工件輸送機的結構設計

題目：工件輸送機的結構設計

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摘要

二十一世紀是個科學技術以及工業(yè)高速發(fā)展的時代，競爭越來激烈，一個企業(yè)

要想在激烈的市場競爭中得以生存，就不斷地開發(fā)新的技術，不斷創(chuàng)新，走低消耗，

提升企業(yè)的生產效率的，要不斷地改善生產線，引進高新技術，例如自動化生產線。

在生產過程中，物料的移動伴隨著生產活動貫穿整個生產過程，直到成品的輸出。

在一般情況下，生產活動包括四個基本環(huán)節(jié)：加工裝備、搬運、停滯和檢驗。但是

人們往往只注重加工環(huán)節(jié)而忽略搬運輸送等方面，然而搬運輸送環(huán)節(jié)卻對生產效率

有著重要的影響。根據統(tǒng)計，整個生產活動周期中，加工作業(yè)時間占用比例比較小，

大部分時間都用在物料的儲存、裝卸和搬運等。若要縮短生產活動周期的時間，就

應同時改善加工、檢驗、搬運和停滯環(huán)節(jié)，尤其是搬運環(huán)節(jié)。雖說加工是作為制造

生產價值的主要任務，但加工環(huán)節(jié)對整個系統(tǒng)的生產周期并無顯著作用。據了解，

在總經營費用中，有20%~50%是物料搬運的，如果能夠合理的設計搬運流程，可將

這筆費用降低10%~30%?科學合理的物料輸送系統(tǒng)是企業(yè)技術先進程度的重要標志

之一。在工業(yè)發(fā)達的國家中，企業(yè)非常重視工廠的物料輸送系統(tǒng)設計及規(guī)劃，如物

料在生產過程中用到的搬運設備和路線。一個合理的輸送系統(tǒng)設計將有利于減少企

業(yè)的生產成本，提高經濟效益。

關鍵詞：輸送機結構設計機械傳動

［鍵入文檔標題］

Structuredesignofworkpiececonveyor

Abstract：21stcentury,aneraofrapiddevelopmentofscienceandtechnologyaswellas

industry,growingcompetition,acompanywantstosurviveinthefiercecompetitionin

themarket,wemustcontinuetodevelopnewtechnologies,innovative,lowconsumption,

enhancetheproductivityofenterprises,toimproveconstantlytheproductionline,the

introductionofhigh-tech,suchasautomatedproductionlines.Intheproductionprocess,

materialmovesalongwithproductionactivitiesthroughouttheentireproductionprocess,

untilthefinishedproductoutput.Typically,productionactivitiesconsistoffourbasic

aspects:processingandtestingequipment,handling,stagnation.Butpeopletendtofocus

onaspectsofprocessingratherthanhandlingconveyor,howeverhandlingtransportlinks

buthasanimportantinfluenceonproductivity.Accordingtostatistics,theentire

productioncycle,lessprocessingtimethan,withmostofthetimeinstorage,handling

andtransportationofmaterials,transport,andsoon.Toshortentheproductioncycletime,

itshouldimprovetheprocessing,inspection,handlingandstagnantaspect,especially

transportlinks.Processingisthemaintaskasthevalueofmanufacturingproduction,

processingproductioncycleandhadnosignificanteffectontheoverallsystem.Itis

understoodthatintotaloperatingexpenses,thereare20%?50%materialshandling,if

rationaldesignandhandlingprocesses,lessonswillthisexpensereduced10%?30%.

Scientificandrationalmaterialhandlingsystemisanimportantsymboloftechnological

sophistication.Inindustrializedcountries,enterprisesattachgreatimportancetothe

plant'smaterialsystemdesignandplanning,suchasmaterialhandlingequipmentusedin

theproductionprocessandroute.Areasonabledeliverysystemdesignwillhelpreduce

theproductioncost,andincreaseeconomicefficiency.

Keywords:ConveyorInstitutionaldesignMechanicaltransmission

II

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目次

摘要.....................................................................I

Abstract.................................................................................................................................II

1緒論....................................................................1

1.1輸送機簡介..........................................................1

1.2輸送機的發(fā)展趨勢...................................................1

1.3機構設計方案比較及選擇.............................................1

1.4選定設計方案的介紹.................................................3

2連桿機構的設計..........................................................4

2.1連桿設計的基本問題..................................................4

2.1.1設計內容........................................................4

2.1.2執(zhí)行機構的選擇..................................................4

2.1.3機構中各構件尺寸的設計..........................................4

2.2連桿構件的運動速度以及加速度分析...................................7

2.2.1機構運動速度的分析..............................................7

2.2.2機構運動加速度的分析............................................8

2.3校鏈連桿機構動態(tài)靜力的分析.........................................10

2.3.1確定各構件的慣性力和慣性力偶矩................................10

2.3.2機構動態(tài)靜力分析...............................................11

2.4桿件的強度計算校核.................................................13

2.4.1機構材料和橫截面的選擇........................................14

2.4.2桿件之間的聯結以及強度校核....................................14

3傳動方案設計和電動機的選取.............................................17

3.1傳動裝置...........................................................17

3.1.1傳動方案設計..................................................17

［鍵入文檔標題］

3.1.2機械效率估算...................................................18

3.1.3電動機的類型...................................................18

3.1.4電動機功率的計算...............................................18

3.2傳動比的計算分配..................................................19

3.2.1總的傳動比.....................................................19

3.2.2確定減速器各級傳動比...........................................19

3.3各級傳動以及動力參數計算..........................................20

3.3.1各軸轉速的計算.................................................20

3.3.2各軸功率的計算................................................20

3.3.3各軸轉矩的計算................................................20

4減速器主要零部件設計和聯軸器選擇......................................21

4.1齒輪減速器的設計..................................................21

4.1.1齒輪減速器主要傳動零件設計...................................21

4.1.2軸結構及尺寸的設計............................................29

4.1.3滾動軸承的選取................................................41

4.1.4鍵的選擇和連接強度計算.......................................42

4.2減速器的潤滑和密封................................................43

4.2.1減速器的潤滑..................................................44

4.2.2減速器的密封..................................................44

4.2.3減速器箱體設計.................................................44

4.3聯軸器的選擇......................................................45

5機架的設計.............................................................46

5.1機架材料的選擇....................................................46

5.2機架上的附件設計..................................................46

6結論...................................................................48

致謝...................................................................49

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參考文獻.................................................................50

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1緒論

1.1輸送機簡介

輸送機在工業(yè)生產過程中的應用越來越廣泛，不但節(jié)約了不少人力物力財力，

還能夠大大地提高了工業(yè)生產效率。輸送機的種類有很多種，在機械生產過程中，

我們經常見的傳輸機有帶式輸送機、螺旋輸送機、垂直輸送機（升降機）、刮板輸送

機、懸掛式輸送機、鏈條式輸送機、還有滾筒輸送機等。根據工程的要求以及輸送

的材料或工件不同，選擇的輸送機也就不同。每一種輸送機都有自己獨特的功能。

例如，螺旋輸送機適用于輸送顆粒狀或粉末狀物料；皮帶輸送機適用于煤或糧食等

散料；刮板輸送機主要用于輸送以流動物料。每一種輸送機工作場合都有一定的局

限。在生產中，需要輸送體積及重量稍大的工件時，這些輸送機便達不到作業(yè)的要

求了，生產線上輸送箱體類的物料，用帶式輸送機或滾筒輸送機靠摩擦力傳送，容

易發(fā)生打滑、工件相互碰撞等現象，這就需要研制新的輸送機來滿足這一要求，如

步進式輸送機，工件在機體的導軌上脈沖式運動，互相之間有一定的間歇，不僅不

會發(fā)生工件之間的碰撞，而且使工件卸載到下一工序有一定的卸載時間，生產線才

能夠有序的進行。

1.2輸送機的發(fā)展趨勢

1）向大型化的輸送機方向發(fā)展。大型化包括輸送機的輸送能力、輸送的距離以

及傾斜度更大等方面。

2）擴大輸送機的使用范圍。發(fā)展能夠在高溫、低溫環(huán)境條件下、有腐蝕性、放

射性、易燃性物質的環(huán)境中工作的，以及能輸送熾熱、易爆、易結團、粘性的物料

的輸送機。

3）設計出能夠滿足物料搬運系統(tǒng)自動化控制對單機提出的輸送機構造。比如郵

局所里用到的自動分揀貨物的小車式輸送機應能夠完成分揀動作的要求等。

4）降低能量消耗以節(jié)約能源已成為輸送技術領域內科研工作的一個重要方面。

將1噸物料輸送1公里所消耗的能量作為輸送機選型的重要指標之一。

5）降低各種輸送機在工作時所產生的煙塵、噪音以及廢氣的排放。

1.3機構設計方案比較及選擇

經查閱相關書籍，根據機構設計以及工件輸送機工作方式的要求，得出以下的

四個方案：

方案一：直接用對心曲柄滑塊機構實現預定運動。通過異步電動機提供動力，

通過傳動裝置，曲柄做圓周運動，實現對心曲柄滑塊機構往復運動，實現傳送，如

圖1T所示。

1

［鍵入文檔標題］

圖1-1對心曲柄滑塊機構

方案二：采用六桿機構實現預定運動。用異步電動機提供動力，傳動裝置跟方

案一相同，實現六桿機構往復運動，如圖1-2所示。

方案三：運用齒輪齒條機構實現預定運動。動力，傳動裝置同前兩方案，一個

與上下齒條同時嚙合的齒輪有曲柄驅動作往復運動，下齒條固定不動，上齒條固定

在撥桿上，齒輪可帶動撥桿作行程較大的往復運動，如圖1-3所示。

往復運動。

在這四個方案中，方案一的機構設計計算簡單，橫向尺寸較大，傳動性能，工

作行程有限且速度平穩(wěn)性能不高。方案二為六桿機構，相對四桿機構而言，使用多

2

［鍵入文檔標題］

桿機構可達目的：可獲得較小的運動所占空間，取得有利的傳動角；可獲得較大的

機械利益；其在接近機構死點時，具有很大的機械利益；改變從動件的運動特性；

實現機構從動件帶停歇的運動;擴大機構從動件的行程,使機構從動件的行程可調；

實現特定要求下的平面引導，結構可靠。方案三對齒輪和齒條的制造精度要求較高，

加工起來比較復雜，而且齒輪齒條為高副接觸，容易磨損，磨損后會影響到傳動的

平穩(wěn)性，產生振動及噪音。方案四液壓缸執(zhí)行元件易實現直線往復運動，能輸出較

大的力，但不宜用于遠距離傳送，不能滿足擴大行程的要求，且液壓傳動系統(tǒng)成本

相對較高。經過比較，最終采用方案二，六桿機構實現預定運動。在設計的過程中，

機構部分和傳動裝置部分的設計分析及為重要。

1.4選定設計方案的介紹

工件輸送機是在生產過程中輸送物料的設備，它是由電動機提供動力，通過傳

動裝置實現執(zhí)行機構驅動滑架做往復直線運動來移動工件。工作行程時，滑架上的

推爪將工件向前推動一個步長的距離，此時滑架返回運動，由于推爪與軸之間裝有

彈簧，當推爪從工件下底面滑過，這時工件保持不動，當滑塊再向前推動時，推爪

己經復位并推動下一個工件往前移，如此往復，工件不斷前移。

選題意義：工件輸送機在自動化流水線上得以充分運用，能夠提高生產線的生

產效率，減輕勞動強度，保障工人的生命安全，為實現車間無人化提供可靠的條件。

3

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2連桿機構的設計

2.1連桿設計的基本問題

連桿機構設計是根據給定的條件來選定機構的形式，確定各個構件的尺寸，也

要滿足結構條件（曲柄，桿長的比值等）、動力要求（傳動角）以及運動的連續(xù)性條

件等。

2.1.1設計內容

工件輸送機的特性為：推力F=3000N,步長S=360mm,往返次數65r/min,高度

800mm,寬度250mm,行程系數K=l.25,其擺角①=45°,使用期15年，每天兩班的

工作制，工作機構的效率為0.95,最小傳動角240°。

2.1.2執(zhí)行機構的選擇

曲柄搖桿機構結構簡單，容易實現，能滿足生產要求，且工作可靠，不存在高

副機構，故選取曲柄搖桿機構為最終執(zhí)行機構，曲柄是聯接傳動裝置的輸出端，做

周轉運動，經過連桿使得擺桿做搖擺運動，推動桿推動滑塊做水平運動。有利于潤

滑，可以承受較大的負荷，而且運動副形狀都比較簡單；還可以礦大行程，但機械

傳遞效率較低。機構簡圖如圖2-1所示，其自由度F=3n-（2pl+p2）=3x5-

（2x7+0）=1,故只需一個原動件。

1-執(zhí)行機構2-減速器3-電動機4、5-聯軸器6-曲柄

圖2-1曲柄搖桿機構

2.1.3機構中各構件尺寸的設計

1）由圖2T的機構簡圖，可先通過錢鏈四桿機構分析，用解析法求此類問題，主

要是利用機構在極位時的特征，如圖2-2所示。而兩極位時有△C1AC2存在，利用余

玄定理整理后有

4

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(1+COS0)a24-(1—COS0)/?2=y(2-1)

式中:g=CtC2=2csinG)。

圖2-2機構運動到兩極位圖

設已知行程速度變化K(或者極位夾角0)、搖桿長度C、擺角6以及曲柄的長

度a(或者連桿的長度b),由式(2-1)即可解得連桿長度b(或者曲柄長度a)。再

求機架的長度。

coskp=(g2+4ab)/［2g(Z?+a)］(2-2)

Y=90°-ip-(p/2(2-3)

d={(b+a)+c2—2(b+a)c義cosy(2-4)

在設計受力較大的有急回運動的曲柄搖桿機構時，一般希望機構的最小傳動角

有最大值，可以查搖桿擺角和行程系數的曲線圖來進行設計。如果已知行程速度變

化系數K和搖桿的擺角中的曲線圖獲得B的值，再計算各桿件的相對長度：

a/b=sin(p/2)sin(。/2+0)/cos(<p/2—0/2)(2-5)

b/d=sin(夕/2)cos(。/2+/?)/sin(^/2—。/2)(2-6)

(c/d)2=(a/d+b/d)+1-2(a/d+b/d)cosp(2-7)

選定機架的長度d或者曲柄的長度a,即可求各桿的絕對長度。

通過設計內容給出的擺角中=45°、行程系數K=1.25和步長S=360mm,現取曲

柄的長度為AB=a=120mm。查文獻［1］行程速度變化系數K和搖桿和擺角中的曲線圖，

取8=52°代入上幾式得

180°x(K-l)180°x(1.25-1)

un=-----------------=20°

(K+l)(1.25+1)

5

［鍵入文檔標題］

asin22.5°xsin(10°+52°)

-=-------------------------------i=o346

dcos(22.5°-10°)

bsin22.5°xsin(10o4-52°)

-=--------------------------------=o83

dsin(22.5°-10°)

(c/d)2=(0.346+0.83)2+1-2(0.346+0.83)cos52°=0.93

已知AB=a=120,貝UAD=d=347,BC=b=288,CD=c=335。因為a+d<b+c,所以較

鏈四桿機構存在曲柄的要求。

2)如圖2-3所示，步長S=360,擺角6=45°可得DE=470,故可得機構中各桿件

的長度,如表2-L所示。

表2-1各桿的長度

桿件長度/mm

AB120

BC290

CD335

DE470

CE135

EF200

機構運動過程中，傳動角丫的大小是不斷變化的，為了保證機構有較好的傳動

力的性能，應使傳動角不小于40°。

對于曲柄搖桿機構，最小傳動角出現在主動曲柄與機架共線的位置處，見圖

2-4所示。工作時，曲柄AB會隨著傳動系統(tǒng)輸出軸作圓周運動，通過連桿BC驅動

搖桿DE以固定較鏈為圓心搖動，自由端運動至右極限E2的位置，輸送爪將工件推

6

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送一個步長距離后，搖桿DE再向左運動至左極限Ei位置，完成一個工作循環(huán)。

圖2-4最小傳動角位置處

29()2+3352-(350-120)2

Vmin=匕BCD=arccos=42.44°>40°；故滿足。

2X290X335

2.2連桿構件的運動速度以及加速度分析

2.2.1機構運動速度的分析

根據運動的往返次數N=65r/min以及步長S=360mni,可以得出工件的平均速度

36X65

v0=°^=0.78m/So由參考文獻［9］有

60

1）點B的速度

v=LABx3AB=0-12x竺=0.13m/s

B60

方向垂直于AB,指向與31的轉向一致。

2）點C的速度由于點C和點B在同一根構件上的點，則有

Vc=+VCB

速度方向都已知，有兩速度大小未知數，作速度多邊形求出，設定P點為速度

多邊形的起點，B點的速度用Pb表示，再分別從B、P作be表示CB的速度，pc代

表C點的速度，如圖2-5所示。

圖2-5速度矢量分析圖

7

［鍵入文檔標題］

速度比例尺為0.000065(m/s2)/mm得：

vc=0.00065x217.01=0.176m/s

vCB=0.00065x84.23=0.055m/s

3)點E速度因為點E和點C同在桿件3上，所以角速度相等。

lDE470

I7E=j—xVQ-335x0.176=0.247m/s

4)F點的速度

—%+PFE

方向〃FE±DE±FE

大小9V?

Vp=0.00065x246.48=0.16m/s

vFE=0.00065x298.41=0.194m/s

5）各桿件的角速度

vCB0.055

O)2=0.19rad/s

Vc0.176

o）3=廠=---=0.525rad/s

（CD

v0.194

儂4=-EF==0.97rad/s

‘EFnU.N9

2.2.2機構運動加速度的分析

機構的運動加速度分析跟速度分析方法相同的，也是要先求出B、C、D和F點

的加速度，然后再求桿件的角加速度。

1）B點的加速度QB

2

12/65\

an=°-X(而)2

劭—BA~ZABx3/=0.141m/s

加速度方向由B向Ao

2）C點的加速度由C點相對D、B點的運動關系得

ac=?CDn+aCDT

二aB+aCBn+aCBT

方向C玲B±CDB玲ACOB±CB

大小?JICBM?9

式中有兩加速度還未確定，作速度多邊形合成求解。取P點做加速度多邊形,

8

［鍵入文檔標題］

圖2-6C點的加速度矢量分析圖

由加速度比例尺為4=0.141/200=0.00071(m/s2)/mmo得

2

ac=117.1x0.00071=0.083m/s

r2

aCD=72.45x0.00071=0.051m/s

T2

aCB=90.71x0.00071=0.064m/s

2

aS2=152.09x0.00071=0.108m/s

3)點E的加速度點E和點C都在桿件DE上，則有

,DE470,,

<ZE=j—xtic=335x0.083=0.116m/s

4)點F的加速度根據點F相對點E的運動關系有

Up=?E+aFEn

+aFET

方向水平向右VFfE1FE

大小(2?

?VZEFD4

式中有兩個未知數，作速度多邊形合成求解，如圖2-7所示。

9

［鍵入文檔標題］

圖2-7點F加速矢量分析圖

由加速度比例尺得

2

aF=530.08X0.00071=0.376m/s

r2

aFE=312.06x0.00071=0.222m/s

5）各桿件的角加速度

T

aCB0.064,

a2=-^T=-029-=°-221rad/S

T

aCD0.051.

a3=-Z^=0335=0152rad/5

GEF，0.222

或4=一==l.Hrad/s92

‘EFU?N

2.3錢鏈連桿機構動態(tài)靜力的分析

動態(tài)靜力分析在工程中常用到的一種方法，它是利用達朗貝爾原理把慣性力和

外力作用在機構的相應構件上，用靜力平衡的條件計算出各個運動副中的反作力以

及原動件上的平衡力。進行動態(tài)靜力分析的步驟：

1）求出各構件的慣性力，并且將它們看成為是外力作用于產生這些慣力的構件

上；

2）然后利用靜定條件把機構分解成若干個構件組和平衡力作用的構件；

3）對力的分析次序一般是從距離受到平衡力作用的構件最遠的構建組開始，然

后逐步推算到平衡力作用的構件。

2.3.1確定各構件的慣性力和慣性力偶矩

要想進行機構的動態(tài)靜力分析，則需要計算出每個構件的慣性力，但是機構中

的各構件尺寸、質量以及轉動慣量等參數還未確定，根據經驗初步設定各構件的質

量和轉動慣量的參數，從而進行各構件的靜力分析，并在此基礎上對各構件進行強

度驗算，接著根據強度驗算所得的結果對構件尺寸進行修正，設計出構件合理的結

構尺寸。

10

［鍵入文檔標題］

先初定桿件直徑，并計算各桿件的質量m以及轉動慣量J。選擇45號鋼作為

桿件的材料，查文獻［1］知45鋼的密度p=7800kg/m3,初選各桿件直徑d=60mm。

m=pXTTX—xZ(2-8)

Y4

J=-xI2(2-9)

J3

J=-xI2(2-10)

」12

計算后桿件的質量以及轉動慣量計算結果見表2-2o

表2-2桿件質量特性表

桿件長度L/mm直徑d/mm質量m/kg轉動慣量J/kg.m2

AB120602.6460.0127

BC290606.3960.0448

DE4706010.3660.7633

EF200604.4100.0147

只有桿件2的慣性力沒有作用在機架上，所以在進行桿件動態(tài)靜力分析時可以

忽略不計，作用在連桿2上的慣性力、慣性力偶以及質心偏移為

Pl2=m2as2=3.396x0.108=0.367N

MI2=Js2a2=0.0448x0.221=0.0099N-m

lh2=M12/PI2=0.0099/0.367=26.96mm

2.3.2機構動態(tài)靜力分析

首先把各桿件產生的慣性力看成是外力作用于相應的構件上，并按靜定的條件

把機構分解成兩個桿件組4,3,2以及有平衡作用的桿件1,對桿件進行受力分析。

1)先對桿件EF受力分析，如圖2-8所示。

圖2-8桿件4的受力圖

由桿件整體受力的平衡條件得

nT

ZF=0,R34+R34+G4+Fr+R54n+R5J=0

11

［鍵入文檔標題］

(2-11)

方向〃EF±EFVV//EF±EF

大小？？VV??

對點F的力矩有？MF=O，則

GJ4—'-R34TLeD

44.INx74mm=R34cx200mm

R34T=-16.32N

對點E的力矩有，ME=0，則

T

FJr—G4h4—R54LEF=0

3000x134mm-44.1x74-R54Tx200=0

T

R54=1993.68N

由式(2-11)繪制力的矢量合成圖，如圖2-9所示。

圖2-9桿件4力矢量合成圖

由此可得R54=2058.57N；R34=1725.74N

2）對桿件BC和桿件DE整體受力分析，其受力圖如圖3T0所示。

圖2T0桿件BC和DE的受力分析

根據桿件力的平衡條件得

T1111T

R43+R43+G3+R53'+R53+G2+P12+R12+R12”=0

12

［鍵入文檔標題］

方向VVVIDE/7DEVV±BC〃BC

大小VVV??VV??

對點B的力矩有，MB=。，則

R43T八43+^3^3+R53753+^2^2=P12八2

r

-16.32Nx108+103.6Nx298+R53x363+64NX145=0.367Nx180

解得23T=-140.43N

對點E力矩有￡ME=0,則

Rl2T九12+P/2%2+G3fI3=G2h2+R53Th53

R12TX274+0.367x110+103.6x30=64x127+140.43x474

解得：％2T=283.8N

繪制出力的矢量合成圖，如圖2-11所示。

圖2T1力的矢量合成圖

由力的矢量合成圖可得：R53=178N；R12=1565No

3）對桿件1進行力的分析，受力圖如圖2T2所示。

桿件的受力平衡可得/?21”=R51n=1539N

2.4桿件的強度計算校核

根據上一節(jié)對桿件受力情況分析，根據桿件受力的方向判斷，桿件主要受到拉

13

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壓力，屬于拉壓桿。

2.4.1機構材料和橫截面的選擇

1)拉壓桿的綜合性能要求比較高，材料用45號鋼，主要物理性質見表2-3。

表2-3桿件材料的力學性能

材料抗拉強度屈服強度剪切疲勞延伸率8密度P彈性模量E

極限。b極限。S極限入1(%)(kg/m3)

45鋼640MPa355MPa155MPa167800206GPa

2)桿件截面尺寸的計算

通過上一節(jié)對拉壓桿所受到外力作用的分析，可以利用強度條件來確定桿件所

需要的橫截面積⑺。

A2華詈(2-11)

㈤

式中：A為桿件所需最小橫截面積：

FNmax為桿件受到的最大軸向力；

［。］為許用屈服應力，M=與/s。

取安全系數S=1.5,則［o］=350+1.5=233MPa。選搖桿3作為校核，桿件

的形狀是圓形，因此直徑為

4F/vmax1726X4

d>—————7=3.07mm

兀㈤233x106

考慮到制造條件，經濟效益及穩(wěn)定性等因素，取桿件的直徑d=22mm。

2.4.2桿件之間的聯結以及強度校核

桿件與其它構件之間的聯結一般是利用軸銷，耳片及螺栓等相連接，它們之間

的受力和變形較為復雜，我們可以對其進行簡化分析。聯結件的受力情況如圖2-13

所示，可以發(fā)現作用在聯結件上的作用力與軸銷的軸線垂直，受到剪切力和擠壓力

的作用。

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圖2-13聯結件的受力示意圖

1）剪切強度的計算

銷軸主要受到剪切力的作用，在力學計算中，可以看作力是均勻分布在剪切面

上，該處受到的剪切力不能超過材料的許用應力［、，由參考文獻［7］得

(2-12)

式中：A為剪切面的面積；

Fs為與截面相切的力；

［口為許用切應力，［T］=T/S.

取安全系數S=1.5,則舊=155+1.5=103MPa。所以銷軸的最小直徑為

14醫(yī)=4x1726

d>T=4.62mm

?；?7-T---X---1—0—3——X1—06

取銷軸的直徑d=10mm。

2）擠壓強度計算

軸銷和軸孔是直接接觸的，在受到外力的作用下，軸銷和軸孔的接觸面上相互

壓緊，受到的應力稱為擠壓應力。當受到的擠壓應力超過許用擠壓應力時，接觸區(qū)

域就會發(fā)生明顯的塑性變形，導致不能正常工作。擠壓應力為F,耳片的厚度為b,

為了避免聯結處擠壓破壞口則

^bs=77-[^bs](2-13)

△bs

式中：Abs為受壓面積；

［。bj為材料的許用擠壓應力，瓦』=1.5~2.5［CT］O

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將桿件收到的力代入式(2-13)得耳片的厚度

b=——一-=0.86mm,取耳片的厚度b=25mm。

35OX1O6X1O

3)桿件穩(wěn)定性校核

如果作用在細長桿上的軸向壓力達到或者超過了臨界值時，桿件會突然彎曲，

從而失去穩(wěn)定性現象，臨界壓力就是使壓桿保持微小的彎曲平衡的最小壓力。所以

對于受到軸向壓力桿件，除了應該考慮桿件強度和剛度問題以外，還應考慮它們穩(wěn)

定性問題。

(1)桿件的臨界載荷

由材料力學可知兩端為錢支細長拉壓桿，查參考文獻［7］得臨界壓力

2

「TTEI

Fcr=—(2-14)

式中：E為彈性模量；

I為橫截面最小的慣性矩；

1為桿件的長度。

由式(2-14)得搖桿的臨界壓力為

TT2End4Ti3x206x103x224

Fer=bxk=-------K-------=105.85KN

crI26464x4702

(2)臨界校核

使連桿因壓力過大而屈服的軸向力為

7rd2[a]ITx222X233

FQ==88.50KN

44

細桿件的承載能力是通過材料的穩(wěn)定性要求確定的。

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3傳動方案設計和電動機的選取

3.1傳動裝置

任何一部機械都是由三部分組成的，即原動機、傳動裝置以及工作機。傳動方

式有機械傳動、電氣傳動、氣壓傳動和液壓傳動等。傳動的作用表現為三個方面：

第一，傳遞動力和運動以滿足工作機的要求；第二改變速度的大小及方向；第三，

改變運動形式。機械傳動在機械工程中應用比較普遍，就是利用機械零部件來傳遞

動力和運動，其傳動形式可分為兩類：第一類靠機械的零件間的摩擦傳遞動力和運

動。第二類是靠主動件和從動件的嚙合來傳遞動力及運動。如齒輪傳動，蝸輪蝸桿

傳動等。嚙合傳動能運用于大功率場面，且傳動較準確。

3.1.1傳動方案設計

傳動方案有鏈傳動、齒輪傳動以及帶式傳動等。

鏈傳動是一種撓性傳動，通過鏈輪的輪齒和鏈條鏈節(jié)嚙合來傳遞運動和動力。

其主要優(yōu)點是能保持準確的平均傳動比，傳遞效率高，作用在軸上的徑向壓力較小，

安裝精度較低，可以在潮濕和高溫環(huán)境中工作，但其只能實現平行軸鏈輪的同向傳

動，磨損后會容易出現跳齒和噪音的現象，不宜用于高速運動的場合。鏈傳動主要

用在要求工作可靠，兩周距離相距較遠，低速重載，工作環(huán)境惡劣。例如摩托車上

應用了鏈傳動，結構上大為簡化，而且使用方便可靠；挖土機的運行機構就采用了

鏈傳動。

帶傳動是一種撓性傳動，結構簡單，價格低廉，傳動平穩(wěn)，緩沖吸振等優(yōu)點。

帶傳動在受到拉力作用時會發(fā)生彈性變形，不能保證恒定的傳動比，傳動精度傳動

效率低，所占用的空間比較大。

齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動方式之一，形式多樣，應用非常廣泛，效

率高，在常用的機械傳動中，以齒輪傳動的效率為最高；傳動比平穩(wěn)、工作可靠、

壽命長，設計制造正確合理，使用維護良好的齒輪傳動，工作十分可靠，使用壽命

可長達一、二十年，這也是其它機械傳動所不能比擬的；齒輪傳動有開式齒輪，半

開式齒輪和閉式齒輪。閉式齒輪傳動也就是減速器。

本次設計采用二級圓柱減速器和聯軸器作為傳動方案。二級圓柱齒輪減速器結

構的優(yōu)點：結構簡單，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，軸在轉矩作用下產生的

扭矩變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形可部分的互相抵消，以減緩沿齒寬載荷

分布不均勻的現象，用于載荷比較平衡的場合。為了能夠減少車間現場的空間占用

以及減少傳動鏈的原則，因此用彈性聯軸器實現動力傳動，傳遞效率高，有一定的

減振作用，還可以做安全裝置。傳動方案如圖3T所示。

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［鍵入文檔標題］

1-電動機2、5-聯軸器3-減速器4-低速級齒輪傳動6-高速級齒輪傳動

圖3T,電動機及傳動裝置

3.1.2機械效率估算

效率是評定機械傳動性能的一個重要指標。不斷的提升機械的傳動效率，才能

節(jié)省能源，減少費用，取得更好的經濟效益。經查參考文獻⑴可得，彈性聯軸器的

效率小=0.99；I軸上一對滾動軸承效率功=0.99；圓柱齒輪為7級精度，效率小=

0.97；初選n,in軸也為滾動球軸承，效率為%=0.99；工作機構的效率為九,=

0.95?？偟脵C械效率⑵:

口4=/27727732442y(3T)

將各效率代入式(3T)得總效率為

77d=0.992X0.99x0.97x0.97X0.99x0.99X0.95=0.85

3.1.3電動機的類型

在工業(yè)發(fā)展中，運動部件大多數是由電動機來帶動的。按電動機的工作電源類

分為：直流電動機和交流電動機。交流電動機可分為單向電動機和三相電動機。按

電動機的結構以及工作原理可分：直流電動機、異步電動機、同步電動機。一般工

業(yè)設計選擇過程中，應先考慮三相異步電動機，其具有節(jié)能高效的特點，但也要考

慮工作環(huán)境以及工作制度，每天工作制，室內及三相交流電等條件。

3.1.4電動機功率的計算

不同型號的電動機有不同的轉速和功率，所以要根據工作機給定的要求來選定

合理的電動機，包括轉速以及功率，這樣才能滿足工作需求，得以正常工作，電機

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功率的計算⑵:

(3-2)

式中：Pw為工作所需功率；

nd為總得工作效率。

工作機正常工作所需功率為

Fxv(3-3)

1000X77W

式中：F為工作機的工作阻力;

v為工作機的平均速度。

由式（3—2）、（3-3）及運動參數得

3000X0.78m/skw=2.897kw

Pd=1000x0.95x0.85

Pw=2.46kw

經過查詢機械設計手冊,選擇的電動機為Y100L2-4型，其主要參數如表3-1o