工件輸送機設計本科畢設論文

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(shù)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；齒輪傳動臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計ABSTRACTNowadays,scienceandtechnologyismoreandmoredeveloped,whiletheworkpiecetransportationefficiencyisafactortoimproveproductionefficiency.Sotheworkpiececonveyorismoreandmoreimportantrole,eachproductioncompanyontheworkpiececonveyoranddemandmuchhigher.Thisdesignmainlydevotetodrivethedesignofmainparts,requiresthecomponentsofthetransmissionmechanismwithagoodcoordination,canwellcontrolthetransmissiondistanceandvelocity,andinsavinginvestmentandcontrolhasbetterregulation.Themainresearchcontentsofthisdesignisdesignthesizeofconnectingrodstructureandthemainparametersofgeartransmissionandsoon.Todrivethevariouscomponentsoftheselection,designandverification.Keywords:conveyor；linkagemechanism；geartransmission臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計目錄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,,,,,,,,,,,,,,,,,,6臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計2.4.3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(lián)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,,,,,,,,,,,,,,,,,,21臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計5.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù),,,,,,,,,,,,,,,,,,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(lián)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(shù)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,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,36臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計8.2推爪和扭簧設計,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,369結論,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,37參考文獻,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,37致謝,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,38臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計緒論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(tǒng)，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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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(shù)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，1臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計設備運行性能好，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(tǒng)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(tǒng)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 Fr=5000N，步長S=450mm，往復次數(shù) N=40次/分，行程速比系數(shù)K=1.3，高度H=800mm。輸送時滑架受到的阻力Fr視為常數(shù)，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(jù)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(xiàn)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(shù)。方案二：運用齒輪齒條和步進電動機來實現(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)不同的速度比，節(jié)奏，步2臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計長和滑架的運動軌跡[2]。方案圖入下：機架2.連桿機構3.滑架4.推爪5.減速機構6.滾筒1.Rack 2.ConnectingRod 3.SlidingFrame 4.TheThrustClaw 5Retarder 6.Roller圖1 工件輸送機結構圖Table1 WorkpieceConveyor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(xiàn)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(shù)，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(tǒng)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(xiàn)，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(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]。連桿機構的設計2.1連桿機構的定義及特點3臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計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(lián)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(tǒng)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。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(xiàn)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4臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計上所述：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 Fr=5000N，步長S=450mm，往復次數(shù) N=40次/分，行程速比系數(shù)K=1.3，高度H=800mm。輸送時滑架受到的阻力Fr視為常數(shù)，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(jù)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LCD≈(0.6-0.7) LDE , LEF≈(0.2-0.3) LDE。2.4.2 鉸點位置和曲柄長度的設計根據(jù)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(jù)所給條件以及現(xiàn)場的要求，和行程速比系數(shù) 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5臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計通過擺角及行程速比系數(shù) 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，∠C1DC2。作C2N使∠C2C1N=90°-，再作C2M⊥C1C2,C2M與C1N的交點P。作△PC2C1的外接圓,那么圓弧C1PC2上任一點A到C1和C2的連線所形成的夾角∠C1AC2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AC1=b+a，AC2=b-a，所以a=(AC1-AC2)/2于是以A為圓心，以為AC2為半徑作圓弧交AC1于點E，則得出a=EC1/2,b=AC1-EC1/2。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(jù)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 Kinematicdiagramofmechanism2.4.4 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min≥40°傳遞力矩比較大時，則應使min≥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:=arccosb2c2(da)237523802(390125)2式(1)2bcarccos237538040.5406臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計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LAB=a=115mm，LBC=b=385mm,LCD=c=380mm,LAD=d=380mm,LDE =550mm,LEF=180mm。上面的LAB是桿件AB的長度，LBC是桿件BC的長度，LCD是桿件CD的長度，LAD是桿件AD的長度，LDE是桿件DE的長度，LEF是桿件EF的長度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(jù)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(jù)運動合成原理列出機構運動的矢量方程，然后再根據(jù)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(jù)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(jù)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(jù)前面所描繪的方法和步驟，選取尺寸比例尺 L=LAB AB(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(jù)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 Velocitydiagram7臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計1）求vBvBLAB10.115m6040rad/s0.077m/s式(2)方向垂直于AB，指向與1的轉向一致。2）求vC因點C及點B都為同一構件2上的點，故得vC=vB+vCB方向CDABCB大小√式中vC及vCB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 pb代表vB，那么速度比例尺可以求得VVB/pb(m/s)mm0.077m/s200mm

0.000385(m/s)/mm。再分別自點B，P作垂直于BC，CD的直線bc、pc，代表vCB，vC的方向線，兩線交于點C，則矢量pc，bc分別代表vC和vCB，于是得vCVpcm/s210mm0.077式(3)200(m/s)/mm0.08085m/s3）求vE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vELCDvC0.126m/s4）求vFvF=vE+vFE方向//FE√大小√vFVpfm/s255mm0.077式(4)200(m/s)0.0982于是有VCBVbc0.000385452LCBLCBrad/s0.3853VCDVpcrad/s0.000385210LCDLCD0.3804VEFVpfrad/s0.000385255LEFLEF0.180

0.045rad/s式(5)0.2128rad/s式(6)0.5454rad/s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aB，aC，aE，aF。然后再求解2，3，41)求aB因為曲柄LAB作等速回轉，所以沒有切向加速度。n22m/s20.051m/s2式(8)aBaBALAB10.115(6040)方向由B指向A.8臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計2）求aC根據(jù)點C分別對于點D和點B的相對運動關系可得aC=ntaB+ntaCD+aCD=aCB+aCB方向C→D⊥CDB→AC→B⊥CB大小lCD2√23lCB2tt式中aCD和aCB的大小未知，故可用作圖法求解。圖4加速度分析圖Fig.4 Accelerationanalysisdiagram如圖3-3所示，取點p作為加速度多邊形的極點，并作pb代表aB，則加速度比例尺可求得2)/mm0.051m/s22aaB/pb(m/s200mm0.000255(m/s)/mm，然后再按上式作圖，可求得pc代表aC，其大小為aCapcm/s220.0319m/s2式(9)0.000255(m/s)/mm125mm3）求aE因為點E和點C都在桿LDE上aEL0.0385m/s20.056m/s2式(10)LDEaC380550CD4）求aF利用點F和點E的相對運動關系可得aFaE+n+t＝aFEaFE方向√F→E⊥FE大小水平向右√lEF24式中a的方向和aFEt的大小未知，用作圖法求解。如圖所示。FaFapfm/s20.000255(m/s2)/mm128mm0.0326m/s2式(11)5）求2，3，4。根據(jù)上面求構件角加速度的方法可得tn2ca2340.00025522aCB0.155rad/s逆時針式(12)LCBLCB0.3859臨沂大學機械工程學院2014屆本科畢業(yè)設計aCDtn3ca1100.0002550.074rad/s2順時針式(13)3LCDLCD0.380aEFtn4ca2630.0002552順時針式(14)4LEFLFE0.1800.373rad/s3.3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(jù)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(jù)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 I，速度比例尺 v，加速度比例尺 a，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(shù)都尚未確定，根據(jù)設計經驗先給出各構件的質量和轉動慣量等參數(shù)，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(jù)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7.8103kg/m3。根據(jù)質量m2lkg，d4轉動慣量J121ml2kgm2計算結果見表14.3桿件間的聯(lián)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(lián)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銷一10臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計般都是短而粗的）。根據(jù)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Q[]QP也即4P[]式(26)Ad4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(shù)。[]400MPa100MPa式(27)S4[P]d2[]502100MPa1962KN式(28)444.3.2 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bs發(fā)生在該表面的中部。擠壓應力為Fbs，銷或孔的直徑為d，耳片的厚度為t，根據(jù)實驗分析結果得知:Fb式(29)bstdTd表示受壓圓柱面在相應徑向平面上的投影；bs表示最大擠壓應力，數(shù)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bs不得超過連接件的許用壓應力[bs],即要求bs[bs]式(30)[bs]表示連接件的擠壓極限應力除以安全系數(shù)。因此，從擠壓強度考慮，接頭的許用載荷是[P]td[bs]=4030300=360KN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(xiàn)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。11臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計圖12 軸銷受力示意圖Fig.12 theanxialforcediagram1）臨界載荷的計算該連桿為兩端鉸支細長壓桿，根據(jù)材料力學中公式可知，它的臨界載荷為：2Ed43Ed432061035044428KNPcrl26464l2643752式(32)2）校核45#鋼的屈服應力s350MPa，所以，連桿壓縮屈服所需的軸向壓力為d2S5023506860KNPS44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)滿足下面的穩(wěn)定條件：PPcr[Pst]nst式中：nst代表穩(wěn)定安全系數(shù)；[Pst]代表穩(wěn)定許用壓力。

式(33),必須式(34)工況為一般的中度沖擊條件，所以 nst取4P1450N4428KN1107KN式(35)4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。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(jù)工作機的選用條件、技術參數(shù)、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]。12臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計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(jù)工作機的工作情況和運動，動力參數(shù)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(jù)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(jù)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(xiàn)。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 Ped等于或梢大于電動機的實際輸出功率Pd,即PedPd。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Pw電動機所需工作功率為 Pd a式中： Pw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(shù)計算求得 .T560N0.125m40rad/skW2.8kW式(36)Pw1000kW1000aT—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13臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計積, 1 2 3 n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(shù)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(shù)為2、4、6、8)。同步轉速為由電流頻率與極對數(shù)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(jù)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(jù)工況和計算所選電動機見下表5-1。表3電動機參數(shù)表Table3Motorparameters型號額定滿載時起動電起動轉最大轉功流矩矩率kW轉速電流效率功率因額定電額定轉額定轉素流矩矩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nmia n其中nm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nm為960r/min，n為40r/min。所以nm960r/min24式(37)ian40r/min總傳動比為各級傳動比i1,i2,i3,in的乘積，即iai0i1i0，i1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14臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計按轉開式布置，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 i0 6.2，則i1 i/i0 24/6.2 3.87。5.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)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Ⅰ、Ⅱ軸，分別為：i0，i1-- 相鄰兩軸間的傳動比；01，12--相鄰兩軸間的傳動效率；P,P -- 各軸的輸入轉矩(N·m)；n，n --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(shù)。5.3.1 各軸轉速nnmr/min9606.2r/min154.8r/min式(38)l0式中nm為選擇電動機的滿載轉速， i0為電動機至I軸的傳動比。n5.3.2 各軸輸入功率

nnr/min96024r/min40r/minii0mi式(39)PPd01KW2.80.992.772KW，011式(40)PP12Pd0112KW2.80.990.980.982.689KW，1223式(41)式中 1，2，3分別為連軸器，軸承，齒輪的傳動效率。5.3.3各軸輸入轉矩TTdi001Nm式(42)其中Td為電動機的輸出轉矩，按下列計算：Td=9550nPmdNm95509602.8Nm27.85Nm式(43)TTdi001Nm27.8510.99Nm27.58Nm式(44)TTi223Nm165.873.870.980.97Nm610.22Nm式(45)同一根軸的輸出功率與輸入功率數(shù)值不同，需要精確計算時應取不同的數(shù)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。15臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計機體材料用灰鐵(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Table4Reducerbodystructuresize名稱符號尺寸機座壁厚10機蓋壁厚18機座凸緣厚度b15機蓋凸緣厚度b112機座底凸緣厚度b225地腳螺釘直徑df16地腳螺釘數(shù)目na500時，n8名稱符號尺寸軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d112機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d29軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d7d1，d2，d3至外機壁距離c120d1，d2至凸緣邊緣距離c216軸承旁凸臺半徑R18凸臺高度h15外機壁至軸承座端面距離l16大齒輪頂圓與內機壁距離101齒輪端面與內機壁距離102機蓋，機座肋厚m1,m26，6軸承端蓋凸緣厚度t6軸承旁聯(lián)接螺栓距離s盡量靠近16臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計軸承端蓋外徑D2軸承孔直徑(55.5)d3續(xù)表5-2螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M30c1min13161822263440c2min11141620242834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(lián)接零件都要根據(jù)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(shù)，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(xiàn)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(lián)結。5.5.2 減速器內傳動零件的設計（1）圓柱齒輪傳動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。齒輪傳動的計算方法初步計算轉矩T1=9550106Pd95502.827854Nmmnm960齒寬系數(shù)d由機械設計手冊查表取d=1.0接觸疲勞極限Hlim由機械設計手冊查表取Hlim1=710MPa,Hlim2=580MPa初步計算的許用接觸應力[H1]0.9Hlim10.9710639MPa[H2]0.9Hlim20.9580522MPaAd值由機械設計手冊查表取Ad=85初步計算的小齒輪d1A3T122141.77mm式(45)dd[H]u1.05226.217臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計取d145mm初步齒寬bdd145mm2校核計算圓周速度vd1n1459602.26m/s601000601000精度等級選8級精度齒數(shù)z和模數(shù)m初取齒數(shù)z121,z2i1z1130md1452.14z121由機械設計手冊查表取m=2.5z1d14518m2.5z26.218111使用系數(shù)KA由機械設計手冊查表取KA=1.5動載系數(shù)KV由機械設計手冊查表取KV=1.2齒間載荷分配系數(shù)KH由機械設計手冊查表，先取Ft2T12278541238Nd145KAFt1.5123841.3N/min100N/minb45a[1.883.2(Z11Z12)]cos1.883.2(1811111)1.644Z4a41.6440.8833KH111.29Z20.882齒向載荷分布系數(shù)KH由機械設計手冊查表取KHAB(db)2C103b1.170.1610.61103451.9571載荷系數(shù)KKAKVKHKH1.51.21.291.9574.54彈性系數(shù)ZE由機械設計手冊查表取ZE189.8MPa節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH由機械設計手冊查表取ZH=2.5接觸最小安全系數(shù)SHmin由機械設計手冊查表取SHmin=1.05總工作時間th5300160.24800h總應力循環(huán)次數(shù)NL由機械設計手冊查表估計7NL9，則指數(shù)m=8.781010n(Ti)8.78thiNL1N60XthiV1i1iTmaxth

式(46)式(47)式(48)式(49)式(50)式(51)式(52)式(53)式(53)式(54)18臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計60110004800(18.780.20.58.780.50.28.780.3)5.79107原估計應力循環(huán)次數(shù)正確NL2NL1/i5.79107/6.20.93107式(55)接觸壽命系數(shù)ZN由機械設計手冊查表取ZN1=1.18，ZN2=1.31許用接觸應力[H][H1][H2]驗算

Hlim1ZN1SHminHlim2ZN2SHmin

1.181.051.311.05

798MPa723MPa

式(56)式(57)HZEZHZ2KTu1189.82.50.8824.54278546.21713MPa[H2]式(58)bd12u454526.2計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。確定傳動主要尺寸實際分度圓直徑d，因模數(shù)取標準值時，齒數(shù)已重新確定，故分度圓直徑不會改變，即d1mz12.51845mmd?=mz?=2.5×111=277mm中心距am(z1z2)161mm2齒寬bbdd145mmb155mmb245mm計算所得的參數(shù)見下表5表5齒輪參數(shù)表Table5Gearparameterstable名稱代號單位小齒輪大齒輪中心距Amm161傳動比I6.2模數(shù)mmm2.52.5n螺旋角β度00端面壓力角αt度00嚙合角α,t度2020齒數(shù)Z個18111分度圓直徑Dmm45277齒頂圓直徑d0mm50282齒根圓直徑dmm41.25271.25f齒寬Bmm5545計算說明：1)齒輪強度計算公式中，載荷和幾何參數(shù)是用小齒輪輸出轉矩T1和直徑d1來表示19臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計的，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(shù)，都應是小齒輪的數(shù)值；根據(jù)db/d1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；而小齒輪寬度取b1b(510)mm，齒寬數(shù)值應圓整；圓柱齒輪的傳動系數(shù)。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：dA3Pnmm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(shù)。軸常用材料及A的關系見下表6表6軸常用材料表Table6shaftmaterialtable材料Q235\20354540Cr、35NiSnA160~135135~118118~107107~98高速軸設計：結合實際情況，選用45鋼，則取A的值為118d1A3Pd/n11832.816.9mm式(65)960考慮到鍵槽的影響，軸的直徑增加 5%，則此時軸徑應為：16.9mm1.05 17.7mm，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：d2A3P2/n211832.730.6mm式(66)154.8考慮到鍵槽的影響，軸的直徑增加5%，則此時軸徑應為：30.61.0531.74mm，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：d3A3P3/n311832.6147.5mm式(67)40考慮到鍵圖13 水平面（xy）的受力圖20臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計Fig.13 Level(xy)diagram圖14 垂直面（xz）受力圖Fig.14 Verticalsurface(xz)bytheattempt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 Mxy/NmmFig.15 Horizontalbendingmomentdiagram圖16 垂直面彎矩圖 Mxz/Nmm21臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計Fig.16 Verticalbendingmomentdiagram圖17 合成彎矩圖 Mxy/Nmmfig.17 resultantbendingmomentdiagram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[0b]130MPa[1b]75MPa應力校正系[1b]750.58[0b]1130畫當量彎矩圖見圖19當量轉矩T0.5824172T14040Nmm當量彎矩在小齒輪中間截面處MIVM2(T)2158762131382MIV20607Nmm在大齒輪中間截面處MIIIM2(T)289132131382MIII15876Nmm5.8軸承蓋上的螺紋強度計算很顯然，該聯(lián)結為受拉緊聯(lián)結。有公式：c2F F Fc1 c2

式(68)式(69)校核軸頸式(76)22臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計F0Fc1F式(77)c1c2F為螺栓總拉力；c1 為螺栓的相對剛度系數(shù)； F為螺栓的預緊力；F為工作載荷；F為剩余預c1 c2緊力；相對剛度系數(shù)的大小與螺栓和被聯(lián)接件的材料、結構、尺寸 ,以及工作載荷作用位置、墊片等因素有關，可通過計算或試驗求出。被聯(lián)接件為鋼鐵零件時，一般可根據(jù)墊片材料不同采用下列數(shù)據(jù)：金屬0.2～0.3;皮革0.7;銅皮石棉0.8;橡膠0.9。下列數(shù)據(jù)可供選擇F時參考：F無變化時，F(xiàn)=(0.2～0.6)F；有變化時，F(xiàn)F=(0.6～1.0)F因為F所以F=(0.6～1.0)F=(99～165)N，即F0=165+165=330N=165N,強度校核公式:：41.3F0[]2dc[][Sss]在這里選螺栓的材料為40Cr查《工程材料》s785MPa[Ss]為螺栓的許用拉應力安全系數(shù),查《機械設計手冊》表6.3取[Ss]=1.5；41.3F0dc 523.3

1.02mm由于安全起見,在這里選螺栓直徑為6㎜.5.9鍵的選擇和強度校核設計鍵聯(lián)接時，通常被聯(lián)接的材料，構造和尺寸已初步決定，聯(lián)接的載荷也已求得。因此可以根據(jù)聯(lián)接的結構特點，使用要求和工作條件來選擇鍵的類型，再根據(jù)軸的直徑從標準中選出鍵的截面尺寸，并參考轂長選出鍵的長度，然后用校合公式進行校合[11]。選擇一般的普通平鍵(GB1096-79)根據(jù)擠壓強度或耐磨性條件計算，求得聯(lián)結所能傳遞的轉矩為由于是靜聯(lián)結選取公式T41hld[p]h鍵的高度；l鍵的接觸長度；d軸的直徑[p]許用擠壓應力見下表(單位MPa)表8材料的許用擠壓應力Table8theallowablematerialextrusionstress聯(lián)結的方式材料靜載荷輕微沖擊載荷沖擊載荷靜聯(lián)結鍛鋼，鑄鋼125-150100-12060-90各鍵的校合見下表8表5鍵的校合鍵名H鍵的高度l鍵的接觸d軸的直徑]許用擠T14hld[p]長度[p壓應力23臨沂大學機械工程學院2014屆本科畢業(yè)設計16281810075.6N·M295645100567.2N·M395645100567.2N·M4105655100697.3N·M經校合，各鍵符合要求。5.10聯(lián)軸器的選擇計算根據(jù)工作要求，動力傳遞過程中有沖擊，所以選擇彈性聯(lián)軸器。根據(jù)需要傳遞的轉矩和table名稱TCKT型號彈性套柱銷聯(lián)軸69.63N·m2.527.85N·mTL6器彈性柱銷聯(lián)軸器1525.55N·m2.5610.22N·mHL4計算轉矩TC KT式中T-公稱轉矩，由上面各軸的計算已經求出K-工作情況系數(shù)，由于是往返運輸機，所以工作系數(shù)選 2.5。計算和選取如表9開式齒輪的設計開式齒輪傳動的主要破壞形式是磨損，但目前還沒有成熟的計算方法，所以通常在記入磨損的影響后，借用閉式齒輪傳動強度計算公式進行條件性計算。開式齒輪傳動只需計算齒根彎曲強度。6.1開式齒輪計算公式m2KTYYY21式(78)dz1[F]FaSa在選取相關系數(shù)時應該注意：同一對齒輪傳動，大小齒輪的齒形系數(shù)應力修正系數(shù)和許用彎曲應力是不相同的。因此，應對大小齒輪的系數(shù)進行比較，并按兩者中的較大值進行計算。模數(shù)應圓整成標準值。對于傳遞動力的齒輪，模數(shù)一般應大于1.5㎜-2㎜。[F]FlimYNYX式(79)SFmin式中 Flim為失效概率為1%時，試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限， 由機械設計手冊查得 Flim1 600MPa Flim2 450MPa8) SFmin彎曲疲勞強度的最小安全系數(shù)，由機械設計手冊查得 SFmin 1.25YN彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)，由機械設計手冊查得24臨沂大學機械工程學院 2014屆本科畢業(yè)設計YN10.95YN20.9710)YX尺寸系數(shù)，由機械設計手冊查得YX1.0故許用彎曲應力[F1]Flim1YN1YX6000.951456MPa式(80)S1.25[F2]Flim2YN2YX4500.971349MPa式(81)SFmin1.25m32KT1YYY323.656040002.191.80.682.05式(82)2[F]2349dz1FaSa0.3111為了補償磨粒磨損，模數(shù)應增大10%即m=2.05×1.1=2.255由機械設計手冊圓整取模數(shù)為2.256.3確定