機械課程設計硬幣隊列化輸送裝置

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1、一. 課程設計任務 1．硬幣隊列化輸送裝置。 2．已知條件 硬幣計數(shù)速度1500—2500枚/min 工作時間8h/天 二．設計內(nèi)容 1.完成對硬幣計數(shù)機輸幣系統(tǒng)的方案設計，要求機構緊湊，成本低。 2．完成總體設計方案原理圖、傳動系統(tǒng)及執(zhí)行系統(tǒng)的方案原理簡圖及原理設計說明書。 三. 設計步驟 1.傳動裝置總體設計方案: 方案1 方案2 方案3 方案對比及選擇 方案號 優(yōu)點 缺點 1 傳動比大，結構緊湊 傳動效率低 2 傳動效率相對較高 噪音大，傳動速度小，只能在平行軸間傳動，不能保持恒定的瞬間傳動比 3 帶傳動可以保護電

2、機，齒輪傳動效率較高 減速裝置體積大，質量大 考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級，其傳動方案選3 四．設計結果 名稱 結果 電動機 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖3所示。 選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。 查表計算得傳動裝置的總效率 ＝0.960.970.96＝0.759； 為V帶的效率,為第一對軸承的效率， 為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率， 為每對齒輪嚙合傳動的效率 傳動帶速度v=0.6m/s 取傳送帶滾輪的圓周力為F=3.2kN ,則Pw=Fv/1000=1.9kW 電動機所需工作功率為： Pd＝

3、Pw/ηa＝19001.3/10000.759＝3.25kW, 執(zhí)行機構的滾筒轉速為n＝=82.76r/min， 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2＝8～40， 則總傳動比合理范圍為ia＝16～160，電動機轉速的可選范圍為nd＝ian＝（16～160）82.76＝1324.16～13241.6r/min。 選定型號為Y112M—4的三相異步電動機，額定功率為4.0kw 額定電流8.8A，滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500r/min。 Y112M—4三相異步電動機 傳動比 （1） 總傳動比 由選定的電動機滿載轉

4、速nm和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為＝nm/n＝1440/82.76＝17.40 （2） 分配傳動裝置傳動比 ＝ 式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。 為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步?。?.3，則減速器傳動比為＝＝17.40/2.3＝7.57 查圖得高速級傳動比為＝3.24，則＝＝2.33 帶傳動比2.3 高速級齒輪傳動比3.24 低速級傳動比2.33 V帶 確定計算功率Pca 由表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.1,故 Pca=KAP=1.14kW=4.4kW 選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca，n1由8-11得選用A型 確定帶輪的基準直徑d

5、d并驗算帶速v 初選小帶輪的基準直徑dd1，由表8-7和8-9，取小帶輪的基準直徑dd1=90 驗算帶速v。按式（8-13）驗算的速度 v=πdd1n1/（6011000）=6.78m/s 因為5m/s＜v＜30m/s，所以帶速合適。 計算大帶輪的基準直徑dd1，按式（8-15a），計算大帶輪的的基準直徑 dd2=idd1=2.390mm207mm 根據(jù)表8-9，取標準直徑為dd2=200mm 確定V帶的中心距a和基準長度Ld 根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=300mm。 由式（8-22）計算帶所需的基準長度 Ld0≈2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1

6、）2 /4a0 =[2300+π（90+200）/2+（200-90）2/（4500）] ≈1061mm 由表8-2選帶的基準長度Ld=1100mm 按式（8-23），計算實際中心距a a≈a0+（Ld-Ld0）/2=[300+(1100-1061)/2] ≈320 按式（8-24），中心距的變化范圍為303.5～353mm 驗算小帶輪上的包角α1 α1≈180-57.3（dd2-dd1）/a≈160＞120 計算帶的根數(shù) 1）計算單根V帶的額定功率Pr 由dd1=90mm和n1=1440r/min，查表8-4得P0=1.064kW 根據(jù)n1=1440r/min，i=2

7、.3和A型帶，查表8-5得ΔP0=0.17kW。 查表8-6得Kα=0.95，表8-2得KL=0.91，于是 Pr=（P0+ΔP0）KαKL=(1.064+0.17) 0.950.91kW=1.07Kw 2)計算V帶的根數(shù)z z=Pca/Pr=4.41.07=4.11 取5根 7.計算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.105kg/m，所以 F0=500（2.5-Kα）Pca/Kαzv+qv2=111N 8.計算壓軸力Fp Fp=2zF0sin（α1/2）=1093N 10.主要設計結論 選用A型普通V帶5根，帶基準長度1100mm。帶輪

8、基準直徑dd1=90mm，dd2=200mm，中心距控制在a=303.5～353mm。單根帶初拉力F0=111N。 A型普通V帶5根，帶基準長度1100mm。帶輪基準直徑dd1=90mm，dd2=200mm，中心距控制在a=303.5～353mm。單根帶初拉力F0=111N。 齒輪 （一）高速級齒輪傳動的設計計算 １． 齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （1） 齒輪材料及熱處理 ① 材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=24 高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪

9、 240HBS Z=iZ=3.2424=77.76 取Z=78. ② 齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。 ２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強度設計 確定各參數(shù)的值: ①試選=1.6 查圖10-20 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 由圖10-26 則 ②由公式10-13計算應力值環(huán)數(shù) N=60nj =60626.091（283008） =1.442510h N= =4.4510h #(3.25為齒數(shù)比,即3.25=) ③查10-23圖得：K=0.93 K=0.96 ④齒輪的

10、疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式10-12得: []==0.93550=511.5 []==0.96450=432 許用接觸應力 ⑤查表10-5得： =189.8MPa 表10-7得: =1 T=95.510=95.5103.19/626.09 =4.8610N.m 3.設計計算 ①小齒輪的分度圓直徑d = ②計算圓周速度 ③計算齒寬b和模數(shù) 計算齒寬b b==49.53mm 計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14 = ④計算齒寬與高之比 齒高h=2.25 =2.25

11、2.00=4.50 = =11.01 ⑤計算縱向重合度 =0.318=1.903 ⑥計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1 根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得 動載系數(shù)K=1.07, 查表10-4得K的計算公式: K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42 查課本由圖10-13得: K=1.35 查課本由表10-3 得: K==1.2 故載荷系數(shù): K＝K K K K =11.071.21.42=1.82 ⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d=d=49.53=51.73 ⑧計算模數(shù) = 4. 齒

12、根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式 ≥ ⑴ 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ① 小齒輪傳遞的轉矩＝48.6kNm 確定齒數(shù)z 因為是硬齒面，故取z＝24，z＝i z＝3.2424＝77.76 傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25 Δi＝0.032％5％，允許 ②計算當量齒數(shù) z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 z＝z/cos＝78/ cos14＝85.43 ③ 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得＝1 ④ 初選螺旋角 初定螺旋角 ＝14 ⑤ 載荷系數(shù)K K＝K K K K=11.071.21.35＝1.73

13、 ⑥ 查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y 查課本由圖10—17得 齒形系數(shù)Y＝2.592 Y＝2.211 應力校正系數(shù)Y＝1.596 Y＝1.774 ⑦ 重合度系數(shù)Y 端面重合度近似為＝[1.88-3.2（）]＝[1.88－3.2（1/24＋1/78）]cos14＝1.655 ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 ＝14.07609 因為＝/cos，則重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 ⑧ 螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 ＝＝1.825, Y＝1－＝0.78 ⑨ 計算大小齒輪的 安全系數(shù)由表查得S

14、＝1.25 工作壽命兩班制，8年，每年工作300天 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60271.471830028＝6.25510 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.25510/3.24＝1.930510 查課本由式10-6疲勞強度極限 小齒輪 大齒輪 查課本由圖10-22曲疲勞壽命系數(shù): K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 []= []= 大齒輪的數(shù)值大.選用. ⑵ 設計計算 ① 計算模數(shù) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB

15、/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應有的齒數(shù).于是由: z==25.097 取z=25 那么z=3.2425=81 ② 幾何尺寸計算 計算中心距 a===109.25 將中心距圓整為110 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正. 計算大.小齒輪的分度圓直徑 d==51.53 d==166.97 計算齒輪寬度 B= 圓整的 高速級；Z1=25,Z2=81,B1=50,B2=55,d1

16、=51.53,d2=166.97 a=110,m=2.09, β=14.01 （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 ⑴ 材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=30 速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.3330=69.9 圓整取z=70. ⑵ 齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。 ⑶ 按齒面接觸強度設計 1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①試選K=1.6 ②查圖10-20區(qū)域系數(shù)Z=2.45 ③試選,由圖10-26查得 =0.83 =0.88 =0.83

17、+0.88=1.71 應力循環(huán)次數(shù) N=60njL=60193.241(283008) =4.4510 N=1.9110 由圖10-23接觸疲勞壽命系數(shù) K=0.94 K= 0.97 查式10-14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 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力 []== []==0.98550/1=517 [540.5 查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 選取齒寬系數(shù) T=95.510=95.5102.90/193.24 =14.3310N.

18、m =65.71 2. 計算圓周速度 0.665 3. 計算齒寬 b=d=165.71=65.71 4. 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25m=2.252.142=5.4621 =65.71/5.4621=12.03 5. 計算縱向重合度 6. 計算載荷系數(shù)K K=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231 使用系數(shù)K=1

19、同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值 =1.04 K=1.35 K=K=1.2 故載荷系數(shù) K＝=11.041.21.4231=1.776 7. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 d=d=65.71 計算模數(shù) 3. 按齒根彎曲強度設計 m≥ ㈠確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 （1） 計算小齒輪傳遞的轉矩＝143.3kNm （2） 確定齒數(shù)z 因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i z＝2.3330＝69.9 傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.33 Δi＝0.032％5％，允許 （3） 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得＝1 （4）初選螺旋角

20、 初定螺旋角＝12 （5）載荷系數(shù)K K＝K K K K=11.041.21.35＝1.6848 （6）當量齒數(shù) z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056 z＝z/cos＝70/ cos12＝74.797 由課本圖10-17齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Y （7） 螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 ＝＝2.03 Y＝1－＝0.797 （8） 計算大小齒輪的 由式10-6疲勞強度極限 查圖10-22曲疲勞壽命系數(shù) K=0.90 K=0.93 S=1.4 []= []= 計算大小齒輪的,并加以比較

21、 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. ① 計算模數(shù) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應有的齒數(shù). z==27.77 取z=30 z=2.3330=69.9 取z=70 ② 初算主要尺寸 計算中心距 a===102.234 將中心距圓整為103 修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正 分度圓直徑 d=

22、=61.34 d==143.12 計算齒輪寬度 圓整后取 低速級：Z1=30，Z2=70，B1=75，B2=80，d1=61.4，d2=143.12,a=103, β=13.86,m=2.37 軸及軸承 1. 傳動軸承的設計 ⑴. 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩 P=2.70KW =82.93r/min =311.35N．m ⑵. 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =143.21 而 F= F= F F= Ftan=4348.160.246734=107

23、2.84N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示: ⑶. 初步確定軸的最小直徑 先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質處理,根據(jù)課本取 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號 查表14-1得 因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以 查《機械設計手冊》 選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑 ⑷. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑;左端用

24、軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現(xiàn)取 ② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型. D B 軸承代號 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 45 85 19 60.5 70.2 7209B 45 100 25 66.0 80.0 7309B 50 80

25、16 59.2 70.9 7010C 50 80 16 59.2 70.9 7010AC 50 90 20 62.4 77.7 7210C 2. 從動軸的設計 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 . 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm, ③ 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.

26、軸環(huán)寬度,取b=8mm. ④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取. ⑤ 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16, 高速齒輪輪轂長L=50,則 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度. 5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時, 查《機械設計手冊》20-

27、149表20.6-7. 對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 傳動軸總體設計結構圖: (從動軸) (中間軸) (主動軸) 從動軸的載荷分析圖: 6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 根據(jù) == 前已選軸材料為45鋼，調(diào)質處理。 查表15-1得[]=60MP 〈 [

28、] 此軸合理安全 7. 精確校核軸的疲勞強度. ⑴. 判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可. ⑵. 截

29、面Ⅶ左側。 抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500 抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 == 軸的材料為45鋼。調(diào)質處理。 由課本表15-1查得： 因 經(jīng)插入后得 2.0 =1.31 軸性系數(shù)為 =0.85 K=1+=1.82 K=1+（-1）=1.26 所以 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù)

30、 取0.1 取0.05 安全系數(shù) S=25.13 S13.71 ≥S=1.5 所以它是安全的 截面Ⅳ右側 抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500 抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000 截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560 截面Ⅳ上的扭矩為 =295 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 ==K= K= 所以 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05 安全系數(shù) S=25.13 S13.71 ≥S=1.

31、5 所以它是安全的 球軸承7010C型 軸見計算 鍵 ①選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵. 根據(jù) d=55 d=65 查表6-1?。? 鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50 ②校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 []=110MP 工作長度 36-16=20 50-20=30 ③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5 K=0.5 h=6 由式（6-1）得：

32、 ＜[] ＜[] 兩者都合適 取鍵標記為： 鍵2：1636 A GB/T1096-1979 鍵3：2050 A GB/T1096-1979 1636 A GB/T1096-1979 2050 A GB/T1096-1979 聯(lián)軸器 9聯(lián)軸器設計 1.類型選擇. 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 2.載荷計算. 公稱轉矩：T=95509550333.5 查表14-1 所以轉矩 因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以 查《機械設計手冊》 選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為500Nm LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器 潤滑 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度. 油的深度為H+ H=30 =34 所以H+=30+34=64 其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。 二級圓柱齒輪減速器采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑 21