步进式工件输送机的设计【附赠CAD图纸】

附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 I 步进式工件输送机的设计 摘 要 输送机的主要作用是在固定线路上连续输送物料 它结构简单 输送能力大 运输距 离长 且造价低 并且可在输送的同时完成若干工艺操作 可进行水平 垂直 倾斜输送 因此输 送机被广泛应用于农业 采矿 电站 冶金 港口以及 工业企业等 工件步进输送机一般来说应 具有电动机 联轴器 减速器 工作机构 滑架 推爪 辊道和机架等部分 本文首先调查分析了步进式输送机的现况及原理 通过对原理的分析提出了四种实现方案 方案对比后确定采用普通电机减速后驱动曲柄摇杆机构实现 接着采用作图法得出个杆件长度 并 进行校核 最后选定电机并对个传动装置进行设计及校核 关键词 输送机 连杆机构 齿轮传动 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 II 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 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 III 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 IV 目 录 第 1 章 绪 论 1 1 1 引言 1 1 2 研究目的及意义 1 1 3 国内外研究状况 1 1 4 输送机的发展趋势 2 第 2 章 步进式工件输送机总体设计 3 2 1 设计要求 3 2 2 方案设计与选择 3 2 2 1 原理分析 3 2 2 2 方案设计 4 2 2 3 方案选定 4 第 3 章 连杆机构设计 5 3 1 杆件尺寸设计 5 3 1 1 摇杆的摆角初选 5 3 1 2 铰点位置和曲柄长度的设计 5 3 1 3 曲柄摇杆机构的设计 5 3 1 4 校核最小传动角 6 3 2 运动和动力分析 6 3 2 1 运动分析 6 3 2 2 动态静力分析 9 3 3 杆件形状设计 13 3 3 1 杆件的类型 13 3 3 2 钢材和截面的选择 13 3 3 3 稳定性的校核 14 3 4 杆件间的联结设计 14 3 4 1 剪切强度计算 14 3 4 2 挤压强度计算 15 第 4 章 电动机及联轴器的选用 16 4 1 选择电动机类型 16 4 1 1 选择电动机容量 16 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 V 4 1 2 确定电动机转速 17 4 2 电动机型号的选择 17 4 3 联轴器的选用 17 4 3 1 刚性联轴器 18 4 3 2 挠性联轴器 18 第 5 章 减速机构的设计 20 5 1 总传动比 20 5 2 分配传动比 20 5 3 运动和动力参数计算 20 5 3 1 各轴的转速 20 5 3 2 各轴的输入功率 20 5 3 3 各轴的输入转矩 21 5 3 4 整理列表 21 5 4 高速级齿轮的设计 21 5 4 1 选精度等级 材料和齿数 21 5 4 2 按齿面接触疲劳强度设计 21 5 4 3 按齿根弯曲强度设计 23 5 4 4 几何尺寸计算 24 5 5 低速级齿轮 25 5 6 开式齿轮 25 5 7 轴系结构设计 26 5 7 1 高速轴的轴系结构设计 26 5 7 2 中间轴的轴系结构设计 29 5 7 3 低速轴的轴系结构设计 31 5 8 减速器箱体的设计 33 5 9 润滑与密封 34 5 9 1 润滑方式的选择 34 5 9 2 密封方式的选择 34 5 9 3 润滑油的选择 34 总 结 35 参考文献 36 致 谢 37 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 1 第 1 章 绪 论 1 1 引言 随着科学技术的进步 我国传送装置制造行业有了长足的进步 传送装置的成套性 自动化程 度 定位精度和整体质量都明显提高 其应用范围正逐步扩大 输送机是在一定线路上连续输送物 料的物料搬运机械 又称连续输送机 它可进行水平 倾斜和垂直输送 也可组成空间输送线路 输送线路一般是固定的 输送机输送能力达 运距长 还可在输送过程中同时完成若干工艺操作 所以应用十分广泛 工件步进输送机用于间歇地输送工件 到达预定位置 工件步进输送机一般来说应具有电动机 联轴器 减速器 工作机构 滑架 推爪 辊道和机 架等部分 其中减速器是工件步进输送机最关键的传动装置之一 它在传送工件的过程中不仅担负 着减速及增加转矩的功能 同时也降低了负载的惯量 是步进式输送机的核心部件之一 1 2 研究目的及意义 输送机是可以在固定线路上连续输送物料的机械 一般情况下它的特点是结构简单 工作效率 高 造价低 有的甚至可以在输送工件的同时对工件进行一系列工艺操作 因此工件输送机在各行 各业中都被广泛的应用着 而我设计的这款步进式工件输送机与传统的工件输送机最大的不同就是它并非一直处于连续不 断的输送状态 而是将工件输送一段距离之后停下来 等待几秒之后在继续将工件往前输送 他的 意义在于那停顿的几秒可以对工件进行加工或是包装之类的处理 使其达到流水线生产 自动化生 产的目的 提高了生产效率 在如今这个效益至上的时代 实现在流水线生产或自动化生产上实现进料出料自动化 大大提 高了生产效率 减少人工成本 实现高效生产 所以我设计的工件输送机是典型的理论与实践结合 的应用 1 3 国内外研究状况 步进式工件输送机在国外的发展已十分成熟 尤其是在一些发达国家如美国 德国 日本 英 国 俄罗斯等 这些国家已实现 高负载输送 高速度输送 高倾角输送的技术 此外还有一些新 型的输送机 可实现检测筛选功能 空间转弯输送 有的甚至结合机械手在输送的同时 但无外乎 两个方面 一是功能多元化 另一方面则是加强其输送能力 这两方面也是工件输送机的主要研究 方向 在我国 工件输送机的研发和使用与发达国家差距并不大 我国自主研发的生产制造的输送机 的类型较多 最近几年 在国家一个专门针对输送机的项目 国家一条龙 日产万吨综采设 备 的指导和扶持下 我国输送机技术飞速发展 其中也出现了一些新型输送机 由 PLC 控制的 自动输送机 有液压驱动调速的输送机 1 出了在增强输送机能力方面 理他一些方面也是输送机研究的方向 例如低能耗 低噪声 专 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 2 门用来输送易燃易爆物品的输送机还有在特定环境中工作的输送机 如高温环境 有毒环境 粉尘 环境等 1 4 输送机的发展趋势 1 继续向大型化发展 大型化包括大输送能力 大单机长度和大输送倾角等几个方面 水 力输送装置的长度已达 440 公里以上 带式输送机的单机长度已近 15 公里 并已出现由若干台组 成联系甲乙两地的 带式输送道 不少国家正在探索长距离 大运量连续输送物料的更完善的输送 机结构 2 扩大输送机的使用范围 发展能在高温 低温条件下 有腐蚀性 放射性 易燃性物 质的环境中工作的 以及能输送炽热 易爆 易结团 粘性的物料的输送机 3 使输送机的构造满足物料搬运系统自动化控制对单机提出的要求 如邮局 所用的自动 分拣包裹的小车式输送机应能满足分拣动作的要求等 4 降低能量消耗以节约能源 已成为输送技术领域内科研工作的一个重要方面 已将 1 吨 物料输送 1 公里所消耗的能量作为输送机选型的重要指标之一 5 减少各种输送机在作业时所产生的粉尘 噪声和排放的废气 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 3 第 2 章 步进式工件输送机总体设计 2 1 设计要求 输送机工作阻力 4000NrF 步长 S 300mm 每分钟往返次数 N 30 次 行程速比系数 K 1 4 高度 H 800mm 滑架宽度为 250mm 阻力 Fr 为常数 载荷有中等冲击 每天二班制工作 使用折旧期为 5 年 工作机构效率为 0 95 三相交流电源 工作环境室内 用于小批量生产 2 2 方案设计与选择 2 2 1 原理分析 步进输送机是一种能间歇地输送工件并使其间距始终保持稳定步长的传送机械 工件经过隔断 板从料轮滑落到辊道上 隔断板做间歇往复直线运动 工件按一定的时间间隔向下滑落 输送滑架 作往复直线运动 工作行程时 滑架上位于最左侧的推抓推动始点位置工件向前移动一个步长 当 滑架返回时 始点位置又从料轮处接受了一个新工件 推爪下装有压力弹簧 推爪返回时得以从工 件底面滑过 工件保持不动 当滑架再次向前推进时 该推爪以复位并推动新工件前移 与此同时 该推爪前方的推爪也推动前工位的工件一起向前再移动一个步长 如此周而复始 实现工件的步进 式传输 步进式工件输送机用于间歇的传送工件 如图 1 1 所示 电动机通过传动装置 工作机构驱动 滑架往复移动 工作行程时 滑架上的推爪推动工件前移一个步长 当滑架返回时 由于推爪与轴 间装有扭簧 因此推爪从工件底面滑过 工件保持不动 当滑架再次向前推进是 推爪已复位 并 推动新的工件前移 前方推爪也推动前一工位的工件前移 图 1 1 工件步进输送机 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 4 2 2 2 方案设计 根据这些原理选定可通过如下四种方案实现 方案一 步进电机作驱动元件 齿轮传动做传动系统 通过控制步进电机的正反转来实现推爪 的前进与后退 方案二 步进电机做驱动元件 带轮传动做传动系统 通过控制步进电机的正反转来实现推爪 的前进与后退 方案三 用液压动力装置与凸轮配合 实现推爪的左右往复运动 方案四 用普通电机做驱动元件 减速机来控制速度和节奏 曲柄连杆机构来实现推爪的左右 往复运动 2 2 3 方案选定 通过查阅相关资料和计算 我最终选择了方案四 电动机做驱动元件 由减速器控制速度和节 奏 用连杆机构来实现不同的步长 速度比和滑架的运动轨迹 2 方案图入下 在步进输送机工作时 电动机工作 通过联轴器和轴 将动力传递到减速机 经减速机变速后 以较慢的速度使连杆机构工作 连杆机构最后再驱使滑架作左右往复运动 滑架上装有推爪 推爪 将放在滑架上的工件往前推 每次往前进一个步长 然后滑架返回 此时利用安装在推爪和轴之间 的扭簧可以使推爪从工件下返回而不移动工件 而此时 前方的推爪也回到了原先的位置 它可以 再次推动工件往前移一个步长 这就是这台步进式工件输送机的工作原理 经过可行性调研 此方案较合理 在设计过程中 减速器和连杆的设计是本设计的重点 运用 机械原理和机械设计的相关内容 设计的主要内容包括工作机构和传动系统的运动分析 连杆机构 的运动和动力分析 减速器的设计 减速器零件的制造以及相关工艺流程 本课题的难点是连杆尺 寸的分析和动力运动的分析 减速器的各轴和齿轮的计算设计 2 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 5 第 3 章 连杆机构设计 3 1 杆件尺寸设计 3 1 1 摇杆的摆角初选 根据机械设计所学 一般摇杆机构的摆角为 40 50 左右 然后通过步进式工件输送机每次工 作的步长确定摇杆长度 一般取 3 0 67CDEDLL 0 23FEDL 3 1 2 铰点位置和曲柄长度的设计 通过之前的条件行程速比系数和要求传动角大小可以计算出绞点 A 曲柄和连杆的长度 再通 过行程速比系数计算出曲柄摇杆机构在极位的各项参数 最后根据环境条件等设计出完整的曲柄摇 杆机构 机构运动示意如图 3 1 3 曲柄摇杆机构的设计 根据公式 以及行程速比系数 K 1 4 得到极位夹角 然后 180 1K 30 取一点 D 以 D 为顶点作等腰三角形 两腰分别为 DC1 DC2 并且 DC1 DC2 的长度等于 DC 设 作 使 再作 与12C 2N21906C 2CM121CN 的交点 P 作 的外接圆 那么圆弧 上任一点 A 到 和 的连线所形成的夹角12P 都等于极位夹角 所以曲柄的轴心 A 应在这个圆弧上 设曲柄的长度为 a 连杆的长12A 度为 b 那么 所以 a 2 于是以 A 为圆心 以为 为半1ba 2Aba12 2 径作圆弧交 于点 E 则得出 a 2 b 2 但设计时要注意 曲柄的轴心 A 不能选1E 在弧段上 否则机构将不能连续工作 根据上面公式算出这个四连杆机构的杆长分别为 a 95 7mm b 295 7mm c 295 7mm d 259mm 图 2 机构的运动示意图 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 6 3 1 4 校核最小传动角 在曲柄摇杆机构运动的时候 传动角的大小是在不断变化的 但传动角并非没有要求 一般情 况下确保传动角 即可 而传动力矩较大时 应使传动角 在一些受力相对较min 40 min 50 小或是使用次数相对较少的环境中 允许连杆机构的传动角小一些 但是绝对不能发生自锁 计算最小传动角如下 式 1 2222 37580 3915 arcosarcos4 bcd 40 根据计算结果发现曲柄摇杆机构中各个赶场满足最小传动角要求 因此可以定出该要求设计的 机构的总体尺寸 即 95 7ABLam 295 7BCLbm 295 7CDLcm 2Dd 36DE3 EF 3 2 运动和动力分析 3 2 1 运动分析 在理论力学中分析速度和加速度最常用到的方法是矢量图法 运用矢量图法可以直观的对速度 和加速度进行分析求解 而矢量图法的基本原理就是力的合成与分解 要用矢量图法求解速度和加 速度首先要列出矢量方程 然后再画出速度分析图和加速度分析图 1 用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度和加速度分析 首先先在连杆机构上找一个速度和加速度都已知的点 用这个点作为已知量来再利用图解法来 依次求解与该构件相连的其他构件上的点的速度和加速度 要分析连杆机构的速度和加速度首先要画出连杆机构的运动简图 再根据图解法来分析这个连 杆机构的运动情况 具体步骤如下 2 绘制机构运动简图 首先选取合适的比例尺画出机构的运动简图 一般比例尺的大小为 m mm 然LAB 后根据相应的比例画出曲柄摇杆机构的运动简图 3 作速度分析 由用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度分析可知 速度求解的步骤应依次求出相应各点的 速度和杆件的角速度 6 图 3 速度分析图 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 7 1 求 Bv 式 2 3016 5 57 ALmradsms 方向 指向与 的转向一致 1 2 求 B C 在连杆机构中的同一杆件上 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 用图解法可以求出 的大小 Cv B Cv B 根据速度分析图 将点看 P 作该连杆机构速度多边行的极点 并作 代表 然后用速度pb Bv 比例尺算出 再分别以 B P 为垂足作垂 0 57 2 28 msVBpbssm 直于 BC CD 的直线 bc pc 代表 的方向线 两线交于点 C 并且由矢量 分别CBv c b 代表 和 最终求的 Cv B 式 3 0 572 1 0 6375 Vpcmsmsms 3 求 由图可知点 E 和点 C 都在同一杆件上 所以点 E 和点 C 的角速度的是相同的 得Ev 到 和 的关系如下 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 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 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 也是用图解法来计算 先画出加速度分析图 然候在图 上找一个速度和方向都已知的点 先依次求出 然后再求解 B CE Fa 2 34 1 求 因为曲柄 作等速回转 所以没有切向加速度 Ba ABL 式 8 2223016 5 8 nAmss 方向 B A 2 求 由图上分析得到点 C 与点 B 点 D 的相对运动关系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 根据图解法求出大小 tCDa tB 图 4 加速度分析图 根据加速度分析图 将点 看作是连杆机构加速度多边形的极点 并作 代表 根据加p pb Ba 速度比例尺算出 再根据相信a 22 20 8 014 msBbs sm 的比例画出 其中 代表 其大小为pc Ca 式 9 22 2 0 14 15 Cams 3 求 由于点 E 点 C 在连杆机构的统一杆件 上 因此可以得到E DEL 式 10 225038 06 DCLsms 4 求 根据点 E 和点 F 在连杆机构中的相对运动关系列出下式Fa Ea nFEa tFEa 方向 F E FE 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 9 大小 水平向右 24EFl 由上式可发现式中 的方向和 的大小未知 用作图法求解 Fa tFE 式 11 22 2 0 14 180 3 Fapfmssmms 5 求 由连杆机构杆件的加速度和长度计算出角加速度2 34 逆时针 式 12 220 14385 7 tCBaancL rads 顺时针 式 13 3 30tDaC 顺时针 式 14 4 2263 1448 taEFEncaL rs 3 2 2 动态静力分析 1 对机构进行运动分析 根据对连杆机构计算选出的长度比例尺 速度比例尺 加速度比例尺 画出机构简图I v a 和速度多边形 2 确定各构件的惯性力和惯性力偶矩 一般情况下 设计一台新机器最重要的是确定机器中每个小零件的尺寸 而在确定小零件尺寸 首先要对各个进行受力静力分析 转动惯量计算和强度校核 最后才能确定各部件的大小尺寸 a 计算各杆的质量及转动惯量 因为步进式工件输送机中大多数杆件都承受拉力或压力 所以对材料的力学性能要求较高 因 此我首选 45 号钢作为设计的材料 通过查询钢材密度表得到 45 号钢的密度为 37 810 kgm 根据质量 24dmlkg 转动惯量 12J 计算结果见表 1 表 1 杆件质量特性表 杆件 长度 mm 直径 mm 质量 kg 转动惯量 kg 2mABL 115 100 7 045 37 610 C 385 50 5 896 28DEL 550 80 21 564 354 9 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 10 EFL180 80 7 057 319 05 根据机构示意图发现在连杆机构中 各杆件除了 BC 杆外 其余各杆的惯性力都在机架上 所 以可以忽略不计 BC 杆的惯性力及惯性力偶矩为 式 225 8960 14 150 976BCBCaPmpskgmsN 15 式 3 3240 1222 85 7 8 tBSSBSaBCMJLJncL m 16 把惯性力 和惯性力偶 合并成一个总惯性力 但合成后的总惯性力与质心并不在CPBCMBCP 一个点上 与质心的距离 B h 36 7109 56 3hM 式 17 3 机构的动态静力分析 在进行动态静力分析时一般先将惯性力作为外力来分析 然后逐个分析杆件的受力情况 分析杆件 EF 的受力情况 图 5 杆 EF 受力分析 由于整个杆件受力平衡 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 点取力矩 0FM 式 18 43GhR 340618Nm 341 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 11 E 点取力矩 式 19 0EM 5430612NmRhNm 5478 根据上面求出的 和 画出杆件 BC 的受力情况34 5 图 6 杆 BC 力的分析 从图上测量得到 54360RN 34280R b 对杆件 ED 和 CB 进行受力分析 图 7 杆 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 据这两个量来求得其他两个量 B 点力矩 0BM 式 20 435322GIRhhP 53101908471680 23NmNmNm 53 E 点力矩 0E 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 12 式 21 1253223IGRhPhh 47150 6207821092mNNmNm 12 其负号说明 的方向与原来假设方向相反 12 然后根据上面计算出的 和 画出力的矢量合成图 53R 12 图 8 力的矢量合成图 从图上测量得到 536RN 1207 c 根据上述求出的值再分析杆件 CB 的受力情况 设点 M 为 CB 杆的中点 对点 M 取矩 G 式 22 32122EGBIhPh 345RN 图 9 对杆件 CB 的受力分析 在画出杆件 CB 的力矢量图 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 13 图 10 连杆 CB 的力矢量图 从上图测量得到 321408RN d 计算连杆机构的平衡力 对杆件 1 进行受力分析 图 11 连杆 1 的机构的平衡图 取 式 23 0AM 211GpABRhFl 17286505PNmm 710PFN 3 3 杆件形状设计 在前面我已经把连杆机构中所有杆件的受力情况都分析好了 然后要根据受力情况和工作环境 来算出杆件的截面 3 3 1 杆件的类型 曲柄摇杆机构在步进式工件输送机中每个杆件都只收到拉力或压力 因此曲柄摇杆机构中的杆 件都属于拉压杆 3 3 2 钢材和截面的选择 1 拉压杆在手里是主要受到轴向力的作用 因此相对的力学性能要求较高 通过对比钢材的 力学性能 最后确定的材料为 45 号钢 45 号钢的各项力学性能如下 45 号钢力学性能BMPa Sa5 3 kgmEGPa 45 号钢 600 350 16 7800 206 2 选择截面尺寸 在之前我已经计算出了曲柄摇杆机构中各个杆件受到的力 根据理论力学和材料力学所学即可 求出杆件的最小横截面积 计算公式如下 式 24 max NA 许用应力 S 安全系数 S 必须大于 1 取 1 3 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 14 为极限屈服系数 查询机械设计手册得到 45 号钢的极限屈服系数为 350MPa 3501 269MPaS 为方便计算 先假设连杆 CB 的截面是圆形的 直径为 式 25 4107242 3 69 Ndm 从制造方面和结构稳定等因素考虑 基于制造困难和稳定性的考虑取 为初选参数2d 3 3 3 稳定性的校核 在曲柄连杆机构中 作用在杆件上的力过大时 杆件可能会出现失稳的现象 失稳的具体表现 就是杆件发生变形弯曲 一旦发生失稳现象 输送机将发生重大的工作误差 甚至瘫痪 因此机器 工作时 必须要避免失稳的发生 下面就来计算杆件的稳定性 图 12 轴销受力示意图 1 临界载荷的计算 曲柄摇杆机构中的杆件可以看作是铰支压杆 在之前的理论力学和材料力学中学过铰支压杆临 界载荷的计算 式 32 24343342206156478EdEdcrl lP KN 2 稳定性校核 查表得到 45 号钢的屈服应力 再算出杆件所能承受的最大轴向压应力 sMPa 式 33 225034468SdS KN 铰支压杆在受到轴向压力而不失稳的条件是受到的最大轴向压应力 P 不能大于 Pst 计算公式 如下 式 34 crstPstn 代表稳定安全系数 代表稳定许用压力t stP 步进式工件输送机在工作时 杆件受到的冲击属于中等冲击 因此 取 4 stn 式 35 428150107KNP 根据上述计算 杆件的最大承受压力已经确定 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 15 3 4 杆件间的联结设计 在一般情况下 两根杆件相连一般采用销轴连接 螺栓连接等方式 在步进式工件输送机的设 计中 我同样采用销轴连接的方式来用作曲柄摇杆机构中的各拉压杆之间的连接 3 4 1 剪切强度计算 销轴连接受力情况如下图所示 从图中可以发现销轴在连接处主要受到的力是剪切力 理论力 学和材料力学中剪切力的计算通常是将剪切力看作是均匀分布的 在销轴的剪切面上的作用的剪应 力不允许超过许用剪应力 即 式 26 QA P 4 Pd 许用剪切应力 的计算如下 式 27 40 1MaS 式 28 22 50441962dMPaPKN 3 4 2 挤压强度计算 当销轴用于杆件之间的连接时 销轴受到两个杆件同谁对他反向且不在同一直线上的拉力 对 这个拉力分析可发现这个拉力实际是作用在销轴表面的挤压应力 这个挤压应力过大时会是销轴发 生形变 甚至断裂 因此这个销轴受到的挤压应力不得超过销轴所能承受的最大挤压应力 一般情 况下 销轴受到的最大挤压应力 在销轴表面的中间部分 挤压应力为 销轴 孔的直径为bs bsF d 耳片的厚度为 t 最大挤压应力 与所受挤压应力 销轴 孔的直径 d 及耳片厚度 t 的bs 关系如下式 式 29 bFsTd Td 表示销轴表面与孔接触部分的径向投影 当最大挤压应力 超过销轴的许用压应力 时 销轴就会被破坏 因此为了防止销轴被bs bs 破坏 必须要求 式 30 bss 的值由销轴的极限压应力和安全系数相除得到 b 杆件连接处的许用载荷 式 31 40360bsPtdKN 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 16 第 4 章 电动机及联轴器的选用 4 1 选择电动机类型 电动机的类型根据动力源和工作要求选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机 电压 380V 4 1 1 选择电动机容量 送料机在工作时的阻力为 4000N 对送料机构进行受力分析如下图 图 4 有如下方程成了 m7 59F Mcos41cos486 952 30N213 计算得 根据设计要求送料机每分钟往返次数 N 30 次 则曲柄盘转速 n 30r min 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 17 平面连杆送料机构工作所需功率 kW56 2 950nM wP 电动机所需工作功率 kW 为 d d 传动装置的总效率为 231 按 机械课程设计手册 表 2 5 确定各部分效率为 联轴器效率 滚动轴承效率 一9 01 对 共五对 闭式齿轮传动效率 开式齿轮传动效率 代入得 9 02 98 03 7 47 9 08 25 所需电动机功率为 kWpwd 4 2 56 电动机额定转速根据生产机械的要求而选定 因载荷平稳 电动机额定功率 略大于即可 edP 本设计所采用的电动机的总功率为 2 94kW 由 机械课程设计手册 表 6 163 Y 系列电动机 技术数据 选电动机的额定功率 为 3 0kW edP 4 1 2 确定电动机转速 送料机构曲柄盘工作转速 n 30r min 通常 二级圆柱齿轮减速器为 故电动机转速的可选范围为 60 8 i min 124n 06 8 rrnid 故可选同步转速为 1000r min 4 2 电动机型号的选择 一般而言 选用高速电动机 电动机重量较小 价格便宜 但是总的传动比较大 总体尺寸价 格不一定低 但是选用低速电动机 电动机的重量较大 价格偏高 但是总的传动比小 总体尺寸 价格却不一定高 利弊权衡 从体积 价格以及总的传动比等考虑 本设计决定采用 Y132S 8 型电 动机 该型电机性能良好 可以满足要求 查 运输机械设计选用手册 它的主要性能参数如下表 表 1 Y132S 8 型电动机主要性能参数 满载 电动机型号 额定功率 kw 转速 r min 电流 A 效率 功率因数 cos Y132S 6 3 1000 7 2 83 0 76 起动电流 额定电流 起动转矩 额定 转矩 最大转矩 额定转 矩 重量 kg 6 5 2 0 2 2 63 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 18 4 3 联轴器的选用 本次传动装置的设计中 采用了联轴器 这里对其做简单介绍 联轴器是机械传动中常用的部 件 它用来把两轴联接在一起 机器运转时两轴不能分离 只有在机器停车并将联接拆开后 两轴 才能分离 联轴器所联接的两轴 由于制造及安装误差 承载后的变形以及温度变化的影响等 往往不能 保证严格的对中 而是存在着某种程度的相对位移 这就要求设计联轴器时 要从结构上采取各种 不同的措施 使之具有适应一定范围的相对位移的性能 根据对各种相对位移有无补偿能力 即能否在发生相对位移条件下保持联接的功能 联轴器 可分为刚性联轴器 无补偿能力 和挠性联轴器 有补偿能力 两大类 挠性联轴器又可按是否具 有弹性元件分为无弹性元件的挠性联轴器和有弹性元件的挠性联轴器两个类别 4 3 1 刚性联轴器 这类联轴器有套筒式 夹壳式和凸缘式等 凸缘联轴器是把两个带有凸缘的半联轴器联成一体 以传递运动和转矩 凸缘联轴器的材料可用灰铸铁或碳钢 重载时或圆周速度大于 30m s 时应用铸 钢或碳钢 由于凸缘联轴器属于刚性联轴器 对所联两轴的相对位移缺乏补偿能力 故对两轴对中 性的要求很高 当两轴有相对位移存在时 就会在机件内引起附加载荷 使工作情况恶化 这是它 的主要缺点 但由于构造简单 成本低 可传递较大转矩 故当转速低 无冲击 轴的刚性大 对 中性较好时亦常采用 4 3 2 挠性联轴器 这类联轴器因具有挠性 故可补偿两轴的相对位移 但因无弹性元件 故不能缓冲减振 常用 的有以下几种 1 无弹性元件的挠性联轴器 1 十字滑块联轴器 十字滑块联轴器由两国在端面上开有凹槽的半联轴器和一个两面带有凸牙的中间盘所组成 因 凸牙可在凹槽中滑动 故可补偿安装及运转时两轴间的相对位移 这种联轴器零件的材料可用 45 钢 工作表面须进行热处理 以提高其硬度 要求较低时也可 用 Q275 钢 不进行热处理 为了减少摩擦及磨损 使用时应从中间盘的油孔中注油进行润滑 因为半联轴器与中间盘组成移动副 不能发生相对转动 故主动轴与从动轴的角速度应相等 但在两轴间有相对位移的情况下工作时 中间盘就会产生很大的离心力 从而增大动载荷及磨损 因此选用时应注意其工作转速不得大于规定值 这种联轴器一般用于转速 轴的刚度较大 且无剧烈冲击处 效率250 minr 这里 为摩擦系数 一般取为 0 12 0 25 为两轴间径向位移量 单位为 1 3 5 yfd f y 为轴径 单位为 m 2 滑块联轴器 这种联轴器与十字滑块联轴器相似 只是两边半联轴器上的沟槽很宽 并把原来的中间盘改为 两面不带凸牙的方形滑块 且通常用夹布胶木制成 由于中间滑块的质量减小 又具有较高的极限 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 19 转速 中间滑块也可用尼龙 6 制成 并在配制时加入少量的石墨或二硫化钼 以便在使用时可以自 行润滑 这种联轴器结构简单 尺寸紧凑 适用于小功率 高转速而无剧烈冲击处 3 十字轴式万向联轴器 这种联轴器可以允许两轴间有较大的夹角 夹角 最大可 达 而且在机器运转时 035 4 夹角发生改变仍可正常传动 但当 过大时 传动效率会显著降低 这种联轴器的缺点是 当主动 轴角速度为常数时 从动轴的角速度并不是常数 而是在一定范围内变化 因而在传动中将产生附 加动载荷 为了改善这种情况 常将十字轴式万向联轴器成队使用 这种联轴器结构紧凑 维护方便 广泛应用于汽车 多头钻床等机器的传动系统中 小型十字 轴式万向联轴器已标准化 设计时可按标准选用 4 齿式联轴器 这种联轴器能传递很大的转矩 并允许有较大的偏移量 安装精度要求不高 但质量较大 成 本较高 在重型机械中广泛使用 5 滚子链联轴器 滚子链联轴器的特点是结构简单 尺寸紧凑 质量小 装拆方便 维修容易 价廉并具有一定 的补偿性能和缓冲性能 但因链条的套筒与其相配件间存在间隙 不宜用于逆向传动 起动频繁或 立轴传动 同时由于受离心力影响也不宜用于高速传动 2 有弹性元件的挠性联轴器 这类联轴器因装有弹性元件 不仅可以补偿两轴间的相对位移 而且具有缓冲减振的能力 弹 性元件所能储存的能量愈多 则联轴器的缓冲能力愈强 弹性元件的弹性滞后性能与弹性变形时零 件间的摩擦功愈大 则联轴器的减振能力愈好 弹性套柱销联轴器 这种联轴器的构造与凸缘联轴器相似 只是套有弹性套的柱销代替了联接螺栓 因为通过蛹状 的弹性套传递转矩 故可缓冲减振 这种联轴器制造容易 装拆方便 成本较低 但弹性套易磨损 寿命较短 他适用于联接载荷平稳 需正反转或起动频繁的传递中小转矩的轴 2 弹性柱销联轴器 这种联轴器与弹性套柱销联轴器很相似 但传递转矩的能力很大 结构更为简单 安装 制造 方便 耐久性好 也有一定的缓冲和吸振能力 允许被联接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向 位移和角位移 适用于轴向窜动较大 正反转变化较多和起动频繁的场合 3 梅花形弹性联轴器 这种联轴器的半联轴器与轴的配合孔可作成圆柱形或圆锥形 装配联轴器时将梅花形弹性件的 花瓣部分夹紧在两半联轴器端面凸齿交错插进所形成的齿侧空间 以便在联轴器工作时起到缓冲减 振的作用 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 20 第 5 章 减速机构的设计 5 1 总传动比 已知送料机构曲柄盘工作转速 n 30r min 所选用电动机工作转速为 1440r min 则电机与曲柄 之间的总传动比为 32096 nwmi 5 2 分配传动比 为使传动装置尺寸协调 结构匀称 不发生干涉现象 选开式齿轮传动比 5 23 i 则减速器的传动比为 8 125 3 i减 考虑两级齿轮润滑问题 两级大齿轮应该有相近的浸油深度 则两级齿轮的高速级与低速级传 动比的值取为 1 3 取 21 ii 则 483 1 i 412 i减 5 3 运动和动力参数计算 5 3 1 各轴的转速 1 轴 min 960rn 2 轴 i 2412i 3 轴 in 75 302rin 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 21 曲柄轴 min 305 273rinw 5 3 2 各轴的输入功率 1 轴 kwP97 10 2 轴 k81 2023 3 轴 96 8 2 曲柄轴 kwP5 7 976434 5 3 3 各轴的输入转矩 1 轴 mNnT 2960 59011 2 轴 P 4 18 522 3 轴 mNnT 02 35679 29509033 曲柄轴 P 7 84 44 5 3 4 整理列表 轴 名 功率kwP 转矩 mNT 转速 in r传动 比 1 轴 2 97 29 55 960 1 2 轴 2 881 114 64 240 4 3 轴 2 796 356 02 75 3 2 电 机轴 2 685 854 73 30 2 5 5 4 高速级齿轮的设计 5 4 1 选精度等级 材料和齿数 采用 7 级精度由表 6 1 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 22 选小齿轮齿数 201 Z 大齿轮齿数 取84 i 02 Z 5 4 2 按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算 即 3211 2 HEdttuTkd 1 确定公式各计算数值 1 试选载荷系数 6 tK 2 计算小齿轮传递的转矩 mNT 5 91 3 小齿轮相对两支承非对称分布 选取齿宽系数 8 0 d 4 由表 6 3 查得材料的弹性影响系数 2 1 9MPaZE 5 由图 6 14 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim 大齿轮的接触疲劳强度极限 52 6 由式 6 11 计算应力循环次数 91 1038 3 960 hjLnN8214 38 7 由图 6 16 查得接触疲劳强度寿命系数 6 01 NZ9 02 NZ 8 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 由式 10 12 得 MPaSHN516608 lim1 ZH 499 2li2 9 计算 试算小齿轮分度圆直径 代入 中的较小值td1 H mdt 05 37 498 58 0296 3231 计算圆周速度 v 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 23 smndvt 86 16095 3714 601 计算齿宽 btd 2 81 计算齿宽与齿高之比 b h 模数 mZmtnt 53 120 71 齿高 89 7 4 3 7 45 hbnt 计算载荷系数 K 根据 7 级精度 查得动载荷系数smv 82 1 05 1 VK 假设 由表查得NFtA0 H 由表 5 2 查得使用系数 25 1A 由表查得 93 K 查得 261F 故载荷系数 697 123 0 HVA 10 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式可得 mdtt 78 36 1 9 05 37 31 11 计算模数 Zm8 2 1 5 4 3 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 321 FSdnYZKT 1 确定公式内的计算数值 由图 6 15 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaE501 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 F382 由图 6 16 查得弯曲疲劳寿命系数 85 01 NZ 2N 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 3 由式 10 12 得 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 24 MPaSZFENF 9 326 15081 FEF 7 22 计算载荷系数 654 120 51 FVAK 2 查取齿形系数 由表 6 4 查得 8 21aY 2a 3 查取应力校正系数 由表 6 4 查得 5 1 Sa75 2Sa 4 计算大小齿轮的 并比较 F Sa 0149 263751 26 9 821 FSaFY 大齿轮的数据大 5 设计计算 mm6 1049 208 15964133 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 可 取有弯曲强度算得的模数 1 66mm 于是取标准值 m 2 0mm 并按接触强度算得的分度圆直径 d78 31 算出小齿轮齿数 取92 1 Z1Z 大齿轮齿数 取6942 i 5 4 4 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 mZd152763892 2 计算中心距 mda952 138 3 计算齿宽宽度 取 32mmb4 0 1 序号 名称 符号 计算公式及参数选择 1 齿数 Z 19 76 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 25 2 模数 m 2mm 3 分度圆直径 21dm152 38 4 齿顶高 ah 5 齿根高 f 5 2 6 全齿高 hm 4 7 顶隙 c0 8 齿顶圆直径 21 d156 2 9 齿根圆直径 43f 47 3 10 中心距 am9 5 5 低速级齿轮 1 计算分度圆直径 mZdm27039840 21 2 计算中心距 a1 1 3 计算齿宽宽度 取 68mmbd 684 0 序号 名称 符号 计算公式及参数选择 1 齿数 Z 28 90 2 模数 m 3mm 3 分度圆直径 21dm270 84 4 齿顶高 ah3 5 齿根高 f 75 6 全齿高 hm 6 7 顶隙 c0 8 齿顶圆直径 21 d27 9 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 26 9 齿根圆直径 43fdm5 26 7 10 中心距 a1 5 6 开式齿轮 1 计算分度圆直径 mZdm30475120 21 2 计算中心距 a 1 3 计算齿宽宽度 取 96mmbd9608 序号 名称 符号 计算公式及参数选择 1 齿数 Z 30 75 2 模数 m 4mm 3 分度圆直径 21dm30 12 4 齿顶高 ah4 5 齿根高 f 5 6 全齿高 hm9 7 顶隙 c1 8 齿顶圆直径 21 d308 2 9 齿根圆直径 43f 9 10 中心距 am1 5 7 轴系结构设计 根据箱体结构取定下列尺寸 符号含义见箱体设计处 箱体内部宽度 0232132 15LB 调整间隙如下 102 轴承端盖螺钉 GB T5783 M8X25 总长 6 4l 端盖厚度 轴承选 6005A 6 9 30d 调整垫片厚度 2l 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 27 轴承座的厚度 52 1022 凸 台 高 度cl 挡油环预定宽度 8hB 高速轴轴颈处的线速度 smdnv 2 9 06750 21486 因此 轴承的润滑方式选用油脂润滑 取 83 5 7 1 高速轴的轴系结构设计 1 轴的结构尺寸设计 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴 共分五段 其中第 IV 段为齿轮 如图 5 所示 2 选择轴的材料及热处理 由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴 由于减速器传递的功率不大 对其重量和尺寸也无特 殊要求故选择其材料须与齿轮材料相同为常用材料 45 钢 调质处理 热处理为氮化 取材料系数 112 所以 该轴的最小轴径为 mnPAd32 16907 123301 考虑到该段开键槽的影响 轴径增大 6 于是有 标准化取11 6 6 7 d 18d 初估轴径后 就可按轴上零件的安装顺序 从左端开始确定直径 其他各段轴径 长度的设计计算依据和过程见下表 图 4 高速轴结构尺寸设计 阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果 第 I 段 311nPCd 1 6 dd 考虑键槽影响 541L 16 3 18 16 3 60 第 II 段 2h Bd 42 23 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 28 第 III 段 51332 dBLh27 25 第 IV 段 a14 8831 第 V 段 5 6Ld 6 31 3 轴承的选择 轴承采用 6205 型深沟球轴承 主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷 大量生产 价 格最低 内径 d 25mm 外径 D 47mm 宽度 B 12mm 4 轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性 齿轮与轴选用过盈配合 H7 r6 与轴承内圈配合轴劲选用 k6 齿轮与 大带轮均采用 A 型普通平键联接 分别为 10 25 GB1096 1979 及键 10 40 GB1096 1979 5 轴上倒角与圆角 为保证 6008 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面 根据轴承手册的推荐 取轴肩圆角半径为 1mm 其他轴肩圆角半径均为 2mm 根据标准 GB6403 4 1986 轴的左右端倒角均为 1 450 6 强度校核计算 a 求作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为 根据 机械设计 轴的设计计算部分未作说明dm75 皆查此书 式 10 14 则 NFNtgdTantrt06 1320 16cos 382953 p 5 b 求轴上的载荷 详细过程以轴 2 为例 其他轴类似不一一复述 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图 在确定轴承支点位置时 从手册中查取 a 值 对于 6205 型深沟球轴承 由手册中查得 a 17mm 因此 轴的支撑跨距为 L1 172mm 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 C 是轴的危险截面 先计算出截面 C 处的 MH MV 及 M 的值列于下表 载荷 水平面 H 垂直面 V 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 29 支反力 F NNH143 NFH126 NFNV2371 56 C 截面 弯矩 M mLNH 8532 mMLaNV 1432 总弯矩 MV 6858222max 扭矩 T 90 c 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据式 15 5 及上表中的数据 以及轴单向旋转 扭转切应力 取 轴的计算应力6 0 MpaWTMca 1 2818 0295064 3222 已选定轴的材料为 40Cr 调质处理 由表 15 1 查得 因此 故安7P 1 1 c 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 30 全 5 7 2 中间轴的轴系结构设计 1 轴的结构尺寸设计 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴 共分五段 其中第 II 段和第 IV 段为齿轮 如 下图 6 所示 由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴 因此其材料须与齿轮材料相同 均为合金钢 热处理为渗 碳淬火 取材料系数 012A 所以 有该轴的最小轴径为 233210 8125 640PdAmn 因键槽开在中间 其影响不预考虑 标准化取 21d 其他各段轴径 长度的设计计算依据和过程见下表 表 5 中间轴结构尺寸设计 阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果 第 I 段 23210PdAn 由轴承尺寸确定 轴承预选 6006 2B 1hL 30 37 5 第 II 段 212 0dd 考虑键槽影响 2 齿 宽2L35 34 第 III 段 231 0dd 412 41 11 5 第 IV 段 齿 宽24L 35 71 附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 31 第 V 段 215d