管道阀门装配系统阀芯送料机构设计【10张CAD图纸+毕业论文】【2011定做独家】

管道阀门装配系统阀芯送料机构设计34页 12000字数+论文说明书+10张CAD图纸【详情如下】传动机构.dwg原理图.dwg大齿轮.dwg小齿轮.dwg料斗.dwg管道阀门装配系统阀芯送料机构装配图.dwg管道阀门装配系统阀芯送料机构设计论文.doc轴承端盖.dwg送料固定架.dwg送料布置方案.dwg送料盘.dwg管道阀门装配系统阀芯送料机构设计目 录1 引言51.1 送料机构介绍51.2 机械运动方案设计71.3 设计机构的具体尺寸92 布置方式123 电动机的选用133.1 选择电动机类型133.1.1选择电动机容量133.1.2确定电动机转速143.2 电动机型号的选择144 联轴器的选用164.1 刚性联轴器164.2 挠性联轴器165 减速器的设计195.1 传动装置的总传动比195.2 分配传动装置各级传动比195.3 减速器运动和动力参数计算195.4 减速器主要零部件的设计计算205.4.1齿轮传动设计20总    结34致    谢35参考文献36引     言    本毕业设计的设计任务是送料机的设计。送料机是送料机构的一种，能够实现间歇的输送工件，应用非常广泛。选择送料机这种生产机械的设计作为毕业设计的选题，能培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密，以及独立解决工程实际问题的能力。它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。通过机械课程毕业设计的基本技能训练，提高了我们的计算、绘图、使用技术资料和设计手册、熟悉各种规范标准、进行数据分析和处理、编写技术文件等方面的能力。本毕业设计高度采用现代化的设计手段，使用AutoCAD环境下运行的计算机辅助设计平台，进行送料传动设计、圆柱齿轮传动设计、齿轮的设计、轴的结构设计、轴承的选择、轴承端盖设计、轴系零件紧固件设计、减速器基本附件以及基本连接件的设计等，使得设计高度地自动化，将现代计算机技术与我们传统的机械设计理论及实际相联系，提高了设计效率。由于本人缺乏经验、水平有限，设计中难免有错误和不妥之处，恳请各位老师提出宝贵意见，我会积极改正并在今后的学习中更加努力和认真。1 送料机构的设计计算1.1 送料机构介绍   管道截止阀阀芯自动装配系统送料机构总统方案设计，送料机构是在一定的线路上连续输送物料的物料搬运机械，又称连续送料机构。送料机构可进行水平、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。送料机构输送能力大，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。可以单台输送，也可多台组成或与其他输送设备组成水平或倾斜的输送系统，以满足不同布置形式的作业线需要。送料机构的历史中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板送料机构的雏形；17世纪中，开始应用架空索道输送散状物料；19世纪中叶，各种现代结构的送料机构相继出现。1868年，在英国出现了送料机构；1887年，在美国出现了螺旋送料机构；1905年，在瑞士出现了钢送料机构；1906年，在英国和德国出现了惯性送料机构。此后，送料机构受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。送料机构的分类一.送料机构一般按有无牵引件来进行分类具有牵引件的送料机构一般包括牵引件、承载构件、驱动装置、张紧装置、改向装置和支承件等。牵引件用以传递牵引力，可采用输送带、牵引链或钢丝绳；承载构件用以承放物料，有料斗、托架或吊具等；驱动装置给送料机构以动力，一般由电动机、减速器和制动器(停止器)等组成；张紧装置一般有螺杆式和重锤式两种，可使牵引件保持一定的张力和垂度，以保证送料机构正常运转；支承件用以承托牵引件或承载构件，可采用托辊、滚轮等。具有牵引件的送料机构的结构特点是：被运送物料装在与牵引件连结在一起的承载构件内，或直接装在牵引件(如输送带)上，牵引件绕过各滚筒或链轮首尾相连，形成包括运送物料的有载分支和不运送物料的无载分支的闭合环路，利用牵引件的连续运动输送物料。这类的送料机构种类繁多，主要有送料机构、板式送料机构、小车式送料机构、自动扶梯、自动人行道、刮板送料机构、埋刮板送料机构、斗式送料机构、斗式提升机、悬挂送料机构和架空索道等。没有牵引件的送料机构的结构组成各不相同，用来输送物料的工作构件亦不相同。它们的结构特点是：利用工作构件的旋转运动或往复运动，或利用介质在管道中的流动使物料向前输送。例如，辊子送料机构的工作构件为一系列辊子，辊子作旋转运动以输送物料；螺旋送料机构的工作构件为螺旋，螺旋在料槽中作旋转运动以沿料槽推送物料；振动送料机构的工作构件为料槽，料槽作往复运动以输送置于其中的物料等。二减速器附件的设计1窥视孔和视孔盖 窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸如箱体进行检查操作为宜。窥视孔应设计凸台以便加工。2 通气器通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。选择通气器类型应考虑其环境的适应性，其规格尺寸与减速器大小相适应。3 油面指示器油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位。 4 放油孔和螺塞放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。5 定位销     常采用圆锥做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角出，并应做非对称布置。总    结设计毕业设计十六周时间，在这段时间里我学习到了很多的知识，让我受益非浅。本次设计主要是根据现有的设计标准进行仿形设计，严格依据设计标准和有关规范进行设计与计算。                                                                                     毕业设计培养了我:1、综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；2、学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力3、提高在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能和机械CAD技术。 在设计中也出现了很多问题，学习是一个不断发现问题和不断解决问题的过程，出现问题是很正常的。学会发现问题然后解决问题，就学到了新的知识。各种各样的机械设备一般都要实现生产工艺过程和操作过程的自动化，这就要求进行各种机构的创新设计和常见机构的组合应用。因此，机械课程毕业设计对于培养学生对机械运动机构的构思和设计能力起到至关重要的作用。时间过的很快，毕业设计马上就要结束了，通过这段时间的努力，设计顺利的完成，从中还学到大量的知识，我相信在以后的学习和工作当中肯定会应用的到。致 谢    本文从选题、方案论证到课题的研究都是在导师老师的全面、悉心指导下完成的。在设计期间，导师在论文研究方面和设计过程中给予悉心指导，大力支持和帮助。尤其是导师严谨的科学研究精神，惜时如金的工作态度深深地影响了本人，使学生受益匪浅。在此表示衷心感谢，并致以崇高的敬意。本次毕业设计的顺利完成离不开老师和同学的协助指导,借此只言片语,对他们热心而无私的帮助表示衷心的感谢 !参考文献1 机械工程手册编辑委员会编机械设计手册【M】第3版北京：机械工业出版社，20082 机械工程手册  电机工程手册编辑委员会.机械工程手册机械产品（二）M.机械工业出版社.1982年8月.3 范祖尧等.现代机械设备设计手册非标准机械设备设计M.机械工业出版社.2000年6月.4 唐金松.简明机械设计手册（第二版）M.上海科学技术出版社.2002年6月.5 机械化运输设计手册编委会.机械化运输设计手册M.机械工业出版社.1997年5月.6运输机械设计选用手册编组委.运输机械设计选用手册（上、下）M.化学工业出版社.1999年1月.7 机械设计手册编写组.机械设计手册M.化学工业出版社.2002年.8 中国纺织大学工程图学教研室.画法几何及工程制图M.上海科技出版社.2000年.9、机械原理课程设计高英武、杨文敏 编著10机械原理孙桓、陈作模、葛文杰 编著11理论力学哈尔滨工业大学理论力学教研室-编12机械原理杨昂岳主编 13 现代机械设计思想与方法M.上海科技技术文献出版社，1999.14机械手册9  机械工业部北京其重运输机械研究所编.DTII型固定送料机构设计用手册.北京：机械工业出版社，1994年10月15 上海交通大学洪致育、林良明主编.连续运输机械. 北京：机械工业出版社.1982年16 吴宗泽.罗圣国编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社.1999年 1 管道阀门装配系统阀芯送料机构设计 目 录 1 引言 . 4 料机构介绍 . 4 械运动方案设计 . 7 计机构的具体尺寸 . 8 2 布置方式 . 11 3 电动机的选用 . 12 择电动机类型 . 12 择电动机容量 . 12 定电动机转速 . 14 动机型号的选择 . 14 4 联轴器的选用 . 15 性联轴器 . 16 性联轴器 . 16 5 减速器的设计 . 18 动装置的总传动比 . 18 配传动装置各级传动比 . 19 速器运动和动力参数计算 . 19 速器主要零部件的设计计算 . 20 轮传动设计 . 20 总 结 . 32 2 致 谢 . 33 参考文献 . 34 3 引 言 本毕业设计的设计任务是送料机的设计。送料机是送料机构的一种，能够实现间歇的输送工件，应用非常广泛。 选择送料机这种生产机械的设计作为 毕业设计的选题，能培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密，以及独立解决工程实际问题的能力。它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。通过机械课程毕业设计的基本技能训练，提高了我们的计算、绘图、使用技术资料和设计手册、熟悉各种规范标准、进行数据分析和处理、编写技术文件等方面的能力。 本毕业设计高度采用现 代化的设计手段，使用 行送料传动设计、圆柱齿轮传动设计、齿轮的设计、轴的结构设计、轴承的选择、轴承端盖设计、轴系零件紧固件设计、减速器基本附件以及基本连接件的设计等，使得设计高度地自动化，将现代计算机技术与我们传统的机械设计理论及实际相联系，提高了设计效率。 由于本人缺乏经验、水平有限，设计中难免有错误和不妥之处，恳请各位老师提出宝贵意见，我会积极改正并在今后的学习中更加努力和认真。 4 1 送料机构的设计计算 料机构介绍 管 道截止阀阀芯自动装配系统送料机构总统方案设计 ，送料机构 是在一定的线路上连续输送物料的物料搬运机械，又称连续 送料机构 。 送料机构 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。 送料机构 输送能力大，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。 可以单台输送，也可多台组成或与其他输送设备组成水平或倾斜的输送系统，以满足不同布置形式的作业线需要。 送料机构的历史 中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板 送料机构 的雏形； 17世纪中，开始应用架空索道输送散状物料； 19世纪中叶，各种现代结构的 送料机构 相继出现。 1868年，在英国出现了 送料机构 ； 1887 年，在美国出现了螺旋 送料机构 ；1905年，在瑞士出现了钢 送料机构 ； 1906 年，在英国和德国出现了惯性 送料机构 。此后， 送料机构 受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。 送料机构的分类 一 般按有无牵引件来进行分类 具有牵引件的 送料机构 一般包括牵引件、承载构件、驱动 装置、张紧装置、改向装置和支承件等。牵引件用以传递牵引力，可采用输送带、牵引链或钢丝绳；承载构件用以承放物料，有料斗、托架或吊具等；驱动装置给 送料机构 以动力，一般由电动机、减速器和制动器 (停止器 )等组成；张紧装置一般有螺杆式和重锤式两种，可使牵引件保持一定的张力和垂度，以保证 送料机构 正常运转；支承件用以承托牵引件或承载构件，可采用托辊、滚轮等。 具有牵引件的 送料机构 的结构特点是：被运送物料装在与牵引件连结在一起的承载构件内，或直接装在牵引件 (如输送带 )上，牵引件绕过各滚筒或链轮首尾相连，形成包括运送物料 的有载分支和不运送物料的无载分支的闭合环路，利用牵引件的连续运动输送物料。 这类的 送料机构 种类繁多，主要有 送料机构 、板式 送料机构 、小车式 送料机构 、自动扶梯、自动人行道、刮板 送料机构 、埋刮板 送料机构 、斗式 送料机构 、斗式提升机、悬挂 送料机构 和架空索道等。 5 没有牵引件的 送料机构 的结构组成各不相同，用来输送物料的工作构件亦不相同。它们的结构特点是：利用工作构件的旋转运动或往复运动，或利用介质在管道中的流动使物料向前输送。例如，辊子 送料机构 的工作构件为一系列辊子，辊子作旋转运动以输送物料；螺旋 送料机构 的工作构件为 螺旋，螺旋在料槽中作旋转运动以沿料槽推送物料；振动 送料机构 的工作构件为料槽，料槽作往复运动以输送置于其中的物料等 。 二送料机构 械按使用的用途分可以分为 : 1 散料 送料机构 械 (如 :送料机构 螺旋 送料机构 斗式提升机 大倾角 送料机构 等 ) （ 1） 送料机构 由驱动装置拉紧装置输送带中部构架和托辊组成输送带作为牵引和承载构件，借以连续输送散碎物料或成件品。 6 送料机构 是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。应用它，可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最 终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。所以 送料机构 广泛应用于现代化的各种工业企业中。 在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用送料机构 。它用于水平运输或倾斜运输。 （ 2）螺旋 送料机构 俗称绞龙，适用于颗粒或粉状物料的水平输送，倾斜输送，垂直输送等形式。输送距离根据畸形不同而不同，一般从 2米到 70米。 输送原理：旋转的 螺旋叶片将物料推移而进行螺旋 送料机构 输送。使物料不与螺旋 送料机构 叶片一起旋转的力是物料自身重量和螺旋 送料机构 机壳对物料的摩擦阻力。 结构特点：螺旋 送料机构 旋转轴上焊有螺旋叶片，叶片的面型根据输送物料的不同有实体面型、面型、叶片面型等型式。螺旋 送料机构 的螺旋轴在物料运动方向的终端有止推轴承以随物料给螺旋的轴向反力，在机长较长时，应加中间吊挂轴承。 双螺旋 送料机构 就是有两根分别焊有旋转叶片的旋转轴的螺旋 送料机构 。说白了，就是把两个螺旋 送料机构 有机的结合在一起，组成一台螺旋 送料机构 。 螺旋 送料机 构 旋转轴的旋向，决定了物料的输送方向，但一般螺旋 送料机构在设计时都是按照单项输送来设计旋转叶片的。当反向输送时，会大大降低 送料机构 的使用寿命。 （ 3）斗式提升机 利用均匀固接于无端牵引构件上的一系列料斗，竖向提升物料的连续 送料机构 械。 斗式提升机具有输送量大，提升高度高，运行平稳可靠，寿命长显著优点，本提升机适于输送粉状，粒状及小块状的无磨琢性及磨琢性小的物料，如：煤、水泥、石块、砂、粘土、矿石等，由于提升机的牵引机构是环行链条，因此允许输送温度较高的材料 (物料温度不超过 250 )。一般输送高度最 高可达 40米。 2 物流 送料机构 械 (如 :流水线 ,流水线设备 ,输送线 ,悬挂输送线 ,升降机 ,气动升降机 ,齿条式升降机 ,剪叉式 ,升降机 ,辊道 送料机构 ,升降机 ) 。 送料机构的发展趋势 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。 送料机构 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 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 送料机构 结构。 扩大 送料机构 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 送料机构 。 7 使 送料机构 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 送料机构 应能满足分拣动作的要求等。 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 送料机构 选型的重要指标之一。 减少各种 送料机构 在作业时所产生的粉尘、噪声和排放的废气。 械运动方案设计 机械运动方案设计的目的在于培养综合掌握和运用各方面的学科知 识和实践技能，独立分析和解决工程实际问题的能力，树立理论联系实际的正确设计思想；鼓励我们在设计时打破常规，拓宽设计思路，激发创新精神，善于分析，不断创新。 本设计方案的确定的过程以自主设计为主，同时参考书籍、网络等其它资源。 设计过程： （ 1）根据题目运动轨迹要求，查找四连杆曲线图； （ 2）根据轨迹查找对应曲线； （ 3）根据对应曲线的四连杆机构设计该机构的具体尺寸； （ 4）利用计算机造型 :主要利用 据尺寸在 造型装配，然后在 分析输送爪送料时的运 动位移； （ 5）造型的美观设计，一种设计的美观同样重要，尺寸确定后根据现实的需要和工程上的要求来具体设计机构机型改装，设计出具有创新能力的机构。 图 1 主要机构为曲柄摇杆机构，它类似采用的是一种简易的四杆机构， 连杆机构构件运动形式多样，如可实现转动、摆动、移动和平面或空间复杂运动，从而可用于实现已知运动规律和已知轨迹。此外，低副面接触的结构使连8 杆机构具有以下一些优点：运动副单位面积所受压力较小，且面接触便于润滑，故磨损减小；制造方便，易获得较高的精度；两构件之间的接触是靠本身的几何封闭来维系的。平面连 杆机构的缺点是：一般情况下，只能近似实现给定的运动规律或运动轨迹，且设计较为复杂；当给定的运动要求较多或较复杂时，需要的构件数和运动副数往往较多，这样就使机构结构复杂，工作效率降低，不仅发生自锁的可能性增加，而且机构运动规律对制造、安装误差的敏感性增加；机构中作复杂运动和作往复运动的构件所产生的惯性力难以平衡，在高速时将引起较大的振动和动载荷，故连杆机构常用于速度较低的场合 所有运动副均为转动副的平面四杆机构称为铰链四杆机构，它是平面四杆机构的最基本的型式，其他型式的平面四杆机构都可看作是在它的基础上通过演 化而成的。在此机构中，构件 4 为机架，与机架构成运动副的构件 1、 3 称为连架杆，不与机架组成运动副的构件 2称为连杆。若组成转动副的两构件能作整周相对转动，则该转动副称为整转副，否则称为摆动副。与机架组成整转副的连架杆称为曲柄，与机架组成摆动副的连架杆称为摇杆 。 曲柄摇杆机构：其中两连架杆一为曲柄另一为摇杆 . 我们知道，当连杆上的点处在连杆平面的不同位置时，其曲线形状将有很大的变化，连杆曲线的形状主要有椭圆形、曲边三角形、逗点形、“ 8”字形、月牙形等，这些形状的连杆曲线分布在连杆平面的不同区域内，在连杆平面内找到 一点，使得在平面作相对水平运动，保证输送爪与被传送件没有相对运动，也就是不产生相对磨擦，满足传送件要运动的轨迹要求。 该机构的自由度为 2。输入运动从曲柄 1传入，摇杆 3控制了输送爪 5的水平运动。 方案优点是：运动副都是低副，因此运动副元素都是面接触，压强较小，可承受较大的载荷；有利于润滑，故磨损较小；此外，运动副元素的几何形状比较简单，便于加工制造，易获得较高的精度 点是：传递路线较长，易产生较大的误差积累，同时，也使机械效率降低，且不利于高速运动。 综 上：所设计方案能满足要求的性能指标；结构简单、紧凑；制造方便，成本较低。 计机构的具体尺寸 考虑到 行程速比系数 (动停时间之比 )K=t1/，计算四杆机构的极位夹角 = 1800 * ( K - 1 ) / ( K + 1 ) = 1800 * ( ) / ( 1 ) =作图法进行四杆机构设计，如下图： 9 图 2 设计要求 送 料 距离 a=300用各铰链之间相对运动的几何关系知，设计连杆与摇杆铰接点 F 距离为 00确定摇杆固定铰链 D 和曲柄固定铰链 A。 曲柄 （ ： 6F=164C=F=180用圆整后的数据作图如下： 10 图 3 由图可知所设计送料机构距离为 合设计要求允许误差。 C 点轨迹曲线的最高点距输送架距离为 亦符合设计要求。由此各杆长度确定。 曲柄 6杆 64杆 70F=180柄盘被电动机驱动由 00动连杆。摇杆以固定铰链为圆心，自由端运动至左极限位置，输送爪将坯料送至待加工位置。摇杆向右运动至右极限位置，成一个工作循环。机构可在预定时间将工件送至待 加工位置。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 11 2 布置方式 电动机通过联轴器、减速器带动曲柄盘，驱动连杆送料机构，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，由于推爪与轴间有扭簧，推爪得以从工件底面滑过，工件保持不动，当滑推进时，推爪已复架再次向前位，向前推动新的工件前移，前方推爪也推动前一工位的工件前移。其传动装置使用展开式二级圆柱齿轮减速器 减速器。 下图为本设计送料机机的布置方式， 电动机转速经齿轮传动降低后驱动机器曲柄运转。 此布置方式的选择，降低了成本，安装维护方便。 12 图 3 3 电动机的选用 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。 择电动机容量 送料机在工作时的阻力为 50N，对送料机构进行受力分析如下图： 13 图 4 0N 233212=算得： M=m 根据设计要求送料机工作周期 T=3s，则曲柄盘转速 n=20r/ 平面连杆送料机构工作所需功率： 1 6 k 9 5 5 0 k W *M 电动机所需工作功率 ： P 传动装置的总效率为： 23321 按机械课程设计手册表 2定各部分效率为 :联轴器效率 ，滚动轴承效率（一对） ，共三对。闭式齿轮传动效率 ，代入14 得： 3 所需电动机功率为 电动机额定转速根据生产机械的要求而选定。因载荷平稳，电动机额定功率大于即可。 本设计所采用的电动机的总功率为 机械课程设计手册表6电动机的额定功率 定电动机转速 送料机构曲柄盘工作转速 n=20r/ 通常，二级圆柱齿轮减速器为 608i ，故电动机转速的可选范围为： m 200160m 0608 d 故可选同步转速为 750r/ 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 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 电动机型号 额定功率 载 转速 r/流 A 效率 功率因数 50 5 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 3 4 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）16 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。 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/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。 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： 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 ，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 250 / m ,轴的刚度较大，且无剧烈冲击处。效率 1 ( 3 5 ) ，这里 f 为摩擦系数，一般取为 y 为两轴间径向位移量，单位为 d 为轴径，单位为 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17 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 0035 45 达），而且在机器运转时，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 。 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。 1） 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 18 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。 5 减速器的设计 在机械设计中，常将整机的减速传动部分设计和制造成独立的闭式传动装置，称为减速器，它是机械工业中最基本和最典型的传动装置。 拟设计为两级圆柱 齿轮减速器，采用展开式连接，是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。采用这样的方式是由于所需的传动比相对较大；电动机驱动后，传入两级减速器，带动齿轮转动，输出带动送料机构。 动装置的总传动比 19 已知送料机构曲柄盘工作转速 n=20r/选用电动机工作转速为750r/电机与曲柄之间的总传动比为： i 配传动装置各级传动比 高速级齿轮的传动比 12i 为低速级齿轮传动比的 2312 2.1 。则根据公式 2312 2.1 可求出 i i 电动机和 轴和曲柄盘之间用的都是联轴器，故传动比都是 1。 速器运动和动力参数计算 0 轴（电动机轴）： 89550m 1 轴（高速轴）： 5 0m 2 轴（中间轴） ： i n/ 3 轴（低速轴）： 运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表如下： 20 表 2各轴运动和动力参数 轴名 功率 P/矩 T/(N m) 转速 n/(r/传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 28 750 1 1 轴 50 轴 12 轴 2 0 速器主要零部件的设计计算 轮传动设计 齿轮的材料，精度和齿数选择考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性。因传递功率不大，转速不高 ,两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用 45号合金钢，锻毛坯。热处理大齿轮正火处理 ,小齿轮调质处理，均用软齿面且大、小 齿轮的齿面硬度分别为 280240轮精度用 7 级，轮齿表面精糙度为 齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多 些。 初步规划该减速器的使用寿命为 10年，每年按 300天计算，第、公差组精度分别为 7、 7、 7； 鉴于该减速器有轻微震动，空载启动，两级圆柱齿轮的使用系数均取 由机械设计齿轮相对于两轴承非对称布置且大齿轮为软齿面 ,因此选齿宽系数 一 齿轮最高转速为 750r/大扭矩为 28 N m。闭式齿轮的小齿齿数 1 20 40 ， . 定齿轮类型、精度等级、材料极其齿数 (1)按设计给定的方案，选用直齿圆柱齿轮。 (2)运输机为一般工作机器，速度不高，固选级精度。 (3)小齿轮材料为 40质），硬度为 280 大齿轮材料为 40质），硬度为 240 (4)选1 24，则 112 * =61 按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 21 . 按齿面接触强度设计 3 211 )(1)选 小齿轮传递的转距为 28N*m 选齿宽系数 ，由表查得材料的弹性影响系数 。由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 00 ，大齿轮的触疲劳强度为 50 。 由式 60计算应力循环次数 911 0817 5 06060 ，2 1 取效率为 %1 ，安全系数 S=1,则 ： 1 l i m 112 l i m 220 . 9 7 6 0 0 58211 . 0 4 5 5 0 5721 （ 2）计算：带入 H 中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的14 231 1 . 2 1 . 8 6 1 0 4 1 1 8 9 . 82 . 3 2 ( ) 3 6 . 3 10 . 8 4 5 7 2td m m 圆周速度： t /1 计算齿宽： 1 0 . 8 3 6 . 3 2 9 . 0 4d m m 计算齿宽与齿高比： 模数 113 6 . 3 1 1 . 5 124m m 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 1 . 5 1 3 . 4 0th m m m 2 9 8 3 22 计算载荷系数： 根据 7 级精度，查得 动载系数 对于直齿轮 1 1A用插值法查得 7 级精度小齿轮非对称布置时， 由 ， 可查得 故载荷系数 1 . 4 4A V H H 校正分度圆直径： 311 3 8 . 5 8d m m 计算模数 ： 111 dm m m . 按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度的设计公式为 3 211 )(2 F 8050021 取弯曲疲劳安全系数 1112223 0 7 . 1 42 4 1 . 5 7F N F F 载荷系数 1 . 4 1A V F F 查取齿形系数 1 2 查取应力校正系数 1 2 23 1112222 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 1 3 6 33 0 7 . 1 42 . 1 9 1 . 7 8 5 0 . 0 1 6 22 4 1 . 5 7F a S a S 43 22 1 . 4 1 1 . 8 5 7 1 0 0 . 0 1 6 2 1 . 2 30 . 8 2 4m m m 圆整 . 几何尺寸计： 分度圆直径： 11222 6 1 . 5 3 91 0 4 1 . 5 1 5 6d m m md m m m 中心距： 12 9 7 . 52m m 齿轮宽度： 1 3 1 . 2db d m m 取 2 35B 40B 此，高速级齿轮的计算完毕。 用同样的方法计算低速级齿轮的尺寸 分度圆直径： 中心距： 3 齿轮宽度： 1 3 7 . 5db d m m 取 4 40B 50B 此，得表 3 如下图： 二级圆柱齿轮减速器齿轮设计参数 高速级 低速级 高速级 低速级 2 2 2 2 齿 轮 对 参 数 项 24 齿数 26 104 25 139 齿宽( 40 35 50 40 分度圆直径( 39 156 37 5 210 变位系数 ( 算接触应力 (582 572 630 632 5 计算弯曲应力(307 14 241 57 303 57 249 71 极限传递功率 (2 9 2 85 齿面硬度 (280 240 280 240 模数 (1 5 1 5 中心距 (97 5 123 75 小齿轮最高转速(r/750 112 小齿轮最大扭矩(18570 19100 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 ): (1) 箱体内部宽度 : 0 2 3 2 1 3 2( ) / 2 1 5 5L B B B (2) 调整间隙如下 : 1021 ; 1022 ; 1023 (3) 轴承端盖螺钉 : 5783 总长 l 端盖厚度 )0 轴承选 6005A (4) 调整垫片厚度 : 2l (5) 轴承座的厚度 : 52)(10212 凸台高度 (6) 挡油环预定宽度 : 8(7) 高速轴轴颈处的线速度： 2/ 0 00 750256 0 0 00 2 5 1 4 4 0 1 . 8 4 4 / 2 /6 0 0 0 0 6 0 0 0 0m s m s 因此，轴承的润滑方式选用油脂润滑，取 83 一 1轴的结构尺寸设计 25 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 ,其中第如图 5所示 : 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 120 所以 ,该轴的最小轴径为 : 311011 考虑到该段开键槽的影响 ,轴径增大 6%,于是有 : 1 1 1 1( 1 6 % ) 1 . 0 6 1 5 . 1 2 1 6 . 0 3 标准化取11 20d 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 311111 1111 %)61( 考虑键槽影响 ) 16 20（ 54 26 5411L 第 2212 33 22 第 513 323 h 9 24 第 40 22 第 V 段 558023 24 2轴的受力分析及计算 轴的受力计算 112 2 1 9 1 0 0 9 7 9 . 4 939t a n 9 7 9 . 4 9 t a n 2 0 3 5 6 . 5/ c o s 9 7 9 . 4 9 / c o s 2 0 1 0 4 2 . 3 5 3轴承的选择 轴承采用 6005 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=25 外径 D=47 宽度 B=12 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/轴承内圈配合轴劲选用 轮与大带轮均 采用 别为 10*25 0*40 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27 肩圆角半径为 1他轴肩圆角半径均为 2据标准 的左右端倒角均为 1*450 二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 和第 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 0 112A 所以 ,有该轴的最小轴径为 : 2 332 1 022 . 6 91 1 2 2 0 . 6 44 2 9 . 8 5 m 因键槽开在中间，其影响不预考虑 标准化取 2521 d 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 2321 02由轴承尺寸确定 (轴承预选 60052 12B ) 11 B25 22 第 212122 2222 %)121( 考虑键槽影响 ) 30 28 齿宽22L 40 第 222223 412 L 36 10 第 2224 齿宽24L 30 50 第 V 段 2125 232422123025 z 低25 22 2轴的受力分析及计算 轴的受力计算 由高速轴的受力分析知： 22222 2 7 1 3 5 0 570025t a n 5 7 0 0 t a n 2 0 2 0 7 4 . 6 3tr t 3轴承的选择 轴承采用 6005 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=25 外径 D=47 宽度 B=12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/轴承内圈配合轴劲选用 轮与大带轮均采用 别为 10*25 0*40 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 1他轴肩圆角半径均为 2据标准 的左右端倒角均为 1*4 三低速轴的轴系结构设计 1轴的结构尺寸设计 29 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴 ,共分五段 ,如图 7所示 : 考虑到低速轴的载荷较大，材料选用 45,热处理调质处理 ,取材料系数0A=105,所以 ,有该轴的最小轴径为 : 333031 考虑到该段开键槽的影响 ,轴径增大 6%,于是有 : 3 1 3 1( 1 6 % ) 1 . 0 6 3 0 . 3 3 3 2 . 1 5 标准化取 3531 由联轴器宽度尺寸确定 )=65 333 =35 76321034 =10 363635 =35 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表 : 表 6 低速轴结构尺寸设计 阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果 30 第 I 段 3331 03 3131 %)61( 考虑键槽影响 ) 11L (由曲柄盘宽度尺寸确定 ) 5(7 第 313132 (由毛毡圈尺寸确定 ) 0033232 34 38 第 33(轴承预选 6007 3 14B ) 333 36 9 第 76321034 38 40 第 V 段 363635 35L 5 36 20 2轴的受力分析及计算 轴受力计算 由中间轴的受力分析知： 700 轴承的选择 轴承采用 6007 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=35 外径 D=62 宽度 B=14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/轴承内圈配合轴劲 选用 轮与大带轮均采用 别为 10*25 0*40 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31 肩圆角半径为 1他轴肩圆角半径均为 2据标准 的左右端倒角均为 1*4 四、轴的强度校核 经分析知 现来校核 （ 1）、合成弯矩 22229241151r A A H A B H B F 1151C （ 2）、当量弯矩 223( ) 1 1 5 1 7 . 7 T （ 3）、校核 由手册查材料 45的强度参数 9 1 3311 1 5 1 7 . 70 . 1 0 . 1 ( 4 5 )1 2 . 6 4 由计算结果可见 C 截面安全。 速器箱体及其附件的设计 一箱体结构设计 根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中 a=140） 表 7 箱体结构尺寸 名称 符号 设计依据 设计结果 箱座壁厚 8 10 考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于 8 箱盖壁厚 1 8 108 箱座凸缘厚度 b 2 箱盖凸缘厚度 2 箱座底凸缘厚度 0 地脚螺栓直径 2 16 地脚螺栓数目 n a 250 时， n=4 4 轴承旁联结螺栓直径 2 箱盖与箱座联接螺栓直径 d 2 (0.6) 轴承端盖螺钉直径 0.5)0 32 窥视孔盖螺 钉直径 0.4) 定位销直径 d (d 2 8 轴承旁凸台半径 R1 0 凸台高度 h 根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 50 外箱壁至轴承座端面距离 l1 c1+(5 8) 55 大齿轮顶圆距内壁距离 1 0 齿轮端面与内壁距离 2 10 箱盖、箱座肋厚 m m 8 轴承端盖凸缘厚度 t (1 2 轴承端盖外径 +(5 20 轴承旁联结螺栓距离 S 尽量靠近，以 不干涉为准，一般取 S22 螺栓扳手空间与凸缘厚度 安装螺栓直径 8 12 外箱壁距离 3 16 18 22 至凸缘边距离 1 14 16 20 沉头座直径 0 24 26 32 二减速器附件的设计 1窥视孔和视孔盖 窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸如箱体进行检查操作为宜。窥视孔应设计凸台以便加工。 2 通气器 通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。选择通气器类型应考虑其环境的适应性，其规格尺寸与减速器大小相适应。 3 油面指示器 油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位。 4 放油孔和螺塞 放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。 5 定位销 常采用圆锥做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角出，并应做非对称布置。 总 结 33 设计毕业设计十六周时间，在这段时间里我学习到了很多的知识，让我受益非浅 。本次设计主要是根据现有的设计标准进行仿形设计，严格依据设计标准和有关规范进行设计与计算。 毕业设计培养了我 : 1、综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展； 2、学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机1 管道阀门装配系统阀芯送料机构设计 目 录 1 引言 . 4 料机构介绍 . 4 械运动方案设计 . 7 计机构的具体尺寸 . 8 2 布置方式 . 11 3 电动机的选用 . 12 择电动机类型 . 12 择电动机容量 . 12 定电动机转速 . 14 动机型号的选择 . 14 4 联轴器的选用 . 15 性联轴器 . 16 性联轴器 . 16 5 减速器的设计 . 18 动装置的总传动比 . 18 配传动装置各级传动比 . 19 速器运动和动力参数计算 . 19 速器主要零部件的设计计算 . 20 轮传动设计 . 20 总 结 . 32 2 致 谢 . 33 参考文献 . 34 3 引 言 本毕业设计的设计任务是送料机的设计。送料机是送料机构的一种，能够实现间歇的输送工件，应用非常广泛。 选择送料机这种生产机械的设计作为 毕业设计的选题，能培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密，以及独立解决工程实际问题的能力。它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。通过机械课程毕业设计的基本技能训练，提高了我们的计算、绘图、使用技术资料和设计手册、熟悉各种规范标准、进行数据分析和处理、编写技术文件等方面的能力。 本毕业设计高度采用现 代化的设计手段，使用 行送料传动设计、圆柱齿轮传动设计、齿轮的设计、轴的结构设计、轴承的选择、轴承端盖设计、轴系零件紧固件设计、减速器基本附件以及基本连接件的设计等，使得设计高度地自动化，将现代计算机技术与我们传统的机械设计理论及实际相联系，提高了设计效率。 由于本人缺乏经验、水平有限，设计中难免有错误和不妥之处，恳请各位老师提出宝贵意见，我会积极改正并在今后的学习中更加努力和认真。 4 1 送料机构的设计计算 料机构介绍 管 道截止阀阀芯自动装配系统送料机构总统方案设计 ，送料机构 是在一定的线路上连续输送物料的物料搬运机械，又称连续 送料机构 。 送料机构 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。 送料机构 输送能力大，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。 可以单台输送，也可多台组成或与其他输送设备组成水平或倾斜的输送系统，以满足不同布置形式的作业线需要。 送料机构的历史 中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板 送料机构 的雏形； 17世纪中，开始应用架空索道输送散状物料； 19世纪中叶，各种现代结构的 送料机构 相继出现。 1868年，在英国出现了 送料机构 ； 1887 年，在美国出现了螺旋 送料机构 ；1905年，在瑞士出现了钢 送料机构 ； 1906 年，在英国和德国出现了惯性 送料机构 。此后， 送料机构 受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。 送料机构的分类 一 般按有无牵引件来进行分类 具有牵引件的 送料机构 一般包括牵引件、承载构件、驱动 装置、张紧装置、改向装置和支承件等。牵引件用以传递牵引力，可采用输送带、牵引链或钢丝绳；承载构件用以承放物料，有料斗、托架或吊具等；驱动装置给 送料机构 以动力，一般由电动机、减速器和制动器 (停止器 )等组成；张紧装置一般有螺杆式和重锤式两种，可使牵引件保持一定的张力和垂度，以保证 送料机构 正常运转；支承件用以承托牵引件或承载构件，可采用托辊、滚轮等。 具有牵引件的 送料机构 的结构特点是：被运送物料装在与牵引件连结在一起的承载构件内，或直接装在牵引件 (如输送带 )上，牵引件绕过各滚筒或链轮首尾相连，形成包括运送物料 的有载分支和不运送物料的无载分支的闭合环路，利用牵引件的连续运动输送物料。 这类的 送料机构 种类繁多，主要有 送料机构 、板式 送料机构 、小车式 送料机构 、自动扶梯、自动人行道、刮板 送料机构 、埋刮板 送料机构 、斗式 送料机构 、斗式提升机、悬挂 送料机构 和架空索道等。 5 没有牵引件的 送料机构 的结构组成各不相同，用来输送物料的工作构件亦不相同。它们的结构特点是：利用工作构件的旋转运动或往复运动，或利用介质在管道中的流动使物料向前输送。例如，辊子 送料机构 的工作构件为一系列辊子，辊子作旋转运动以输送物料；螺旋 送料机构 的工作构件为 螺旋，螺旋在料槽中作旋转运动以沿料槽推送物料；振动 送料机构 的工作构件为料槽，料槽作往复运动以输送置于其中的物料等 。 二送料机构 械按使用的用途分可以分为 : 1 散料 送料机构 械 (如 :送料机构 螺旋 送料机构 斗式提升机 大倾角 送料机构 等 ) （ 1） 送料机构 由驱动装置拉紧装置输送带中部构架和托辊组成输送带作为牵引和承载构件，借以连续输送散碎物料或成件品。 6 送料机构 是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。应用它，可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最 终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。所以 送料机构 广泛应用于现代化的各种工业企业中。 在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用送料机构 。它用于水平运输或倾斜运输。 （ 2）螺旋 送料机构 俗称绞龙，适用于颗粒或粉状物料的水平输送，倾斜输送，垂直输送等形式。输送距离根据畸形不同而不同，一般从 2米到 70米。 输送原理：旋转的 螺旋叶片将物料推移而进行螺旋 送料机构 输送。使物料不与螺旋 送料机构 叶片一起旋转的力是物料自身重量和螺旋 送料机构 机壳对物料的摩擦阻力。 结构特点：螺旋 送料机构 旋转轴上焊有螺旋叶片，叶片的面型根据输送物料的不同有实体面型、面型、叶片面型等型式。螺旋 送料机构 的螺旋轴在物料运动方向的终端有止推轴承以随物料给螺旋的轴向反力，在机长较长时，应加中间吊挂轴承。 双螺旋 送料机构 就是有两根分别焊有旋转叶片的旋转轴的螺旋 送料机构 。说白了，就是把两个螺旋 送料机构 有机的结合在一起，组成一台螺旋 送料机构 。 螺旋 送料机 构 旋转轴的旋向，决定了物料的输送方向，但一般螺旋 送料机构在设计时都是按照单项输送来设计旋转叶片的。当反向输送时，会大大降低 送料机构 的使用寿命。 （ 3）斗式提升机 利用均匀固接于无端牵引构件上的一系列料斗，竖向提升物料的连续 送料机构 械。 斗式提升机具有输送量大，提升高度高，运行平稳可靠，寿命长显著优点，本提升机适于输送粉状，粒状及小块状的无磨琢性及磨琢性小的物料，如：煤、水泥、石块、砂、粘土、矿石等，由于提升机的牵引机构是环行链条，因此允许输送温度较高的材料 (物料温度不超过 250 )。一般输送高度最 高可达 40米。 2 物流 送料机构 械 (如 :流水线 ,流水线设备 ,输送线 ,悬挂输送线 ,升降机 ,气动升降机 ,齿条式升降机 ,剪叉式 ,升降机 ,辊道 送料机构 ,升降机 ) 。 送料机构的发展趋势 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。 送料机构 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 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 送料机构 结构。 扩大 送料机构 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 送料机构 。 7 使 送料机构 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 送料机构 应能满足分拣动作的要求等。 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 送料机构 选型的重要指标之一。 减少各种 送料机构 在作业时所产生的粉尘、噪声和排放的废气。 械运动方案设计 机械运动方案设计的目的在于培养综合掌握和运用各方面的学科知 识和实践技能，独立分析和解决工程实际问题的能力，树立理论联系实际的正确设计思想；鼓励我们在设计时打破常规，拓宽设计思路，激发创新精神，善于分析，不断创新。 本设计方案的确定的过程以自主设计为主，同时参考书籍、网络等其它资源。 设计过程： （ 1）根据题目运动轨迹要求，查找四连杆曲线图； （ 2）根据轨迹查找对应曲线； （ 3）根据对应曲线的四连杆机构设计该机构的具体尺寸； （ 4）利用计算机造型 :主要利用 据尺寸在 造型装配，然后在 分析输送爪送料时的运 动位移； （ 5）造型的美观设计，一种设计的美观同样重要，尺寸确定后根据现实的需要和工程上的要求来具体设计机构机型改装，设计出具有创新能力的机构。 图 1 主要机构为曲柄摇杆机构，它类似采用的是一种简易的四杆机构， 连杆机构构件运动形式多样，如可实现转动、摆动、移动和平面或空间复杂运动，从而可用于实现已知运动规律和已知轨迹。此外，低副面接触的结构使连8 杆机构具有以下一些优点：运动副单位面积所受压力较小，且面接触便于润滑，故磨损减小；制造方便，易获得较高的精度；两构件之间的接触是靠本身的几何封闭来维系的。平面连 杆机构的缺点是：一般情况下，只能近似实现给定的运动规律或运动轨迹，且设计较为复杂；当给定的运动要求较多或较复杂时，需要的构件数和运动副数往往较多，这样就使机构结构复杂，工作效率降低，不仅发生自锁的可能性增加，而且机构运动规律对制造、安装误差的敏感性增加；机构中作复杂运动和作往复运动的构件所产生的惯性力难以平衡，在高速时将引起较大的振动和动载荷，故连杆机构常用于速度较低的场合 所有运动副均为转动副的平面四杆机构称为铰链四杆机构，它是平面四杆机构的最基本的型式，其他型式的平面四杆机构都可看作是在它的基础上通过演 化而成的。在此机构中，构件 4 为机架，与机架构成运动副的构件 1、 3 称为连架杆，不与机架组成运动副的构件 2称为连杆。若组成转动副的两构件能作整周相对转动，则该转动副称为整转副，否则称为摆动副。与机架组成整转副的连架杆称为曲柄，与机架组成摆动副的连架杆称为摇杆 。 曲柄摇杆机构：其中两连架杆一为曲柄另一为摇杆 . 我们知道，当连杆上的点处在连杆平面的不同位置时，其曲线形状将有很大的变化，连杆曲线的形状主要有椭圆形、曲边三角形、逗点形、“ 8”字形、月牙形等，这些形状的连杆曲线分布在连杆平面的不同区域内，在连杆平面内找到 一点，使得在平面作相对水平运动，保证输送爪与被传送件没有相对运动，也就是不产生相对磨擦，满足传送件要运动的轨迹要求。 该机构的自由度为 2。输入运动从曲柄 1传入，摇杆 3控制了输送爪 5的水平运动。 方案优点是：运动副都是低副，因此运动副元素都是面接触，压强较小，可承受较大的载荷；有利于润滑，故磨损较小；此外，运动副元素的几何形状比较简单，便于加工制造，易获得较高的精度 点是：传递路线较长，易产生较大的误差积累，同时，也使机械效率降低，且不利于高速运动。 综 上：所设计方案能满足要求的性能指标；结构简单、紧凑；制造方便，成本较低。 计机构的具体尺寸 考虑到 行程速比系数 (动停时间之比 )K=t1/，计算四杆机构的极位夹角 = 1800 * ( K - 1 ) / ( K + 1 ) = 1800 * ( ) / ( 1 ) =作图法进行四杆机构设计，如下图： 9 图 2 设计要求 送 料 距离 a=300用各铰链之间相对运动的几何关系知，设计连杆与摇杆铰接点 F 距离为 00确定摇杆固定铰链 D 和曲柄固定铰链 A。 曲柄 （ ： 6F=164C=F=180用圆整后的数据作图如下： 10 图 3 由图可知所设计送料机构距离为 合设计要求允许误差。 C 点轨迹曲线的最高点距输送架距离为 亦符合设计要求。由此各杆长度确定。 曲柄 6杆 64杆 70F=180柄盘被电动机驱动由 00动连杆。摇杆以固定铰链为圆心，自由端运动至左极限位置，输送爪将坯料送至待加工位置。摇杆向右运动至右极限位置，成一个工作循环。机构可在预定时间将工件送至待 加工位置。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 11 2 布置方式 电动机通过联轴器、减速器带动曲柄盘，驱动连杆送料机构，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，由于推爪与轴间有扭簧，推爪得以从工件底面滑过，工件保持不动，当滑推进时，推爪已复架再次向前位，向前推动新的工件前移，前方推爪也推动前一工位的工件前移。其传动装置使用展开式二级圆柱齿轮减速器 减速器。 下图为本设计送料机机的布置方式， 电动机转速经齿轮传动降低后驱动机器曲柄运转。 此布置方式的选择，降低了成本，安装维护方便。 12 图 3 3 电动机的选用 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。 择电动机容量 送料机在工作时的阻力为 50N，对送料机构进行受力分析如下图： 13 图 4 0N 233212=算得： M=m 根据设计要求送料机工作周期 T=3s，则曲柄盘转速 n=20r/ 平面连杆送料机构工作所需功率： 1 6 k 9 5 5 0 k W *M 电动机所需工作功率 ： P 传动装置的总效率为： 23321 按机械课程设计手册表 2定各部分效率为 :联轴器效率 ，滚动轴承效率（一对） ，共三对。闭式齿轮传动效率 ，代入14 得： 3 所需电动机功率为 电动机额定转速根据生产机械的要求而选定。因载荷平稳，电动机额定功率大于即可。 本设计所采用的电动机的总功率为 机械课程设计手册表6电动机的额定功率 定电动机转速 送料机构曲柄盘工作转速 n=20r/ 通常，二级圆柱齿轮减速器为 608i ，故电动机转速的可选范围为： m 200160m 0608 d 故可选同步转速为 750r/ 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 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 电动机型号 额定功率 载 转速 r/流 A 效率 功率因数 50 5 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 3 4 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）16 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。 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/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。 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： 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 ，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 250 / m ,轴的刚度较大，且无剧烈冲击处。效率 1 ( 3 5 ) ，这里 f 为摩擦系数，一般取为 y 为两轴间径向位移量，单位为 d 为轴径，单位为 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17 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 0035 45 达），而且在机器运转时，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 。 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。 1） 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 18 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。 5 减速器的设计 在机械设计中，常将整机的减速传动部分设计和制造成独立的闭式传动装置，称为减速器，它是机械工业中最基本和最典型的传动装置。 拟设计为两级圆柱 齿轮减速器，采用展开式连接，是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。采用这样的方式是由于所需的传动比相对较大；电动机驱动后，传入两级减速器，带动齿轮转动，输出带动送料机构。 动装置的总传动比 19 已知送料机构曲柄盘工作转速 n=20r/选用电动机工作转速为750r/电机与曲柄之间的总传动比为： i 配传动装置各级传动比 高速级齿轮的传动比 12i 为低速级齿轮传动比的 2312 2.1 。则根据公式 2312 2.1 可求出 i i 电动机和 轴和曲柄盘之间用的都是联轴器，故传动比都是 1。 速器运动和动力参数计算 0 轴（电动机轴）： 89550m 1 轴（高速轴）： 5 0m 2 轴（中间轴） ： i n/ 3 轴（低速轴）： 运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表如下： 20 表 2各轴运动和动力参数 轴名 功率 P/矩 T/(N m) 转速 n/(r/传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 28 750 1 1 轴 50 轴 12 轴 2 0 速器主要零部件的设计计算 轮传动设计 齿轮的材料，精度和齿数选择考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性。因传递功率不大，转速不高 ,两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用 45号合金钢，锻毛坯。热处理大齿轮正火处理 ,小齿轮调质处理，均用软齿面且大、小 齿轮的齿面硬度分别为 280240轮精度用 7 级，轮齿表面精糙度为 齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多 些。 初步规划该减速器的使用寿命为 10年，每年按 300天计算，第、公差组精度分别为 7、 7、 7； 鉴于该减速器有轻微震动，空载启动，两级圆柱齿轮的使用系数均取 由机械设计齿轮相对于两轴承非对称布置且大齿轮为软齿面 ,因此选齿宽系数 一 齿轮最高转速为 750r/大扭矩为 28 N m。闭式齿轮的小齿齿数 1 20 40 ， . 定齿轮类型、精度等级、材料极其齿数 (1)按设计给定的方案，选用直齿圆柱齿轮。 (2)运输机为一般工作机器，速度不高，固选级精度。 (3)小齿轮材料为 40质），硬度为 280 大齿轮材料为 40质），硬度为 240 (4)选1 24，则 112 * =61 按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 21 . 按齿面接触强度设计 3 211 )(1)选 小齿轮传递的转距为 28N*m 选齿宽系数 ，由表查得材料的弹性影响系数 。由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 00 ，大齿轮的触疲劳强度为 50 。 由式 60计算应力循环次数 911 0817 5 06060 ，2 1 取效率为 %1 ，安全系数 S=1,则 ： 1 l i m 112 l i m 220 . 9 7 6 0 0 58211 . 0 4 5 5 0 5721 （ 2）计算：带入 H 中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的14 231 1 . 2 1 . 8 6 1 0 4 1 1 8 9 . 82 . 3 2 ( ) 3 6 . 3 10 . 8 4 5 7 2td m m 圆周速度： t /1 计算齿宽： 1 0 . 8 3 6 . 3 2 9 . 0 4d m m 计算齿宽与齿高比： 模数 113 6 . 3 1 1 . 5 124m m 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 1 . 5 1 3 . 4 0th m m m 2 9 8 3 22 计算载荷系数： 根据 7 级精度，查得 动载系数 对于直齿轮 1 1A用插值法查得 7 级精度小齿轮非对称布置时， 由 ， 可查得 故载荷系数 1 . 4 4A V H H 校正分度圆直径： 311 3 8 . 5 8d m m 计算模数 ： 111 dm m m . 按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度的设计公式为 3 211 )(2 F 8050021 取弯曲疲劳安全系数 1112223 0 7 . 1 42 4 1 . 5 7F N F F 载荷系数 1 . 4 1A V F F 查取齿形系数 1 2 查取应力校正系数 1 2 23 1112222 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 1 3 6 33 0 7 . 1 42 . 1 9 1 . 7 8 5 0 . 0 1 6 22 4 1 . 5 7F a S a S 43 22 1 . 4 1 1 . 8 5 7 1 0 0 . 0 1 6 2 1 . 2 30 . 8 2 4m m m 圆整 . 几何尺寸计： 分度圆直径： 11222 6 1 . 5 3 91 0 4 1 . 5 1 5 6d m m md m m m 中心距： 12 9 7 . 52m m 齿轮宽度： 1 3 1 . 2db d m m 取 2 35B 40B 此，高速级齿轮的计算完毕。 用同样的方法计算低速级齿轮的尺寸 分度圆直径： 中心距： 3 齿轮宽度： 1 3 7 . 5db d m m 取 4 40B 50B 此，得表 3 如下图： 二级圆柱齿轮减速器齿轮设计参数 高速级 低速级 高速级 低速级 2 2 2 2 齿 轮 对 参 数 项 24 齿数 26 104 25 139 齿宽( 40 35 50 40 分度圆直径( 39 156 37 5 210 变位系数 ( 算接触应力 (582 572 630 632 5 计算弯曲应力(307 14 241 57 303 57 249 71 极限传递功率 (2 9 2 85 齿面硬度 (280 240 280 240 模数 (1 5 1 5 中心距 (97 5 123 75 小齿轮最高转速(r/750 112 小齿轮最大扭矩(18570 19100 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 ): (1) 箱体内部宽度 : 0 2 3 2 1 3 2( ) / 2 1 5 5L B B B (2) 调整间隙如下 : 1021 ; 1022 ; 1023 (3) 轴承端盖螺钉 : 5783 总长 l 端盖厚度 )0 轴承选 6005A (4) 调整垫片厚度 : 2l (5) 轴承座的厚度 : 52)(10212 凸台高度 (6) 挡油环预定宽度 : 8(7) 高速轴轴颈处的线速度： 2/ 0 00 750256 0 0 00 2 5 1 4 4 0 1 . 8 4 4 / 2 /6 0 0 0 0 6 0 0 0 0m s m s 因此，轴承的润滑方式选用油脂润滑，取 83 一 1轴的结构尺寸设计 25 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 ,其中第如图 5所示 : 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 120 所以 ,该轴的最小轴径为 : 311011 考虑到该段开键槽的影响 ,轴径增大 6%,于是有 : 1 1 1 1( 1 6 % ) 1 . 0 6 1 5 . 1 2 1 6 . 0 3 标准化取11 20d 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 311111 1111 %)61( 考虑键槽影响 ) 16 20（ 54 26 5411L 第 2212 33 22 第 513 323 h 9 24 第 40 22 第 V 段 558023 24 2轴的受力分析及计算 轴的受力计算 112 2 1 9 1 0 0 9 7 9 . 4 939t a n 9 7 9 . 4 9 t a n 2 0 3 5 6 . 5/ c o s 9 7 9 . 4 9 / c o s 2 0 1 0 4 2 . 3 5 3轴承的选择 轴承采用 6005 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=25 外径 D=47 宽度 B=12 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/轴承内圈配合轴劲选用 轮与大带轮均 采用 别为 10*25 0*40 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27 肩圆角半径为 1他轴肩圆角半径均为 2据标准 的左右端倒角均为 1*450 二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 和第 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 0 112A 所以 ,有该轴的最小轴径为 : 2 332 1 022 . 6 91 1 2 2 0 . 6 44 2 9 . 8 5 m 因键槽开在中间，其影响不预考虑 标准化取 2521 d 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 2321 02由轴承尺寸确定 (轴承预选 60052 12B ) 11 B25 22 第 212122 2222 %)121( 考虑键槽影响 ) 30 28 齿宽22L 40 第 222223 412 L 36 10 第 2224 齿宽24L 30 50 第 V 段 2125 232422123025 z 低25 22 2轴的受力分析及计算 轴的受力计算 由高速轴的受力分析知： 22222 2 7 1 3 5 0 570025t a n 5 7 0 0 t a n 2 0 2 0 7 4 . 6 3tr t 3轴承的选择 轴承采用 6005 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=25 外径 D=47 宽度 B=12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/轴承内圈配合轴劲选用 轮与大带轮均采用 别为 10*25 0*40 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 1他轴肩圆角半径均为 2据标准 的左右端倒角均为 1*4 三低速轴的轴系结构设计 1轴的结构尺寸设计 29 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴 ,共分五段 ,如图 7所示 : 考虑到低速轴的载荷较大，材料选用 45,热处理调质处理 ,取材料系数0A=105,所以 ,有该轴的最小轴径为 : 333031 考虑到该段开键槽的影响 ,轴径增大 6%,于是有 : 3 1 3 1( 1 6 % ) 1 . 0 6 3 0 . 3 3 3 2 . 1 5 标准化取 3531 由联轴器宽度尺寸确定 )=65 333 =35 76321034 =10 363635 =35 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表 : 表 6 低速轴结构尺寸设计 阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果 30 第 I 段 3331 03 3131 %)61( 考虑键槽影响 ) 11L (由曲柄盘宽度尺寸确定 ) 5(7 第 313132 (由毛毡圈尺寸确定 ) 0033232 34 38 第 33(轴承预选 6007 3 14B ) 333 36 9 第 76321034 38 40 第 V 段 363635 35L 5 36 20 2轴的受力分析及计算 轴受力计算 由中间轴的受力分析知： 700 轴承的选择 轴承采用 6007 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=35 外径 D=62 宽度 B=14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/轴承内圈配合轴劲 选用 轮与大带轮均采用 别为 10*25 0*40 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31 肩圆角半径为 1他轴肩圆角半径均为 2据标准 的左右端倒角均为 1*4 四、轴的强度校核 经分析知 现来校核 （ 1）、合成弯矩 22229241151r A A H A B H B F 1151C （ 2）、当量弯矩 223( ) 1 1 5 1 7 . 7 T （ 3）、校核 由手册查材料 45的强度参数 9 1 3311 1 5 1 7 . 70 . 1 0 . 1 ( 4 5 )1 2 . 6 4 由计算结果可见 C 截面安全。 速器箱体及其附件的设计 一箱体结构设计 根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中 a=140） 表 7 箱体结构尺寸 名称 符号 设计依据 设计结果 箱座壁厚 8 10 考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于 8 箱盖壁厚 1 8 108 箱座凸缘厚度 b 2 箱盖凸缘厚度 2 箱座底凸缘厚度 0 地脚螺栓直径 2 16 地脚螺栓数目 n a 250 时， n=4 4 轴承旁联结螺栓直径 2 箱盖与箱座联接螺栓直径 d 2 (0.6) 轴承端盖螺钉直径 0.5)0 32 窥视孔盖螺 钉直径 0.4) 定位销直径 d (d 2 8 轴承旁凸台半径 R1 0 凸台高度 h 根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 50 外箱壁至轴承座端面距离 l1 c1+(5 8) 55 大齿轮顶圆距内壁距离 1 0 齿轮端面与内壁距离 2 10 箱盖、箱座肋厚 m m 8 轴承端盖凸缘厚度 t (1 2 轴承端盖外径 +(5 20 轴承旁联结螺栓距离 S 尽量靠近，以 不干涉为准，一般取 S22 螺栓扳手空间与凸缘厚度 安装螺栓直径 8 12 外箱壁距离 3 16 18 22 至凸缘边距离 1 14 16 20 沉头座直径 0 24 26 32 二减速器附件的设计 1窥视孔和视孔盖 窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸如箱体进行检查操作为宜。窥视孔应设计凸台以便加工。 2 通气器 通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。选择通气器类型应考虑其环境的适应性，其规格尺寸与减速器大小相适应。 3 油面指示器 油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位。 4 放油孔和螺塞 放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。 5 定位销 常采用圆锥做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角出，并应做非对称布置。 总 结 33 设计毕业设计十六周时间，在这段时间里我学习到了很多的知识，让我受益非浅 。本次设计主要是根据现有的设计标准进行仿形设计，严格依据设计标准和有关规范进行设计与计算。 毕业设计培养了我 : 1、综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展； 2、学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机