鸡蛋形四杆运输机构设计说明书

四杆运输机构设计目录第1章绪论 11.1工件输送机概述 11.2国内外现状及前景 21.3设计任务及参数 2第2章总体结构设计 42.1工作原理 112.2方案选取 112.3总体方案设计 11第3章连杆机构设计 133.1连杆机构方案与参数 53.2曲柄摆动导杆机构运动分析 73.3连杆机构长度设计 73.4连杆机构速度与加速度计算 53.5连杆机构惯性力矩计算 73.6连杆机构传动角校核 7第4章驱动装置选型 134.1减速器设计 44.2电机选型计算 74.3传动比分配 74.4传动参数计算 44.5齿轮设计 74.6轴设计及校核 74.7减速器参数 7附录 23致谢 24第1章绪论1.1工件输送机概述概述输送机的历史悠久，中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形。17世纪中，开始应用架空索道输送散状物料；19世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。1868年，在英国出现了带式输送机；1887年，在美国出现了螺旋输送机；1905年，在瑞士出现了钢带式输送机；1906年，在英国和德国出现了惯性输送机。此后，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。步进输送机是在一定的线路上间断输送物料的运输机械，在工业自动化生产线上应用极为广泛。可以进行生产线上产品的步进输送，步进输送有一段停顿时间，可以对产品进行加工处理。步进输送运动平稳，并能适应一定重量的工件输送，是一种被广泛应用于生产的输送设备。步进输送机是输送机的其中一种，输送机可以单台输送，也可多台组成或与其他输送设备组成水平或倾斜的输送系统，以满足不同布置形式的作业线需要。早在中国的古代，人们为了方便劳作就发明出了提水的翻车，可以说这是现代输送机的雏形。输送机的原理应用，在十七世纪时也有记载，人们利用空中索道来运送散状的物料。输送机的类似原理应用一直持续到了19世纪。19世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。1868年，在英国出现了带式输送机；随着工业的发展，动力设备出现，它们代替了原始动力为输送机提供驱动力，各种结构的输送机相继出现了。输送机在十九世纪八十年代后期得到了快速发展，各种输送机在这段时间里相继出现。1887年美国人制造出了螺旋输送机，1905年瑞士人生产处了钢带式输送机。此后不到一年，英国人和德国人又推出了惯性输送机。输送机随着工业的发展而进步，进入二十世纪以后，机械制造、钢铁冶金等行业的技术不断提高，输送机产品也得到了逐步的完善，企业内部、企业之间乃至城际输送成为可能，输送机本身也在工业生产中扮演着越来越重要的角色，成为工业生产不可或缺的一部分。国外输送机技术的发展很快，其主要表现在两个方面：一方面是输送机的功能多元化、应用范围扩大化，如高倾角的输送机、管状带式输送机、空间转弯式输送机等各种机型；另一方面是输送机本身的技术与装备有了巨大的发展，尤其是长距离、大运量、高速等大型输送机已成为发展的主要方向，其核心技术是开发应用于了输送机动态分析与监控技术，提高了输送机的运行性能和可靠性。例如北非撒哈拉大沙漠的磷矿石运输采用10台钢丝绳芯胶带输送机组成输送线，远距达100km；美国的河湖输送线长达169km；西德的莱茵褐煤矿山公司费尔图纳露天煤矿使用的是目前世界上带宽最宽，运输能力最大的胶带输送机，其带宽达6.4m，每小时输送能力达1.6万吨。而我国生产的输送机的水平也有很大的提高，如大倾角的长距离带式输送机成套设备，高产、高效工作面平巷可伸缩带式输送机均填补了一些国内的空白，并对输送机的一些关键技术及其主要部件进行了理论研究和产品开发，研究成功了许多种软起动和制动装置以及以PLC为核心的可编程电控装置，驱动系统采用调速型液力偶合器和行星齿轮减速器。我国正在通过不断的努力，缩小着与国外先进水平的差距。输送机一般按有无牵引件来进行分类，具有牵引件的输送机一般包括牵引件、承载构件、驱动装置、张紧装置、改向装置和支承件等。牵引件用以传递牵引力，可采用输送带、牵引链或钢丝绳；承载构件用以承放物料，有料斗、托架或吊具等；驱动装置给输送机以动力，一般由电动机、减速器和制动器等组成；张紧装置一般有螺杆式和重锤式两种，可使牵引件保持一定的张力和垂度，以保证输送机正常运转；支承件用以承托牵引件或承载构件，可采用托辊、滚轮等[3]。具有牵引件的输送机的结构特点是：被运送物料装在与牵引件连结在一起的承载构件内，或直接装在牵引件(如输送带)上，牵引件绕过各滚筒或链轮首尾相连，形成包括运送物料的有载分支和不运送物料的无载分支的闭合环路，利用牵引件的连续运动输送物料。这类的输送机种类繁多，主要有带式输送机、板式输送机、小车式输送机、自动扶梯、自动人行道、刮板输送机、埋刮板输送机、斗式输送机、斗式提升机、悬挂输送机和架空索道等。没有牵引件的输送机的结构组成各不相同，用来输送物料的工作构件亦不相同。它们的结构特点是：利用工作构件的旋转运动或往复运动，或利用介质在管道中的流动使物料向前输送。例如，辊子输送机的工作构件为一系列辊子，辊子作旋转运动以输送物料；螺旋输送机的工作构件为螺旋，螺旋在料槽中作旋转运动以沿料槽推送物料；振动输送机的工作构件为料槽，料槽作往复运动以输送置于其中的物料等。步进输送机与其他输送机相比，不仅具有输送方便、省力、高效等其他输送机都有的特点之外，最显著特点是当物件在运输的过程中可以有规律的间歇的停止一段时间，这段时间内工人可以对物件进行加工、清洗等等简单的工序，是一种如今较为广泛运用的加工机械。1.2国内外现状及前景输送机的历史悠久，中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形。17世纪中，开始应用架空索道输送散状物料；19世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。1868年，在英国出现了带式输送机；1887年，在美国出现了螺旋输送机；1905年，在瑞士出现了钢带式输送机；1906年，在英国和德国出现了惯性输送机。此后，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。国外输送机技术的现状：国外输送机技术的发展很快，其主要表现在2个方面：一方面是输送机的功能多元化、应用范围扩大化，如高倾角带式输送机、管状带式输送机、空间转弯带式输送机等各种机型；另一方面是输送机本身的技术与装备有了巨大的发展，尤其是长距离、大运量、高带速等大型输送机已成为发展的主要方向，其核心技术是开发应用于了带式输送机动态分析与监控技术，提高了带式输送机的运行性能和可靠性。目前，在煤矿井下使用的带式输送机已非常广泛和适用。（1）设备大型化，其主要技术参数与装备均向着大型化发展，以满足高产、高效、高速生产的需要。（2）应用动态分析技术和机电一体化、计算机监控等高新技术，采用大功率软起动与自动张紧技术，对输送机进行动态监测与监控，大大地降低了输送带的动张力，设备运行性能好，运输效率高。（3）采用多机驱动、中间驱动及其功率平衡、输送机变向运行等技术，使输送机单机运行长度在理论上已有受限制，并确保了输送系统设备的通用性、互换性及其单元驱动的可靠性。国内输送机技术的现状：我国生产制造的输送机的品种、类型较多。在“八五”期间，通过国家一条龙“日产万吨综采设备”项目的实施，其中带式输送机的技术水平有了很大提高，煤矿井下用大功率、长距离带式输送机的关键技术研究和新产品开发都取得了很大的进步。如大倾角长距离带式输送机成套设备、高产高效工作面顺槽可伸缩带式输送机等均填补了国内空白，并对带式输送机的减低关键技术及其主要元部件进行了理论研究和产品开发，研制成功了多种软起动和制动装置以及以PLC为核心的可编程电控装置，驱动系统采用调速型液力偶合器和行星齿轮减速器。国外带式输送机除安装防止输送带跑偏、打滑、撕裂、过满堵塞、自动洒水降尘等保护装置外，近年又开发了很多新型监测装置：传动滚筒、变向滚筒及托辊组的温度监测系统；烟雾报警及自动消防灭火装置；纤维织输送带纵撕裂及接头监测系统；防爆电子输送带秤自动计量系统。这些新型保护系统我国基本处于空白，而我国现有的打滑、堆煤、溜煤眼满仓保护，防跑偏、超温洒水，烟雾报警装置的可靠性、灵敏性、寿命都较低。1.3设计任务及参数本课程设计目标是要求掌握工业工件输送机械手的结构及工作原理，实现物料工件的四杆机构位移，要求所设计输送机能输送一定质量的工件（在具体设计时可以在题目中确定是何类形状的物体），完成搬运功能，并且具有较高的运动平稳性和重复精度。设计内容包括输送机总体设计方案的分析确定，包括输送机的运动学分析、主体部分结构设计及关键零件的校核和二维工程图绘制设计。在设计过程中要考虑到很多问题，所涉及的关键问题有：1）输送机运动采用何种驱动电机；2）传动机构设计的合理和平稳；3）导轨布局的合理性等等。设计一种工件输送机，在自动化生产过程中执行工件的装载和卸载的任务。主要特点是在较小的占地面积范围内建造高效节能的全自动砌块成型生产线。工件输送机在制造行业有着相当广泛的应用，可以大大节省劳动力，节省空间，运作灵活精准、快速高效、稳定性高，作业效率高。本课题研究的主要内容(1）了解工件输送机的运动过程，查阅相关资料。(2）对工件输送机进行合理的总体结构设计。(3）对工件输送机的机械臂各个零部件进行设计。(4）对工件输送机的机械臂关键零部件绘制零件图，装配图。(5）对工件输送机进行二维工程图绘制。提交的成果（1）课程设计（论文）正文；（2）装配图一张（1#图、二维图）；（3）非标零件图4张（二维图）；（4）英文参考文献及其译文；（5）附不少于10篇主要参考文献；

第2章总体结构设计2.1工作原理步进输送机是一种能间歇地输送工件，并使其间距始终保持稳定步长的传送机械。工件经过隔断板从料轮滑落到辊道上，隔断板作间歇往复直线运动，工件按一定的时间间隔向下滑落。输送滑架作往复直线运动，工作行程时，滑架上位于最左侧的推爪推动始点位置工件向前移动一个步长，当滑架返回时，始点位置又从料轮接受了一个新工件。由于推爪下装有压力弹簧，推爪返回时得以从工件底面滑过，工件保持不动。当滑架再次向前推进时，该推爪早已复位并推动新工件前移，与此同时，该推爪前方的推爪也推动前工位的工件一齐向前再移动一个步长。如此周而复始，实现工件的四杆机构传输。显而易见，隔断板的插断运动必须与工件的移动协调，在时间和空间上相匹配。2.2方案选取首先查阅相关资料及结合书本知识了解步进输送机的结构，然后根据工件步进输送机的工作状况的要求下提出了以下两种设计方案：方案一：该方案完全采用连杆机构，运动连续且平稳，由于构件大部分是连杆，成本较低且维护，检修都较为简单。虽然该机构只有一个自由度，运动易于控制，但缺点是机构的零件较多，较为复杂。图2-2曲柄摇杆机构方案二：运用连杆机构（曲柄摆动导杆机构），减速器和普通电动机的组合来实现所需要的运动。首先通过普通电动机可以获得运动所需要的动力，然后通过减速器可以获得连杆机构需要的转速，再由连杆机构实现滑架所需要的运动，如图。方案一和方案二采用连杆机构间的运动副都是低副，运动副元素都是面接触，压力较小可以承受较大的载荷，并且该机构都只有一个自由度易于控制。但方案一中滑架的运动轨迹是在工作（输送工件）期间做近似直线的运动，输送到工位后做平面运动回到工作原点，其运动轨迹难以控制。方案二中采用曲柄摆动导杆机构，带动滑架在机架上滑动，运动容易实现且各杆参数易于设计及计算。因此本次课程设计采用方案二。2.3总体方案设计本设计方案为四杆机构机械传动工件输送机。（1）输送工件形状和尺寸如图所示，工件宽为400mm，长为300mm，总高100mm，工件质量为80kg，输送步长H=450mm,允许误差±0.2mm。图2-1输送工件外形图（2）辊道上允许输送工件最多为8件。工件底面与辊道间的摩擦系数为0.15（当量值），输送滑架质量为240kg，当量摩擦系数可取为0.15。（3）滑架工作往复次数为40次/分,要求保证输送速度尽可能均匀，行程速度变化系数K≥1.2。我设计的是步进输送机，是一种能间歇地输送工件并使其间距始终保持稳定步长的传送机械，可以进行生产线上产品的步进输送，其运动平稳，并能适应一定重量的工件输送，是一种被广泛应用于生产的输送设备。设计方案图如下图2-2机器结构简图如图步进输送机主要包括电动机、减速器、齿轮传动、平面连杆机构、滑架、挡块以及辊道。本机器设计的目的是为了输送工件。从结构简图可以看出本次课题主要计算是四连杆、减速器以及一对开式外啮合齿轮。工作原理如下：四杆机构四杆机构输送机的原理分解电动机转动，通过减速器带动平面连杆机构运动连杆机构带动滑架右运动，挡块推动工件左端移动工件滑架返回，挡块滑过工件底面，回到起始点从而实现对工件的步进输送。图2-3工作原理图

第3章连杆机构设计3.1连杆机构方案与参数连杆机构是一种常见的传动机构，结构稳定性高，类型多，可以进行不同速比的传动，可以根据不同的速度要求进行选择不同的种类。连杆机构被常常用于众多的工农业机械和工程机械中，在生活中的日常用品中也有应用，比如折叠伞。连杆结构的定义：原动件的运动要经过一个不与几家直接相连的称之为连杆的中间构件，才能够传动从动件，故而称之为连杆机构。连杆机构的传动特点：（1）连杆机构中的运动服一般为低副，故又称低副机构。面接触，压强小，承载能力大，村花好默默孙晓，加工制造较为简单，并且连杆中的低副一般是几何封闭，有利于保证工作的可靠性。（2）在原动件的运动规律不变的条件下，通过改变其他各杆件的长度可以得到从动件的不同运动规律。（3）在连杆机构中，连杆上各个点的轨迹是不同形状的曲线，其形状随着各构件长度的改变而发生改变，故连杆曲线形式多样，可以满足有特殊工作要求的环境。（4）利用连杆机构还可以比较方便的改变运动的传递方向，扩大行程，实现增利和远程距离传动等目的。（5）在连杆运动的过程中，一些构件的质心在做变速运动的时候，产生的惯性力不平衡，因此会增加机构的动载荷，使机构会产生强迫振动，所以连杆机构一般不是用于高速场合。（6）连杆机构的传动，要经过几个中间构件。各个构件的尺寸不会做的绝对的精确，运动副之间的间隙，所以传递的累积误差比较大。工作机在工作是受到稳定的阻力F=2400N；步长：S=450mm，往返次数：40次/分钟。行程速比系数为：，滑架宽度为250mm，工作机的效率为0.95，两班制工作，折旧期为5年，载荷中受到中等冲击，工作环境清洁，室内，用于小批量生产。3.2曲柄摆动导杆机构运动分析连杆机构是一种应用非常广泛的机构，折叠伞的收放机构，机械手的传动机构以及人体假肢的设计等，都是连杆机构，其中曲柄摆动导杆机构也应用较为广泛，工程上如需要较大的急回特性，可应用曲柄摆动导杆机构，如图所示。图3-3曲柄摆动导杆机构在该曲柄摆动导杆机构中，，且当曲柄1逆时针转动角，导杆3自右面摆至左面；曲柄1继续转动角，导杆3自左面摆回原处。摆动导杆也是摇杆，因为Φ2＞Φ1，所以该机构具有急回特性，其行程速度变化系数K也可按式3-1计算：(3-1)式中，为导杆的摆角。在△ABD中有（其中，）式3-1、3-2和图3-4给出了该机构尺寸参数c与行程速度变化系数K之间关系，它可获得比一般曲柄摇杆机构更大的K值，即该机构的急回特性比较显著，从而可扩大行程。在曲柄摆动导杆机构中，c、和K的常用范围为c≥2，θ≤600，K≤2。图3-4K-C曲线图3.3连杆机构长度设计通过行程速度变化系数K=2，按公式θ=1800（K-1）/(K+1)算出极位夹角θ为60°。然后由步长S=600mm，可以算出下图3—5中导杆CD的长度为，导杆的摆角。由导杆的摆角=60°，可以得出曲柄AB的长度为中心距AC长度的一半，即LAC=2LAB。在该曲柄摆动导杆机构，c=2,θ=600，K=2满足一般常用要求。由此可以选定曲柄AB的长度LAB=150mm，中心距AC的长度LAC=300mm。为了使滑架在整个行程中压力角最大值αmax为最小，滑架的导路E1E2应平移至FG的中点M，此时滑架的高度H=560mm。并且选定连杆DE的长度LDE=150mm。根据上面的方法可以算出平面连杆机构的杆长分别为=150mm，=600mm，=300mm，=150mm。绘制机构的运动的简图如下图3—5所示（其中传动装置部分未在图上画出，曲柄轴与减速器输出轴用联轴器相连接）。图3-5曲柄摆动导杆机构运动简图3.4连杆机构速度与加速度计算在机构运动过程中，根据上述已经求得的杆件的长度。进行分析，做速度与加速度分析时，根据一点的速度和加速度，通过位置和长度关系推算出其他点的速度与加速度，所以在使用矢量工程图解法进行平面机构的速度和加速度分析时，应该从已知的条件下着手，然后沿着机构的传递方向依次分析其他的构件。在用图解法作机构的运动分析时，需要先绘制出机构的运动简图，然后根据机构运动见图做速度与加速度分析。根据前面所描述的绘图与分析步骤，选择比例尺，并且按照比例尺做出运动机构简图，读图算出结果。作速度分析根据用矢量方程图解法做平面机构的速度分析可知速度求解步骤求出相应的各点的速度和杆件的角速度。图3-6速度分析图求方向：垂直于杆件AB，指向：与w方向一致。求（C点与B点看为杆件BC上的两个端点，点C、E绕点D做圆周运动）方向⊥CD⊥AB⊥BC大小？√？式中与的大小未知，故要用到图解法。如上图6.3所示，取一点P作为速度多边形的极点，用速度比例尺μ=0.001(m/s)/mm.作图，作表示，在通过b点，作,相较于点C，并且方向与相同，矢量代表C点的速度，矢量表示速度求（E点与C点同在DE杆上，所以方向相同，角速度相同）求（F点绕E点做圆周运动）方向水平⊥DE⊥EF大小？√？由、和方向和的大小做出矢量图（如图6.3）于是有：（顺时针）（顺时针）（顺时针）作加速度分析求（C点相对于D点做圆周运动，B点相对于C点做圆周运动）方向c→d⊥CDB→AC→B⊥BC大小√？√√？用图解法计算如下图6.4所示，取一点P’作为多边形极点，作表示，加速度比例尺取u=0.001(m/s)/s图3-7加速度分析图求（因为E与C在同一根杆件上，运动形态相同）求（F点相对于E点做相对圆周运动）方向水平向右√F→E⊥FE大小？√√？上述构件的角加速度为：（顺时针）(顺时针)（顺时针）3.5连杆机构惯性力矩计算在对机构进行静态力学分析时，首先根据设计经验对杆件的部分参数进行设定选择材料，然后查取质量和转动惯量，根据在这个基础上的强度校核之后，验证结果对构件尺寸进行修正。各个杆件均为拉压杆，材料选择45钢，初选直径。查表得密度：根据质量：转动惯量：（1）各杆件的质量：AB杆：BC杆：DE杆：EF杆：各杆件的转动惯量AB杆：BC杆：DE杆：EF杆：各杆件的转动惯量AB杆:BC杆：DE杆：EF杆：3.6连杆机构传动角校核在机构运动过程中，传动角γ的值是随机构的位置不同而变化的，为了保证机构的传力效果，应使传动角的最小值γmin大于或等于其许用值γmin≥[γ]。一般机械中，推荐γ=40°~50°[5]。高速和大功率机械，[γ]应取较大值。对于一些受力很小或者不经常使用的操纵机构，则可允许传动角小一些，只要不发生自锁既可以。该送料机构不是高速，也不是大功率机械，可取。在图3-5所示连杆机构的运动简图中，曲柄摆动导杆机构的传动角始终为满足传动要求。而滑架在整个行程中的最大压力角为故上述连杆机构满足传动要求。第4章传动装置选型4.1减速器设计根据要求电机与减速器间选用联轴器传动，减速器与工作机间也选用联轴器传动，减速器为二级圆柱齿轮减速器。减速器高速级和低速级都采用斜齿圆柱轮传动，方案草图如图。图4-1减速器传动方案简图4.2电机选型计算(1)电动机类型和结构型式的选择电动机是常用的原动机，并且是标准化和系列化的产品。机械设计中一般根据工作机的工作情况、运动和动力参数等，选择电动机的类型和结构型式。再根据传递的计算功率和转速，选择电动机的标准型号。电动机有交流电动机和直流电动机之分，工业上一般采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中普通笼型异步电动机应用最广泛。三相交流异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，可直接接于三相交流电网中，因此在工业上应用最为广泛，设计时应优先选用。Y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪音低、振动小等优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。所以，在一般的机械设计中优先选用Y系列笼型三相异步电动机。根据工作机的工作要求：每天两班制工作，工作时有中等载荷冲击，工作环境清洁，室内，三相交流电源。选择电动机为Y系列380V三相笼型异步电动机。(2)电动机功率的确定电动机容量主要由电动机运行时的发热条件决定，发热与其工作情况有关。对于长期连续运转、载荷不变或变化很小、常温下工作的机械，选择电动机时，只要使电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热。因此可按电动机的额定功率Pm等于或略大于所需电动机的功率Pd，在手册中选取相应的电动机型号。①输送机机所需功率计算得式中：为滑架的最大速度，单位m/s；为工作机的阻力；为工作机的效率。②电动机至工作机的总效率串联时式中：、、分别为传动系统中齿轮、滚动轴承及联轴器的效率。由文献[6],取，，。故③所需电动机的功率（kw）由工作机所需功率和传动装置的总效率按下式[6]计算④电动机额定功率按来选取电动机的型号，电动机功率裕度的大小应视工作机构的负载变化状况而定，选取电动机的额定功率=5.5kw。(3)电机转速的确定额定功率相同的同类型电动机有不同的同步转速，例如三相异步电动机有四种常用的同步转速即3000、1500、1000和750r/min。同步转速低的电动机磁极多，外廓尺寸大、重量大、价格高，但可使传动系统的传动比和结构尺寸减小，从而降低了传动装置的制造成本。一般最常用的是同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，设计时应优先选用。根据输送机主轴转速n及有关机械传动的常用传动范围，由文献[7]，两级展开式圆柱齿轮减速器的传动范围，可计算电动机转速的合理范围为查电动机型号表，符合这一范围的电动机同步转速有750，1000和1500r/min三种。现选用同步转速1000，满载转速的电动机，其型号和主要数据如下：表4-1电动机参数电动机型号额定功率（kw）同步转速(r/min)满载转速(r/min)Y132M2-65.5100096022.2表4-2电动机安装及有关尺寸(单位：mm)中心高外形尺寸底角尺寸安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸1321238×804.3传动比分配根据电动机的满载转速和输送机主轴的转速即可确定传动系统的总传动比，即在两级圆柱齿轮减速器中，使各级大齿轮直径相似，浸油深度大致相同以利于实现浸油润滑（低速级大齿轮的直径应略大一些，使高速级大齿轮的齿顶圆与低速轴之间有适量的间隙）。设高速级的传动比为，低速级的传动比为，减速器的传动比为i，传动比分配可参考文献[7]，取高速级传动比，则低速级传动比为实际总传动比23.97输送机主轴的实际转速输送机主轴转速误差因此，输送机主轴转速符合设计要求。4.4传动参数计算（1）各轴的转速电动机轴轴Ⅰ（高速轴）轴Ⅱ（中间轴）轴Ⅲ（低速轴）输送机主轴（2）各轴的输入功率电动机轴轴Ⅰ（高速轴）轴Ⅱ（中间轴）轴Ⅲ（低速轴）输送机主轴（3）各轴的输入转矩（3-4）电动机轴轴Ⅰ（高速轴）轴Ⅱ（中间轴）轴Ⅲ（低速轴）输送机主轴4.4齿轮设计(1)高速级齿轮传动设计①选择齿轮类型、材料、精度及参数斜齿圆柱齿轮传动平稳，故选斜齿轮传动。选用齿轮材料：选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。输送机为一般工作机器，速度不高，故选取齿轮为7级精度（GB10095-88）。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。选取螺旋角，初选螺旋角。②按齿面接触强度设计设计公式为(a)确定式(3-5)中各参数数值试选载荷系数转矩选取齿宽系数查得材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触接触疲劳强度极限计算应力循环次数选取接触疲劳寿命系数；。计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1,由计算公式得计算斜齿轮传动的端面重合度(b)带入数值计算小齿轮分度圆直径圆周速度齿宽b及模数纵向重合度确定载荷系数：已知使用系数,根据，7级精度查得动载系数；查得；由插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称时，。故载荷系数另查图得按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径模数③按齿根强度设计(a)确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度，查得螺旋角影响系数查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；；弯曲疲劳寿命系数,；取安全系数计算弯曲疲劳许用应力计算当量齿数查表得，齿形系数，查表得，应力校正系数，因此(b)带入数值计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，可满足弯曲强度。但同时为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则，取。④几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为191mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、、等不必修正。大、小齿轮的分度圆直径为齿轮宽度圆整后取。⑤结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构。(2)低速级齿轮传动设计低速级齿轮选用斜齿圆柱齿轮传动，选用齿轮的材料、精度、齿宽系数均与高速级齿轮相同，其设计计算方法与高速级齿轮相同，故略去计算过程，其几何尺寸计算结果如下：小齿轮齿数，大齿轮齿数，螺旋角，法面模数mm，中心距，法面齿顶高系数，法面顶隙系数,小齿轮和大齿轮的齿宽均为99mm。其它数据见下表4-4：表4-4低速级齿轮参数表分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径小齿轮99.06mm105.06mm91.56mm大齿轮386.94mm392.94mm379.44mm小齿轮采用实心轮结构，大齿轮采用腹板式齿轮结构。4.5轴设计及校核(1)高速轴的设计①选择轴的材料轴的材料选择为45钢，调质处理，硬度为，强度极限，屈服极限,弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。②齿轮受力计算已知高速级小齿轮的分度圆直径为，因此小齿轮上圆周力、径向力及轴向力大小为NNN圆周力，径向力及轴向力的方向见图3-9。③初步估算轴的最小直径取，由文献[6]，按设计公式计算得轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查表取1.5，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，由文献[8]，选用TL6型弹性套柱销联轴器，材料为35钢，许用转矩，许用转速r/min，型号为TL5联轴器GB4323-85。与高速轴相连的半联轴器的孔径，半联轴与轴配合的毂孔长度，半联轴器的长度。故选择。④轴的结构设计初步拟定轴的结构如图3-8。图4-8轴1结构图(b)确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径。1-2轴左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，现取。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由参考文献[8]，轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为,故；而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查得30208型轴承的定位轴肩的高度，因此，取。轴承端盖的总宽度为52mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半轴器右端面的距离，故取。取齿轮距箱体内壁之间距离，齿轮2与齿轮3之间的距离。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取，已知轴承的宽度，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(c)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。根据和选用平键为,由文献[9]，半联轴器与轴的配合为H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。⑤轴上载荷的计算首先根据轴的结构图3-8做出轴的计算简图3-9。在确定轴承支撑点的位置时，应从手册中查取a值。对于30208型圆锥滚子轴承，由手册中查得。轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。图4-9高速轴的载荷图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、及的值列于表4-5。表4-5参数表载荷水平面垂直面支反力，，弯矩总弯矩扭矩⑥校核轴的强度由文献[10],通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式3-8及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力如下。其中式中：—轴的计算应力，MPa；—轴所受的弯矩，；—轴所受的扭矩，；—轴的抗弯截面系数，；—对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表得。因，故安全。(2)中间轴的设计选择轴的材料/设计方法与高速轴一样，中间轴的结构图如图3-10。图4-10中间轴的结构图中间轴上的轴承初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为。(3)低速轴的设计选择轴的材料与高速轴一样，低速轴的结构图如下图4-11。图4-11低速轴的结构图轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故同时选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩，查表取1.5，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查文献[8]，选用HL5型弹性柱销联轴器，材料为35钢，许用转矩，许用转速，标记：HL5联轴器GB4323-85。低速轴上的轴承初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30315，其尺寸为。4.6减速器参数减速器箱体按毛坯制造方式的不同可分为铸造和焊接箱体。从结构形式上可分为剖分式和整体式。本设计选用剖分式铸造箱体，其结构如图4-10。图4-10减速器结构图图4-10中减速器各参数如下：(1)箱座壁厚=0.025a+3≥8mm；a为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距，其中，=9.08≥8满足要求，取壁厚=10mm。(2)箱盖壁厚=（0.