木片自動整理壓緊機設計畢業(yè)設計計算說明書

1、哈爾濱商業(yè)大學畢業(yè)設計（論文）哈爾濱商業(yè)大學畢業(yè)設計（論文） 木木片片自自動動整整理理壓壓緊緊機機設設計計 學 生 姓 名 指 導 教 師 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學 院 輕工學院 graduation project (thesis) harbin university of commerce design on automatic settling and packing machine of wood chips student supervisor specialtymechanical design and manufacturing automation school li

2、ght industry college 畢畢業(yè)業(yè)設設計計（論論文文）任任務務書書 姓名： 學院：輕工學院 班級：2005 級 1 班專業(yè)：機械設計制造及其自動化 畢業(yè)設計（論文）題目： 木片自動整理壓緊機設計 立題目的和意義： 木片自動整理壓緊機 用于堆積散亂的木片的整理壓緊，方便遠程運輸及進一步 加工。學生通過該機器的設計，可在輸送帶設計、液壓系統(tǒng)設計、機械結(jié)構(gòu)設計和 控制系統(tǒng)設計等方面都得到必要的訓練，有利于保證教學基本要求，提高學生機電 液一體化水平。 技術要求與工作計劃： 技術要求：木片長 430mm、寬 52mm、厚 3mm； 整理成 100 塊一摞，5 摞一捆。 工作計劃： 1.

3、完成總體方案設計（根據(jù)主參數(shù)確定結(jié)構(gòu)參數(shù)，運動參數(shù)，動力參 數(shù)等） ； 2.完成總裝配圖； 3.液壓系統(tǒng)設計； 4.零件圖； 5.設計說明書。 時間安排： 13 周 畢業(yè)實習（搜集畢業(yè)課題資料） 45 周 總體方案設計（第一階段檢查） 611 周 結(jié)構(gòu)設計、完成裝配圖設計（第二階段檢查） 12 周 整理說明書 13 周 零件工作圖設計（第三階段檢查） 14 周 評閱、答辯 指導教師要求： 按計劃、按要求完成畢業(yè)設計。 （簽字） 年 月 日 教研室主任意見： （簽字） 年 月 日 院長意見： （簽字） 年 月 日 畢畢業(yè)業(yè)設設計計（論論文文）審審閱閱評評語語 一、指導教師評語： 指導教師簽字：

4、年 月 日 畢畢業(yè)業(yè)設設計計（論論文文）審審閱閱評評語語 二、評閱人評語： 評閱人簽字： 年 月 日 畢畢業(yè)業(yè)設設計計（論論文文）答答辯辯評評語語 三、答辯委員會評語： 四、畢業(yè)設計（論文）成績： 專業(yè)答辯組負責人簽字： 年 月 日 五、答辯委員會主任單位： （簽章） 答辯委員會主任職稱： 答辯委員會主任簽字： 年 月 日 摘 要 中國木工機械從改革開放以來得到長足發(fā)展，但很多木工機械機械產(chǎn)品仍需從 國外進口。有些是由于機器制造技術太高精尖，也有些在設計制造上并無難點，僅 僅是國內(nèi)還無此產(chǎn)品。本設計中的木片整理機就屬后者。此機器結(jié)合了輸送機，液 壓系統(tǒng)， plc 控制系統(tǒng)。 關鍵詞:木工機械；

5、整理機；輸送機；plc；液壓 。 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

6、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. 目 錄 摘 要.i abstract.ii 1 緒論.

7、1 1.1本設計目的及意義 .1 1.2工機械在國內(nèi)外的發(fā)展狀況 .1 1.2.1 木工機械概述 .1 1.2.2 國外木工機械的概況 .1 1.2.3 中國木工機械的現(xiàn)狀 .2 1.2.4 中國木工機械的發(fā)展趨勢及發(fā)展策略 .2 2方案設計 .3 2.1 設計參數(shù) .3 2.2 方案 .3 3設計計算 .4 3.1 輸送機 1 的選擇計算 .4 3.2 輸送機 2 的選擇計算 .6 3.3 液缸的選擇計算 .8 3.3.1 推送液壓缸的選擇計算 .8 3.3.2 側(cè)面擠壓液壓缸的選擇計算 .9 3.3.3 上面擠壓液壓缸的選擇計算 .11 3.4 步進電機的選擇計算 .11 4校核 .14

8、4.1 與調(diào)速電機相連的齒輪的校核 .14 4.2 與步進電機相連的齒輪齒條的校核 .17 4.3 輸送機 2 中與改向滾筒相連的軸的校核 .21 4.4 輸送機 2 中與傳動滾筒相連的軸的校核 .26 4.5 軸承的校核 .30 4.5.1 深溝球軸承 6202 的校核 .30 4.5.1 深溝球軸承 6203 校核 .31 5控制部分 .33 6技術經(jīng)濟計算 .34 6.1 成本核算 .34 6.2 利潤分析 .36 6.2.1 從生產(chǎn)廠家角度分析 .36 6.2.2 從客戶的角度分析 .36 結(jié)論.38 參考文獻.39 致謝.40 1 緒論 1.1 本設計目的及意義 為了方便薄木片的遠距

9、離運輸，木材廠都會將木片整理成捆，使其整齊堆放。 目前國內(nèi)薄木板的整理完全依靠手工操作。速度相當慢，而且占用人手。為了提高 生產(chǎn)效率及市場占有率，企業(yè)對木板自動整理機的有很大的需求。 由于木工機械制造業(yè)是為木材工業(yè)發(fā)展提供技術裝備的基礎性產(chǎn)業(yè)，是我國林 業(yè)經(jīng)濟發(fā)展的重要支柱產(chǎn)業(yè)。木工機械的發(fā)展也必將帶動木材工業(yè)及林業(yè)經(jīng)濟的同 步發(fā)展。 本設計的意義并不僅限于此，對我們來說，能將設計此機器作為機械專業(yè)的畢 業(yè)設計，其結(jié)合輸送機設計；運用了 plc 的液壓控制系統(tǒng)設計；傳動系統(tǒng)設計；機 架設計的復雜性，在很大程度上考驗了我們的實際動手操作的能力，對我們大學四 年來的學習進行最終得考查總結(jié)。 1.2

10、 工機械在國內(nèi)外的發(fā)展狀況 近年來，我國木工機械制造業(yè)有了長足發(fā)展，不僅能滿足國內(nèi)需求，而且還有 一部分產(chǎn)品遠銷國外。但對于一些高精尖產(chǎn)品，還需要從國外進口。甚至一些木工 產(chǎn)品的生產(chǎn)還依靠手工加工。隨著中國經(jīng)濟的持續(xù)高速發(fā)展、基本建設規(guī)模不斷擴 大和建筑裝飾行業(yè)穩(wěn)步發(fā)展，將有力地推動和促進木材加工機械市場的發(fā)展。因此， 探討新形勢下我國木工機械發(fā)展策略、研究木工機械技術發(fā)展方向和木工機械行業(yè) 走向世界的途徑，具有重要的現(xiàn)實意義。 1.2.1 木工機械概述 木工機械顧名思意就是為木工加工方面的用具以及機器。如：木工雕刻機、刨 花機、帶鋸機、電腦鏤花機、推臺立銑、數(shù)控鏤銑機等等。木工機械制造業(yè)是為

11、木 材工業(yè)發(fā)展提供技術裝備的基礎性產(chǎn)業(yè)，是各國林業(yè)經(jīng)濟發(fā)展的重要支柱產(chǎn)業(yè)。 1.2.2 國外木工機械的概況 一些發(fā)達國家和地區(qū)擁有高端的技術、高素質(zhì)技術人才、合理的產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)、完 善的市場體制及法律法規(guī)。如德國、中國臺灣、日本、美國在木工機械制造業(yè)一直 處于領先地位。 近幾年，國際木工機械行業(yè)的效益一直滑坡，發(fā)達國家木工機械企業(yè)、歐洲企 業(yè)的平均訂貨率都在減少，意大利多數(shù)企業(yè)產(chǎn)值減少，歐洲企業(yè)在裁員，整個國際 木工機械行業(yè)處于不景氣的狀況。 1.2.3 中國木工機械的現(xiàn)狀 我國木工機械制造業(yè)經(jīng)過 50 多年的發(fā)展，取得了令人矚目的成就，已成為木工 機械生產(chǎn)的大國，初步形成了門類齊全、具有相當規(guī)模

12、和一定水平的產(chǎn)業(yè)體系。已 經(jīng)建立了從教育、研究、開發(fā)、生產(chǎn)到銷售的完整體系。但是，與德國和意大利等 木工機械先進國家比較，我國的木工機械的產(chǎn)品質(zhì)量和總體技術水平還有較大的差 距，還存在著企業(yè)規(guī)模小、產(chǎn)品質(zhì)量良莠不齊、技術力量薄弱、產(chǎn)品標準化生產(chǎn)不 高、自主創(chuàng)新能力弱、自動化生產(chǎn)程度低、產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)不合理、國際競爭力不強等不 少問題。 1.2.4 中國木工機械的發(fā)展趨勢及發(fā)展策略 我國的木工機械行業(yè)正在經(jīng)歷一個由完全手工到半自動，并從半自動向更高的 全自動轉(zhuǎn)變的時期。 由于新技術的不斷出現(xiàn)和應用，木機行業(yè)的水平正以迅猛的勢 頭向前發(fā)展。傳統(tǒng)技術產(chǎn)品的市場份額正在逐漸減少，取而代之的是優(yōu)質(zhì)高效的自 動

13、和半自動機床。高精、高效是今后產(chǎn)品發(fā)展趨勢。 加入 wto 后，隨著國外先進的技術和設備的引進，中國木工機械裝備水平與 國外的差距逐步縮小，對國內(nèi)木工機械行業(yè)而言，挑戰(zhàn)與機會并存。 2 方案設計 2.1 設計參數(shù) 木片長約 430mm、寬約 45mm、厚約 3mm。 2.2 方案 原始木片混亂堆放，由人工加料，將木片抱放置于輸送機 1 上，多層木片經(jīng)過 刮板 1、2、3 后變?yōu)橐粚印Ｔ儆苫⌒螕醢宓淖饔?，使得只有一塊板進入輸送機 2。 輸送機 2 加速將木塊拋送之板框。當板框裝滿一格，由齒輪齒條帶動板框向一側(cè)運 動一格的距離，直到裝滿 5 格。由前液壓缸同時推到壓緊裝置壓緊，進行打包。如 圖 2

14、-1 1 1 2 2 3 3 1 1 2 2 圖 2-1 整理機原理圖 3 設計計算 3.1 輸送機 1 的選擇計算 1. 選擇帶寬 根據(jù)實際需要選用帶寬 b=650mm【1】。 2. 選擇帶速 輸送機的速度應盡量小，選用 v=0.25m/s【1】。 3. 輸送量 得最大輸送能力 q0=26.7m3/h【1】 。 4. 功率計算 （1）附加功率計算 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帶寬（mm） ； q膠帶上每米長度物料的重量（kg/m） 。

15、（2）傳動滾筒軸功率的計算 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傳動滾筒軸功率（kw） ； f托輥阻力系數(shù)。取 f=0.03； w除物料外，輸送機單位長度內(nèi)所有運動部件重量之和（kg/m） ； n附加功率（kw） 。 （3）電動機功率計算 nd= 3-3 0 * k n = 1 0.38 0.8 =0.475 式中：nd電動機功率（kw） ； k備用系數(shù)。取 k=1； n0傳動滾筒軸功率（kw） 。 傳動總效率

16、。對于 qdh 型電動滾筒取 =0.8【1】。 5.最大張力計算 sn = 3-4 0 102 (1) xn v x = 102 2.19 0.38 0.25 1.19 =285kg 式中： sn趨入點張力（kg） ； 查表 3-3-7 取 x=2.19【1】。 6.輸送帶層數(shù)計算 z= 3-5 * * n sm b = 285 10 65 224 =0.2 取 z=1 式中：z輸送帶帶芯層數(shù)（層） ； sn最大工作張力（kg） ； m安全系數(shù)。取 m=10； b輸送帶寬度（cm） 【1】 。 7.部件選用 （1）輸送帶 選用帶芯薄、重量輕、強力高、稱槽性好的薄型橡膠輸送帶。 查表 3-3-7

17、 選用尼龍帆布帶芯【1】。 （2）驅(qū)動裝置 選用功率為 0.6 千瓦的 qdh 型風冷式電動滾筒【1】。 （3）傳動滾筒 傳動滾筒為鋼板焊接結(jié)構(gòu)。 滾筒直徑 d=240mm【1】。 （4）改向滾筒 改向滾筒用作輸送帶的 900改向，900改向滾筒一般用于垂直拉緊裝置做改 向輪。 選用 164mm 作尾輪，164mm 作張緊輪，108mm 做改向輪【1】。 （5）托輥 選用平形上托輥，直徑為 60mm，托輥間距為 500mm【1】。 （6）頭架 平形輸送機頭部機架，帶面高 800mm【1】。 （7）尾架 選用直角尾架【1】。 （8）中間架 選用非標準中間架【1】。 3.2 輸送機 2 的選擇計算

18、 1. 調(diào)速電機的選擇計算 原理： a.所選調(diào)速電機的額定扭矩必須足以提供輸送機 2 滾筒傳輸?shù)呐ぞ亍?即。 tt 額傳 b.調(diào)速電機必須能提供輸送機所需的調(diào)速范圍。 2. 計算過程 a.滾筒外經(jīng) 60dmm 2 2/m s v 帶 3-7 2 2d v 帶 32200 60 23 10 rad s 200 30 30 3 636.9 min 3.14 r n b.每塊細長薄木板的重量為 ,15 0.03 500 kg m 3-8 , 2 d kgf mt 傳 式中： 為使用系數(shù)，為 ；k2 為重力加速度；g 為細長薄木板和輸送機 2 傳輸帶（橡膠）的摩擦系數(shù)，為 0.8f 3-9 , 2 d

19、 kgf mt 傳 160 2 0.03 10 0.81.44 2 10 n cm 根據(jù)表 3-1： ytj 系列單項電子調(diào)速電動機規(guī)格 規(guī)格 型號 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 頻率 hz50505050505050505050 額定 電壓 v 220220220220220220220220220220 額定 電流 a 0.150.20.30.40.711.21.522.7 額定轉(zhuǎn) 距 n.m

20、0.040.110.190.290.440.610.821.271.771.89 額定轉(zhuǎn) 速 r/min 1250125012501300130014001400135013501350 最大轉(zhuǎn) 距/額 定轉(zhuǎn) 距（倍） 1.71.71.81.81.81.81.81.71.71.7 堵距轉(zhuǎn) 距/額 定轉(zhuǎn) 距（倍） 0.70.70.80.80.80.80.80.70.70.7 堵轉(zhuǎn) 電流 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 電 機 參 數(shù) 運轉(zhuǎn) 電容

21、0.5uf/ 500v 1.4uf/ 500v 1.5uf/ 500v 2.5uf/ 500v 4uf/ 500v 7uf/ 500v 8uf/ 500v 8uf/ 500v 10uf/ 500v 10uf/ 500v 絕緣eeeeeeeeee 轉(zhuǎn)速 r/min 90-1200 90-1200 90-1200 90-1200 90-1200 90-120090-120090-120090-120090-1200 調(diào) 速 范 圍 調(diào)速 比 1:151:151:151:151:151:151:151:151:151:15 允許 轉(zhuǎn)距 120 0.0350.0450.0540.0630.1070.1

22、30.150.250.330.60 給定 轉(zhuǎn)速 1200 0.0410.120.150.270.410.520.70.941.151.89 電 子 調(diào) 速 參 數(shù) 轉(zhuǎn)速10101010101010101010 變化率 小于 圖表 3-1ytj 系列單項電子調(diào)速電動機規(guī)格 可選調(diào)速電機。 4 15 70 ytj 3.3 液缸的選擇計算 3.3.1 推送液壓缸的選擇計算 1.活塞桿上外部載荷 fw （1）工作載荷 fg 工作載荷 fg=木板與箱體底部摩擦力+木板與箱體側(cè)壁摩擦力 3-10 =5*0g =5*100gv 木 = 9 500 0.6 0.001 430 3 52 109.8 0.25

23、=49.3n 取 fg=50n【6】 (2)導軌摩擦載荷 ff 對于水平導軌 ff= 3-11 () n gf =0.004 (20)g =0.18n 式中：g運動部件所受重力。g 取 25n； fn外載荷作用于導軌上的正壓力（n） ；約為 20n 摩擦系數(shù)，查表 23.4-1 取 =0.004【6】。 （3）慣性載荷 fa計算 慣性載荷 fa=gv/gt 3-12 液缸往返時間 t21s 取 v=0.25m/s v速度變化量為 0.25m/s. t啟動或制動時間，一般機械取 t=0.2s 則 fa=250.25/（9.80.2）=3.3n 以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷 fw 起動加速時

24、：fw=fg+ ff +fa =50+0.18+3.3=53.48n 3-13 穩(wěn)態(tài)運動時：fw=fg+ ff =50.18n 3- 14 減速制動時：fw=fg+ ff fa=46.88n 3-15 作用于活塞桿上的載荷 f= fw/m 3-16 式中：m液壓缸機械效率，取 m=0.9【6】。 （4）作用于活塞桿上的載荷 f 作用于活塞桿上的載荷 f5kn 則由文獻六 p23-51得工作壓力0.8 1mpa 由工作壓力按表 23.4-5 選取 d/d=0.5 0.55 由表 23.6-106 選取 d=16mm d=32mm 的輕型拉桿式液壓缸【1】。 行程為 435mm 安裝型式為切向底座

25、 略圖如圖 3-1： 安裝型式圖 3-1 3.3.2 側(cè)面擠壓液壓缸的選擇計算 1.活塞桿上外部載荷 fw （1）工作載荷 fg 工作載荷 fg=木板與箱體底部摩擦力 3-17 =5g*+0 =5木*gv100 =5000.60.00143035210-99.80.25 =49.3n 取 fg=50n【6】 (2)導軌摩擦載荷 ff 對于水平導軌 ff=（g+fn） 3-18 =0.004（g+20） =0.18n 式中：g運動部件所受重力。g 取 25n； fn外載荷作用于導軌上的正壓力（n） ；約為 20n 摩擦系數(shù)，查表 23.4-1 取 =0.004。 【6】 （3）慣性載荷 fa計算

26、 慣性載荷 fa=gv/gt 3-19 液缸往返時間 t=10s 取 v=0.25m/s v速度變化量為 0.25m/s. t啟動或制動時間，一般機械取 t=0.2s 則 fa=250.25/（9.80.2）=3.3n 以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷 fw 起動加速時：fw=fg+ ff +fa =50+0.18+3.3=53.48n 3-20 穩(wěn)態(tài)運動時：fw=fg+ ff =50.18n 3-21 減速制動時：fw=fg+ ff fa=46.88n 3-22 作用于活塞桿上的載荷 f= fw/m 3-23 式中：m液壓缸機械效率，取 m=0.9【6】 （4）作用于活塞桿上的載荷 f 作

27、用于活塞桿上的載荷 f5kn 則由文獻六 p23-51得工作壓力0.8 1mpa 由工作壓力按表 23.4-5 選取 d/d=0.5 0.55 由表 23.6-106 選取 d=16mm d=32mm 的輕型拉桿式液壓缸【6】 行程為 250mm 安裝型式為切向底座 略圖如圖 3-2： 安裝型式圖 3-2 3.3.3 上面擠壓液壓缸的選擇計算 由于液缸向下進行擠壓木板，外載荷影響很小，依據(jù)之前的液缸可選擇最小的 缸徑。選擇液壓缸參數(shù)與前面的液壓缸參數(shù)相同。 安裝型式為前端方法蘭型式【6】。 行程為 60mm 略圖如圖 3-3： 安裝型式圖 3-3 3.4 步進電機的選擇計算 1.原理： a.步

28、進電機的靜轉(zhuǎn)矩大于板框運動時的最大轉(zhuǎn)矩。 b.步進電機要能提供所要求的步距角。 2.計算過程： a.最大轉(zhuǎn)矩出現(xiàn)在板框的五格均裝滿了細長薄木板。即 500 塊細長薄木板。 其重量為。 1 15kg m 板框重量計算如下： 已知 3 7.8 g cm 鐵 底板重量計算: 33 2 7.8 (430 337 5 1028 11 337 10 )m 6464.09886.461gkg 隔板（共有七塊）重量計算： 3 3 7 7.8 430 300 1 10m 7043.47.0434gkg 所以總重量為： 3-24 123 mmmm 156.461 7.043 28.504kg 故轉(zhuǎn)矩為， 3-25

29、 2 d mkmgf 式中： 為使用系數(shù)，為 2；k 為重力加速度；g 為細長薄木板與鑄鐵間的動摩擦系數(shù)，為。f0.15 即: 3-26 2 d mkmgf 1 40 2 28.504 10 0.1510 2 171.0241.71n cmn m b.設從輸送機 1 到輸送機 2 時，步進電機帶動板框運動一格需時間為 ， 1t 設細長薄木板從輸送機 1 過度到輸送機 2 所需時間為 。 2t 則它們必須滿足 。 12tt 因為 ， 所以 取決于 。 1 0.25m s v 帶2 2m s v 帶2t1v帶 已知板長 所以 3-27430lmm 2 1 l t v 帶 3 430 10 1.72

30、 0.25 s 故可取 。 1 1.5s t 那么板框移動一格需時間，1.5s 又每一格板框長為 , 57mm l 由此得出齒條速度 ， 3-28 , 1 l v t 齒條 57 38 1.5 mm s 進一步推出齒輪角速度 3-29 v r 齒條 齒輪 38 1.9 20 rad s 1 108.92 s 電機轉(zhuǎn)速 3030 1.9 18.152 min 3.14 r n 根據(jù)表 3-2 知： 表 3-2 電機型號 型號相數(shù) 步距角 靜轉(zhuǎn)距 電壓 電流 電阻 電感量 機身 長度 重量 配套驅(qū)動器 86hs350a三相 1.2 2.0nm 60v 6.0a 0.7 3.9mh 69mm 1.8

31、kg 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 可選步進電機型號為：86350hsb 根據(jù)知道每秒鐘該發(fā)出的脈沖數(shù)為：（個） 108.92 90.76791 1.2 n 其外形圖下： 電機外形圖 3-4 其外部接線圖如下： 電機外部接線圖 3-5 4 校核 4.1 與調(diào)速電機相連的齒輪的校核 1.選定齒輪類型、精度等級、材料 （1） 按輸送機 2 的要求，選用直齒圓柱齒輪傳動【7】。 （2） 輸送機 2 為一般工作

32、機器，速度不高，故選用 7 級精度。 （）gb1009588 【7】 。 （3） 材料選擇。由表選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 10 140cr280 大齒輪材料為 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 ，二者材料硬度差為 hbs45240hbs 。40hbs 選小齒輪齒數(shù) ，大齒輪齒數(shù) ；模數(shù)為 ，齒寬 1 20z 2 25z 2m ，則齒寬系數(shù)15bmm ， 4-1 1 d b d 15 0.3750.4 40 傳動比 【7】2 1 25 1.25 20 z u z 2.按齒面接觸強度校核 校核公式為 4-2 2 1 3 1 1 2.32 e dh ktzu d u 公式中各參數(shù)為： 為載荷系數(shù)；為小

33、齒輪上傳遞的最大轉(zhuǎn)矩；為齒寬系數(shù)； 為傳動比；k 1 t d u 為材料的彈性影響系數(shù)；為接觸疲勞許用應力。 e z h 確定公式中的各計算數(shù)值： （1）應為調(diào)速電機的額定轉(zhuǎn)矩，即 。 1 t 1 110ttn mm 額 （2）由表查得材料的彈性系數(shù) 。 106 1 2 189.8 e zmpa （3）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 1021d lim1 600 h mpa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 。 lim2 550 h mpa （4）計算應力循環(huán)次數(shù)： 假定工作壽命 15 年，每年工作 300 天，兩班制。則應力循環(huán)系數(shù)為 ，其中 為轉(zhuǎn)速； 為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一個齒面嚙合

34、的次數(shù)；為60 h nnjlnj h l 齒輪的工作壽命（單位為小時） 。且 ，那么1 1250 min r nn 額 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）由圖，根據(jù)相應的應力循環(huán)系數(shù)查得接觸疲勞壽命系數(shù) , 10 19 1 0.88 hn k 。 2 0.90 hn k （6）計算接觸疲勞許用應力： 4-5 1lim1 1 hnh h k s 4-6 2lim2 2 hnh h k s 取失效率為 。安全系數(shù) 則 1%1s 1lim1 1 0.88

35、 600 528 1 hnh h k mpa s 2lim2 2 0.9 550 495 1 hnh h k mpa s （7）計算載荷系數(shù)。 a.計算最大圓周速度： 4-7 1 60 1000 d n v 額 3.14 40 1250 2.6167 60 1000 m s b.計算齒寬與齒高之比 ： b h 15bmm 4-8() aa hhhc m (1 1 0.25) 24.5mm 則 15 3.33 4.5 b h 根據(jù) ， 級精度，由表查得動載荷系數(shù) ，直2.6167mv s 81081.15 v k 齒輪的齒間 載荷分配系數(shù)： 1 hf kk 由表查得使用系數(shù);1021 a k 由

36、表用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時104 。 1.161 150.4354 40 h k 由，查圖得3.33 b h h k 0.435410 131.03 f k 故載荷系數(shù) 4-9 avhh kk k kk 1 1.15 1 0.43540.5007 根據(jù) 4-10 2 1 3 1 1 2.32 e dh ktzu d u 其中應為，即 h 12 min, hh 495 h mpa 計算 1 d 2 3 0.5007 1101.25 1 189.8 2.327.69 0.41.25495 mm 所以取 ， 按齒面接觸疲勞 11 2 2040dmzmm 22 2 2550

37、dmzmm 強度設計滿足設計要求【7】。 3.按齒根彎曲強度校核 校核公式為 ： 4-11 1 3 2 1 2 fasa df y ykt m z 其中為載荷系數(shù)；為小齒輪上傳遞的最大轉(zhuǎn)矩；為齒寬系數(shù)；為齒形k 1 t d fa y 系數(shù)；為應力校正系數(shù)；為齒根彎曲疲勞許用應力。 sa y f 確定公式中各計算值： (1)由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎1021c 1 500 fe mpa 曲疲勞強度極限 ； 2 380 fe mpa (2)由圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) ， 。 10 18 1 0.82 fn k 2 0.81 fn k (3)計算彎曲疲勞許用應力。 4-12 11 1

38、 fnfe f k s 4-13 11 1 fnfe f k s 取彎曲疲勞安全系數(shù) ,則 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) 計算載荷系數(shù)k 4-14 avff kk k kk 1 1.15 1 1.031.1845 (5) 查取齒形系數(shù)。 由表查得 ； 。105 1 2.8 fa y 2 2.62 fa y (6) 查取應力校正系數(shù) 。 由表查得 ； 。105 1 1.55 sa y 2 1.59 sa y (7)計算大、小齒輪的并加以比較 。 fa

39、sa 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 所以大齒輪的數(shù)值大。代入校核公式中的應為 ， 4-15 1122 12 max, fasafasa ff yyyy 即 22 2 0.01895 fasa f yy (8)校核計算 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，所以滿足了按齒根彎曲疲勞強度的設計要求。 2m 按上述兩個要求設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接

40、觸疲勞強度，又滿足了齒 根彎曲疲勞強度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 【7】 4- dmz 17 11 2 2040dmzmm 22 2 2550dmzmm （2）計算中心距 【7】 4- 12 2 dd a 18 4050 45 2 mm 結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖（詳見零件圖） 4.2 與步進電機相連的齒輪齒條的校核 1.選定齒輪類型、精度等級、材料 （1） 按板框中齒輪齒條傳動的要求，選用直齒圓柱齒輪齒條傳動【7】。 （2） 板框中的齒輪齒條傳動為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度。 （ ） 【7】 。 gb1009588 （3） 材料選擇。

41、由表選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 10 140cr280 ；齒條材料為 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 ，二者材料硬度差hbs45240hbs 為 【7】 。 40hbs （4） 選小齒輪齒數(shù) ，根據(jù)板框的運動要求，齒條的長度應為 5 到 6 格 1 20z 板框長，由此推算齒條齒數(shù) ；模數(shù)為 ，齒寬， 2 46z 2m 25bmm 則齒寬系數(shù)，傳動比 【7】 1 25 0.625 40 d b d 2 1 20 d u d 2.按齒面接觸強度校核 校核公式為 4-19 2 1 3 1 1 2.32 e dh ktzu d u 公式中各參數(shù)為：為載荷系數(shù)；為小齒輪上傳遞的最大轉(zhuǎn)矩；為齒寬系數(shù)；k

42、1 t d 為傳動比；為材料的彈性影響系數(shù)；為接觸疲勞許用應力【7】。u e z h 確定公式中的各計算數(shù)值 （1）應為步進電機的額定轉(zhuǎn)矩，即 【7】 1 t 1 4000ttn mm 額 （2） 由表查得材料的彈性系數(shù) 【7】 。 106 1 2 189.8 e zmpa （3） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 1021d lim1 600 h ；齒條的接觸疲勞強度極限 【7】 。 mpa lim2 550 h mpa （4） 計算應力循環(huán)次數(shù)。 假定工作壽命 15 年，每年工作 300 天，兩班制。則應力循環(huán)系數(shù)為 ，其中 為轉(zhuǎn)速； 為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一個齒面嚙合的次數(shù)；60

43、 h nnjlnj 為齒輪的工作壽命（單位為小時） 。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） 由圖，根據(jù)相應的應力循環(huán)系數(shù)查得齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù) 10 19 【7】 。 1 1.15 hn k （6） 計算接觸疲勞許用應力。 取失效率為 。安全系數(shù) 則 1%1s 4-21 1lim1 1 hnh h k s 【7】 1.15 600 690 1 mpa （7） 計算載荷系數(shù)。 a.計算最大圓周速度： 4-22 1 60 1000 d n v 額 【7】 3

44、.14 40 18.152 0.037998 60 1000 m s b.計算齒寬與齒高之比 ： b h 24bmm 4-23 () aa hhhc m (1 1 0.25) 24.5mm 則 根據(jù) ， 級精度， 24 5.33 4.5 b h 0.037998mv s 8 由圖查得動載荷系數(shù) ，直齒輪的齒間載荷分配系數(shù)：1081.05 v k 1 hf kk 由表查得使用系數(shù);1021 a k 由表用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時104 。 1.208 240.7248 40 h k 由，5.33 b h h k 0.7248 查圖得10 131.03 f k 故載荷系數(shù)

45、 4-24 avhh kk k kk 【7】 1 1.05 1 0.72480.76104 (8)計算 根據(jù) 4-25 2 1 3 1 1 2.32 e dh ktzu d u 其中應為齒輪的接觸疲勞許用應力，即 h 690 h mpa 因為 所以 u 11 lim1 u uu uu 計算 1 d 2 3 0.76104 40001 189.8 2.3216.63 0.625690 mm 所以取 ， 按齒面接觸疲勞強度設計齒輪齒條滿足設計 11 2 2040dmzmm 要求【7】。 3.按齒根彎曲強度校核 校核公式為 ： 4-26 1 3 2 1 2 fasa df y ykt m z 其中為

46、載荷系數(shù)；為小齒輪上傳遞的最大轉(zhuǎn)矩；為齒寬系數(shù)；為齒形系k 1 t d fa y 數(shù)；為應力校正系數(shù)；為齒根彎曲疲勞許用應力【7】。 sa y f （1）確定公式中各計算值 1） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；齒條1021c 1 500 fe mpa 的彎曲疲勞強度極限 【7】 。 2 380 fe mpa 2）由圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 【7】 。 10 18 1 1.0 fn k 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) ,則 1.4s 4-27 11 1 fnfe f k s 【7】 1.0 500 357.14 1.4 mpa 4） 計算載荷系數(shù)k 4-28 avff kk k

47、 kk 【7】 1 1.05 1 1.031.0815 5） 查取齒形系數(shù)。 由表查得 【7】 。105 1 2.8 fa y 6） 查取應力校正系數(shù) 。 由表查得 【7】 。105 1 1.55 sa y 7） 計算齒輪的 。 fasa f y y 11 1 2.8 1.55 0.01482 292.86 fasa f yy 代入校核公式中的應為 即 11 1 fasa f yy 0.01482 8）校核計算 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，所以滿足了按齒根彎曲疲勞強度的設計要求

48、【7】。 2m 按上述兩個要求設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎 曲疲勞強度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 【7】 4- 11 dmz 29 2 2040mm （2）計算中心距 4-30 * 1 2 a dmh a 【7】 402 1 21 2 mm 5結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖（詳見零件圖） 4.3 輸送機 2 中與改向滾筒相連的軸的校核 1.選擇軸材料，確定許用應力 材料選用為 45 鋼，正火處理。 查表得，材料強度極限 ；對稱循環(huán)狀態(tài)下許用應力為 600 b mpa 【7】 。 1 55 b mpa 2.計算基本直徑 min d

49、 4-31 3 min0 p da n 式中 , 為軸傳遞的功率，為軸的轉(zhuǎn)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 則 33 min0 0.015 1202.96 1000 p damm n 取 【7】 。 min 17dmm 3.繪制結(jié)構(gòu)簡圖（如下圖） 滾筒安裝結(jié)構(gòu)圖 4-1 3. 各零件裝配方案及固定方式 表 4-1 軸向固定 零件裝配方案 左右 周向固定 左套筒從左裝入焊接到擋板焊接到擋板 左軸承從右裝入左套筒左軸圈過盈 滾筒從左裝入左軸圈軸肩鍵 齒輪從右裝入軸肩右軸圈鍵 右軸承

50、從右裝入右軸圈右套筒過盈 右套筒從右裝入焊接到擋板焊接到擋板 5.確定各段直徑和軸段長度（如下圖） 圖 4-2 a.確定各軸段直徑 段： ，估算。 1 1 17dmm 段： ，根據(jù)軸承安裝直徑?jīng)Q定。 2 2 20dmm 段： ，大于，安裝滾筒處的尺寸盡量圓整。 3 3 26dmm20mm 段： ，便于軸向固定滾筒和齒輪。 4 4 28dmm 段： ，大于，安裝齒輪處的尺寸盡量圓整。 5 5 20dmm20mm 段： ，與輕系列深溝球軸承配合。 6 6 17dmm6203 b.確定各段軸長 段： ，根據(jù)輕系列深溝球軸承的寬度決定。 1 1 13lmm6203 段： ，由于它不是一個很重要的尺寸，

51、所以在滿足滾筒長度盡量大以增 2 2 3lmm 加摩擦力時，其長度盡量短。 段： ，是重要的尺寸，在滿足之后軸承寬度等尺寸前提下盡量大。目 3 3 33.5lmm 的是摩擦力大，保證能帶動細長薄木板。 段： ，由于它不是一個很重要的尺寸，在滿足之后軸承寬度等尺寸前 4 4 2.5lmm 提下盡量小。 段： ，根據(jù)齒輪的寬度確定。為能方便安裝齒輪和對齒輪起到充分的 5 5 12lmm 軸向固定，該段長度應小于齒輪寬度的。即 。24mmmm 5 315312lbmm 段： ，根據(jù)齒輪的安裝要求和軸承的寬度決定。 6 6 17lmm c.各支承點間距 3 2 1233.5 325.75 2222 a

52、b bl llmm 軸承 3 4 33.515 2.526.75 2222 bc lb llmm 1512 114.5 2222 cd bb llmm 軸承 軸圈 6.各段軸直徑、長度確定后，即軸的結(jié)構(gòu)尺寸設計完成。是否能用，還需再校核危 險截面，最后做結(jié)論。因為輸送機 2 中的軸是一般工作機上的軸，不需要精確校核， 主要是據(jù)設計的結(jié)構(gòu)尺寸，按彎扭組合強度校核。 1)受力分析 a.圓柱直齒輪 該軸上的扭矩為： 21 1.25 110137.5tutn mm 圓周力 ： 4-32 2 2 2 t t f d 2 137.5 5.5 50 n 徑向力： 4-33 tan rt ff 【7】 5.5

53、 tan202.0n b.滾筒上的力 因為滾筒上有帶，類似于帶傳動，所以其上的力可仿照帶設計。v .確定計算功率1 ca p 由表查得工作情況系數(shù) 故871.1 a k 4-34 caa pk p 【7】 1.1 1516.5w .計算帶的根數(shù)2 計算單根帶的額定功率 。 1 r p 由主動滾筒直徑 和其最大轉(zhuǎn)速 查表 1 60 d dmm 1 2 1250 1000 min 1.25 n r n u 知道，應仿照型帶設計。運用插值法得其基本額定功率 84az ；額定功率增量 。 0 0.180.14 0.14(6056)0.163 6356 pkw 0 0.00pkw 由查表得包角修正系數(shù)

54、. 180 851.00k 由帶的基準長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 【7】 00 ()0.163 1 1.0450.17 rl pppkkkw 170w 計算帶的根數(shù) 2 z 4-35 ca r p z p 取 1 根【7】。 16.5 0.09 170 計算單根帶的初拉力的最小值3 0 min f 由表得帶的單位長度質(zhì)量 ，且?guī)У淖畲笏俣葹?30.02 kg q m 4-36 12 max 60 1000 d d n v 帶 3.14 60 1000 3.14 60 1000 m s 所以

55、2 0max min max (2.5) 500 ca kp fqv k zv 帶 帶 4-37 2 2.5 1 5000.02 3.144.137n -3 （）16. 5 10 1 1 3. 14 應使帶的實際初拉力 【7】 00 min ff 計算壓軸力4 p f 壓軸力的最小值為 4-38 min0 min ()2sin 2 p fz f 180 2 1 4.137 sin8.274 2 n 取壓軸力 【7】 。10 p fn 2）求支反力 a.水平面內(nèi) :對取矩得，即 有d0 d m 即(25.7526.75 14.5)14.5 aht ff 得 (25.7526.75 14.5)5.

56、5 14.5 ah f1.19 ah fn 由得，0 i f 5.5 1.194.31 dhtah fffn b.垂直面內(nèi)：對取矩得，即 有 d 0 d m (25.7526.75 14.5)14.5(26.75 14.5) avrp fff 即 得(25.7526.75 14.5)2 14.5 10 (26.75 14.5) av f6.59 av fn 由 得 【7】 0 i f 1026.595.41 dvprav ffffn 3）求危險面彎矩，并繪制彎矩圖（如下圖） 圖 4-3 由彎矩圖判斷，截面是危險截面。 。由于b189.5861 b mn mm137.5 b tn mm 該輸送機

57、常啟動停車，所以扭矩為脈動扭矩，故取折合系數(shù) 為。于是0.6 4-39 22 () ebb mmt 【7】 22 172.437(0.6 137.5)191.1564n mm 4）強度校核 根據(jù)公式 其中為軸的抗彎曲截面系數(shù)（此處近似計算，可以忽略鍵槽） e ca m w w ， 為 。于是 333 0.10.1 261757.6wdmm 4-40 e ca m w 191.1564 0.1088 1757.6 mpa 1 55 b mpa 所以軸的強度足夠【7】。 4.4 輸送機 2 中與傳動滾筒相連的軸的校核 1.選擇軸材料，確定許用應力 材料選用為 45 鋼，正火處理。 查表得，材料強度

58、極限 ；對稱循環(huán)狀態(tài)下許用應力為 600 b mpa 1 55 b 【7】 。mpa 2.計算基本直徑 min d 計算公式為 ， 4-41 3 min0 p da n 式中 , 為軸傳遞的功率， 為軸的轉(zhuǎn)速因為 所以 6 3 0 9.55 10 0.2 t a pn 2 1 60 1 60 d d d i d 。查表得 ，又 。1000 min r nn 傳主 153 0 120a 150.015pwkw 則 33 min0 0.015 1202.96 1000 p damm n 取 【7】 。 min 13dmm 3.繪制結(jié)構(gòu)簡圖（如下圖） 圖 4-4 4. 各零件裝配方案及固定方式 表

59、4-2 軸向固定 零件裝配方案 左右 周向固定 左軸承從左往右軸肩過盈 滾筒從左往右過盈 右軸承從右往左軸肩過盈 5.確定各段直徑和軸段長度（如下圖） 圖 4-5 a.確定各軸段直徑 段： ，估算。 1 1 13dmm 段： ，與輕系列深溝球軸承配合。 2 2 15dmm6202 段： ，根據(jù)深溝球軸承安裝尺寸決定。 3 3 19dmm6202 段： ，由滾筒的外徑?jīng)Q定。 4 4 30dmm 段： ，根據(jù)深溝球軸承安裝尺寸決定。 5 5 19dmm6202 段： ，與輕系列深溝球軸承配合。 6 6 15dmm6202 段： ，估算。 7 7 13dmm b.確定各段軸長 段： ，根據(jù)傳動滾筒張

60、緊裝置確定。 1 1 25lmm 段： ，根據(jù)深溝球軸承的寬度確定。 2 2 11lmm6202 段： ，不是重要的尺寸，只要滿足深溝球軸承軸向定位就可以。 3 3 2lmm6202 段： ，由于它不是一個很重要的尺寸，根據(jù)軸承寬度和傳動滾筒寬度 4 4 27lmm （其寬度盡量大，以得到足夠大的摩擦力，保證能帶動細長薄木板）確定。 段： ，不是重要的尺寸，只要滿足深溝球軸承軸向定位就可以。 5 5 2lmm6202 段： ，根據(jù)深溝球軸承的寬度確定。 6 6 11lmm6202 段： ，根據(jù)傳動滾筒張緊裝置確定。 7 7 25lmm c.各支承點間距（如下圖） 24 3 1127 221 2