自动制钉机的设计

自动制钉机的设计摘 要自动制钉机最初的宗旨是把废旧钢筋制成能够用在很多场合的钢钉的一种机器。目前，建筑业迅速发展，钢钉作为建筑过程中必不可少的产品，其需求量也越来越大，为满足需求，设计出一款能够提高生产效率、安全系数高的自动制钉机显得十分有意义。本文设计的自动制钉机是在已有设计的基础上，对一些执行机构进行改进，使它同样能达到制成钢钉的目的。本文设计的制钉机中，主要包括原动机、传动部分和执行部分。其中，原动机选用型号为Y132S2-2的直流电动机,其额定功率控制为7.5KW,额定转矩2.3Nm；传动部分使用单级圆柱齿轮传动减速器进行减速，运动经蜗轮蜗杆或圆柱形凸轮机构传递给各执行机构；执行部分主要有：校直送丝部分、剪断部分、冷挤钉尖部分、夹紧钢丝部分和冷镦钉帽部分。其中，对于执行部分，校直送丝部分由槽轮机构和摩擦轮组成，剪断部分由曲柄滑块机构来实现，冷挤钉尖部分和夹紧钢丝部分都由圆柱凸轮机构实现，冷镦钉帽部分由曲柄滑块机构实现。三者结合在一起，完成钢钉的制造。在本文的设计中，所制造钢钉的长度为30-75mm,钢钉直径为1.8-3.4mm,生产率为320枚/分钟，能承受的剪断力最大为2500N，冷镦力最大为3000N，这些数据满足生产要求。 关键词：制钉机；槽轮机构；圆柱凸轮机构；齿轮；设计Design of automatic nail machineAbstractThe original purpose of the automatic nail making machine is to make the scrap steel bars into steel nails that can be used in many occasions. At present, the construction industry is developing rapidly. Steel nails, as an indispensable product in the construction process, are in increasing demand. In order to meet the demand, it is very meaningful design an automatic nail making machine that can improve production efficiency and high safety factor. The automatic nail making machine designed in this paper is based on the existing design and improved some actuators so that it can also achieve the purpose of making steel nails. The nail making machine designed in this paper mainly includes prime mover, transmission part and execution part. Among them, the prime mover uses a motor of model Y132S2-2,the rated power of the motor is 7.5KW, and the rated torque is 2.3Nm. In terms of transmission system, single-stage cylindrical gear drive reducer is used to slow down, and the movement is transmitted to each actuator through worm gear or cylindrical cam mechanism. the execution parts mainly include: straightening wire feeding part, cutting part, cold extruding nail tip part, clamping steel wire part and cold heading nail cap part. Among them, for the execution part, the straightening wire feeding part is composed of a sheave mechanism and a friction wheel, the cutting part is realized by a crank slider mechanism, the cold extruded nail tip part and the clamping wire part are realized by a cylindrical cam mechanism, and the cold heading nail cap part is realized by a crank slider mechanism. The three are combined to complete the manufacture of steel nails. In the design of this article, the length of the steel nails manufactured is 30-75 mm, the diameter of steel nails is 1.8-3.4 mm, the production rate is 320 pieces per minute, the maximum shearing force is 2500N, and the maximum cold heading force is 3000N.These data meet the production requirements. Keywords: nail making machine; sheave mechanism; cylindrical cam mechanism; gear; design目 录1.前言11.1选题依据11.2国内发展概况12.技术任务书22.1设计原始数据及设计要求22.2设计内容23.设计计算说明书23.1总体方案设计23.2电动机的选择33.2.1电动机型号的选择33.2.2计算传动装置总传动比及分配各级传动比83.3传动部分的设计103.3.1齿轮传动的设计103.3.2蜗轮蜗杆传动的设计183.3.3轴的设计243.3.4滚动轴承的设计263.3.5联轴器的选择273.3.6键的设计273.3.7轴的强度校核273.3.8键的强度校核333.3.9滚动轴承的润滑与密封343.4执行部分的设计343.4.1校直送丝部分的设计343.4.2冷挤钉尖部分的设计353.4.3剪断部分的设计363.4.4夹紧部分的设计373.4.5冷镦钉帽部分的设计383.5机架的设计394.标准化审查报告405.使用说明书42结 论43参 考 文 献44致 谢4547自动制钉机的设计1. 前言1.1 选题依据制钉机是完成钢钉制造的一种机器。首先，传统的制钉机，它是一种使废旧钢丝再次被利用，将其从废品变成很多场合都需要的钢钉的这样一种成品的机器，主要是达到节约能源的效果，它的主要特征是经济、实用。其次，因为成品的价格大部分是随原料价格上下波动的，受市场价格变动的影响较小，所以制钉机行业就可以一直保证一定的加工利润。而且从目前来讲，我国建筑市场的发展相对来说比较迅速，新开工面积持续增长，未来的发展趋势也是只增不减，所以钢钉作为其主要的劳动产品，我们对它的需求必然会越来越大。传统制钉机使用的原材料只能是新材料，并且在送丝机构中，采用的是人工手动送丝，这不仅有较低的生产率，而且工作人员在工作过程中面临的安全系数极低。和传统制钉机不同之处在于，自动制钉机用机构完成需要手工完成的操作，不仅生产效率、产品质量得到了提高，而且人工操作过程中可能遇到的危险也会相应降低。所以，对制钉机这一课题进行研究，设计出一款能够降低危险性、提高生产效率的自动制钉机就显得很有意义了 。1.2 国内发展概况国内，刘新设计的制钉机不仅能输送新原料，也能输送旧原料，节约了能源，同时自动化程度也大大提高 4。而且，她将过去使用的传动轴用曲轴代替，将各执行部分连接在一起，从而完成钢钉的制造。张亦静采用功能原理设计的方法，获得所有可能的方案，建立送料机构的评价，采用多属性决策方法层次分析方法对原理方案进行评价并进行排序，最后得出最优解，实现了自动送丝的目的5。严登竺从控制噪声源入手，对制钉机的噪声辐射进行测试，通过分析，找出主要噪声源并采取措施，实现了降低凸轮机构噪声的目的6。2. 技术任务书2.1 设计原始数据及设计要求钢钉直径：1.83.4mm钢钉长度：30mm生产率：320 枚/分钟最大冷镦力：3000N最大剪断力：2500N输送钢丝时要求匀速结构要求尽可能地紧凑，噪声尽可能地小。2.2 设计内容完成机械运动系统方案的设计，选择原动机的型号，传动装置的设计，执行部分的设计，机架部件的设计，绘制零件图和装配图，撰写设计说明书。3. 设计计算说明书3.1 总体方案设计方案一：钢丝经槽轮机构和摩擦轮进行传送和校直，利用与摩擦轮固连在一起的曲柄滑块机构来剪断传送到其面前的钢丝，同时，钢丝的另一端用圆柱凸轮机构实现钉尖的成形，夹紧机构继续将钢丝夹紧，并传送到曲柄滑块机构的位置，完成钉帽的成形，最终完成钢钉产品的制造。整个机械系统的运动方案一如图 1所示。方案二：由电动机轴输出的运动，经一级减速器进行减速，将运动传递给蜗轮蜗杆，使执行机构的转速达到原始数据中给出的生产率的要求。执行机构中，槽轮机构与摩擦轮完成输送钢丝与校直钢丝的动作，运动经蜗轮蜗杆传递到圆柱凸轮机构实现冷挤钉尖、夹紧钢丝的目的，圆柱形凸轮直接带动曲柄滑块机构来剪断钢丝，最后，与圆柱形凸轮机构固连在一起的曲柄滑块机构完成钉帽的成形，最终完成钢钉产品的制造。整个机械系统的运动方案二如图 2所示图 1 方案一图 2 方案二方案一所用空间大，各执行机构运行速度不均匀，方案二各执行机构运行速度均匀，结构简单，占用空间小。经比较，方案二更合适，故选择方案二。3.2 电动机的选择3.2.1 电动机型号的选择设所生产的钢钉直径为3mm,长度为60mm。(1) 计算各执行部分功率功率：P=FVm(1) （1）式中，P计算功率，W； F力，N； Vm平均速度，m/s。送丝部分的功率已知钢钉生产率为320枚/分钟，即5.33枚/秒，所以钢钉生产周期为15.33秒，利用公式计算钢丝移动的平均速度：Vm=ST（2）式中，V平钢丝移动的平均速度，mm/s； S钢钉的长度，mm； T钢钉的生产周期，s。根据式（2）计算平均速度Vmv平=sT=6015.33=319.8mms=0.32ms. 计算钢钉的受力F=fG（3）式中，f摩擦系数，取0.1； G钢钉重量，N，可按下式计算：G=Wg（4）其中，g重力常数，N/kg；W钢钉质量，kg，可按下式计算：W=0.00617d2601000（5）其中，d钢钉的直径，mm。利用式（5）计算钢钉质量：W=0.00617d2601000=0.0061732601000=0.0033 kg 按照式（4）计算钢钉重量： G=Wg =0.003310=0.033 N按照式（3）计算钢钉受力：F=fG=0.10.033=0.0033 N(1) 按照式（1）计算送丝部分的功率：P= FVm=0.00330.32=0.0011 W因为功率过小，所以该功率可忽略不计。 剪断部分的功率已知最大剪断力F为2500N，行程：h=50 mm。平均速度： Vm=2hT（6）式中，h滑块的行程，mm； T生产钢钉的周期，s。根据式（6）计算平均速度：Vm=2hT=2505.33=533 mm/s=0.533 m/s由式（1）计算出剪断部分的功率：P =Fvm=25000.533=1332.5 W=1.3325 KW 冷挤钉尖部分的功率考虑到最大冷挤力应小于最大剪断力,故设最大冷挤力F为2200N，且行程h=50mm。根据式（6）计算冷挤部分的平均速度：vm=2hT=2505.33=533 mm/s=0.533 m/s由式（1）计算冷挤部分的功率：P=Fvm=22000.533=1172.6 W=1.1726 KW夹紧部分的功率考虑到最大夹紧力应小于最大冷挤力，故设最大夹紧力F为1200N，且行程h=50mm。由式（6）计算夹紧部分的平均速度：vm=2hT=2505.33=533 mm/s=0.533 m/s由式（1）计算夹紧部分的功率：P=Fvm=12000.533=639.6 W=0.6396 KW 冷镦部分的功率已知最大冷镦力F为3000N，冷镦机构的行程h=50mm。由（6）计算冷镦部分的平均速度：vm=2hT=2505.33=533 mm/s=0.533 m/s由（1）计算出冷镦部分的功率：P=Fvm=30000.533=1599 W=1.599 KW(2) 电动机型号的选择工作机需要的电动机的输出功率：Pd=PW（7）其中， PW工作机需要的输入功率，KW； 传动装置总效率，可按下式计算：=012n（8）其中，0、1、n分别是原动机到工作机之间每对传动副、轴承、联轴器的效率。 工作机所需功率Pw =P2+P3+P4+P5 =1.3325+1.1726+0.6396+1.599 =4.7437 KW 计算传动装置总效率通过查机械设计手册，得出各传动的传动效率：单级圆柱齿轮传动减速器0=0.97 ，滚动轴承1=0.98，联轴器2=0.99，蜗杆传动3=0.8。由（8）计算传动装置总效率：=01223=0.970.980.9920.8=0.745 由（7）计算所需电动机功率Pd=Pw=4.74370.745=6.37 KW因为Pcd应略大于Pd即可，所以选Pcd=7.5 KW。 电动机转速的选择范围nd=inW=i1i2innW（9）式中，nd电动机转速的选择范围，r/min； i1、i2、in各级传动的传动比范围； nw工作机需要的转速，r/min。查表得出：单级齿轮的传动比：i=35，蜗杆的传动比：i=382。依据式（9）计算nd：nd=inw=(35)（382）320=2880131200 选择电动机型号结合Pd=7.5 KW，选择电动机的型号为Y132S2-2。电动机参数如所示9。表 1电动机参数额定功率/KW满载转速/（r/min）额定转矩质量/kg7.529002.3703.2.2 计算传动装置总传动比及分配各级传动比传动装置总传动比：i=nmnw（10）其中，nm电动机的满载转速，r/min； nw工作机的转速，r/min。(1) 计算传动装置总传动比由（10）计算总传动比应为：i=nmnw=2900320=9.06(2) 分配各级传动比查阅相关手册，确定单级圆柱齿轮传动传动比常用值为35。多级传动中，总传动比应为：i=i12i23=9.06所以i12=i23=3。(3) 计算各轴转速、输入功率及转矩各轴转速：n1=nmn2=n1i12（11）式中，n11轴转速，r/min； nm电动机满载转速，r/min； n22轴转速，r/min； i121轴、2轴之间的传动比。各轴功率：P1=Pdd1P2=P112（12）式中，P11轴输入功率，KW； P22轴输入功率，KW； Pd电动机输出功率，KW； d1电动机轴与1轴之间的传动效率； 121轴与2轴之间的传动效率。各轴转矩：T1=Tdd1T2=T1i1212（13）式中，T11轴输入转矩，Nm； T22轴输入转矩，Nm； Td电动机轴的输出转矩，Nm，可按下式计算：Td=9550Pdnm（14）由（11）计算各轴转速：轴转速：n1=nm=2900 r/min轴转速：由i12=n1n2得，n2=n1i12=29003=966.7 r/min由（12）计算各轴输入功率：轴：P1=Pdd1=6.370.99=6.3063KW轴:P2=P112=6.30630.990.99=6.18 KW由（13）计算各轴转矩：Td=9550Pdnm=95506.372900=20.98Nm轴:T1=Tdd1=20.77 Nm轴：T2=T112=20.770.990.99=20.36 Nm表 2各轴数据轴号功率P(KW)转速n(r/min)扭矩T（Nm）16.3063290020.7726.18966.720.363.3 传动部分的设计3.3.1 齿轮传动的设计已知输入功率P1=6.3063 KW ，小齿轮的转速n1=2900 r/min，两齿轮的齿数比=3.2。1. 选择齿轮类型、精度等级、材料和齿数。(1) 选择标准直齿圆柱齿轮传动，其压力角为：=202。(2) 查表选用齿轮精度等级为7级。(3) 从表中确定齿轮材料。小齿轮：40Cr（调质），大齿轮：45钢（调质）。查表确定齿轮的齿面硬度。小齿轮：280 HBW，大齿轮：240 HBW。(4) 初选小齿轮Z1=27；由=Z1Z2得，Z2=Z1=3.227=86.4。为轮齿磨损均匀，两齿轮的齿数应互为质数，所以取大齿轮Z2=86。2. 按齿面接触疲劳强度设计。(1) 依据下式试算小齿轮分度圆直径。d1t32KHtT1d+1ZHZEZH2（15） 式中，KHt初选载荷系数； T1小齿轮的转矩； d齿宽系数； 齿轮传动的齿数比； ZH区域系数，可按下式计算：ZH=2cossin（16） 其中，压力角； ZE齿轮所用材料的弹性影响系数； Z重合度系数，可按下式计算：Z=4-3（17）其中，重合度；H接触疲劳许用应力，可按下式计算：H=KHNHlimSH（18）式中，KHN接触疲劳寿命系数； Hlim接触疲劳极限； SH疲劳强度安全系数，取值为1。1) 在1.21.4之间初选载荷系数的值为KHt=1.3。2) 小齿轮传递的转矩T1=20.77 Nm。3) 查表选出齿宽系数d=1。4) 由式（16）计算区域系数ZH=2cos sin=2.5。5) 根据齿轮使用的材料，查阅表材料弹性影响系数ZE=189.8 MPa。6) 根据式（17）计算重合度系数Z。a1=arccosZ1cosZ1+2ha*=arccos27cos2027+21=28.968 a2=arccosZ2cosZ2+2ha*=arccos86cos2086+21=23.32 =Z1tana1-tan+Z2(tana2-tan)2 =27tan28.968-tan20+86(tan23.32-tan20)2=1.733 Z=4-3=4-1.7333=0.877) 计算接触疲劳许用应力H。确定接触疲劳强度。根据齿轮的材料，查阅图得小齿轮Hlim1=600 MPa以及大齿轮Hlim2=550 MPa确定接触疲劳寿命系数。应力循环次数：N1=60n1jLh （19）式中，n1小齿轮转速，单位为rmin； j齿轮转一圈时，同一齿面的啮合次数； Lh齿轮的工作寿命，单位为h。由式（19）计算应力循环次数：N1=60n1jLh =60290012825015 =1.0441010=8627=3.19N2=N1=1.04410103.19=3.272109查图得两齿轮的接触疲劳寿命系数分别为：KHN1=0.88KHN2=0.91确定许用应力。按式（18）计算小齿轮的许用接触应力：H1=KHN1Hlim1S=0.88600=528 MPa按式（18）计算大齿轮的许用接触应力：H2=KHN2Hlim2S=0.91550=500.5 MPa取H1与H2中的较小者作为该齿轮传动的接触疲劳许用应力代入公式（15）进行计算，即H=H2=500.5 MPa。8) 由式（15）试算小齿轮的分度圆直径d1t32KHtT1d+1ZHZEZH2=321.320.771033.19+13.192.5189.80.87500.52 =36.406 mm(2) 调整小齿轮分度圆直径。m=d1Z1=36.40627=1.348取m=1.5,d1=mZ1=40.5 mm1) 计算KH前的数据准备。v=d1n1601000=40.52900601000=6.15m/sb=dd1=140.5=40.5 mm2) 依据下列公式计算实际载荷系数KH。KH=KAKVKHKH（20）式中，KH实际载荷系数； KA使用系数； KV动载系数； KH齿间载荷分配系数； KH齿向载荷分布系数。根据载荷状态以及原动机查表，选取使用系数KA=1.75。根据计算得出的速度以及确定的齿轮精度等级，结合图得出动载系数KV=1.14。选取齿间载荷分配系数KH。Ft1=2T1d1=220.7710340.5=1025.679 NKAFt1b=1.751025.67940.5=44.319 Nmm d1=40.5 mm， 所以合适。 所以 mH=d1HZ1=48.927=1.81。3. 按齿根弯曲疲劳强度校核。F=2KFT1YFaYSaYdm3Z12F（23）式中，F齿轮的弯曲疲劳强度，单位为MPa； KF弯曲疲劳强度的载荷系数计算值，KF=KAKVKFKF； T1小齿轮转矩，单位为Nmm； YFa齿形系数，见表10-5； YSa应力修正系数，见表10-5； d齿宽系数； Y重合度系数，按下式计算Y=0.25+0.75（24）式中，重合度。 1) 计算实际载荷系数KF。根据载荷状态及原动机查表得使用系数：KA=1.75。根据速度v=6.15 m/s以及齿轮的精度等级，结合图得动载系数：KV=1.14。根据KAFtb、齿轮精度等级以及齿轮类型查表确定齿间载荷分布系数：KF=1.2。根据h以及bh参照表得齿向载荷分布系数：KF=1.26。h=2ha*+c*m=21+0.251.81=4.0725bh=40.54.0725=9.94实际载荷系数KF=KAKVKFKF=3.016。2) 根据齿数查表得出齿形系数：YFa=2.57。3) 根据齿数查表得出应力修正系数：YSa=1.6。4) 由公式（24）计算求得重合度系数：Y=0.25+0.75a=0.25+0.751.733=0.6835) 按照公式（23）计算出F。(3) F=2KFT1YFaYSaYdm3Z12=23.01620.771032.571.60.68311.813272=81.3976) 按照下式计算齿轮的许用弯曲应力。F=KFNFlimSF（25）式中，F齿轮的许用弯曲应力，单位为MPa； KFN 齿轮的弯曲疲劳寿命系数； Flim齿轮的弯曲疲劳极限； SF弯曲疲劳强度安全系数，在1.251.5之间取值。F1=KFN1Flim1SF=0.85001.4=285.71 MPa 所以F F1，所以弯曲强度符合要求。4. 几何尺寸的计算。取m=2 , Z1=d1Hm=48.92=24.45,取Z1=24,Z2=77。1) 计算齿轮的分度圆直径、齿根圆直径、齿顶圆直径。d=mZ（26）式中，d分度圆直径，单位为mm； m齿轮模数，单位为mm； Z齿轮齿数。df=d-2ha*+c*m（27）式中，ha*齿顶高系数，取值为1； c*顶隙系数，取值为0.25。da=d+2ha*m（28）小齿轮：按公式（26）计算分度圆直径：d1=mZ1=224=48 mm按公式（27）计算齿根圆直径：df1=d1-2ha*+c*m=48-21+0.252=43 mm按公式（28）计算齿顶圆直径：da1=d1+2ha*m=48+212=52mm大齿轮：按公式（26）计算分度圆直径：d2=mZ2=277=154 mm按公式（27）计算齿根圆直径：df2=d2-2ha*+c*m=154-21+0.252=149 mm按公式（28）计算齿顶圆直径：da2=d2+2ha*m=154+212=158 mm2) 计算中心距。a=d1+d22（29）式中，a两齿轮之间的中心距，mm； d1小齿轮分度圆直径，mm； d2大齿轮分度圆直径，mm。按式（29）计算中心距：a=d1+d22=48+1542=101 mm3) 依据公式（30）计算b、b1及b2。b=dd1（30）式中，b设计齿宽，mm； d齿宽系数； d1小齿轮分度圆直径，mm。b=dd1=48mm大齿轮宽度应等于设计齿宽，即：b2=b=48mm小齿轮的宽度应比大齿轮大510 mm，即：b1=b2+5=53 mm3.3.2 蜗轮蜗杆传动的设计已知输入功率P=6.18 KW，n1=966.7 r/min，齿数比=3.2 。根据表以及传动比各级分配值，确定蜗轮蜗杆传动的传动比i=3 ，蜗杆头数Z1=6，蜗轮齿数Z2=18，与此对应，估取总效率=0.95。1. 选择蜗轮蜗杆的材料。因为蜗杆传动速度不高,所以选择蜗杆材料为45钢,蜗轮材料为ZCuSn10P1。2. 根据下式按齿面接触疲劳强度设计。m2d1KT2480Z2H2（31）式中，T2蜗轮转矩，Nmm； Z2蜗轮齿数； H许用接触应力，MPa；K载荷系数，按下式计算：K=KAKKV（32）式中，KA 使用系数，见表11-5； K齿向载荷分布系数； KV动载系数。1) 计算作用在蜗轮上的转矩T2。T2=9.55106P2n2（33）式中，T2作用在蜗轮上的转矩，单位为Nmm； n2蜗轮转速，单位为r/min，可按下式计算：n2=n1i（34）式中，n1蜗杆转速，单位为r/min； i蜗杆蜗轮传动比； P2输出功率，单位为KW，可按下式计算：P2=P1（35）式中，P1输入功率，单位为KW； 蜗杆蜗轮传动总效率。根据公式（33）计算T2：T2=9.55106P2n2=9.55106P1n1i=9.551066.180.95966.73=173998.29 Nmm2) 根据公式确定载荷系数K根据载荷性质以及启动载荷的大小查表11-5,确定使用系数:KA=1.15。确定齿向载荷分布系数：K=1。根据蜗轮的圆周速度确定其动载系数：KV=1.1。计算载荷系数KK=KAKKV=1.1511.1=1.2653) 根据下列公式计算许用接触应力H。H=KHNH（36）式中，H基本许用接触应力，见表11-7；KHN接触疲劳寿命系数，可按下式计算：KHN=8107N（37）式中，N应力循环次数，可按下式计算：N=60jn2Lh（38）其中，j蜗轮转一圈时，每一轮齿啮合次数； n2蜗轮转速，r/min； Lh工作寿命。根据相关信息查表确定蜗轮的基本许用接触应力：H=268 MPa。由公式（38）计算应力循环次数和公式（37）计算接触疲劳寿命系数：N=60jn2Lh=601966.7312000=2.32108KHN=8107N=81072.32108=0.675由公式（36）计算许用接触应力。H=KHNH=0.675268=180.9 MPa4) 根据公式（31）计算m2d1。m2d1KT2480Z2H2=1.265173998.2948018180.92=4782.95 mm3结合Z1=6，查阅表，取m=8 mm，蜗杆分度圆直径d1=80 mm及分度圆导程角=305750。3. 计算蜗杆与蜗轮的主要尺寸。计算中心距：a=d1+d22（39）式中，d1蜗杆分度圆直径，mm； d2蜗轮分度圆直径，mm。根据式（39）计算中心距：a=d1+d22=80+8182=112 mm1) 计算蜗杆主要参数和几何尺寸：Pa=m（40）式中，Pa轴向齿距。da1=d1+2ha*m（41）式中，da1蜗杆齿顶圆直径； d1蜗杆分度圆直径； ha*齿顶高系数。df1=d1-2(ha*m+c) （42）式中，df1蜗杆齿根圆直径； c顶隙，其中，c=c*m。Sa=m2（43）式中，Sa蜗杆轴向齿厚。按公式（40）计算轴向齿距：Pa=m=8=25.13 mm按公式（41）计算齿顶圆直径：da1=d1+2ha*m=80+28=96 mm按公式（42）计算齿根圆直径：df1=d1-2(ha*m+c)=80-2(8+0.25)=63.5 mm查阅表11-1确定分度圆导程角：=305750=30.96按公式（43）计算轴向齿厚：Sa=m2=12.57 mm2) 计算蜗轮的主要几何尺寸：d2=mZ2（44）式中，d2蜗轮分度圆直径，单位为mm；da2=d2+2ha2（45）式中，da2蜗轮喉圆直径，单位为mm； ha2蜗轮齿顶高，可按下式计算：ha2=m(ha*+2) （46）其中，2蜗轮变位系数，取值为0。df2=d2-2hf2（47）式中，df2蜗轮齿根圆直径，单位为mm； hf2蜗轮齿根高，可按下式计算：hf2=m(ha*-2+c*) （48）其中，2蜗轮变位系数，取值为0。按公式（44）计算分度圆直径：d2=mZ2=818=144 mm按公式（45）计算喉圆直径：da2=d2+2ha2=d2+2m(ha*+X2)=144+28=160 mm按公式（47）计算齿根圆直径：df2=d2-2hf2=d2-2m(ha*+c*)=144-281.25=124 mm4. 校核齿根弯曲疲劳强度。F=1.53KT2d1d2mYFa2YF（49）式中，F蜗轮齿根弯曲应力，单位为MPa； K载荷系数； T2蜗轮转矩，单位为Nmm； YFa2蜗轮齿形系数，根据ZV2查表确定，其中，ZV2=Z2cos3。 Y螺旋角影响系数，可按下式计算得出： Y=1-140（50）其中，分度圆导程角。F蜗轮许用弯曲应力，单位为MPa，可依据下式计算：F=KFNF（51）其中，KFN寿命系数，KFN=9106N； F考虑齿根应力修正系数YSa2后蜗轮的基本许用应力，单位为MPa。确定齿形系数YFa2。ZV2=Z2cos3=18cos330.96=28.54由ZV2=28.54，查阅表得出齿形系数YFa2=2.6038。根据公式（50）确定螺旋角影响系数Y。Y=1-140=1-30.96140=0.78根据公式（51）计算蜗轮许用应力F。根据蜗轮相关信息从表中查得基本许用弯曲应力F=56 MPa。根据公式确定寿命系数：KFN=9106N=91062.32108=0.55根据公式（51）计算蜗轮许用应力：F=FKFN=560.55=30.8 Mpa根据公式（49）计算弯曲应力：F=1.53KT2d1d2mYFa2Y=1.531.265173998.292.60380.78801448=7.42 MPa所以FF，所以弯曲强度满足要求。5. 按下列公式验算效率。=(0.950.96)tantan+V（52）式中，分度圆导程角； V当量摩擦角。确定当量摩擦角V。(4) VS=d1n16010000cos=80966.7601000cos30.96=4.72 m/s根据滑动速度VS及相关信息从表中查得fV=0.02256，V=1.1768。根据公式（52）计算效率。(5) =(0.950.96)tantan+V=(0.950.96)tan30.96tan30.96+1.1768=0.9072 因为效率计算值小于原估计值，所以效率满足要求。 3.3.3 轴的设计轴：已知轴的输入功率P=6.3063 KW ，n=2900 r/min。选取轴的材料为45钢。根据以下公式计算轴最小直径：dminA03Pn（53）式中，dmin轴最小直径，mm； A0见表15-3； P轴传递的功率，KW； n轴的转速，r/min。由公式（53）计算出轴的最小直径：dminA03Pn=11036.30632900=14.25 mm所以取dmin=15 mm。轴最终尺寸如图 3所示：图 3 轴结构尺寸轴：已知轴的输入功率P=6.18 KW，n=966.7 r/min。选取轴的材料为45钢。由公式（53）计算出轴最小直径：dminA03pn=11036.18966.7=20.4 mm所以取dmin=21 mm。轴最终尺寸如图 4所示：图 4 轴结构尺寸轴：计算轴输入功率：P3=P212=6.180.980.99=6 KW已知轴输入功率P=6KW，n=322.23 r/min。由式（53）计算轴的最小直径：dminA03Pn=11036322.23=29.16 mm所以取dmin=30 mm。轴最终结构尺寸如图 5所示。轴：已知轴输入功率P=6KW，n=322.23 r/min。由式（53）计算轴的最小直径：dminA03Pn=11036322.23=29.16 mm所以取dmin=30 mm。轴最终结构尺寸如图 6所示。图 5 轴结构尺寸 图 6 轴结构尺寸3.3.4 滚动轴承的设计轴：因为轴转速相对较高且载荷上只受径向力，不受轴向力，所以选取深沟球轴承，轴承代号为6405。轴：因为轴转速相对低且载荷上只受径向力，不受轴向力，所以选取圆柱滚子轴承，轴承代号为N406。轴：因为轴转速低且载荷上既承受径向力，又承受轴向力，所以选取圆锥滚子轴承，轴承代号为32303。轴和轴：因为轴、轴转速低且既承受径向载荷，又承受轴向载荷，所以选取圆锥滚子轴承，轴承代号为32306。3.3.5 联轴器的选择因为电动机输出轴的轴径为24mm,依据机械设计课程设计手册表可以查出电动机输出轴与减速器输入轴之间选用弹性柱销联轴器，型号为LX1。因为减速器输出轴的轴径为21mm,依据机械设计课程设计手册表可以查出减速器输出轴与轴之间选用弹性柱销联轴器，型号为LX1。 3.3.6 键的设计轴：依据联轴器所在轴段的直径d=15 mm以及轴段长L=24 mm,查机械设计教程表得出，选用A型普通平键：bh=55 mm，L=18 mm。轴：依据大齿轮所在轴段的直径d=41 mm以及轴段长L=46 mm，查机械设计教程表得出，选用A型普通平键：bh=128 mm，L=36 mm。 依据联轴器所在轴段的直径d=21 mm以及轴段长L=35 mm,查机械设计教程表得出，选用A型普通平键：bh=66 mm，L=28 mm。轴：根据蜗轮所在轴段的直径d=48 mm以及轴段的长度L=68 mm,查机械设计教程表得出，选用A型普通平键：bh=128 mm,L=56 mm。 根据槽轮所在轴段的直径d=32 mm以及轴段的长度L=28 mm,查表得出，选用A型普通平键：bh=108 mm,L=22 mm。轴：根据蜗轮所在轴段的直径d=40mm以及轴段的长度L=68 mm,查机械设计教程表得出，选用A型普通平键：bh=128 mm,L=56 mm。 根据圆柱凸轮机构所在轴段的直径d=34 mm以及轴段的长度L=164 mm,查表得出，选用A型普通平键：bh=108 mm，L=63 mm7。 3.3.7 轴的强度校核轴：1) 对齿轮1进行受力分析，根据下列公式计算出齿轮1所受的切向力Ft1、径向力Fr1。Ft1=2T1d1（54） 式中，Ft1作用在小齿轮上的切向力，单位为N； T1小齿轮传递的转矩，单位为Nmm。Fr1=Ft1tan（55）式中，Fr1作用在小齿轮上的径向力，单位为N； 压力角。根据公式（54）和公式（55）计算Ft1和Fr1。Ft1=2T1d1=220.7710348=865.42 NFr1=Ft1tan=865.42tan20=314.99 N2) 计算两支承处的水平支反力FNH1、FNH2和垂直支反力FNV1、FNV2。由Ft174=FNH2158，得出FNH2=405.32 N，FNH1=460.1 N。由Fr174=FNV2158，得出FNV2=147.53 N，FNV1=167.46 N。3) 画出弯矩图和扭矩图。弯矩图和扭矩图如图 7所示。4) 依据公式校核轴的强度。ca=MW2+4T2W2=M2+T2W-1（56）式中，ca轴的计算应力，单位为MPa； M轴受到的弯矩，单位为Nmm； 折合系数，此处取值为0.3； T轴受到的转矩，单位为Nmm； W轴的抗弯截面系数，单位为mm3； -1对称循环变应力时的许用弯曲应力，单位为MPa。计算轴的抗弯截面系数W。由WT=2W得，W=WT2=0.1d13=0.1523=14060.8 MPa根据公式（56）计算轴应力ca。ca=M2+T2W=36232.422+(0.320770)214060.8=2.615根据轴的材料从表15-1中确定许用弯曲应力：-1=55 MPa。所以ca 1，故轴满足强度要求。轴：1) 对齿轮2进行受力分析，按公式（54）和公式（55）计算齿轮2所受的切向力Ft2、径向力Fr2。Ft2=2T2d2=220.36103154=264.42 NFr2=Ft2tan=264.42tan20=96.24 N1) 计算两支承处的水平支反力FNH1、FNH2和垂直支反力FNV1、FNV2。由Ft184.5=FNH2157.5得出，FNH2=141.86 N，FNH1=122.56 N。由Fr184.5=FNV2157.5得出，FNV2=51.63 N，FNV1=44.61 N。2) 画出弯矩图和扭矩图。弯矩图和扭矩图如图 8所示。图 7 轴弯矩扭矩图图 8 轴弯矩扭矩图1) 依据公式校核轴的强度。已知T=20.36103 Nmm，M=11021.02 MPa计算轴的抗弯截面系数W。由WT=2W得，W=WT2=0.1d13=0.1413=6892.1 mm3根据公式（56）计算轴所受应力ca。ca=M2+T2W=11021.022+(0.320360)26892.1=1.83根据轴的材料从表中确定许用弯曲应力：-1=55 MPa。所以ca 1，故轴满足强度要求。3.3.8 键的强度校核根据下列公式对键的强度进行校核：bs=2000Tkld=4000Thldbs（57）式中，bs挤压应力计算值，单位为MPa； T轴传递的转矩，单位为Nmm； h键的高度，单位为mm； d键所在轴的轴径，单位为mm。 bs许用挤压应力，单位为MPa,见表6-2； l键的工作长度，圆头平键的工作长度按下式计算： l=L-b（58）其中，L键的公称长度，单位为mm； b键的宽度，单位为mm。轴：根据公式（57）计算挤压应力bs：bs=2000Tkld=4000Thld=400020.77518-515=85.21 MPa 根据载荷性质及材料查表6-2得bs=120 MPa。 因为bs bs，所以键满足强度要求。轴：按照公式（57）计算挤压应力bs：bs1=2000Tkld=4000Thld=400020.368(36-12)41=10.346 MPa bs2=2000Tkld=4000Thld=400020.366(286)21=29.38 MPa根据载荷性质及材料查表6-2得bs=120 MPa。因为bs1 bs，bs2bs，所以键满足强度要求。3.3.9 滚动轴承的润滑与密封在选择润滑方式的时候，应尽可能选择结构比较简单的润滑方式，若选用油润滑，可以用箱体内的油直接润滑滚动轴承，而且采用油润滑的方式有利于轴承的冷却热散，所以此处滚动轴承润滑方式选择油润滑。3.4 执行部分的设计3.4.1 校直送丝部分的设计已知所生产钢钉长度为60mm,中心距L=55mm，此处槽轮机构的槽数选取为4。R=Lsin=Lsin=55sin4=38.8939 mmS=Lcos=Lcos=55cos4=38.8939