=2000mm，B=1600mm。工作臺面位置=400mm主軸位置x =10001100mm，y =300400mm；紙卷位置=300mm，=300mm。為了保證工作安全、臺面整潔，推書機(jī)構(gòu)最好放在工作臺面以下。2.工藝要求的數(shù)據(jù)書摞尺寸：寬度a=130140mm；長度b=180220mm；高度c=180220mm。推書起始位置=200mm。推書行程H=400mm。推書次數(shù)（主軸轉(zhuǎn)速）n=(100.1)r/min。主軸轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)1/4。紙卷直徑d=400mm。3.縱向推書運(yùn)動要求（1）推書運(yùn)動循環(huán)：整個機(jī)器的運(yùn)動以主軸

5、回轉(zhuǎn)一周為一個循環(huán)周期。因此可以用主軸的轉(zhuǎn)角表示推書機(jī)構(gòu)從動件（推頭或滑塊）的運(yùn)動時間。推書動作占時1/3周期，相當(dāng)于主軸轉(zhuǎn)120；快速退回動作占時小于1/3周期，相當(dāng)于主軸轉(zhuǎn)角100；停止不動占時大于1/3周期，相當(dāng)于主軸轉(zhuǎn)角140。每個運(yùn)動時期縱向推書機(jī)構(gòu)從動件的工藝動作與主軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系見表1。表1 縱向推書機(jī)構(gòu)運(yùn)動要求主軸轉(zhuǎn)角推書機(jī)構(gòu)執(zhí)行滑塊的工作主軸轉(zhuǎn)角推書機(jī)構(gòu)執(zhí)行滑塊的動作0 8080 120推單摞書前進(jìn)推七摞書前進(jìn)，同時折后角120 220220 360滑塊退回滑塊停止不動（2）推書前進(jìn)和退回時，要求采用等加速、等減速運(yùn)動規(guī)律。4.其他機(jī)構(gòu)的運(yùn)動關(guān)系見表2。表2 其他機(jī)構(gòu)運(yùn)動要求工

6、藝動作主軸轉(zhuǎn)角工藝動作主軸轉(zhuǎn)角橫向送書折側(cè)邊，折兩端上下邊，折前角涂漿糊,貼封簽,烘干150 340180 340180 340送紙裁紙200 3607070805.工作阻力（1）每摞書的質(zhì)量為4.6kg，推書滑塊的質(zhì)量為8kg。（2）橫向推書機(jī)構(gòu)的阻力假設(shè)為常數(shù)，相當(dāng)于主軸上有等效阻力矩=4 Nm。（3）送紙、裁紙機(jī)構(gòu)的阻力也假設(shè)為常數(shù)，相當(dāng)于主軸上有等效阻力矩=6 Nm。（4）折后角機(jī)構(gòu)的阻力相當(dāng)于四摞書的摩擦阻力。（5）折邊、折前角機(jī)構(gòu)的阻力總和，相當(dāng)于主軸上受到等效阻力矩，其大小可用機(jī)器在縱向推書行程中（即主軸轉(zhuǎn)角從0轉(zhuǎn)至120范圍中）主軸所受縱向推書阻力矩的平均值表示為 =6其中大小

7、可由下式求出 =式中，為推程中各分點的阻力矩的值；n為推程中的分點數(shù)。（6）涂漿糊、貼封簽和烘干機(jī)構(gòu)的阻力總和，相當(dāng)于主軸上受到等效阻力矩，其大小可用表示為 =8四、 設(shè)計任務(wù)1.根據(jù)給定的原始數(shù)據(jù)和工藝要求，構(gòu)思并選定機(jī)構(gòu)方案。內(nèi)容包括縱向推書機(jī)構(gòu)和送紙、裁紙機(jī)構(gòu)，以及從電動機(jī)到主軸之間的傳動機(jī)構(gòu)。確定傳動比分配。2.書本打包機(jī)一般應(yīng)包括凸輪機(jī)構(gòu)、齒輪機(jī)構(gòu)、平面連桿機(jī)構(gòu)等三種以上常用機(jī)構(gòu)。3.按比例畫出機(jī)構(gòu)運(yùn)動簡圖，標(biāo)注出主要尺寸；畫出包、封全過程中機(jī)構(gòu)的運(yùn)動循環(huán)圖（全部工藝動作與主軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系圖）。4.設(shè)計平面連桿機(jī)構(gòu)。并進(jìn)行運(yùn)動分析。繪制運(yùn)動線圖。5.設(shè)計凸輪機(jī)構(gòu)。確定運(yùn)動規(guī)律，選擇基圓

8、半徑，校核最大壓力角與最小曲率半徑，計算凸輪廓線。6.設(shè)計計算其中一對齒輪機(jī)構(gòu)。7.進(jìn)一步對平面連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行力分析，求出主軸上的阻力矩在主軸旋轉(zhuǎn)一周中的一系列數(shù)值 =（）式中，為主軸的轉(zhuǎn)角；i為主軸回轉(zhuǎn)一周中的各分點序號。力分析時，只考慮工作阻力和移動構(gòu)件的重力、慣性力和移動副中的摩擦阻力。為簡便起見，計算時可近似地利用等效力矩的計算方法。對于其他運(yùn)動構(gòu)件，可借助于各運(yùn)動副的效率值作近似估算。畫出阻力矩曲線=（），計算阻力矩的平均值。8.根據(jù)力矩曲線和給定的速度不均勻系數(shù)值，用近似方法（不計各構(gòu)件的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量）計算出飛輪的等效轉(zhuǎn)動慣量。9.編寫設(shè)計計算說明書。10.學(xué)生可進(jìn)一步完成書本打包

9、機(jī)的計算機(jī)演示驗證、凸輪的數(shù)控加工等。五、總體方案設(shè)計（一）機(jī)構(gòu)選型及組合，機(jī)械傳動系統(tǒng)示意圖機(jī)械傳動系統(tǒng)示意圖（見附圖）1. 推書機(jī)構(gòu)圓柱凸輪機(jī)構(gòu)方案該機(jī)構(gòu)，采用圓柱凸輪機(jī)構(gòu)，可以輕松地實現(xiàn)縱向推書行程400。優(yōu)點：易實現(xiàn)同向變速，行程精確。 缺點：只可同向傳動。凸輪連桿方案該機(jī)構(gòu)使用凸輪作為原動件驅(qū)動連桿實現(xiàn)400的推程。優(yōu)點：加工簡單，成本低；運(yùn)動精確，沒有沖擊。缺點：占空間，對桿件要求高，易磨損，加工成本高。引用凸輪連桿組合機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計可得到經(jīng)過優(yōu)化后的連桿長度數(shù)據(jù)。結(jié)果如下：L1=634mm，L2=224mm，L3=302mm，H=400mm。凸輪機(jī)構(gòu)由Solidworks 軟件的

10、麥迪工具欄相關(guān)工具生成。(2)送紙裁紙機(jī)構(gòu)在該方案中材質(zhì)機(jī)構(gòu)由同一原動件通過不同齒輪傳動路線傳遞動力。送紙機(jī)構(gòu)有齒輪系加滾輪構(gòu)成。裁紙機(jī)構(gòu)由原動件加不完全齒輪進(jìn)行間歇性切紙，當(dāng)送紙機(jī)構(gòu)運(yùn)行一段時間以后裁紙機(jī)構(gòu)裁紙。優(yōu)點：運(yùn)動精度高，能很好地實現(xiàn)預(yù)定軌跡，占地少缺點：加工復(fù)雜，成本高，易磨損比較方案：曲柄滑塊機(jī)構(gòu)優(yōu)點：加工簡單，成本低，易實現(xiàn) ，便于機(jī)構(gòu)簡化，負(fù)載能力強(qiáng)，易裝配缺點：運(yùn)動精度低，運(yùn)動速度極限低，占空間 ，累計誤差大 （曲柄滑塊機(jī)構(gòu)）(3) 折紙機(jī)構(gòu) 折紙機(jī)構(gòu)需要各個方向上的直線往復(fù)運(yùn)動，可以考慮使用曲柄滑塊機(jī)構(gòu)或者圓柱凸輪機(jī)構(gòu)。而折紙機(jī)構(gòu)要求在80340范圍內(nèi)工作，運(yùn)動具有間歇性

11、，因此考慮在其中加入不完全齒輪機(jī)構(gòu)，并用齒輪系連接各個方向的運(yùn)動。再加上空間條件的限制綜合考慮，選擇機(jī)構(gòu)為圓柱凸輪機(jī)構(gòu)、不完全齒輪機(jī)構(gòu)和齒輪系。方案比較如下：折角機(jī)構(gòu)正視圖(a).曲柄滑塊機(jī)構(gòu)：優(yōu)點：加工簡單，成本 低，易實現(xiàn) ，便于機(jī)構(gòu)簡化，負(fù)載能力強(qiáng)，易裝配缺點：無法滿足任務(wù)說明書的空間和軌跡要求(b).曲柄搖桿機(jī)構(gòu)：優(yōu)點：加工簡單，成本 低，易實現(xiàn) ，便于機(jī)構(gòu)簡化，負(fù)載能力強(qiáng)，易裝配，缺點：空間要求更大，所以我們將它淘汰不完全齒輪選擇(a).棘輪機(jī)構(gòu)優(yōu)點：間歇精度高，有單向自鎖功能缺點：加工成本和復(fù)雜性比較高，也不易裝配(b).槽輪機(jī)構(gòu)優(yōu)點：易裝配，好加工，成本相對低，缺點：間歇精度不高

12、(c).不完全齒輪優(yōu)點：間歇精度高，易裝配，占地少，缺點：剛性沖擊大，易磨損，加工成本和復(fù)雜性也高折紙機(jī)構(gòu)簡圖及尺寸如下：（單位：mm）如圖，由圓柱凸輪機(jī)構(gòu)帶動折側(cè)邊機(jī)構(gòu)和折兩端上下邊機(jī)構(gòu)，行程為150mm，其中折上側(cè)邊與兩端上邊機(jī)構(gòu)固連，且兩端滾輪比側(cè)邊滾輪滯后40mm，下邊機(jī)構(gòu)對稱。折前角機(jī)構(gòu)為由齒輪帶動的，兩邊豎立滾輪，半徑為135mm的圓周運(yùn)動機(jī)構(gòu)。初始狀態(tài)下，兩滾輪所在平面平行于書運(yùn)動方向，以便書兩邊所帶的紙能夠順利通過。當(dāng)側(cè)邊與兩端上下邊折起來之后，齒輪帶動其繞豎直軸作半周圓周運(yùn)動，使豎直滾輪掠過前角邊，將其折起。該機(jī)構(gòu)原動件為最下方的軸?？偣灿兴膫€不完全齒輪使之實現(xiàn)間歇運(yùn)動。不完

13、全齒輪（1）和（2）與各自帶動齒輪的傳動比為5：1，其有齒部分占整個齒輪的1/5。不完全齒輪（3）（4）與帶動齒輪的傳動比為2：1，其有齒部分占整個齒輪的1/4，每次使其轉(zhuǎn)半周。其余齒輪的傳動比為1：1.（如上圖）各不完全齒輪在初始狀態(tài)下齒所在位置為：不完全齒輪（1）：180240（60）不完全齒輪（2）：262（60）不完全齒輪（3）(4):250340(90)則折上側(cè)邊和兩端上邊機(jī)構(gòu)、折下側(cè)邊和兩端下邊機(jī)構(gòu)、折前角機(jī)構(gòu)的工作范圍分別為：折上側(cè)邊和兩端上邊機(jī)構(gòu)：180240折下側(cè)邊和兩端下邊機(jī)構(gòu)：210270折前角機(jī)構(gòu):250340(90)折側(cè)邊機(jī)構(gòu)和折兩端上下邊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動軌跡為上下往復(fù)，長

14、為150mm的直線；折前角機(jī)構(gòu)的運(yùn)動軌跡為半徑為135mm的半圓。機(jī)構(gòu)運(yùn)動過程：（1）0180期間，為推書行程工作時期，此時通過推書動作和后面擋板的作用，折上前一摞書的后角。各傳動軸轉(zhuǎn)動，但凸輪和執(zhí)行機(jī)構(gòu)均靜止。（2）180240期間為折上側(cè)邊和兩端上邊機(jī)構(gòu)運(yùn)動區(qū)間，完成折上側(cè)邊和兩端上邊。（3）210270期間為折下側(cè)邊和兩端下邊機(jī)構(gòu)運(yùn)動區(qū)間，完成折下側(cè)邊和兩端下邊。該行程與上一行程有2/3的時間重合，即上邊向下運(yùn)動100mm時，下邊就開始向上運(yùn)動。上邊運(yùn)動到150mm時，下邊運(yùn)動50mm，兩滾輪相距20mm，此時距離最短，時間配合非常緊密，以保證紙不會中途散開。（4）250340期間為折前

15、角機(jī)構(gòu)的工作范圍，實際上豎直滾輪轉(zhuǎn)到前角邊上時是295，行程（3）已完成，不會發(fā)生干擾。完成折前角動作。（5）340360期間各軸繼續(xù)轉(zhuǎn)動，但凸輪和執(zhí)行機(jī)構(gòu)均靜止。折后角的動作在下一個周期的行程（1）中完成。由最下方軸提供10r/min的圓周運(yùn)動，即6s/r，由電動機(jī)經(jīng)過減速之后提供。此為整個包裝機(jī)的工作周期。經(jīng)過齒輪系傳動，圓柱凸輪機(jī)構(gòu)在一個周期的1/5中做30r/min的運(yùn)動，運(yùn)動一周，其余時間靜止。而折前角機(jī)構(gòu)在一個周期的1/4中做20r/min的運(yùn)動，運(yùn)動半周，其余時間靜止。(4) 涂膠水、烘干機(jī)構(gòu)工作原理：通過凸輪的轉(zhuǎn)動帶動與凸輪連接的輪軸，并使其上面的水平板塊做水平往復(fù)運(yùn)動，最后完

16、成貼標(biāo)簽這一過程。設(shè)計要求：凸輪：1、貼標(biāo)簽工藝是在剪紙過程之后完成的，故其工作時間是180-340度之間。 2、凸輪推程運(yùn)動角為45，從動件在推程時按正弦加速運(yùn)動，設(shè)計其行程h為24mm,凸輪機(jī)構(gòu)的許用角為30。 （二）執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動循環(huán)圖（三）電動機(jī)的選擇1) 電動機(jī)的選擇主要參考下列條件：a) 現(xiàn)場能源供應(yīng)條件b) 工作機(jī)載荷特性及其工作制度c) 工作及對起動、平穩(wěn)性、過載能力、調(diào)速和控制方等方面要求d) 原動機(jī)是否工作可靠，操作與維修簡便，是否需要防塵、防爆、防腐等。e) 原動機(jī)的初始成本和運(yùn)行維護(hù)費(fèi)用2) 常用電動機(jī)的結(jié)構(gòu)特征a) Y系列三相異步電動機(jī)該系列電機(jī)能防治水滴、灰塵、鐵屑

17、或其他雜物浸入電動機(jī)內(nèi)部，它是我國近年來研制成功的新型電動機(jī)b) 電磁調(diào)速三相異步電動機(jī)YCD電磁調(diào)速三相異步電動機(jī)，有組合式和整體式兩種機(jī)構(gòu)，這兩種調(diào)速電動機(jī)為防護(hù)式，空氣自冷，臥式安裝，且無碳刷，集電環(huán)等滑動解除部件。3) 選定電動機(jī)的容量電動機(jī)的容量選擇的合適與否，對電動機(jī)的工作和經(jīng)濟(jì)性都有影響。當(dāng)容量小于工作需求時，電動機(jī)不能保證工作裝置的正常工作，或使用電動機(jī)因長期的過載而過早損壞；容量過大則電動機(jī)的價格高，能量不能充分利用，且常常不在滿載下運(yùn)行，其效率和功率因數(shù)都較低，造成浪費(fèi)。電動機(jī)的容量主要由電動機(jī)運(yùn)行時的發(fā)熱情況而定，而發(fā)熱由其工作情況而定。電動機(jī)所需工作功率為： 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的

18、轉(zhuǎn)速為n10r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nin（16160）101601660r/min。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y100L-6的三相異步電動機(jī)，額定功率為1.5kW，額定電流4A，滿載轉(zhuǎn)速n960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。 （4）總傳動比計算及其分配1）總傳動比由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為inm/nw960/10962） 傳動比的分配步取帶輪傳動比i12.9

19、4。則減速器傳動比為i2ia/ i196/2.94=32，查指導(dǎo)書圖12可知i=7.25，則i22i2/ i214.4。六、減速器設(shè)計（一）減速器方案設(shè)計（1）減速器方案簡圖（2）減速器傳動比分配iai1i2式中i1，i2分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，則V帶的傳動比不宜過大，初步取i12.94。則減速器傳動比為i2ia/ i196/2.94=32，查指導(dǎo)書圖12可知i=7.25，則i22i2/ i214.4。（3）減速器運(yùn)動動力參數(shù)計算（1）各軸轉(zhuǎn)速 nn/ i960/2.94326.53r/min nn/ i326.53/7.2554.04r/min nn/ （

20、ii）10 r/min（2） 各軸輸入功率PP1.050.951.00kW（帶輪效率）PP1.000.990.960.95 kW（軸承和齒輪）PP0.950.990.960.90kW（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 軸 T9550 P/ n=95501.00/368.42=25.922 Nm 軸 T9550 P/ n=95500.95/53.24=170.408Nm 軸 T9550 P/ n=95500.90/10=859.5 Nm（二）傳動零件設(shè)計.齒輪傳動設(shè)計計算 (一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）裝置為一般工作機(jī)器，速

21、度不高，故選用8級精度。3）材料選擇：查表可選擇小齒輪材料為40(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)Z=20，大齒輪齒數(shù)Z=207.25=145。5）選取螺旋角，初選螺旋角=156) 傳動比誤差 iuz/ z145/207.25=05%，允許2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計，按計算式試算即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值載荷系數(shù)K 使用系數(shù) 工作機(jī)均勻平穩(wěn)，原動機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查表得1.00動載荷系數(shù) 估計齒輪圓周速度v1m/s 查圖得1.05;齒向載荷分布系數(shù) 預(yù)估齒寬b40mm 查圖得1.532，初取b/h6，再查圖得

22、1.47齒間載荷分配系數(shù) 查表得1.2載荷系數(shù)K =1.001.051.21.471.85計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩25.922Nm查圖可選取區(qū)域系數(shù) 查表可選取齒寬系數(shù)查表可得材料的彈性影響系數(shù),查圖可得重合度系數(shù)，。查圖得按齒面硬度選取小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。按計算式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。計算許用接觸應(yīng)力（2）計算相關(guān)數(shù)值試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得取=40mm計算圓周速度m/s計算齒寬及模數(shù)計算總相重合度計算載荷系數(shù)K查表可得使用系數(shù)，根據(jù)，8級精度，查表可得動載系數(shù)，另查得， ，故載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算

23、式得計算模數(shù)3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計，按計算式(10-17)試算即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值、計算載荷系數(shù)根據(jù)縱向重合度，查圖可得螺旋角影響系數(shù)10.744。，查表取應(yīng)力校正系數(shù) 。查表取齒形系數(shù)。(線性插值法)大齒輪的數(shù)值較大。（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，故取，已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有取，則,圓整為1534、幾何尺寸計算（1）計算中心距 將中心距圓整為。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=18.9（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度

24、圓整后取，。 （二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）運(yùn)輸裝置為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級精度。（3）材料選擇：查表可選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。（5）選取螺旋角，初選螺旋角2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計，按計算式試算即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值載荷系數(shù)K 使用系數(shù) 工作機(jī)均勻平穩(wěn)，原動機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查表得1.00動載荷系數(shù) 估計齒輪圓周速度v0.5m/s 查圖得1.025;齒向載荷分布系數(shù) 預(yù)估

25、齒寬b40mm 查圖得1.532，初取b/h6，再查圖得1.47齒間載荷分配系數(shù) 查表得1.4載荷系數(shù)K =1.001.0251.41.472.109計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩170.408Nm查圖可選取區(qū)域系數(shù) 查表可選取齒寬系數(shù)查表可得材料的彈性影響系數(shù),查圖可得重合度系數(shù)，。查圖得按齒面硬度選取小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。按計算式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。計算許用接觸應(yīng)力（2）計算相關(guān)數(shù)值試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得取=60mm計算圓周速度計算齒寬及模數(shù)計算總相重合度計算載荷系數(shù)K查表可得使用系數(shù)，根據(jù)，8級精度，查表可得動載系數(shù)，另查得， ，

26、故載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算式得計算模數(shù)3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計，按計算式(10-17)試算即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值、計算載荷系數(shù)根據(jù)縱向重合度，查圖可得螺旋角影響系數(shù)10.616。，查表取應(yīng)力校正系數(shù) 。查表取齒形系數(shù)。大齒輪的數(shù)值較大。（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，故取，已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有取，則。4、幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為。（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。

27、（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后取，。.帶傳動設(shè)計計算確定計算功率kw,式中為工作情況系數(shù)， 為電機(jī)輸出功率選擇帶型號根據(jù),查圖初步選用Z型帶選取帶輪基準(zhǔn)直徑查表選取小帶輪基準(zhǔn)直徑，則大帶輪基準(zhǔn)直徑式中為帶的滑動率，通常?。?%2%），查表圓整后取.驗算帶速v,在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度在范圍內(nèi)，初定中心距，所以帶長查圖選取z型帶的基準(zhǔn)長度，得實際中心距取a=613mm.驗算小帶輪包角，包角合適。確定v帶根數(shù)z因100mm，帶速，傳動比i=2.94,查表得單根v帶所能傳遞的功率，功率增量，包角修正系數(shù)，帶長修正系數(shù)，則由公式得故選4根帶。

28、確定帶的初拉力單根普通帶張緊后的初拉力為計算帶輪所受壓力利用公式(3） 軸系設(shè)計，軸的設(shè)計計算和強(qiáng)度校核： 一，高速軸（1）選擇軸的材料選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理,硬度為217255HBS。查表得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力=180MPa。（2）初步確定軸的最小直徑取=35MPa, ，于是，考慮到軸上有鍵槽，所以(3) 求作用在齒輪上的受力:圓周力 徑向力 軸向力 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計:1)、擬定軸上零件的裝配方案1. 輸出軸的最小直徑顯然是安裝V帶的直徑（如上圖），根據(jù)軸最小直徑的計算，和查閱書籍，故1段L1為90mm,d1為25mm。2. 根據(jù)v帶的軸向定位要求d2取為32mm,由箱體結(jié)構(gòu)和軸

29、承段、端蓋裝配關(guān)系等確定，L2為59mm.3. 角接觸軸承段，d3取為35mm,軸承型號為7207AC，檔油環(huán)及裝配關(guān)系等確定，L3為18mm。4. 過渡軸段，考慮軸肩定位，故取d4為40mm,由裝配關(guān)系，確定該段的L4為90mm5. 5為高速級齒輪軸段，L5為60mm。6. 角接觸軸承段與3相同，d6為35mm，L6為17mm。（5） 軸的受力分析：畫出軸的空間受力簡圖，并將軸上的作用力分解為垂直面受力和水平面受力。取集中力作用于齒輪和軸承寬度的中點。計算作用于軸上的支反力水平面內(nèi)的支反力： 解得：=214.92N =952.7N垂直面內(nèi)的支反力： 解得： 計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖：由圖可

30、知，齒輪截面是危險截面。計算該截面的彎矩?？倧澗? 扭矩25.922N.m載 荷水平面H垂直面V支承反力F=214.92N=952.7N彎矩M總彎矩扭矩T25.922N.m確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為2。(6) 強(qiáng)度校核 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強(qiáng)度。根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得，因此，故安全。 二，中間軸：（1）初步確定軸的最小直徑:選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取A=110，于是得（2）求作用在齒

31、輪上的受力:1.作用在大齒輪：圓周力 徑向力 軸向力 2.作用在小齒輪：圓周力 徑向力 軸向力 （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計:擬定軸上零件的裝配方案1. 角接觸軸承段處，d1取為35mm,軸承型號為7207AC，L1為17mm2. 定d2為37mm，L2為123. 低速級小齒輪軸段，按與齒輪的裝配關(guān)系取d3為47mm，L3取為70mm。4. 軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求定d4為44mm，L4為6mm.。5. 高速級大齒輪軸段，按與齒輪的裝配關(guān)系，d5為40mm，L5為65mm。6. 角接觸軸承段同1相同, d6為35mm，L6為17mm。（4）.軸的受力分析：畫出軸的空間受力簡圖，并將軸上的作用力分解為

32、垂直面受力和水平面受力。取集中力作用于齒輪和軸承寬度的中點。計算作用于軸上的支反力水平面內(nèi)的支反力： + =+ 60+132-173=0 解得： =2728.5N =3847.5N 垂直面內(nèi)的支反力：60-31+132-158-173=0 +=+ 解得： =1985N =500N計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖：由圖可知，大齒輪截面是危險截面。計算該截面的彎矩。合成彎矩為M=112.7N.m扭矩為T=170.4N.m載 荷水平面H垂直面V支承反力F =2728.5N =3847.5N =1985N =500N彎矩M總彎矩112.7N.m扭矩T170.4N.m 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各

33、軸肩處圓角半徑為2。 （5）強(qiáng)度校核按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則查表得=60mpa,因,故安全.（3） ，低速軸（1） 初步確定軸的最小直徑:選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。取A=110，于是得 考慮到軸上有鍵槽，所以 取最短直徑為42mm（2）求作用在齒輪上的受力:圓周力 徑向力 軸向力 （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計:1） 擬定軸上零件的裝配方案 1、按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用凸緣聯(lián)軸器GYS6，其公稱轉(zhuǎn)矩為900N。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm ,軸孔直徑為45，故1段L1為84mm,d1為45mm2.密封

34、處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（采取氈圈油封）故d2取為52mm,由箱體結(jié)構(gòu)和軸承段、端蓋裝配關(guān)系等確定，L2為43mm.3.滾動軸承處段，d3取為55mm,軸承型號為7211AC，L3為57mm。4.低速級大齒輪軸段，按與齒輪的裝配關(guān)系定取d4為60mm, L4為65mm5.根據(jù)齒輪的軸向定位要求取d5為65mm，L5按照要求取為100mm。6.滾動軸承段同3相同，d6為55mm，L6為21mm。（4），軸的受力分析：畫出軸的空間受力簡圖，并將軸上的作用力分解為垂直面受力和水平面受力。取集中力作用于齒輪和軸承寬度的中點。計算作用于軸上的支反力水平面內(nèi)的支反力： 解得：=4

35、121.6N =2167.4N垂直面內(nèi)的支反力： 解得： 計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖：由圖可知，齒輪截面是危險截面。計算該截面的彎矩?？倧澗? 扭矩859.5N.m（5）強(qiáng)度校核按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強(qiáng)度。根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得，因此，故安全。，軸承壽命計算1低速軸軸承:取軸承型號為7211AC， 。校核軸承壽命,查表得X=1,Y=0按表13-6,取,故,查表得預(yù)期計算壽命 ，故所選7206AC軸承適合。2）中間軸軸承:取7207AC 。校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向: 軸向: 軸承2 徑向: 軸向: 因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計算,查表得X=1,Y=0,按表,取,故,查表得預(yù)期計算壽命，故所選軸承適合。3）高速軸軸承:（1）取7207AC 。求兩軸承的計算軸向力和。對于型軸承，軸承的派生軸向力故(2) 求軸承的當(dāng)量動