原稿-自動穿串機設計

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I摘要自 動 穿 串 機 適 用 于 新 型 食 品 加 工 行 業(yè) 。 目 的 是 研 制 一 種 自 動 穿 插 機 構 ， 能 夠 代 替 手 工勞 動 ， 提 高 工 作 效 率 ， 降 低 勞 動 強 度 。 本 文 針 對 傳 動 系 統(tǒng) ， 進 給 機 構 及 自 動 控 制 系 統(tǒng) 設 計 。 并 對所 用 的 齒 輪 傳 動 和 軸 進 行 計 算 。 本 產 品 采 用 電 動 機 帶 動 ， 通 過 各 系 統(tǒng) 的 相 互 協(xié) 作 ， 實 現(xiàn) 穿插 動 作 。 本 機 構 是 在 食 品 裝 料 機 械 的 基 礎 上 設 計 的 。 此 機 構 具 有 結 構 簡 單 、 體 積 小 、 成 本低 的 優(yōu) 點 。設計要求完成入料、動力源的選定、傳動系統(tǒng)、執(zhí)行機構、落料機構。入料選用排序機構，動力源的選定選用電動機，傳動系統(tǒng)采用 V 帶傳動、齒輪傳動、 連續(xù)傳送機構，執(zhí)行機構采用插簽機構、壓盤裝置，落料機構一個擋棒和盤子。關鍵詞自動穿插；傳動系統(tǒng)；自動控制系統(tǒng)IIIAbstractAutomatic wear string machine is suitable for new food processing industry. Purpose is to develop a kind of automatic thrust institution, can replace manual labor, improve work efficiency and reduce labor intensity. Based on transmission system, lathe and automatic control system design. And on the gear and axis. This product adopts motor driving through the cooperation and realizing the system into action. The agency is in charge of food machinery based on the design. The agency has simple structure, small volume, low cost advantage.Complete the design requirements of power and selected, transmission system, actuators, blanking institutions.The ranking selection, the selected chooses motor, power transmission adopts the V belt transmission, gear, continuous transmission, actuator adopts inserted sign institutions, pressure plate blanking institution, a block sticks and plates.Keywords automatically alternates, Transmission systems, Automatic control systemI目 錄1 緒論 11.1 序言 .11.2 自動穿串機的設計思路 .12 自動穿串機各機構的選擇及設計設計思路 22.1 入料機構的選擇及設計 .22.2振動篩的設計 22.3 穿插機構的設計 .52.3.1 插簽機構 52.3.2 壓盤裝置 52.4 落料機構的設計 63 軸承的選定 73.1 概述 .73.2 滾動軸承的主要類型、特點和代號 .83.3 軸承的壽命計算 103.3.1 滾動軸承的基本額定壽命 .103.3.2 基本額定動負荷 .103.3.3 壽命計算公式 .113.3.4 額定壽命的修正 .113.3.5 滾動軸承的當量動載荷 .113.3.6 角接觸軸承的計算 .123.3.7 主動軸軸承的校核 .123.3.8 從動軸軸承的校核 .134 傳動機構設計 .144.1 傳動系統(tǒng)的選擇 144.1.1 帶傳動的類型和特點 .144.1.2 V 帶傳動的設計 .154.2 電動機的選擇 184.2.1 電動機類型和結構的選擇 .184.2.2 電動機功率的選擇 .184.2.3 確定電動機轉速 .184.2.4 電動機型號的確定 .18II4.3 齒輪傳動的設計 194.3.1 選擇齒輪材料并確定許應應力 .194.3.2 按齒面接觸強度設計計算 .194.4 傳動裝置運動、動力參數計算 214.4.1 總傳動比的確定 .214.4.2 分配各級傳動比 .214.4.3 計算各軸轉速 .214.4.4 計算各軸的功率 .214.4.5 計算各軸轉矩 .214.4.6 傳動裝置運動、動力參數匯總表 .224.5 軸的設計計算 224.5.1 輸入軸的設計計算 .224.5.2 輸出軸的設計計算 .254.6 輸送機的設計 265 減速器的選擇 .315.1 概述 315.2 減速器的機構和附件的設計 315.3 減速器的潤滑和密封 32結論 .33致謝 .34參考文獻 .35附錄 .36附錄 14711.1 序言1 緒論目前，許多生產食品串類的廠家，穿串的工序都是靠手工來完成的，手工穿串不僅勞動強度大、生產效率低，食品串形狀不規(guī)則，但是由于穿串耗費時間長，串類的食品極其容易變質，從而難以達到食品衛(wèi)生標準。因此，傳統(tǒng)的手工操作存在的弊端是本設計有待解決的難題。有鑒于此，本實用新型的設計主要目的在于提供一種自動完成穿串，減少勞動力的投入，提高生產效率高，可達到衛(wèi)生質量要求的設備。在我國的食品機械行業(yè)中，這類機械還是新型行業(yè)，主要用于一些小型機械。1.2 自動穿串機的設計思路自動穿串機要完成入料、動力源的選定、傳動系統(tǒng)、執(zhí)行機構、落料機構。入料機構的選擇很重要，它包括入料口和排序機構，排序機構在這里是個重點，因為面團是有黏性，所以如果選擇以它的自重來排序就不穩(wěn)當，要重新選擇排序機構，我選擇的是振動篩，在振動篩出料口有一個類似于齒輪形狀的花盤。動 力 源 是 電 動 機 ， 自 動 穿 串 機 雖 然 不 是 大 型 機 器 ， 但 是 它 對 速 度 的 要 求 還 是 很 嚴 格 的 ， 在穿串的時候輸送機是要停止輸送的，然后進行穿串。最后考慮到緩沖加了個減速器。傳 動 系 統(tǒng) 首 先 是 V 帶 傳 動 、 齒 輪 傳 動 、 連 續(xù) 輸 送 傳 動 。 帶 傳 動 和 齒 輪 傳 動 不 用 多 說 。連續(xù)輸送機構采用的是凹槽形狀的輸送鏈。執(zhí) 行 機 構 就 是 插 簽 機 構 。 插 簽 機 構 采 用 多 排 。 因 為 工 作 需 要 一 次 達 到 20 串 ， 在 插 簽機 構 的 上 面 有 個 壓 盤 機 構 ， 大 小 和 插 簽 機 構 差 不 多 大 。 壓 盤 裝 置 的 齒 和 輸 送 鏈 上 的 齒 結 構 一樣。面團在這兩個齒的中間。落料機構為設置在所述連續(xù)傳送鏈上方的檔棒。在面團到達傳送鏈的末端有個檔棒擋住面團上的簽，使穿好的面團掉落在下面的盤子中。22 穿串機各機構的設計思路2.1 入料機構的選擇及設計入料機構的選擇很重要，它包括入料口和排序機構，排序機構在這里是個重點，因為面團是有黏性，所以如果選擇以它的自重來排序就不穩(wěn)當，要重新選擇排序機構，我選擇的是振動篩，在振動篩出料口有一個類似于齒輪形狀的花盤。2.2 振動篩的設計2.2.1 振動篩的用途振動篩是利用振動的大小孔工作面將顆粒大小不同的混合物料按粒度進行分級的機械。篩分工作一般適用于尺寸為 1~300 毫米或更細物料的分級。當用于分級時，一層篩面可以獲得兩種產品；用 n 層篩面分級，可得到 n+1 種產品。振動篩除了用于分級之外，還常用于物料的脫水，即除去物料中的水分；脫介，即在篩機中用水清洗并回收重要介質微粒；振動篩也常用于清洗物料表面的污泥。2.2.2 篩分的方法目前已在工業(yè)中獲得應用的篩分方法，有普通篩分法、薄層篩分法、概率篩分法、等厚篩分法和概率等厚篩分法等。本設計只要介紹普通篩分法。在工業(yè)部門中長期沿用的篩分法就是普通篩分法，這是一種中等料層厚度的篩分方法，在普通振動篩和共振篩中進行篩分就是利用這種篩分方法。它的特點如下。（ 1） 料 層 厚 度 一 般 為 篩 孔 尺 寸 的 3~6 倍。（ 2） 篩 面 層 數 位 1~2 層。（ 3） 物料顆粒的透篩是在篩面連續(xù)振動的情況下按照篩孔的大小進行的。小于篩孔的 物 料 顆 粒 在 沿 篩 長 方 向 運 動 的 過 程 中 ， 不 斷 透 過 篩 孔 ； 而 大 于 篩 孔 的 物 料 顆 粒 沿 篩 面 方向移動，最后從篩面上方排出。3圖 1 -1 振動篩（ 4） 在 一 般 情 況 下 ， 篩 孔 尺 寸 與 篩 下 面 的 最 大 顆 粒 尺 寸 有 如 下 關 系 ： 對 于 圓 孔 ， 篩孔 尺 寸 a 是 篩 下 物 做 大 顆 粒 尺 寸 d 的 1.3~1.4 倍 ， 即 a=1.3~1.4d；對于方形孔，邊長a=1.1~1.13d； 對 于 長 方 形 孔 ， 狹 長 邊 a=0.7~0.8d。利用普通篩分方法對物料進行篩分，物料的透篩過程進行的比較緩慢，在篩長一定的情況下，該種篩分方法的篩分頻率較低。因此近十多年來，不少國家的科技工作者對物料篩分過的理論進程了許多研究，相繼提出了幾種新的篩分發(fā)發(fā)，這些發(fā)發(fā)對提高篩分過程的質量和產量都有一定的實際價值。2.2.3 計算1.滑行指數的選擇選取拋鄭指數 D1，正向滑行指數 D1≈1。2.振動方向角的計算當摩擦系數? 0=?=0.95 時，摩擦角 μ0=μ=43°44′，計算出C=D9sin(μ0+α0)/Dksin(μ0-μ0)=0.5～0.33 式（2.1）振動反方向角計算：δ=arctg(1-c)?(1+c)?0=19°19′～27°56′ 式（2.2）當取 D k=2.5 時，振動方向角 δ=22°。3.振幅的計算取=15 毫 米 。λ=900－〔D 9sin(μ0+α0) /π2n2cos(μ0－δ) 〕 式（2.3）=15.36mm4.精 算 拋 鄭 指 數 和 正 向 滑 行 指 數 及 反 向 滑 行 指 數振動強度4拋鄭指數正向滑行指數反向滑行指數有輕微的反向滑動。K=π2n2λ/900g=1.828 式（2.4）D=Ksinδ/cosα0=0.68515.計 算 滑 始 角 與 滑 止 角 ， 確 定 滑 行 運 動 狀 態(tài)正向滑始角反向滑始角φk0=φk=arcsin1/DK0=24° 式（2.8）Φ90=φ9=arcsin(-1/D90)=246°33′ 式（2.9）根據滑始角φ k0 和φ k，查得正向滑止角 φ0′=233°，因為 ，φ 0′58400h∴預期壽命足夠3.3.8 從動軸軸承的校核（1）計算當量載荷 P 1、 P2由機械設計課本 P280 表 16-11 查得X=1，Y=0， ? p=1.5兩軸承徑向反力：初選兩軸承為角接觸球軸承。Fr1=Fr2=1761.6N根據機械設計課本 P279 （ 16-4）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1761.6+0)=2642.4N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1761.6+0)= 2642.4N(2)軸承壽命計算∵角接觸球軸承ε=3∵P 1=P2 故 取 P=2642.4N查機械設計手冊得：7213C 角接觸球軸承型額定靜載荷C or =55.2KN ，基本當量動載荷Cr =69.8KN ， 根 據 課 本 P279 表 16-8 得：ft=1。 由 課 本 P278（16-3）式 得L=16670/n(ftCr/P)ε =16670/72.15×(1×69800/2642.4)3=4258629h58400h∴預期壽命足夠144 傳動機構設計4.1 傳動系統(tǒng)的選擇4.1.1 帶傳動的類型和特點帶傳動由主動帶輪 1、從動帶輪 2 和撓性帶 3 組成，借助帶與帶輪之間的摩擦或嚙合 ，將主動輪 1 的運動傳給從動輪 2，如圖 4-1 所示。圖 4-1 帶傳動示意圖一、帶傳動的類型根據工作原理不同，帶傳動可分為摩擦帶傳動和嚙合帶傳動兩類。1. 摩擦帶傳動摩 擦 帶 傳 動 是 依 靠 帶 與 帶 輪 之 間 的 摩 擦 力 傳 遞 運 動 的 。 按 帶 的 橫 截 面 形 狀 不 同 可 分 為四 種 類 型 ， 如 圖 4-2 所示。a) b) c) d)圖 4-2 帶傳動的類型(1)平 帶 傳 動 。 平 帶 的 橫 截 面 為 扁 平 矩 形 （圖 a） ， 內 表 面 與 輪 緣 接 觸 為 工 作 面 。 常 用 的平帶有普通平帶 (膠帆布帶 )、 皮 革 平 帶 和 棉 布 帶 等 ， 在 高 速 傳 動 中 常 使 用 麻 織 帶 和 絲 織 帶 。 其中以普通平帶應用最廣。平帶可適用于平行軸交叉?zhèn)鲃雍徒诲e軸的半交叉?zhèn)鲃印?2)V 帶傳動。V 帶的橫截面為梯形，兩側面為工作面（圖 b） ， 工 作 時 V 帶與帶輪槽兩 側 面 接 觸 ， 在 同 樣 壓 力 FQ 的作用下，V 帶 傳 動 的 摩 擦 力 約 為 平 帶 傳 動 的 三 倍 ， 故 能 傳遞較大的載荷。(3)多 楔 帶 傳 動 。 多 楔 帶 是 若 干 V 帶 的 組 合 (圖 c),可 避 免 多 根 V 帶長度不等,傳 力 不 均的缺點。(4)圓 形 帶 傳 動 。 橫 截 面 為 圓 形 (圖 d), 常用皮革或棉繩制成, 只用于小功率傳動。152. 嚙合帶傳動嚙合帶傳動依靠帶輪上的齒與帶上的齒或孔嚙合傳遞運動。嚙合帶傳動有兩種類型， 如圖 4-3 所示。a)同步齒形帶傳動 b)齒孔帶傳動圖 4-3 嚙合帶傳動(1)同 步 帶 傳 動 。 利 用 帶 的 齒 與 帶 輪 上 的 齒 相 嚙 合 傳 遞 運 動 和 動 力 ， 帶 與 帶 輪 間 為 嚙合傳動沒有相對滑動，可保持主、從動輪線速度同步（圖 a） 。(2)齒 孔 帶 傳 動 。 帶 上 的 孔 與 輪 上 的 齒 相 嚙 合 ， 同 樣 可 避 免 帶 與 帶 輪 之 間 的 相 對 滑 動 ， 使主、從動輪保持同步運動（圖 b） 。二、帶傳動的特點摩擦帶傳動具有以下特點：(1)結構簡單，適宜用于兩軸中心距較大的場合。(2)膠帶富有彈性，能緩沖吸振，傳動平穩(wěn)無噪聲。(3)過 載 時 可 產 生 打 滑 、 能 防 止 薄 弱 零 件 的 損 壞 ， 起 安 全 保 護 作 用 。 但 不 能 保 持 準 確 的傳動比。(4)傳動帶需張緊在帶輪上，對軸和軸承的壓力較大。(5)外廓尺寸大,傳 動 效 率 低 (一 般 0.94~0.96)。根據上述特點，帶傳動多用于 ① 中、小功率傳動（通常不大于 100KW）； ② 原動機輸 出軸的第一級傳動（工作速度一般為 5~25m/s）；③ 傳動比要求不十分準確的機械。本設計所選擇的是 v 帶傳動。4.1.2V 帶的傳動設計一、帶的構造和標準標 準 V 帶 都 制 成 無 接 頭 的 環(huán) 形 ， 其 橫 截 面 由 強 力 層 1、 伸 張 層 2、 壓 縮 層 3 和 包 布 層 4 構 成 ， 如 圖 4-4 所示。伸張層和壓縮層均由膠料組成，包布層由膠帆布組成，強力層是承受 載 荷 的 主 體 ， 分 為 簾 布 結 構 （由膠簾布組成）和 線 繩 結 構 （由膠線繩組成）兩 種 。 簾 布結 構 抗 拉 強 度 高 ， 一 般 用 途 的 V 帶 多 采 用 這 種 結 構 。 線 繩 結 構 比 較 柔 軟 ， 彎 曲 疲 勞 強 度 較好，但拉伸強度低，常用于載荷不大，直徑較小的帶輪和轉速較高的場合。V 帶 在 規(guī) 定 張16緊 力 下 彎 繞 在 帶 輪 上 時 外 層 受 拉 伸 變 長 ， 內 層 受 壓 縮 變 短 ， 兩 層 之 間 存 在 一 長 度 不 變 的 中性 層 ， 沿 中 性 層 形 成 的 面 稱 為 節(jié) 面 ， 如 圖 4-4 所 示 。 節(jié) 面 的 寬 度 稱 為 節(jié) 寬 bp。節(jié)面的周長為 帶 的 基 準 長 度 Ld。a)簾布結構 b)線繩結構圖 4-4 V 帶剖 面結 構V 帶 和 帶 輪 有 兩 種 尺 寸 制 ， 即 有 效 寬 度 制 和 基 準 寬 度 制 。 基 準 寬 度 制 是 以 V 帶 的 節(jié) 寬為 特 征 參 數 的 傳 動 體 系 。 普 通 V 帶 和 SP 型 窄 V 帶為基準寬度制傳動用帶。按 GB/T11544-97 規(guī)定，普通 V 帶分為 Y、Z、 A、 B、 C、 D、 E 七 種 ， 截 面 高 度 與 節(jié) 寬 的 比 值 為 0.7； 窄 V 帶 分 為 SPZ、 SPA、 SPB、 SPC 四 種 ， 截 面 高 度 與 節(jié) 寬 的 比 值 為 0.9。 帶 的 截 面 尺 寸 如 表 4-1 所 示 ， 基 準 長 度 系 列 如 表 4-2 所 示 。 窄 V 帶 的 強 力 層 采 用 高 強 度 繩 芯 ， 能 承 受 較 大 的 預 緊 力 ， 且 可 撓 曲 次 數 增 加 ， 當 帶高 與 普 通 V 帶 相 同 時 其 帶 寬 較 普 通 V 帶 小 約 1/ 3,而 承 載 能 力 可 提 高 1.5~2.5 倍 。 在 傳 遞 相同 功 率 時 ， 帶 輪 寬 度 和 直 徑 可 減 小 ， 費 用 比 普 通 V 帶 降 低 20~40％，故應用日趨廣泛。V 帶的型號和標準長度都壓印在膠帶的外表面上，以供識別和選用。例：B2240GB/T11544-97,表示 B 型 V 帶，帶的基準長度為 2240mm。圖 4-5 V 帶的節(jié)面和節(jié)線二、帶傳動的受力分析帶 以 一 定 的 預 緊 力 套 在 帶 輪 上 。 靜 止 時 帶 輪 兩 邊 的 拉 力 相 等 ， 均 為 預 緊 力 F0， 如 圖 4-6a)所示。負載轉動時，由于帶與帶輪接觸面摩擦力的作用，帶繞上主動輪的一邊被拉緊 ， 稱 為 緊 邊 ， 緊 邊 的 拉 力 由 F0 增 加 到 F1； 另 一 邊 被 放 松 ， 稱 為 松 邊 ， 拉 力 由 F0 降至 F2。 如 圖 4-6b)所示。17b)帶傳動的受力分析a)圖4-6緊 邊 與 松 邊 拉 力 的 差 值 （ F1－ F2） 為 帶 傳 動 中 起 傳 遞 力 矩 作 用 的 拉 力 ， 稱 為 有 效 拉 力 F 即：F = F1－F 2式(4.1)若帶傳遞功率為 P （KW）、帶速為 v（m/s）則：F=1000P/ν N 式(4.2)如果近似的認為工作前后膠帶總長不變，則帶的緊邊拉力增量應等于松邊拉力的減少量，即 F 1－ F0＝F 0－F 2 ，即：由式 （ 4-1） 、 （ 4-3）得：F1 + F2 = 2F0F1=F0+F/2式(4.3)F2=F+F0/2 式(4.4)三、帶傳動的應力分析帶 在 工 作 過 程 中 主 要 承 受 拉 應 力 ， 離 心 應 力 和 彎 曲 應 力 三 種 應 力 。 三 種 應 力 迭 加 后 ， 最大應力發(fā)生在緊邊繞入小帶輪處，其值為：σmax = σ1 + σb1 + σc ≤ [σ] 式（4.5）式 中 ： σ 1 = F1/A 為緊邊拉應力 (MPa), A 為帶的橫截面積(mm 2)；σ b1= Eh/dd 為 帶 繞過小帶輪時發(fā)生彎曲而產生的彎曲應力, E 為帶的彈性模量(MPa ),h 為帶的高度(mm),d d 為帶輪的基準直徑(mm)；σ C =qv/A 為帶繞帶輪作圓周運動產生的離心應力，q 為 每 米 長帶的質量（ kg/m） ， 見 表 （ 4-1）。在帶的高度 h 一定的情況下，d d 越小帶的彎曲應力就越大，為防止過大的彎曲應力對各種型號的 V 帶都規(guī)定了最小帶輪直徑 d min 如表 4-1 所示。表 4-1 V 帶輪 的最 小基 準直 徑型 號 Y ZSPZASPABSPBCSPCD Eddmin(mm) 20 50～ 63 75～ 90 125～140200～224355 500184.2 電動機的選擇4.2.1 電動機類型和結構的選擇因 為 本 傳 動 的 工 作 狀 況 是 ： 載 荷 平 穩(wěn) 、 單 向 旋 轉 。 所 以 選 用 常 用 的 封 閉 式 Y 系 列 三 相異步電動機。4.2.2 電動機功率的選擇4.2.2.1 傳動裝置的總功率由設計手冊得，V 型帶傳動的效率：0.96滾動軸承（一對）的 效 率 ： 0.98 圓柱齒輪（閉式）的 效 率 ： 0.97 齒輪聯(lián)軸器的效率：0.99輸送機卷筒的效率為：0.96η 總 =η 卷 ×η 軸承 2×η 齒輪 ×η 聯(lián)軸器 ×η 帶 =0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.854.2.2.2 電動機所需的工作功率：P 工作 =FV/η 總 =3.5×1.7/0.85=7.0（KW）4.2.3確定電動機轉速計算卷筒的工作轉速：n筒 = 60 × V×1000（ / πD）= 60 ×1.7 ×1000 /(3.14 × 450) = 72.15r/min按 手 冊 推 薦 的 傳 動 比 合 理 范 圍 ， 取 圓 柱 齒 輪 傳 動 一 級 減 速 器 傳 動 比 范 圍 I1 =3~6。取 V 帶 傳 動 比 I2=2~4， 則 總 傳 動 比 理 時 范 圍 為 I 總 =6~24。 故 電 動 機 轉 速 的 可 選 范 圍 為 ：n 筒 =（ 6~24） ×72.15=432.9~1731.6r/min符合這一范圍的同步轉速有 750、1000、和 1500r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳動比方 案 ： 通 過 綜 合 考 慮 電 動 機 和 傳 動 裝 置 尺 寸 、 重 量 、 價 格 和 帶 傳 動 、 減 速 器 的 傳 動 比 ， 可見 第 2 方 案 比 較 適 合 ， 則 選 n=1000r/min 。4.2.4 電動機型號的確定根據以上選用的電動機類型，及所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y160M-6。其主要性能：額定功率：7.5KW，滿載轉速 970r/min ，額定轉矩 2.0。4.3 齒輪傳動設計4.3.1 選擇齒輪材料并確定許應應力19SSF SF1考慮到減速器傳遞功率不大及其工作條件，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用 40Cr， 調 質 ； 大 齒 輪 選 用 45 鋼 ， 調 質 。 其 主 要 參 數 如 表 4-2。 根 據 課 本 P168 表 4-2 選 8 級精度 。圓周速度V ≤ 6m/ s。表 4-2 齒輪材料及其力學性能材料 熱處理 接觸疲勞極限 彎曲疲勞極限牌號 方式 硬度 σHlim / MPa σFE / MPa40Cr 調質 217～286HBS 650～750 560～62045 調質 197～286HBS 550～620 410～480取表中所示范圍的中間值，得σHlim1 = 700MPa，σFE1 = 590MPa，σHlim 2 = 580MPaσFE1 = 450MPa根據課本 P171 表 11-5 取S H = 1.0, SF = 1.25 。許用接觸應力為：[σ ] = σHlim1 = 700 = 700MPa， [σ ] = σHlim 2 = 580 = 580MPaH1H許用彎曲應力為：1.0 H2 1.0H[σ ] = σFE1 = 590 = 472MPa， [σ ] = σFE2 = 450 = 360MPaF1 1.25 F2 1.254.3.2 按齒面接觸強度設計計算根據軟齒面閉式齒輪傳動準則，應首先按齒面接觸強度設計公式進行設計計算， 然后再按軟齒面彎曲強度驗算公式進行驗算。根據課本 P171，可知設計計算公式為：4.3.2.1 確定計算參數d1 ≥ mm計算小齒輪上的名義轉矩：T =9.55×106 × 7.0/433=154388.0N ?mm選取載荷系數 K，根據課本 P169 表 11-3，取K = 1.4選取齒寬系數 φd ， 根 據 課 本 P175 表 11-6，取 φd = 1.1選 取 彈 性 系 數 ZE ， 根 據 課 本 P171 表 11-4，取 ZE = 189.8 （選用鍛鋼） 選 取 區(qū) 域 系 數 ZH ， 對 于 標 準 齒 輪 ， ZH = 2.5令μ=Z 2?Z1，則 u= i= 6因 [σH2 ] [σH1 ],故 用 [σH ] = [σH2 ] = 580MPa代入公式計算。4.3.2.2 初算小齒輪分度圓直徑S20112af1 1 ad1 ≥ =4.3.2.3 確定齒數和模數齒數 ： 取 Z 1 = 20, 則 Z2 = iZ1= 6 × 20 = 120模數 ： m=d 1/d2=67.45/20=3.37mm， 按設計手冊上，選取標準參數 m= 4mm4.3.2.4 確定中心距和齒寬= 67.45mm中心距 a= m(Z + Z ) = 4 (20 +120) = 280mm2 1 2 2齒 寬 b= φd ?d1 = 1.1× 67.45 = 74.20mm。圓取整數4.3.2.5 驗證齒輪彎曲強度b = 75mm,b1 = 80mm根據課本 P172，可知驗證公式為：σ = 2KT1YFaYSa ≤ [σ ]MPaF bm2Z F根 據 課 本 P173 和 P174 中 的 圖 11-8 和 圖 11-9 可 得 出 ： 選 取 齒 形 系 數 YFa ： YFa1 = 2.93,YFa2 = 2.22選 取 應 力 修 正 系 數 YSa ： YSa1 = 1.56,YSa2 = 1.82分別驗算兩輪的齒根彎曲應力：σ = 2KT1YFa1YSa1 = 2 ×1.4 ×154388.0 × 2.93×1.56 = 82.33MPa [σ ]F1 bm2Z 75× 42 × 20 F1σ = 2KT1YFa2YSa2 = 2 ×1.4 ×154388.0 × 2.22 ×1.82 = 12.13MPa [σ ]F2 bm2Z 75× 42 ×120 F2驗算結果：軟齒齒根彎曲疲勞強度足夠。4.3.2.6 齒輪的基本尺寸設計確定齒輪的主要幾何尺寸： 分度圓直徑：齒頂圓直徑：d1 = mZ1 = 4 × 20 = 80.00mm d2 = mZ2 = 4 ×120 = 480.00mmda1 = d1 + 2h ?m= 88.00mmd = d + 2h ?m= 488.00mm齒根圓直徑：a2 2 ad = d ? 2 (h? + c? )m= 70.00mmd = d ? 2 (h ? + c? )m= 470.00mmf 2 24.3.2.7 計 算 齒 輪 的 圓 周 速 度 VV = πd1n260 × 1000a= 3.14 × 80 × 43360 × 1000 = 1.81m/ s21總帶n根據課本 P168 表 11-2，可以確定齒輪傳動的精度等級為 8 級。4.4 傳動裝置運動、動力參數計算4.4.1 總傳動比的確定由已知數據可知：4.4.2 分配各級傳動比i = n 滿 載 =n筒97072.15 = 13.44 。查 閱 資 料 可 知 ， 單 級 減 速 器 i=3～6 合 理 ， 故 可 取 齒 輪 i 齒輪 =6則 有 i總 = i帶 ×i齒輪 ， 可 得 ： i = i總 = 13.44 = 2.24i齒輪 64.4.3 計算各軸轉速電動機軸 ：V 帶 輪 軸 ：n1 = n電機 = 970r/ minn = n1 = 970 = 433r/ min大齒輪軸 ：卷 筒 軸 :2n3 =i帶n2i齒輪2.24= 433 = 72.15r/ min 64.4.4 計 算 各 軸 的 功 率電動機軸 ：V 帶 輪 軸 ： 大 齒 輪 軸 ：n4=n 筒=72.15r/minP1=P 電機 =7.0kwP2=P1×η 帶 =7.0×.96=6.75kw卷 筒 軸 :P3=P2×η 軸承 ×η 齒輪=6.72×0.98×0.97=6.39kwP4 =FV=3.5 ×1.7=5.95kw4.4.5 計算各軸轉矩電動機軸 ：T =9.55×106 × P1 =9.55×106 × 7.0 = 68917.5N ?mm11V 帶輪軸 ：97022nnT =9.55×106 × P2 =9.55×106 × 6.72 = 148212.5N ?mm22大齒輪軸 ：433T =9.55×106 × P3 =9.55×106 × 6.39 = 845566.0N ?mm33卷 筒 軸 :72.17T =9.55×106 × P4 =9.55×106 × 5.95 = 787560.6N?mmn4 72.154.4.6 傳動裝置運動、動力參數匯總表表 3.1 傳動 裝置 運動 、動 力參 數計 算軸名 電動 機軸 V 帶輪 軸 大齒 輪軸 卷筒 軸參數r/min P/kw4.5 軸的設計計算4.5.1 輸入軸的設計計算4.5.1.1 按扭矩初算軸徑選 用 45#調 質 ， 硬 度 197~286HBS， 根 據 課 本 P245 式 （ 14-2） ， 并 查 表 14-2， 取 c=115。P 7.0d ≥ C3 = 115× 3 = 29.08mmn 433考慮有鍵槽，將直徑增大 5%，則d = 29.08×(1+ 5%) = 30.53mm∴選 d=32mm4.5.1.2 軸的結構設計(1) 軸上零件的定位，固定和裝配由于根據給定條件設計出來的齒輪的齒根圓直徑與根據經驗公式設計出來的軸徑接近， 于是將齒輪和軸做成一體，稱為齒輪軸。如圖 4-1。4轉速 970 433 72.15 72.15輸入 功率 7.0 6.72 6.39 5.95輸入 轉矩 T/N·mm 68917.5 148212.5 845566.0 787560.6傳動比i 2.24 6.0 1.0效率η 0.96 0.95 0.9323圖 4-1 齒輪軸根據齒輪軸上零件的位置，封油環(huán)、左軸承、軸承蓋和大帶輪由左端裝配，右軸承、軸承蓋從右端裝配，軸上零件要做到定位準確，固定可端，其中軸承采用角接觸球軸承， 嵌入式軸承蓋使軸系兩端固定，齒輪通常采用油浴潤滑，軸承采用脂潤滑。（2）確定軸各段直徑和長度從左端起，一次設計各段直徑和長度：第一段： d 1=32mm，L 1 的長度可根據皮帶的條數和寬度，及根據軸徑而確定出來的鍵槽長度確定出來。第二段： d 2=40mm（符合國家標準油封氈圈尺寸，可以外購） ， L2=40mm。第三段： d 3=45mm（此 處 軸 肩 位 置 不 需 要 承 受 較 大 的 軸 向 力 ， 于 是 軸 肩 可 以 設 置 小 點 ； 同 時 符 合 軸 承 內 徑 ， 便 于 軸 承 裝 拆 。 軸 承 型 號 初 選 為 7209 角 接 觸 球 軸 承 ） ， L3=41mm。第四段： d 4=55mm（此處軸肩設計比較高，是為了更好地承受封油環(huán)產生的較大軸向力 ）， L 4=10mm 。第五段： d 5=88mm（因為此軸設計成齒輪軸，所以此尺寸為小齒輪齒頂圓的直徑） ， L5=80mm（此尺寸即為設計齒輪的寬度）第 六 段 ： 因 為 齒 輪 軸 是 對 稱 分 布 ， 所 以 此 段 尺 寸 與 第 四 段 一 樣 。 d6=55mm， L6=10mm。第七段： d 7=45mm， L 7=41mm。由上述軸各段長度可算得軸支承跨距 L=141mm(3)按彎矩復合強度計算①求分度圓直徑：已知 d 1=80mm②求轉矩：已知 T 2=148212.5N·mm③求圓周力：Ft④ 求 徑 向 力 FrFt=2×T2/d1=2×14821.5/80=3705.3N Fr=Ft×tanα=3705.3×tan20°=1348.6N32 40 45 55 88 55 4524⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：L A=LB=70.5mm(1)繪制軸受力簡圖（如 圖 a）（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖 b） 軸承支反力：FAy=FBy=Fr/2=674.3N , FAz=FBz=Ft/2=1852.65N由 兩 邊 對 稱 ， 知 截 面 C 的 彎 矩 也 對 稱 。 截 面 C 在 垂 直 面 彎 矩 為 MC1=FAyLA=674.3× 70.5=47.54N·m(3)繪制水平面彎矩圖（如 圖 c）y(a)z ATFr xFt CBFAyFrFByAzAFtMc1FBz(b)(c)(d)(e) TMecMc2Mc(f)截 面 C 在水平面上彎矩為：圖 4-2 軸受力簡圖MC2=FAZLB=1852.65×141/2=130.6N·m(4)繪制合彎矩圖（如 圖 d）MC=(MC12+MC22)1/2=47.542+130.62)1/2=138.98N·m(5)繪制扭矩圖（如 圖 e）轉矩：T=9.55×（P 2/n2）×10 6=148.2N·m(6)繪制當量彎矩圖（如 圖 f）轉矩產生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取α=1，截面 C 處的當量彎矩：Mec=[MC2+(αT) 2]1/2=[138.982+(1×148.2)2]1/2=203.17N·m25(7)校 核 危 險 截 面 C 的強度σe=Mec/0.1d 33=203.17/0.1×883=2.98MPa [σ -1]b=60MPa∴該齒輪軸強度足夠。4.5.2 輸出軸的設計計算4.5.2.1 按扭矩初算軸徑選 用 45#調 質 ， 硬 度 197~286HBS， 根 據 課 本 P245 式 （ 14-2） ， 并 查 表 14-2， 取 c=115。P 6.39d ≥ C3 = 115× 3 = 51.26mmn考慮有鍵槽，將直徑增大 5%，則72.15∴選 d=54mm4.5.2.2 軸的結構設計d = 51.26× (1+ 5%) = 53.8mm(1) 軸上零件的定位，固定和裝配單級圓柱齒輪減速器中，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，右面用封油環(huán)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封油環(huán)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，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。如圖 4-3。（ 2） 確定軸各段直徑和長度圖 4-3 從動軸從右端起，一次設計各段直徑和長度：第 一 段 ： d1=54mm 的 ， L1 的 長 度 可 根 據 皮 帶 的 條 數 和 寬 度 ， 及 根 據 軸 徑 而 確 定 出 來 的 鍵 槽長度確定出來。第二段： d 2=60mm（符合國家標準油封氈圈尺寸，可以外購） ， L2=40mm。第 三 段 ： d3=65mm（ 此 處 軸 肩 位 置 不 需 要 承 受 較 大 的 軸 向 力 ， 于 是 軸 肩 可 以 設 置 小 點 ； 同時 符 合 軸 承 內 徑 ， 便 于 軸 承 裝 拆 。 軸 承 型 號 初 選 為 7213 角 接 觸 球 軸 承 ） ， L3=60mm。第四段： d 4=70mm（此段用來對齒輪在軸向和周向定位） ， L 4=72mm（略小于齒輪寬2~3mm）。第五段： d 5=80mm（此處軸肩設計比較高，是為了更好地承受齒輪產生的較大軸向力） ，65 75 80 70 65 60 5426L5=12mm。第六段： d 6=75mm， L 6=20mm。第七段： d 7=65mm， L 7=25mm。由上述軸各段長度可算得軸支承跨距 L=146mm(3)按彎矩復合強度計算①求分度圓直徑：已知 d2=480mm②求轉矩：已知 T3=845566.0N·mm③求圓周力：Ft④ 求 徑 向 力 FrFt=2×T3/d2=845566/480=3523.2NFr=Ft×tanα=3523.2×tan20°=1282.3⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=73mm 求軸承支反力：FAy=FBy=Fr/2=641.15N , FAz=FBz=Ft/2=1761.6N由兩邊對稱，知截面 C 的彎矩也對稱。截面 C 在垂直面彎矩為MC1=FAyLA=641.15×73=46.8N·m。截面 C 在水平面上彎矩為：MC2=FAZLB=1761.6×73=128.6N·m(4)計 算 合 成 彎 矩(5)計 算 當 量 彎 矩MC=(MC12+MC22)1/2=46.82+128.62)1/2=136.85N·m轉矩產生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取α=1，截面 C 處的當量彎矩：Mec=[MC2+(αT3)2]1/2=[136.852+(1×845.566)2]1/2=856.57N ·m(6)校 核 危 險 截 面 C 的強度σe=Mec/0.1d43=856.67/0.1×703=24.98MPa [σ-1]b=60MPa∴該輸出軸強度足夠。4.6 輸送機構4.6.1 分類l、 按 作 用 原 理 分 ： 輸 送 機 有 承 裝 式 和 推 刮 式 。 帶 式 、 板 式 、 小 車 式 、 斗 式 、 搖 架 式 、懸 掛 式 輸 送 機 屬 于 承 裝 式 輸 送 機 。 沿 槽 底 滑 動 輸 送 物 料 的 屬 于 推 刮 式 輸 送 機 。 介 于 兩 者 之間 的 有 刮 板 一 斗 式 輸 送 機 ， 在 水 平 區(qū) 段 料 斗 沿 沿 槽 推 運 物 科 ， 而 在 垂 直 區(qū) 段 料 4 承 裝 物 科 。2、按使用范圍分：連續(xù)運輸機有通用和專用兩類。通用機械適用于所有或若干個國民 經 濟 部 門 ， 例 如 通 用 帶 式 輸 送 機 就 屬 于 這 一 類 機 械 。 專 用 輸 送 機 械 在 某 個 工 業(yè) 部 門 使 用 ， 如煤炭工業(yè)中的井下刮板輸送機。