专业课程设计专业版

《机械设计基础》课程设计说明书设计题目：步进式工件输送机设计专业班级：学生姓名学号：指导老师：完成时间：《机械设计基础》课程设计步进式工件输送机设计一：工作原理步进式工件输送机能间歇动作，电机经过传送装置、工作机构驱动滑架往返移动。工作行程时滑架上推爪推进工件前移一个步长，滑架返回时，推爪从工件底面滑过，工件保持不动。当滑架再次向前推进时，推爪已复位，并推进新工件前移，前方推爪也推进前一工位工件前移。其传动装置常由减速器和一级开式齿轮传动组成。传动装置曲柄摇杆机构设计已知摆角ψ（40-50º）选择ψ＝50º，形成速比系数K为1.20，步长S=370mm,摇杆长度L3=（S／2）·sin(ψ/2)=185/sin25º=437.766mm，取L3=438mm极位夹角θ=180º·﹙K－1﹚/﹙K＋1﹚=180º·(0.2/2.2)=180º/11=16.36º图所表示，任选固定铰链中心D位置，由摇杆长度L3和摆角，做出摇杆两个极限位置C1D,C2D。连接C1和C2，并作C1M垂直于C1C2。作∠C1C2N=90º－θ，C2N和C1M相交于点P,由图可见，∠C1PC2=θ作△PC1C2外接圆，在此圆周（弧C1C2和弧EF除外）上任取一点A作为曲柄固定铰链中心。连AC1和AC2，因同一圆弧圆周角相等，故∠C1AC2=∠C1PC2=θ因极限位置处曲柄和连杆共线，故AC1=L2-L1，AC2=L2+L1，从而得曲柄长度L1=(AC2-AC1)/2，连杆长度L2=(AC2+AC1)/2。由图得AD=L42、传动机构确实定齿轮传动带传动凸轮传动链传动螺旋传动连杆传动优点传动比正确，外廓尺寸小，功率高，寿命长，功率及速度范围广，适宜于短距离传动中心距改变范围广，可用于长距离传动，可吸振，能起到缓冲及过载保护能实现多种运动规律，机构紧凑中心距改变范围广，可用于长距离传动，平均传动比正确，特殊链可用于传送物料传动比大，可实现反向自锁，用于空间交错轴传动，传动平稳适适用于宽广载荷范围，可实现不一样运动轨迹，可用于急回、增力，加大或缩小行程等缺点制造精度要求高有打滑现象，轴上受力较大易磨损，关键用于运动传输有振动冲击，有多边形效应效率较低设计复杂，不宜高速度运动传动比一对圆柱齿轮i≤10通常i≤5一对圆锥齿轮i≤8通常i≤3平带i≤5V带i≤7同时带i≤10滚子链i≤7-10齿形链i≤15开式i≤100常见i≤15-60闭式i≤60常见i≤10-40效率开式0.92-0.96闭式0.96-0.99平带0.92-0.98V带0.92-0.94同时带0.96-0.98随运动位置和压力角不一样，效率也不一样开式0.9-0.93闭式0.95-0.97开式0.5-0.7闭式0.7-0.9自锁0.4-0.45在运动过程中随时发生改变综合上述表格多种传动机构比较，齿轮传动轻易满足工作寿命长要求，功率及速度范围比较广，步进式输送机又符合短距离输送，所以，我选择齿轮传动作为步进式输送机传动机构。3、减速器齿轮传动设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿1＞按图所表示传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。2＞输送机为通常工作机器，载荷为中等载荷，选择七级精度（GB/T10095-)3＞材料选择。由表11-1，选小齿轮材料40Cr（调质），硬度270HBS，大齿轮材料45钢（调质），硬度235HBS,二者硬度差为35HBS。4＞选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2,则Z2=24×3.2=76.8，取Z2=77。按齿面接触强度设计由公式1＞确定公式内各计算数值1））试选载荷系数K=1.3(表11-3）2））计算小齿轮传输扭矩T1=9.55×10³×10³/n1=3））由表11-6选定齿宽系数Φd=14））由表11-4查材料影响系数ZE=189.8MPa½5））由表11-1查小齿轮接触疲惫强度极限σHlim1=650MPa大齿轮σHlim2=550MPa6））设计应力循环系数N1=60n1jLh=N2=N1/3.2=7))查接触疲惫寿命系数，KHN1=0,90，KHN2=0.958))计算接触疲惫许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1由飚11-5[σH]1=KHN1·σHlim1/S=0.90·650=585MPa[σH]2=KHN2·σHlim2/S=0.95·550=522.5MPa2＞计算1））试按小齿轮分度圆直径（式11-3），代入[σH]中较小值d1t≥）计算圆周速度v=)计算齿宽b)计算齿宽和齿高之比b/h模数m1=d1t/Z1=h=2.25m1=b/h=)计算载荷系数依据v=七级精度，由表（11-3）查得动载系数KV1=1.12直齿轮，KHa=KFa=1由表查得使用系数KA=1由表11-3查得KHβ=1.423由b/h=KHβ=1.423,查土得KFβ=1.35故载荷系数K=KA·kv·KHa·KHβ）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式得d1=d1t）计算模数mm=d1/Z1=（3）按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为m≥1＞确定公式内各计算数值1））查得小齿轮弯曲疲惫强度极限σFE1=500MPa;大齿轮弯曲疲惫强度极限σFE2=380MPa2））取弯曲疲惫寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.883））计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由式11-6得[σF]1=KFN1·σFE1/S=0.85·500=303.57MPa[σF]2=KFN2·σFE2/S=0.88·380=238.86MPa4))计算载荷系数K=KAKVKFaKFβ=1·1.12·1·1.35=1.5125))査取齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.2266))査取应力校正系数YSa1=1.58,YSa2=1.7647))计算大小齿轮YFa·YSa/[σF]并加以比较YFa1·YSa1/[σF]1=2.65·1.58/303.57=0.01379YFa2·YSa2/[σF]2=2.226·1.764/238.86=0.01644大齿轮数值较大2＞设计计算m≥对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数m大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅和齿轮直径（即模数和齿数乘积）相关，可取由弯曲强度算得模数2.05并就近圆整为标准值m=2.5，按接触强度算得分度圆直径d1=69.995mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m=69.995/2.5≈28大齿轮齿数Z2=3.2·28=89.6，取Z2=90这么设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲惫强度，又满足了齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算1＞计算分度圆直径d1=Z1·m=28·2.5=70d2=Z2·m=90·2.5=2252＞计算中心距a=（d1+d2）/2=(70+225)/2=147.53＞计算齿轮宽度b=d1·=1·70mm=70mm取B2=70mm，B1=75mm（5）结构设计及齿轮零件图（图）一级减速器装配图(三)减速器设计3.1电动机选择1.电动机类型和结构选择。因为本传动工作情况是：载荷平稳、单向旋转。所以选择常见封闭式Y（IP44）系列电动机。2.电动机容量选择。工作机所需功率、电动机输出功率、电动机转速选择初选为同时转速为1000r/min电动机。3.电动机型号确实定3.2传动系统参数设计原始数据：运输带工作拉力F=0.2KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。工作环境：室内灰尘较小，环境最高温度35°。动力起源：电力，三相交流380/220伏。相关电动机选择标准：电动机类型选择、电动机功率选择、确定电动机型号。3.3计算总传动比及分配各级传动比1.总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68。2.分配各级传动比取i带=3∵i总=i齿×i带∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89。3.4运动参数及动力参数计算1.计算各轴转速（r/min）。nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)，nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)。2.计算各轴功率（KW）。PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW。3.计算各轴转矩。Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m，TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N•m。4轴设计4.1轴设计步骤设计轴通常步骤为：选择轴材料、初步确定轴直径、轴结构设计。关键标准是：轴结构越简单越合理，装配越简单越合理。4.2轴结构设计图所表示为一级齿轮减速器中高速轴。轴上和轴承配合部份称为轴颈，和传动零件配合部份称为轴头，连接轴颈和轴头非配合部份称为轴身，起定位作用阶梯轴上截面改变部分称为轴肩。4.3按扭转强、合成强度及刚度计算这种方法是只按轴所受扭矩来计算轴强度。假如还受不大弯矩时，则采取降低许用扭转切应力措施给予考虑。而且应依据轴具体受载及应力情况，采取对应计算方法，并合适地选择其许用应力。在进行轴结构设计时，通常见这种方法初步估算轴径。对于不大关键轴，也可作为最终计算结果。经过轴结构设计，轴关键结构尺寸、轴上零件位置和外载荷和支反力作用位置均已确定，对于钢制轴，按第三强度理论，强度条件为：设计公式：（mm）轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超出许可程度，就会影响轴上零件正常工作，甚至会丧失机器应有工作性能。轴弯曲刚度是以挠度y或偏转角θ和扭转角ф来度量，其校核公式为：y≤[y];θ≤[θ];ф≤[ф]。式中：[y]、[θ]、[ф]分别为轴许用挠度、许用转角和许用扭转角。4.4各轴计算4.4.1高速轴计算1.查得C=118（低速轴弯矩较大），由公式取高速轴直径d=45mm。2.求作用在齿轮上力齿轮分度圆直径为齿轮所受转矩为齿轮作用力圆周力径向力轴向力水平支反力垂直支反力3画弯矩图a水平面内弯矩图M(b图)截面cb垂直面内弯矩图MC（c图）截面cC合成弯矩（d图）d画扭矩图（e图）又依据查得则e绘当量弯矩图（f图）4.4.2中间轴设计1.查得C=118（低速轴弯矩较大），由公式取高速轴直径d=60mm。2.求作用在齿轮上力齿轮分度圆直径为齿轮所受转矩为齿轮作用力圆周力径向力轴向力3.画轴计算简图并计算支反力(图a)水平支反力垂直支反力4.4.3低速轴设计1.查得C=118，由公式取高速轴直径d=75mm。2.求作用在齿轮上力齿轮分度圆直径为齿轮所受转矩为齿轮作用力圆周力径向力轴向力4.5轴设计和校核4.5.1高速轴设计初定最小直径，选择材料45δ钢，调质处理。取A0=112（不一样）则Rmin=A0=16.56mm。最小轴径处有键槽，Rmin’=1.07dmin=17.72mm。最小直径为安装联轴器外半径，取KA=1.7，同上所述已选择TL4弹性套柱联轴器，轴孔半径R=20mm。取高速轴最小轴径为R=20mm。因为轴承同时受径向和轴向载荷，故选择6300滚子轴承按国家标准T297-94D*d*T=17.25。轴承处轴径d=36mm，取L1=38+46=84mm,取挡圈直径D=43mm,取d2=d4=54mm,d3=67mm,d1=d5=67mm。联轴器用键：圆头一般平键。B*h=6*6,长L=91mm齿轮用键：同上。B*h=6*6,长L=10mm,倒角为2*45度4.5.2中间轴设计中间轴简图以下：初定最小直径dmin=20mm，选择6303轴承，d*D*T=25*62*18.25，d1=d6=25mm,取L1==26mm,L2=19，L4=120mm,d2=d4=35mm,L3=12mmD3=50mm,d5=30mm,L5=1.2*d5=69mm，L6=55mm齿轮用键：圆头一般键：b*h=12*8,长L=61mm4.5.3低速轴设计设计原理是选择初定最小直径和小轴径处有键槽，时选择圆头一般键。4.5.4高速轴校核因为减速器中，最轻易出现损坏轴为高速轴，故在进行轴校验时候，只需对高速轴进行校验。5联轴器选择5.1联轴器功用联轴器是将两轴轴向联接起来并传输扭矩及运动部件并含有一定赔偿两轴偏移能力，为了降低机械传动系统振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应含有一定缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。5.2联轴器类型特点刚性联轴器：刚性联轴器不含有赔偿被联两轴轴线相对偏移能力，也不含有缓冲减震性能；但结构简单，价格廉价。只有在载荷平稳，转速稳定，能确保被联两轴轴线相对偏移极小情况下，才可选择刚性联轴器。挠性联轴器：含有一定赔偿被联两轴轴线相对偏移能力，最大量随型号不一样而异。无弹性元件挠性联轴器：承载能力大，但也不含有缓冲减震性能，在高速或转速不稳定或常常正、反转时，有冲击噪声。适适用于低速、重载、转速平稳场所。安全联轴器：在结构上特点是，存在一个保险步骤（如销钉可动联接等），其只能承受限定载荷。当实际载荷超出事前限定载荷时，保险步骤就发生改变，截断运动和动力传输，从而保护机器其它部分不致损坏，即起安全保护作用。起动安全联轴器：除了含有过载保护作用外，还有将机器电动机带载起动转变为近似空载起动作用。5.3联轴器选择联轴器选择标准：转矩T：对中性：对中性好选刚性联轴器，需赔偿时选挠性联轴器；装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动联轴器；环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件联轴器；成本：相同条件下，尽可能选择价格低，维护简单联轴器；5.4联轴器材料半联轴器材料常见45、20Cr钢，也可用