快速硬幣分揀裝置的結構設計含SW三維圖

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 寧XX大學 畢業(yè)設計(論文) 快速硬幣分揀裝置的結構設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 摘 要 大面值貨幣的電子化，小面值貨幣的硬幣化是各國貨幣發(fā)行的趨勢。隨著硬幣在公交車、自動售貨機等場合的使用，對硬幣的高效率自動化處理提出了要求，硬幣計數(shù)機、硬幣計數(shù)包卷機由此而得到發(fā)展。硬幣計數(shù)、包卷的前提必須使硬幣隊列化排列，以方便電子設備對其進行計數(shù)，因此硬幣隊列化輸送裝置是以上兩種設備的關鍵部件。硬幣隊列化裝置的功能首先要實現(xiàn)對硬幣的隊列化排列；隊列化排列后的硬幣在輸送的驅動下沿輸幣道輸出，通過輸幣道上的計數(shù)器實現(xiàn)對硬幣的計數(shù)。為實現(xiàn)多種硬幣的計數(shù)，輸幣道的寬度根據(jù)硬幣的尺寸應有級可調，同時不同厚度的硬幣能在壓幣壓緊產生的摩擦力下可靠輸出。 關鍵詞：硬幣隊列化輸送裝置，硬幣隊列化，輸送裝置 49 目 錄 摘 要 I 目 錄 II 第1章 緒論 1 1.1設計背景 1 1..2 硬幣隊列化輸送裝置的原理 1 第2章 整體方案設計 2 2.1設計思路 2 2.2方案設計 2 第3章 傳動方案的選擇 3 第4章 電動機的選擇計算 6 4.1電動機選擇步驟 6 4.1.1型號的選擇 6 4.1.2功率的選擇 7 4.1.3 轉速的選擇 7 4.2 電動機型號的確定 7 第5章 軸的設計 9 5.1 軸的分類 9 5.2軸的材料 10 5.3軸的結構設計 10 5.4 軸的設計計算 12 5.4.1 按扭轉強度計算 12 5.4.2 按彎扭合成強度計算 13 5.4.3 軸的剛度計算概念 14 5.4.4 軸的設計步驟 14 5.5各軸的計算 14 5.5.1高速軸計算 14 5.5.2中間軸設計 17 5.5.3低速軸設計 20 5.6軸的設計與校核 23 5.6.1高速軸設計 23 5.6.2中間軸設計 24 5.6.3 低速軸設計 24 5.6.4高速軸的校核 24 第6章 聯(lián)軸器的選擇 25 6.1聯(lián)軸器的功用 25 6.2聯(lián)軸器的類型特點 25 6.3 聯(lián)軸器的選用 26 6.4 聯(lián)軸器材料 26 第7章 圓柱齒輪傳動設計 28 7.1 齒輪傳動特點與分類 28 7.2 ?齒輪傳動的主要參數(shù)與基本要求 28 7.2.1主要參數(shù) 29 7.2.2 精度等級的選擇 30 7.2.3 齒輪傳動的失效形式 30 7.3齒輪參數(shù)計算 30 第8章 軸承的設計及校核 38 8.1軸承種類的選擇 38 8.2深溝球軸承結構 38 8.3軸承計算 40 第9章 箱體設計 41 第10章 硬件電路設計 43 10.1硬件電路設計 43 10.1.1 數(shù)控系統(tǒng)的硬件結構 43 10.1.2 數(shù)控系統(tǒng)硬件電路的功能 43 10.2關于各線路元件之間線路連接 44 10.3關于電路原理圖的一些說明 45 參考文獻 48 總 結 49 致 謝 50 第1章 緒論 1.1設計背景 大面值貨幣的電子化，小面值貨幣的硬幣化是各國貨幣發(fā)行的趨勢。隨著硬幣在公交車、自動售貨機等場合的使用，對硬幣的高效率自動化處理提出了要求，硬幣計數(shù)機、硬幣計數(shù)包卷機由此而得到發(fā)展。硬幣計數(shù)、包卷的前提必須使硬幣隊列化排列，以方便電子設備對其進行計數(shù)，因此硬幣隊列化輸送裝置是以上兩種設備的關鍵部件。硬幣隊列化裝置的功能首先要實現(xiàn)對硬幣的隊列化排列；隊列化排列后的硬幣在輸送的驅動下沿輸幣道輸出，通過輸幣道上的計數(shù)器實現(xiàn)對硬幣的計數(shù)。為實現(xiàn)多種硬幣的計數(shù)，輸幣道的寬度根據(jù)硬幣的尺寸應有級可調，同時不同厚度的硬幣能在壓幣壓緊產生的摩擦力下可靠輸出。 1..2 硬幣隊列化輸送裝置的原理圖 其工作過程為：輸送將儲幣斗中的硬幣輸送到幣盤上，幣盤轉動時由于離心力的作用，將硬幣加速并使其連續(xù)排列在幣盤邊緣，與圍擋緊貼，圍擋缺口與幣道入口之間有一段連接過渡部分，由引導弧板和連接底板組成，引導弧板對硬幣的運動起引導作用，幣盤中的硬幣在引導弧處滑出幣盤，進入輸幣道，硬幣在幣道壓幣的動下在幣道中滑行并輸出。 第2章 整體方案設計 2.1設計思路 本文著重對硬幣隊列化輸送裝置的機械部分進行設計，將硬幣隊列化輸送裝置的機械部分設計成三部分，其中送退機構主要實現(xiàn)送與退，以及通過退將物捆緊待加熱，粘貼。夾壓剪切機構主要實現(xiàn)的頂緊固定，并在包裝通過熱熔搭接器加熱融化后實現(xiàn)對的夾壓，以便使迅速粘結。在送退機構電機反轉進行退時，為避免退回的在機箱內纏繞齒輪及其它部件，本文將設計一個儲箱放在機箱內，存放多余的包裝，既增加了安全性，又使下次有足夠的緩沖時間。根據(jù)行業(yè)包裝機械的參數(shù)要求, 為保證硬幣隊列化輸送裝置能夠高效正常運轉，特對本機的設計提出如下要求： a.工作臺面平整、光亮，不應有銹點、凹陷等缺陷; b. 表面涂漆或噴塑牢固、光滑、色澤均勻.不應有劃痕、磕碰等有損美觀的缺陷。 2.2方案設計 整個系統(tǒng)分為：機械系統(tǒng)和控制系統(tǒng)。 機械系統(tǒng)分為：送、退張緊機構，封接機構。 控制系統(tǒng)分為：步進電機控制系統(tǒng)，氣動控制系統(tǒng)。 機械系統(tǒng)分為：送、退張緊機構，封接機構。機原理圖如圖2.1所示 送、退張緊機構主要完成送入和退出，由電機、摩擦輪、齒輪、同步輪、小軌道等部件組成。送退機構原理示意圖如圖2.2所示，在機器進入工作準備狀態(tài)時，通過摩擦輪正轉，依靠摩擦力使從儲箱中拉出送入軌道；當碰到觸動開關后，壓緊機構的第一壓頭將端壓緊，同時電機動摩擦輪開始反轉，將多余的從軌道中拉出退入儲箱中，已達到使紙箱捆緊的目的。 圖2.2 送退機構原理示意圖 封接機構 封接機構原理示意圖如圖2.3所示。在進行時，其頭和尾都需要用夾壓機構進行夾緊，以便完成熱熔搭接工作。夾壓機構共有三個壓頭，由安裝在同一軸上的三個凸輪分別控制，其中的第一壓頭夾壓頭，第二壓頭夾壓尾，兩層中間先由隔離器隔開，然后再由隔離器引導熨頭進入兩層子中間，以待熱熔搭接。 收緊捆繞在包裝件上后，為了使它在流通過程中不松散，就必須將的兩端構成牢固的連接，才能保證的可靠與安全。在封接壓頭，即第三壓頭的作用下，由電熱板對其加熱使表面熔融，然后經過加壓冷卻而得到熔接連接。 第3章 傳動方案的選擇 傳動裝置總體設計的目的是確定傳動方案、選定電機型號、合理分配傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，為計算各級傳動件準備條件。由于我們的實驗的要求較高，電機輸入的最高轉速較大，為了減少成本，降低對電機的要求，同時能夠滿足減震器試驗臺的正常工作，我們對減震器采用這樣的方案:變頻電機通過帶輪的傳遞，到達第一對嚙合齒輪，為了讓減速器具有變速功能，我們使第二對嚙合齒輪為雙聯(lián)齒輪，最后由輸出軸傳遞給偏心輪機構。因為本試驗屬于多功能測試，包括了靜特性試驗、疲勞試示功試驗、耐久試驗。所以對整個傳遞要求較高。所以第一、二根軸;兩端采用角接觸球軸承，第三根軸采用一頭用角接觸球軸承另一頭采用普通調心球軸承。 注意點是使用這個傳動方案應保證工作可靠，并且結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、 傳動效率高和使用維護便利。 減速器設計 二級圓柱齒輪減速器傳動比一般為8～40，用斜齒、直齒或人字齒，結構簡單，應用廣泛。展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度；分流式則齒輪相對于軸承對稱布置，常用于較大功率、變載荷場合。同軸式減速器，長度方向尺寸較小，但軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差。兩級大齒輪直徑接近有利于浸油潤滑，軸線可以水平、上下或鉛垂布置，如圖： 圖中展開式又可以有下面兩種，如下所示： 根據(jù)材料力學（工程力學）可以算出在相同載荷作用下，a方案優(yōu)先于b方案，∴ 最終選a 由裝配圖查得，。 由裝配圖查得， 綜上所述：可得y1＜y2 。 ∴選a方案。 第4章 電動機的選擇計算 合理的選擇電動機是正確使用的先決條件。選擇恰當，電動機就能安全、經濟、可靠地運行；選擇得不合適，輕者造成浪費，重者燒毀電動機。選擇電動機的內容包括很多，例如電壓、頻率、功率、轉速、啟動轉矩、防護形式、結構形式等，但是結合農村具體情況，需要選擇的通常只是功率、轉速、防護形式等幾項比較重要的內容，因此在這里介紹一下電動機的選擇方法及使用。 4.1電動機選擇步驟 電動機的選擇一般遵循以下三個步驟： 4.1.1型號的選擇 電動機的型號很多，通常選用異步電動機。從類型上可分為鼠籠式與繞線式異步電動機兩種。常用鼠籠式的有J、J2、JO、JO2、JO3系列的小型異步電動機和JS、JSQ系列中型異步電動機。繞線式的有JR、JR O2系列小型繞線式異步電動機和JRQ系列中型繞線式異步電動機。 從電動機的防護形式上又可分為以下幾種： 1．防護式。這種電動機的外殼有通風孔，能防止水滴、鐵屑等物從上面或垂直方向成45o以內掉進電動機內部，但是灰塵潮氣還是能侵入電動機內部，它的通風性能比較好，價格也比較便宜，在干燥、灰塵不多的地方可以采用?！癑”系列電動機就屬于這種防護形式。 2．封閉式。這種電動機的轉子，定子繞組等都裝在一個封閉的機殼內，能防止灰塵、鐵屑或其它雜物侵入電動機內部，但它的密封不很嚴密，所以還不能在水中工作，“JO”系列電動機屬于這種防護形式。在農村塵土飛揚、水花四濺的地方（如農副業(yè)加工機械和水泵）廣泛地使用這種電動機。 3．密封式。這種電動機的整個機體都嚴密的密封起來，可以浸沒在水里工作，農村的電動潛水泵就需要這種電動機。 實際上，農村用來帶動水泵、機磨、脫粒機、扎花機和粉碎機等農業(yè)機械的小型電動機大多選用JO、JO2系列電動機。 在特殊場合可選用一些特殊用途的電動機。如JBS系列小型三相防爆異步電動機，JQS系列井用潛水泵三相異步電動機以及DM2系列深井泵用三相異步電動機。 4.1.2功率的選擇 一般機械都注明應配套使用的電動機功率，更換或配套時十分方便，有的農業(yè)機械注明本機的機械功率，可把電動機功率選得比它大10%即可（指直接傳動）。一些自制簡易農機具，我們可以憑經驗粗選一臺電動機進行試驗，用測得的電功率來選擇電動機功率。 電動機的功率不能選擇過小，否則難于啟動或者勉強啟動，使運轉電流超過電動機的額定電流，導致電動機過熱以致燒損。電動機的功率也不能選擇太大，否則不但浪費投資，而且電動機在低負荷下運行，其功率和功率因數(shù)都不高，造成功率浪費。 選擇電動機功率時，還要兼顧變壓器容量的大小，一般來說，直接啟動的最大一臺鼠籠式電動機，功率不宜超過變壓器容量的1/3。 4.1.3 轉速的選擇 選擇電動機的轉速，應盡量與工作機械需要的轉速相同，采用直接傳動，這樣既可以避免傳動損失，又可以節(jié)省占地面積。若一時難以買到合適轉速的電動機，可用皮帶傳動進行變速，但其傳動比不宜大于3。 異步電動機旋轉磁場的轉速（同步轉速）有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min等。異步電動機的轉速一般要低2%～5%，在功率相同的情況下，電動機轉速越低體積越大，價格也越高，而且功率因數(shù)與效率較低；高轉速電動機也有它的缺點，它的啟動轉矩較小而啟動電流大，拖動低轉速的農業(yè)機械時傳動不方便，同時轉速高的電動機軸承容易磨損。所以在農業(yè)生產上一般選用1500r/min的電動機，它的轉速也比較高，但它的適應性較強，功率因數(shù)也比較高。 4.2 電動機型號的確定 本減速器所選擇的參數(shù)如下： 取速度：1000r/min——6級電動機 型號： Y132M1-6 額定功率： 4kw 滿載功率： 960r/min 堵轉轉距/額定轉距：2.0 最大轉距/額定轉距：2.0 工作轉速nω: 33.33r/min I總=nm/nω=960/33.33=28.8 效率的選擇： 彈性套柱銷聯(lián)軸器：?1=0.99 6級精度圓柱齒輪傳動：?2=0.97 7級精度圓柱齒輪傳動：?3=0.98 3級滾子軸承：?4=0.938 滾子鏈傳動：?5=0.96 ?總=η1η2η3η4η5=0.8503 pd=pω/η總=3.14kw 取錐齒輪傳動比(低速級)i1=2.5;i2=i/i1=4 圓柱斜齒輪傳動比(高速級)i2=4 鏈輪傳動比i0=2.88 1、擬定傳動方案選擇電動機 （1）傳動方案（一）：運輸帶F=1500N，v =1.2m/s，卷筒D=200mm。 （2）電動機的選擇 ① 由公式 P1=Fv=1500×1.2=1.8 kw n1===191. r/min ② 求電機功率P5 P= P電η η=ηa·ηb·η齒2·ηz3 P= Fv 查閱資料可得：選取?1=0.99 — 彈性柱銷聯(lián)軸器 ?2=0.97 — 6級精度齒輪的效率 ?3=0.98— 7級精度齒輪的效率 ?4=0.938 — 滾動滾子軸承的效率 ?5=0.96—滾子鏈傳動 則?總=η1η2η3η4η5=0.8503 P5===2.127 kw 查閱資料可得：取 i=8~60 則 n5=n1i=191×(8~60)=1528~11460 (r/min) 電動機符合這一范圍的同步轉速有1500、3000，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動比，顯然選擇3000 r/min的同步轉速電動機比較合適。 電動機型號 額定功率 滿載轉速 極數(shù) (額定轉矩)堵轉轉矩 最大轉矩 (額定轉矩) Y100L1－4 2.2 kw 1420 r/min 4 2.2 kw 2.2 kw 第5章 軸的設計 機器上所安裝的旋轉零件，例如帶輪、齒輪、聯(lián)軸器和離合器等都必須用軸來支承，才能正常工作，因此軸是機械中不可缺少的重要零件。本章將討論軸的類型、軸的材料和輪轂聯(lián)接，重點是軸的設計問題，其包括軸的結構設計和強度計算。結構設計是合理確定軸的形狀和尺寸，它除應考慮軸的強度和剛度外，還要考慮使用、加工和裝配等方面的許多因素。 5.1 軸的分類 按軸受的載荷和功用可分為： 1.心軸：只承受彎矩不承受扭矩的軸，主要用于支承回轉零件。如.車輛軸和滑輪軸。 2.傳動軸：只承受扭矩不承受彎矩或承受很小的彎矩的軸,主要用于傳遞轉矩。如汽車的傳動軸。 3.轉軸：同時承受彎矩和扭矩的軸，既支承零件又傳遞轉矩。如減速器軸。 5.2軸的材料 主要承受彎矩和扭矩。軸的失效形式是疲勞斷裂，應具有足夠的強度、韌性和耐磨性。軸的材料從以下中選?。? 1. 碳素鋼 　　優(yōu)質碳素鋼具有較好的機械性能，對應力集中敏感性較低，價格便宜，應用廣泛。例如：35、45、50等優(yōu)質碳素鋼。一般軸采用45鋼，經過調質或正火處理；有耐磨性要求的軸段，應進行表面淬火及低溫回火處理 。輕載或不重要的軸，使用普通碳素鋼Q235、Q275等。 2. 合金鋼 合金鋼具有較高的機械性能，對應力集中比較敏感，淬火性較好，熱處理變形小，價格較貴。多使用于要求重量輕和軸頸耐磨性的軸。例如：汽輪發(fā)電機軸要求，在高速、高溫重載下工作，采用27Cr2Mo1V、38CrMoAlA等?；瑒虞S承的高速軸，采用20Cr、20CrMnTi等。 3. 球墨鑄鐵 球墨鑄鐵吸振性和耐磨性好，對應力集中敏感低，價格低廉，使用鑄造制成外形復雜的軸。例如：內燃機中的曲軸。 5.3軸的結構設計 如圖所示為一齒輪減速器中的的高速軸。軸上與軸承配合的部份稱為軸頸，與傳動零件配合的部份稱為軸頭，連接軸頸與軸頭的非配合部份稱為軸身，起定位作用的階梯軸上截面變化的部分稱為軸肩。 軸結構設計的基本要求有： （1）、便于軸上零件的裝配 軸的結構外形主要取決于軸在箱體上的安裝位置及形式，軸上零件的布置和固定方式，受力情況和加工工藝等。為了便于軸上零件的裝拆，將軸制成階梯軸，中間直徑最大，向兩端逐漸直徑減小。近似為等強度軸。 （2）、保證軸上零件的準確定位和可靠固定 軸上零件的軸向定位方法主要有：軸肩定位、套筒定位、圓螺母定位、軸端擋圈定位和軸承端蓋定位。 1）軸向定位的固定 ① 軸肩或軸環(huán)：如教材圖10-7所示。軸肩定位是最方便可靠的定位方法，但采用軸肩定位會使軸的直徑加大，而且軸肩處由于軸徑的突變而產生應力集中。因此，多用于軸向力較大的場合。定位軸肩的高度h=(0.07—0.1)d，d為與零件相配處的軸徑尺寸。要求r軸óca 所以軸安全。 第6章 聯(lián)軸器的選擇 6.1聯(lián)軸器的功用 聯(lián)軸器是將兩軸軸向聯(lián)接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏移的能力，為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯(lián)軸器還應具有一定的緩沖減震性能。聯(lián)軸器有時也兼有過載安全保護作用。 6.2聯(lián)軸器的類型特點 　　剛性聯(lián)軸器：剛性聯(lián)軸器不具有補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，也不具有緩沖減震性能；但結構簡單，價格便宜。只有在載荷平穩(wěn)，轉速穩(wěn)定，能保證被聯(lián)兩軸軸線相對偏移極小的情況下，才可選用剛性聯(lián)軸器。 　　 撓性聯(lián)軸器：具有一定的補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，最大量隨型號不同而異。 　　無彈性元件的撓性聯(lián)軸器 承載能力大，但也不具有緩沖減震性能，在高速或轉速不穩(wěn)定或經常正、反轉時，有沖擊噪聲。適用于低速、重載、轉速平穩(wěn)的場合。 　　非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器 在轉速不平穩(wěn)時有很好的緩沖減震性能；但由于非金屬（橡膠、尼龍等）彈性元件強度低、壽命短、承載能力小、不耐高溫和低溫，故適用于高速、輕載和常溫的場合 　　金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器 除了具有較好的緩沖減震性能外，承載能力較大，適用于速度和載荷變化較大及高溫或低溫場合。 　　安全聯(lián)軸器：在結構上的特點是，存在一個保險環(huán)節(jié)（如銷釘可動聯(lián)接等），其只能承受限定載荷。當實際載荷超過事前限定的載荷時，保險環(huán)節(jié)就發(fā)生變化，截斷運動和動力的傳遞，從而保護機器的其余部分不致?lián)p壞，即起安全保護作用。 　　起動安全聯(lián)軸器：除了具有過載保護作用外，還有將機器電動機的帶載起動轉變?yōu)榻瓶蛰d起動的作用。 6.3 聯(lián)軸器的選用 聯(lián)軸器選擇原則： 　　轉矩T： T↑，選剛性聯(lián)軸器、無彈性元件或有金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器； T有沖擊振動，選有彈性元件的撓性聯(lián)軸器； 　　轉速n：n↑，非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器； 　　對中性：對中性好選剛性聯(lián)軸器，需補償時選撓性聯(lián)軸器； 　　裝拆：考慮裝拆方便，選可直接徑向移動的聯(lián)軸器； 　　環(huán)境：若在高溫下工作，不可選有非金屬元件的聯(lián)軸器； 　　成本：同等條件下，盡量選擇價格低，維護簡單的聯(lián)軸器； 6.4 聯(lián)軸器材料 半聯(lián)軸器的材料常用45、20Cr鋼，也可用ZG270—500鑄鋼。鏈齒硬度最好為40HRC一45HRC。聯(lián)軸器應有罩殼，用鋁合金鑄成。用單排鏈時，滾子和套筒受力，銷軸只起聯(lián)接作用，結構可靠性好；用雙排鏈時，銷軸受剪力，承受沖擊能力較差，銷軸與外鏈板之間的過盈配合容易松動。在高速輕載場合，宜選用較小鏈節(jié)距的鏈條，重量輕，離心力??；在低速重載場合，宜選用較大鏈節(jié)距的鏈條，以便加大承載面積。鏈輪齒數(shù)一般為12~22。為避免過渡鏈節(jié)，宜取偶數(shù)。 本機構查GB4323-84，選用TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其尺寸參數(shù)如表所示， 型號 公稱轉矩N.m 軸孔直徑 軸孔長度L、L1 D S A D0 B 質量 Y,J,J1,Z Kg ? ? d1，d2，dz L、L1 Tl TLL TL1 - 6.3 9-14 14-32 71 3 18 - - 1.16 - TL2 - 16 12-19 20-42 80 3 18 - - 1.64 - TL3 - 31.5 16-22 30-52 95 4 35 - - 2.2 - TL4 - 63 20-28 38-62 106 4 35 - - 3.2 - TL5 TLL1 125 25-35 44-82 130 5 45 200 85 8.36 8.3 TL6 TLL2 250 32-42 60-112 160 5 45 250 105 10.36 15.3 TL7 TLL3 500 40-48 84-112 190 5 45 315 132 15.7 30.0 TL8 TLL4 710 45-63 84-142 224 6 65 315 132 25.4 39.6 TL9 TLL5 1000 50-71 84-142 250 6 65 315 168 31 47.0 TL10 TLL6 2000 60-95 107-172 315 8 80 400 168 65.9 92.6 TL11 TLL7 4000 80-110 132-212 400 10 100 500 210 122.6 172.3 TL12 TLL8 8000 100-130 167-252 475 12 130 500/630 210/265 218.4 304.3 TL13 TLL9 16000 120-170 167-302 600 14 180 710 298 425.8 576.8 T=T0=31.236N.M 取KA=1.7則 TCA=KA*T=1.7*31.236N*M=53.1N*M 許用轉距：63N*M 許用最大轉速：5700r/min 軸徑：20-80mm 第7章 圓柱齒輪傳動設計 齒輪傳動的適用范圍很廣，傳遞功率可高達數(shù)萬千瓦，圓周速度可達150m／s(最高300m／s)，直徑能做到10m以上，單級傳動比可達8或更大，因此在機器中應用很廣。 7.1 齒輪傳動特點與分類 和其他機械傳動比較，齒輪傳動的主要優(yōu)點是：工作可靠，使用壽命長；瞬時傳動比為常數(shù)；傳動效率高；結構緊湊；功率和速度適用范圍很廣等。缺點是：齒輪制造需專用機床和設備，成本較高；精度低時，振動和噪聲較大；不宜用于軸間距離大的傳動等。 按軸的布置方式分： 平行軸傳動，交叉軸傳動，交錯軸傳動 按齒線相對于齒輪母線方向分：直齒，斜齒，人宇齒，曲線齒 按齒輪傳動工作條件分： 閉式傳動，形式傳動，半形式傳動 按齒廓曲線分： 漸開線齒，擺線齒，圓弧齒 按齒面硬度分： 軟齒面(≤350佃)，硬齒面(>350佃) ? 7.2 ?齒輪傳動的主要參數(shù)與基本要求 齒輪傳動應滿足兩項基本要求:1)傳動平穩(wěn);2)承載能力高。 在齒輪設計、生產和科研中，有關齒廓曲線、齒輪強度、制造精度、加工方法以及熱理工藝等，基本上都是圍繞這兩個基本要求進行的。 7.2.1主要參數(shù) ——基本齒廓。漸開線齒輪輪齒的基本齒廓及其基本參數(shù)見表12．2或查閱機械設計手冊。 ——模數(shù)。為了減少齒輪刀具種數(shù)，規(guī)定的標準模數(shù)見表12．3或查閱機械設計手冊。 ——中心距。薦用的中心距系列見表12，4或查閱機械設計手冊。 ——傳動比i、齒數(shù)比u。主動輪轉速nl與從動輪轉速n2之比稱為傳動比i。大齒輪的齒數(shù)z2與小齒輪齒數(shù)z1之比稱為齒數(shù)比u。 減速傳動時，u=i；增速傳動u=1/i 。 ——標準模數(shù)m： ①斜齒輪及人宇齒輪取法向模數(shù)為標準模數(shù)，錐齒輪取大端模數(shù)為標準模數(shù)。 ②標準中優(yōu)先采用第一系列，括號內的模數(shù)盡可能不用。 ——變位系數(shù)。刀具從切制標準齒輪的位置移動某一徑向距離(通稱變位量)后切制的齒輪， 稱為徑向變位系數(shù)。刀具變位量用xm表示，x稱為變位系數(shù)。刀具向齒輪中心移動，x為負值，反之為正值。隨著x的改變，輪齒形狀也改變，因而可使?jié)u開線上的不同部分作為工作齒廓，以改善嚙合性質。 ， 由變位齒輪所組成的齒輪傳動，若兩輪變位系數(shù)的絕對值相等，但一為正值，另一為負值，即x1=-x2稱為“高度變位”，此時，傳動的嚙合角等于分度圓壓力角，分度圓和節(jié)圓重合，中心距等于標準齒輪傳動中心距，只是齒頂高和齒根高有所變化。 若x1=-x2；x1+x2≠0，這種齒輪傳動稱為角度變位齒輪傳動。此時，嚙合角將不等于分度圓壓力角，分度圓和節(jié)圓不再重合。 7.2.2 精度等級的選擇 在漸開線圓柱齒輪和錐齒輪精度標準(GBl0095—-88和GBll365—89)中，規(guī)定了12個精度等級，按精度高低依次為1—12級，根據(jù)對運動準確性、傳動平穩(wěn)性和載荷分布均勻性的要求不同，每個精度等級的各項公差相應分成三個組：第工公差組、第Ⅱ公差組和第Ⅲ公差組。 7.2.3 齒輪傳動的失效形式 齒輪傳動的失效形式主要有輪齒折斷和齒面損傷兩類。齒面損傷又有齒面接觸疲勞磨 損(點蝕)、膠合、磨粒磨損和塑性流動等。 減速器中齒輪分布如圖所示，齒輪的傳動形式一般有： 1） 開式齒輪傳動：按齒根彎曲疲勞強度設計公式作齒輪的設計計算，不按齒面接觸疲勞強度設計公式計算，也無需用齒面接觸疲勞強度校核公式進行校核。開式齒輪傳動，將計算所得模數(shù)加大10%-15%（考慮磨損影響。傳遞動力的齒輪模數(shù)一般不小于1.5-2mm（以防意外斷齒）。 2） 閉式齒輪傳動：方法一軟齒面閉式齒輪傳動傳動，接觸疲勞點蝕是主要失效形式，計算時先按齒面接觸疲勞強度設計公式求出小齒輪直徑d1和接觸齒寬b，再用齒根彎曲疲勞強度校核公式進行校核。硬齒面閉式齒輪傳動計算時先按齒根彎曲疲勞強度設計公式求出模數(shù)m和接觸齒寬b，再用齒面接觸疲勞強度校核公式進行校核。 方法二 不論軟硬齒面都分別按彎曲疲勞強度設計公式求出模數(shù)m,按接觸疲勞強度設計公式求出小齒輪分度圓直徑d1，再按d1=mZ1調整齒數(shù)Z1。與方法一相比，這樣設計出的齒輪傳動，既剛好滿足接觸疲勞強度，又剛好滿足彎曲疲勞強度，所以結構緊湊，避免浪費。 7.3齒輪參數(shù)計算 材料選擇：小齒輪40C r（調質）硬度280HBs 大齒輪45#鋼（調質）硬度240HBs；（硬度差40HBs）材料選擇： 運輸機為一般工作機器速度不高，故選用6級和7級精度（GB10095-88） 選擇初選螺旋角β=14度，取Z1=21，Z2=4*21=84 高速級斜齒輪、圓柱齒輪傳動的設計計算 （1）選擇精度等級、材料及齒數(shù) 選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS； 減速器一般選用7級精度（GB10095-88） 選擇z1=20，由z2= i高z1=53.45，圓整z2=54 則 i高= z2/z1=54/20=2.7 Δi=%=1%＜±2.5%，u=2.7 i高= i高’=2.7 選取螺旋角，初選螺旋角β=14° （2）按齒面接觸強度設計（以下公式、表、圖均出自《機械設計》） d1t≥ ① 試選載荷系數(shù)kt=1.6 ② 查閱資料可得，選取區(qū)域系數(shù)zH=2.433 ③ 查閱資料可得，=0.78, =0.87, 則：=+=0.78+0.87=1.65 ④ 查閱資料可得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=560Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=531Mpa ⑤ 查閱資料可得，選取持寬系數(shù)=1 ⑥ 查閱資料可得，材料的彈性影響系數(shù)zE=200Mpa ⑦ 查閱資料可得，計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60·nⅢJLh=60×1420×1×(1×8×300×10)=2.045×1010 N2=N1/μ=2.045×1010/2.7=7.574×109 ⑧ 查閱資料可得，接觸疲勞強度系數(shù)kHN1=1，kHN2=1.11 ⑨ 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)s=1（《簡明機械零件設計手冊》） ==1×560＝560 Mpa ==1.11×531＝589.4 Mpa （3）計算小齒輪分度圓直徑dt =(+)/2=(560+589.4)/2=574.7 Mpa ① d1t==29mm ② 計算圓周速度 v===2.1 m/s ③ 計算齒寬b及模數(shù)mnt b=φdd1t=1×29=29mm mnt= h=2.25mnt=2.25×1.34=3.28mm b/h=29/3.28=8.84 ④ 計算縱向重合度 =0.318×1×21×=1.665 ⑤ 計算載荷系數(shù)k 查閱資料可得，kA=1 根據(jù)v=3 m/s，7級精度，查閱資料可得，kv=1.15 查閱資料可得，kHβ的計算公式 kHβ=1.15+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.31×10－3×b =1.15+0.18(1+0.6) +0.31×10－3×29 =1.447 查閱資料可得，kFβ=1.31 查閱資料可得，kHα= kFα=1.4 載荷系數(shù)k=kAkv kHβkHα=1×1.4×1.447×1.4=2.31 ⑥ 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑， d1=d1t=29=32.77mm ⑦ 計算模數(shù)mn mn= （3）按齒根彎曲強度設計 mn≥ 確定計算參數(shù) ① 計算載荷系數(shù) k=kAkv kFαkFβ=1×1.14×1.4×1.31=2.09 ② 根據(jù)縱向重合度εβ＝1.665，查閱資料可得，螺旋角影響系數(shù) Yβ=0.90 ③ 計算當量齒數(shù) zr1===22.5 zr2===86.59 ④ 查取齒形系數(shù)， 由資料可得，YFa1=2.724，YFa2=2.284 ⑤ 查取應力校正系數(shù)，Ysa1=1.568，Ysa2=1.727 ⑥ 查閱資料可得，小齒輪的彎曲疲勞強度=560Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限=531Mpa ⑦ 查閱資料可得，彎曲疲勞壽命系數(shù)，KFN1=0.83，KFN2=0.87 ⑧ 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s＝1.4， ===332 Mpa ===330Mpa ⑨ 計算大、小齒輪的并加以比較 ==0.01286 ==0.01195 大齒輪的數(shù)值大。 設計計算 mn≥=1.1mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，mn＝2，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=29 z1===20 取z1=20，則z2=uz1=2.9×27=78.3，圓整取z2=79。 （4）幾何尺寸計算 ① 計算中心矩 a===102.3mm 圓整中心矩 a=120mm ② 按圓整中心矩修正螺旋角 β=arccos= arccos=14.36° 因β值改變不多，故參數(shù)、、zH等不必修正。 ③ 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1===45.42mm d2===162.89mm ④ 計算齒輪寬度 b==1×29=29mm 圓整后取 B2=36mm，B1=45mm 低速級斜齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算 （1）選精度等級、材料及齒數(shù) ① 材料及熱處理仍按高速級的選取 ② 精度選7級精度 ③ 選小齒輪齒數(shù)z1=18，由i低=3.842，則z2= z1i低＝3.842×18=69.158，圓整為z2=70 i低′=70/18=3.89，Δi=×100%=±2.5%，μ=3.742 i高=3.84 ④ 選取螺旋角，初選螺旋角β＝14° （2）按齒面接觸強度設計 （a） d1t≥ ① 試選載荷系數(shù)：kt=1.6 ② 查閱資料可得，選取區(qū)域系數(shù)zH=2.433 ③ 查閱資料可得： 則 ④ 查閱資料可得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限：，大齒輪的接觸疲勞強度極限：。 ⑤ 查閱資料可得選取齒輪系數(shù)： ⑥ 查閱資料可得材料的彈性影響系數(shù)： ⑦ 計算應力循環(huán)次數(shù)： ⑧ 查閱資料可得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.93，KHN2＝0.96 ⑨ 計算接觸疲勞許用應力取決效概率為1％，安全系數(shù)S=L（《簡明機械零件設計手冊》） 計算小齒輪分度圓直徑d1t ① ② 計算圓周速度 ③ 計算齒寬b及模數(shù)mnt h＝2.25 mnt＝2.25×2.048＝4.608mm ④ 計算縱向重合度 ⑤ 計算載荷系數(shù)k 查閱資料可得KA＝1 根據(jù)級精度，查閱資料可得動載系數(shù)Kv＝1.05，查閱資料可得的計算公式： ＝1.15+0.18（1+0.6）+0.31×10-3×38 ＝1.43 查閱資料可得 =1.32 查閱資料可得 載荷系數(shù)： ⑥ 實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，查閱資料可得 ⑦ 計算模數(shù)mn （2）按齒根彎曲強度設計， 確定計算參數(shù) ① 計算載荷系數(shù) ② 根據(jù)縱向重合度＝1.506，查閱資料可得螺旋角影響系數(shù)＝0.88。 ③ 計算當量齒數(shù) ④ 直取齒形系數(shù)（插值法） 查閱資料可得 ＝2.768；＝2.225 ⑤ 查取校正系數(shù) 查閱資料可得 ＝1.558；＝1.765 ⑥ 查閱資料可得小齒輪的彎曲強度極限，大齒輪的彎曲強度極限 ⑦ 查閱資料可得彎曲疲勞壽命系數(shù)：＝0.91；＝0.94 ⑧ 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)：S=1.4， ⑨ 計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 （3）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn＝2，但為了同時滿足接觸疲勞強度需要，接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1＝40mm，則由： 圓整Z3＝23 圓整Z4＝87 （4）幾何尺寸計算 ① 計算中心距 圓整中心矩a＝122mm ② 按圓整后的中心距修正螺旋角 因β值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 ③ 計算大小齒輪的分度圓直徑 ④ 計算齒輪寬度 圓整后取：B4=45mm；B3＝50mm 高速級齒輪傳動 ； ； ； Xn＝0； ； ； ； ； ； ； ； ； 低速轉齒輪傳動 ； ； ； ； ； ； 第8章 軸承的設計及校核 8.1軸承種類的選擇 查《機械設計畢業(yè)設計手冊》第二版 吳宗澤 羅圣國 主編 高等教育出版社出版P62 滾動軸承由于采用兩端固定，采用深溝球軸承。型號為6303和6300。 8.2深溝球軸承結構 深溝球軸承一般由一對套圈，一組保持架，一組鋼球組成。其結構簡單，使用方便，是生產最普遍，應用最廣泛的一類軸承。 　　該類軸承主要用來承受徑向負荷，但也可承受一定量的任一方向的軸向負荷。當在一定范圍內，加大軸承的徑向游隙，此種軸承具有角接觸軸承的性質，還可以承受較大的軸向負荷。 深溝球軸承裝在軸上以后，可使軸或外殼的軸向位移限制在軸承的徑向游隙范圍內。同時，當外殼孔和軸（或外圈對內圈）相對有傾斜時，（不超過8~—16~根據(jù)游隙確定）仍然可以正常地工作，然而，既有傾斜存在，就必然要降低軸承的使用壽命。 　　深溝球軸承與其它類型相同尺寸的軸承相比，摩擦損失最小，極限轉速較高。在轉速較高不宜采用推力球軸承的情況下，可用此類軸承承受純軸向負荷。如若提高其制造精度，并采用膠木、青銅、硬鋁等材質的實體保持架，其轉速還可提高。 型號 內徑d 外徑D 寬度B 倒角r 額定負荷kN 鋼球 極限轉速rpm 重? 量 kg mm inch mm inch mm inch mm inch 動態(tài) 靜態(tài) 數(shù)量 大小 油脂 油 635 5 .1969 19 .7840 6 .2362 0.3 .012 2.34 0.885 9 2.381 34000 40000 0.008 6300 10 .3937 35 1.3780 11 .4331 0.6 .024 8.20 3.50 7 6.350 15000 21000 0.053 6301