自動制釘機的設(shè)計

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1、 自動制釘機的設(shè)計摘 要自動制釘機最初的宗旨是把廢舊鋼筋制成能夠用在很多場合的鋼釘?shù)囊环N機器。目前，建筑業(yè)迅速發(fā)展，鋼釘作為建筑過程中必不可少的產(chǎn)品，其需求量也越來越大，為滿足需求，設(shè)計出一款能夠提高生產(chǎn)效率、安全系數(shù)高的自動制釘機顯得十分有意義。本文設(shè)計的自動制釘機是在已有設(shè)計的基礎(chǔ)上，對一些執(zhí)行機構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，使它同樣能達(dá)到制成鋼釘?shù)哪康?。本文設(shè)計的制釘機中，主要包括原動機、傳動部分和執(zhí)行部分。其中，原動機選用型號為Y132S2-2的直流電動機,其額定功率控制為7.5KW,額定轉(zhuǎn)矩2.3Nm；傳動部分使用單級圓柱齒輪傳動減速器進(jìn)行減速，運動經(jīng)蝸輪蝸桿或圓柱形凸輪機構(gòu)傳遞給各執(zhí)行機構(gòu)；執(zhí)行部分

2、主要有：校直送絲部分、剪斷部分、冷擠釘尖部分、夾緊鋼絲部分和冷鐓釘帽部分。其中，對于執(zhí)行部分，校直送絲部分由槽輪機構(gòu)和摩擦輪組成，剪斷部分由曲柄滑塊機構(gòu)來實現(xiàn)，冷擠釘尖部分和夾緊鋼絲部分都由圓柱凸輪機構(gòu)實現(xiàn)，冷鐓釘帽部分由曲柄滑塊機構(gòu)實現(xiàn)。三者結(jié)合在一起，完成鋼釘?shù)闹圃?。在本文的設(shè)計中，所制造鋼釘?shù)拈L度為30-75mm,鋼釘直徑為1.8-3.4mm,生產(chǎn)率為320枚/分鐘，能承受的剪斷力最大為2500N，冷鐓力最大為3000N，這些數(shù)據(jù)滿足生產(chǎn)要求。 關(guān)鍵詞：制釘機；槽輪機構(gòu)；圓柱凸輪機構(gòu)；齒輪；設(shè)計Design of automatic nail machineAbstractThe ori

3、ginal purpose of the automatic nail making machine is to make the scrap steel bars into steel nails that can be used in many occasions. At present, the construction industry is developing rapidly. Steel nails, as an indispensable product in the construction process, are in increasing demand. In orde

4、r to meet the demand, it is very meaningful design an automatic nail making machine that can improve production efficiency and high safety factor. The automatic nail making machine designed in this paper is based on the existing design and improved some actuators so that it can also achieve the purp

5、ose of making steel nails. The nail making machine designed in this paper mainly includes prime mover, transmission part and execution part. Among them, the prime mover uses a motor of model Y132S2-2,the rated power of the motor is 7.5KW, and the rated torque is 2.3Nm. In terms of transmission syste

6、m, single-stage cylindrical gear drive reducer is used to slow down, and the movement is transmitted to each actuator through worm gear or cylindrical cam mechanism. the execution parts mainly include: straightening wire feeding part, cutting part, cold extruding nail tip part, clamping steel wire p

7、art and cold heading nail cap part. Among them, for the execution part, the straightening wire feeding part is composed of a sheave mechanism and a friction wheel, the cutting part is realized by a crank slider mechanism, the cold extruded nail tip part and the clamping wire part are realized by a c

8、ylindrical cam mechanism, and the cold heading nail cap part is realized by a crank slider mechanism. The three are combined to complete the manufacture of steel nails. In the design of this article, the length of the steel nails manufactured is 30-75 mm, the diameter of steel nails is 1.8-3.4 mm, t

9、he production rate is 320 pieces per minute, the maximum shearing force is 2500N, and the maximum cold heading force is 3000N.These data meet the production requirements. Keywords: nail making machine; sheave mechanism; cylindrical cam mechanism; gear; design目 錄1.前言11.1選題依據(jù)11.2國內(nèi)發(fā)展概況12.技術(shù)任務(wù)書22.1設(shè)計原始

10、數(shù)據(jù)及設(shè)計要求22.2設(shè)計內(nèi)容23.設(shè)計計算說明書23.1總體方案設(shè)計23.2電動機的選擇33.2.1電動機型號的選擇33.2.2計算傳動裝置總傳動比及分配各級傳動比83.3傳動部分的設(shè)計103.3.1齒輪傳動的設(shè)計103.3.2蝸輪蝸桿傳動的設(shè)計183.3.3軸的設(shè)計243.3.4滾動軸承的設(shè)計263.3.5聯(lián)軸器的選擇273.3.6鍵的設(shè)計273.3.7軸的強度校核273.3.8鍵的強度校核333.3.9滾動軸承的潤滑與密封343.4執(zhí)行部分的設(shè)計343.4.1校直送絲部分的設(shè)計343.4.2冷擠釘尖部分的設(shè)計353.4.3剪斷部分的設(shè)計363.4.4夾緊部分的設(shè)計373.4.5冷鐓釘帽部

11、分的設(shè)計383.5機架的設(shè)計394.標(biāo)準(zhǔn)化審查報告405.使用說明書42結(jié) 論43參 考 文 獻(xiàn)44致 謝4547自動制釘機的設(shè)計1. 前言1.1 選題依據(jù)制釘機是完成鋼釘制造的一種機器。首先，傳統(tǒng)的制釘機，它是一種使廢舊鋼絲再次被利用，將其從廢品變成很多場合都需要的鋼釘?shù)倪@樣一種成品的機器，主要是達(dá)到節(jié)約能源的效果，它的主要特征是經(jīng)濟、實用。其次，因為成品的價格大部分是隨原料價格上下波動的，受市場價格變動的影響較小，所以制釘機行業(yè)就可以一直保證一定的加工利潤。而且從目前來講，我國建筑市場的發(fā)展相對來說比較迅速，新開工面積持續(xù)增長，未來的發(fā)展趨勢也是只增不減，所以鋼釘作為其主要的勞動產(chǎn)品，我們

12、對它的需求必然會越來越大。傳統(tǒng)制釘機使用的原材料只能是新材料，并且在送絲機構(gòu)中，采用的是人工手動送絲，這不僅有較低的生產(chǎn)率，而且工作人員在工作過程中面臨的安全系數(shù)極低。和傳統(tǒng)制釘機不同之處在于，自動制釘機用機構(gòu)完成需要手工完成的操作，不僅生產(chǎn)效率、產(chǎn)品質(zhì)量得到了提高，而且人工操作過程中可能遇到的危險也會相應(yīng)降低。所以，對制釘機這一課題進(jìn)行研究，設(shè)計出一款能夠降低危險性、提高生產(chǎn)效率的自動制釘機就顯得很有意義了 。1.2 國內(nèi)發(fā)展概況國內(nèi)，劉新設(shè)計的制釘機不僅能輸送新原料，也能輸送舊原料，節(jié)約了能源，同時自動化程度也大大提高 4。而且，她將過去使用的傳動軸用曲軸代替，將各執(zhí)行部分連接在一起，從而

13、完成鋼釘?shù)闹圃?。張亦靜采用功能原理設(shè)計的方法，獲得所有可能的方案，建立送料機構(gòu)的評價，采用多屬性決策方法層次分析方法對原理方案進(jìn)行評價并進(jìn)行排序，最后得出最優(yōu)解，實現(xiàn)了自動送絲的目的5。嚴(yán)登竺從控制噪聲源入手，對制釘機的噪聲輻射進(jìn)行測試，通過分析，找出主要噪聲源并采取措施，實現(xiàn)了降低凸輪機構(gòu)噪聲的目的6。2. 技術(shù)任務(wù)書2.1 設(shè)計原始數(shù)據(jù)及設(shè)計要求鋼釘直徑：1.83.4mm鋼釘長度：30mm生產(chǎn)率：320 枚/分鐘最大冷鐓力：3000N最大剪斷力：2500N輸送鋼絲時要求勻速結(jié)構(gòu)要求盡可能地緊湊，噪聲盡可能地小。2.2 設(shè)計內(nèi)容完成機械運動系統(tǒng)方案的設(shè)計，選擇原動機的型號，傳動裝置的設(shè)計，執(zhí)

14、行部分的設(shè)計，機架部件的設(shè)計，繪制零件圖和裝配圖，撰寫設(shè)計說明書。3. 設(shè)計計算說明書3.1 總體方案設(shè)計方案一：鋼絲經(jīng)槽輪機構(gòu)和摩擦輪進(jìn)行傳送和校直，利用與摩擦輪固連在一起的曲柄滑塊機構(gòu)來剪斷傳送到其面前的鋼絲，同時，鋼絲的另一端用圓柱凸輪機構(gòu)實現(xiàn)釘尖的成形，夾緊機構(gòu)繼續(xù)將鋼絲夾緊，并傳送到曲柄滑塊機構(gòu)的位置，完成釘帽的成形，最終完成鋼釘產(chǎn)品的制造。整個機械系統(tǒng)的運動方案一如圖 1所示。方案二：由電動機軸輸出的運動，經(jīng)一級減速器進(jìn)行減速，將運動傳遞給蝸輪蝸桿，使執(zhí)行機構(gòu)的轉(zhuǎn)速達(dá)到原始數(shù)據(jù)中給出的生產(chǎn)率的要求。執(zhí)行機構(gòu)中，槽輪機構(gòu)與摩擦輪完成輸送鋼絲與校直鋼絲的動作，運動經(jīng)蝸輪蝸桿傳遞到圓柱凸

15、輪機構(gòu)實現(xiàn)冷擠釘尖、夾緊鋼絲的目的，圓柱形凸輪直接帶動曲柄滑塊機構(gòu)來剪斷鋼絲，最后，與圓柱形凸輪機構(gòu)固連在一起的曲柄滑塊機構(gòu)完成釘帽的成形，最終完成鋼釘產(chǎn)品的制造。整個機械系統(tǒng)的運動方案二如圖 2所示圖 1 方案一圖 2 方案二方案一所用空間大，各執(zhí)行機構(gòu)運行速度不均勻，方案二各執(zhí)行機構(gòu)運行速度均勻，結(jié)構(gòu)簡單，占用空間小。經(jīng)比較，方案二更合適，故選擇方案二。3.2 電動機的選擇3.2.1 電動機型號的選擇設(shè)所生產(chǎn)的鋼釘直徑為3mm,長度為60mm。(1) 計算各執(zhí)行部分功率功率：P=FVm(1) （1）式中，P計算功率，W； F力，N； Vm平均速度，m/s。送絲部分的功率已知鋼釘生產(chǎn)率為32

16、0枚/分鐘，即5.33枚/秒，所以鋼釘生產(chǎn)周期為15.33秒，利用公式計算鋼絲移動的平均速度：Vm=ST（2）式中，V平鋼絲移動的平均速度，mm/s； S鋼釘?shù)拈L度，mm； T鋼釘?shù)纳a(chǎn)周期，s。根據(jù)式（2）計算平均速度Vmv平=sT=6015.33=319.8mms=0.32ms. 計算鋼釘?shù)氖芰=fG（3）式中，f摩擦系數(shù)，取0.1； G鋼釘重量，N，可按下式計算：G=Wg（4）其中，g重力常數(shù)，N/kg；W鋼釘質(zhì)量，kg，可按下式計算：W=0.00617d2601000（5）其中，d鋼釘?shù)闹睆剑琺m。利用式（5）計算鋼釘質(zhì)量：W=0.00617d2601000=0.0061732601

17、000=0.0033 kg 按照式（4）計算鋼釘重量： G=Wg =0.003310=0.033 N按照式（3）計算鋼釘受力：F=fG=0.10.033=0.0033 N(1) 按照式（1）計算送絲部分的功率：P= FVm=0.00330.32=0.0011 W因為功率過小，所以該功率可忽略不計。 剪斷部分的功率已知最大剪斷力F為2500N，行程：h=50 mm。平均速度： Vm=2hT（6）式中，h滑塊的行程，mm； T生產(chǎn)鋼釘?shù)闹芷?，s。根據(jù)式（6）計算平均速度：Vm=2hT=2505.33=533 mm/s=0.533 m/s由式（1）計算出剪斷部分的功率：P =Fvm=25000.53

18、3=1332.5 W=1.3325 KW 冷擠釘尖部分的功率考慮到最大冷擠力應(yīng)小于最大剪斷力,故設(shè)最大冷擠力F為2200N，且行程h=50mm。根據(jù)式（6）計算冷擠部分的平均速度：vm=2hT=2505.33=533 mm/s=0.533 m/s由式（1）計算冷擠部分的功率：P=Fvm=22000.533=1172.6 W=1.1726 KW夾緊部分的功率考慮到最大夾緊力應(yīng)小于最大冷擠力，故設(shè)最大夾緊力F為1200N，且行程h=50mm。由式（6）計算夾緊部分的平均速度：vm=2hT=2505.33=533 mm/s=0.533 m/s由式（1）計算夾緊部分的功率：P=Fvm=12000.53

19、3=639.6 W=0.6396 KW 冷鐓部分的功率已知最大冷鐓力F為3000N，冷鐓機構(gòu)的行程h=50mm。由（6）計算冷鐓部分的平均速度：vm=2hT=2505.33=533 mm/s=0.533 m/s由（1）計算出冷鐓部分的功率：P=Fvm=30000.533=1599 W=1.599 KW(2) 電動機型號的選擇工作機需要的電動機的輸出功率：Pd=PW（7）其中， PW工作機需要的輸入功率，KW； 傳動裝置總效率，可按下式計算：=012n（8）其中，0、1、n分別是原動機到工作機之間每對傳動副、軸承、聯(lián)軸器的效率。 工作機所需功率Pw =P2+P3+P4+P5 =1.3325+1.

20、1726+0.6396+1.599 =4.7437 KW 計算傳動裝置總效率通過查機械設(shè)計手冊，得出各傳動的傳動效率：單級圓柱齒輪傳動減速器0=0.97 ，滾動軸承1=0.98，聯(lián)軸器2=0.99，蝸桿傳動3=0.8。由（8）計算傳動裝置總效率：=01223=0.970.980.9920.8=0.745 由（7）計算所需電動機功率Pd=Pw=4.74370.745=6.37 KW因為Pcd應(yīng)略大于Pd即可，所以選Pcd=7.5 KW。 電動機轉(zhuǎn)速的選擇范圍nd=inW=i1i2innW（9）式中，nd電動機轉(zhuǎn)速的選擇范圍，r/min； i1、i2、in各級傳動的傳動比范圍； nw工作機需要的轉(zhuǎn)

21、速，r/min。查表得出：單級齒輪的傳動比：i=35，蝸桿的傳動比：i=382。依據(jù)式（9）計算nd：nd=inw=(35)（382）320=2880131200 選擇電動機型號結(jié)合Pd=7.5 KW，選擇電動機的型號為Y132S2-2。電動機參數(shù)如所示9。表 1電動機參數(shù)額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg7.529002.3703.2.2 計算傳動裝置總傳動比及分配各級傳動比傳動裝置總傳動比：i=nmnw（10）其中，nm電動機的滿載轉(zhuǎn)速，r/min； nw工作機的轉(zhuǎn)速，r/min。(1) 計算傳動裝置總傳動比由（10）計算總傳動比應(yīng)為：i=nmnw=2900320=9

22、.06(2) 分配各級傳動比查閱相關(guān)手冊，確定單級圓柱齒輪傳動傳動比常用值為35。多級傳動中，總傳動比應(yīng)為：i=i12i23=9.06所以i12=i23=3。(3) 計算各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率及轉(zhuǎn)矩各軸轉(zhuǎn)速：n1=nmn2=n1i12（11）式中，n11軸轉(zhuǎn)速，r/min； nm電動機滿載轉(zhuǎn)速，r/min； n22軸轉(zhuǎn)速，r/min； i121軸、2軸之間的傳動比。各軸功率：P1=Pdd1P2=P112（12）式中，P11軸輸入功率，KW； P22軸輸入功率，KW； Pd電動機輸出功率，KW； d1電動機軸與1軸之間的傳動效率； 121軸與2軸之間的傳動效率。各軸轉(zhuǎn)矩：T1=Tdd1T2=T1i1

23、212（13）式中，T11軸輸入轉(zhuǎn)矩，Nm； T22軸輸入轉(zhuǎn)矩，Nm； Td電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩，Nm，可按下式計算：Td=9550Pdnm（14）由（11）計算各軸轉(zhuǎn)速：軸轉(zhuǎn)速：n1=nm=2900 r/min軸轉(zhuǎn)速：由i12=n1n2得，n2=n1i12=29003=966.7 r/min由（12）計算各軸輸入功率：軸：P1=Pdd1=6.370.99=6.3063KW軸:P2=P112=6.30630.990.99=6.18 KW由（13）計算各軸轉(zhuǎn)矩：Td=9550Pdnm=95506.372900=20.98Nm軸:T1=Tdd1=20.77 Nm軸：T2=T112=20.770.99

24、0.99=20.36 Nm表 2各軸數(shù)據(jù)軸號功率P(KW)轉(zhuǎn)速n(r/min)扭矩T（Nm）16.3063290020.7726.18966.720.363.3 傳動部分的設(shè)計3.3.1 齒輪傳動的設(shè)計已知輸入功率P1=6.3063 KW ，小齒輪的轉(zhuǎn)速n1=2900 r/min，兩齒輪的齒數(shù)比=3.2。1. 選擇齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)。(1) 選擇標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動，其壓力角為：=202。(2) 查表選用齒輪精度等級為7級。(3) 從表中確定齒輪材料。小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)）。查表確定齒輪的齒面硬度。小齒輪：280 HBW，大齒輪：240 HBW。(4) 初

25、選小齒輪Z1=27；由=Z1Z2得，Z2=Z1=3.227=86.4。為輪齒磨損均勻，兩齒輪的齒數(shù)應(yīng)互為質(zhì)數(shù)，所以取大齒輪Z2=86。2. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計。(1) 依據(jù)下式試算小齒輪分度圓直徑。d1t32KHtT1d+1ZHZEZH2（15） 式中，KHt初選載荷系數(shù)； T1小齒輪的轉(zhuǎn)矩； d齒寬系數(shù)； 齒輪傳動的齒數(shù)比； ZH區(qū)域系數(shù)，可按下式計算：ZH=2cossin（16） 其中，壓力角； ZE齒輪所用材料的彈性影響系數(shù)； Z重合度系數(shù)，可按下式計算：Z=4-3（17）其中，重合度；H接觸疲勞許用應(yīng)力，可按下式計算：H=KHNHlimSH（18）式中，KHN接觸疲勞壽命系數(shù)； H

26、lim接觸疲勞極限； SH疲勞強度安全系數(shù)，取值為1。1) 在1.21.4之間初選載荷系數(shù)的值為KHt=1.3。2) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=20.77 Nm。3) 查表選出齒寬系數(shù)d=1。4) 由式（16）計算區(qū)域系數(shù)ZH=2cos sin=2.5。5) 根據(jù)齒輪使用的材料，查閱表材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPa。6) 根據(jù)式（17）計算重合度系數(shù)Z。a1=arccosZ1cosZ1+2ha*=arccos27cos2027+21=28.968 a2=arccosZ2cosZ2+2ha*=arccos86cos2086+21=23.32 =Z1tana1-tan+Z2(tana2-ta

27、n)2 =27tan28.968-tan20+86(tan23.32-tan20)2=1.733 Z=4-3=4-1.7333=0.877) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力H。確定接觸疲勞強度。根據(jù)齒輪的材料，查閱圖得小齒輪Hlim1=600 MPa以及大齒輪Hlim2=550 MPa確定接觸疲勞壽命系數(shù)。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh （19）式中，n1小齒輪轉(zhuǎn)速，單位為rmin； j齒輪轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面的嚙合次數(shù)； Lh齒輪的工作壽命，單位為h。由式（19）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh =60290012825015 =1.0441010=8627=3.19N2=N1=1.04410

28、103.19=3.272109查圖得兩齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)分別為：KHN1=0.88KHN2=0.91確定許用應(yīng)力。按式（18）計算小齒輪的許用接觸應(yīng)力：H1=KHN1Hlim1S=0.88600=528 MPa按式（18）計算大齒輪的許用接觸應(yīng)力：H2=KHN2Hlim2S=0.91550=500.5 MPa取H1與H2中的較小者作為該齒輪傳動的接觸疲勞許用應(yīng)力代入公式（15）進(jìn)行計算，即H=H2=500.5 MPa。8) 由式（15）試算小齒輪的分度圓直徑d1t32KHtT1d+1ZHZEZH2=321.320.771033.19+13.192.5189.80.87500.52 =36.

29、406 mm(2) 調(diào)整小齒輪分度圓直徑。m=d1Z1=36.40627=1.348取m=1.5,d1=mZ1=40.5 mm1) 計算KH前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。v=d1n1601000=40.52900601000=6.15m/sb=dd1=140.5=40.5 mm2) 依據(jù)下列公式計算實際載荷系數(shù)KH。KH=KAKVKHKH（20）式中，KH實際載荷系數(shù)； KA使用系數(shù)； KV動載系數(shù)； KH齒間載荷分配系數(shù)； KH齒向載荷分布系數(shù)。根據(jù)載荷狀態(tài)以及原動機查表，選取使用系數(shù)KA=1.75。根據(jù)計算得出的速度以及確定的齒輪精度等級，結(jié)合圖得出動載系數(shù)KV=1.14。選取齒間載荷分配系數(shù)KH。Ft1

30、=2T1d1=220.7710340.5=1025.679 NKAFt1b=1.751025.67940.5=44.319 Nmm d1=40.5 mm， 所以合適。 所以 mH=d1HZ1=48.927=1.81。3. 按齒根彎曲疲勞強度校核。F=2KFT1YFaYSaYdm3Z12F（23）式中，F(xiàn)齒輪的彎曲疲勞強度，單位為MPa； KF彎曲疲勞強度的載荷系數(shù)計算值，KF=KAKVKFKF； T1小齒輪轉(zhuǎn)矩，單位為Nmm； YFa齒形系數(shù)，見表10-5； YSa應(yīng)力修正系數(shù)，見表10-5； d齒寬系數(shù)； Y重合度系數(shù)，按下式計算Y=0.25+0.75（24）式中，重合度。 1) 計算實際載

31、荷系數(shù)KF。根據(jù)載荷狀態(tài)及原動機查表得使用系數(shù)：KA=1.75。根據(jù)速度v=6.15 m/s以及齒輪的精度等級，結(jié)合圖得動載系數(shù)：KV=1.14。根據(jù)KAFtb、齒輪精度等級以及齒輪類型查表確定齒間載荷分布系數(shù)：KF=1.2。根據(jù)h以及bh參照表得齒向載荷分布系數(shù)：KF=1.26。h=2ha*+c*m=21+0.251.81=4.0725bh=40.54.0725=9.94實際載荷系數(shù)KF=KAKVKFKF=3.016。2) 根據(jù)齒數(shù)查表得出齒形系數(shù)：YFa=2.57。3) 根據(jù)齒數(shù)查表得出應(yīng)力修正系數(shù)：YSa=1.6。4) 由公式（24）計算求得重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75a=0.25

32、+0.751.733=0.6835) 按照公式（23）計算出F。(3) F=2KFT1YFaYSaYdm3Z12=23.01620.771032.571.60.68311.813272=81.3976) 按照下式計算齒輪的許用彎曲應(yīng)力。F=KFNFlimSF（25）式中，F(xiàn)齒輪的許用彎曲應(yīng)力，單位為MPa； KFN 齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)； Flim齒輪的彎曲疲勞極限； SF彎曲疲勞強度安全系數(shù)，在1.251.5之間取值。F1=KFN1Flim1SF=0.85001.4=285.71 MPa 所以F F1，所以彎曲強度符合要求。4. 幾何尺寸的計算。取m=2 , Z1=d1Hm=48.92=2

33、4.45,取Z1=24,Z2=77。1) 計算齒輪的分度圓直徑、齒根圓直徑、齒頂圓直徑。d=mZ（26）式中，d分度圓直徑，單位為mm； m齒輪模數(shù)，單位為mm； Z齒輪齒數(shù)。df=d-2ha*+c*m（27）式中，ha*齒頂高系數(shù)，取值為1； c*頂隙系數(shù)，取值為0.25。da=d+2ha*m（28）小齒輪：按公式（26）計算分度圓直徑：d1=mZ1=224=48 mm按公式（27）計算齒根圓直徑：df1=d1-2ha*+c*m=48-21+0.252=43 mm按公式（28）計算齒頂圓直徑：da1=d1+2ha*m=48+212=52mm大齒輪：按公式（26）計算分度圓直徑：d2=mZ2=

34、277=154 mm按公式（27）計算齒根圓直徑：df2=d2-2ha*+c*m=154-21+0.252=149 mm按公式（28）計算齒頂圓直徑：da2=d2+2ha*m=154+212=158 mm2) 計算中心距。a=d1+d22（29）式中，a兩齒輪之間的中心距，mm； d1小齒輪分度圓直徑，mm； d2大齒輪分度圓直徑，mm。按式（29）計算中心距：a=d1+d22=48+1542=101 mm3) 依據(jù)公式（30）計算b、b1及b2。b=dd1（30）式中，b設(shè)計齒寬，mm； d齒寬系數(shù)； d1小齒輪分度圓直徑，mm。b=dd1=48mm大齒輪寬度應(yīng)等于設(shè)計齒寬，即：b2=b=4

35、8mm小齒輪的寬度應(yīng)比大齒輪大510 mm，即：b1=b2+5=53 mm3.3.2 蝸輪蝸桿傳動的設(shè)計已知輸入功率P=6.18 KW，n1=966.7 r/min，齒數(shù)比=3.2 。根據(jù)表以及傳動比各級分配值，確定蝸輪蝸桿傳動的傳動比i=3 ，蝸桿頭數(shù)Z1=6，蝸輪齒數(shù)Z2=18，與此對應(yīng)，估取總效率=0.95。1. 選擇蝸輪蝸桿的材料。因為蝸桿傳動速度不高,所以選擇蝸桿材料為45鋼,蝸輪材料為ZCuSn10P1。2. 根據(jù)下式按齒面接觸疲勞強度設(shè)計。m2d1KT2480Z2H2（31）式中，T2蝸輪轉(zhuǎn)矩，Nmm； Z2蝸輪齒數(shù)； H許用接觸應(yīng)力，MPa；K載荷系數(shù)，按下式計算：K=KAKK

36、V（32）式中，KA 使用系數(shù)，見表11-5； K齒向載荷分布系數(shù)； KV動載系數(shù)。1) 計算作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2。T2=9.55106P2n2（33）式中，T2作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩，單位為Nmm； n2蝸輪轉(zhuǎn)速，單位為r/min，可按下式計算：n2=n1i（34）式中，n1蝸桿轉(zhuǎn)速，單位為r/min； i蝸桿蝸輪傳動比； P2輸出功率，單位為KW，可按下式計算：P2=P1（35）式中，P1輸入功率，單位為KW； 蝸桿蝸輪傳動總效率。根據(jù)公式（33）計算T2：T2=9.55106P2n2=9.55106P1n1i=9.551066.180.95966.73=173998.29 Nmm2) 根據(jù)

37、公式確定載荷系數(shù)K根據(jù)載荷性質(zhì)以及啟動載荷的大小查表11-5,確定使用系數(shù):KA=1.15。確定齒向載荷分布系數(shù)：K=1。根據(jù)蝸輪的圓周速度確定其動載系數(shù)：KV=1.1。計算載荷系數(shù)KK=KAKKV=1.1511.1=1.2653) 根據(jù)下列公式計算許用接觸應(yīng)力H。H=KHNH（36）式中，H基本許用接觸應(yīng)力，見表11-7；KHN接觸疲勞壽命系數(shù)，可按下式計算：KHN=8107N（37）式中，N應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，可按下式計算：N=60jn2Lh（38）其中，j蝸輪轉(zhuǎn)一圈時，每一輪齒嚙合次數(shù)； n2蝸輪轉(zhuǎn)速，r/min； Lh工作壽命。根據(jù)相關(guān)信息查表確定蝸輪的基本許用接觸應(yīng)力：H=268 MPa。

38、由公式（38）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)和公式（37）計算接觸疲勞壽命系數(shù)：N=60jn2Lh=601966.7312000=2.32108KHN=8107N=81072.32108=0.675由公式（36）計算許用接觸應(yīng)力。H=KHNH=0.675268=180.9 MPa4) 根據(jù)公式（31）計算m2d1。m2d1KT2480Z2H2=1.265173998.2948018180.92=4782.95 mm3結(jié)合Z1=6，查閱表，取m=8 mm，蝸桿分度圓直徑d1=80 mm及分度圓導(dǎo)程角=305750。3. 計算蝸桿與蝸輪的主要尺寸。計算中心距：a=d1+d22（39）式中，d1蝸桿分度圓直徑，m

39、m； d2蝸輪分度圓直徑，mm。根據(jù)式（39）計算中心距：a=d1+d22=80+8182=112 mm1) 計算蝸桿主要參數(shù)和幾何尺寸：Pa=m（40）式中，Pa軸向齒距。da1=d1+2ha*m（41）式中，da1蝸桿齒頂圓直徑； d1蝸桿分度圓直徑； ha*齒頂高系數(shù)。df1=d1-2(ha*m+c) （42）式中，df1蝸桿齒根圓直徑； c頂隙，其中，c=c*m。Sa=m2（43）式中，Sa蝸桿軸向齒厚。按公式（40）計算軸向齒距：Pa=m=8=25.13 mm按公式（41）計算齒頂圓直徑：da1=d1+2ha*m=80+28=96 mm按公式（42）計算齒根圓直徑：df1=d1-2(

40、ha*m+c)=80-2(8+0.25)=63.5 mm查閱表11-1確定分度圓導(dǎo)程角：=305750=30.96按公式（43）計算軸向齒厚：Sa=m2=12.57 mm2) 計算蝸輪的主要幾何尺寸：d2=mZ2（44）式中，d2蝸輪分度圓直徑，單位為mm；da2=d2+2ha2（45）式中，da2蝸輪喉圓直徑，單位為mm； ha2蝸輪齒頂高，可按下式計算：ha2=m(ha*+2) （46）其中，2蝸輪變位系數(shù)，取值為0。df2=d2-2hf2（47）式中，df2蝸輪齒根圓直徑，單位為mm； hf2蝸輪齒根高，可按下式計算：hf2=m(ha*-2+c*) （48）其中，2蝸輪變位系數(shù)，取值為0

41、。按公式（44）計算分度圓直徑：d2=mZ2=818=144 mm按公式（45）計算喉圓直徑：da2=d2+2ha2=d2+2m(ha*+X2)=144+28=160 mm按公式（47）計算齒根圓直徑：df2=d2-2hf2=d2-2m(ha*+c*)=144-281.25=124 mm4. 校核齒根彎曲疲勞強度。F=1.53KT2d1d2mYFa2YF（49）式中，F(xiàn)蝸輪齒根彎曲應(yīng)力，單位為MPa； K載荷系數(shù)； T2蝸輪轉(zhuǎn)矩，單位為Nmm； YFa2蝸輪齒形系數(shù)，根據(jù)ZV2查表確定，其中，ZV2=Z2cos3。 Y螺旋角影響系數(shù)，可按下式計算得出： Y=1-140（50）其中，分度圓導(dǎo)程角

42、。F蝸輪許用彎曲應(yīng)力，單位為MPa，可依據(jù)下式計算：F=KFNF（51）其中，KFN壽命系數(shù)，KFN=9106N； F考慮齒根應(yīng)力修正系數(shù)YSa2后蝸輪的基本許用應(yīng)力，單位為MPa。確定齒形系數(shù)YFa2。ZV2=Z2cos3=18cos330.96=28.54由ZV2=28.54，查閱表得出齒形系數(shù)YFa2=2.6038。根據(jù)公式（50）確定螺旋角影響系數(shù)Y。Y=1-140=1-30.96140=0.78根據(jù)公式（51）計算蝸輪許用應(yīng)力F。根據(jù)蝸輪相關(guān)信息從表中查得基本許用彎曲應(yīng)力F=56 MPa。根據(jù)公式確定壽命系數(shù)：KFN=9106N=91062.32108=0.55根據(jù)公式（51）計算蝸

43、輪許用應(yīng)力：F=FKFN=560.55=30.8 Mpa根據(jù)公式（49）計算彎曲應(yīng)力：F=1.53KT2d1d2mYFa2Y=1.531.265173998.292.60380.78801448=7.42 MPa所以FF，所以彎曲強度滿足要求。5. 按下列公式驗算效率。=(0.950.96)tantan+V（52）式中，分度圓導(dǎo)程角； V當(dāng)量摩擦角。確定當(dāng)量摩擦角V。(4) VS=d1n16010000cos=80966.7601000cos30.96=4.72 m/s根據(jù)滑動速度VS及相關(guān)信息從表中查得fV=0.02256，V=1.1768。根據(jù)公式（52）計算效率。(5) =(0.950.

44、96)tantan+V=(0.950.96)tan30.96tan30.96+1.1768=0.9072 因為效率計算值小于原估計值，所以效率滿足要求。 3.3.3 軸的設(shè)計軸：已知軸的輸入功率P=6.3063 KW ，n=2900 r/min。選取軸的材料為45鋼。根據(jù)以下公式計算軸最小直徑：dminA03Pn（53）式中，dmin軸最小直徑，mm； A0見表15-3； P軸傳遞的功率，KW； n軸的轉(zhuǎn)速，r/min。由公式（53）計算出軸的最小直徑：dminA03Pn=11036.30632900=14.25 mm所以取dmin=15 mm。軸最終尺寸如圖 3所示：圖 3 軸結(jié)構(gòu)尺寸軸：已

45、知軸的輸入功率P=6.18 KW，n=966.7 r/min。選取軸的材料為45鋼。由公式（53）計算出軸最小直徑：dminA03pn=11036.18966.7=20.4 mm所以取dmin=21 mm。軸最終尺寸如圖 4所示：圖 4 軸結(jié)構(gòu)尺寸軸：計算軸輸入功率：P3=P212=6.180.980.99=6 KW已知軸輸入功率P=6KW，n=322.23 r/min。由式（53）計算軸的最小直徑：dminA03Pn=11036322.23=29.16 mm所以取dmin=30 mm。軸最終結(jié)構(gòu)尺寸如圖 5所示。軸：已知軸輸入功率P=6KW，n=322.23 r/min。由式（53）計算軸的

46、最小直徑：dminA03Pn=11036322.23=29.16 mm所以取dmin=30 mm。軸最終結(jié)構(gòu)尺寸如圖 6所示。圖 5 軸結(jié)構(gòu)尺寸 圖 6 軸結(jié)構(gòu)尺寸3.3.4 滾動軸承的設(shè)計軸：因為軸轉(zhuǎn)速相對較高且載荷上只受徑向力，不受軸向力，所以選取深溝球軸承，軸承代號為6405。軸：因為軸轉(zhuǎn)速相對低且載荷上只受徑向力，不受軸向力，所以選取圓柱滾子軸承，軸承代號為N406。軸：因為軸轉(zhuǎn)速低且載荷上既承受徑向力，又承受軸向力，所以選取圓錐滾子軸承，軸承代號為32303。軸和軸：因為軸、軸轉(zhuǎn)速低且既承受徑向載荷，又承受軸向載荷，所以選取圓錐滾子軸承，軸承代號為32306。3.3.5 聯(lián)軸器的選擇

47、因為電動機輸出軸的軸徑為24mm,依據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表可以查出電動機輸出軸與減速器輸入軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為LX1。因為減速器輸出軸的軸徑為21mm,依據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表可以查出減速器輸出軸與軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為LX1。 3.3.6 鍵的設(shè)計軸：依據(jù)聯(lián)軸器所在軸段的直徑d=15 mm以及軸段長L=24 mm,查機械設(shè)計教程表得出，選用A型普通平鍵：bh=55 mm，L=18 mm。軸：依據(jù)大齒輪所在軸段的直徑d=41 mm以及軸段長L=46 mm，查機械設(shè)計教程表得出，選用A型普通平鍵：bh=128 mm，L=36 mm。 依據(jù)聯(lián)軸器所在軸段的直徑d=21 m

48、m以及軸段長L=35 mm,查機械設(shè)計教程表得出，選用A型普通平鍵：bh=66 mm，L=28 mm。軸：根據(jù)蝸輪所在軸段的直徑d=48 mm以及軸段的長度L=68 mm,查機械設(shè)計教程表得出，選用A型普通平鍵：bh=128 mm,L=56 mm。 根據(jù)槽輪所在軸段的直徑d=32 mm以及軸段的長度L=28 mm,查表得出，選用A型普通平鍵：bh=108 mm,L=22 mm。軸：根據(jù)蝸輪所在軸段的直徑d=40mm以及軸段的長度L=68 mm,查機械設(shè)計教程表得出，選用A型普通平鍵：bh=128 mm,L=56 mm。 根據(jù)圓柱凸輪機構(gòu)所在軸段的直徑d=34 mm以及軸段的長度L=164 mm

49、,查表得出，選用A型普通平鍵：bh=108 mm，L=63 mm7。 3.3.7 軸的強度校核軸：1) 對齒輪1進(jìn)行受力分析，根據(jù)下列公式計算出齒輪1所受的切向力Ft1、徑向力Fr1。Ft1=2T1d1（54） 式中，F(xiàn)t1作用在小齒輪上的切向力，單位為N； T1小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為Nmm。Fr1=Ft1tan（55）式中，F(xiàn)r1作用在小齒輪上的徑向力，單位為N； 壓力角。根據(jù)公式（54）和公式（55）計算Ft1和Fr1。Ft1=2T1d1=220.7710348=865.42 NFr1=Ft1tan=865.42tan20=314.99 N2) 計算兩支承處的水平支反力FNH1、FNH2

50、和垂直支反力FNV1、FNV2。由Ft174=FNH2158，得出FNH2=405.32 N，F(xiàn)NH1=460.1 N。由Fr174=FNV2158，得出FNV2=147.53 N，F(xiàn)NV1=167.46 N。3) 畫出彎矩圖和扭矩圖。彎矩圖和扭矩圖如圖 7所示。4) 依據(jù)公式校核軸的強度。ca=MW2+4T2W2=M2+T2W-1（56）式中，ca軸的計算應(yīng)力，單位為MPa； M軸受到的彎矩，單位為Nmm； 折合系數(shù)，此處取值為0.3； T軸受到的轉(zhuǎn)矩，單位為Nmm； W軸的抗彎截面系數(shù)，單位為mm3； -1對稱循環(huán)變應(yīng)力時的許用彎曲應(yīng)力，單位為MPa。計算軸的抗彎截面系數(shù)W。由WT=2W得

51、，W=WT2=0.1d13=0.1523=14060.8 MPa根據(jù)公式（56）計算軸應(yīng)力ca。ca=M2+T2W=36232.422+(0.320770)214060.8=2.615根據(jù)軸的材料從表15-1中確定許用彎曲應(yīng)力：-1=55 MPa。所以ca 1，故軸滿足強度要求。軸：1) 對齒輪2進(jìn)行受力分析，按公式（54）和公式（55）計算齒輪2所受的切向力Ft2、徑向力Fr2。Ft2=2T2d2=220.36103154=264.42 NFr2=Ft2tan=264.42tan20=96.24 N1) 計算兩支承處的水平支反力FNH1、FNH2和垂直支反力FNV1、FNV2。由Ft184.

52、5=FNH2157.5得出，F(xiàn)NH2=141.86 N，F(xiàn)NH1=122.56 N。由Fr184.5=FNV2157.5得出，F(xiàn)NV2=51.63 N，F(xiàn)NV1=44.61 N。2) 畫出彎矩圖和扭矩圖。彎矩圖和扭矩圖如圖 8所示。圖 7 軸彎矩扭矩圖圖 8 軸彎矩扭矩圖1) 依據(jù)公式校核軸的強度。已知T=20.36103 Nmm，M=11021.02 MPa計算軸的抗彎截面系數(shù)W。由WT=2W得，W=WT2=0.1d13=0.1413=6892.1 mm3根據(jù)公式（56）計算軸所受應(yīng)力ca。ca=M2+T2W=11021.022+(0.320360)26892.1=1.83根據(jù)軸的材料從表中

53、確定許用彎曲應(yīng)力：-1=55 MPa。所以ca 1，故軸滿足強度要求。3.3.8 鍵的強度校核根據(jù)下列公式對鍵的強度進(jìn)行校核：bs=2000Tkld=4000Thldbs（57）式中，bs擠壓應(yīng)力計算值，單位為MPa； T軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為Nmm； h鍵的高度，單位為mm； d鍵所在軸的軸徑，單位為mm。 bs許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa,見表6-2； l鍵的工作長度，圓頭平鍵的工作長度按下式計算： l=L-b（58）其中，L鍵的公稱長度，單位為mm； b鍵的寬度，單位為mm。軸：根據(jù)公式（57）計算擠壓應(yīng)力bs：bs=2000Tkld=4000Thld=400020.77518-515=85

54、.21 MPa 根據(jù)載荷性質(zhì)及材料查表6-2得bs=120 MPa。 因為bs bs，所以鍵滿足強度要求。軸：按照公式（57）計算擠壓應(yīng)力bs：bs1=2000Tkld=4000Thld=400020.368(36-12)41=10.346 MPa bs2=2000Tkld=4000Thld=400020.366(286)21=29.38 MPa根據(jù)載荷性質(zhì)及材料查表6-2得bs=120 MPa。因為bs1 bs，bs2bs，所以鍵滿足強度要求。3.3.9 滾動軸承的潤滑與密封在選擇潤滑方式的時候，應(yīng)盡可能選擇結(jié)構(gòu)比較簡單的潤滑方式，若選用油潤滑，可以用箱體內(nèi)的油直接潤滑滾動軸承，而且采用油潤滑的方式有利于軸承的冷卻熱散，所以此處滾動軸承潤滑方式選擇油潤滑。3.4 執(zhí)行部分的設(shè)計3.4.1 校直送絲部分的設(shè)計已知所生產(chǎn)鋼釘長度為60mm,中心距L=55mm，此處槽輪機構(gòu)的槽數(shù)選取為4。R=Lsin=Lsin=55sin4=38.8939 mmS=Lcos=Lcos=55cos4=38.8939