热镦挤送料机械手 毕业设计

热镦挤送料机械手
学生姓名：指导教师：
摘要送料机械手主要用于机床和生产线中的上下料工作，热镦挤送料机械手主要由动力装置、传动部分、执行机构三部分组成，其中执行机构为设计的主要内容。

在本次设计中，该设计通过减速器变速将动力传动到执行机构中，再有执行机构来控制机械手运动。

执行机构的选择，要分析各种机构对运动的影响，综合分析各种类型的机构来确定适合机械手运动的机构，通过分析得出结论，由凸轮连杆机构来控制机械手的上下15度摆动，由不完全齿轮和齿轮齿条机构来控制机械手的左右回转。

关键词：执行机构凸轮不完全齿轮
1 绪论
1.1 课题研究的目的和意义
21世纪是科技高度发达的时代，人们的消费力不断增加。

市场对质量可靠性能卓越的产品的需求大量增加，为满足市场需求，各个企业工厂不断建成现代化生产线，通过智能机器人来代替人力去快速高效的生产。

各种高效率的机械手可以满足工厂的生产需求，还可以克服恶劣环境完成工作。

机械机械手的优势十分明显.机械手作业的准确性和不同环境中完成作业的能力，在国民经济领域有着广泛的发展空间。

它不但能代替部分人工操作，还能按照生产工艺的要求，遵循一定的程序、时间和位置来完成工件的传送和装卸。

同时，它还能操作必要的工具进行焊接和装配，它高效不间断地工作在各种复杂环境中,从而极大改善了工人的劳动条件，显著提高了劳动生产率，加快了工业生产机械化和自动化的步伐，所以机械手的研制很有必要。

热镦挤送料机械手，该设计全面综合的运用了机械设计专业学生在大学本科阶段所学的各门专业课的知识，将这些专业课程的理论和实际进行了一次重要实践。

锻炼了我们查询资料自我学习的能力，培养了我们创新设计能力。

该设计综合运用了CAD、PORE等软件，使我们对这些制图软件能熟悉运用。

毕业设计是大学四年中的最后一次课题设计，也是最为重要的一次设计，是对我们大学四年的综合考量。

毕业设计考验的不是单一的一门知识，而是我们大学四年所学的综合运用。

我选择的题目是热镦挤送料机械手，该设计全面综合的运用了机械设计专业学生在大学本科阶段所学的各门专业课的知识，将这些专业课程的理论和实际知识进行了一次重要实践。

综合运用了CAD、PORE等软件，是我们对这些制图软件能熟悉运用。

机械手对工业的发展有着重要的意义。

它的运用，使得在恶劣环境中的生产工作得以继续进行。

它可以模仿人的手部动作，按给定程序、轨迹和要求实现自动抓取、搬运和操作，可用来搬运物体，成在各个不同环境中的工作。

在工业生产中，
机械手的应用随处可见，无论是组合机床，还是流水线生产，都可以运用机械手来进行上下料的工作。

因此，进行机械手的研究是很有必要的
1.2 机械手介绍
机械手应用范围十分广泛，它常应用与机械制造、电子、冶金、轻重工业中，机械手是工业机器人的一种，它是在工业机器人的基础之上发展起来的。

机械手的种类很多，常见的有液压式、电动式、气动式和机械式机械手。

我们所设计的机械手为机械式。

机械手的主要部件为手部和运动机构，运动机构用来控制的各种动作，使机械手完成上下摆动、左右回转、伸缩、摆动等等运动。

手部是根据所要抓取的物体的形状、材质、大小、重量等因素来设计的。

机械手的自由度影响机械手的灵活性、通用性，通常机械手自由度为4-5个，一般的专用的机械手由2-3个自由度。

机械手通常用作机床、生产线等工作场合的上下料、换刀等工作。

机械手的特点是工作时间长，工作精度高，抗干扰能力强，可以在恶劣环境中工作。

因此，机械手的未来发展方向为代替人工进行长时间重复高精通的工作，同时替代人工在环境恶劣，高温有毒等环境中工作。

机械手的模块化同时也是它的发展趋势，通过模块化处理，可以使机械手快速响应，完成不同的工作。

随着时间的发展，机械手会变得越来越先进，逐步向智能化、模块化发展。

1.3 总体设计要求
设计二自由度关节式热镦挤送料机械手,由电动机驱动,夹送圆柱形镦料,往40 t 镦头机送料。

它的动作顺序是：手指夹料,手臂上摆l5°，手臂水平回转l20°,手臂下摆l5°，手指张开放料;手臂再上摆,水平反转,下摆,同时手指张开,准备夹料。

主要要求完成对手臂上下摆动以及水平回转的机械运动设计。

图1.1为机械手的外观图,技术参数为最大抓重2kg,手臂夹持工件最大直径25mm，手臂回转半径685mm,送料频率15次/min，电机转速1450r/min。

设计热镦剂送料机械手驱动机构使热镦机送料机械手完成上下摆动和水平回转运动，设计传动系统并确定其传动比分配。

设计连杆机构并进行速度、加速度分析。

凸轮连杆机构的设计计算：选择从动件的运动规律,确定基圆半径，校核最大压力角与最小曲率半径。

减速器部分齿轮机构的设计计算、校核计算。

绘制热镦剂送料机械手的总体装配图；绘制热镦剂送料机械手的主要零件图；
1.4 说明书主要内容
说明书的主要内容为：第一章主要介绍课题研究的意义以及课题要求，第二章介绍运动过程，对机械手的运动过程和动作顺序进行了解分析计算。

第三章主要介绍机
械手部分，机械手的动过过程为水平回转运动水平反转运动上摆和下摆四种运动，它们由凸轮连杆机构来完成手臂的上下摆动，由不完全齿轮齿条来完成手臂回转。

第四章对减速器部分的设计计算和校核计算。

第五章对机械手执行机构的设计计算。

计算出主要执行机构中凸轮和不完全齿轮的形状和大小。

第六章对热镦机送料机械手进行整体的分析计算。

附参考资料
图1-1
2 运动过程分解
2.1 运动周期计算
由毕业设计任务书总体设计要求可知，机械手送料频率为15次/min,电机转速为1450r/min，通过简单计算可知，每周期运动时间为4秒钟，这4s可进行如下分配：机械手手指夹料（0.4s）——机械手手臂上摆15度（0.4s）——机械手手臂水平回转120度（0.8s）——机械手手臂下摆（0.4s）——机械手手指张开放料（0.4s）——机械手手臂上摆15度（0.4s）——机械手手臂水平反转120度（0.8s）——机械手手臂下摆15度（0.4s）
2.2机械手圆形运动循环图
通过运动周期计算绘制圆形运动循环图。

运动循环图是在机械协调设计中所需要用到的重要的图形文件。

它能更好的说明运动过程，可以描述各个执行机构之间的运动顺序、相互之间既协调又制约的动作关系。

运动循环图的常见类型有直线型、圆形、直角坐标式等类型，在这里，我们使用圆形运动循环图，它可以更加直观更形象的描绘出机械手水平运动与上下摆动的运动关系，即在平动时水平停止，在进行上下摆动式水平方向静止，两者互相不干扰。

图2-1 圆形循环图
3 机构功能分解
热镦挤送料机械手的构成由原动机、传动部分、执行部分三部分组成，功能关系由下表所示：
表3-1
3.1 驱动装置的选择
电动机的种类很多，可以分为直流电动机和交流电动机两大类，我们所使用的电动机的工作环境实在工厂，所用为交流电，选用的电动机为交流电动机。

交流电动机可分为三相同步电机和三相异步电机。

三相交流异步电动的机结构比较简单，而且它价格低廉，在日常中维护方便，所以它在工业生产中得到上广泛的应用。

Y系列的电动机是全封闭的自扇冷式的三相异步电动机。

它的特点是性能好，噪音较低，同时具有高效率震动小的优点。

这使它适用于不易爆炸不易燃且没有腐蚀性气体的工作环境中，如在机床、运输机、搅拌机的机器上面。

课题中所设计的热镦挤送料机械手的工作环境实在工厂中，它的工作电压为380V,频率为50HZ，电机转速为1450r/min，所以选择同步转速为1500r/min。

机械手最大抓重2kg，所需功率不大，所以通过查询机械设计手册可以优先选择Y112M-4型号电动机来作为机械手的原动机，完成要求的工作动作。

电动机参数：
表3-2
3.2 传动类型的选择
带传动特点：带传动有传送比较平稳，噪声较小，能进行一定的缓冲吸振的优点，但是带传动的承载能力比较低。

传递相同的转矩时要比其他机构的尺寸大，通常将带传动放在传动系统的高速级。

齿轮传动特点：齿轮传动有着工作可靠，使用寿命长，瞬时传动比为常数，传动效率高等优点，但它的成本也高，在精度低的时候，震动和噪声比较大，不宜用于轴间距大传动。

链传动特点：链传动没有滑动并且不需很大的张紧力,作用在轴上的载荷较小，效率高，它的缺点是只能用于平行间的传动，瞬时速度不均匀，工作时有噪声，费用较高。

摩擦轮传动特点：摩擦轮优点在于制造简单，在过载时可以发生打滑从而防止机器中重要零件的损坏，可以实现无级变速，但它的缺点也较为明显，那就是传动效率较低，传动比不能保证，而且寿命较低，它必须采用压紧装置时才能使用。

蜗杆传动特点：它的优点在于工作平稳、没有噪声、结构较为紧凑、冲击小，它的优点还有结构尺寸小、重量轻、零件数目少。

缺点是效率低，结构复杂，制造材料
较贵，制造较难
对这五种传动方式进行对比，考虑热镦挤送料机械手的结构、工作环境和所需力等方面的要求综合选择带传动和齿轮传动，电动机通过带轮将转矩传递到减速器，通过减速器减速达到需要的转速带动机械手的水平回转运动和上下摆动。

3.3 手臂上下摆动的设计与选择
根据设计总体要求可以知道机械手上下摆动15度，为完成所需要的动作，需要设计机构来驱动机械手实现运动要求，可是实现上下运动的机构很多，有凸轮机构，铰链四杆机构，曲柄滑块机构，螺杆等机构，下面，设计几种方案来完成手臂的上下摆动运动。

方案一：凸轮连杆机构
凸轮是具有曲线轮廓的构件，它的运动可以通过高副接触传递给从动件，是从动件运动，它的运动状态可以是连续的，也可以是不连续的。

因为凸轮具有这样的特点，所以凸轮连杆机构可直接驱动从动件进行上下运动，进而使机械手手臂上下摇动。

而凸轮连杆机构具有结构简单、便于计算、成本低廉的优点。

但是它也存在缺点，那就是具有一定程度的冲击。

考虑到机械手最大抓重为2kg，工作强度不大，冲击也较小，所以该结构可以完成上下摆动动作。

如图3-1所示，为凸轮连杆机构。

图3-1 凸轮+连杆
方案二：圆柱凸轮机构+连杆
圆柱凸轮是将移动凸轮卷成圆柱体衍化而来，它是空间运动。

通过圆柱凸轮的不
综合对比3种机构，考虑机械手设计总体要求，选择方案一比较合适。

3.4 手臂水平回转的设计与选择
手臂的水平回转运动与手臂上下摆动不同时进行，环形运动循环图清晰明了的表述了两种运动的工作时间。

手臂水平放下的回转可以通过多种机构完成，如不完全齿轮机构，不完全齿轮+曲柄滑块+齿轮齿条机构，棘轮机构等，通过综合考虑，设计以下几种方案：
方案一：不完全齿轮+曲柄滑块+齿轮齿条
经过减速器将动力传动到不完全齿轮处驱动其转动，因为是不完全齿轮，可以通过设计有齿区域占整个齿轮区域的比例来调节改变间歇时间，齿轮转动带动连杆前后移动，拉动齿条移动。

通过齿条与齿轮啮合来驱动连杆转动。

如图3-4在课题的设计要求中可知要完成机械手水平回转120°，所以不完全齿轮齿数应该是完全齿轮的三分之一。

方案二：不完全齿轮机构
不完全外齿轮啮合是旋转120度，不完全外齿轮不啮合，内齿轮3、4啮合是，水平回转120度，完成左右回转的工作要求。

如图3-5所示。

不完全齿轮机构具有机构结构简单、容易制造、工作较为可靠特点，同时从动轮的运动时间和静止时间变化范围较大。

通过设计不完全齿轮的齿数可以实现机械手所要求的回转角度，对转动的时间可以较好的把握。

但是当开始进入啮合时和脱离啮合时具有比较大的冲击，因此，它一般用于低速和载荷较小的场合。

方案三：圆柱凸轮+连杆+齿轮齿条
减速器将动力传递到圆柱凸轮带动其转动，因为圆柱凸轮的轮廓线不同，从动件连杆会沿着轮廓线运动，因为圆柱凸轮是水平放置的，凸轮的转动会使连杆左右转动，根据设计要求可以确定左右摆动的周期和摆动的距离。

连杆的移动会带动齿条的移动。

齿条与齿轮啮合带动齿轮左右转动，齿轮带动杆是其左右回转，完成机械手水平左右回转的工作动作。

圆柱凸轮机构结构复杂，计算难度大，使运动停歇时间难以把握。

设计难度较大
综合三种方案，选择方案一更为合适，方案一具有计算简单，容易实现，具有明显的间歇运动的优点，方案二冲击较大，方案3结构复杂，不容易计算，运动停歇时间较难把握。

图3-4 不完全齿轮+连杆+齿条
图3-5 不完全齿轮
图3-6 圆柱凸轮+齿轮齿条
3.5 热镦挤送料机械手整体结构设计
通过上述对各个方案的设计分析，将选择出来的最优方案综合整理，确定热镦挤送料机械手的整体结构，如图3-7所示。

选用凸轮连杆机构来完成机械手的上下摆动，选用不完全齿轮+连杆+齿轮齿条来实现机械手的120°水平回转，使用减速器来减速达到所需转速。

图3-7
4 传动机构的设计计算
已知工作频率为15次/min，则执行机构转速为30r/min。

满载转速为1440r/min，通过运动循环图和机械手的整体结构设计传动比。

总传动比1440÷30=48。

带传动部分传动比为4，高速级齿轮传动为4，低速级为3，锥齿轮传动比为3。

4.1带轮传动计算
1.定V带型号和带长
带传动是带轮之间用带作为挠性拉拽零件的传动，它是借助与带轮之间的摩擦或者啮合来传递动力或者运动的，带的类型分为平带、V带、同步带和多楔带。

因为传动比为4，查机械设计表11.1可以知道，选用V带传动即可满足要求。

V带传动适用于中心距较小的情况下，它没有接头，运动比较平稳，多跟V带同时使用时，不惧损坏，即使损坏了一根也不至于立即停止运行。

它的缺点是适用寿命比较短，价格比较贵，而且传动的效率要略低于平带。

工作情况系数：由表11.5查得k A=1.2
计算功率
根据总体设计结构计算出中传递效率η=0.89
其中η1=0.96；η2=0.98；η3=0.99，η4=0.99.
所以P w=P dη= 3.56kW
选择V带型号
由图11.15可知，选择Z型V带。

小带轮直径
由图11.5可知，D
1
取90mm
验算V带速度
v=πD1n m
60000
=6.78m/s
5m/s＜v＜25m/s 符合要求。

大带轮直径
D2=(1−ε)D1n1
n2
=356.4mm取D2=360mm
其中ε为带传动的滑动率
大带轮转速
n2=(1−ε)D1n1
D2
=356.4r/min
2.计算带长
求D m
D m =
D 1+D 22=225mm
求Δ Δ=
D 2−D 12=135mm 初取中心距
2(D 2+D 1)＜a ＜0.55(D 2−D 1)+ℎ
初取a =600
带长
L =πD m +2a +Δ2a =1936.875mm
查图11.4可知L d =2000
3.求中心距和包角
中心距
a =L −πD m 4+14
√(L −πD m )−8Δ2=600mm 小轮包角
α1=180°−
D 2−D 1a ×60°=153°
4.求带根数
带速
v =
πD 1n 160×1000=6.78m/s 带根数
由表11.8可知P o =1.91
由表11.7可知k α=0.94
由表11.12可知k L =1.03
由表11.10可知ΔP o =0.168
z =P c (P +ΔP o )k αk L
=1.99 所以，V 带根数为2根。

5.求轴上载荷
张紧力
F 0=500
P c vz (2.5−k αk α)+qv 2=222.5N 轴上载荷
F Q =2×zF 0sin α2=890.35N 4.2齿轮传动
齿轮可以分为直齿轮、斜齿轮、人字齿轮、锥齿轮等，齿轮传动的要求是要满足冲动比平稳，要尽量的减少冲击、噪声和震动。

齿轮传动要保持一定的强度。

常见的
齿轮失效形式为齿面损伤和轮齿折断，齿面损伤有点蚀、胶合、塑性流动、磨粒磨损等损伤形式。

该设计选择直齿轮即可，为了保证齿轮齿面具有足够的硬度，较高的抗点蚀、抗磨损、抗胶合等能力，应选择合适的材料，同时，该材料应该使齿轮有足够的弯曲疲劳强度和良好的热处理公益性，选择的材料应为40Cr，45钢等。

4.2.1高速级齿轮传动
运输机一般为工作机，速度不高，故选7级精度，小齿轮选择材料为40Cr，需调质处理，硬度为260HB，大齿轮材料为45钢，硬度为240HB，同样需要调质处理。

齿面接触疲劳强度计算
1.初步计算
转矩T1
T1=9.55×106P
n1
=94.43N∙m
齿宽系数φd
由表12.13可知，φd=1.0
接触疲劳极限σHlim
《机械设计》图12.17c可知，σHlim1=710MPa
σHlim2=600MPa
初步计算许用接触应力[σH]
[σH1]≈0.9σHlim1=639MPa
[σH2]≈0.9σHlim2=522MPa
A d值
由表12.16可取A d=85
初步计算小齿轮直径
d1≥A d√
T1
φd[σH]
∙
u+1
u
3
=64mm
A d为修正系数
φd为齿宽系数
u为传动比
初步齿宽b
b=φd d1=1×64=64mm
2.校核计算
圆周速度v
V=πd1n1
60×1000
=1.23m/s
精度等级由表12.6查得精度等级为9级齿数z和模数m
初步取齿数z
1=30，z
2
=iz
1
=120
m=d1
z2
=2.13由表12.3取m=2.5
则z1=d1
m
=26 z2=104
选用系数K A
由表12.9选取K A =1.25
动载系数K V
由图12.9选取K V =1.2
齿间载荷分配系数K Hα 由表12.10，先求
F t =2T 1d 1=2×9443064
=2950.9N K A F t b =1.25×2950.964
=57.63N/mm 端面重合度 Z ε
εα=[1.88−3.2(1z 1+1z 2
)]cos β=1.73 Z ε=√4−εα3
=0.87 K Hα=
1Z ε2=1.32 齿向载荷分布系数K Hβ
K Hβ
=A +B [1+0.6(b d 1)2](b d 1)2+c ∙10−3b =1.396 载荷系数K
K =K A K V H HαK Hβ=1.25×1.2×1.32×1.396=2.76
弹性系数Z ε 由表12.12可得 Z ε=189.8√MPa
节点区域系数Z H 有图12.16 Z H =2.46
接触最小安全系数S Hmin S Hmin =1.05
总工作时间t ℎ t ℎ=10×300×16=48000h
应力循环次数N L N L1=60γn 1t ℎ=1.04×109 N L2=N L1i =2.6×108
γ为齿轮每转一周，同一侧齿面的啮合次数
t ℎ齿轮的设计寿命
接触寿命系数Z N 由图12.18可知，取 Z N1=1
Z N2=1.12
接触疲劳极限 由图12.17c σHlim1=710MPa ，σHlim2=580MPa 许用接触应力[σH ] [σH1]=
σHlim1Z N1S Hmin =710×11.05=676.2MPa [σH2]=σHlim2Z N2
S Hlim =580×1.121.05
=618.67MPa
验算σH=Z E Z H Zε√2KT1
bd2∙u+1
u
=597.87<[σH2]
3. 确定传动主要尺寸
实际分度圆直径d d1=mz=2.5×26=65mm
d2=mz=2.5×104=260mm 中心距a
a=m(Z1+Z2)
2
=162.5mm
齿宽b
b=φd d1=1×65=65mm
取b1=75mm,b2=65mm
4 .齿根弯曲疲劳强度验算
重合度系数Yε
Y↑ε=0.25+0.75
α
=0.68
齿间载荷分配系数Kα由表12.10可知，K Fα=1
Yε
=1.47齿向载荷分布系数K Fβ
b ℎ=
65
2.5×2.25
=11.56
由图12.14查得，H Fβ=1.38
载荷系数K
K=K A K V K FαK Fβ=1.25×1.2×1.47×1.38=3.04
齿形系数Y Fa由图12.21查得，Y Fa1=2.65
Y Fa2=2.25
应力修正系数Y Sa由图12.22查得，Y Sa1=1.58
Y Sa2=1.83
弯曲最小安全系数σFlim由图12.23c查得，σFlim1=600MPa
σFlim2=450MPa 应力循环次数N L
由表12.15估计3×106<N L<1010
N L1=N V=60γn1tℎ=1.04×109
弯曲寿命系数Y N由图12.24可知，Y N1=0.85
Y N2=0.9
尺寸系数Y X由图12.25可知Y X=1.0
许用弯曲应力[σF]
[σF1]=σFlim1Y
N1Y X
S Flim
=
600×0.85×1
1.05
=485.7MPa
[σF2]=σFlim2Y N2Y X
S Flim
=
450×0.9×1
1.05
=385.7MPa
验算
σF1=2KT1
bd1m
Y Fa1Y Sa1Yε=227.59<[σF1]
σF2=σF1Y Fs2Y Sa2
Y Fa1Y Sa1
=222.4MPa<[σF2]符合要求。

4.2.2低速级齿轮传动的设计计算
材料选择：小齿轮选择材料为40Cr，需调质处理，硬度为260HB，大齿轮材料为45钢，硬度为240HB，同样需要调质处理。

1. 齿面接触强度计算
初步计算
转矩T2
T2=9.55×106P
n2
=9.55×106×
3.56
90
=377756N∙mm
齿宽系数φd
由表12.13可知φd=1.0初步计算许用接触应力[σH]
[σH1]≈0.9σHlim1=639MPa
[σH2]≈0.9σHlim2=522MPa A d值由表12.16可取A d=85
初步计算d3
d3=A d√T2
φd[σH]2∙u+1
u
3=104.31取d
3
=105mm 初步齿宽b
b=φd∙d3=1×105=105mm，b3=115mm
b4=105mm 2. 校核计算
圆周速度
v=
πd3n3
60×1000
=
π×105×90
60×1000
=0.49m/s
精度等级查表12.6选取精度等级为9级
齿数z和模数m
初取z3=40，z4=iz3=3×4=120
m=d3
z3
=2.63，取m=3
z3=d3
m =105
3
=35，z4=105
使用系数K A由表12.9选取K A=1.25动载系数K V
由图12.9选取K V=1.2齿间载荷分配系数K Hα
F t=2T2
3
=
2×377760
=7195.43N
K A F t b 3=1.25×7195.43115
=78.21N/mm <100N/mm 先求：端面重合度εα=1.76
Z ε=√4−εα=0.86 K Hα=
1ε2=1.35 齿向载荷分布系数K Hβ
K Hβ
=A +B [1+0.6(b d 3)2](b d 3)2+c ∙10−3b =1.42 载荷系数K
K =K A K V K HαK Hβ =1.25×1.2×1.35×1.42=2.88
弹性系数Z ε 由表12.12可得 Z ε=189.8√MPa
节点区域系数Z H 有图12.16 Z H =2.46
接触最小安全系数S Hmin S Hmin =1.05
总工作时间t ℎ t ℎ=10×300×16=48000h
应力循环次数N L 由表12.5估计107<N L <109
N L1=60γn 1t ℎ=2.59×108
N L2=N L1i =8.64×107
接触寿命系数 由图12.8选择，Z n1=1.16
Z n2=1.2
接触疲劳极限 由图12.17c σHlim1=710MPa ，σHlim2=580MPa 许用接触应力[σH ] [σH1]=
σHlim1Z N1S Hmin =710×1.161.05=785MPa [σH2]=
σHlim2Z N2S Hlim =580×1.21.05=663MPa
验算
σH =Z E Z H Z ε√2KT 2bd 2∙u +1u
=549.21<[σH2] 3. 确定传动主要尺寸
实际分度圆直径d d 3=mz 3=3×35=105mm
d 4=mz 4=3×105=315mm
中心距a
a =m (Z 3+Z 4)2=210mm
齿宽b
b=φd d3=1×105=105mm
取b3=115mm,b4=105mm 4.齿根弯曲疲劳强度验算
重合度系数Yε
Y↑ε=0.25+0.75
εα
=0.68
齿间载荷分配系数Kα由表12.10可知，K Fα=1
Yε
=1.47齿向载荷分布系数K Fβ
b =115
=15.3
由图12.14查得，H Fβ=1.38
载荷系数K
K=K A K V K FαK Fβ=1.25×1.2×1.47×1.38=3.04
齿形系数Y Fa由图12.21查得，Y Fa3=2.5
Y Fa4=2.24
应力修正系数Y Sa由图12.22查得，Y Sa3=1.62
Y Sa4=1.82
弯曲最小安全系数σFlim由图12.23c查得，σFlim3=600MPa
σFlim4=450MPa 弯曲最小安全系数S Fmin由表12.14选择，S Fmin=1.25
弯曲寿命系数Y N由图12.24可知，Y N3=0.98
Y N4=0.95
尺寸系数Y X由图12.25可知Y X=1.0
许用弯曲应力[σF]
[σF3]=σFlim3Y
N3Y X
S Flim
=
600×0.98×1
1.25
=470.4MPa
[σF4]=σFlim4Y N4Y X
S Flim
=
450×0.95×1
1.25
=343MPa
验算
σF3=2KT2
bd3m
Y Fa3Y Sa3Yε=174.6MPa<[σF3]
σF4=σF3Y Fs4Y Sa4
Fa3Sa3
=172.8MPa<[σF4]
4.2.3直尺锥齿轮设计计算
直齿锥齿轮的加工方式多为刨齿，因此不宜采用硬齿面。

小齿轮的材料选择40Cr，需要进行调质处理，硬度大小为260HB,而大齿轮的加工材料可以选择使用42SiMn，同样要进行调制处理，硬度为230HB。

通过运动循环简图和整体机构简图可以知道直尺
锥齿轮的传动比为i=3，小齿轮转速为30r/min ，传递功率为
P =P 1η3η2=3.56×0.99×0.98=3.45kW 。

1. 齿面接触疲劳强度计算
齿数z 和精度等级
取z 5=24，z 5=iz 5=72，
因为运动速度不高，通过表12.6，选9级精度
使用寿命K A 由表12.9 K A =1.0 动载系数K V 由图12.9 K V =1.12 齿间载荷分配系数K Hα
由表12.10，估计
K A F t b <100N/mm cos δ1=u √u 2+1=0.95，cos δ2=
1√u 2+1=0.32 z v1=z 1cos δ1=240.95
=25.26，z v2=225 由公式12.6可计算εαv =1.74
由公式12.10计算Z ε=0.87
K Hα=1ε2=1.32 齿向载荷分布系数K β 由表12.20查得，K β=1.65 载荷系数K
K =K A K V K HαK β=1.0×1.12×1.32×1.65=2.43
转矩T 3
T 4=T 1i =283290N ∙mm
弹性系数Z E 由表12.12可得 Z E =189.8√MPa 节点区域系数Z H 有图12.16 Z H =2.5 接触最小安全系数S Hmin S Hmin =1.05
总工作时间t ℎ t ℎ=10×300×16=48000h 应力循环次数N L N L1=60γn 1t ℎ=1.04×109 N L2=N L1
i =2.6×108
接触寿命系数Z N 由图12.18可知，取 Z N1=1 Z N2=1.12 接触疲劳极限 由图12.17c σHlim1=710MPa ，σHlim2=680MPa 许用接触应力[σH ] [σH1]=
σHlim1Z N1S Hmin =710×11.05=676.2MPa [σH2]=σHlim2Z N2
S Hlim =680×1.121.05=725MPa
小轮大端分度圆直径d5取φd=0.3
由《机械设计》12.39公式计算得出d5=117mm 验算圆周速度及K A F t
b
d m1=(1−0.5φR)d5=(1−0.5×0.3)×117=99.45mm
v m=πd m1n3
=
π×99.45×90
=0.5m/s
F t=
2T3
d m1
=5697N
b=φR R=φR∙d
2
1
=56mm
K A F t
b
=98N/mm<100N/mm 2.确定传动主要尺寸
大端模数m
m=d5
z5
=
117
24
≈4
实际分度圆直径d d5=mz=4×24=96mm
d6=mz=4×72=288mm 锥句R
R=m
2
√Z12+Z22=151.79mm
齿宽b
b=φR R=0.3×221.36=45mm
取b=67mm
经过校核计算得出所选数据符合要求。

4.3轴的设计计算
因为减速器功率不大，并且没有特殊的要求，所以选择常见的45钢即可，并且对45钢进行调制处理
各轴输入功率
P1=P d∙η1=3.6kW
P2=P1∙η2∙η3=3.56kW
P3=P2∙η2η3=3.45kW
4.3.1 轴的设计计算
最小轴径
Ⅰ轴最小轴径：d1≥C√P1
n1
3=22mm
Ⅱ轴最小轴径：d2≥C√P2
n2
3=34.8mm
3=50mm Ⅲ轴最小轴径：d3≥C√P3
n3
轴承选择
表4-1 轴承参数表
Ⅰ轴的设计
Ⅶ-Ⅷ28 16+12
图4-1 Ⅰ轴简图
Ⅱ轴的设计
表4-4 Ⅱ轴各轴段直径
Ⅶ-Ⅷ36 19+12+5
图4-2 Ⅱ轴简图
Ⅲ轴的设计
表4-6 Ⅲ轴各轴段直径
图4-3 Ⅲ轴简图
4.3.2 轴的校核计算 计算齿轮受力 转矩T 3
T 3=9.55×106P 3
n 3
=1098250N ∙mm
圆周力
F t =2T 3
d 3
=20919N ∙mm
径向力
F r =F t tan αn =7614N
计算支承反力 垂直面反力
F R1′=F R2′=F t
2
=10459.5N
轴受转矩
T =T 3=1098250N ∙mm
许用应力值 查表16.3 [σ−1b ]=60MPa ，[σ0b ]=102.5MPa 应力校正系数
σ=
[σ−1b ]
[σ0b ]
=0.59 当量转矩
αT =647967.5N ∙mm
当量弯矩 在齿轮中间截面处
M ′=√2()2=1217085.7N ∙mm
校核轴径 齿根圆直径
d f4=m (Z −2.5)=307.5mm
轴径
d =√M ′
0.1[σ−1b ]
3
=58.7mm <105mm
4.4滚动轴承的校核计算
常见的滚动轴承有圆锥滚子轴承，它能同时受径向载荷和轴向载荷，具有承载能力较大的特点，它的许用角偏小；推力球轴承只能承受单向的轴向载荷，在回转时会因为钢球离心力的作用于保持架摩擦发热，所以极限转速较低。

深沟球轴承的结构简单，主要用来承受径向力，摩擦系数小，极限转速高，价格较低，它的应用范围最广。

较接触球轴承的特点是轴向承载能力随着接触角的增大而增大，但是需要成对使用，它的接触角有15°、25°和45°三种。

圆柱滚子轴承可以受较大的径向载荷，内外圈之间可作轴向的自由移动，它不能够承受轴向载荷。

通过对比这几种常见的滚动轴承，从经济、使用条件等方面进行考虑， 选用轴承为深沟球轴承。

通过表18.7可得，X =1.0，Y =0,由表18.8查得，f d =1.2 当量动载荷P
P =f d ∙XF r =9136.8N
计算额定动载荷
C r ′=P √L ℎ′
n 16670
3
=40390N <57200N 选用6213深沟球轴承可以满足轴承寿命要求。

4.5 键链接的校核计算
键的种类有平键和花键两种，它们的重要作用都是用于轴和带毂零件，用来实现周向的固定，以此来传递转矩。

我们使用的键为平键。

其中平键又分为普通平键、导向平键、滑键三种，这里我们选用的是普通平键。

而普通平键又分为平头、圆头、一端平头一端圆头3种类型。

平键一般情况下不影响被连接件的定心，因此使用范围很广。

在进行平键的设计时，应该考虑较弱零件的工作面被压溃或磨损等状况，同时也应考虑键的强度，以防键被剪断。

1.输入轴与联轴器用平键联接键1
轴径d =22mm ，L z =38mm ，查机械设计手册，选择A 型平键，尺寸为b ×ℎ=8×7，查机械设计表7.1，[σp ]=100~120MPa ，参考毂长选择L =34mm ，键的接触长度l ′=L −b =34−8=26mm ，σp =4T
dℎl ′=66MPa <120MPa 。

2.输出轴与齿轮用平键联接键2
轴径d =52mm ，L z =115mm ，查机械设计手册，选择A 型平键，尺寸为b ×ℎ=16×10，查机械设计表7.1，[σp ]=100~120MPa ，参考毂长选择L =110m ，键的接。