自動(dòng)制釘機(jī)的設(shè)計(jì)

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1、 自動(dòng)制釘機(jī)的設(shè)計(jì) 摘 要 自動(dòng)制釘機(jī)最初的宗旨是把廢舊鋼筋制成能夠用在很多場(chǎng)合的鋼釘?shù)囊环N機(jī)器。目前，建筑業(yè)迅速發(fā)展，鋼釘作為建筑過程中必不可少的產(chǎn)品，其需求量也越來越大，為滿足需求，設(shè)計(jì)出一款能夠提高生產(chǎn)效率、安全系數(shù)高的自動(dòng)制釘機(jī)顯得十分有意義。本文設(shè)計(jì)的自動(dòng)制釘機(jī)是在已有設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)上，對(duì)一些執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，使它同樣能達(dá)到制成鋼釘?shù)哪康摹? 本文設(shè)計(jì)的制釘機(jī)中，主要包括原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)部分和執(zhí)行部分。其中，原動(dòng)機(jī)選用型號(hào)為Y132S2-2的直流電動(dòng)機(jī),其額定功率控制為7.5KW,額定轉(zhuǎn)矩2.3N?m；傳動(dòng)部分使用單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)減速器進(jìn)行減速，運(yùn)動(dòng)經(jīng)蝸輪蝸桿或圓柱形凸輪機(jī)構(gòu)傳遞

2、給各執(zhí)行機(jī)構(gòu)；執(zhí)行部分主要有：校直送絲部分、剪斷部分、冷擠釘尖部分、夾緊鋼絲部分和冷鐓釘帽部分。其中，對(duì)于執(zhí)行部分，校直送絲部分由槽輪機(jī)構(gòu)和摩擦輪組成，剪斷部分由曲柄滑塊機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)，冷擠釘尖部分和夾緊鋼絲部分都由圓柱凸輪機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)，冷鐓釘帽部分由曲柄滑塊機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)。三者結(jié)合在一起，完成鋼釘?shù)闹圃臁? 在本文的設(shè)計(jì)中，所制造鋼釘?shù)拈L(zhǎng)度為30-75mm,鋼釘直徑為1.8-3.4mm,生產(chǎn)率為320枚/分鐘，能承受的剪斷力最大為2500N，冷鐓力最大為3000N，這些數(shù)據(jù)滿足生產(chǎn)要求。 關(guān)鍵詞：制釘機(jī)；槽輪機(jī)構(gòu)；圓柱凸輪機(jī)構(gòu)；齒輪；設(shè)計(jì) Design of automatic nail

3、 machine Abstract The 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

4、 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 i

5、t 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 2.3N?m.

6、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 t

7、ip 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

8、 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 diamete

9、r 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

10、 目 錄 1. 前言 1 1.1 選題依據(jù) 1 1.2 國(guó)內(nèi)發(fā)展概況 1 2. 技術(shù)任務(wù)書 2 2.1 設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)及設(shè)計(jì)要求 2 2.2 設(shè)計(jì)內(nèi)容 2 3. 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書 2 3.1 總體方案設(shè)計(jì) 2 3.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 3 3.2.1 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的選擇 3 3.2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比 8 3.3 傳動(dòng)部分的設(shè)計(jì) 10 3.3.1 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 10 3.3.2 蝸輪蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 18 3.3.3 軸的設(shè)計(jì) 24 3.3.4 滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 26 3.3.5 聯(lián)軸器的選擇 27 3.3.6 鍵的設(shè)計(jì) 27 3.3.7

11、 軸的強(qiáng)度校核 27 3.3.8 鍵的強(qiáng)度校核 33 3.3.9 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑與密封 34 3.4 執(zhí)行部分的設(shè)計(jì) 34 3.4.1 校直送絲部分的設(shè)計(jì) 34 3.4.2 冷擠釘尖部分的設(shè)計(jì) 35 3.4.3 剪斷部分的設(shè)計(jì) 36 3.4.4 夾緊部分的設(shè)計(jì) 37 3.4.5 冷鐓釘帽部分的設(shè)計(jì) 38 3.5 機(jī)架的設(shè)計(jì) 39 4. 標(biāo)準(zhǔn)化審查報(bào)告 40 5. 使用說明書 42 結(jié) 論 43 參 考 文 獻(xiàn) 44 致 謝 45 47  自動(dòng)制釘機(jī)的設(shè)計(jì) 1. 前言 1.1 選題依據(jù) 制釘機(jī)是完成鋼釘制造的一種機(jī)器。首

12、先，傳統(tǒng)的制釘機(jī)，它是一種使廢舊鋼絲再次被利用，將其從廢品變成很多場(chǎng)合都需要的鋼釘?shù)倪@樣一種成品的機(jī)器，主要是達(dá)到節(jié)約能源的效果，它的主要特征是經(jīng)濟(jì)、實(shí)用。其次，因?yàn)槌善返膬r(jià)格大部分是隨原料價(jià)格上下波動(dòng)的，受市場(chǎng)價(jià)格變動(dòng)的影響較小，所以制釘機(jī)行業(yè)就可以一直保證一定的加工利潤(rùn)。而且從目前來講，我國(guó)建筑市場(chǎng)的發(fā)展相對(duì)來說比較迅速，新開工面積持續(xù)增長(zhǎng)，未來的發(fā)展趨勢(shì)也是只增不減，所以鋼釘作為其主要的勞動(dòng)產(chǎn)品，我們對(duì)它的需求必然會(huì)越來越大。傳統(tǒng)制釘機(jī)使用的原材料只能是新材料，并且在送絲機(jī)構(gòu)中，采用的是人工手動(dòng)送絲，這不僅有較低的生產(chǎn)率，而且工作人員在工作過程中面臨的安全系數(shù)極低。和傳統(tǒng)制釘機(jī)不同之處在

13、于，自動(dòng)制釘機(jī)用機(jī)構(gòu)完成需要手工完成的操作，不僅生產(chǎn)效率、產(chǎn)品質(zhì)量得到了提高，而且人工操作過程中可能遇到的危險(xiǎn)也會(huì)相應(yīng)降低。所以，對(duì)制釘機(jī)這一課題進(jìn)行研究，設(shè)計(jì)出一款能夠降低危險(xiǎn)性、提高生產(chǎn)效率的自動(dòng)制釘機(jī)就顯得很有意義了 。 1.2 國(guó)內(nèi)發(fā)展概況 國(guó)內(nèi)，劉新設(shè)計(jì)的制釘機(jī)不僅能輸送新原料，也能輸送舊原料，節(jié)約了能源，同時(shí)自動(dòng)化程度也大大提高 [4]。而且，她將過去使用的傳動(dòng)軸用曲軸代替，將各執(zhí)行部分連接在一起，從而完成鋼釘?shù)闹圃?。張亦靜采用功能原理設(shè)計(jì)的方法，獲得所有可能的方案，建立送料機(jī)構(gòu)的評(píng)價(jià)，采用多屬性決策方法層次分析方法對(duì)原理方案進(jìn)行評(píng)價(jià)并進(jìn)行排序，最后得出最優(yōu)解，實(shí)現(xiàn)了自動(dòng)送絲的

14、目的[5]。嚴(yán)登竺從控制噪聲源入手，對(duì)制釘機(jī)的噪聲輻射進(jìn)行測(cè)試，通過分析，找出主要噪聲源并采取措施，實(shí)現(xiàn)了降低凸輪機(jī)構(gòu)噪聲的目的[6]。 2. 技術(shù)任務(wù)書 2.1 設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)及設(shè)計(jì)要求 鋼釘直徑：1.8~3.4mm 鋼釘長(zhǎng)度：30mm 生產(chǎn)率：320 枚/分鐘 最大冷鐓力：3000N 最大剪斷力：2500N 輸送鋼絲時(shí)要求勻速 結(jié)構(gòu)要求盡可能地緊湊，噪聲盡可能地小。 2.2 設(shè)計(jì)內(nèi)容 完成機(jī)械運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)方案的設(shè)計(jì)，選擇原動(dòng)機(jī)的型號(hào)，傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)，執(zhí)行部分的設(shè)計(jì)，機(jī)架部件的設(shè)計(jì)，繪制零件圖和裝配圖，撰寫設(shè)計(jì)說明書。 3. 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書 3.1 總體方案設(shè)計(jì) 方案

15、一：鋼絲經(jīng)槽輪機(jī)構(gòu)和摩擦輪進(jìn)行傳送和校直，利用與摩擦輪固連在一起的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)來剪斷傳送到其面前的鋼絲，同時(shí)，鋼絲的另一端用圓柱凸輪機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)釘尖的成形，夾緊機(jī)構(gòu)繼續(xù)將鋼絲夾緊，并傳送到曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的位置，完成釘帽的成形，最終完成鋼釘產(chǎn)品的制造。整個(gè)機(jī)械系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方案一如圖 1所示。 方案二：由電動(dòng)機(jī)軸輸出的運(yùn)動(dòng)，經(jīng)一級(jí)減速器進(jìn)行減速，將運(yùn)動(dòng)傳遞給蝸輪蝸桿，使執(zhí)行機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)速達(dá)到原始數(shù)據(jù)中給出的生產(chǎn)率的要求。執(zhí)行機(jī)構(gòu)中，槽輪機(jī)構(gòu)與摩擦輪完成輸送鋼絲與校直鋼絲的動(dòng)作，運(yùn)動(dòng)經(jīng)蝸輪蝸桿傳遞到圓柱凸輪機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)冷擠釘尖、夾緊鋼絲的目的，圓柱形凸輪直接帶動(dòng)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)來剪斷鋼絲，最后，與圓柱形凸輪機(jī)構(gòu)固連在

16、一起的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)完成釘帽的成形，最終完成鋼釘產(chǎn)品的制造。整個(gè)機(jī)械系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方案二如圖 2所示 圖 1 方案一 圖 2 方案二 方案一所用空間大，各執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)行速度不均勻，方案二各執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)行速度均勻，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，占用空間小。經(jīng)比較，方案二更合適，故選擇方案二。 3.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 3.2.1 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的選擇 設(shè)所生產(chǎn)的鋼釘直徑為3mm,長(zhǎng)度為60mm。 (1) 計(jì)算各執(zhí)行部分功率 功率： P=FVm (1) （1） 式中，P──計(jì)算功率，W； F──力，N； Vm──平均速度，m/s。 ①送絲部分的功率 已知鋼釘生產(chǎn)率為

17、320枚/分鐘，即5.33枚/秒，所以鋼釘生產(chǎn)周期為15.33秒，利用公式計(jì)算鋼絲移動(dòng)的平均速度： Vm=ST （2） 式中，V平──鋼絲移動(dòng)的平均速度，mm/s； S──鋼釘?shù)拈L(zhǎng)度，mm； T──鋼釘?shù)纳a(chǎn)周期，s。 根據(jù)式（2）計(jì)算平均速度Vm v平=sT=6015.33=319.8mms=0.32ms. 計(jì)算鋼釘?shù)氖芰? F=fG （3） 式中，f──摩擦系數(shù)，取0.1； G──鋼釘重量，N，可按下式計(jì)算： G=Wg （4） 其中，g──重力常數(shù)，N/kg； W──鋼釘質(zhì)量，kg，可按下式計(jì)算： W=

18、0.00617×d2×601000 （5） 其中，d──鋼釘?shù)闹睆?，mm。 利用式（5）計(jì)算鋼釘質(zhì)量： W=0.00617×d2×601000=0.00617×32×601000=0.0033 kg 按照式（4）計(jì)算鋼釘重量： G=Wg =0.0033×10=0.033 N 按照式（3）計(jì)算鋼釘受力： F=fG=0.1×0.033=0.0033 N (1) 按照式（1）計(jì)算送絲部分的功率： P= FVm=0.0033×0.32=0.0011 W 因?yàn)楣β蔬^小，所以該功率可忽略不計(jì)。 ② 剪斷部分的功率 已知最大剪斷力F為2500N，行程：h=50 mm

19、。 平均速度： Vm=2hT （6） 式中，h──滑塊的行程，mm； T──生產(chǎn)鋼釘?shù)闹芷?，s。 根據(jù)式（6）計(jì)算平均速度： Vm=2hT=2×50×5.33=533 mm/s=0.533 m/s 由式（1）計(jì)算出剪斷部分的功率： P =Fvm=2500×0.533=1332.5 W=1.3325 KW ③ 冷擠釘尖部分的功率 考慮到最大冷擠力應(yīng)小于最大剪斷力,故設(shè)最大冷擠力F為2200N，且行程h=50mm。 根據(jù)式（6）計(jì)算冷擠部分的平均速度： vm=2hT=2×50×5.33=533 mm/s=0.533 m/s 由式（1

20、）計(jì)算冷擠部分的功率： P=Fvm=2200×0.533=1172.6 W=1.1726 KW ④夾緊部分的功率 考慮到最大夾緊力應(yīng)小于最大冷擠力，故設(shè)最大夾緊力F為1200N，且行程h=50mm。 由式（6）計(jì)算夾緊部分的平均速度： vm=2hT=2×50×5.33=533 mm/s=0.533 m/s 由式（1）計(jì)算夾緊部分的功率： P=Fvm=1200×0.533=639.6 W=0.6396 KW ⑤ 冷鐓部分的功率 已知最大冷鐓力F為3000N，冷鐓機(jī)構(gòu)的行程h=50mm。 由（6）計(jì)算冷鐓部分的平均速度： vm=2hT=2×50×5.33=533

21、 mm/s=0.533 m/s 由（1）計(jì)算出冷鐓部分的功率： P=Fvm=3000×0.533=1599 W=1.599 KW (2) 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的選擇 工作機(jī)需要的電動(dòng)機(jī)的輸出功率： Pd=PWη （7） 其中， PW──工作機(jī)需要的輸入功率，KW； η──傳動(dòng)裝置總效率，可按下式計(jì)算： η=η0η1η2???ηn （8） 其中，η0、η1、???、ηn分別是原動(dòng)機(jī)到工作機(jī)之間每對(duì)傳動(dòng)副、軸承、聯(lián)軸器的效率。 ① 工作機(jī)所需功率 Pw =P2+P3+P4+P5 =1.3325+1.1726+0.6396+1.5

22、99 =4.7437 KW ② 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率 通過查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，得出各傳動(dòng)的傳動(dòng)效率：?jiǎn)渭?jí)圓柱齒輪傳動(dòng)減速器η0=0.97 ，滾動(dòng)軸承η1=0.98，聯(lián)軸器η2=0.99，蝸桿傳動(dòng)η3=0.8。 由（8）計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率： η=η0η1η22η3=0.97×0.98×0.992×0.8=0.745 ③ 由（7）計(jì)算所需電動(dòng)機(jī)功率 Pd=Pwη=4.74370.745=6.37 KW 因?yàn)镻cd應(yīng)略大于Pd即可，所以選Pcd=7.5 KW。 ④ 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇范圍 nd'=i'nW=i1'i2'???in'nW （9） 式中，

23、nd'──電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇范圍，r/min； i1'、i2'、???、in'──各級(jí)傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍； nw──工作機(jī)需要的轉(zhuǎn)速，r/min。 查表得出：?jiǎn)渭?jí)齒輪的傳動(dòng)比：i=3~5，蝸桿的傳動(dòng)比：i=3~82。 依據(jù)式（9）計(jì)算nd'： nd'=inw=(3~5)×（3~82）×320 =2880~131200 ⑤ 選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào) 結(jié)合Pd=7.5 KW，選擇電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y132S2-2。 電動(dòng)機(jī)參數(shù)如所示[9]。 表 1電動(dòng)機(jī)參數(shù) 額定功率/KW 滿載轉(zhuǎn)速 /（r/min） 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量/kg 7.5 2900 2.3

24、70 3.2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比： i=nmnw （10） 其中，nm──電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速，r/min； nw──工作機(jī)的轉(zhuǎn)速，r/min。 (1) 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 由（10）計(jì)算總傳動(dòng)比應(yīng)為： i=nmnw=2900320=9.06 (2) 分配各級(jí)傳動(dòng)比 查閱相關(guān)手冊(cè)，確定單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比常用值為3~5。 多級(jí)傳動(dòng)中，總傳動(dòng)比應(yīng)為： i=i12×i23=9.06 所以i12=i23=3。 (3) 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率及轉(zhuǎn)矩 各軸轉(zhuǎn)速： n1=nm n2=n1i12 （

25、11） 式中，n1──1軸轉(zhuǎn)速，r/min； nm──電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速，r/min； n2──2軸轉(zhuǎn)速，r/min； i12──1軸、2軸之間的傳動(dòng)比。 各軸功率： P1=Pdηd1 P2=P1η12 （12） 式中，P1──1軸輸入功率，KW； P2──2軸輸入功率，KW； Pd──電動(dòng)機(jī)輸出功率，KW； ηd1──電動(dòng)機(jī)軸與1軸之間的傳動(dòng)效率； η12──1軸與2軸之間的傳動(dòng)效率。 各軸轉(zhuǎn)矩： T1=Tdηd1 T2=T1i12η12 （13） 式中，T1──1軸輸

26、入轉(zhuǎn)矩，N?m； T2──2軸輸入轉(zhuǎn)矩，N?m； Td──電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩，N?m，可按下式計(jì)算： Td=9550Pdnm （14） 由（11）計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速： Ⅰ軸轉(zhuǎn)速： n1=nm=2900 r/min Ⅱ軸轉(zhuǎn)速： 由i12=n1n2得， n2=n1i12=29003=966.7 r/min 由（12）計(jì)算各軸輸入功率： Ⅰ軸： P1=Pdηd1=6.37×0.99=6.3063KW Ⅱ軸: P2=P1η12=6.3063×0.99×0.99=6.18 KW 由（13）計(jì)算各軸轉(zhuǎn)矩： Td=9550×Pdnm=

27、9550×6.372900=20.98N?m Ⅰ軸: T1=Tdηd1=20.77 N?m Ⅱ軸： T2=T1η12=20.77×0.99×0.99=20.36 N?m 表 2各軸數(shù)據(jù) 軸號(hào) 功率P(KW) 轉(zhuǎn)速n(r/min) 扭矩T（N?m） 1 6.3063 2900 20.77 2 6.18 966.7 20.36 3.3 傳動(dòng)部分的設(shè)計(jì) 3.3.1 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 已知輸入功率P1=6.3063 KW ，小齒輪的轉(zhuǎn)速n1=2900 r/min，兩齒輪的齒數(shù)比μ=3.2。 1. 選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料和齒數(shù)。

28、(1) 選擇標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，其壓力角為：α=20°[2]。 (2) 查表選用齒輪精度等級(jí)為7級(jí)。 (3) 從表中確定齒輪材料。小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)）。 查表確定齒輪的齒面硬度。小齒輪：280 HBW，大齒輪：240 HBW。 (4) 初選小齒輪Z1=27； 由μ=Z1Z2得， Z2=μZ1=3.2×27=86.4。 為輪齒磨損均勻，兩齒輪的齒數(shù)應(yīng)互為質(zhì)數(shù)，所以取大齒輪Z2=86。 2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。 (1) 依據(jù)下式試算小齒輪分度圓直徑。 d1t≥32KHtT1?dμ+1μZHZEZ?σH2 （15） 式中，KHt──初

29、選載荷系數(shù)； T1──小齒輪的轉(zhuǎn)矩； ?d──齒寬系數(shù)； μ──齒輪傳動(dòng)的齒數(shù)比； ZH──區(qū)域系數(shù)，可按下式計(jì)算： ZH=2cosαsinα （16） 其中，α──壓力角； ZE──齒輪所用材料的彈性影響系數(shù)； Zε──重合度系數(shù)，可按下式計(jì)算： Zε=4-εα3 （17） 其中，εα──重合度； σH──接觸疲勞許用應(yīng)力，可按下式計(jì)算： σH=KHNσHlimSH （18） 式中，KHN──接觸疲勞壽命系數(shù)； σHlim──接觸疲勞極限

30、； SH──疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，取值為1。 1) 在1.2~1.4之間初選載荷系數(shù)的值為KHt=1.3。 2) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=20.77 N?m。 3) 查表選出齒寬系數(shù)?d=1。 4) 由式（16）計(jì)算區(qū)域系數(shù)ZH=2cosα sinα=2.5。 5) 根據(jù)齒輪使用的材料，查閱表材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPa。 6) 根據(jù)式（17）計(jì)算重合度系數(shù)Zε。 αa1=arccosZ1cosαZ1+2ha*=arccos27×cos20°27+2×1=28.968° αa2=arccosZ2cosαZ2+2ha*=arccos86×cos

31、20°86+2×1=23.32° εα=Z1tanαa1-tanα'+Z2(tanαa2-tanα')2π =27×tan28.968°-tan20°+86×(tan23.32°-tan20°)2π=1.733 Zε=4-εα3=4-1.7333=0.87 7) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力σH。 ①確定接觸疲勞強(qiáng)度。 根據(jù)齒輪的材料，查閱圖得小齒輪σHlim1=600 MPa以及大齒輪σHlim2=550 MPa ②確定接觸疲勞壽命系數(shù)。 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh （19） 式中，n1──小齒輪轉(zhuǎn)速，單位為rmin；

32、 j──齒輪轉(zhuǎn)一圈時(shí)，同一齒面的嚙合次數(shù)； Lh──齒輪的工作壽命，單位為h。 由式（19）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh =60×2900×1×2×8×250×15 =1.044×1010 μ=8627=3.19 N2=N1μ=1.044×10103.19=3.272×109 查圖得兩齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)分別為： KHN1=0.88 KHN2=0.91 ③確定許用應(yīng)力。 按式（18）計(jì)算小齒輪的許用接觸應(yīng)力： σH1=KHN1σHlim1S=0.88×600=528 MPa 按式（18）計(jì)算大齒輪的許用接觸應(yīng)力： σH2=KHN2

33、σHlim2S=0.91×550=500.5 MPa 取σH1與σH2中的較小者作為該齒輪傳動(dòng)的接觸疲勞許用應(yīng)力代入公式（15）進(jìn)行計(jì)算，即σH=σH2=500.5 MPa。 8) 由式（15）試算小齒輪的分度圓直徑 d1t≥32KHtT1?dμ+1μZHZEZεσH2 =32×1.3×20.77×103×3.19+13.19×2.5×189.8×0.87500.52 =36.406 mm (2) 調(diào)整小齒輪分度圓直徑。 m=d1Z1=36.40627=1.348 取m=1.5,d1=mZ1=40.5 mm 1) 計(jì)算KH前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 ①v=πd1n160×100

34、0=π×40.5×290060×1000=6.15m/s ②b=?dd1=1×40.5=40.5 mm 2) 依據(jù)下列公式計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。 KH=KAKVKHαKHβ （20） 式中，KH──實(shí)際載荷系數(shù)； KA──使用系數(shù)； KV──動(dòng)載系數(shù)； KHα──齒間載荷分配系數(shù)； KHβ──齒向載荷分布系數(shù)。 ①根據(jù)載荷狀態(tài)以及原動(dòng)機(jī)查表，選取使用系數(shù)KA=1.75。 ②根據(jù)計(jì)算得出的速度以及確定的齒輪精度等級(jí)，結(jié)合圖得出動(dòng)載系數(shù)KV=1.14。 ③選取齒間載荷分配系數(shù)KHα。 Ft1=2T1d1=2×20.77×

35、10340.5=1025.679 N KAFt1b=1.75×1025.67940.5=44.319 Nmm <100 Nmm 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.2。 ④根據(jù)齒輪精度等級(jí)及相關(guān)參數(shù)查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.315。 利用公式（20）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)： KH=KAKVKHαKHβ=1.75×1.14×1.2×1.315=3.15。 因?yàn)镵H=3.15與KHt=1.3相差較大，所以應(yīng)修正試算d1t。 3) 依據(jù)下式按KH計(jì)算d1H及mH。 d1H=d1t3KHKHt （21） 式中，d1t──x小齒輪分度圓直徑試算值，mm； KH

36、──接觸疲勞強(qiáng)度的載荷系數(shù)計(jì)算值； KHt──接觸疲勞強(qiáng)度的載荷系數(shù)初選值。 mH=d1HZ1 （22） 式中，d1H──按KH計(jì)算的分度圓直徑，單位為mm； Z1──小齒輪齒數(shù)。 因?yàn)?d1H=d1t3KHKHt=36.406×33.151.3=48.9mm > d1=40.5 mm， 所以合適。 所以 mH=d1HZ1=48.927=1.81。 3. 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 σF=2KFT1YFaYSaYε?dm3Z12≤σF （23） 式中，σF──齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度，單位為MPa； KF──彎曲

37、疲勞強(qiáng)度的載荷系數(shù)計(jì)算值，KF=KAKVKFαKFβ； T1──小齒輪轉(zhuǎn)矩，單位為N?mm； YFa──齒形系數(shù)，見表10-5； YSa──應(yīng)力修正系數(shù)，見表10-5； ?d──齒寬系數(shù)； Yε──重合度系數(shù)，按下式計(jì)算 Yε=0.25+0.75εα （24） 式中，εα──重合度。 1) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF。 ①根據(jù)載荷狀態(tài)及原動(dòng)機(jī)查表得使用系數(shù)：KA=1.75。 ②根據(jù)速度v=6.15 m/s以及齒輪的精度等級(jí)，結(jié)合圖得動(dòng)載系數(shù)：KV=1.14。 ③根據(jù)KAFtb、齒輪精度等級(jí)以及齒輪類型查表確定齒間載荷分布

38、系數(shù)：KFα=1.2。 ④根據(jù)h以及bh參照表得齒向載荷分布系數(shù)：KFβ=1.26。 h=2ha*+c*m=2×1+0.25×1.81=4.0725 bh=40.54.0725=9.94 ⑤實(shí)際載荷系數(shù)KF=KAKVKFαKFβ=3.016。 2) 根據(jù)齒數(shù)查表得出齒形系數(shù)：YFa=2.57。 3) 根據(jù)齒數(shù)查表得出應(yīng)力修正系數(shù)：YSa=1.6。 4) 由公式（24）計(jì)算求得重合度系數(shù)： Yε=0.25+0.75εa=0.25+0.751.733=0.683 5) 按照公式（23）計(jì)算出σF。 (3) σF=2KFT1YFaYSaYε?dm3Z12=2×3.016×20.7

39、7×103×2.57×1.6×0.6831×1.813×272=81.397 6) 按照下式計(jì)算齒輪的許用彎曲應(yīng)力。 σF=KFNσFlimSF （25） 式中，σF──齒輪的許用彎曲應(yīng)力，單位為MPa； KFN ──齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)； σFlim──齒輪的彎曲疲勞極限； SF──彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，在1.25~1.5之間取值。 σF1=KFN1σFlim1SF=0.8×5001.4=285.71 MPa 所以σF < σF1， 所以彎曲強(qiáng)度符合要求。 4. 幾何尺寸的計(jì)算。 取m=2 , Z1=d1Hm=48.92=24.4

40、5,取Z1=24,Z2=77。 1) 計(jì)算齒輪的分度圓直徑、齒根圓直徑、齒頂圓直徑。 d=mZ （26） 式中，d──分度圓直徑，單位為mm； m──齒輪模數(shù)，單位為mm； Z──齒輪齒數(shù)。 df=d-2ha*+c*m （27） 式中，ha*──齒頂高系數(shù)，取值為1； c*──頂隙系數(shù)，取值為0.25。 da=d+2ha*m （28） 小齒輪： 按公式（26）計(jì)算分度圓直徑： d1=mZ1=2×24=48 mm 按公式（27）計(jì)算齒根圓直徑： df1=d1-2ha*+c*m=48-2×1+0.25×2=43 mm

41、 按公式（28）計(jì)算齒頂圓直徑： da1=d1+2ha*m=48+2×1×2=52mm 大齒輪： 按公式（26）計(jì)算分度圓直徑： d2=mZ2=2×77=154 mm 按公式（27）計(jì)算齒根圓直徑： df2=d2-2ha*+c*m=154-2×1+0.25×2=149 mm 按公式（28）計(jì)算齒頂圓直徑： da2=d2+2ha*m=154+2×1×2=158 mm 2) 計(jì)算中心距。 a=d1+d22 （29） 式中，a──兩齒輪之間的中心距，mm； d1──小齒輪分度圓直徑，mm； d2──大齒輪分度圓直徑，mm。 按式（29）計(jì)算

42、中心距： a=d1+d22=48+1542=101 mm 3) 依據(jù)公式（30）計(jì)算b、b1及b2。 b=?dd1 （30） 式中，b──設(shè)計(jì)齒寬，mm； ?d──齒寬系數(shù)； d1──小齒輪分度圓直徑，mm。 b=?dd1=48mm 大齒輪寬度應(yīng)等于設(shè)計(jì)齒寬，即： b2=b=48mm 小齒輪的寬度應(yīng)比大齒輪大5~10 mm，即： b1=b2+5=53 mm 3.3.2 蝸輪蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 已知輸入功率P=6.18 KW，n1=966.7 r/min，齒數(shù)比μ=3.2 。 根據(jù)表以及傳動(dòng)比各級(jí)分配值，確定蝸輪蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比i=3 ，蝸

43、桿頭數(shù)Z1=6，蝸輪齒數(shù)Z2=18，與此對(duì)應(yīng)，估取總效率η=0.95。 1. 選擇蝸輪蝸桿的材料。 因?yàn)槲仐U傳動(dòng)速度不高,所以選擇蝸桿材料為45鋼,蝸輪材料為ZCuSn10P1。 2. 根據(jù)下式按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。 m2d1≥KT2480Z2σH2 （31） 式中，T2──蝸輪轉(zhuǎn)矩，N?mm； Z2──蝸輪齒數(shù)； σH──許用接觸應(yīng)力，MPa； K──載荷系數(shù)，按下式計(jì)算： K=KAKβKV （32） 式中，KA ── 使用系數(shù)，見表11-5； Kβ──齒向載荷分布系數(shù)； KV──動(dòng)載系數(shù)。 1) 計(jì)算作

44、用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2。 T2=9.55×106P2n2 （33） 式中，T2──作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩，單位為N?mm； n2──蝸輪轉(zhuǎn)速，單位為r/min，可按下式計(jì)算： n2=n1i （34） 式中，n1──蝸桿轉(zhuǎn)速，單位為r/min； i──蝸桿蝸輪傳動(dòng)比； P2──輸出功率，單位為KW，可按下式計(jì)算： P2=P1η （35） 式中，P1──輸入功率，單位為KW； η──蝸桿蝸輪傳動(dòng)總效率。 根據(jù)公式（33）計(jì)算T2： T2=9.55×106P2n2=9.55×106P1ηn1i=9.55×1066.1

45、8×0.95966.73=173998.29 N?mm 2) 根據(jù)公式確定載荷系數(shù)K ①根據(jù)載荷性質(zhì)以及啟動(dòng)載荷的大小查表11-5,確定使用系數(shù):KA=1.15。 ②確定齒向載荷分布系數(shù)：Kβ=1。 ③根據(jù)蝸輪的圓周速度確定其動(dòng)載系數(shù)：KV=1.1。 ④計(jì)算載荷系數(shù)K K=KAKβKV=1.15×1×1.1=1.265 3) 根據(jù)下列公式計(jì)算許用接觸應(yīng)力σH。 σH=KHNσH' （36） 式中，σH'──基本許用接觸應(yīng)力，見表11-7； KHN──接觸疲勞壽命系數(shù)，可按下式計(jì)算： KHN=8107N （37） 式中，N──應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，可按下式計(jì)算：

46、N=60jn2Lh （38） 其中，j──蝸輪轉(zhuǎn)一圈時(shí)，每一輪齒嚙合次數(shù)； n2──蝸輪轉(zhuǎn)速，r/min； Lh──工作壽命。 ①根據(jù)相關(guān)信息查表確定蝸輪的基本許用接觸應(yīng)力：σH'=268 MPa。 ②由公式（38）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)和公式（37）計(jì)算接觸疲勞壽命系數(shù)： N=60jn2Lh=60×1×966.73×12000=2.32×108 KHN=8107N=81072.32×108=0.675 ③由公式（36）計(jì)算許用接觸應(yīng)力。 σH=KHNσH'=0.675×268=180.9 MPa 4) 根據(jù)公式（31）計(jì)算m2d1。 m2d1≥KT

47、2480Z2σH2=1.265×173998.29×48018×180.92=4782.95 mm3 結(jié)合Z1=6，查閱表，取m=8 mm，蝸桿分度圓直徑d1=80 mm及分度圓導(dǎo)程角γ=30°57'50''。 3. 計(jì)算蝸桿與蝸輪的主要尺寸。 計(jì)算中心距： a=d1+d22 （39） 式中，d1──蝸桿分度圓直徑，mm； d2──蝸輪分度圓直徑，mm。 根據(jù)式（39）計(jì)算中心距： a=d1+d22=80+8×182=112 mm 1) 計(jì)算蝸桿主要參數(shù)和幾何尺寸： Pa=πm （40） 式中，Pa──軸向齒距。 da1=d1+2ha*m

48、（41） 式中，da1──蝸桿齒頂圓直徑； d1──蝸桿分度圓直徑； ha*──齒頂高系數(shù)。 df1=d1-2(ha*m+c) （42） 式中，df1──蝸桿齒根圓直徑； c──頂隙，其中，c=c*m。 Sa=πm2 （43） 式中，Sa──蝸桿軸向齒厚。 按公式（40）計(jì)算軸向齒距：Pa=πm=π×8=25.13 mm 按公式（41）計(jì)算齒頂圓直徑：da1=d1+2ha*m=80+2×8=96 mm 按公式（42）計(jì)算齒根圓直徑：df1=d1-2(ha*m+c)=80-2×(8+0.25)=63.5 mm 查閱表11-

49、1確定分度圓導(dǎo)程角：γ=30°57'50''=30.96° 按公式（43）計(jì)算軸向齒厚：Sa=πm2=12.57 mm 2) 計(jì)算蝸輪的主要幾何尺寸： d2=mZ2 （44） 式中，d2──蝸輪分度圓直徑，單位為mm； da2=d2+2ha2 （45） 式中，da2──蝸輪喉圓直徑，單位為mm； ha2──蝸輪齒頂高，可按下式計(jì)算： ha2=m(ha*+χ2) （46） 其中，χ2──蝸輪變位系數(shù)，取值為0。 df2=d2-2hf2 （47） 式中，df2──蝸輪齒根圓直徑，單位為mm； hf2──蝸輪齒根高，可按下式計(jì)

50、算： hf2=m(ha*-χ2+c*) （48） 其中，χ2──蝸輪變位系數(shù)，取值為0。 按公式（44）計(jì)算分度圓直徑：d2=mZ2=8×18=144 mm 按公式（45）計(jì)算喉圓直徑：da2=d2+2ha2=d2+2m(ha*+X2)=144+2×8=160 mm 按公式（47）計(jì)算齒根圓直徑： df2=d2-2hf2=d2-2m(ha*+c*)=144-2×8×1.25=124 mm 4. 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。 σF=1.53KT2d1d2mYFa2Yβ≤σF （49） 式中，σF──蝸輪齒根彎曲應(yīng)力，單位為MPa； K──載荷系數(shù)；

51、 T2──蝸輪轉(zhuǎn)矩，單位為N?mm； YFa2──蝸輪齒形系數(shù)，根據(jù)ZV2查表確定，其中，ZV2=Z2cos3γ。 Yβ──螺旋角影響系數(shù)，可按下式計(jì)算得出： Yβ=1-γ140° （50） 其中，γ──分度圓導(dǎo)程角。 σF──蝸輪許用彎曲應(yīng)力，單位為MPa，可依據(jù)下式計(jì)算： σF=KFNσF' （51） 其中，KFN──壽命系數(shù)，KFN=9106N； σF'──考慮齒根應(yīng)力修正系數(shù)YSa2后蝸輪的基本許用應(yīng)力，單位為MPa。 ①確定齒形系數(shù)YFa2。 ZV2=Z2cosγ3=18cos330.96°=28.54

52、 由ZV2=28.54，查閱表得出齒形系數(shù)YFa2=2.6038。 ②根據(jù)公式（50）確定螺旋角影響系數(shù)Yβ。 Yβ=1-γ140°=1-30.96°140°=0.78 ③根據(jù)公式（51）計(jì)算蝸輪許用應(yīng)力σF。 根據(jù)蝸輪相關(guān)信息從表中查得基本許用彎曲應(yīng)力σF'=56 MPa。 根據(jù)公式確定壽命系數(shù)：KFN=9106N=91062.32×108=0.55 根據(jù)公式（51）計(jì)算蝸輪許用應(yīng)力：σF=σF'KFN=56×0.55=30.8 Mpa ④根據(jù)公式（49）計(jì)算彎曲應(yīng)力： σF=1.53KT2d1d2mYFa2Yβ=1.53×1.265×173998.29×2.6038×0

53、.7880×144×8=7.42 MPa 所以σF<σF， 所以彎曲強(qiáng)度滿足要求。 5. 按下列公式驗(yàn)算效率η。 η=(0.95~0.96)tanγtanγ+φV （52） 式中，γ──分度圓導(dǎo)程角； φV──當(dāng)量摩擦角。 ①確定當(dāng)量摩擦角φV。 (4) VS=πd1n160×10000×cosγ=π×80×966.760×1000×cos30.96°=4.72 m/s 根據(jù)滑動(dòng)速度VS及相關(guān)信息從表中查得fV=0.02256，φV=1.1768。 ②根據(jù)公式（52）計(jì)算效率η。 (5) η=(0.95～0.96)tanγtanγ+φV=(0.95~0.

54、96)×tan30.96°tan30.96°+1.1768°=0.9072 因?yàn)樾视?jì)算值小于原估計(jì)值， 所以效率η滿足要求。 3.3.3 軸的設(shè)計(jì) Ⅰ軸： 已知Ⅰ軸的輸入功率P=6.3063 KW ，n=2900 r/min。 選取軸的材料為45鋼。 根據(jù)以下公式計(jì)算軸最小直徑： dmin≥A03Pn （53） 式中，dmin──軸最小直徑，mm； A0──見表15-3； P──軸傳遞的功率，KW； n──軸的轉(zhuǎn)速，r/min。 由公式（53）計(jì)算出軸的最小直徑： dmin≥A03Pn=110×36.30632900=

55、14.25 mm 所以取dmin=15 mm。 Ⅰ軸最終尺寸如圖 3所示： 圖 3 Ⅰ軸結(jié)構(gòu)尺寸 Ⅱ軸： 已知Ⅱ軸的輸入功率P=6.18 KW，n=966.7 r/min。 選取軸的材料為45鋼。 由公式（53）計(jì)算出軸最小直徑： dmin≥A03pn=110×36.18966.7=20.4 mm 所以取dmin=21 mm。 Ⅱ軸最終尺寸如圖 4所示： 圖 4 Ⅱ軸結(jié)構(gòu)尺寸 Ⅳ軸： 計(jì)算Ⅳ軸輸入功率： P3=P2η1η2=6.18×0.98×0.99=6 KW 已知Ⅳ軸輸入功率P=6KW，n=322.23 r/min。 由式（53）計(jì)算軸的最小

56、直徑： dmin≥A03Pn=110×36322.23=29.16 mm 所以取dmin=30 mm。 Ⅳ軸最終結(jié)構(gòu)尺寸如圖 5所示。 Ⅴ軸： 已知Ⅴ軸輸入功率P=6KW，n=322.23 r/min。 由式（53）計(jì)算軸的最小直徑： dmin≥A03Pn=110×36322.23=29.16 mm 所以取dmin=30 mm。 Ⅴ軸最終結(jié)構(gòu)尺寸如圖 6所示。 圖 5 Ⅳ軸結(jié)構(gòu)尺寸 圖 6 Ⅴ軸結(jié)構(gòu)尺寸 3.3.4 滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) Ⅰ軸：因?yàn)棰褫S轉(zhuǎn)速相對(duì)較高且載荷上只受徑向力，不受軸向力，所以選取深溝球軸承，軸承代號(hào)為6405。 Ⅱ軸：因?yàn)棰蜉S轉(zhuǎn)速相對(duì)低

57、且載荷上只受徑向力，不受軸向力，所以選取圓柱滾子軸承，軸承代號(hào)為N406。 Ⅲ軸：因?yàn)棰筝S轉(zhuǎn)速低且載荷上既承受徑向力，又承受軸向力，所以選取圓錐滾子軸承，軸承代號(hào)為32303。 Ⅳ軸和Ⅴ軸：因?yàn)棰糨S、Ⅴ軸轉(zhuǎn)速低且既承受徑向載荷，又承受軸向載荷，所以選取圓錐滾子軸承，軸承代號(hào)為32306。 3.3.5 聯(lián)軸器的選擇 因?yàn)殡妱?dòng)機(jī)輸出軸的軸徑為24mm,依據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》表可以查出電動(dòng)機(jī)輸出軸與減速器輸入軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為L(zhǎng)X1。 因?yàn)闇p速器輸出軸的軸徑為21mm,依據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》表可以查出減速器輸出軸與Ⅲ軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為L(zhǎng)X1。

58、3.3.6 鍵的設(shè)計(jì) Ⅰ軸：依據(jù)聯(lián)軸器所在軸段的直徑d=15 mm以及軸段長(zhǎng)L=24 mm,查《機(jī)械設(shè)計(jì)教程》表得出，選用A型普通平鍵：b×h=5×5 mm，L=18 mm。 Ⅱ軸：依據(jù)大齒輪所在軸段的直徑d=41 mm以及軸段長(zhǎng)L=46 mm，查《機(jī)械設(shè)計(jì)教程》表得出，選用A型普通平鍵：b×h=12×8 mm，L=36 mm。 依據(jù)聯(lián)軸器所在軸段的直徑d=21 mm以及軸段長(zhǎng)L=35 mm,查《機(jī)械設(shè)計(jì)教程》表得出，選用A型普通平鍵：b×h=6×6 mm，L=28 mm。 Ⅳ軸：根據(jù)蝸輪所在軸段的直徑d=48 mm以及軸段的長(zhǎng)度L=68 mm,查《機(jī)械設(shè)計(jì)教程》表得出，選用

59、A型普通平鍵：b×h=12×8 mm,L=56 mm。 根據(jù)槽輪所在軸段的直徑d=32 mm以及軸段的長(zhǎng)度L=28 mm,查表得出，選用A型普通平鍵：b×h=10×8 mm,L=22 mm。 Ⅴ軸：根據(jù)蝸輪所在軸段的直徑d=40mm以及軸段的長(zhǎng)度L=68 mm,查《機(jī)械設(shè)計(jì)教程》表得出，選用A型普通平鍵：b×h=12×8 mm,L=56 mm。 根據(jù)圓柱凸輪機(jī)構(gòu)所在軸段的直徑d=34 mm以及軸段的長(zhǎng)度L=164 mm,查表得出，選用A型普通平鍵：b×h=10×8 mm，L=63 mm[7]。 3.3.7 軸的強(qiáng)度校核 Ⅰ軸： 1) 對(duì)齒輪1進(jìn)行受力分析，

60、根據(jù)下列公式計(jì)算出齒輪1所受的切向力Ft1、徑向力Fr1。 Ft1=2T1d1 （54） 式中，F(xiàn)t1──作用在小齒輪上的切向力，單位為N； T1──小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為N?mm。 Fr1=Ft1tanα （55） 式中，F(xiàn)r1──作用在小齒輪上的徑向力，單位為N； α──壓力角。 根據(jù)公式（54）和公式（55）計(jì)算Ft1和Fr1。 Ft1=2T1d1=2×20.77×10348=865.42 N Fr1=Ft1tanα=865.42×tan20°=314.99 N 2) 計(jì)算兩支承處的水平支反力FNH1、FNH2和垂直支反力FN

61、V1、FNV2。 由Ft1×74=FNH2×158，得出FNH2=405.32 N，F(xiàn)NH1=460.1 N。 由Fr1×74=FNV2×158，得出FNV2=147.53 N，F(xiàn)NV1=167.46 N。 3) 畫出彎矩圖和扭矩圖。 彎矩圖和扭矩圖如圖 7所示。 4) 依據(jù)公式校核軸的強(qiáng)度。 σca=MW2+4αT2W2=M2+αT2W≤σ-1 （56） 式中，σca──軸的計(jì)算應(yīng)力，單位為MPa； M──軸受到的彎矩，單位為N?mm； α──折合系數(shù)，此處取值為0.3； T──軸受到的轉(zhuǎn)矩，單位為N?mm； W──

62、軸的抗彎截面系數(shù)，單位為mm3； σ-1──對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力時(shí)的許用彎曲應(yīng)力，單位為MPa。 ①計(jì)算軸的抗彎截面系數(shù)W。 由WT=2W得， W=WT2=0.1d13=0.1×523=14060.8 MPa ②根據(jù)公式（56）計(jì)算軸應(yīng)力σca。 σca=M2+αT2W=36232.422+(0.3×20770)214060.8=2.615 ③根據(jù)軸的材料從表15-1中確定許用彎曲應(yīng)力：σ-1=55 MPa。 所以σca < σ?1， 故Ⅰ軸滿足強(qiáng)度要求。 Ⅱ軸： 1) 對(duì)齒輪2進(jìn)行受力分析，按公式（54）和公式（55）計(jì)算齒輪2所受的切向力Ft2、徑向力Fr2。

63、 Ft2=2T2d2=2×20.36×103154=264.42 N Fr2=Ft2tanα=264.42×tan20°=96.24 N 1) 計(jì)算兩支承處的水平支反力FNH1、FNH2和垂直支反力FNV1、FNV2。 由Ft1×84.5=FNH2×157.5得出，F(xiàn)NH2=141.86 N，F(xiàn)NH1=122.56 N。 由Fr1×84.5=FNV2×157.5得出，F(xiàn)NV2=51.63 N，F(xiàn)NV1=44.61 N。 2) 畫出彎矩圖和扭矩圖。 彎矩圖和扭矩圖如圖 8所示。 圖 7 Ⅰ軸彎矩扭矩圖 圖 8 Ⅱ軸彎矩扭矩圖 1) 依據(jù)公式校核軸的強(qiáng)度。 已知T=2

64、0.36×103 N?mm，M=11021.02 MPa ①計(jì)算軸的抗彎截面系數(shù)W。 由WT=2W得， W=WT2=0.1d13=0.1×413=6892.1 mm3 ②根據(jù)公式（56）計(jì)算軸所受應(yīng)力σca。 σca=M2+αT2W=11021.022+(0.3×20360)26892.1=1.83 ③根據(jù)軸的材料從表中確定許用彎曲應(yīng)力：σ-1=55 MPa。 所以σca < σ?1， 故Ⅱ軸滿足強(qiáng)度要求。 3.3.8 鍵的強(qiáng)度校核 根據(jù)下列公式對(duì)鍵的強(qiáng)度進(jìn)行校核： σbs=2000Tkld=4000Thld≤σbs （57） 式中，σbs──擠壓應(yīng)力計(jì)算值，單位

65、為MPa； T──軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為N?mm； h──鍵的高度，單位為mm； d──鍵所在軸的軸徑，單位為mm。 σbs──許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa,見表6-2； l──鍵的工作長(zhǎng)度，圓頭平鍵的工作長(zhǎng)度按下式計(jì)算： l=L-b （58） 其中，L──鍵的公稱長(zhǎng)度，單位為mm； b──鍵的寬度，單位為mm。 Ⅰ軸： ①根據(jù)公式（57）計(jì)算擠壓應(yīng)力σbs： σbs=2000Tkld=4000Thld=4000×20.775×18-5×15=85.21 MPa ②根據(jù)載荷性質(zhì)及材料查表6-2

66、得σbs=120 MPa。 ③ 因?yàn)棣襜s < σbs，所以鍵滿足強(qiáng)度要求。 Ⅱ軸： ①按照公式（57）計(jì)算擠壓應(yīng)力σbs： σbs1=2000Tkld=4000Thld=4000×20.368×(36-12)×41=10.346 MPa σbs2=2000Tkld=4000Thld=4000×20.366×(28?6)×21=29.38 MPa ②根據(jù)載荷性質(zhì)及材料查表6-2得σbs=120 MPa。 ③因?yàn)棣襜s1 < σbs，σbs2<σbs，所以鍵滿足強(qiáng)度要求。 3.3.9 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑與密封 在選擇潤(rùn)滑方式的時(shí)候，應(yīng)盡可能選擇結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)單的潤(rùn)滑方式，若選用油潤(rùn)滑，可以用箱體內(nèi)的油直接潤(rùn)滑滾動(dòng)軸承，而且采用油潤(rùn)滑的方式有利于軸承的冷卻熱散，所以此處滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑方式選擇油潤(rùn)滑。 3.4 執(zhí)行部分的設(shè)計(jì) 3.4.1 校直送絲部分的設(shè)計(jì) 已知所生產(chǎn)鋼釘長(zhǎng)度為60mm,中心距L=55mm，此處槽輪機(jī)構(gòu)的槽數(shù)選取為4。 R=Lsin?=LsinπΖ=55×sinπ4=38.89≈39 mm S=Lcos?=LcosπΖ=55×cosπ4=38.89≈39