本科毕业论文-木片自动整理压紧机设计.doc

哈尔滨商业大学毕业设计（论文）哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 木木片片自自动动整整理理压压紧紧机机设设计计 学 生 姓 名 孙青 指 导 教 师 马有理 专 业 机械设计制造及其自动化 学 院 轻工学院 2009 年 05 月 31 日 Graduation Project (Thesis) Harbin University of Commerce Design on Automatic settling and packing machine of Wood chips Student SunQing Supervisor MaYouLi SpecialtyMechanical Design And Manufacturing Automation School Light Industry College 2009 年 05 月 31 日 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） I 摘摘 要要 中国木工机械从改革开放以来得到长足发展，但很多木工机械机械产品仍需从 国外进口。有些是由于机器制造技术太高精尖，也有些在设计制造上并无难点，仅 仅是国内还无此产品。本设计中的木片整理机就属后者。此机器结合了输送机，液 压系统， PLC 控制系统。 关键词:木工机械；整理机；输送机；PLC；液压 。 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） II Abstract However woodworking machinery have a frequent development since innovation opening in China. But we have to depend on foreign manufactures invariably. The reasons of this phenomenon will be listed as follows ： For one thing ，it is from technical problem of manufactury. For the next, it is vacant on some kind of manufacture of woodworking machinery. This automatic settling and packing machine belongs to the latter. It combines of conveyor design, hydraulic system and controlled by PLC. Keywords：Woodworking Machinery ；Conveyor ；PLC；hydraulic. 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） III 目 录 摘 要I ABSTRACT.II 1 绪论1 1.1本设计目的及意义 .1 1.2工机械在国内外的发展状况 .1 1.2.1 木工机械概述 1 1.2.2 国外木工机械的概况 1 1.2.3 中国木工机械的现状 2 1.2.4 中国木工机械的发展趋势及发展策略 2 2方案设计 3 2.1 设计参数 3 2.2 方案 3 3设计计算 4 3.1 输送机 1 的选择计算 4 3.2 输送机 2 的选择计算 6 3.3 液缸的选择计算 8 3.3.1 推送液压缸的选择计算 8 3.3.2 侧面挤压液压缸的选择计算 9 3.3.3 上面挤压液压缸的选择计算 .11 3.4 步进电机的选择计算 .11 4校核 .14 4.1 与调速电机相连的齿轮的校核 .14 4.2 与步进电机相连的齿轮齿条的校核 .17 4.3 输送机 2 中与改向滚筒相连的轴的校核 .21 4.4 输送机 2 中与传动滚筒相连的轴的校核 .26 4.5 轴承的校核 .30 4.5.1 深沟球轴承 6202 的校核 30 4.5.1 深沟球轴承 6203 校核 31 5控制部分 .33 6技术经济计算 .34 6.1 成本核算 34 6.2 利润分析 36 6.2.1 从生产厂家角度分析 .36 6.2.2 从客户的角度分析 .36 结论.38 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） IV 参考文献.39 致谢.40 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 5 1 绪论 1.1 本设计目的及意义 为了方便薄木片的远距离运输，木材厂都会将木片整理成捆，使其整齐堆放。 目前国内薄木板的整理完全依靠手工操作。速度相当慢，而且占用人手。为了提高 生产效率及市场占有率，企业对木板自动整理机的有很大的需求。 由于木工机械制造业是为木材工业发展提供技术装备的基础性产业，是我国林 业经济发展的重要支柱产业。木工机械的发展也必将带动木材工业及林业经济的同 步发展。 本设计的意义并不仅限于此，对我们来说，能将设计此机器作为机械专业的毕 业设计，其结合输送机设计；运用了 PLC 的液压控制系统设计；传动系统设计；机 架设计的复杂性，在很大程度上考验了我们的实际动手操作的能力，对我们大学四 年来的学习进行最终得考查总结。 1.2 工机械在国内外的发展状况 近年来，我国木工机械制造业有了长足发展，不仅能满足国内需求，而且还有 一部分产品远销国外。但对于一些高精尖产品，还需要从国外进口。甚至一些木工 产品的生产还依靠手工加工。随着中国经济的持续高速发展、基本建设规模不断扩 大和建筑装饰行业稳步发展，将有力地推动和促进木材加工机械市场的发展。因此， 探讨新形势下我国木工机械发展策略、研究木工机械技术发展方向和木工机械行业 走向世界的途径，具有重要的现实意义。 1.2.1 木工机械概述 木工机械顾名思意就是为木工加工方面的用具以及机器。如：木工雕刻机、刨 花机、带锯机、电脑镂花机、推台立铣、数控镂铣机等等。木工机械制造业是为木 材工业发展提供技术装备的基础性产业，是各国林业经济发展的重要支柱产业。 1.2.2 国外木工机械的概况 一些发达国家和地区拥有高端的技术、高素质技术人才、合理的产业结构、完 善的市场体制及法律法规。如德国、中国台湾、日本、美国在木工机械制造业一直 处于领先地位。 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 6 近几年，国际木工机械行业的效益一直滑坡，发达国家木工机械企业、欧洲企 业的平均订货率都在减少，意大利多数企业产值减少，欧洲企业在裁员，整个国际 木工机械行业处于不景气的状况。 1.2.3 中国木工机械的现状 我国木工机械制造业经过 50 多年的发展，取得了令人瞩目的成就，已成为木工 机械生产的大国，初步形成了门类齐全、具有相当规模和一定水平的产业体系。已 经建立了从教育、研究、开发、生产到销售的完整体系。但是，与德国和意大利等 木工机械先进国家比较，我国的木工机械的产品质量和总体技术水平还有较大的差 距，还存在着企业规模小、产品质量良莠不齐、技术力量薄弱、产品标准化生产不 高、自主创新能力弱、自动化生产程度低、产业结构不合理、国际竞争力不强等不 少问题。 1.2.4 中国木工机械的发展趋势及发展策略 我国的木工机械行业正在经历一个由完全手工到半自动，并从半自动向更高的 全自动转变的时期。 由于新技术的不断出现和应用，木机行业的水平正以迅猛的势 头向前发展。传统技术产品的市场份额正在逐渐减少，取而代之的是优质高效的自 动和半自动机床。高精、高效是今后产品发展趋势。 加入 WTO 后，随着国外先进的技术和设备的引进，中国木工机械装备水平与 国外的差距逐步缩小，对国内木工机械行业而言，挑战与机会并存。 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 7 2 方案设计 2.1 设计参数 木片长约 430mm、宽约 45mm、厚约 3mm。 2.2 方案 原始木片混乱堆放，由人工加料，将木片抱放置于输送机 1 上，多层木片经过 刮板 1、2、3 后变为一层。再由弧形挡板的作用，使得只有一块板进入输送机 2。 输送机 2 加速将木块抛送之板框。当板框装满一格，由齿轮齿条带动板框向一侧运 动一格的距离，直到装满 5 格。由前液压缸同时推到压紧装置压紧，进行打包。如 图 2-1 1 1 2 2 3 3 1 1 2 2 图 2-1 整理机原理图 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 8 3 设计计算 3.1 输送机 1 的选择计算 1. 选择带宽 根据实际需要选用带宽 B=650mm【1】。 2. 选择带速 输送机的速度应尽量小，选用 v=0.25m/s【1】。 3. 输送量 得最大输送能力 Q0=26.7m3/h【1】 。 4. 功率计算 （1）附加功率计算 N= 3-1 * *0.01 (0.1 ) 1028 vB q B = 0.25 650 0.001 3 1028 （+100 0. 65） =0.16 式中：N附加功率（kw） ； B带宽（mm） ； q胶带上每米长度物料的重量（kg/m） 。 （2）传动滚筒轴功率的计算 N0= 3-2 11 3.6* 367367 LL fW VfQN = 2.5492.549 3.6 0.03 30 0.250.03 26.70.16 367367 =0.11 0.11 0.16 =0.38 式中：N0传动滚筒轴功率（kw） ； f托辊阻力系数。取 f=0.03； W除物料外，输送机单位长度内所有运动部件重量之和（kg/m） ； N附加功率（kw） 。 （3）电动机功率计算 ND= 3-3 0 * K N = 1 0.38 0.8 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 9 =0.475 式中：ND电动机功率（kw） ； K备用系数。取 K=1； N0传动滚筒轴功率（kw） 。 传动总效率。对于 QDH 型电动滚筒取 =0.8【1】。 5.最大张力计算 Sn = 3-4 0 102 (1) xN v x = 102 2.19 0.38 0.25 1.19 =285kg 式中： Sn趋入点张力（kg） ； 查表 3-3-7 取 X=2.19【1】。 6.输送带层数计算 Z= 3-5 * * n Sm B = 285 10 65 224 =0.2 取 Z=1 式中：Z输送带带芯层数（层） ； Sn最大工作张力（kg） ； m安全系数。取 m=10； B输送带宽度（cm） 【1】 。 7.部件选用 （1）输送带 选用带芯薄、重量轻、强力高、称槽性好的薄型橡胶输送带。 查表 3-3-7 选用尼龙帆布带芯【1】。 （2）驱动装置 选用功率为 0.6 千瓦的 QDH 型风冷式电动滚筒【1】。 （3）传动滚筒 传动滚筒为钢板焊接结构。 滚筒直径 D=240mm【1】。 （4）改向滚筒 改向滚筒用作输送带的 900改向，900改向滚筒一般用于垂直拉紧装置做改 向轮。 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 10 选用 164mm 作尾轮，164mm 作张紧轮，108mm 做改向轮【1】。 （5）托辊 选用平形上托辊，直径为 60mm，托辊间距为 500mm【1】。 （6）头架 平形输送机头部机架，带面高 800mm【1】。 （7）尾架 选用直角尾架【1】。 （8）中间架 选用非标准中间架【1】。 3.2 输送机 2 的选择计算 1. 调速电机的选择计算 原理： a.所选调速电机的额定扭矩必须足以提供输送机 2 滚筒传输的扭矩。 即。 TT 额传 b.调速电机必须能提供输送机所需的调速范围。 2. 计算过程 a.滚筒外经 60Dmm 2 2/m s V 带 3-7 2 2D V 带 32200 60 23 10 rad s 200 30 30 3 636.9 min 3.14 r n b.每块细长薄木板的重量为 ,15 0.03 500 Kg m 3-8 , 2 D kgf mT 传 式中： 为使用系数，为 ；k2 为重力加速度；g 为细长薄木板和输送机 2 传输带（橡胶）的摩擦系数，为 0.8f 3-9 , 2 D kgf mT 传 160 2 0.03 10 0.81.44 2 10 N Cm 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 11 根据表 3-1： YTJ 系列单项电子调速电动机规格 规格 型号 6-4/6015-4/7025-4/8040-4/90 60-4/100 90-4/100 120-4/100 180-4/125 250-4/125 400-4/155 功率 W61525406090120180250400 频率 Hz50505050505050505050 额定 电压 V 220220220220220220220220220220 额定 电流 A 0.150.20.30.40.711.21.522.7 额定转 距 N.M 0.040.110.190.290.440.610.821.271.771.89 额定转 速 r/min 1250125012501300130014001400135013501350 最大转 距/额 定转 距（倍） 1.71.71.81.81.81.81.81.71.71.7 堵距转 距/额 定转 距（倍） 0.70.70.80.80.80.80.80.70.70.7 堵转 电流 A 0.550.71.222.53.24579 功率 因素 0.80.80.830.850.860.850.850.850.750.75 效率40404045495152555555 电 机 参 数 运转 电容 0.5Uf/ 500V 1.4uF/ 500V 1.5uF/ 500V 2.5uF/ 500V 4uF/ 500V 7uF/ 500V 8uF/ 500V 8uF/ 500V 10uF/ 500V 10uF/ 500V 绝缘EEEEEEEEEE 转速 r/min 90-1200 90-1200 90-1200 90-1200 90-1200 90-120090-120090-120090-120090-1200 调 速 范 围 调速 比 1:151:151:151:151:151:151:151:151:151:15 允许 转距 120 0.0350.0450.0540.0630.1070.130.150.250.330.60 给定 转速 1200 0.0410.120.150.270.410.520.70.941.151.89 电 子 调 速 参 数 转速 变化率 小于 10101010101010101010 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 12 图表 3-1YTJ 系列单项电子调速电动机规格 可选调速电机。 4 15 70 YTJ 3.3 液缸的选择计算 3.3.1 推送液压缸的选择计算 1.活塞杆上外部载荷 Fw （1）工作载荷 Fg 工作载荷 Fg=木板与箱体底部摩擦力+木板与箱体侧壁摩擦力 3-10 =5*0G =5*100gV 木 = 9 500 0.6 0.001 430 3 52 109.8 0.25 =49.3N 取 Fg=50N【6】 (2)导轨摩擦载荷 Ff 对于水平导轨 Ff= 3-11 () N GF =0.004 (20)G 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 13 =0.18N 式中：G运动部件所受重力。G 取 25N； FN外载荷作用于导轨上的正压力（N） ；约为 20N 摩擦系数，查表 23.4-1 取 =0.004【6】。 （3）惯性载荷 Fa计算 惯性载荷 Fa=Gv/gt 3-12 液缸往返时间 t21s 取 v=0.25m/s v速度变化量为 0.25m/s. t启动或制动时间，一般机械取 t=0.2s 则 Fa=250.25/（9.80.2）=3.3N 以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷 Fw 起动加速时：Fw=Fg+ Ff +Fa =50+0.18+3.3=53.48N 3-13 稳态运动时：Fw=Fg+ Ff =50.18N 3- 14 减速制动时：Fw=Fg+ Ff Fa=46.88N 3-15 作用于活塞杆上的载荷 F= Fw/m 3-16 式中：m液压缸机械效率，取 m=0.9【6】。 （4）作用于活塞杆上的载荷 F 作用于活塞杆上的载荷 F5KN 则由文献六 P23-51得工作压力0.8 1Mpa 由工作压力按表 23.4-5 选取 d/D=0.5 0.55 由表 23.6-106 选取 d=16mm D=32mm 的轻型拉杆式液压缸【1】。 行程为 435mm 安装型式为切向底座 略图如图 3-1： 安装型式图 3-1 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 14 3.3.2 侧面挤压液压缸的选择计算 1.活塞杆上外部载荷 Fw （1）工作载荷 Fg 工作载荷 Fg=木板与箱体底部摩擦力 3-17 =5G*+0 =5木*gV100 =5000.60.00143035210-99.80.25 =49.3N 取 Fg=50N【6】 (2)导轨摩擦载荷 Ff 对于水平导轨 Ff=（G+FN） 3-18 =0.004（G+20） =0.18N 式中：G运动部件所受重力。G 取 25N； FN外载荷作用于导轨上的正压力（N） ；约为 20N 摩擦系数，查表 23.4-1 取 =0.004。 【6】 （3）惯性载荷 Fa计算 惯性载荷 Fa=Gv/gt 3-19 液缸往返时间 t=10s 取 v=0.25m/s v速度变化量为 0.25m/s. t启动或制动时间，一般机械取 t=0.2s 则 Fa=250.25/（9.80.2）=3.3N 以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷 Fw 起动加速时：Fw=Fg+ Ff +Fa =50+0.18+3.3=53.48N 3-20 稳态运动时：Fw=Fg+ Ff =50.18N 3-21 减速制动时：Fw=Fg+ Ff Fa=46.88N 3-22 作用于活塞杆上的载荷 F= Fw/m 3-23 式中：m液压缸机械效率，取 m=0.9【6】 （4）作用于活塞杆上的载荷 F 作用于活塞杆上的载荷 F5KN 则由文献六 P23-51得工作压力0.8 1Mpa 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 15 由工作压力按表 23.4-5 选取 d/D=0.5 0.55 由表 23.6-106 选取 d=16mm D=32mm 的轻型拉杆式液压缸【6】 行程为 250mm 安装型式为切向底座 略图如图 3-2： 安装型式图 3-2 3.3.3 上面挤压液压缸的选择计算 由于液缸向下进行挤压木板，外载荷影响很小，依据之前的液缸可选择最小的 缸径。选择液压缸参数与前面的液压缸参数相同。 安装型式为前端方法兰型式【6】。 行程为 60mm 略图如图 3-3： 安装型式图 3-3 3.4 步进电机的选择计算 1.原理： a.步进电机的静转矩大于板框运动时的最大转矩。 b.步进电机要能提供所要求的步距角。 2.计算过程： a.最大转矩出现在板框的五格均装满了细长薄木板。即 500 块细长薄木板。 其重量为。 1 15Kg m 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 16 板框重量计算如下： 已知 3 7.8 g cm 铁 底板重量计算: 33 2 7.8 (430 337 5 1028 11 337 10 )m 6464.09886.461gKg 隔板（共有七块）重量计算： 3 3 7 7.8 430 300 1 10m 7043.47.0434gKg 所以总重量为： 3-24 123 mmmm 156.461 7.043 28.504Kg 故转矩为， 3-25 2 d Mkmgf 式中： 为使用系数，为 2；k 为重力加速度；g 为细长薄木板与铸铁间的动摩擦系数，为。f0.15 即: 3-26 2 d Mkmgf 1 40 2 28.504 10 0.1510 2 171.0241.71N cmN m b.设从输送机 1 到输送机 2 时，步进电机带动板框运动一格需时间为 ， 1t 设细长薄木板从输送机 1 过度到输送机 2 所需时间为 。 2t 则它们必须满足 。 12tt 因为 ， 所以 取决于 。 1 0.25m s v 带2 2m s v 带2t1v带 已知板长 所以 3-27430lmm 2 1 l t v 带 3 430 10 1.72 0.25 s 故可取 。 1 1.5s t 那么板框移动一格需时间，1.5s 又每一格板框长为 , 57mm l 由此得出齿条速度 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 17 ， 3-28 , 1 l v t 齿条 57 38 1.5 mm s 进一步推出齿轮角速度 3-29 v r 齿条 齿轮 38 1.9 20 rad s 1 108.92 s 电机转速 3030 1.9 18.152 min 3.14 r n 根据表 3-2 知： 表 3-2 电机型号 型号相数 步距角 静转距 电压 电流 电阻 电感量 机身 长度 重量 配套驱动器 86HS350A三相 1.2 2.0Nm 60V 6.0A 0.7 3.9mH 69mm 1.8Kg 86HS350B三相 1.2 4.0Nm 60V 6.0A 0.7 7.0mH 97mm 3.0Kg 86HS350C三相 1.2 6.0Nm 60V 6.0A 0.9 11mH 125mm 4.0Kg ST-3HB05A 可选步进电机型号为：86350HSB 根据知道每秒钟该发出的脉冲数为：（个） 108.92 90.76791 1.2 N 其外形图下： 电机外形图 3-4 其外部接线图如下： 电机外部接线图 3-5 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 18 4 校核 4.1 与调速电机相连的齿轮的校核 1.选定齿轮类型、精度等级、材料 （1） 按输送机 2 的要求，选用直齿圆柱齿轮传动【7】。 （2） 输送机 2 为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。 （）GB1009588 【7】 。 （3） 材料选择。由表选择小齿轮材料为（调质） ，硬度为 10 140Cr280 大齿轮材料为 钢（调质） ，硬度为 ，二者材料硬度差为 HBS45240HBS 。40HBS 选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ；模数为 ，齿宽 1 20z 2 25z 2m ，则齿宽系数15bmm ， 4-1 1 d b d 15 0.3750.4 40 传动比 【7】2 1 25 1.25 20 z u z 2.按齿面接触强度校核 校核公式为 4-2 2 1 3 1 1 2.32 E dH KTZu d u 公式中各参数为： 为载荷系数；为小齿轮上传递的最大转矩；为齿宽系数； 为传动比；K 1 T d u 为材料的弹性影响系数；为接触疲劳许用应力。 E Z H 确定公式中的各计算数值： （1）应为调速电机的额定转矩，即 。 1 T 1 110TTN mm 额 （2）由表查得材料的弹性系数 。 106 1 2 189.8 E ZMPa （3）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 1021d lim1 600 H MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 lim2 550 H MPa （4）计算应力循环次数： 假定工作寿命 15 年，每年工作 300 天，两班制。则应力循环系数为 ，其中 为转速； 为齿轮每转一圈时，同一个齿面啮合的次数；为60 h NnjLnj h L 齿轮的工作寿命（单位为小时） 。且 ，那么1 1250 min r nn 额 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 19 4-3 11 60 h Nn jL 60 1250 1 (2 8 300 15) 9 5.4 10 4-4 1 2 N N u 9 9 5.4 10 4.32 10 1.25 （5）由图，根据相应的应力循环系数查得接触疲劳寿命系数 , 10 19 1 0.88 HN K 。 2 0.90 HN K （6）计算接触疲劳许用应力： 4-5 1lim1 1 HNH H K S 4-6 2lim2 2 HNH H K S 取失效率为 。安全系数 则 1%1S 1lim1 1 0.88 600 528 1 HNH H K MPa S 2lim2 2 0.9 550 495 1 HNH H K MPa S （7）计算载荷系数。 a.计算最大圆周速度： 4-7 1 60 1000 d n v 额 3.14 40 1250 2.6167 60 1000 m s b.计算齿宽与齿高之比 ： b h 15bmm 4-8() aa hhhc m (1 1 0.25) 24.5mm 则 15 3.33 4.5 b h 根据 ， 级精度，由表查得动载荷系数 ，直2.6167mv s 81081.15 v K 齿轮的齿间 载荷分配系数： 1 HF KK 由表查得使用系数;1021 A K 由表用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时104 。 1.161 150.4354 40 H K 由，查图得3.33 b h H K 0.435410 131.03 F K 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 20 故载荷系数 4-9 AvHH KK K KK 1 1.15 1 0.43540.5007 根据 4-10 2 1 3 1 1 2.32 E dH KTZu d u 其中应为，即 H 12 min, HH 495 H MPa 计算 1 d 2 3 0.5007 1101.25 1 189.8 2.327.69 0.41.25495 mm 所以取 ， 按齿面接触疲劳 11 2 2040dmzmm 22 2 2550dmzmm 强度设计满足设计要求【7】。 3.按齿根弯曲强度校核 校核公式为 ： 4-11 1 3 2 1 2 FaSa dF Y YKT m z 其中为载荷系数；为小齿轮上传递的最大转矩；为齿宽系数；为齿形K 1 T d Fa Y 系数；为应力校正系数；为齿根弯曲疲劳许用应力。 Sa Y F 确定公式中各计算值： (1)由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯1021c 1 500 FE MPa 曲疲劳强度极限 ； 2 380 FE MPa (2)由图取弯曲疲劳寿命系数 ， 。 10 18 1 0.82 FN K 2 0.81 FN K (3)计算弯曲疲劳许用应力。 4-12 11 1 FNFE F K S 4-13 11 1 FNFE F K S 取弯曲疲劳安全系数 ,则 1.4S 11 1 0.82 500 292.86 1.4 FNFE F K MPa S 22 2 0.81 380 219.86 1.4 FNFE F K MPa S (4) 计算载荷系数K 4-14 AVFF KK K KK 1 1.15 1 1.031.1845 (5) 查取齿形系数。 由表查得 ； 。105 1 2.8 Fa Y 2 2.62 Fa Y (6) 查取应力校正系数 。 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 21 由表查得 ； 。105 1 1.55 Sa Y 2 1.59 Sa Y (7)计算大、小齿轮的并加以比较 。 FaSa F Y Y 11 1 2.8 1.55 0.01482 292.86 FaSa F YY 22 2 2.62 1.59 0.01895 219.86 FaSa F YY 所以大齿轮的数值大。代入校核公式中的应为 ， 4-15 1122 12 max, FaSaFaSa FF YYYY 即 22 2 0.01895 FaSa F YY (8)校核计算 4-16 1 3 2 1 2 FaSa dF Y YKT m z 【7】 3 2 2 1.1845 110 0.018950.31 0.4 20 而，所以满足了按齿根弯曲疲劳强度的设计要求。 2m 按上述两个要求设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿 根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 【7】 4- dmz 17 11 2 2040dmzmm 22 2 2550dmzmm （2）计算中心距 【7】 4- 12 2 dd a 18 4050 45 2 mm 结构设计及绘制齿轮零件图（详见零件图） 4.2 与步进电机相连的齿轮齿条的校核 1.选定齿轮类型、精度等级、材料 （1） 按板框中齿轮齿条传动的要求，选用直齿圆柱齿轮齿条传动【7】。 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 22 （2） 板框中的齿轮齿条传动为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。 （ ） 【7】 。 GB1009588 （3） 材料选择。由表选择小齿轮材料为（调质） ，硬度为 10 140Cr280 ；齿条材料为 钢（调质） ，硬度为 ，二者材料硬度差HBS45240HBS 为 【7】 。 40HBS （4） 选小齿轮齿数 ，根据板框的运动要求，齿条的长度应为 5 到 6 格 1 20z 板框长，由此推算齿条齿数 ；模数为 ，齿宽， 2 46z 2m 25bmm 则齿宽系数，传动比 【7】 1 25 0.625 40 d b d 2 1 20 d u d 2.按齿面接触强度校核 校核公式为 4-19 2 1 3 1 1 2.32 E dH KTZu d u 公式中各参数为：为载荷系数；为小齿轮上传递的最大转矩；为齿宽系数；K 1 T d 为传动比；为材料的弹性影响系数；为接触疲劳许用应力【7】。u E Z H 确定公式中的各计算数值 （1）应为步进电机的额定转矩，即 【7】 1 T 1 4000TTN mm 额 （2） 由表查得材料的弹性系数 【7】 。 106 1 2 189.8 E ZMPa （3） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 1021d lim1 600 H ；齿条的接触疲劳强度极限 【7】 。 MPa lim2 550 H MPa （4） 计算应力循环次数。 假定工作寿命 15 年，每年工作 300 天，两班制。则应力循环系数为 ，其中 为转速； 为齿轮每转一圈时，同一个齿面啮合的次数；60 h NnjLnj 为齿轮的工作寿命（单位为小时） 。且 ，那么 h L 1 18.152 min r n 4-20 11 60 h Nn jL 【7】 7 60 18.152 1 (2 8 300 15)7.84 10 （5） 由图，根据相应的应力循环系数查得齿轮的接触疲劳寿命系数 10 19 【7】 。 1 1.15 HN K （6） 计算接触疲劳许用应力。 取失效率为 。安全系数 则 1%1S 4-21 1lim1 1 HNH H K S 【7】 1.15 600 690 1 MPa （7） 计算载荷系数。 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 23 a.计算最大圆周速度： 4-22 1 60 1000 d n v 额 【7】 3.14 40 18.152 0.037998 60 1000 m s b.计算齿宽与齿高之比 ： b h 24bmm 4-23 () aa hhhc m (1 1 0.25) 24.5mm 则 根据 ， 级精度， 24 5.33 4.5 b h 0.037998mv s 8 由图查得动载荷系数 ，直齿轮的齿间载荷分配系数：1081.05 v K 1 HF KK 由表查得使用系数;1021 A K 由表用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时104 。 1.208 240.7248 40 H K 由，5.33 b h H K 0.7248 查图得10 131.03 F K 故载荷系数 4-24 AvHH KK K KK 【7】 1 1.05 1 0.72480.76104 (8)计算 根据 4-25 2 1 3 1 1 2.32 E dH KTZu d u 其中应为齿轮的接触疲劳许用应力，即 H 690 H MPa 因为 所以 u 11 lim1 u uu uu 计算 1 d 2 3 0.76104 40001 189.8 2.3216.63 0.625690 mm 所以取 ， 按齿面接触疲劳强度设计齿轮齿条满足设计 11 2 2040dmzmm 要求【7】。 3.按齿根弯曲强度校核 校核公式为 ： 4-26 1 3 2 1 2 FaSa dF Y YKT m z 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 24 其中为载荷系数；为小齿轮上传递的最大转矩；为齿宽系数；为齿形系K 1 T d Fa Y 数；为应力校正系数；为齿根弯曲疲劳许用应力【7】。 Sa Y F （1）确定公式中各计算值 1） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；齿条1021c 1 500 FE MPa 的弯曲疲劳强度极限 【7】 。 2 380 FE MPa 2）由图取弯曲疲劳寿命系数 【7】 。 10 18 1 1.0 FN K 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 ,则 1.4S 4-27 11 1 FNFE F K S 【7】 1.0 500 357.14 1.4 MPa 4） 计算载荷系数K 4-28 AVFF KK K KK 【7】 1 1.05 1 1.031.0815 5） 查取齿形系数。 由表查得 【7】 。105 1 2.8 Fa Y 6） 查取应力校正系数 。 由表查得 【7】 。105 1 1.55 Sa Y 7） 计算齿轮的 。 FaSa F Y Y 11 1 2.8 1.55 0.01482 292.86 FaSa F YY 代入校核公式中的应为 即 11 1 FaSa F YY 0.01482 8）校核计算 4-28 1 3 2 1 2 FaSa dF Y YKT m z 3 2 2 1.0815 4000 0.014820.8 0.625 20 而，所以满足了按齿根弯曲疲劳强度的设计要求【7】。 2m 按上述两个要求设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 25 【7】 4- 11 dmz 29 2 2040mm （2）计算中心距 4-30 * 1 2 a dmh a 【7】 402 1 21 2 mm 5结构设计及绘制齿轮零件图（详见零件图） 4.3 输送机 2 中与改向滚筒相连的轴的校核 1.选择轴材料，确定许用应力 材料选用为 45 钢，正火处理。 查表得，材料强度极限 ；对称循环状态下许用应力为 600 B MPa 【7】 。 1 55 b MPa 2.计算基本直径 min d 4-31 3 min0 P dA n 式中 , 为轴传递的功率，为轴的转速 。查表得 6 3 0 9.55 10 0.2 T A Pn主153 ，又 ， 。 0 120A 150.015PwKw1000 min r n 主 则 33 min0 0.015 1202.96 1000 P dAmm n 取 【7】 。 min 17dmm 3.绘制结构简图（如下图） 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 26 滚筒安装结构图 4-1 3. 各零件装配方案及固定方式 表 4-1 轴向固定 零件装配方案 左右 周向固定 左套筒从左装入焊接到挡板焊接到挡板 左轴承从右装入左套筒左轴圈过盈 滚筒从左装入左轴圈轴肩键 齿轮从右装入轴肩右轴圈键 右轴承从右装入右轴圈右套筒过盈 右套筒从右装入焊接到挡板焊接到挡板 5.确定各段直径和轴段长度（如下图） 图 4-2 a.确定各轴段直径 段： ，估算。 1 1 17dmm 段： ，根据轴承安装直径决定。 2 2 20dmm 段： ，大于，安装滚筒处的尺寸尽量圆整。 3 3 26dmm20mm 段： ，便于轴向固定滚筒和齿轮。 4 4 28dmm 段： ，大于，安装齿轮处的尺寸尽量圆整。 5 5 20dmm20mm 段： ，与轻系列深沟球轴承配合。 6 6 17dmm6203 b.确定各段轴长 段： ，根据轻系列深沟球轴承的宽度决定。 1 1 13lmm6203 段： ，由于它不是一个很重要的尺寸，所以在满足滚筒长度尽量大以增 2 2 3lmm 加摩擦力时，其长度尽量短。 段： ，是重要的尺寸，在满足之后轴承宽度等尺寸前提下尽量大。目 3 3 33.5lmm 的是摩擦力大，保证能带动细长薄木板。 段： ，由于它不是一个很重要的尺寸，在满足之后轴承宽度等尺寸前 4 4 2.5lmm 提下尽量小。 段： ，根据齿轮的宽度确定。为能方便安装齿轮和对齿轮起到充分的 5 5 12lmm 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 27 轴向固定，该段长度应小于齿轮宽度的。即 。24mmmm 5 315312lbmm 段： ，根据齿轮的安装要求和轴承的宽度决定。 6 6 17lmm c.各支承点间距 3 2 1233.5 325.75 2222 AB bl Llmm 轴承 3 4 33.515 2.526.75 2222 BC lb Llmm 1512 114.5 2222 CD bb Llmm 轴承 轴圈 6.各段轴直径、长度确定后，即轴的结构尺寸设计完成。是否能用，还需再校核危 险截面，最后做结论。因为输送机 2 中的轴是一般工作机上的轴，不需要精确校核， 主要是据设计的结构尺寸，按弯扭组合强度校核。 1)受力分析 a.圆柱直齿轮 该轴上的扭矩为： 21 1.25 110137.5TuTN mm 圆周力 ： 4-32 2 2 2 t T F d 2 137.5 5.5 50 N 径向力： 4-33 tan rt FF 【7】 5.5 tan202.0N b.滚筒上的力 因为滚筒上有带，类似于带传动，所以其上的力可仿照带设计。V .确定计算功率1 ca P 由表查得工作情况系数 故871.1 A K 4-34 caA PK P 【7】 1.1 1516.5w .计算带的根数2 计算单根带的额定功率 。 1 r P 由主动滚筒直径 和其最大转速 查表 1 60 d dmm 1 2 1250 1000 min 1.25 n r n u 知道，应仿照型带设计。运用插值法得其基本额定功率 84aZ ；额定功率增量 。 0 0.180.14 0.14(6056)0.163 6356 PKw 0 0.00PKw 由查表得包角修正系数 . 180 851.00K 由带的基准长度查表并用插值法得 950 d Lmm82 于是 1.06 1.03 1.03(950900)1.045 1000900 L K 哈尔滨商业大学毕业设计（论文） 28 【7】 00 ()0.163 1 1.0450.17 rL PPPKKKw 170w 计算带的根数 2 z 4-35 ca r P z P 取 1 根【7】。 16.5