自动给料装置传动系统设计

1. PLC自动配料系统模拟设计

系统启动后,配料装置能自动识别货车到位情况及对货车进行自动配料,当车装满时,配料系统能自动关闭.
工作过程
(1)出使状态
系统启动后,红灯L2灭,绿灯L1亮,表明允许汽车开进装料,料斗出料口D2关闭,若料位传感器S1置为OFF(料斗中的料物不满),进料阀开启进料(D4亮),当S1置为ON(料斗中的物料已满),则停止进料(D4)灭,电动机M1,M2,M3和M4均为OFF
(2)装车控制
装车过程中,当汽车开进装车位置时,限位开关SQ1置为ON,红灯信号灯L2亮,绿灯L1灭.同时启动电机M4.经过2S后,再启动M3,再经过2S后启动M2,在经过2S最后启动M1,再经过2S后才打开出料阀(D2亮),物料经料斗出料.
当车装满时,限位开关SQ2为ON,料斗关闭,2S后M1停止,M2在M1停止2S后停止.M3在M2停止2S后停止,M4在M3停止2S后最后停止,同时红灯L2灭,绿灯L1亮,表明汽车可以开走.
(3)停机控制
按下停止按纽SB2,自动配料装车的整个系统终止运行.

2. 机械设计基础课程设计指导书——设计输送机传动装置课程设计

给你做个参考
一、前言
(一)
设计目的：
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。
(二)
传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
二、传动系统的参数设计
原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；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：室内灰尘较大，环境最高温度35°。
动力来源：电力，三相交流380/220伏。
1
、电动机选择
（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
（2）、电动机功率选择：
①传动装置的总效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作机所需的输入功率：
因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③电动机的输出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、确定电动机型号
根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ，满载转速 1440r/min 。
其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。
2
、计算总传动比及分配各级的传动比
（1）、总传动比：i =1440/96=15
（2）、分配各级传动比：
根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）
=15/5=3
3
、运动参数及动力参数计算
⑴、计算各轴转速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵计算各轴的功率（KW）
电动机的额定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶计算各轴扭矩（N•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、传动零件的设计计算
（一）齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）确定有关参数和系数如下：
传动比i
取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数：
=5×20=100
，所以取Z
实际传动比
i =101/20=5.05
传动比误差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齿数比：
u=i
取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°；
则
h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圆直径：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指导书取
φ
齿宽：
b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齿顶圆直径：d ）=66，
d
齿根圆直径：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圆直径：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)计算齿轮传动的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm
（二）轴的设计计算
1
、输入轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据指导书并查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴选d=25mm
⑵、轴的结构设计
①轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
②确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以长度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L =（2+20+55）=77mm
III段直径：
初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直径：
由手册得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm
+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直径：d =50mm. ，长度L =60mm
取L
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm
Ⅵ段直径：d =41mm， L
Ⅶ段直径：d =35mm， L ＜L3，取L
2
、输出轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、轴的结构设计
①轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
②确定轴的各段直径和长度
初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
则
d =42mm
L
= 50mm
L
= 55mm
L
= 60mm
L
= 68mm
L
=55mm
L
四、滚动轴承的选择
1
、计算输入轴承
选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
2
、计算输出轴承
选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm
五、键联接的选择
1
、输出轴与带轮联接采用平键联接
键的类型及其尺寸选择：
带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。
根据轴径d =42mm ，L =65mm
查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机
装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56
则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56
2
、输出轴与齿轮联接用平键联接
=60mm,L
查手册得，选用C型平键，得：
装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45
则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45
3
、输入轴与带轮联接采用平键联接
=25mm
L
查手册
选A型平键，得：
装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50
则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50
4
、输出轴与齿轮联接用平键联接
=50mm
L
查手册
选A型平键，得：
装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49
则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49
六、箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：
七、轴承端盖
主要尺寸计算
轴承端盖：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、减速器的
减速器的附件的设计
1
、挡圈 ：GB886-86
查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58
2
、油标 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
设计参考资料目录
1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

3. 机械设计 带式输送机传动装置

机械设计课程设计 设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器_网络知道
仅供参考

一、传动方案拟定
第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
Y100l2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
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
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、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、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=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

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
（5） 确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求转矩：已知T2=198.58N?m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。

主动轴的设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，
4 确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=50mm
②求转矩：已知T=53.26N?m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够

（7） 滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱体的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm
(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.

九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；
[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

4. 自动供料系统及传送装置设计是怎样的

自动集中供料系统及传送装置设计：
据自动供料系统厂家介绍，自动供料系统的装置工作原理是，立式加工中心防护门打开，托盘开关定位，再将装满工件的夹具放置到加工区域加工。所以当机床加工工件的第一面时，自动供料设备便开始将更多的毛坯件安装到第二个空置的托盘夹具上。当毛坯件端部的第一面加工完成以后，托盘再一次更换位置。自动供料设备从第一个托盘上卸除加工完第一面的工件，然后将其传送到在自动装备防护罩内的“翻板工作站”，最后从内侧板将其安装到工作站上，并通过这一工作站将工件有效地翻转，使未加工面朝上，并再次安装到夹具上夹紧。
自动供料机械设备卸下加工后的零件前，是采用安装在自动供料装备夹钳基座上的高速压缩空气喷嘴，吹除遗留在整个夹具上的切屑，因为在卸除零件等过程中，可能会有一些切屑掉落到一个或多个空穴内，影响下一批工件的正确就位。从毛坯件的安装进行第一面加工到零件完成全部加工，直到将成品传送到下一区域，这个时段大约需要30min。
自动供料系统装置的下部设置有料盘输入机构，料盘输入机构的末端接有料盘自动升降机构，盘自动升降机构的上端与托夹机构相接，在料盘定位及空料盘取出机构上远离托夹机构的一端设有空料盘抬起及堆垛机构。使用本装置不再受料的形状的限制，适合于各种自动装配生产线，真正实现了自动化，而且提高了供料精度，降低了人的劳动强度。
从自动供料系统及传送装置设计的简述中，我们可以知道自动供料系统的的方便就是在于这一些工作不需要过多的人工操作，而是像一个机械人在哪重复操作，所以这种自动供料设备也是在工业行业发展的比较快。

5. 冲床自动送料装置结构图和工作原理

给你介绍下NCF系列滚轮送料机的工作原理吧
送料机与冲床联机时，需要至少2个信版号：送料权、放松（2个信号来自冲床凸轮）
送料机PLC根据设定的送料长度，在收到送料信号后，输出信号到伺服放大器，伺服放大器控制电机运转，电机运转的度数由编码器反馈回伺服放大器，二者配合完成设定的送料长度传送。
当冲床到达下死点时，送料机PLC接收到放松信号，此时PLC输出1个信号驱动电磁阀动作，此电磁阀控制送料机气缸，气缸活塞动作，使送料机构上滚轮松开。
这就是送料机的主要工作过程，如此循环动作，完成冲压过程。

6. 冲压机构及送料机构设计

第一节 冲床冲压机构、送料机构及传动系统的设计
一、 设计题目
设计冲制薄壁零件冲床的冲压机构、送料机构及其传动系统。冲床的工艺动作如图5—1a）所示，上模先以比较大的速度接近坯料，然后以匀速进行拉延成型工作，此后上模继续下行将成品推出型腔，最后快速返回。上模退出下模以后，送料机构从侧面将坯料送至待加工位置，完成一个工作循环。

（a） （b） （c）
图5—1 冲床工艺动作与上模运动、受力情况
要求设计能使上模按上述运动要求加工零件的冲压机构和从侧面将坯料推送至下模上方的送料机构，以及冲床的传动系统，并绘制减速器装配图。
二、 原始数据与设计要求
1．动力源是电动机，下模固定，上模作上下往复直线运动，其大致运动规律如图b）所示，具有快速下沉、等速工作进给和快速返回的特性；
2．机构应具有较好的传力性能，特别是工作段的压力角应尽可能小；传动角γ大于或等于许用传动角[γ]=40o；
3．上模到达工作段之前，送料机构已将坯料送至待加工位置（下模上方）；
4．生产率约每分钟70件；
5．上模的工作段长度l=30~100mm，对应曲柄转角0=（1/3~1/2）π；上模总行程长度必须大于工作段长度的两倍以上；
6．上模在一个运动循环内的受力如图c）所示，在工作段所受的阻力F0＝5000N，在其他阶段所受的阻力F1＝50N；
7．行程速比系数K≥1.5；
8．送料距离H=60~250mm；
9．机器运转不均匀系数δ不超过0.05。
若对机构进行运动和动力分析，为方便起见，其所需参数值建议如下选取：
1）设连杆机构中各构件均为等截面均质杆，其质心在杆长的中点，而曲柄的质心则与回转轴线重合；
2）设各构件的质量按每米40kg计算，绕质心的转动惯量按每米2kg·m2计算；
3）转动滑块的质量和转动惯量忽略不计，移动滑块的质量设为36kg；
6）传动装置的等效转动惯量（以曲柄为等效构件）设为30kg·m2；
7) 机器运转不均匀系数δ不超过0.05。
三、 传动系统方案设计
冲床传动系统如图5－2所示。电动机转速经带传动、齿轮传动降低后驱动机器主轴运转。原动机为三相交流异步电动机，其同步转速选为1500r/min，可选用如下型号：
电机型号 额定功率（kw） 额定转速（r/min）
Y100L2—4 3.0 1420
Y112M—4 4.0 1440
Y132S—4 5.5 1440
由生产率可知主轴转速约为70r/min，若电动机暂选为Y112M—4，则传动系统总传动比约为。取带传动的传动比ib=2，则齿轮减速器的传动比ig=10.285，故可选用两级齿轮减速器。图5—2 冲床传动系统
四、 执行机构运动方案设计及讨论
该冲压机械包含两个执行机构，即冲压机构和送料机构。冲压机构的主动件是曲柄，从动件（执行构件）为滑块（上模），行程中有等速运动段（称工作段），并具有急回特性；机构还应有较好的动力特性。要满足这些要求，用单一的基本机构如偏置曲柄滑块机构是难以实现的。因此，需要将几个基本机构恰当地组合在一起来满足上述要求。送料机构要求作间歇送进，比较简单。实现上述要求的机构组合方案可以有许多种。下面介绍几个较为合理的方案。
1．齿轮—连杆冲压机构和凸轮—连杆送料机构
如图5—3所示，冲压机构采用了有两个自由度的双曲柄七杆机构，用齿轮副将其封闭为一个自由度。恰当地选择点C的轨迹和确定构件尺寸，可保证机构具有急回运动和工作段近于匀速的特性，并使压力角尽可能小。
送料机构是由凸轮机构和连杆机构串联组成的，按机构运动循环图可确定凸轮推程运动角和从动件的运动规律，使其能在预定时间将工件推送至待加工位置。设计时，若使lOG<lOH ，可减小凸轮尺寸。

图5—3 冲床机构方案之一 图5—4冲床机构方案之二
2．导杆—摇杆滑块冲压机构和凸轮送料机构
如图5—4所示，冲压机构是在导杆机构的基础上，串联一个摇杆滑块机构组合而成的。导杆机构按给定的行程速比系数设计，它和摇杆滑块机构组合可达到工作段近于匀速的要求。适当选择导路位置，可使工作段压力角较小。
送料机构的凸轮轴通过齿轮机构与曲柄轴相连。按机构运动循环图可确定凸轮推程运动角和从动件的运动规律，则机构可在预定时间将工件送至待加工位置。
3．六连杆冲压机构和凸轮—连杆送料机构
如图5—5所示，冲压机构是由铰链四杆机构和摇杆滑块机构串联组合而成的。四杆机构可按行程速比系数用图解法设计，然后选择连杆长lEF及导路位置，按工作段近于匀速的要求确定铰链点E的位置。若尺寸选择适当，可使执行构件在工作段中运动时机构的传动角γ满足要求，压力角较小。
凸轮送料机构的凸轮轴通过齿轮机构与曲柄轴相连，若按机构运动循环图确定凸轮转角及其从动件的运动规律，则机构可在预定时间将工件送至待加工位置。设计时，使lIH<lIR，则可减小凸轮尺寸。

图5—5冲床机构方案之三 图5—6冲床机构方案之四
4．凸轮—连杆冲压机构和齿轮—连杆送料机构
如图5—6所示，冲压机构是由凸轮—连杆机构组合，依据滑块D的运动要求，确定固定凸轮的轮廓曲线。
送料机构是由曲柄摇杆扇形齿轮与齿条机构串联而成，若按机构运动循环图确定曲柄摇杆机构的尺寸，则机构可在预定时间将工件送至待加工位置。
选择方案时，应着重考虑下述几个方面：
1）所选方案是否能满足要求的性能指标；
2）结构是否简单、紧凑；
3）制造是否方便，成本可否降低。
经过分析论证，方案1是四个方案中最为合理的方案，下面就对其进行设计。
五、 冲压机构设计
由方案1图5—3可知，冲压机构是由七杆机构和齿轮机构组合而成。由组合机构的设计可知，为了使曲柄AB回转一周，C点完成一个循环，两齿轮齿数比Z1/Z2应等于1。这样，冲压机构设计就分解为七杆机构和齿轮机构的设计。
1．七杆机构的设计
设计七杆机构可用解析法。首先根据对执行构件（滑块F）提出的运动特性和动力特性要求选定与滑块相连的连杆长度CF，并选定能实现上述要求的点C的轨迹，然后按导向两杆组法设计五连杆机构ABCDE的尺寸。
设计此七杆机构也可用实验法，现说明如下。
如图5—7所示，要求AB、DE均为曲柄，两者转速相同，转向相反，而且曲柄在角度的范围内转动时，从动件滑块在l=60mm范围内等速移动，且其行程H=150mm。图5—7 七杆机构的设计

1）任作一直线，作为滑块导路，在其上取长为l的线段，并将其等分，得分点F1、F2、…、Fn（取n=5）。
2）选取lCF为半径，以Fi各点为圆心作弧得K1、K2、…、K5。
3）选取lDE为半径，在适当位置上作圆，在圆上取圆心角为的弧长，将其与l对应等分，得分点D1、D2、…、D5。
4）选取lDC为半径，以Di为圆心作弧，与K1、K2、…、K5对应交于C1、C2、…、C5。
5）取lBC为半径，以Ci为圆心作弧，得L1、L2、…、L5。
6）在透明白纸上作适量同心圆弧。由圆心引5条射线等分（射线间夹角为）。
7）将作好图的透明纸覆在Li曲线族上移动，找出对应交点B1、B2、…、B5，便得曲柄长lAB及铰链中心A的位置。
8）检查是否存在曲柄及两曲柄转向是否相反。同样，可以先选定lAB长度，确定lDE和铰链中心E的位置。也可以先选定lAB、lDE和A、E点位置，其方法与上述相同。
用上述方法设计得机构尺寸如下：
lAB=lDE=100mm， lAE=200mm， lBC= lDC=283mm， lCF=430mm，A点与导路的垂直距离为162mm，E点与导路的垂直距离为223mm。
2．齿轮机构设计
此齿轮机构的中心距a=200mm，模数m=5mm，采用标准直齿圆柱齿轮传动，Z1=Z2=40，ha*=1.0。
六、 七杆机构的运动和动力分析
用图解法对此机构进行运动和动力分析。将曲柄AB的运动一周360o分为12等份，得分点B1、B2、…、B12，针对曲柄每一位置，求得C点的位置，从而得C点的轨迹，然后逐个位置分析滑块F的速度和加速度，并画出速度线图，以分析是否满足设计要求。
图5—8是冲压机构执行构件速度与C点轨迹的对应关系图，显然，滑块在F4~F8这段近似等速，而这个速度值约为工作行程最大速度的40%。该机构的行程速比系数为

故此机构满足运动要求。图5－8 七杆机构的运动和动力分析
在进行机构动力分析时，先依据在工作段所受的阻力F0＝5000N，并认为在工作段内为常数，然后求得加于曲柄AB的平衡力矩Mb，并与曲柄角速度相乘，获得工作段的功率；计入各传动的效率，求得所需电动机的功率为5.3KW，故所确定的电动机型号Y132S—4（额定功率为5.5KW）满足要求。（动力分析具体过程及结果略）。
七、 机构运动循环图
依据冲压机构分析结果以及对送料机构的要求，可绘制机构运动循环图（如图5—9所示）。当主动件AB由初始位置（冲头位于上极限点）转过角（=90o）时,冲头快速接近坯料；又当曲柄由转到（=210o）时，冲头近似等速向下冲压坯料；当曲柄由转到（=240o）时，冲头继续向下运动，将工件推出型腔；当曲柄由转到（=285o）时，冲头恰好退出下模，最后回到初始位置，完成一个循环。送料机构的送料动作，只能在冲头退出下模到冲头又一次接触工件的范围内进行。故送料凸轮在曲柄AB由300o转到390o完成升程，而曲柄AB由390o转到480o完成回程。

图5－9 机构运动循环图
七、送料机构设计
送料机构是由摆动从动件盘形凸轮机构与摇杆滑块机构串联而成，设计时，应先确定摇杆滑块机构的尺寸，然后再设计凸轮机构。
1．四杆机构设计
依据滑块的行程要求以及冲压机构的尺寸限制，选取此机构尺寸如下：
LRH=100mm，LOH=240mm，O点到滑块RK导路的垂直距离=300mm，送料距离取为250mm时，摇杆摆角应为45.24o。
2．凸轮机构设计
为了缩小凸轮尺寸，摆杆的行程应小AB，故取，最大摆角为22.62o。因凸轮速度不高，故升程和回程皆选等速运动规律。因凸轮与齿轮2固联，故其等速转动。用作图法设计凸轮轮廓，取基圆半径r0=50mm，滚子半径rT=15mm。
八、调速飞轮设计
等效驱动力矩Md、等效阻力矩Mr和等效转动惯量皆为曲柄转角的函数，画出三者的变化曲线，然后用图解法求出飞轮转动惯量JF。
九、带传动设计
采用普通V带传动。已知：动力机为Y132S-4异步电动机，电动机额定功率P=5.5KW ，满载转速n1=1440rpm ,传动比i=2, 两班制工作。
（1）计算设计功率Pd
由[6]中的表6-6查得工作情况系数KA =1.4

（2）选择带型 由[6]中的图6-10初步选用A型带
（3）选取带轮基准直径 由[6]中的表6-7选取小带轮基准直径
由[6]中的表6-8取直径系列值取大带轮基准直径：
（4）验算带速V
在(5~25m/s) 范围内，带速合适。
（5）确定中心a和带的基准长度
在 范围内初选中心距
初定带长
查[6]中的表6－2 选取A型带的标准基准长度
求实际中心距
取中心距为500mm。
（6）验算小带轮包角
包角合适
（7）确定带的根数Z
查表得
取Z=3根
（8）确定初拉力
单根普通V带的初拉力
（9）计算带轮轴所受压力


（10）带传动的结构设计（略）
十、齿轮传动设计
齿轮减速器的传动比为ig=10.285，采用标准得双级圆柱齿轮减速器，其代号为
ZLY－112－10－1。


第二节 棒料校直机执行机构与传动系统设计
一、设计题目
棒料校直是机械零件加工前的一道准备工序。若棒料弯曲，就要用大棒料才能加工出一个小零件，如图5－10所示，材料利用率不高，经济性差。故在加工零件前需将棒料校直。现要求设计一短棒料校直机。确定机构运动方案并进行执行机构与传动系统的设计。

图5－10 待校直的弯曲棒料
二、设计数据与要求
需校直的棒料材料为45钢，棒料校直机其他原始设计数据如表5－1所示。
表5－1 棒料校直机原始设计数据
参数

分组 直径d2
(mm) 长度L
(mm) 校直前最大曲率半径ρ
(mm) 最大校直力
(KN) 棒料在校直时转数
(转) 生产率
(根/分)
1 15 100 500 1.0 5 150
2 18 100 400 1.2 4 120
3 22 100 300 1.4 3 100
4 25 100 200 1.5 2 80
注：室内工作，希望冲击振动小；原动机为三相交流电动机，使用期限为10年，每年工作300天，每天工作16小时，每半年作一次保养，大修期为3年。

三、工作原理的确定
1) 用平面压板搓滚棒料校直(图5-11)。此方法的优点是简单易行，缺点是因材料的回弹，材料校得不很直。
2) 用槽压板搓滚棒料校直。考虑到“纠枉必须过正”，故将静搓板作成带槽的形状，动、静搓板的横截面作成图5-12所示形状。用这种方法既可能将弯的棒料校直，但也可能将直的棒料弄弯了，不很理想。
3) 用压杆校直。设计一个类似于图5-13所示的机械装置，通过一电动机，一方面让棒料回转，另一方面通过凸轮使压杆的压下量逐渐减小，以达到校直的目的。其优点是可将棒料校得很直；缺点是生产率低，装卸棒料需停车。
4) 用斜槽压板搓滚校直。静搓板的纵截面形状如图5-14所示，其槽深是由深变浅而最后消失。其工作原理与上一方案使压下量逐渐减小是相同的，故也能将棒料校得很直。其缺点是动搓板作往复运动，有空程，生产效率不够高。虽可利用如图所示的偏置曲柄滑块机构的急回作用，来减少空程损失，但因动搓板质量大，又作往复运动，其所产生的惯性力不易平衡，限制了机器运转速度的提高，故生产率仍不理想。
5) 行星式搓滚校直。如图5-15所示，其动搓板变成了滚子1，作连续回转运动，静搓板变成弧形构件3，其上开的槽也是由深变浅而最后消失。这种方案不仅能将棒料校得很直，而且自动化程度和生产率高，所以最后确定采用此工作原理。图5-11平面压板搓滚棒料校直 图5-12 槽压板搓滚棒料校直

图5-13 压杆校直

图5-14 斜槽压板搓滚校直 图5-15 行星式搓滚校直

四、执行机构运动方案的拟定
行星式棒料校直机有两个执行构件，即动搓板滚子和送料滑块。动搓板滚子的运动为单方向等速连续转动，可将其直接装在机器主轴上。送料滑块的运动为往复移动。图5－16给出了两种送料机构方案，其中图a）为曲柄摇杆机构与齿轮、齿条机构组合，图b）为摆动推杆盘形凸轮机构与导杆滑块机构的组合，曲柄（或凸轮）每转一周送出一根棒料。由于凸轮机构能使送料机构的动作和搓板滚子的运动能更好的协调，故图b）的执行机构运动方案优于图a），下面设计计算针对图b）方案进行。


a) b)
图5-16 行星式棒料校直机执行机构运动方案

五、传动系统运动方案的拟定
初步拟定的传动方案如图5-17所示。驱使动搓板滚子1转动的为主传动链，为提高其传动效率，主传动链应尽可能简短，而且还要求冲击振动小，故图中采用了一级带传动和一级齿轮传动。传动链的第一级采用带传动有下列优点：电动机的布置较自由，电动机的安装精度要求较低，带传动有缓冲减振和过载保安作用。
图5-17 行星式棒料校直机传动方案

六、执行机构设计
由于动搓板滚子1直接装在机器主轴上，只有执行构件，没有执行机构，故只需对送料机构进行设计。对于图5－16b）所示得运动方案，送料机构的设计，实际上就是摆动推杆盘状凸轮机构的设计。
凸轮轴的转动是由滚子轴（传动主轴）的转动经过齿轮机构传动减速而得到的。下面来讨论滚子轴与凸轮轴间的传动比应如何确定。
应注意在校直棒料时，不允许两根棒料同时进入校直区，否则将因两根棒料的相互干扰，可能一根棒料也未被校直。所以一定要待前一根棒料退出落下后，后一根棒料才能进入校直区。
设滚子1的直径，棒料的直径为，校直区的工作角为，从棒料进入到退出工作区，滚子1的转角为。因在棒料校直时的运动状态跟行星轮系传动一样，弧形搓板相当于固定的内齿轮，其内经为，角相当于行星架的转角，根据周转轮系的计算式，即可求得滚子1的相应转角，即

故
设已确定为了校直棒料，棒料需在校直区转过的转数为，校直区的工作角为，则滚子1的直径，可由下式确定：

为了保证不出现两根棒料同时在校直区的现象，应在滚子1转过角度时，送料凸轮4才转一转，由此可定出齿轮的传动比为

图中采用了一级齿轮减速(轮为过轮，用它主要是为了协调中心距)。若一级齿轮减速不能满足要求时，可考虑用二级或三级齿轮减速。
对于第一组数据，并设校直区的工作角为＝1200，则由上面公式可求得滚子1的直径＝240mm，滚子1的转角为＝2550，故取1=2600,从而求得齿轮的传动比为ig＝0.722。故取Zc＝26，Za＝36。
送料滑块应将棒料推送到A点，设推送距离对应的圆心角为300，则可求得滑块行程约为120mm，若取摆杆长lCF＝400mm，则其摆角为17.25o。
确定推杆运动规律，设计凸轮轮廓曲线（略）。
七、传动系统设计
原动机选为Y100L2-4异步电动机，电动机额定功率P=3KW ，满载转速n=1420rpm，则传动系统的总传动比为i＝n/n1，其中n1为滚子1的转速。对于第一组数据，n1＝2600×150/3600 =108.3，总传动比为i＝13.11，若取带传动的传动比为ib＝3.0,则齿轮减速器的传动比为ig＝13.11/3.0=4.3，故采用单级斜齿圆柱齿轮减速器。
带传动和单级斜齿圆柱齿轮减速器的设计（略）。

7. 机械设计 螺旋输送机传动装置设计

一、传动方案拟定

螺旋输送机用减速器方案如下图所示

FD

V

二、电动机的选择

电动机的选择:选用Y系列三相异步电动机

1.带式输送机所需功率

2.初估电动机额定功率P=

V带效率=0.96,一对滚动轴承效率=0.99,闭式齿轮传动效率=0.97(8级精度),联轴器

3.确定电动机转速

选择同步转速为1500电动机,型号为

4．各尺寸及主要性能如下:

额定功率

同步转速

满载转速

额定转矩

最大转矩

质量

(kg)

4.0

1500

1440

2.2

2.2

43

机座号

中心高

安装尺寸

轴伸尺寸

平键尺寸

外形尺寸

112M

112

A

B

D

E

G

L

HD

AC

AD

190

140

28

60

24

400

265

230

190

三、分配各级传动比

初取V带传动比3

则两斜圆柱齿轮 取

综上取传动比

四、 计算运动和动力参数(传动装置运动和动力参数的计算)

1.各轴转速

电动机轴

I轴

II轴

III轴

卷筒轴IV

2.各轴输入功率

I轴

II轴

III轴

卷筒轴IV

3.各轴输入转矩

I轴

II轴

III轴

卷筒轴IV

五、 减速器外传动零件的设计计算

一 V带的设计计算

1：确定计算功率

由V带的工作情况和工作时间长短等因素 取

2：选择带型

根据计算功率小带轮的转速，由表8-6，可选 SPZ型V带

3：确定带轮的基准直径

1）：由表8-7，8-3，初选

2）：验算带速度:

故V带选择合适

3）：计算从动轮的基准直径

由表8-7，选取

4：确定中心距

初选，带的基准长度

由表8-2取

5：验算主动轮的包角

，

主动轮的包角符合要求

6：确定窄V带根数z

由查表8-5c和8-5d得：

由表8-8得：

由表8-2得：

代入式（8-22）得：

故z取z=3

7:计算带的预紧力

查表8-4得：

由于新带容易松弛，所以安装新带时的预紧力为上述预紧力的1.5倍

8：计算压紧力

9验算 实际传动比：

9：带轮结构设计

基准宽度

基准线上槽深

基准线下槽深

槽间距

第一槽对称面

至端面的距离

最小带轮缘厚

带轮宽

外径

轮槽角