畢業(yè)論文 畢業(yè)設計 專用精壓機機組設計

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專用精壓機機組設計畢業(yè)論文姓 名: 黃廣壇系 （部）： 機械工程系班 級:09 機械制造與自動化（1）班 學 號: 090402131指 導 老 師: 何秋梅I目 錄目錄 I第一章 緒論 11.1 專用精壓機總體介紹 .11.2 上料機器人 .21.3 精壓機 .2第二章 專用精壓機機構的結構分析 72.1 專用精壓機主體單元機構示意圖的繪制 .72.2 專用精壓機主體單元機構自由度分析計算 .8第三章 機械動力與傳動系統(tǒng)設計 103.1 設計數(shù)據(jù)及設計內容 .103.2 電動機類型選擇 .103.3 電動機額定功率的選擇 .103.4 電動機額定轉速的選擇 .113.5 傳送裝置的總傳動比及分配 .11第四章 帶傳動和鏈傳動 134.1 引言 134.2 帶傳動設計與分析 134.3 鏈傳動設計與分析 20第五章 精壓機齒輪傳動系統(tǒng)設計 255.1 引言 .255.1 精壓機圓柱齒輪減速器中的齒輪傳動設計 .255.2 開式齒輪設計 285.3 精壓機圓錐齒輪傳動設計 .315.4 鏈板輸送機中的蝸桿傳動設計 33第六章 機械聯(lián)接 366.1 引言 366.2 大帶輪與減速器高速軸的鍵聯(lián)接設計與計算 .366.3 連桿蓋與連桿體之間的螺紋聯(lián)接 .37第七章 軸系零部件設計與分析 387.1 精壓機主機所用的減速器高速軸軸系零部件的設計與分析 .387.2 高速軸上的滾動軸承校核計算 .447.3 曲軸連桿處滑動軸承校核計算 .45第八章 沖壓機構的分析與設計 468.1 原始數(shù)據(jù)和設計要求 .468.2 設計內容 .468.3 設計方法與步驟 .46第九章 送料凸輪機構的分析與設計 479.1 設計要求 479.2 設計過程 .47設計總結 49致謝 50參考文獻 511第一章 緒論1.1 專用精壓機總體介紹本論文介紹的專用精壓機機組用于薄壁鋁合金制件的靜壓深沖生產，它的功能是將薄壁鋁板沖壓成為深筒形。薄壁鋁板是坯料，深筒形鋁筒是成品。薄壁鋁板捆扎成一定高度，由其他車間運至靜壓機機組一側，等待沖壓。精壓機機組由三個機械單元組成：其一為上料機器人；其二為精壓機，是機組的主單元；其三為鏈式運輸機。三個單元的布置如圖 1.1 所示：圖 1.1 精壓機總體布置圖1．專用精壓機機組的設計要求與原始數(shù)據(jù)（1） 沖壓執(zhí)行構件具有快速接近工件、等速下行拉延和快速返回的運動特性。（2） 精壓成形制品生產率約每分鐘 50 件（3） 上模移動總行程為 280mm，其拉延行程置于總行程的中部，約 100mm（4） 行程速比系數(shù)（沖頭回收行程平均速度與沖頭下沖平均速度之比）K≥1.3。（5） 沖頭壓力為 60KN。（6） 送料機構的送料推板的推力為 30N，推送距離為 150mm，推送時間為 0.5s；頂料機構的頂桿推力為 10N，頂送距離為 80mm，頂料時間為 0.3s。以上推力已考慮了自重。（7） 機器運轉不均勻系數(shù) δ 為 0.05。（8） 板鏈式輸送機運行速度為 0.32m/s，輸送物品最大質量為 20kg/m2。2．精壓機機組的工藝動作（1） 先由上料機器人將捆扎好的薄鋁板坯料放到精壓機主單元工作平臺的料槽中。（2） 由精壓機的送料機構將料槽中的薄鋁板坯料推送到精壓機的下模待沖壓位置。（3） 精壓機的送料機構回縮以后，其沖壓機構的上模（沖頭）開始沖壓薄鋁板，使之鏈式輸送機 精壓機主體上料機器人鋁板原料2成形。（4） 沖壓成形后，由精壓機的頂料機構將成品頂出模腔。（5） 精壓機的送料機構又開始推送薄鋁板坯料，同時將已沖壓好的成品推送到精壓機的工作平臺的斜槽，再由斜槽滑向鏈式運輸機。（6） 由鏈式輸送機再將成品運至指定地點。3．精壓機主單元運動傳遞路線精壓機主單元的運動傳遞路線如圖 1.2 所示。圖 1.2 精壓機主單元的運動傳遞路線1.2 上料機器人上料機器人及其組成如圖 1.3 所示。上料機器人由機座、大轉臂機構、小轉臂機構、螺旋提升機構、抓去機構組成。圖 1.3 上料機器人1.3 精壓機精壓機是專用精壓機機組的主體單元。精壓機及其組成如圖 1.4、圖 1.5 和圖 1.6 所示，精壓機由傳動系統(tǒng)、沖壓機構送料機構、頂料機構、機架組成。電動機 帶傳動頂料機構（圓柱凸輪機構）單級圓柱齒輪減速器開式圓柱齒輪傳動沖壓機構（連桿機構）送料機構（凸輪機構） 鏈傳動錐齒輪機構3圖 1.4 精壓主體 圖 1.5 精壓機的構成圖 1.6 精壓機的組成（1）傳動系統(tǒng)傳動系統(tǒng)及其組成如圖 1.7 和 1.8 所示。它由電動機及 V 帶傳動、一級斜齒圓柱齒輪傳動、一級開式直齒圓柱齒輪傳動（大齒輪兼作飛輪，圖中未畫出）及一級開式直齒圓錐齒輪傳動四部分組成。電動機帶動 V 帶傳動機構， V 帶傳動通過一級斜齒圓柱齒輪傳動將動力分別傳給一對開式直齒圓柱齒輪和一對開式直齒圓錐齒輪傳動。開式直齒圓柱齒輪傳動將動力傳給沖壓機構，開式直齒圓錐齒輪傳動將動力傳給一根立軸，立軸上裝有凸輪與小鏈輪，分別為送料傳動系統(tǒng)頂料機構機架送料機構沖壓機構4機構和頂料機構提供動力。1.電動機及 V 帶傳動 2.錐齒輪傳動 3.斜齒圓柱齒輪傳動 4.直齒輪圓柱齒輪傳動 圖 1.7 傳動系統(tǒng) 圖 1.8 傳動系統(tǒng)的組成（2）沖壓機構沖壓機構及其組成如圖 1.9 所示。沖壓機構是一個曲柄滑塊機構，曲軸 6 是曲柄，連桿由連桿蓋 4、連桿體 12 及連接它們的雙頭螺柱及螺母 11 構成，連桿通過下端的是球形頭與滑塊 13 相連，滑塊的下端裝有上模 14；曲柄滑塊機構的動力由齒輪 8 傳入。螺釘 2的作用是將軸承 1 固定在機架上；軸瓦 3 的作用是支承曲軸 6；軸端擋圈 9 的作用是齒輪8 進行軸向固定；油嘴 5 的作用是加潤滑油潤滑軸承。1.滑動軸承座；2.螺釘；3.軸瓦；4.連桿蓋；5.油嘴；6.曲軸；7.鍵；8.齒輪（兼作飛輪） ；9.軸端檔圖； 10.螺釘；11.雙頭螺柱及螺母；12.連桿體；13.滑塊；14.上模圖 1.9 沖壓機構的組成（3）送料機構5送料機構如圖 1.10 所示。送料機構是一個凸輪機構（凸輪 5、直動滾子推桿 2） 。立軸 6 帶動凸輪 5 轉動，凸輪 5 推動推桿 2，推桿 2 推動橫梁組件 1，橫梁組件 1 上裝有推料板 7 及導向桿 9。導向桿 9 的作用是防止推料板 7 產生偏移。兩個彈簧 4 的作用是讓直動滾子推桿 2 與凸輪 5 保持接觸，使推料板 7 能連續(xù)往復運動，完成推送坯料的動作。兩個華東支承 3 固定在機架上，分別支承著直動滾子推桿 2 和導向桿 9。1.橫梁組件；2.推桿；3.滑動支承；4.彈簧；5.凸輪；6.立軸；7.推料板；8 滑動架；9.導向桿圖 1.10 送料機構（4）頂料機構頂料機構如圖 1.11 所示。頂料機構由一個鏈傳動機構與圓柱凸輪機構組合而成。小鏈輪 5 裝在立軸 1 上，小鏈輪 5 通過鏈條 6 帶動大鏈輪 4，大鏈輪與一圓柱凸輪組合為一體，由此帶動圓柱凸輪轉動，圓柱凸輪推動直動滾子推桿 2，使其進行上、下往復運動，完成頂料的動作?；瑒又С?3 固定在機架上，它的作用是支承直動滾子推桿 21.立軸；2.推桿；3.滑動支承；4.大鏈輪圖柱凸輪組合；5.小鏈輪；6.料條6圖 1.11 頂料機構1． 鏈式輸送機鏈式輸送機及其組成如圖 1.12 所示。圖 1.12 鏈式輸送機7第二章 專用精壓機機構的結構分析專用精壓機的各機構中應用了許多運動副，如下圖所示。圖 2.1 專用精壓機主機中的低副圖 2.2 專業(yè)精壓機主機中的高副2.1 專用精壓機主體單元機構示意圖的繪制專用精壓機主體單元由沖壓機構，送料機構、頂料機構、傳動系統(tǒng)組成。傳送系統(tǒng)由電動機、V 帶傳動、單極圓柱齒輪減速機、一級開式齒輪傳動（兼作飛輪）組成；沖壓機構由曲柄滑塊機構組成；送料機構為一凸輪機構；頂料機構由鏈傳動與凸輪機8構組成。為了表達各個機構之間的運動的傳遞情況和構造特征，可繪制其機構示意圖。專用精壓機主體單元是一個復雜的機械系統(tǒng)，各機構又呈空間配置，難以選出對各個機構都合適的視圖平面，但應能使主要機構表達充分、清楚。專用精壓機主體單元機構示意圖如圖 2.3 所示。1-電動機；2-V 帶傳動；3-減速器；4-齒輪傳動（大齒輪兼作飛輪） ；5-曲軸；6-連桿；7-上模沖頭；8-頂料桿；9 頂料凸輪；10-傳動鏈；11-推料板；12-凸輪直動推桿13-盤形凸輪；14 立軸；15-圓錐齒輪傳動圖 2.3 精壓機主體單元機構示意圖2.2 專用精壓機主體單元機構自由度分析計算為了簡單地說明問題，下面僅取傳動機構和沖壓機構這部分進行自由度計算，如圖2.4 所示。有三處屬于轉動副重復，A、B、C 轉動副重復，只計算一個；F、G 轉動副重復，只計算一個；I、K 轉動副重復，只計算一個。無局部自由度，無復合鉸鏈。至此，該機構共有 6 個運動機構，7 個低副（在 A、F、I、J、L、N 處均為轉動副，M處為移動副） ，3 個高副，故根據(jù)機構自由度計算公式可以求得機構的自由度為F=3n-2p1-ph=3 6-2 7-3=1?該機構有一個原動件，原動件的數(shù)目等于自由度，故該機構有確定運動。9圖 2.4 傳動機構和沖壓機構10第三章 機械動力與傳動系統(tǒng)設計3.1 設計數(shù)據(jù)及設計內容設計數(shù)據(jù)包括：①精壓成形制品生產率約 50 件/min 。②上模沖頭移動總行程為 280 mm，其拉延行程置于總行程的中下部，值 s 為 100 mm 。③沖頭壓力 F=60 kN 。設計內容包括：選擇電動機類型、功率、轉速，計算傳送裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)等。3.2 電動機類型選擇本案例屬小型壓力機，對動力無特殊要求。按工作要求和工作條件，并考慮經(jīng)濟性和可維護性，選用一般用途的 Y 系列三相異步電動機（IP44 ） 。3.3 電動機額定功率的選擇精壓機連續(xù)工作，所選電動機的額定功率稍大于所需電動機的輸出功率即可。（1）工作機所需要功率 Pw 的計算按工作循環(huán)的總能量與工作循環(huán)的時間計算總能量來選擇電動機，由題意知生產率約50 件/min，則每秒生產：50/60=0.83 件 。整個沖壓工作循環(huán)時間為 t=（ 1/0.83）s =1.2 s ?？梢哉J為，工作循環(huán)的總能量主要集中在沖壓裝置，沖壓過程的能量又主要集中在拉延行程，所以工作循環(huán)的平均能量：A=Fs=60 000 100 0.001 J =6000 J?因此 =Fv/1000=FS/（1000t）=6000/（1000 1.2）kW = 5 kWwP（2）電動機額定功率的選擇從電動機至滑塊，主傳送系統(tǒng)示意圖如圖 3.1 所示。圖 3.1 主傳動系統(tǒng)示意圖11其效率按串聯(lián)計算，可得3hdkcbc2gzv · · ηηηηηη ?7.09.47.09.5???分別為傳送過程中帶傳動、滾動軸承、閉式齒輪、開式齒hd kc b gz vηηηηη 、、、、輪、曲軸與機架，曲軸與連桿、連桿與滑塊的滑動軸承的傳送效率?？傻?kWP49.67.05wd??η考慮推、送料機構需要加上 10%，則負載平均功率為 7.1 kW 。參照資料，選取標準值： k.ed3.4 電動機額定轉速的選擇生產率約 50 件/min，則工作機最后的轉速，查表參數(shù)，可估算電動機額定轉速的范圍：精壓機工作轉速一般，故采用同步轉速為 1500 r/min 的電動機。有表可查得：同步轉速為 1500 r/min、額定功率為 7.5 kW 時，電動機型號為 Y132M-4，額定轉速 。min/r140n?3.5 傳送裝置的總傳動比及分配（1）計算總傳送比（2）傳送比分配為了使傳送系統(tǒng)外形尺寸大小、結構緊湊，采用較多的傳送級數(shù)和每級傳送比較小的方式。曲軸剛性大，轉速也不低，擬安排曲軸上的大齒輪兼作了飛輪軸?；谏鲜隹紤]，從電動機至曲軸，安排了 V 帶傳動、閉式齒輪傳送和開式齒輪傳送三級傳送，按表推薦的值，取 V 帶傳動的傳送比為 ，取閉式齒輪傳送的傳送比為 ，則開式齒輪傳5.2iv?3ibc?動的傳送比為（3）計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)①Ⅰ軸（電動機軸） ， 則r/min140n,kW5.7?IP1vwbck =9n(i)n (24)36()507r/i????～ ～ ～～z1win/=40/528. (r/min)?zkcvb8.i34???7.595 =049. (Nm)1PT???ⅠⅠ Ⅰ12②Ⅱ軸（減速器高速軸）③Ⅲ軸（減速器低速軸）④Ⅳ軸（曲軸） mNnPT rri kWIVIVckIIV ·67.12·5037.6950in/50i/)84/12(/ 3.9 ·gz ???ηηP7.5 09=.125(kW)v????Ⅱ Ⅰ /in14/6 r/minⅡ Ⅰ .98.3(N)T??ⅡⅡ ⅡP7.125 0.97=6.4(k)gzbc????Ⅲ Ⅱ 684950 =32 mn.T??ⅢⅢ Ⅲ 0. (N)1.?ⅢⅢ Ⅲ13第四章 帶傳動和鏈傳動4.1 引言帶傳動和鏈傳動是一種較為常用的、低成本的傳動裝置。它們都是通過撓性傳動件，在兩個或多個傳動輪之間傳遞運動和動力。它們具有許多優(yōu)點，如何在具有較大中心距的兩軸間傳遞運動和動力而不必擔心機構過于笨重；設計人員在布置電動機的時，無需精確固定電動機的空間位置便可以非常自由地選擇合適的安裝位置。在精壓機的主傳動系統(tǒng)設計中，考慮到帶傳動屬于摩擦傳動，傳遞的力矩不能太大，再加上它傳動平穩(wěn)，能緩沖減壓，對機器有過載保護作用，因而把傳動放在高速級。精壓機的頂料機構對運動的平穩(wěn)性和精確性要求不高，因此可采用鏈傳動。具體位置如圖 4.1所示。圖 4.14.2 帶傳動設計與分析一. 主要失效形式和設計準則V 帶傳動的主要失效形式是打滑和疲勞斷裂。因此， V 帶傳動的設計準則是保證帶傳動在不打滑的前提下具有一定的疲勞壽命。二. 設計數(shù)據(jù)及設計內容設計的原始數(shù)據(jù)包含：需要傳遞的功率 P，轉速 n1、n2（或傳動比 i）及工作條件。設計內容包括：選擇帶的型號，確定長度 L、根數(shù) Z、傳動中心距 a、帶輪基準直徑及結構尺寸等。帶傳動鏈傳動14三．設計說明精壓機中的 V 帶傳動載荷變動較大，采用一班制工作。在第 3 章中，確定使用 Y 系列異步電動機，傳動功率 P=7.5kW,主動帶輪轉速 n1=1 440 r/min，傳動比為 i=2.5。1.確定設計功率 PcPc=KA P由表 4-1 查得 KA=1.2，故Pc = KA P = 1.2 7.5 = kW = 9 kW?【說明】所用的計算公式、圖表源自 GB/T13575.1-92。KA 為工作情況系數(shù)，是考慮載荷性質和動力機工作情況對帶傳動能力的影響而引進的大于 1 的可靠系數(shù)，其選取詳見表 4.1。在本實例中，根據(jù)載荷變動比較大，一班制工作，Y 系列異步電動機的要求，選擇 KA=1.2。表 4-1 工作情況系數(shù) KA原動機I 類 II 類一天工作時間/h工作機＜10 10~16 ＞16 ＜10 10~16 ＞16載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（≤5kW ）；離心式壓縮機；輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動較小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（＞7.5kW ）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式提升機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和土木機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機，棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8注：軟啟動類動力機為工作較平穩(wěn)的動力機，如普通籠型交流電動機、同步電動機。并激直流電動機。硬啟動類動力機為工作震動較大的動力機，如各種非普通籠型交流電動機、復激或串激直流電動機，單缸發(fā)動機，轉速小于 600 r p m 的內燃機等。2. 確定 V 帶的型號考慮到帶傳動是整個機構中的易損壞環(huán)節(jié)，其故障將影響整個機構，而且相對于整個機構而言，帶傳動的成本微不足道，所以本實例中選用承載能力更高的窄 V 帶。根據(jù) Pc=9kW 幾 n1=1 440 r/min，查表 2-4 確定選用 SPZ 型的窄 V 帶?！菊f明】（1）表 4-2 為普通 V 帶型號選擇圖。根據(jù) P=Fv 可知，轉速一定時，功率越大，帶中拉力越大，所需選擇的帶型就越大；功率一定時，轉速越大，帶中拉力越小，所需選擇的15帶型越小。表 4-2 單根普通 V 帶的基本額定功率 P0(α1=α2=180°，特定長度，載荷平穩(wěn)) 單位： kW小帶輪轉速 min型號小帶輪基準直徑/mm 200 400 730 800 980 1200 1460 1600 1800 2000 2400 280020 0.02 0.02 0.02 0.03 0.03 0.03 0.04 0.0425 0.03 0.03 0.03 0.04 0.05 0.05 0.05 0.06 0.0728 0.03 0.04 0.04 0.05 0.05 0.06 0.06 0.07 0.0831.5 0.03 0.04 0.04 0.05 0.06 0.06 0.07 0.07 0.09 0.1035.5 0.04 0.05 0.05 0.06 0.06 0.07 0.07 0.08 0.09 0.1140 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.10 0.11 0.12 0.1445 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.11 0.11 0.12 0.14 0.16Y50 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.11 0.12 0.13 0.14 0.16 0.1850 0.06 0.09 0.10 0.12 0.14 0.16 0.17 0.18 0.20 0.22 0.2656 0.06 0.11 0.12 0.14 0.17 0.19 0.20 0.22 0.25 0.30 0.3363 0.08 0.13 0.15 0.18 0.22 0.25 0.28 0.30 0.32 0.37 0.4171 0.09 0.17 0.20 0.23 0.27 0.31 0.33 0.36 0.39 0.46 0.5080 0.14 0.20 0.22 0.26 0.30 0.36 0.39 0.41 0.44 0.50 0.56Z90 0.14 0.22 0.24 0.28 0.33 0.37 0.40 0.44 0.48 0.54 0.6075 0.16 0.27 0.42 0.45 0.52 0.60 0.68 0.73 0.78 0.84 0.92 1.0080 0.18 0.31 0.49 0.52 0.61 0.71 0.81 0.87 0.94 1.01 1.12 1.2290 0.22 0.39 0.63 0.68 0.79 0.93 1.07 1.15 1.24 1.34 1.50 1.64100 0.26 0.47 0.77 0.83 0.97 1.14 1.32 1.42 1.54 1.66 1.87 2.05112 0.31 0.56 0.93 1.00 1.18 1.39 1.62 1.74 1.89 2.04 2.30 2.51125 0.37 0.67 1.11 1.19 1.40 1.66 1.93 2.07 2.25 2.44 2.74 2.98140 0.43 0.78 1.31 1.41 1.66 1.96 2.29 2.45 2.66 2.87 3.22 3.48A160 0.51 0.94 1.56 1.69 2.00 2.36 2.74 2.94 3.17 3.42 3.80 4.06125 0.48 0.84 1.34 1.44 1.67 1.93 2.20 2.33 2.50 2.64 2.85 2.96140 0.59 1.05 1.69 1.82 2.13 2.47 2.83 3.00 3.23 3.42 3.70 3.85160 0.74 1.32 2.16 2.32 2.72 3.17 3.64 3.86 4.15 4.40 4.75 4.89180 0.88 1.59 2.61 2.81 3.30 3.85 4.41 4.68 5.02 5.30 5.67 5.76200 1.02 1.85 3.06 3.30 3.86 4.50 5.15 5.46 5.83 6.13 6.47 6.43224 1.19 2.17 3.59 3.86 4.50 5.26 5.99 6.33 6.73 7.02 7.25 6.95250 1.37 2.50 4.14 4.46 5.22 6.04 6.85 7.20 7.63 7.78 7.89 7.14B280 1.58 2.89 4.77 5.13 5.93 6.90 7.78 8.13 8.46 8.60 8.22 6.80200 1.39 2.41 3.80 4.07 4.66 5.29 5.86 6.07 6.28 6.34 6.02 5.01224 1.70 2.99 4.78 5.12 5.89 6.71 7.47 7.75 8.00 8.06 7.57 6.08250 2.03 3.62 5.82 6.23 7.18 8.21 9.06 9.38 9.63 9.62 8.75 6.56280 2.42 4.32 6.99 7.52 8.65 9.81 10.47 11.06 11.22 11.04 9.50 6.13315 2.86 5.14 8.34 8.92 10.23 11.53 12.48 12.72 12.67 12.14 9.43 4.16C355 3.36 6.05 9.79 10.46 11.92 13.31 14.12 14.19 13.73 12.59 7.98 —16（2）當工況位于兩種型號分界線附近時，可分別選擇這兩種型號進行計算，擇優(yōu)選擇。若選用截面較小的型號，則根數(shù)較多，傳動尺寸相同時可獲得較小的彎曲應力，帶的壽命較長；選截面較大的型號時，帶輪尺寸、傳動中心值會有所增加，帶根數(shù)則較少。（3）如果小帶輪直徑選太大，則帶傳動結構尺寸不緊湊；選太小則帶承受的彎曲應力過大。彎曲應力是引起疲勞損壞的重要因素，所以必須按推薦的數(shù)據(jù)選取。3. 確定帶輪基準直徑 dd1、dd2（1）確定小帶輪的基準直徑 dd1根據(jù)表 4-2 選取 dd1=125mm （2）驗算帶速 v106??nVd?)/(42.925sm5 m/s＜v＜25 m/s 帶速合適 根據(jù)表 4-2 選取 dd2=315mm 4.確定帶的基準長度 Ld 和實際中心距 a （1) 初取中心距 ： 0.7（d d1+ dd2）≤a 0≤2（d d1+ dd2）得 308≤≤880， 根據(jù)精壓機的總體布局情況 初選 =800 mm（2）確定帶的基準長度; Ld0表 4-3 普通 V 帶的基準長度系列及長度系數(shù)長度系數(shù)基準長度mm Y Z A B C D E200 0.81224 0.82250 0.84280 0.87315 0.87355 0.89400 0.96 0.87450 1.00 0.89500 1.02 0.912d 2 1d 0d 1 20()πL=2()4a?23580530.4m8???????17560 0.94630 0.96 0.81710 0.99 0.82800 1.00 0.85900 1.03 0.87 0.811000 1.06 0.89 0.841120 1.08 0.91 0.861250 1.11 0.93 0.881400 1.14 0.96 0.901600 1.16 0.99 0.92 0.831800 1.18 1.01 0.95 0.862000 1.03 0.98 0.882240 1.06 1.00 0.912500 1.09 1.03 0.932800 1.11 1.05 0.95 0.833150 1.13 1.07 0.97 0.863550 1.17 1.09 0.99 0.894000 1.19 1.13 1.02 0.914500 1.15 1.04 0.93 0.905000 1.18 1.07 0.96 0.925600 1.09 0.98 0.956300 1.12 1.00 0.977100 1.15 1.03 1.008000 1.18 1.06 1.029000 1.21 1.08 1.0510 000 1.23 1.11 1.0711 200 1.14 1.1012 500 1.17 1.1214 000 1.20 1.1516 000 1.22 1.18查表 4-3 取 Ld = 2240 mm4.計算實際中心距 a mLad768243.00????5.校驗小帶輪包角 18??????1208.653.57121?ad?6.計算 V 帶的根數(shù) z??LCKP?0???根據(jù) dd1= 125mm ，n=1440r/min，查表 4-2，用內插法得 P0=3.24KW由查表 4-4 查得；31042.???bK表 4-4 單根普通 V 帶 i≠1 時額定功率的增量 ΔP0 單位：kW小帶輪轉速 min型號傳動比200 400 730 800 980 1200 1460 1600 1800 2000 2400 28001.19～1.24 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.011.25～1.34 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.011.35～1.51 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.021.52～1.99 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02Y≥2 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.021.19～1.24 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.02 0.03 0.031.25～1.34 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.03 0.031.35～1.51 0.00 0.00 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.02 0.03 0.03 0.03 0.041.52～1.99 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.02 0.03 0.03 0.03 0.04 0.04Z≥2 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.03 0.03 0.03 0.04 0.04 0.04 0.041.19～1.24 0.01 0.03 0.05 0.05 0.06 0.08 0.09 0.11 0.12 0.13 0.16 0.191.25～1.34 0.02 0.03 0.06 0.06 0.07 0.10 0.11 0.13 0.14 0.16 0.19 0.231.35～1.51 0.02 0.04 0.07 0.08 0.08 0.11 0.13 0.15 0.17 0.19 0.23 0.261.52～1.99 0.02 0.04 0.08 0.09 0.10 0.13 0.15 0.17 0.19 0.22 0.26 0.30A≥2 0.03 0.05 0.09 0.10 0.11 0.15 0.17 0.19 0.21 0.24 0.29 0.341.19～1.24 0.04 0.07 0.12 0.14 0.17 0.21 0.25 0.28 0.32 0.35 0.42 0.491.25～1.34 0.04 0.08 0.15 0.17 0.20 0.25 0.31 0.34 0.38 0.42 0.51 0.591.35～1.51 0.05 0.10 0.17 0.20 0.23 0.30 0.36 0.39 0.44 0.49 0.59 0.691.52～1.99 0.06 0.11 0.20 0.23 0.26 0.34 0.40 0.45 0.51 0.56 0.68 0.79B≥2 0.06 0.13 0.22 0.25 0.30 0.38 0.46 0.51 0.57 0.63 0.76 0.891.19～1.24 0.10 0.20 0.34 0.39 0.47 0.59 0.71 0.78 0.88 0.98 1.18 1.371.25～1.34 0.12 0.23 0.41 0.47 0.56 0.70 0.85 0.94 1.06 1.17 1.41 1.641.35～1.51 0.14 0.27 0.48 0.55 0.65 0.82 0.99 1.10 1.23 1.37 1.65 1.921.52～1.99 0.16 0.31 0.55 0.63 0.74 0.94 1.14 1.25 1.41 1.57 1.88 2.19C≥2 0.18 0.35 0.62 0.71 0.83 1.06 1.27 1.41 1.59 1.76 2.12 2.4719根據(jù)傳動比 i=2.5，查表 4-4 得 Ki=1.1199 則kWnKPib219.0 19.4012.)(3? ??????????????????（1） 、確定包角系數(shù) Ka本實例 a1 = ，由表 4-5 可得；08.65??956.051.2)(2. 18/2.61/ ?????aK表 4-5 包角系數(shù) Kα包角 70 80 90 100 110 120 130 1400.56 0.62 0.68 0.73 0.78 0.82 0.86 0.89包角 150 160 170 180 190 200 210 2200.92 0.95 0.96 1.00 1.05 1.10 1.15 1.20（2） 、確定帶長系數(shù) KL由表可得 SPZ 型號 V 帶的計算系數(shù)C1 = 0.2473 ，C2 = 0.1870 ，當 Ld = 2240mm 時，046.12473.087.01???CLd得帶根數(shù):??)(5.2.96.1.2根Z取 z=3 根 【說明】帶的根數(shù) Z 越多，各根帶的帶長、帶的彈性和帶輪輪尺寸形狀間的誤差越大，受力越不均勻，因而產生的帶的附加載荷越大，所以 Z 不宜過大，一般 Z 小于或等于 7。當 Z 過大時，應改選帶輪基準直徑或改選帶型，重新計算。7、確定初拉力 F0215.qvKavPC?????????式中：Pc 為計算功率（kW） ；v 為帶的根數(shù)；q 為單位長度的質量（kg/m ） 。對 SPZ 型 V 帶，由表可查得 q = 0.07 kg/m。則： NF 08.2594.907196.05234.50 ??????? ???????????【說明】F0 為初拉力。初拉力的大小是保證帶傳動正常的重要因素。初拉力過小，則摩擦力小，20容易發(fā)生打滑；初拉力過大，則帶壽命低，軸和軸承承受的壓力大。所計算的初拉力既能發(fā)揮帶的傳動能力，又能保證有較長的壽命。8、計算帶輪所受的壓力 Q2sin10aZF?式中：Z 為帶的根數(shù)；F0 為初拉力（N)；a1 為小帶輪的包角。則：NQ57.1382.65sin08.3290????【說明】 帶輪軸所受的壓力將作為后續(xù)軸和軸承設計的依據(jù)。按照上面的設計方法可以用 Pro/ENGINEER 設計出下面的三維圖型小帶輪 大帶輪皮帶 皮帶帶輪裝配圖214.3 鏈傳動設計與分析一、設計要求:一般設計鏈傳動時的已知條件為：傳動的用途和工作情況，原動機的類型，需要傳遞的功率，主動輪的轉速，傳動比以及外廓安裝尺寸等。設計計算一般包括：確定滾子鏈的型號、鏈節(jié)距、鏈節(jié)數(shù)，選擇鏈輪的齒數(shù)、材料、結構、繪制鏈輪工作圖并確定傳動的中心距。在精壓機機組中，套筒滾子鏈傳動用于頂出機構的傳動系統(tǒng)中，由減速機低速軸通過一對錐齒輪把動力傳給一根立軸，立軸上安裝小鏈輪，其轉速為 n1=90 r/min，大鏈輪與頂出凸輪做成一體，轉速 n2=45r/min，大鏈輪所需傳遞的功率 p=0.5kw，考慮潤滑不良，按2kw 計算。載荷變動較大，一班制工作，Y 系列異步電動機驅動，鏈傳動中心距不應小于1000mm，要求中心距可調整。二、 設計內容選擇鏈的型號、確定長度 L、傳動中心距 a、鏈輪基準直徑及結構尺寸等三、 設計步驟、結果及說明1. 選擇鏈輪齒數(shù)估算鏈輪 v 在 0.6 到 3m/s 之間，由此選小齒輪 Z1= 17。鏈傳動比：i = n1 /n2 = 90/45 =2。大齒輪齒數(shù) Z2 = iZ1 = 17*2 = 34，Z2 小于 20。【說明】（1）在選 z1 時，小鏈輪齒數(shù)需要根據(jù)鏈輪的線速度 v 選取。所以，先要估計一個線速度鏈速 v。若計算結果與估計相同則計算通過，否則需要重算。（2）一般來說，v=0.6 到 3m/s 之間時，z1 在 17 到 20 之間；v 在 3 到 8m/s 之間時，z1 在 21 帶 24 之間；當 v 在 8 到 25m/s 之間時，z1 在 25 到 34 之間；當 v 大于 25m/s 時，z1 大于或等于 35?？紤]到均勻磨損的問題，鏈輪齒數(shù)最好選用質數(shù)。（3）選較少的鏈輪齒數(shù) z1 可減小外廓尺寸。但齒數(shù)過少，將會導致傳動的不均勻性和動載荷增大；鏈條進入和退出嗤合時，鏈節(jié)間的相對轉角增大，鉸鏈磨損加??；鏈傳動的圓周力也將增大，從而加速了鏈條和鏈輪的損壞。由于本實例的鏈傳動功率很小，對傳動的要求也很低，所以在此取較少的齒數(shù)。（4）增加小鏈齒輪數(shù)對傳動有利，但鏈輪的齒數(shù)不宜過大，否則，除增大了傳動的尺寸和質量外；還會因鏈條節(jié)距的伸長而發(fā)生脫鏈，導致降低壽命。國家標準規(guī)定鏈輪的最大齒數(shù)小于 20。2. 計算功率 Pc由表 4.1，根據(jù)“載荷變動較大，電動機驅動”的要求差得工作情況系數(shù) KA=1.3。由式（4-38 ）得Pc = KA *P=1.3 2 kW =2.6 kW?3. 初定中心距 a0，取定鏈節(jié)數(shù)(1) 初定中心距a0 = ( 30 ~ 50 ) p去中間值：a0 = 40P。（2）取定鏈節(jié)數(shù)22鏈節(jié)數(shù) Lp 可根據(jù)幾何關系求出：L p = + a0202121)(apzz???故 L p = pp 4732472???????取 Lp = 106 節(jié)（取偶數(shù)） ?！菊f明】? 中心距的大小對傳動有很大影響。中心距小時，鏈節(jié)數(shù)少，鏈速一定時，單位時間內每一鏈節(jié)的應力變化次數(shù)和屈伸次數(shù)增多，因此，鏈的疲勞和磨損增加。中心距大時，鏈節(jié)數(shù)增多，吸振能力高，使用壽命長。但中心距 a 太大時，有會發(fā)生鏈的顫抖現(xiàn)象，使運動的平穩(wěn)性降低。設計時如無結構上的特殊要求，一般可初定中心距 a0 = (30~50) p，最大中心距可取 a = 80 p.? 鏈節(jié)數(shù)通常取偶數(shù)。只有這樣，鏈條連成環(huán)形時，才正好使外鏈板與內鏈板相連接。而當鏈節(jié)數(shù)為基數(shù)時，必須用 帶有彎板的過渡鏈節(jié)進行連接。彎板在鏈條受拉時要受附加彎矩作用，強度比普通鏈板降低 20%左右，故設計時應盡量避免奇數(shù)鏈節(jié)的鏈條。4. 確定鏈節(jié)距 p 1.計算鏈傳動所需額定功率 P0 ? 此實例中，鏈速不高，假設鏈板疲勞破壞：Kz = = 0.89.??08.19/z? 由 = 106, = 。pLLK??2.1/166.0?? 有表 4.16 選單排鏈， = 1.0 。p由式（4.39）得kWkWKPLZC 86.20.189.0620 ???【說明】（1）鏈速不高時，鏈傳動的承載能力取決于鏈板的疲勞強度。隨著鏈輪轉速的增高，。鏈傳動的運動不均勻性增大，傳動能力取決于滾子河套筒的沖擊疲勞強度，由于本論文中的鏈速不高，故假設鏈板疲勞破壞。（2）選擇滾子鏈型號n1 = 90 r/min， P0 = 2.86 時，由圖 4.23 選擇滾子型號為 16A，且可得原估計鏈工作在功率曲線左側（鏈板疲勞破壞）為正確。5.確定鏈長 L 和中心距 a由表 4.10 查得型號為 16A 的滾子鏈，鏈節(jié)距 p = 25.4mm。所以，鏈長 L = 。mP4.269.5106???鏈傳動的理論中心距 a 可根據(jù)幾何關系求出：?????? ???????????????????????212121 84?zzLzp23故ma 30.1227348170623417064.25 ??????? ?????????????????????????符合設計要求。取中心距減小量Δa = （0.002~0.004 ）a故Δa = （0.002~0.004） 1020.03 mm = 2.04~4.08 mm?實際安裝中心距 = a Δa = [1020.03 (2.04~4.08)] mm = (1018.26~1016.22) mm'??取= 1018 mm'【說明】? 一般的鏈傳動設計中，為了保證鏈條松邊有一個合適的安裝垂度，實際中心距應比理論中心距小一些。計算中心距減小量 Δa 的式（4.43）為經(jīng)驗公式。? 在本實例中，由于鏈輪轉速較低，傳力不大，加上結構的限制，所以采用特殊額布置方法（鏈輪平面水平布置） ，為防止脫鏈，鏈條應盡拉緊些。5.驗算鏈速 v（4.44）601pzn?故smsv/65.0/4.2579??與原假設 v = 0.6~3 相符。sm/6.驗算小鏈輪孔直徑 kd根據(jù)齒數(shù) 17、節(jié)距為 25.4 mm，由表 4.12 查得小鏈輪孔許用最大直徑 = 74 maxkdmm，大于立軸的軸徑 D = 50 mm，故合適。8 鏈傳動的呀軸力 F（4.45）eFPK??式中：Fe 為鏈傳遞的有效圓周力， 為壓軸力系數(shù)，對于水平傳動 ，對15.?FPK于垂直傳動 。本例中 Fe = 1 000Pc/v = 1 000 2.6 0.65N；按水平布置取壓軸力05.1?FPK?/系數(shù) 。故N4205.4??9、選擇潤滑方式根據(jù)鏈速 v = 0.65m/s，鏈接距 p = 25.4，按下面的方法來潤滑。潤滑時，應設法將油注入鏈活動關節(jié)間的縫隙中，并均勻分布于鏈寬上。潤滑油應該加在松邊上因此時鏈節(jié)處于松弛狀態(tài)，潤滑油容易進入各摩擦面之間，鏈傳動使用的潤滑油的運動粘度在運轉溫度下約為 20 到 40 之間。只有轉速很慢又無法供油的地方，sm/224才可以用油脂代替。對于開式傳動和不易潤滑的鏈傳動，可定期拆下鏈條，先用油清洗干凈，干燥后再浸入 70 到 80 攝氏度潤滑油中片刻（銷軸垂直放入油中） ，盡量排盡鉸鏈中的空氣，待吸滿油后取出冷卻，擦去表面潤滑油后，安裝繼續(xù)使用。根據(jù)上面的參數(shù)，用 Pro/ENGINEER 設計出下面的大小鏈路輪的三維圖 圖為齒數(shù)為 17 的小鏈輪 圖為齒數(shù)是 34 的大鏈輪 圖為與大小鏈輪相傳動的鏈條 圖為大小鏈輪的裝配圖25第五章 精壓機齒輪傳動系統(tǒng)設計5.1 引言齒輪傳動用來傳遞兩軸間的回轉運動和動力，是機械傳動中應用最為廣泛的一種傳動形式。與其他形式的機械傳動相比，主要優(yōu)點是能傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力，瞬時傳動比恒定，傳動效率高，工作壽命長，可靠性較高，適用的圓周速度和功率范圍廣；主要缺點是制造及安裝精度高，成本較高，不適用于遠距離兩軸之間的傳動。在精壓機傳動系統(tǒng)及鏈式輸送機的傳動系統(tǒng)中，使用了多種形式的齒輪傳動。 圖(a) 圖(b)(a)1—開式錐齒輪傳動；2—閉式斜齒圓柱齒輪傳動；3—開式直齒圓柱齒輪傳動(b)鏈式輸送機中的蝸桿傳動 5.1 精壓機圓柱齒輪減速器中的齒輪傳動設計1.設計數(shù)據(jù)與設計內容有第三部分可知，該齒輪傳動的傳動比 i=3，中等沖擊減速器高速軸所需傳遞的功率P=7.125kW；由前面部分可知， V 帶傳動的傳動比由 2.5 變成了 2.52，則減速器高速軸的實際轉速也將改變，由 576r/min 變成了 5.71.43r/mim。設計內容包括：選擇個齒輪材料及熱處理方法、精度等級；確定其主要參數(shù)及集合尺寸及結構等。由于斜齒圓柱齒輪傳動的平穩(wěn)性和承載能力都優(yōu)于直齒圓柱齒輪傳動，在此傳動類型選擇斜齒圓柱齒輪傳動；無特殊要求，選擇軟齒面。2.按閉式軟齒面斜齒圓柱齒輪設計（1）選擇齒輪精度、材料及熱處理方式一般要求，由表，初選 8 級精度。小齒輪選用 40Cr，調質，硬度為 241~286HBS，取 270HBS。大齒輪選用 AG35SiMn，調質，硬度 197~248HBS，取 220HBS。（2）計算許應力26①由表 2.18.球強度極限 σFlim 1、 σHlim 1σHlim 1=366.7+1.33HBS1=（366.7+1.3 ×270）MPa=725.8MPaσFlim 1=140+0.4HBS1=（140+0.4×270）MPa=248MPaσHlim 2=290+1.3HBS2=（290+1.3×220）MPa=576MPaσFlim 2=140+0.4HBS2=（150+1.3×220）MPa=240MPa②有表 5.19，取安全系數(shù)：S H=1.25；S F=1.6。③[σ H1]= σHlim 1/ SH=(725.8/1.25) MPa=580.64 MPa[σ H2]= σHlim 2/ SH=(576/1.25) MPa=460.8 MPa[σ F1]= σHlim 1/ SF=(248/1.6) MPa=155 MPa[σ F2]= σHlim 2/ SF=(240/1.6) MPa=240 MPa（3）該傳動為閉式軟齒面，按齒面接觸疲勞強度設計①確定載荷系數(shù) K：查表，按較大沖擊，取中間值 K=1.7。②確定齒寬系數(shù) ψa：由表，輕型傳動，對稱布置，取 ψa=0.35。③計算小齒輪上的轉矩：T1=9.55×106P/n1=9.55×106×7.125/571.43N·mm=1.19×105 N·mm④確定齒數(shù)：選小齒輪齒數(shù) Z1=27，則大齒輪齒數(shù) Z2=i ·Z1=3×27=81。⑤由表 5.16 中的式初算中心距：??????muKTaHa 13.78.46035.97344 25321 ?????????⑥計算法面模數(shù)：初取螺旋角 ，由表可知??mzmn 19.38127cos3.cos21 ????由表取 。n4⑦確定中心距：，取mzan 62.315cos2)87(cos)(1 ???????a24?⑧確定螺旋角：???.1524)87(ars)(ars21zmn⑨計算分度圓直徑： mzdn 9.134.5cos711 ?????i 7.912?⑩計算齒寬 、 ：b2274.78235.0???mab?取 ， 。8281（4）校對齒根彎曲疲勞強度①確定符合齒形系數(shù)：計算當量齒數(shù)，由式（5.12）得10.34.5cos27331????zv .9.8332zv則由式（5.51）可得15.4)8.01.326.0/(1)4.069./(11 ??????vvFSzzY 399822②按表 5.16 中的式（5.39）校核齒根彎曲疲勞強度： MPaPa MPaYzbmKTFSnF15][48.37 15.427403.cos1.6.cos16512??? ??????PaYFSF 0][.3.48372122 ?????故安全（5）計算齒輪的圓周速度smsndv /35./604.5719.106?????對照表 5.15 選取，8 級精度合適。（6）幾何尺寸計算名稱 計算公式 小齒輪尺寸 大齒輪尺寸分度圓直徑 ?coszmdn? 111.99mm 335.97mm基圓直徑 tt?101.49mm 304.46mm28齒頂圓直徑 )2cos(*annahzmd???119.99mm 343.97 mm齒根圓直徑 *nanf c?101.99mm 325.97 mm齒頂高 ah*?4mm齒根高 nnfmc)(?5mm全齒高 a2* 10mm中心距 ?cos)(1nz??224mm（7）齒輪結構設計小齒輪：選取齒輪軸大齒輪：選取腹板式根據(jù)上面的參數(shù)，用 Pro/ENGINEER 設計出下面的大小齒輪的三維圖圖 5.1 閉式斜齒輪 5.2 開式齒輪設計開式齒輪常用于低速級，采用直齒，將由齒根彎曲疲勞強度計算所得的模數(shù)增大10%-20%，在此要用耐磨材料。已知 =576r/min, n =192r/min =3.84; T =49.74× N.mm2n32i140選擇材料.熱處理,齒輪精度等級和齒數(shù).查表得,選擇小齒輪材料 38SiMnMo 鋼,調質處理,硬度 260~290HBS, 8 級精度；大齒輪材料為 ZG42SiMn 調質處理硬度 220~240HBS 8 級精度。