快速硬币分拣装置的结构设计含SW三维图

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25 6.2联轴器的类型特点 25 6.3 联轴器的选用 26 6.4 联轴器材料 26 第7章 圆柱齿轮传动设计 28 7.1 齿轮传动特点与分类 28 7.2  齿轮传动的主要参数与基本要求 28 7.2.1主要参数 29 7.2.2 精度等级的选择 30 7.2.3 齿轮传动的失效形式 30 7.3齿轮参数计算 30 第8章 轴承的设计及校核 38 8.1轴承种类的选择 38 8.2深沟球轴承结构 38 8.3轴承计算 40 第9章 箱体设计 41 第10章 硬件电路设计 43 10.1硬件电路设计 43 10.1.1 数控系统的硬件结构 43 10.1.2 数控系统硬件电路的功能 43 10.2关于各线路元件之间线路连接 44 10.3关于电路原理图的一些说明 45 参考文献 48 总 结 49 致 谢 50 第1章 绪论 1.1设计背景 大面值货币的电子化，小面值货币的硬币化是各国货币发行的趋势。随着硬币在公交车、自动售货机等场合的使用，对硬币的高效率自动化处理提出了要求，硬币计数机、硬币计数包卷机由此而得到发展。硬币计数、包卷的前提必须使硬币队列化排列，以方便电子设备对其进行计数，因此硬币队列化输送装置是以上两种设备的关键部件。硬币队列化装置的功能首先要实现对硬币的队列化排列；队列化排列后的硬币在输送的驱动下沿输币道输出，通过输币道上的计数器实现对硬币的计数。为实现多种硬币的计数，输币道的宽度根据硬币的尺寸应有级可调，同时不同厚度的硬币能在压币压紧产生的摩擦力下可靠输出。 1..2 硬币队列化输送装置的原理图 其工作过程为：输送将储币斗中的硬币输送到币盘上，币盘转动时由于离心力的作用，将硬币加速并使其连续排列在币盘边缘，与围挡紧贴，围挡缺口与币道入口之间有一段连接过渡部分，由引导弧板和连接底板组成，引导弧板对硬币的运动起引导作用，币盘中的硬币在引导弧处滑出币盘，进入输币道，硬币在币道压币的动下在币道中滑行并输出。 第2章 整体方案设计 2.1设计思路 本文着重对硬币队列化输送装置的机械部分进行设计，将硬币队列化输送装置的机械部分设计成三部分，其中送退机构主要实现送与退，以及通过退将物捆紧待加热，粘贴。夹压剪切机构主要实现的顶紧固定，并在包装通过热熔搭接器加热融化后实现对的夹压，以便使迅速粘结。在送退机构电机反转进行退时，为避免退回的在机箱内缠绕齿轮及其它部件，本文将设计一个储箱放在机箱内，存放多余的包装，既增加了安全性，又使下次有足够的缓冲时间。根据行业包装机械的参数要求, 为保证硬币队列化输送装置能够高效正常运转，特对本机的设计提出如下要求： a.工作台面平整、光亮，不应有锈点、凹陷等缺陷; b. 表面涂漆或喷塑牢固、光滑、色泽均匀.不应有划痕、磕碰等有损美观的缺陷。 2.2方案设计 整个系统分为：机械系统和控制系统。 机械系统分为：送、退张紧机构，封接机构。 控制系统分为：步进电机控制系统，气动控制系统。 机械系统分为：送、退张紧机构，封接机构。机原理图如图2.1所示 送、退张紧机构主要完成送入和退出，由电机、摩擦轮、齿轮、同步轮、小轨道等部件组成。送退机构原理示意图如图2.2所示，在机器进入工作准备状态时，通过摩擦轮正转，依靠摩擦力使从储箱中拉出送入轨道；当碰到触动开关后，压紧机构的第一压头将端压紧，同时电机动摩擦轮开始反转，将多余的从轨道中拉出退入储箱中，已达到使纸箱捆紧的目的。 图2.2 送退机构原理示意图 封接机构 封接机构原理示意图如图2.3所示。在进行时，其头和尾都需要用夹压机构进行夹紧，以便完成热熔搭接工作。夹压机构共有三个压头，由安装在同一轴上的三个凸轮分别控制，其中的第一压头夹压头，第二压头夹压尾，两层中间先由隔离器隔开，然后再由隔离器引导熨头进入两层子中间，以待热熔搭接。 收紧捆绕在包装件上后，为了使它在流通过程中不松散，就必须将的两端构成牢固的连接，才能保证的可靠与安全。在封接压头，即第三压头的作用下，由电热板对其加热使表面熔融，然后经过加压冷却而得到熔接连接。 第3章 传动方案的选择 传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选定电机型号、合理分配传动比以及计算传动装置的运动和动力参数，为计算各级传动件准备条件。由于我们的实验的要求较高，电机输入的最高转速较大，为了减少成本，降低对电机的要求，同时能够满足减震器试验台的正常工作，我们对减震器采用这样的方案:变频电机通过带轮的传递，到达第一对啮合齿轮，为了让减速器具有变速功能，我们使第二对啮合齿轮为双联齿轮，最后由输出轴传递给偏心轮机构。因为本试验属于多功能测试，包括了静特性试验、疲劳试示功试验、耐久试验。所以对整个传递要求较高。所以第一、二根轴;两端采用角接触球轴承，第三根轴采用一头用角接触球轴承另一头采用普通调心球轴承。 注意点是使用这个传动方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、 传动效率高和使用维护便利。 减速器设计 二级圆柱齿轮减速器传动比一般为8～40，用斜齿、直齿或人字齿，结构简单，应用广泛。展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度；分流式则齿轮相对于轴承对称布置，常用于较大功率、变载荷场合。同轴式减速器，长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差。两级大齿轮直径接近有利于浸油润滑，轴线可以水平、上下或铅垂布置，如图： 图中展开式又可以有下面两种，如下所示： 根据材料力学（工程力学）可以算出在相同载荷作用下，a方案优先于b方案，∴ 最终选a 由装配图查得，。 由装配图查得， 综上所述：可得y1＜y2 。 ∴选a方案。 第4章 电动机的选择计算 合理的选择电动机是正确使用的先决条件。选择恰当，电动机就能安全、经济、可靠地运行；选择得不合适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。选择电动机的内容包括很多，例如电压、频率、功率、转速、启动转矩、防护形式、结构形式等，但是结合农村具体情况，需要选择的通常只是功率、转速、防护形式等几项比较重要的内容，因此在这里介绍一下电动机的选择方法及使用。 4.1电动机选择步骤 电动机的选择一般遵循以下三个步骤： 4.1.1型号的选择 电动机的型号很多，通常选用异步电动机。从类型上可分为鼠笼式与绕线式异步电动机两种。常用鼠笼式的有J、J2、JO、JO2、JO3系列的小型异步电动机和JS、JSQ系列中型异步电动机。绕线式的有JR、JR O2系列小型绕线式异步电动机和JRQ系列中型绕线式异步电动机。 从电动机的防护形式上又可分为以下几种： 1．防护式。这种电动机的外壳有通风孔，能防止水滴、铁屑等物从上面或垂直方向成45º以内掉进电动机内部，但是灰尘潮气还是能侵入电动机内部，它的通风性能比较好，价格也比较便宜，在干燥、灰尘不多的地方可以采用。“J”系列电动机就属于这种防护形式。 2．封闭式。这种电动机的转子，定子绕组等都装在一个封闭的机壳内，能防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电动机内部，但它的密封不很严密，所以还不能在水中工作，“JO”系列电动机属于这种防护形式。在农村尘土飞扬、水花四溅的地方（如农副业加工机械和水泵）广泛地使用这种电动机。 3．密封式。这种电动机的整个机体都严密的密封起来，可以浸没在水里工作，农村的电动潜水泵就需要这种电动机。 实际上，农村用来带动水泵、机磨、脱粒机、扎花机和粉碎机等农业机械的小型电动机大多选用JO、JO2系列电动机。 在特殊场合可选用一些特殊用途的电动机。如JBS系列小型三相防爆异步电动机，JQS系列井用潜水泵三相异步电动机以及DM2系列深井泵用三相异步电动机。 4.1.2功率的选择 一般机械都注明应配套使用的电动机功率，更换或配套时十分方便，有的农业机械注明本机的机械功率，可把电动机功率选得比它大10%即可（指直接传动）。一些自制简易农机具，我们可以凭经验粗选一台电动机进行试验，用测得的电功率来选择电动机功率。 电动机的功率不能选择过小，否则难于启动或者勉强启动，使运转电流超过电动机的额定电流，导致电动机过热以致烧损。电动机的功率也不能选择太大，否则不但浪费投资，而且电动机在低负荷下运行，其功率和功率因数都不高，造成功率浪费。 选择电动机功率时，还要兼顾变压器容量的大小，一般来说，直接启动的最大一台鼠笼式电动机，功率不宜超过变压器容量的1/3。 4.1.3 转速的选择 选择电动机的转速，应尽量与工作机械需要的转速相同，采用直接传动，这样既可以避免传动损失，又可以节省占地面积。若一时难以买到合适转速的电动机，可用皮带传动进行变速，但其传动比不宜大于3。 异步电动机旋转磁场的转速（同步转速）有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min等。异步电动机的转速一般要低2%～5%，在功率相同的情况下，电动机转速越低体积越大，价格也越高，而且功率因数与效率较低；高转速电动机也有它的缺点，它的启动转矩较小而启动电流大，拖动低转速的农业机械时传动不方便，同时转速高的电动机轴承容易磨损。所以在农业生产上一般选用1500r/min的电动机，它的转速也比较高，但它的适应性较强，功率因数也比较高。 4.2 电动机型号的确定 本减速器所选择的参数如下： 取速度：1000r/min——6级电动机 型号： Y132M1-6 额定功率： 4kw 满载功率： 960r/min 堵转转距/额定转距：2.0 最大转距/额定转距：2.0 工作转速nω: 33.33r/min I总=nm/nω=960/33.33=28.8 效率的选择： 弹性套柱销联轴器：ŋ1=0.99 6级精度圆柱齿轮传动：ŋ2=0.97 7级精度圆柱齿轮传动：ŋ3=0.98 3级滚子轴承：ŋ4=0.938 滚子链传动：ŋ5=0.96 ף总=η1η2η3η4η5=0.8503 pd=pω/η总=3.14kw 取锥齿轮传动比(低速级)i1=2.5;i2=i/i1=4 圆柱斜齿轮传动比(高速级)i2=4 链轮传动比i0=2.88 1、拟定传动方案选择电动机 （1）传动方案（一）：运输带F=1500N，v =1.2m/s，卷筒D=200mm。 （2）电动机的选择 ① 由公式 P1=Fv=1500×1.2=1.8 kw n1===191. r/min ② 求电机功率P5 P= P电η η=ηa·ηb·η齿2·ηz3 P= Fv 查阅资料可得：选取ŋ1=0.99 — 弹性柱销联轴器 ŋ2=0.97 — 6级精度齿轮的效率 ŋ3=0.98— 7级精度齿轮的效率 ŋ4=0.938 — 滚动滚子轴承的效率 ŋ5=0.96—滚子链传动 则ף总=η1η2η3η4η5=0.8503 P5===2.127 kw 查阅资料可得：取 i=8~60 则 n5=n1i=191×(8~60)=1528~11460 (r/min) 电动机符合这一范围的同步转速有1500、3000，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动比，显然选择3000 r/min的同步转速电动机比较合适。 电动机型号 额定功率 满载转速 极数 (额定转矩)堵转转矩 最大转矩 (额定转矩) Y100L1－4 2.2 kw 1420 r/min 4 2.2 kw 2.2 kw 第5章 轴的设计 机器上所安装的旋转零件，例如带轮、齿轮、联轴器和离合器等都必须用轴来支承，才能正常工作，因此轴是机械中不可缺少的重要零件。本章将讨论轴的类型、轴的材料和轮毂联接，重点是轴的设计问题，其包括轴的结构设计和强度计算。结构设计是合理确定轴的形状和尺寸，它除应考虑轴的强度和刚度外，还要考虑使用、加工和装配等方面的许多因素。 5.1 轴的分类 按轴受的载荷和功用可分为： 1.心轴：只承受弯矩不承受扭矩的轴，主要用于支承回转零件。如.车辆轴和滑轮轴。 2.传动轴：只承受扭矩不承受弯矩或承受很小的弯矩的轴,主要用于传递转矩。如汽车的传动轴。 3.转轴：同时承受弯矩和扭矩的轴，既支承零件又传递转矩。如减速器轴。 5.2轴的材料 主要承受弯矩和扭矩。轴的失效形式是疲劳断裂，应具有足够的强度、韧性和耐磨性。轴的材料从以下中选取： 1. 碳素钢 　　优质碳素钢具有较好的机械性能，对应力集中敏感性较低，价格便宜，应用广泛。例如：35、45、50等优质碳素钢。一般轴采用45钢，经过调质或正火处理；有耐磨性要求的轴段，应进行表面淬火及低温回火处理 。轻载或不重要的轴，使用普通碳素钢Q235、Q275等。 2. 合金钢 合金钢具有较高的机械性能，对应力集中比较敏感，淬火性较好，热处理变形小，价格较贵。多使用于要求重量轻和轴颈耐磨性的轴。例如：汽轮发电机轴要求，在高速、高温重载下工作，采用27Cr2Mo1V、38CrMoAlA等。滑动轴承的高速轴，采用20Cr、20CrMnTi等。 3. 球墨铸铁 球墨铸铁吸振性和耐磨性好，对应力集中敏感低，价格低廉，使用铸造制成外形复杂的轴。例如：内燃机中的曲轴。 5.3轴的结构设计 如图所示为一齿轮减速器中的的高速轴。轴上与轴承配合的部份称为轴颈，与传动零件配合的部份称为轴头，连接轴颈与轴头的非配合部份称为轴身，起定位作用的阶梯轴上截面变化的部分称为轴肩。 轴结构设计的基本要求有： （1）、便于轴上零件的装配 轴的结构外形主要取决于轴在箱体上的安装位置及形式，轴上零件的布置和固定方式，受力情况和加工工艺等。为了便于轴上零件的装拆，将轴制成阶梯轴，中间直径最大，向两端逐渐直径减小。近似为等强度轴。 （2）、保证轴上零件的准确定位和可靠固定 轴上零件的轴向定位方法主要有：轴肩定位、套筒定位、圆螺母定位、轴端挡圈定位和轴承端盖定位。 1）轴向定位的固定 ① 轴肩或轴环：如教材图10-7所示。轴肩定位是最方便可靠的定位方法，但采用轴肩定位会使轴的直径加大，而且轴肩处由于轴径的突变而产生应力集中。因此，多用于轴向力较大的场合。定位轴肩的高度h=(0.07—0.1)d，d为与零件相配处的轴径尺寸。要求r轴Óca 所以轴安全。 第6章 联轴器的选择 6.1联轴器的功用 联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。 6.2联轴器的类型特点 　　刚性联轴器：刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，也不具有缓冲减震性能；但结构简单，价格便宜。只有在载荷平稳，转速稳定，能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下，才可选用刚性联轴器。 　　 挠性联轴器：具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，最大量随型号不同而异。 　　无弹性元件的挠性联轴器 承载能力大，但也不具有缓冲减震性能，在高速或转速不稳定或经常正、反转时，有冲击噪声。适用于低速、重载、转速平稳的场合。 　　非金属弹性元件的挠性联轴器 在转速不平稳时有很好的缓冲减震性能；但由于非金属（橡胶、尼龙等）弹性元件强度低、寿命短、承载能力小、不耐高温和低温，故适用于高速、轻载和常温的场合 　　金属弹性元件的挠性联轴器 除了具有较好的缓冲减震性能外，承载能力较大，适用于速度和载荷变化较大及高温或低温场合。 　　安全联轴器：在结构上的特点是，存在一个保险环节（如销钉可动联接等），其只能承受限定载荷。当实际载荷超过事前限定的载荷时，保险环节就发生变化，截断运动和动力的传递，从而保护机器的其余部分不致损坏，即起安全保护作用。 　　起动安全联轴器：除了具有过载保护作用外，还有将机器电动机的带载起动转变为近似空载起动的作用。 6.3 联轴器的选用 联轴器选择原则： 　　转矩T： T↑，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器； T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器； 　　转速n：n↑，非金属弹性元件的挠性联轴器； 　　对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器； 　　装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器； 　　环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器； 　　成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器； 6.4 联轴器材料 半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270—500铸钢。链齿硬度最好为40HRC一45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。用单排链时，滚子和套筒受力，销轴只起联接作用，结构可靠性好；用双排链时，销轴受剪力，承受冲击能力较差，销轴与外链板之间的过盈配合容易松动。在高速轻载场合，宜选用较小链节距的链条，重量轻，离心力小；在低速重载场合，宜选用较大链节距的链条，以便加大承载面积。链轮齿数一般为12~22。为避免过渡链节，宜取偶数。 本机构查GB4323-84，选用TL4型弹性套柱销联轴器，其尺寸参数如表所示， 型号 公称转矩N.m 轴孔直径 轴孔长度L、L1 D S A D0 B 质量 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则 TCA=KA*T=1.7*31.236N*M=53.1N*M 许用转距：63N*M 许用最大转速：5700r/min 轴径：20-80mm 第7章 圆柱齿轮传动设计 齿轮传动的适用范围很广，传递功率可高达数万千瓦，圆周速度可达150m／s(最高300m／s)，直径能做到10m以上，单级传动比可达8或更大，因此在机器中应用很广。 7.1 齿轮传动特点与分类 和其他机械传动比较，齿轮传动的主要优点是：工作可靠，使用寿命长；瞬时传动比为常数；传动效率高；结构紧凑；功率和速度适用范围很广等。缺点是：齿轮制造需专用机床和设备，成本较高；精度低时，振动和噪声较大；不宜用于轴间距离大的传动等。 按轴的布置方式分： 平行轴传动，交叉轴传动，交错轴传动 按齿线相对于齿轮母线方向分：直齿，斜齿，人宇齿，曲线齿 按齿轮传动工作条件分： 闭式传动，形式传动，半形式传动 按齿廓曲线分： 渐开线齿，摆线齿，圆弧齿 按齿面硬度分： 软齿面(≤350佃)，硬齿面(>350佃)   7.2  齿轮传动的主要参数与基本要求 齿轮传动应满足两项基本要求:1)传动平稳;2)承载能力高。 在齿轮设计、生产和科研中，有关齿廓曲线、齿轮强度、制造精度、加工方法以及热理工艺等，基本上都是围绕这两个基本要求进行的。 7.2.1主要参数 ——基本齿廓。渐开线齿轮轮齿的基本齿廓及其基本参数见表12．2或查阅机械设计手册。 ——模数。为了减少齿轮刀具种数，规定的标准模数见表12．3或查阅机械设计手册。 ——中心距。荐用的中心距系列见表12，4或查阅机械设计手册。 ——传动比i、齿数比u。主动轮转速nl与从动轮转速n2之比称为传动比i。大齿轮的齿数z2与小齿轮齿数z1之比称为齿数比u。 减速传动时，u=i；增速传动u=1/i 。 ——标准模数m： ①斜齿轮及人宇齿轮取法向模数为标准模数，锥齿轮取大端模数为标准模数。 ②标准中优先采用第一系列，括号内的模数尽可能不用。 ——变位系数。刀具从切制标准齿轮的位置移动某一径向距离(通称变位量)后切制的齿轮， 称为径向变位系数。刀具变位量用xm表示，x称为变位系数。刀具向齿轮中心移动，x为负值，反之为正值。随着x的改变，轮齿形状也改变，因而可使渐开线上的不同部分作为工作齿廓，以改善啮合性质。 ， 由变位齿轮所组成的齿轮传动，若两轮变位系数的绝对值相等，但一为正值，另一为负值，即x1=-x2称为“高度变位”，此时，传动的啮合角等于分度圆压力角，分度圆和节圆重合，中心距等于标准齿轮传动中心距，只是齿顶高和齿根高有所变化。 若x1=-x2；x1+x2≠0，这种齿轮传动称为角度变位齿轮传动。此时，啮合角将不等于分度圆压力角，分度圆和节圆不再重合。 7.2.2 精度等级的选择 在渐开线圆柱齿轮和锥齿轮精度标准(GBl0095—-88和GBll365—89)中，规定了12个精度等级，按精度高低依次为1—12级，根据对运动准确性、传动平稳性和载荷分布均匀性的要求不同，每个精度等级的各项公差相应分成三个组：第工公差组、第Ⅱ公差组和第Ⅲ公差组。 7.2.3 齿轮传动的失效形式 齿轮传动的失效形式主要有轮齿折断和齿面损伤两类。齿面损伤又有齿面接触疲劳磨 损(点蚀)、胶合、磨粒磨损和塑性流动等。 减速器中齿轮分布如图所示，齿轮的传动形式一般有： 1） 开式齿轮传动：按齿根弯曲疲劳强度设计公式作齿轮的设计计算，不按齿面接触疲劳强度设计公式计算，也无需用齿面接触疲劳强度校核公式进行校核。开式齿轮传动，将计算所得模数加大10%-15%（考虑磨损影响。传递动力的齿轮模数一般不小于1.5-2mm（以防意外断齿）。 2） 闭式齿轮传动：方法一软齿面闭式齿轮传动传动，接触疲劳点蚀是主要失效形式，计算时先按齿面接触疲劳强度设计公式求出小齿轮直径d1和接触齿宽b，再用齿根弯曲疲劳强度校核公式进行校核。硬齿面闭式齿轮传动计算时先按齿根弯曲疲劳强度设计公式求出模数m和接触齿宽b，再用齿面接触疲劳强度校核公式进行校核。 方法二 不论软硬齿面都分别按弯曲疲劳强度设计公式求出模数m,按接触疲劳强度设计公式求出小齿轮分度圆直径d1，再按d1=mZ1调整齿数Z1。与方法一相比，这样设计出的齿轮传动，既刚好满足接触疲劳强度，又刚好满足弯曲疲劳强度，所以结构紧凑，避免浪费。 7.3齿轮参数计算 材料选择：小齿轮40C r（调质）硬度280HBs 大齿轮45#钢（调质）硬度240HBs；（硬度差40HBs）材料选择： 运输机为一般工作机器速度不高，故选用6级和7级精度（GB10095-88） 选择初选螺旋角β=14度，取Z1=21，Z2=4*21=84 高速级斜齿轮、圆柱齿轮传动的设计计算 （1）选择精度等级、材料及齿数 选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS； 减速器一般选用7级精度（GB10095-88） 选择z1=20，由z2= i高z1=53.45，圆整z2=54 则 i高= z2/z1=54/20=2.7 Δi=%=1%＜±2.5%，u=2.7 i高= i高’=2.7 选取螺旋角，初选螺旋角β=14° （2）按齿面接触强度设计（以下公式、表、图均出自《机械设计》） d1t≥ ① 试选载荷系数kt=1.6 ② 查阅资料可得，选取区域系数zH=2.433 ③ 查阅资料可得，=0.78, =0.87, 则：=+=0.78+0.87=1.65 ④ 查阅资料可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=560Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=531Mpa ⑤ 查阅资料可得，选取持宽系数=1 ⑥ 查阅资料可得，材料的弹性影响系数zE=200Mpa ⑦ 查阅资料可得，计算应力循环次数 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 查阅资料可得，接触疲劳强度系数kHN1=1，kHN2=1.11 ⑨ 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1％，安全系数s=1（《简明机械零件设计手册》） ==1×560＝560 Mpa ==1.11×531＝589.4 Mpa （3）计算小齿轮分度圆直径dt =(+)/2=(560+589.4)/2=574.7 Mpa ① d1t==29mm ② 计算圆周速度 v===2.1 m/s ③ 计算齿宽b及模数mnt b=φdd1t=1×29=29mm mnt= h=2.25mnt=2.25×1.34=3.28mm b/h=29/3.28=8.84 ④ 计算纵向重合度 =0.318×1×21×=1.665 ⑤ 计算载荷系数k 查阅资料可得，kA=1 根据v=3 m/s，7级精度，查阅资料可得，kv=1.15 查阅资料可得，kHβ的计算公式 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 查阅资料可得，kFβ=1.31 查阅资料可得，kHα= kFα=1.4 载荷系数k=kAkv kHβkHα=1×1.4×1.447×1.4=2.31 ⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， d1=d1t=29=32.77mm ⑦ 计算模数mn mn= （3）按齿根弯曲强度设计 mn≥ 确定计算参数 ① 计算载荷系数 k=kAkv kFαkFβ=1×1.14×1.4×1.31=2.09 ② 根据纵向重合度εβ＝1.665，查阅资料可得，螺旋角影响系数 Yβ=0.90 ③ 计算当量齿数 zr1===22.5 zr2===86.59 ④ 查取齿形系数， 由资料可得，YFa1=2.724，YFa2=2.284 ⑤ 查取应力校正系数，Ysa1=1.568，Ysa2=1.727 ⑥ 查阅资料可得，小齿轮的弯曲疲劳强度=560Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限=531Mpa ⑦ 查阅资料可得，弯曲疲劳寿命系数，KFN1=0.83，KFN2=0.87 ⑧ 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s＝1.4， ===332 Mpa ===330Mpa ⑨ 计算大、小齿轮的并加以比较 ==0.01286 ==0.01195 大齿轮的数值大。 设计计算 mn≥=1.1mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，mn＝2，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=29 z1===20 取z1=20，则z2=uz1=2.9×27=78.3，圆整取z2=79。 （4）几何尺寸计算 ① 计算中心矩 a===102.3mm 圆整中心矩 a=120mm ② 按圆整中心矩修正螺旋角 β=arccos= arccos=14.36° 因β值改变不多，故参数、、zH等不必修正。 ③ 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1===45.42mm d2===162.89mm ④ 计算齿轮宽度 b==1×29=29mm 圆整后取 B2=36mm，B1=45mm 低速级斜齿轮圆柱齿轮传动的设计计算 （1）选精度等级、材料及齿数 ① 材料及热处理仍按高速级的选取 ② 精度选7级精度 ③ 选小齿轮齿数z1=18，由i低=3.842，则z2= z1i低＝3.842×18=69.158，圆整为z2=70 i低′=70/18=3.89，Δi=×100%=±2.5%，μ=3.742 i高=3.84 ④ 选取螺旋角，初选螺旋角β＝14° （2）按齿面接触强度设计 （a） d1t≥ ① 试选载荷系数：kt=1.6 ② 查阅资料可得，选取区域系数zH=2.433 ③ 查阅资料可得： 则 ④ 查阅资料可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：，大齿轮的接触疲劳强度极限：。 ⑤ 查阅资料可得选取齿轮系数： ⑥ 查阅资料可得材料的弹性影响系数： ⑦ 计算应力循环次数： ⑧ 查阅资料可得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.93，KHN2＝0.96 ⑨ 计算接触疲劳许用应力取决效概率为1％，安全系数S=L（《简明机械零件设计手册》） 计算小齿轮分度圆直径d1t ① ② 计算圆周速度 ③ 计算齿宽b及模数mnt h＝2.25 mnt＝2.25×2.048＝4.608mm ④ 计算纵向重合度 ⑤ 计算载荷系数k 查阅资料可得KA＝1 根据级精度，查阅资料可得动载系数Kv＝1.05，查阅资料可得的计算公式： ＝1.15+0.18（1+0.6）+0.31×10-3×38 ＝1.43 查阅资料可得 =1.32 查阅资料可得 载荷系数： ⑥ 实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，查阅资料可得 ⑦ 计算模数mn （2）按齿根弯曲强度设计， 确定计算参数 ① 计算载荷系数 ② 根据纵向重合度＝1.506，查阅资料可得螺旋角影响系数＝0.88。 ③ 计算当量齿数 ④ 直取齿形系数（插值法） 查阅资料可得 ＝2.768；＝2.225 ⑤ 查取校正系数 查阅资料可得 ＝1.558；＝1.765 ⑥ 查阅资料可得小齿轮的弯曲强度极限，大齿轮的弯曲强度极限 ⑦ 查阅资料可得弯曲疲劳寿命系数：＝0.91；＝0.94 ⑧ 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数：S=1.4， ⑨ 计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大 （3）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn＝2，但为了同时满足接触疲劳强度需要，接触疲劳强度算得的分度圆直径d1＝40mm，则由： 圆整Z3＝23 圆整Z4＝87 （4）几何尺寸计算 ① 计算中心距 圆整中心矩a＝122mm ② 按圆整后的中心距修正螺旋角 因β值改变不多，故参数、、等不必修正。 ③ 计算大小齿轮的分度圆直径 ④ 计算齿轮宽度 圆整后取：B4=45mm；B3＝50mm 高速级齿轮传动 ； ； ； Xn＝0； ； ； ； ； ； ； ； ； 低速转齿轮传动 ； ； ； ； ； ； 第8章 轴承的设计及校核 8.1轴承种类的选择 查《机械设计毕业设计手册》第二版 吴宗泽 罗圣国 主编 高等教育出版社出版P62 滚动轴承由于采用两端固定，采用深沟球轴承。型号为6303和6300。 8.2深沟球轴承结构 深沟球轴承一般由一对套圈，一组保持架，一组钢球组成。其结构简单，使用方便，是生产最普遍，应用最广泛的一类轴承。 　　该类轴承主要用来承受径向负荷，但也可承受一定量的任一方向的轴向负荷。当在一定范围内，加大轴承的径向游隙，此种轴承具有角接触轴承的性质，还可以承受较大的轴向负荷。 深沟球轴承装在轴上以后，可使轴或外壳的轴向位移限制在轴承的径向游隙范围内。同时，当外壳孔和轴（或外圈对内圈）相对有倾斜时，（不超过8~—16~根据游隙确定）仍然可以正常地工作，然而，既有倾斜存在，就必然要降低轴承的使用寿命。 　　深沟球轴承与其它类型相同尺寸的轴承相比，摩擦损失最小，极限转速较高。在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下，可用此类轴承承受纯轴向负荷。如若提高其制造精度，并采用胶木、青铜、硬铝等材质的实体保持架，其转速还可提高。 型号 内径d 外径D 宽度B 倒角r 额定负荷kN 钢球 极限转速rpm 重  量 kg mm inch mm inch mm inch mm inch 动态 静态 数量 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