冲床冲压的自动送料装置设计

1、XX大学毕业设计（论文）冲床冲压的自动送料装置设计所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师本次毕业设计是关于冲床冲压的自动送料装置设计的设计。首先对输送机作了简单 的概述；接着分析了输送机的选型原则及计算方法；然后根据这些设计准则与计算选型 方法按照给定参数要求进行选型设计；接着对所选择的输送机各主要零部件进行了校 核。在冲床冲压的自动送料装置设计的设计、制造以及应用方面，目前我国与国外先进 水平相比仍有较大差距，国内在设计制造冲床冲压的自动送料装置设计过程中存在着很 多不足。关键词：冲床冲压的自动送料装置设计，传动装置，连杆，减速器目录摘要1目录2第1章绪论11.1冲床冲压的自动送

2、料装置设计的发展史11.2冲床冲压的自动送料装置设计的用途11.3冲床冲压的自动送料装置设计的优越性11.3.1冲床冲压的自动送料装置设计的特点11.3.2冲床冲压的自动送料装置设计与其他工件输送机的比较2第2章自动送料装置总体方案32.1课题设计方案32.2方案一32.3方案二32.4方案三42.5方案四4第3章连杆机构运动学分析53.1常规型的几何关系分析53.2悬点的位移73.3悬点的速度83.4悬点的加速度93.5悬点运动学参数计算分析93.6连杆的设计123.6.1 选材13362校核13第4章电动机选择、传动系统运动和动力参数计算154.1电动机的选择154.2传动装置总传动比的确

3、定及各级传动比的分配164.3运动参数和动力参数计算16第5章传动零件的设计计算185.1 V带传动设计185.2渐开线斜齿圆柱齿轮设计225.3低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表285.4斜齿轮设计参数表33第6章轴的设计计算336.1【轴的结构设计336.2 II轴的结构设计366.3 III轴的结构设计386.4校核【轴的强度40第7章 轴承的选择和校核447.1 II轴轴承的选择447.2根据滚动轴承型号，查出G和”447.3校核【轴轴承是否满足工作要求44第8章键联接的选择和校核468.1 II轴大齿轮键的选择468.2 II轴大齿轮键的校核46第9章 键联接的选择和校核47第10章减速器

4、的润滑、密封和润滑牌号的选择4710.1传动零件的润滑47101.1齿轮传动润滑47H.1.2滚动轴承的润滑4710.2减速器密封4710.2.1轴外伸端密封4710.2.2轴承靠箱体内侧的密封4710.2.3箱体结合面的密封47第11章减速器箱体设计及附件的选择和说明48第12章自动送料装置控制电路设计53总结与展望55参考文献56结束语57致谢583第1章绪论进入21世纪，我国工件工业快速发展，深加工产业规模也在飞速扩大，现有工件机 械设备生产能力小,不能满足大型加工厂的生成要求。因此,改进和扩大现有工件机械设 备是完全必要的。冲床冲压的自动送料装置设计作为工件加工的基础设备，在我国矿 广

5、泛应用儿十年。生产实践证明，该设备对品种、粒度、外在水份等适应性强，与其他给 料设备相比,具有运行安全可靠、性能稳定、噪音低、维护工作量少等优点，仍不失推广 使用的价值。1.1冲床冲压的自动送料装置设计的发展史运输机设备是矿生产系统的主要设备之一，给设备的可靠性，特别是关键咽喉部位给 设备的可靠性，直接影响整个生产系统的正常运行。目前，我国矿使用的给设备主要是冲 床冲压的自动送料装置设计和电振工件输送机。冲床冲压的自动送料装置设计最早研 制于20世纪60年代初,70年代，在NGW基础上，更换了驱动装置，改为K系列，并一直沿 用至今。国外工件输送机发展状况也与国内大相径庭，并没有更高的技术含量，

6、但价格却 是国内同类产品的45倍。自20世纪60年代定型后，我国各大矿使用的工件输送机主要是K系列的冲床冲压 的自动送料装置设计。1.2冲床冲压的自动送料装置设计的用途最通用的冲床冲压的自动送料装置设计为K型，一般用于或其他磨琢性小、黏性小 的松散粒状物料的给料。冲床冲压的自动送料装置设计适用于矿井和选厂，将碳经仓均 匀地装载到输送机或其它筛选、贮存装置上。1.3冲床冲压的自动送料装置设计的优越性1.3.1冲床冲压的自动送料装置设计的特点(1) 结构简单，维修量小在冲床冲压的自动送料装置设计中，电动机和减速器均采用标准件，其余大部分是焊接件, 易损部件少，用在矿恶劣条件下，其适用性深受使用单位

7、的好评。(2) 性能稳定冲床冲压的自动送料装置设计毕业设计(论文)冲床冲压的自动送料装置设计对的牌号，粒度组成,水分、物理性质等要求不严，当來料不 均匀，水分不稳定且夹有大块、橡胶带、木头及钢丝等时，仍能正常工作。(3) 噪音低冲床冲压的自动送料装置设计是非振动式给料设备，其噪音发生源只有电动机和减速器, 而这两个的噪音都很低。尤其在井下或仓等封闭型场所,噪音无法扩散，这一点是电动给 料机所无法达到的。(4) 安装方便、高度小冲床冲压的自动送料装置设计一般安装在仓仓口，不需另外配制仓口闸门溜槽及电动机 支座，安装可一步到位,调整工作量小，而电动工件输送机由于不能直接承受仓压,需要另 外安放仓口

8、过渡溜槽，相比之下,冲床冲压的自动送料装置设计占有高度小，节省了建筑面 积和投资。1.3.2冲床冲压的自动送料装置设计与其他工件输送机的比较往复式与振动式工件输送机两种给料方式不同点是给料频率和幅值以及运动轨迹不 同。在使用过程中，由于振动式给料机给料频率高，噪声也大；由于它是靠高频振动给 料，其振动和频率受物料密度及比重影响较大，所以，给料量不稳定，给料量的调整也 比较困难；由于是靠振动给料，给料机必须起振并稳定在一定的频率和振幅下，但振动 参数对底板受力状态很敏感，故底板不能承受较大的仓压，需增加仓下给料槽的长度， 结果是增加了料仓的整体高度，使工程投资加大；由于给料高度加大，无法用于替换

9、目 前大量使用的冲床冲压的自动送料装置设计。#冲床冲压的自动送料装置设计毕业设计（论文）第2章自动送料装置总体方案2.1课题设计方案设计方案：1. 采用分离气缸和定位夹紧气缸实现物料的运送和分离2. 利用机械手进行送料3. 采用伺服电机控制工作台进行送料4. 釆用电机带动减速器，然后带动连杆机构实现往复运动2.2方案一采用双作用缸实现物料的分离功能和定位夹紧功能气动送料机由两个基本应用模块组成：物料分离模块及传送模块。物料分离模块 由两个双作用气缸组成，分别实现物料的分离功能和定位夹紧功能。为保证真空系统的气流通畅，以提高真空发生器的真空度，回路4中的真空控制 回路不安装节流阀。同时，回路4中

10、的所有连接气管应尽可能的短，以减小空气流通阻 力，提高真空度。采用气缸的优点：减少了物料的运送步骤，缩短了加工时间，操作简单。缺点：对物料的放置有很高的精度要求，造价高昂，一般的小型企业不采用2.3方案二利用机械手进行送料机械手是以小车形式通过钢绳同滑块联接起来，由冲床滑块上升运动牵引小车 作前进的水平运动完成送料，由通过钢绳连接的重物使小车作复位运动。由小车机械手将工件送至冲床下进行冲孔，提高了生产效率，保证了质量，改善 了劳动强度，确保了人生安全。采用机械手送料的优点：送料与冲床节拍相同，可以连续生产。缺点：冲床冲压的自动送料装置设计毕业设计（论文）首先由于整个过程均由机械手实现，所以对机

11、械手的要求度很高，其次，如果工 件大小不一要经常更换。2.4方案三采用伺服电机控制工作台进行送料由单片机产生驱动脉冲信号，步进电机的驱动器收到驱动脉冲信号后，步进电机将 会按照设定的方向转动一个固定的角度，将电脉冲转化成交位移。电机的转速由脉冲信 号频率來控制决定，再由电机控制工作台进行送料冲压。优点：1、可以连续生产，并且能实现一人控制儿台机器2、可靠性高，由于送料机构外部由步进电机控制，所以每次的行程都是固定值。3、低功耗，低电压。在许多没有电力供应的应用场合，较低的功耗和工作电压是 生产便捷化的必要条件。4、维护方便，经济实用。冲床冲压的自动送料装置设计结构是由电动机、减速器、联轴器、H

12、形架、连杆、 底板（给料槽）、传动平台、漏斗闸门、托辘等组成。2.5方案四采用电机带动减速器，然后带动连杆机构实现往复运动传动原理：当电动机开动后，经弹性联轴器、减速器、曲柄连杆机构拖动倾斜的底 板在托辘上作直线往复运动，当底板正行时，将仓和槽形机体内的带到机体前端;底板逆 行时，槽形机体内的被机体后部的斜板挡住，底板与之间产生相对滑动，机体前端的自行落 下。将均匀地卸到运输机械或其它筛选设备上。该机设有带漏斗、带调节阀门和不带漏 斗、不带调节阀门两种形式。综合以上的比较，选择方案4來设计冲压自动送料机构。7第3章连杆机构运动学分析运动分析的主要任务是：求出驴头悬点的位移、速度和加速度随时间变

13、化的规律, 以便为载荷分析和扭矩计算提供运动学数据。在曲柄角速度等于常数的情况下，问题也 就归结为求解悬点位移速度和加速度随曲柄转角的变化规律。3.1常规型的几何关系分析基本参数及意义表示如下：A前臂长度，mm：C后臂长度，mm；P-连杆长度，mm：R曲柄半径，mm:/一支承中心到减速器输出轴中心的水平距离，nun：H支承中心到底座底部的高度，mm；G减速器输出轴到底座底部的高度，nun：HG曲柄回转中心至中心轴承的垂直距离，mm； pC与K的夹角；S抽油机的冲程；一抽油机的冲次；P-额定悬点载荷；K极距，即支承中心到减速器输出轴中心的距离，mm；丿一曲柄销中心到支承中心之间的距离,mm ；曲

14、柄转角，以曲柄半径处于12点钟位置作为零度，沿曲柄旋转方向度量; 零度线与K的夹角，由零度线到K沿曲柄旋转方向度量；0-C与P的夹角，称传动角；x-C与丿的夹角；PK与J的夹角； 沐一K与R的夹角; &P与R的夹角。 由图可知：0 = arctanH-G(2-1)CH22CPaz + &2CK(2-3)(2-4)(2-7)式中正负号取决于曲柄旋转方向，曲柄旋转方向的判断为：面向抽油机，井口在右侧，顺时针旋转为“十”，逆时针旋转为o(2-2)丿=Jk +用2K/?cosQp = aiccoC2+J2-P27 = aiccoj 2CJ(2-5)了 sinQ(2-6)屮=%p(2-8)(c2 + k

15、2-(p-r)屮,=arc cos-z2CK(2-9)(2-10)g(0 +肖)4冲床冲压的自动送料装置设计毕业设计(论文)在有“土”式中，“十”用于曲柄顺时针旋转，“/用于曲柄逆时针旋转。3.2悬点的位移根据以上儿何关系分析结果，对常规的运动学特性进行分析，推导相应公式，得到 悬点位移、速度、加速度。本文以常规型抽油机CYJ5-2.5-26HB为例进行研究，并对此 抽油机的运动学关系进行计算编程，画出相应的曲线图。1.61.41.210.80.60.40.23曲柄转角rad/s13图22悬点位移曲线图(2-11)以悬点处于最低位置(下死点)为计算位移的起点。摆动的角位移为5,最大角位 移为兀

16、號。根据抽油机四杆结构的几何关系：5 =必一0(2-12)悬点位移S = A5(2-13)悬 点 最 大 位 移3皿=力5皿(2-14)在抽油机的设计和使用中，常用的是5与5的比值，称为位置因素，表示为： 乔丄=(2-15)Snux 必-/显然，0页1。当悬点位于下死点时，斥=0；悬点位于上死点时，PR=1O其悬点位移的计算结果详见表2-1,得到位移图像如图2-2：3.3悬点的速度sm p*1卜*仆 *卜卜/0.50.40.30.20-0.1-0.2-0.3-0.4-50 12345曲柄转角rad/s6图34悬点速度曲线如图2-3所示，后臂C和曲柄半径R均为绕定点转动，连杆P做平面运动。利用速

17、度投影定理，忽略连杆P变形的影响，连杆两端点（d和b）的速度在连杆轴线上的投影相等。d、b两点分别Q和O转动，、分别垂直于R和G将耳、咕向连杆轴 线投影有:(2-16)(2-17)A因为 = RW , v = ,悬点速度为ARsmav =:coCsin0(2-18)式中血为曲柄旋转的角速度，其余参数同前。其悬点速度的计算结果详见表3-1,得到速度图像如图3-4：3.4悬点的加速度图3-5悬点加速度曲线0S至魅遇吕狂哑悬点速度对时间的一次导数即为悬点加速度。对于后置型，悬点加速度公式为:ARKarPCsm2 pcosasin 肖 +竺空sin a sin仇Csui/7(2-19)其悬点加速度的计

18、算结果详见表2-1,得到加速度图像如图2-5：3.5悬点运动学参数计算分析表21显示了曲柄转角变化亍时，悬点位移、速度、加速度随其变化的数值，表21 如下所示。图2-6为曲柄转角变化与悬点位移、速度、加速度之间的关系曲线图，图2-6如下所示。表31悬点参数计算数值表角度位移S速度加速度a&()(m)(ms)(m/s2)00.001181-0.029990.37883950.0007020.023290.387514100.0076890.0773980.390653150.0222020.1315150.387536200.0441790.1847320.377626250.073430.23

19、60830.360654300.1096260.284590.336696350.1523070.3293080.306219400.2008850.3693880.270089450.2546670.4041260.229521500.3128710.4330070.185994550.3746610.4557290.141114600.4391740.4722170.09648650.505550.4826080.053544700.5729640.4872240.013502750.6406440.486534-0.02277800.7078920.481101-0.05472850.7

20、740920.471544-0.08214900.8387150.45849-0.1051950.9013170.442545-0.123851000.9615360.424263-0.138821051.0190820.404135-0.150521101.0737290.382578-0.159491151.1253040.359933-0.166271201.1736730.336469-0.171371251.2187390.312386-0.175261301.2604250.287823-0.178341351.2986710.262867-0.180981401.3334270.

21、237559-0.183451451.3646440.211905-0.186冲床冲压的自动送料装置设计毕业设计（论文）1501.3922720.18588-0.18881551.4162580.159441-0.191991601.436540.132528-0.195631651.4530470.105077-0.199751701.46570.077021-0.204311751.4744110.048307-0.209221801.4790860.018896-0.214331851.479627-0.01123-0.219421901.475935-0.04204-0.2242419

22、51.467919-0.07349-0.228472001.455497-0.10546-0.231742051.438607-0.1378-0.23372101.417212-0.1703-0.233962151.391306-0.2027-0.232192201.360926-0.23469-0.228112251.326149-0.26594-0.221522301.287103-0.2961-0.212322351.243966-0.3248-0.200512401.196965-0.35168-0.18622451.146375-0.37642-0.169582501.092518-

23、0.39869-0.150892551.035753-0.41825-0.130432600.976474-0.43486-0.10852650.915104-0.44833-0.085362700.852089-0.45853-0.061292750.787893-0.46532-0.036482800.722994-0.46864-0.011122850.657881-0.468390.0146852900.593052-0.464540.0408312950.529011-0.457040.0672593000.466268-0.445850.0939253050.405337-0.43

24、0940.1207883100.346736-0.412290.1477953150.290987-0.389880.1748743200.23861-0.363710.2019093250.190129-0.33380.2287343300.146058-0.30020.255113350.106908-0.262980.2807143400.073171-0.222280.3051273450.045317-0.178303278243500.023783-0.131320.3481733550.00896-0.081720.3654463600.001181-0.029990.37883

25、9悬点位移m色悬点速度m/s七悬点加速度m/s2o4flnl熹因0.2-0.2-0.4曲柄转角rad/s图36悬点位移.速度、加速度曲线从表3J和图36可知，悬点速度最大值为vnnx =0.4872m/s,悬点加速度最大值 dnnx = 03907m/s? O3.6连杆的设计因为抽油机连杆较长，且受压，所以对其进行静强度和稳定性校核。最大连杆力 Pz是对连杆进行强度校核或稳定校核的依据。3.6.1选材根据连杆受力状态及结构尺寸特点，选其材料为45号钢制成的无缝钢管，查机 械工程材料实用手册其基本参数为：外径=80nmi,臂厚r=10nun，单位长度理论重量为17.26kg/m3,抗拉强度6 =

26、 590Mpa ,屈服点 crs = 335Mpa。3.6.2校核（1）连杆静强度校核(5-27)抽油机连杆质量较轻，其运动产生的惯性力及惯性力矩较小。如果忽略连杆运动所 产生的惯性力矩，则可认为连杆为二力杆，连杆力为心为：Csiii/7式中：P为抽油机悬点载荷；B为抽油机结构不平衡重；0游为游梁平衡重重力。对不同曲柄转角下的仕进行计算，求出弘的最大值弘哑，则连杆的最大应力s述 及强度条件为2rz(5-28)式中：仇为连杆的横截面面积，mnF；6为连杆材料的许用应力，Mpa；6为连杆材料的屈服极限，Mpa：为安全系数，n=1.52.0。在 5.1 节中，通过估算得:PLaax = 74.7kN

27、 ,且FL = （D-r）r = 2.2xlO-3m2,代入 公式（5-28）得19故静强度满足要求。（2）连杆稳定校核(5-29)受压连杆可按两端钱支处理。当长细比A = -90时，(5-31)1 *e(p Z九也式中：/为连杆长度，m；为连杆惯性半径，m；对于管状截面，3晋（）； )是外径，f为臂厚；由于D=80imi , r=10nin (80-10)=24.75nin44宀卜誥969。5=丄.芈显x洱空啤= o.43nk A2as 61512 x335x106血cr = (p = (pg = 0 143 x335 = 47.9Mpa 心=17 56 = 47.9故连杆稳定性满足要求。第

28、4章 电动机选择、传动系统运动和动力参数计算4.1电动机的选择1 确定电动机类型按工作要求和条件，选用y系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率P*Pw 二 Fv/1000 二4200*1. 2/1000=5. 04kw（2）电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率人,先要确定从电动机到工作机之间的总功率n 总。设in、叽、n.K叽分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、 滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由2表1-7查得Hx = 0. 99, 口二0.98, n 3 = 0. 99, n4= 0.95, n5 = 0.96,则传动装置的总

29、效率为r| = ri T r3 r|4 q = 0. 99 X 0. 982 X 0. 99 X 0. 95 X 0. 96二0 8414pp*= 0.8414 E3.选择电动机转速由表13-2推荐的传动副传动比合理范围普通V带传动i沪24圆柱齿轮传动i沪35则传动装置总传动比的合理范围为i总二i帝X i齿iX i齿2i 总二（24） X （35） X （35） = （18100）电动机转速的可选范围为m二i 总 Xg 二（18 100）60x1000x1.2TTd（18100）60x1000x1.23.14x410r/min=1006. 685592. 67r/min60xl000v60x1

30、000x1.2龙420r/niui = 54.60r/nini根据电动机所需功率和同步转速，查2表12-1,符合这一范围的常用同步加速有 1500 厂/nun、lOOO/mn。选用同步转速为：1500 r/min选定电动机型号为:YU2M-44.2传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配144055.931 传动装置总传动比= 25.75式中电动机满载转速：1440 r/min;nw工作机的转速:55. 93 r/mino2.分配传动装置各级传动比i总二i带X i齿iX i齿2分配原则：（1）齿（2） i帝二24i齿二35 i齿产（1.31.5）i齿？根据2表2-3, V形带的传动比取讯二2.

31、6,则减速器的总传动比为i =9. 90双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为ifti 二 3. 59低速级的传动比4.3运动参数和动力参数计算 1 各轴转速计算/?0 = nm = 1440 r/min ni二 m/ i帝二 1440/26 r/min 二553.85 r/minnii二 / i齿i 二 553.85/3.59 r/min =154 28 r/minnnF nn / i齿:二 154. 28/276r/min二55.90 r/min2. 各轴输入功率冲床冲压的自动送料装置设计毕业设计(论文)Po= Pd=5. 99 KWPi= PaHi = 5. 99 xO. 95 KW二5.

32、69KWP|,= P I n2n3 =5. 69 xO. 98 xO. 99 KW=5. 52 KWPm= PH =5.52x0.98 xO. 99 KW=5. 36 KW 3.各轴输入转矩To = 955OPd/no =39. 73 N 加T, = 9550Pi/m =98.11 NmTh = 9550P|i/nn =341. 69 N-mTin = 9550Pin/nin = 915. 71 N ni表1传动装置各轴运动参数和动力参数表项目轴功率(Rw)转速曲/min)转矩TNm)传动比0轴5.99144039.732.6I轴5.69553.859&113.59I【轴5.52154.283

33、41.692.76III轴5.3655.90915.71冲床冲压的自动送料装置设计毕业设计(论文)第5章 传动零件的设计计算5.1 V带传动设计1. 设计计算表项目计算(或选择)依据计算过程单位计算(或确定)结果(1)确定 计算功率PeaPg=Ka Pd 査表8-7取 KA =1.2亿“=1.2x5.99 = 7.91Pea = 7.91选择 带的型号查图8-11Pea = 7.91nQ =1440r/iniii选用A型带选择 小带轮直 径厶di - ddmin査 表8-6及8-8mm心=90(4)确定 大带轮直 径你心2 =如ddl=2.6x90 = 234查1】表8-8 孑产236iwn心

34、=236(5)验算 传动比误 差&12.6严90a ; -1 v 1 nnoz. 一 n 25%A/ =0.85%z-if入丄 W /O50 丿/O2.6(6)验算 带速vr_ 加dN60x1000龙 90x1440 了 如v = 6.7860x1000v =6.78(7)初定 中心距do = (0.7 2) x(dd】+ddJaQ =(0.7 2)(90 十236)=228.2-652iwna。=360(8)初算带长厶L 心 2a+ ”d2)厶 =2 x 360十3.14/2 x (90+236)十(236-90)2 7(4x360尸 1246.3mm厶=1246(心 一%(9)确定 带的基

35、准 长度匚査表8-2因为-=1246,选用A型带取乙=1250nun6=1250a a 360 +1250-12462=362(10)计算实际中心距离a (取整)23ci =362mm(11) 安装时所需最小中心距(取整)% = 0015 乙dmin=362+0. 015x 1250= 343.25* 343加也%丁343(12) 张紧或补偿伸长量所需最大中心距6/max 仏=。+ 3乙a = 362 + 0.03 x 1250 = 399.5 q 400 mm maxdm=400mm(13) 验算小带轮包角勺a.l806-x57,5ft80。一180-90362x 57.3 = 156.89

36、二 156.89。(14) 单根V带的基本额定功率P查表8-4a插值法1.07-出 _ 1450-1440乙-093一 1450-1200 二1.06kw人二 1.06(15) 单根V带额定功率的增量查表8-5b插值法0.15-A _ 1450-1440A-0.13_ 1400-12004 二 0. 17kwA=0. 17(16) 长度系数K,查表8-2由 Ld = 1250 得 Kl = 0.93Kl = 0.93(17) 包角系数K查表8-5插值法= 0.93 +156.89-155160155(0.95-0.93) = 0.94Ka =0. 94(18) 单位带长质量g查表8-3q 二0

37、 10%q 二0 10(19)确定V带根数Zz_化(Po+APQ)KaKLz=3-；5(1.06 + 0.146)x0.98x0.96= 2.96Z-7.19根Z=7(1.06 + 0.17)x0.94 x 0.93=6.65 a 7(20)计算 初拉力 F。F严500禺手一 1) 吃Ka厂八(2.5-0.94)Fo = 00xx0.94x7x6.787.19 + 0.1x6.782 =130.31N化=130.31(21)计算 带对轴的 压力你F =2Z代 sin 乞o 20 O 7 12A21 156.89。rn = 2x7x130.3lx sino2= 1787.37N巧, = 1787

38、.372 带型选用参数表帀型心(呦)dd2(inm)v(in/s)a(nmi)0(。)Z(根数)JIN)带轮宽B = (Z-l) + 2/A902366.78362159.8971787.37B=(7-l)xl5+2x 10=1103.带轮结构相关尺寸项目计算(或选择)依据计算过程单位计算(或确定)结果(1)带轮基准宽 bd查表8-10因选用A型，故取乞=11mm6=11(2)带轮槽宽bb = bd + 2忙 tan2Z = ll+2x2.8tan38/2mmb=12.93(3)基准宽处至 齿顶距离ha查表8-10九 ms = 2.75mmha = 2.80(4)基准宽处至 槽底距离h查表8-

39、10心=8.7mmh( =9(5)两V槽间距e查表8-10e = 150.3mmw = 15.0(6)槽中至轮端距离/查表8-10/mm =10mm/=io(7)轮槽楔角p查表8-10因为118,所以0 = 38度38(8)轮缘顶径d “da=dd2 + 2had “= 236+2x2.8 = 241.6mm(1.5 2)d厶 1(1.5 2)x30 =45 60mmL=60(16)辐板厚S查习表12-1-12S=(0. 50. 25)B=15. 7广27. 5mmS = 25(17)孔板孔数查习表12-1-12叫3.14x130S + d25 + 40=6.28 a 6个n = 65.2渐开

40、线斜齿圆柱齿轮设计(-)高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算(或选择)依据计算过程单位计算(或确 定)结果1.选齿轮精度等级查表10-8选用7级精度级72.材料选择查】表10-1小齿轮选用45号钢(调质处小齿轮250HBS冲床冲压的自动送料装置设计毕业设计(论文)理)硬度为250HBS大齿轮选用45号钢(调质处理)硬度为220HBS大齿轮220HBS3.选择齿数ZZ1 = (20 40) 乙=z乙取乙=24Z2 =3.59x24 = 82.57 取Z? =83Q2(/ = = 3.45824个Z=22Z2 = 91=3.4584.选取螺旋角P0=8 20取 0=14度P= 145.按齿面接触强

41、度设计(1 )试选 A；=1.3 1.7取(=1.6Kf = 1.6(2)区域系数爲由1图 10-30Zw=2.43Z=2.43(3) a由1图10-26查得5二0. 778.2=0. 87a = al + al =66 = 164计算小 齿轮传递的 转矩A查表17； =9.811x10“Nnmi7； =9.811x10(5)齿宽系数%由1表 10-7% =0.7 1.150d = l.O材料的 弹性影响系 数Ze由1表 10-6Ze =189.81MPa1Z.= 189.8齿轮接触疲劳强度极限叽山1图 10-21C 由1图 10-21 db/ZErnl = 55St =540MPa= 550

42、6哄=540(8)应力循环次数N由1式 10-13N、= 60/?1 - j Lh = 60x 553.85 xlx(2x8x 300x 6) = 9.57xlOsN、= NJU = 2ExW= 9.57 x10s2 = 2.77 x10s(9)接触疲 劳强度寿命 系数Khx由1图 10-19Khni =1. 05Khx： =1. 12Khxi =1. 05KhN2 =1. 12(10)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1 %,安全系数 为S二1,由1式 10-12 得1.05x550MPakJ =(577.5 十604.8)=591.15J t t .J1112x5401(11)试算 小齿

43、轮分度 圆直径dh按式(10 21)试算严虫 “ + 1 ZZ 昭 “ aflmm血=53.0332xl.6x9.811xl04 3.59 + 11x1.643.592.43x189.8 .(r591.1553.03(12)计算 圆周速度v_矶叫60x100060x10003.14x53.03x553.85一 1.34 60x1000m/sv= 1.54(13)计算齿宽B& = 6血=1x53.03 = 53.03Bi=60B2=55mmBi=60B2=55(14)模数mntcos0=川乙53.03xcosl4_h = 2.25nint =2.25 X2. 14=4. 815b/h =53.0

44、3/4.815=11.01度Hint =2.14 h = 4.815 b/h =11.01242.14(15)计算纵向重合度邛e r-0.318bdZitan3= 0318 xlx24x tanl4 =1.903勾= 1.903(16)计算 载荷系数K由1表10-2查得使用系数Ka = 1根据v=1.54nVs, 7级精度，由1图1 0 8查 得动载荷系数心= 1.08由1表1 0 4查得KHp=1.12+0.18(1+0.6 4)d2) d F+0. 23 X 10_3b二 1.420由1图1 0 1 3查得Kf尸1.33假定卑 C00N伽,由1表1 0 - 3査得凤=心=1.4故载荷系数

45、K=KaKvKhKh“=1X 1.08X1. 4X1. 42=2. 15K=2.15(17)按实 际的载荷系 数校正分度 圆直径由1式 10-10 a/ =血= 53.03x劲 2.15/1.6 = 58.52mm=58.52(18)计算模数心 cos/? 叫一Zi58.52xcosl4= 2.3724mm叫=2.376.按齿根弯曲强度设计(1)计算载荷系数KK=KaKvKf.Kf15K二 1X1. 08X1.4XI. 33=2. 01K=2.01(2)螺旋角影响系数根据纵向重合度 ” -1 903 ，从图 10-28给= 0.88岭= 0.88(3)计算当r _Zcos3 0J- - 丫 -

46、 26.30cos 0 cos 145=26.30量齿数ZvG = -j = -r- = 90.94 cos p cos 1402 =90.94(4)齿形系数丫兔由1表 10-5YFai=2.591YFa2=2.198YFai=2.591Yfo2=2.198(5)应力校正系数Ysa由1表 10-5Ysai=1.597YSa2=1.781YSai=1.597Ysa2=1.781(6)齿轮的 弯曲疲劳强 度极限碍由1图 10-20b由1图 10-20C1 = 406 卜二=350MPaSeL 400(yFE2 =350(7)弯曲疲 劳强度寿命 系数心机由1图 10-18利用插值法可得略=0.90S =0.95K/m =0.90K咖=0.95(8)计算弯曲疲劳许用应力of取弯曲疲劳安全系数S=1.3,由式10-12得i 一 K艸0_ 0-90x400F 1S1.3276.92J 1 KFN2FE2 _ 0.95x350 fJzS1.3255.77MPa1.74327冲床冲压的自动送料装置设计毕业设计（论文）结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数5大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的法面模数，取/ =2 nun,己可满足弯曲强度。但为了同时满足接触 疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径山