棒料校直機執(zhí)行機構(gòu)與傳動系統(tǒng)設(shè)計論文

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1、 工 學 院 畢 業(yè) 設(shè) 計（ 論 文 ） 題 目：棒料校直機執(zhí)行機構(gòu)與傳動系統(tǒng)設(shè)計 專 業(yè)： 機電技術(shù)教育 班 級： 06級2班 姓 名： 陳 剛 學 號： 2006644209 指導教師： 宛 傳 平 日 期： 2010年5月20日

2、 目 錄 1 引言 2 2 設(shè)計數(shù)據(jù)與要求 2 3 工作原理的確定 3 4 執(zhí)行機構(gòu)和傳動系統(tǒng)運動方案的擬定 5 4.1 執(zhí)行機構(gòu)運動方案的擬定 5 4.2 傳動系統(tǒng)運動方案的擬定 6 5 執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計 6 5.1 執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計計算的準備 6 5.2 凸輪曲線的計算 8 5.2.1 凸輪機構(gòu)的基本尺寸 8 5.2.2 求理論廓線 8 5.2.3 求工作廓線 9 6 傳動系統(tǒng)設(shè)計 11 6.1 帶傳動設(shè)計 11 6.1.1 電動機的選擇 11 6.1.2 V帶傳動的設(shè)計計算 12 6.2 V 帶輪的設(shè)計 16 6.3 減速器斜齒輪傳

3、動 16 6.4 軸的設(shè)計 20 致謝 26 參考文獻 26 棒料校直機執(zhí)行機構(gòu)與傳動系統(tǒng)設(shè)計 摘 要：棒料校直是機械零件加工前的一道準備工序。而校直機就是用來對軸類零件進行校直的機器，通過校直以便獲得理想的直線度或回轉(zhuǎn)精度要求，從而保證零件能夠達到要求的裝配精度。本文主要對校直機的執(zhí)行機構(gòu)和傳動系統(tǒng)進行了設(shè)計，其中包括凸輪機構(gòu)、帶傳動、齒輪傳動、減速器等。 關(guān)鍵字：校直；精度；執(zhí)行機構(gòu)；傳動系統(tǒng) 1 引言 校直機就是用來對軸桿類零部件進行校直的機器，通過校直以便獲得理想的直線度要求或回轉(zhuǎn)精度要求，保證零部件能夠達到裝配的精度或獲得下道工序最小切削加

4、工余量。校直俠義上是指針對回轉(zhuǎn)類零部件的彎曲校直，例如：階梯齒輪軸、電樞軸、花鍵軸、活塞桿、半軸、光軸、齒條、石油轉(zhuǎn)桿等；廣義上校直包括盤圓、絲杠、螺紋桿、鉆頭、直線導軌、多邊形及橢圓桿類零部件不規(guī)則形截面桿類零部件等。同時需要注意的是校直僅限于金屬材料，因為微觀下的非金屬材料分子結(jié)構(gòu)在外力的作用下不具有移動重組的穩(wěn)定性，即外在表現(xiàn)形式體現(xiàn)在可延展性、韌性與塑形的同時存在。 隨著機械工業(yè)的迅速發(fā)展，大批量軸桿類產(chǎn)品被廣泛應(yīng)用，于是校直機便應(yīng)運而生。手動液壓式壓力機就是其中之一。手動壓力機的出現(xiàn)滿足了當時軸桿類的校直工藝要求，在一定意義上促進了工業(yè)的發(fā)展。隨著機械工業(yè)的進步，特別是現(xiàn)代汽

5、車、紡織、石油鉆探等工業(yè)日益蓬勃的發(fā)展，手動壓力機在校直方面的不足日益凸顯。手動校直方式不但人工成本高、校直速度慢，滿足不了大批量生產(chǎn)加工的需要，而且產(chǎn)品的精度等級低，無法實現(xiàn)高精度軸類的工藝要求，容易斷軸及產(chǎn)生裂紋，無法實現(xiàn)自動流水線作業(yè)。自動校直機的出現(xiàn)改善了這種狀況，自動校直機能夠?qū)崿F(xiàn)自動上下料、自動裝夾、自動旋轉(zhuǎn)測量、自動校直機、自動檢測裂紋，并且在校直精度、校直節(jié)拍、校直種類上較手動壓力機相比有很大提高，同時能夠節(jié)省大量的人工成本、減輕工人的勞動強度。但是，在設(shè)備成本上自動校直機是手動校直機的2-10倍，這也是手動校直機至今仍沿存的原因之一?？梢哉f校直工藝是一種古老的方式，而自動校直

6、機是依賴汽車工業(yè)的發(fā)展而發(fā)展起來的一種新產(chǎn)品。 國內(nèi)從二十世紀90年代初，有一些企業(yè)院校和科研機構(gòu)開展了自動校直機的研發(fā)工作。到目前為止，在國內(nèi)市場比較有影響的是長春試驗機械研究所研制的系列產(chǎn)品。現(xiàn)在以該系列產(chǎn)品為例，概述自動校直機在國內(nèi)的發(fā)展歷程。1、合作生產(chǎn)校直機2、研發(fā)自主知識產(chǎn)權(quán)的自動校直機3、研發(fā)JJC系列機械式校直機4、校直機的系列化設(shè)計5、研發(fā)校直機新的測控系統(tǒng)6、校直機的個性化設(shè)計。 2 設(shè)計數(shù)據(jù)與要求 需校直的棒料材料為45鋼，棒料校直機其他原始設(shè)計數(shù)據(jù)如表2－1所示。 表2－1   棒料校直機原始設(shè)計數(shù)據(jù) 分組 直徑d2 (

7、mm) 長度L (mm) 校直前最大曲率半徑ρ(mm) 最大校直力(KN) 棒料在校直時轉(zhuǎn)數(shù) (轉(zhuǎn)) 生產(chǎn)率 (根/分) 1 2 3 4 15 18 22 25 100 100 100 100 500 400 300 200 1.0 1.2 1.4 1.5 5 4 3 2 150 120 100 80 注：室內(nèi)工作，希望沖擊振動??；原動機為三相交流電動機，使用期限為10年，每年工作300天，每天工作16小時，每半年作一次保養(yǎng)，大修期為3年。 3 工作原理的確定 1) 用平面壓板搓滾棒料校直(圖3-1)。此方法的優(yōu)點是

8、簡單易行，缺點是因材料的回彈，材料校得不很直。 2) 用槽壓板搓滾棒料校直。考慮到“糾枉必須過正”，故將靜搓板作成帶槽的形狀，動、靜搓板的橫截面作成圖3-2所示形狀。用這種方法既可能將彎的棒料校直，但也可能將直的棒料弄彎了，不很理想。 3) 用壓桿校直。設(shè)計一個類似于圖3-3所示的機械裝置，通過一電動機，一方面讓棒料回轉(zhuǎn)，另一方面通過凸輪使壓桿的壓下量逐漸減小，以達到校直的目的。其優(yōu)點是可將棒料校得很直；缺點是生產(chǎn)率低，裝卸棒料需停車。 4) 用斜槽壓板搓滾校直。靜搓板的縱截面形狀如圖3-4所示，其槽深是由深變淺而最后消失。其工作原理與上一方案使壓下量逐漸減小是相同的，故也能將棒料校得很

9、直。其缺點是動搓板作往復運動，有空程，生產(chǎn)效率不夠高。雖可利用如圖所示的偏置曲柄滑塊機構(gòu)的急回作用，來減少空程損失，但因動搓板質(zhì)量大，又作往復運動，其所產(chǎn)生的慣性力不易平衡，限制了機器運轉(zhuǎn)速度的提高，故生產(chǎn)率仍不理想。 5) 行星式搓滾校直。如圖3-5示，其動搓板變成了滾子1，作連續(xù)回轉(zhuǎn)運動，靜搓板變成弧形構(gòu)件3，其上開的槽也是由深變淺而最后消失。這種方案不僅能將棒料校得很直，而且自動化程度和生產(chǎn)率高，所以最后確定采用此工作原理。  圖3-1平面壓板搓滾棒料校直         

10、0;    圖3-2 槽壓板搓滾棒料校直    圖3-3    壓桿校直   圖3-4   斜槽壓板搓滾校直    圖3-5   行星式搓滾校直 4 執(zhí)行機構(gòu)和傳動系統(tǒng)運動方案的擬定 4.1 執(zhí)行機構(gòu)運動方案的擬定 行星式棒料校直機有兩個執(zhí)行構(gòu)件，即動搓板滾子和送料滑塊。動搓板滾子的運動為單方向等速連續(xù)轉(zhuǎn)動，可將其直接裝在機器主軸上。送料滑塊的運動為往復移動。圖4-1

11、 曲柄（或凸輪）每轉(zhuǎn)一周送出一根棒料。由于凸輪機構(gòu)能使送料機構(gòu)的動作和搓板滾子的運動能更好的協(xié)調(diào)，故圖b）的執(zhí)行機構(gòu)運動方案優(yōu)于圖a），下面設(shè)計計算針對圖b）方案進行。   a)                        b) 圖4-1

12、   行星式棒料校直機執(zhí)行機構(gòu)運動方案 4.2 傳動系統(tǒng)運動方案的擬定 初步擬定的傳動方案如圖4—2所示。驅(qū)使動搓板滾子1轉(zhuǎn)動的為主傳動鏈，為提高其傳動效率，主傳動鏈應(yīng)盡可能簡短，而且還要求沖擊振動小，故圖中采用了一級帶傳動和一級齒輪傳動。傳動鏈的第一級采用帶傳動有下列優(yōu)點：電動機的布置較自由，電動機的安精度要求較低，帶傳動有緩沖減振和過載保安作用。 圖4-2   行星式棒料校直機傳動方案 5 執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計 5.1 執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計計算的準備 由于動搓板滾子1直接裝在機器主軸上，只有執(zhí)行構(gòu)件，沒有執(zhí)行機構(gòu)，故只需對送料機構(gòu)進行設(shè)計。對于圖

13、4－1b）所示得運動方案，送料機構(gòu)的設(shè)計，實際上就是擺動推桿盤狀凸輪機構(gòu)的設(shè)計。 凸輪軸的轉(zhuǎn)動是由滾子軸（傳動主軸）的轉(zhuǎn)動經(jīng)過齒輪機構(gòu)傳動減速而得到的。下面來討論滾子軸與凸輪軸間的傳動比應(yīng)如何確定。 應(yīng)注意在校直棒料時，不允許兩根棒料同時進入校直區(qū)，否則將因兩根棒料的相互干擾，可能一根棒料也未被校直。所以一定要待前一根棒料退出落下后，后一根棒料才能進入校直區(qū)。 設(shè)滾子1的直徑，棒料的直徑為，校直區(qū)的工作角為，從棒料進入到退出工作區(qū)，滾子1的轉(zhuǎn)角為。因在棒料校直時的運動狀態(tài)跟行星輪系傳動一樣，弧形搓板相當于固定的內(nèi)齒輪，其內(nèi)經(jīng)為，角相當于行星架的轉(zhuǎn)角，根據(jù)周轉(zhuǎn)輪系的計算式，即可求得滾子1的

14、相應(yīng)轉(zhuǎn)角，即                   【3】 故                        設(shè)已確定為了校直棒料，棒料需在校直區(qū)轉(zhuǎn)過的轉(zhuǎn)數(shù)為，校直區(qū)的工作角為，則滾子1

15、的直徑，可由下式確定：                     為了保證不出現(xiàn)兩根棒料同時在校直區(qū)的現(xiàn)象，應(yīng)在滾子1轉(zhuǎn)過角度時，送料凸輪4才轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，由此可定出齒輪的傳動比為                    

16、 圖中采用了一級齒輪減速(輪為過輪，用它主要是為了協(xié)調(diào)中心距)。若一級齒輪減速不能滿足要求時，可考慮用二級或三級齒輪減速。 對于第一組數(shù)據(jù)，并設(shè)校直區(qū)的工作角為＝1200，則由上面公式可求得滾子1的直徑＝240mm，滾子1的轉(zhuǎn)角為＝2550，故取j1=2600,從而求得齒輪的傳動比為ig＝0.722。故取Zc＝26，Za＝36。 送料滑塊應(yīng)將棒料推送到A點，設(shè)推送距離對應(yīng)的圓心角為300，則可求得滑塊行程約為120mm，若取擺桿長lCF＝400mm，則其擺角為17.25o。 5.2 凸輪曲線的計算 5.2.1 凸輪機構(gòu)的基本尺寸 初步確定凸輪的基圓半徑為50mm，推桿滾子半徑為10m

17、m，其次要選定推桿的運動規(guī)律，因為工作條件為高速輕載，應(yīng)選用amax和jmax較小的運動規(guī)律，以保證推桿運動的平穩(wěn)性和工作精度。由表5-1可知，推程可選用正弦加速度運動規(guī)律，回程運動可選用五次多項式運動規(guī)律。 圖5-1 推桿的運動規(guī)律 圖5-2 5.2.2 求理論廓線 對于對心直動滾子推桿盤形凸輪機構(gòu)，凸輪廓線的坐標公式為 (1) [5] (2) 對于對心直動滾子而說，e=0,，代入（1）（2），求得， ，; 式中位移s應(yīng)分段計算。 1)推程階段

18、2)遠休止階段 3) 回程階段 4）近休止階段 推程段的壓力角和回程段的壓力角 [1] 取計算間隔為5°，將以上各相應(yīng)值代入式（1）（2）計算理論廓線上各點的坐標值。在計算時應(yīng)注意：在推程階段取=1，在遠休止階段取=01+2，在回程階段取=01+02+3，在近休止階段=01+02+03+4。 5.2.3 求工作廓線 [5] 其中： 1）推程階段 2)遠休止階段 3)回程階段 3=[0, /3] 4)近休止階段 計算結(jié)果可得凸輪工作廓線各

19、點的坐標見下表5-1 表5-1 x y 0° 5° …… 350° 355° 360° 0.000 4.359 …… -8.682 -4.358 0.000 50.000 49.826 …… 49.240 49.810 50.000 0.000 3.602 ……. -6.946 -3.486 0.000 40.000 39.855 …… 39.392 39.847 40.000 推程階段的最大壓力角為18.374°，相應(yīng)的凸輪轉(zhuǎn)角為45°；回程階

20、段的最大壓力角為25.037°，相應(yīng)的凸輪轉(zhuǎn)角為210°。凸輪輪廓曲線如下圖所示。 圖5-3 6 傳動系統(tǒng)設(shè)計 6.1 帶傳動設(shè)計 6.1.1 電動機的選擇 原動機選為Y100L2-4異步電動機，電動機額定功率P=3KW ，滿載轉(zhuǎn)速n=1420rpm，則傳動系統(tǒng)的總傳動比為i＝n/n1，其中n1為滾子1的轉(zhuǎn)速。對于第一組數(shù)據(jù)，n1＝2600×150/3600 =108.3，總傳動比為i＝13.11，若取帶傳動的傳動比為ib＝3.0,則齒輪減速器的傳動比為ig＝13.11/3.0=4.3，故采用單級斜齒圓柱

21、齒輪減速器。 η總=η帶×η齒輪×η聯(lián)軸器[5] =0.96×0.982×0.97 =0.914 （1）電機所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =1000×2/1000×0.914 =2.2KW （2）計算各軸的功率（KW） P3=2.20KW P2=P3×η帶=2.20×0.96=2.12KW P1=P2×η軸承×η齒輪=2.12×0

22、.98×0.96 =2.00KW （3）計算各軸扭矩（N?mm） T3=9.55×106P3/n3=9.55×106×2.2/1415 =15739N?mm T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×2.12/458.2 =46837.1N?mm TI=9.55×106P1/n1=9.55×1o6×2.0/108 =187462.9N?mm 6.1.2 V帶傳動的設(shè)計計算 （1）設(shè)計 V 帶傳動時一般已知的

23、條件是： 1）傳動的功率 P=3kw ； 2）大、小帶輪的轉(zhuǎn)速 n2 =472m/s和 n1=1416m/s ； 3）傳動的用途、工作情況和原動機類型以及工作制度； 4）對傳動的尺寸要求等?！　? （2）設(shè)計計算的主要內(nèi)容包括確定： 1） V 帶的型號、長度和根數(shù)； 2）中心距； 3）帶輪基準直徑及結(jié)構(gòu)尺寸； 4）作用在軸上的壓力等。　　 （3）帶傳動設(shè)計計算步驟如下：　　 1）確定計算功率 Pd　 帶在工作時，欲傳遞的額定功率 P一定時，由于傳動的用途、工作情況和原動機類型以及工作制度等工況不同，帶傳動傳遞的功率會有變化，因此為設(shè)計安全可靠，按計算功

24、率 Pd 設(shè)計：Pca ＝KAP kW。 式中： P—傳遞的額定功率kW ； KA——工況系數(shù)，見表 6-1 。 表 6-1 工況系數(shù)KA 工況 KA 空、輕載啟動 重載啟動 <10 10-16 >16 <10 10-16 >16 載荷變動較小 液體攪拌機、通風機和鼓風機（≤ 7.5kW ）、離心式水泵和壓縮機、輕載荷輸送機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷變動小 帶式輸送機（不均勻負荷）、通風機（＞ 7.5kW ）、旋轉(zhuǎn)式水泵和壓縮機（非離心式）、發(fā)電機、金屬切削機床、印刷機、旋轉(zhuǎn)篩、鋸木機和木工機械

25、 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷變動較大 制磚機、斗式提升機、往復式水泵和壓縮機、起重機、磨粉機、沖剪機床、橡膠機械、振動篩、紡織機械、重載輸送機 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷變動很大 破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨） 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 注：1. 空、輕載啟動—電動機（交流啟動、三角啟動、直流并勵）、四缸以上的內(nèi)燃機、裝有離心式離合器、液力聯(lián)軸器的動力機；　　 2. 重載啟動—電動機（聯(lián)機交流啟動、直流復勵或串勵）、四缸以下的內(nèi)燃機?！　?

26、 3. 啟動頻繁，經(jīng)常正反轉(zhuǎn)，工作條件惡劣時，普通 V 帶KA應(yīng)乘以 1.2 。因載荷變動小，且每天工作16小時，故KA取1.1； 所以 Pca=1.1*3=3.3kw 6.1.3 選擇 V 帶型號　　　 根據(jù)計算功率 Pca 和小帶輪轉(zhuǎn)速 n1 由圖 6-1選擇普通 V 帶型號,當在兩種型號的交線附近時，若取截面尺寸小的帶型，帶的彎曲應(yīng)力較小，但帶的根數(shù)多，當帶的根數(shù)太多，則可取大一型號的帶；截面尺寸大的帶型，傳動的中心距、帶輪直徑大，但帶的根數(shù)少。可以對兩種型號同時計算，最后選擇較好的一種。 圖 6-1普通 V 帶選型圖（注：Y型主要傳遞運動，故未列入圖內(nèi)）

27、 已計算得，小帶輪轉(zhuǎn)速為1416（r/min）,Pd=3.3kw； 由圖6-1可以得出選用A帶。 6.1.4 確定帶輪基準直徑和 　　 為提高帶的壽命，應(yīng)減小帶的彎曲應(yīng)力。條件允許時盡量采用較大的帶輪直徑，但這使傳動的輪廓尺寸增大。一般根據(jù) V 帶的型號，參考表選取 dd1≥ d min ，比規(guī)定的最小基準直徑略大些，故選取dd1=90mm。大帶輪基準直徑可按 【1】 計算，常按帶輪直徑系列圓整，， V 帶帶輪基準直徑系列見表 6-2 。 這時 dd2 可不圓整。 取。 表 6-2   V 帶帶輪基準直徑系列 帶型 基準直徑 Y Z A B

28、 C D E 20，22.4，28，31.5，40，45，50，56，63，71，80，90，100，112，125 50，56，63，71，80，90，100，112，125，132，140，150，160，180，200，224，250，280，315，400，500，630 75，80，85，90，95，100，106，112，118，125，132，140，150，160，180，200，224，250，280，315，355，400，450，500，560，630，710 125，132，140，150，160，170，180，200，224，250，280，3

29、15，355，400，450，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1120 200，212，224，236，250，265，280，300，315，335，400，450，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1130，1400，1600，2000 355，375，400，425，450，475，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1060，1120，1400，1500，1600，1800，2000 500，530，560，600，630，670，710，800，900，100

30、0，1120，1250，1400，1500，1600，1800，2000，2240，2500 6.1.5 驗算帶的速度 v 由P=F*V/1000可知，當傳遞的功率一定時，帶速愈高，則所需有效圓周力 F 愈小，因而 V 帶的根數(shù)可減少。但帶速過高，帶的離心拉力顯著增大，減小了帶與帶輪間的接觸壓力，從而降低了傳動的工作能力。同時，帶速過高，使帶在單位時間內(nèi)繞過帶輪的次數(shù)增加，應(yīng)力變化頻繁，從而降低了帶的疲勞壽命。由表 7–4[5] 可見，當帶速達到某值后，不利因素將使基本額定功率降低。所以帶速一般在 v =5-25m /s 內(nèi)為宜，在 v =20-25m /s 范圍內(nèi)最有利。如帶速過高

31、（Y、Z 、A 、B 、C 型v > 25m /s ；D 、E型 v>30m /s）時，應(yīng)重選較小的帶輪基準直徑。 ,因為5≤6.78≤25,符合標準， 故V取6.78mm。 6.1.6 確定中心距 a 和 V 帶基準長度 Ld 根據(jù)結(jié)構(gòu)要求初定中心距 a0。中心距小則結(jié)構(gòu)緊湊，但小帶輪上包角減小，帶傳動的工作能力降低，同時由于中心距小， V 帶的長度短，在一定速度下，單位時間內(nèi)的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增多而導致使用壽命的降低，所以中心距不宜取得太小。但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度較高時還易引起帶的顫動。 對于 V 帶傳動一般可取 0.7（dd1+dd2）≤a0

32、≤2（dd1+dd2），故初定a0=500。 初選 a 0 后， V 帶初算的基準長度 Ld0可根據(jù)幾何關(guān)系由下式計算 由上式算得Ld≈1582mm，應(yīng)由表 8–2【4】基準長度Ld=1600mm，然后再確定實際中心距 a 。 由于 V 帶傳動的中心距一般是可以調(diào)整的，所以可用下式近似計算 a 值 a≈a0+(Ld-Ld0)/2=509mm 考慮到為安裝 V 帶而必須的調(diào)整余量，因此，最小中心距為 a min = a –0.015 Ld=485mm 如 V 帶的初拉力靠加大中心距獲得，則實際中心距應(yīng)能調(diào)大。又考慮到使用中的多次調(diào)整，最大中心距應(yīng)為  &#

33、160;                              a max = a +0.03 Ld=557mm 故中心距的變化范圍為485～557mm 6.1.7 驗算小帶輪上的包角 小帶輪上的包角可按下式計算 [1] 為使帶傳動有一定的工作能力，一般要求（特殊情況允許）。 由（ 7-2

34、5 ）【1】得， =157.8°≥120° 6.1.8 確定 V 帶根數(shù) z (1) 計算單根V帶的額定功率Pr 由dd1=90mm和n1=1416r/min，查表得P0=0.93kw。 根據(jù)n1=1416r/min，i=0.3和A型帶，查表8—4a[8]得△P0=0.15kw。 查表8—5[8]得Ka=0.93，查表8—2得KL=1.01 Pr=(P0+△P0)*Ka*KL=（0.93+0.15）*0.93*1.01≈1.02kw[8] （2）計算V帶根數(shù)z Z= Pca/Pr=3.3/1.02=3.24，取4根 6.1.9 計算單根V帶的初拉力的最小

35、值（F0）min 由表[3]得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以 （F0）min=500*（2.5-Ka）*Pca/ Ka+qv2=112N[9] 應(yīng)使帶的實際拉力F0＞（F0）min。 6.2.0計算壓軸力 壓軸力的最小值為 （Fp）min=2z（F0）min/2=879N。 6.2 V 帶輪的設(shè)計 6.2.1 V帶輪設(shè)計的要求 設(shè)計V帶輪應(yīng)滿足的要求有：質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)工藝性好、無過大的鑄造內(nèi)應(yīng)力、質(zhì)量分布均勻，轉(zhuǎn)速高時要經(jīng)過動平衡；輪槽工作面要精細加工（表面粗糙度一般為 ），以減少帶的磨損；各輪槽的尺寸和角度應(yīng)保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。 6.2.2

36、 帶輪的材料 帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為HT150和HT200[8] 6.2.3 結(jié)構(gòu)尺寸 鑄鐵制V帶輪的典型結(jié)構(gòu)有以下幾種：實心式、 腹板式、 孔板式和輪輻式。 帶輪基準直徑dd≤2.5d（d為軸的直徑，單位為mm）時，可采用實心式結(jié)構(gòu)。 當2.5d≤dd≤300mm時，帶輪常采用腹板式帶輪結(jié)構(gòu) 當D1-d1≥100mm時，帶輪通常采用孔板式結(jié)構(gòu)。 當dd＞300mm時，帶輪常采用輪輻式帶輪結(jié)構(gòu)。 故應(yīng)選腹板式。 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計，主要是根據(jù)帶輪的基準直徑選擇結(jié)構(gòu)形式；根據(jù)帶的截型確定槽輪尺寸；帶輪的其它結(jié)構(gòu)尺寸通常按經(jīng)驗公式計算確定。確定了帶輪的各部分尺寸后，

37、即可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應(yīng)的技術(shù)要求等。 帶輪輪轂部分通常采用鍵聯(lián)接。帶輪輪轂部分通常采用鍵聯(lián)接。 6.3 減速器斜齒輪傳動 圖6-2 6.3.1 選擇精度等級、材料及齒數(shù) 1） 選用斜齒圓柱齒輪傳動 ； 2） 因轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度，； 3） 材料選擇。由表[5]材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS； 4） 選取小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=； 5） 選取螺旋角。初選螺旋角。 6.3.2 齒面接觸強度的設(shè)計 【2】 （1） 確定公式中的各計算數(shù)值

38、1） 試選Kt=1.6. 2） 由圖10—30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。 3） 由圖10—26查得，，則。 4） 許用接觸應(yīng)力 5） 由表10—7選取齒寬系數(shù)。 6） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 （2） 計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，由公式求得 6.3.3 計算圓周速度 6.3.4 計算齒寬b及模數(shù)m 6.3.5 計算縱向重合度 [9] 6.3.6 計算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由圖[2]查得動載系數(shù)；由表[2]查得的值與直齒輪的相同，故；由圖[2]查得；由表[2]

39、查得。 故載荷系數(shù)。 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式（10—10a）[3] 6.3.7 計算模數(shù) 按齒根彎曲強度設(shè)計 （1）確定計算參數(shù) （2）計算載荷系數(shù)。 根據(jù)縱向重合度，從圖10—28[6]查得螺旋角影響系數(shù)。 計算當量齒數(shù)。 4） 查取齒形系數(shù)。 由表10—5[5]查得；【7】 6.3.8 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10—5[5]查得 ； 計算大小齒輪的并加以比較。 大齒數(shù)的數(shù)值大。 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞

40、強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取，則。 6.3.9 計算中心距 將中心距圓整為109mm。 按圓整后的中心距修正螺旋角 【7】 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 6.3.10 計算大小齒輪的分度圓直徑 【7】 6.3.11 計算齒輪寬度 【7】 圓整后取B2=55mm；B1=60mm. 結(jié)構(gòu)設(shè)計 以大齒輪為例，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，小于500mm，故采用腹板式結(jié)構(gòu)。 6.4 軸的設(shè)計 圖6-3 6.4.1 輸入軸的設(shè)計計算 1、按

41、扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS。 根據(jù)課本P235（10-2）[7]式，并查表10-2[7]，取c=115 d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 故選d=22mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承

42、和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選7207c型角接球軸承，其內(nèi)徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 （3）按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=300mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T3=271N?m ③求圓周力Ft：根據(jù)課本P127（6-34）[7]式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求徑向力Fr根據(jù)課本P127（6-35）[7]式得 Fr=Ft?tanα=1806.7&#

43、215;0.36379=657.2N ⑤兩軸承對稱 LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱 截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N?m (3)截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N?m (4)計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2

44、 =47.1N?m (5)計算當量彎矩：根據(jù)課本P235[5]得α=1 Mec=[MC2+(α*T)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N?m (6)校核危險截面C的強度 由式（10-3）[5] σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa 故此軸強度足夠 6.4.2 滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命 10×300×16=48000h 1、計算輸入軸承 （1）已知

45、nⅡ=472r/min 兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N 初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型 根據(jù)課本P265（11-12）[5]得軸承內(nèi)部軸向力 FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N （2）FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根據(jù)課本P263表（11-8）[5]得e=0.68 FA1/FR1

46、<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)計算當量載荷P1、P2 根據(jù)課本P263表（11-9）[5]取fP=1.5； 根據(jù)課本P262（11-6）[5]式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)軸承壽命計算 因P1=P2 故取P=750.3N； 故角接觸球軸承ε=3； 根據(jù)手冊[3]得7206AC型的Cr=23000N；

47、 由課本P264（11-10c）[5]式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/472×(1×23000/750.3)3 =1047500h>48720h 故預期壽命足夠。 2、計算輸出軸承 (1)已知nⅢ=108r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 試選7207AC型角接觸球軸承； 根據(jù)課本P265表（11-12）[5]得FS=0.063FR,則 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)計算軸向載荷FA1、FA2 FS1+Fa=FS

48、2 Fa=0 故任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端 兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根據(jù)課本P263表（11-8）[5]得：e=0.68 FA1/FR1<e 故x1=1 y1=0 FA2/FR2<e 故x2=1 y2=0 (4)計算當量動載荷P1、P2 根據(jù)表（11-9）[5]取fP=1.5 根據(jù)式（11-6）[5]得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1&

49、#215;903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)計算軸承壽命LH P1=P2 故P=1355 ε=3 根據(jù)手冊P71[3] 7207AC型軸承Cr=30500N 根據(jù)課本P264 表（11-10）[5]得：ft=1 根據(jù)課本P264 （11-10c）[5]式得 Lh=16670/n(ftCr/P)*ε =16670/108×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>48720h【9】 故此軸承合

50、格。 6.4.3 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1、軸徑d1=22mm,L1=50mm 查手冊得[3]，選用C型平鍵，得： 鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N?m h=7mm 根據(jù)課本P243（10-5）[9]式得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) 2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N?m 查手冊P51[8] 選A型平鍵 鍵10×8 GB1096

51、-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm 查手冊P51 [8]選用A型平鍵 鍵16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 據(jù)課本P243式（10-5）[9]得 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<

52、;[σp] 6.4.4 減速器箱體、箱蓋及附件的設(shè)計計算 1、箱體箱蓋的主要尺寸 (1)箱座壁厚 z=0.025a+1=0.025×122.5+1=4.0625 取z=8 (2)箱蓋壁厚 z1=0.02a+1=0.02×122.5+1=3.45 取z=7 (3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12 (4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12 (5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20 (6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=0.036×122.5+12=16.41(取18)

53、 (7)地腳螺釘數(shù)目n=4 (因為a<250) (8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14) (9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55×18=9.9 (取10)

54、 (10)連接螺栓d2的間距L=150-200 (11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8) (12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6) (13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8 (14)df.d1.d2至外箱壁距離C1 (15)Df.d2 (16)凸臺高度：根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。 (17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10） (18)齒輪頂圓

55、與內(nèi)箱壁間的距離：＞9.6 mm (19)齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離：=12 mm (20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3 D～軸承外徑 (22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉為準，一般取S＝D2. 2、減速器附件的選擇 1）通氣器 由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 2）油面指示器 選用游標尺M12。 3）起吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳； 4）放油螺塞 選用外六角油塞及墊片M18×1.5。 根據(jù)《機械設(shè)

56、計基礎(chǔ)課程設(shè)計》[9]表5.3選擇適當型號： 起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235 高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235 低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235 6.4.5 潤滑與密封 1.齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。 2.滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油

57、溝、飛濺潤滑。 3.潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用GB443-89全損耗系統(tǒng)用油L-AN15潤滑油。 4.密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 致謝 經(jīng)過自己兩個多月的努力和宛老師的悉心教導，我終于把棒料校直機的執(zhí)行機構(gòu)和傳動系統(tǒng)設(shè)計完成了。在這段時間里，我遇到了很多困難，如何下手，從何做起，

58、該怎么做，需要考慮些什么等等，但這些都在宛老師的耐心認真的指導下一一解決了，在此設(shè)計過程中我對機械設(shè)計方面有了很深的認識。 棒料校直機的設(shè)計包括執(zhí)行機構(gòu)和傳動系統(tǒng)兩大部分，其中執(zhí)行機構(gòu)的設(shè)計主要是凸輪機構(gòu)的設(shè)計，傳動系統(tǒng)設(shè)計主要包括電動機、帶傳動和單級斜齒輪減速器的設(shè)計。 這次畢業(yè)設(shè)計讓我加深了對大學課本知識的理解，并且通過不斷地查閱資料拓展了我的知識面，對我以后的發(fā)展有著深刻意義。 參考文獻 [1] 陳立德.機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計[M].北京：高等教育出版社. 2004,7：45-56 [2] 胡家秀.機

59、械設(shè)計基礎(chǔ)[M] .北京：機械工業(yè)出版社.2007,7:28-34 [3] 卜炎.機械傳動裝置手冊[M] .北京：機械工業(yè)出版社.2008,9：98-107 [4] 孫恒.機械原理[M] .北京：高等教育出版社.2006,9：16-22 [5] 紀名剛.機械設(shè)計[M] .北京：高等教育出版社.2008.8：46-57 [6] 劉朝儒.機械制圖[M] .北京：高等教育出版社.2009.8：88-99 [7] 劉昌祺.凸輪機構(gòu)設(shè)計[M] .北京：機械工業(yè)出版社.2006.9：97-102 [8] 孟少農(nóng).機械加工工藝手冊[M] .北京：機械工業(yè)出版社.2007.7：67-78

60、 [9] 王昆.機械設(shè)計課程設(shè)計[M] .北京：機械工業(yè)出版社.2008.6：77-85 [10] Pang Yunke. For the CAM curve[J].shanghai: The research and development of mechanical and electronic products.2009.8:12-20 [11]牧野洋.自動機械機構(gòu)學[M] .北京：科學出版社.2009.4：87-92 Rod straightening

61、machine actuators and transmission system design Abstract: rod alignment is machinery parts processing of preparation before. While straightening machine is used for axis parts of the machine, and alignment to obtain ideal through straightening the straightness or gyration accuracy requirement, and can meet the requirements of the machine assembly precision. This paper focuses on the straightening machine of actuators and transmission system, including the design of CAM, belt, gear, gear, etc. Key words: straightening, Precision, Actuator, Transmission systems 29