机械毕业设计1722自动送料机构的设计说明书

第一章前言
1.1 课题来源及意义
冲压是金属塑性成形加工的基本方法之一，它主要用于加工板料零件，所以也称为板料成形。

冲压既能够制造尺寸很小的仪表零件，又能够制造诸如汽车大梁、压力容器封头一类的大型零件；既能够制造一般尺寸公差等级和形状的零件，又能够制造精密（公差在微米级）和复杂形状的零件。

冲压具有生产率高、加工成本低、材料利用率高、操作简单、便于实现机械化与自动化等一系列优点，因此在汽车、机械、家用电器、电机、仪表、航空航天、兵器等生产和发展具有十分重要的意义。

1.1.1 冲压在机械制造中的地位及特点
冲压既能够制造尺寸很小的仪表零件，又能够制造诸如汽车大梁、压力容器封头一类的大型零件；既能够制造一般尺寸公差等级和形状的零件，又能够制造精密（公差在微米级）和复杂形状的零件。

占全世界钢产60%～70%以上的板材、管材及其他型材，其中大部分经过冲压制成成品。

冲压在汽车、机械、家用电器、电机、仪表、航空航天、兵器等制造中，具有十分重要的地位。

冲压件重量轻、厚度薄、刚度好。

它的尺寸公差是由模具保证的，所以质量稳定，一般不需再经机械切削即可使用。

冷冲压件的金属组织与力学性能优于原始坯料，表面光滑美观。

冷冲压件的公差等级和表面状态优于热冲压件。

大批量的中、小型零件冲压生产一般是采用复合模或多工位的连续模。

以现代高速多工位压力机为中心，配置带料开卷、矫正、成品收集、输送以及模具库和快速换模装置，并利用计算机程序控制，可组成生产率极高的全自动冲压生产线。

采用新型模具材料和各种表面处理技术，改进模具结构，可得到高精度、高寿命的冲压模具，从而提高冲压件的质量和降低冲压件的制造成本。

冲压生产的工艺和设备正在不断发展，除传统的使用压力机和钢制模具制造冲压件外，液压成形以及旋压成形、超塑成形、爆炸成形、电水成形、电磁成形等各种特种冲压成形工艺亦迅速发展，把冲压的技术水平提高到了一个新的高度。

特种冲压成形工艺尤其适合多品种的批量（甚至是数十件）零件的生产。

对于普通冲压工艺，可采用简易模具、低熔点合金模具、成组模具和冲压柔性制造系统等，组织多品种的中小批量零件的冲压加工。

总之，冲压模具有生产率高、加工成本低、材料利用率高、操作简单、便于实现机械化与自动化等一系列优点。

采用冲压与焊接、胶接等复合工艺，使零件结构更趋合理，加工更为方便，可以用较简单的工艺制造出更复杂的结构件。

1.1.2 现代冲压加工发展趋势
制造冲压件用的传统金属材料，正逐步被各种复合材料或高分子材料替代。

在模具设计与制造中，开发并应用CAD/CAM系统，发展高、新制造技术和模具、装置等，以适应冲压产品的更新换代和各种生产批量的要求。

推广应用数控冲压等设备，进行机械化与自动化的流水线冲压生产。

某些传统的冲压加工方法将被液压成形、旋压成形、爆炸成形等新颖的技术所取代，产品的冲压加工趋于更合理、更经济
冲模的核心部分是工作零件，即凸模和凹模。

其形状和尺寸是由冲压工序的性质决定的。

冲裁冲孔落料模的凸、凹模之间间隙很校，并做成锋利的刃口，以便形成强大的剪切力进行剪切，使坯件与板料分离
在现代化的机加工过程中，消耗于送料的时间损失是组成零件单件加工时间的一部分，它属于辅助时间。

要想提高生产率，减少生产中的辅助时间将是非常重要的一个环节。

而要想减少辅助时间，就必须提高生产的自动化程度。

自动送料机构就是为实现生产中送料工序自动化而设计的一种专用机构。

自动送料机构可将冲压料或冲压件经过定向机构，实现定向排列，然后顺序地送到机床或工作地点。

这在自动化成批大量的生产中显然是实用的，不但可把操作人员从重复而繁重的劳动中解脱出来，而且对保证安全生产也是一种行之有效的方法。

目前，国内拥有大量的冲压机床，如果能把它们改造成半自动或自动机床，将会充分发挥机床的潜在力量，这是一个具有重大意义的事情，而在机床上安装自动送料机构，这将大大提高冲压的生产效率，实现冲压的完全自动化。

1.2 参考文献综述
冲压工艺大致可分为分离工序和成形工序（又分弯曲、拉深、成形）两大类。

分离工序是在冲压过程中使冲压件与坯料沿一定的轮廓线相互分离，同时冲压件分离断面的质量也要满足一定的要求；成形工序是使冲压坯料在不破坏的条件下发生塑性变形，并转化成所要求的成品形状，同时也应满足尺寸公差等方面的要求。

按照冲压时的温度情况有冷冲压和热冲压两种方式。

这取决于材料的强度、塑性、厚度、变形程度以及设备能力等，同时应考虑材料的原始热处理状态和最终使用条件。

1.冷冲压金属在常温下的加工，一般适用于厚度小于4mm的坯料。

优点为不需加热、无氧化皮，表面质量好，操作方便，费用较低。

缺点是有加工硬化现象，严重时使金属失去进一步变形能力。

冷冲压要求坯料的厚度均匀且波动范围小，表面光洁、无斑、无划伤等。

2.热冲压将金属加热到一定的温度范围的冲压加工方法。

优点为可消除内应力，避免加工硬化，增加材料的塑性，降低变形抗力，减少设备的动力消耗。

随着现代工业的发展，现代冲压加工的发展趋势有以下五点：
（1）深入研究冲压变形的基本规律、各种冲压工艺的变形理论、失稳理论与极限变形程度等；应用有限元、边界元等技术，对冲压过程进行数字模拟分析，以预测某一工艺过程中坯料对冲压的适应性及可能出现的质量问题，从而优化冲压工艺方案，使塑性变形理论逐步起到对生产过程的直接指导作用。

（2）制造冲压件用的传统金属材料，正逐步被高强钢板、涂敷镀层钢板、塑料夹层钢板和其他复合材料或高分子材料替代。

随着材料科学的发展，加强研究各种新材料的冲压成形性能，不断发展和改善冲压成形技术。

（3）在模具设计与制造中，开发并应用计算机辅助设计和制造系统（CAD/CAM），发展高精度、高寿命模具和简易模具（软模、低熔点金模具等）制造技术以及通用组合模具、成组模具、快速换模装置等，以适应冲压产品的更新换代和各种生产批量的要求。

（4）推广应用数控冲压设备、冲压柔性加工系统（FMS）、多工位高速自动冲压机以及智能机器人送料取件，进行机械化与自动化的流水线冲压生产。

（5）精冲与半精冲、液压成形、旋压成形、爆炸成形、电水成形、电磁成形、超塑成形等技术得到不断发展和应用，某些传统的冲压加工方法将被它们所取代，产品的冲压加工趋于更合理、更经济。

随着近代工业的发展，以冲模为中心的电子计算机控制全自动冲压加工系统的研制十分必要。

现在已经出现了全自动冲压加工生产线、冲压加工中心、全自动落料冲床、自己备有薄板上料和卸料的电子计算机数控转塔式冲床以及其他自动冲压系统。

这种系统必须配备相应的高质量、高效率的冲模。

自动模中的送料、出件等装置主要由模具本身的运动部分来驱动（一般是上模）。

还可以由压力机的曲轴或滑块来驱动，也可以由单独的驱动装置（如机械、液压、气压等）来驱动。

自动模的送料、卸件、出件的动作最大特点是周期性间歇地与冲压工艺协调进行。

实现周期性动作的机构有棘轮机构、槽轮机构、凸轮机构、定向离合器、平面连杆机构等。

自动模的自动化装置就是自动模的驱动装置通过周期性动作机构使自动化装置的工作零件产生周期性工作，这就是自动送料机构。

本次毕业设计主要完成冲床上自动送料机构的设计。

第二章 自动送料机构总体方案设计
自动送料装置按送进材料的形式分为送料装置与上件装置两类。

本设计属于送料装置。

常见送料机构形式有以下五种：
① 钩式送料机构;
② 凸轮钳式送料机构;
③ 杠杆送料机构;
④ 夹持送料机构；
⑤ 辊轴送料机构。

由于本设计所用的毛坯件厚度比较薄，不在前三种送料方案所适用的材料厚度范围内，第四种和第五种方案适用。

将第四种与第五种方案进行比较，发现前者需要采用斜楔带动加料爪和滑板运动，在送料过程中振动会比较大，从而影响到送料精度；而后者是使用辊轴送料，过程更为平稳，因而，送料精度也较有保障。

综合考虑各种因素以后，决定采用双辊送料机构，如图
1-偏心轮 2-上模 3-下模 4-万向联结节 5-曲柄摇杆机构
6-上辊 7-离合器 8-支撑 9-下辊
辊轴式送料机构的驱动方式采用压力机曲轴驱动。

传动机构采用曲柄摇杆机构。

送进步距的大小按下式计算： απ3601
d s =
当步距S 一定时，可以协调主动辊直径d1和转角α，以满足送进步距的需要。

曲柄摇杆机构与辊轴的连接采用定向离合器。

根据材料的送进速度要求，选用合适的定向离合器。

辊轴的直径与送进速度和S 转角α有关，主动辊的直径为 πα
S D 3601= 从动辊的设计可以放松一些，不过上、下辊应有相同的圆周速度。

主、从辊之间的传动一般采用一对齿轮。

所以要求
2
121Z Z d d = 抬辊装置的作用有两种。

一种是在开始装料时临时抬辊，使上、下辊间有一间隙，以便材料通过。

另一种抬辊动作是在每次送进结束后，冲压工作前，使材料处于自由状态，以便导正。

第一种抬辊动作采用手动，设计一个手柄；第二种抬辊动作采用杠杆式抬辊装置，通过螺杆推动杠杆而实现抬辊。

工作过程如下：在送料之前，要先用手柄抬起4，以便在上下辊轴之间形成空隙，将薄板料从间隙穿过，然后按下手柄压紧入料。

当2回程时，通过5中的摇杆带动9顺时针旋转，从而带动8（主动辊）和4（从动辊）同时旋转完成送料工作。

当2下行时，因为9的缘故，辊轴停止不动，接着就是完成冲压的工序了。

当1再次回程，又重复上述动作，照此循环动作，达到间歇送料的目的。

第三章自动送料机构的设计3.1 零件分析及模具的结构形式
3.2 辊轴送料机构的原理、结构及工作过程
辊轴送料机构的原理、结构、工作过程在第2章已有简述，下面进行更为详细的阐述。

辊轴自动送料装置是通过一对辊轴定向间歇转动而进行间歇送料的。

按辊轴安装的方式有立辊和卧辊，其中，卧辊使用较多，它分为单边和双边两种。

本设计采用单边卧辊式辊轴自动送料装置。

送料机构的运动极限位置与一般位置的图解大致如图3-1所示:
图3-1 送进步距与辊轴直径及其转角的关系
辊轴送料装置与其他送料装置一样，必须保证冲压工作与送料动作有节奏的配合。

当冲压工作行程开始时，送料装置应已完成送料工作，料停在冲压区等待冲压。

冲压工作完成后，上模回到一定高度，即上、下模工作零件脱离时才能送料。

冲压与送料过程时间上的配合关系可由工作周期图来表示，如图3-2所示。

图3-2 送料周期图
由图看出，抬辊的开始点和结束点对称于滑块的下止点，而抬辊的开始点稍大于压力机的公称压力角，但不宜过早抬辊，以免引起板料位移而产生废品。

辊轴送料机构结构图如图4-3所示：
需要说明的是，自动送料机构与压力机之间所用的曲柄摇杆机构，杆的长度均为可调，另外曲柄联接处有偏心调剂盘可调偏心距。

杆的联接处用万向联轴节联接。

3.3 结构特性
一、辊子
辊子是辊轴送料机构的主要工作零件。

在送料过程中，辊子直接与坯料接触，其表面应具有较高的耐磨性和良好的几何形状及尺寸精度。

965.01641561562)2
8.162160(2)2(160mm,
100)
164901083603601221121221=====∴=⨯-=⨯-
=∴=︒<︒----=︒
⨯⨯︒=︒=Z Z n n d d i m m d a d a d m m S m m S d 暂选从推荐的中心距系列中可设计的稍小些。

从动辊直径。

），即摇杆摆角，一般下辊转角（送料进距（其直径，
本设计的主动辊为下辊ααππα。

圆整后取辊子长度一般取上辊传动齿轮齿数。

下辊传动齿轮齿数；）；
上辊转速（）；
下辊转速（m m L m m B L Z Z r n r n 150,4.150204.130)20~10(min /min /2121==+=+=--------
由于辊子半径较大，故采用空心的结构形式，上辊采用与齿轮结合在一起的方式，如图
下辊与齿轮分开设计，如图
辊子是通过材料与辊子之间的摩擦力进行送料的，因此辊子间的压紧力不能太小。

而辊子的摩擦力主要是用来克服材料送进时与其他承料部件间的摩擦力和提供加速度的。

如下式：
F+
=
f
ma
经过实际计算，F应为224N。

由fP
F=，查表得f=0.15。

所以P=1500N，方向指向辊子中心。

二、压紧装置
辊式送料借助于辊子和坯料之间的摩擦力实现，为了防止在送料过程中辊子与坯料之间产生相对滑动，影响送料精度，应设置压紧装置对辊轴施加适当的压力，以产生必要的摩擦力。

可采用的压紧装置有螺旋弹簧式、板簧式、和弹簧杠杆式，本设计采用板簧式压紧装置，原理如图4-4所示。

图3-4 板簧式压紧装置原理图
本送料装置中的压紧装置采用两个弹簧间接压紧的形式，且弹簧所提供的压紧力可根据实际情况调节弹簧上面的螺母，从而达到调节弹簧压紧力的效果。

三、抬辊装置
抬辊装置的作用是将上辊向上稍稍抬起，使坯料松开。

送料装置在使用过程中需
要两种抬辊动作：一种是开始装料时临时抬辊，使上、下辊间有一间隙，以便材料通过；第二种抬辊动作是在每次送进结束后，冲压工作前，使材料处于自由状态，以便导正。

参考有关资料，常见的抬辊装置有五种：撞杆式、气动式、偏心式、斜楔式和凸轮式。

本设计实现第一种抬辊动作采用手动，在抬辊机构上加一个手柄，达到抬辊的目的；对第二种抬辊动作采用撞杆式抬辊装置实现，撞杆后利用杠杆原理使上辊抬高。

原理如图3-5所示。

图3-5
另外，为了实现第一种抬辊动作，送料机构中特别加了一个手柄，使它与撞杆式抬辊装置连在一起，利用杠杆原理实现抬辊。

手柄如图：
四、驱动机构
本设计采用的驱动方式为压力机曲轴驱动，驱动机构用曲柄摇杆传动。

其他常用的驱动机构有拉杆杠杆传动、斜楔传动、齿轮齿条传动、螺旋齿轮传动、链条传动及气动液压传动。

该机构满足传动条件。

与下辊中心距计算得，曲柄转动中心摇杆连杆曲柄寸如下：
曲柄摇杆机构的长度尺根据压力机尺寸，暂取∴+>+====2322242143216.16151501500100l l l l m m
l m m
l m m
l m m
l
五、送料进距调节装置
前面已经提到过，自动送料机构与压力机之间所用的曲柄摇杆机构，杆的长度均为可调，另外曲柄联接处有偏心调剂盘可调偏心距。

偏心距e 与辊子转角α的关系如下：
2
13422222222222,,2
sin )2sin )(2sin (2cos
2
)(l l l l R l P R l P l l l R P e +===----++=其中αααα 六、间歇运动机构 辊式送料机构由压力机的曲轴驱动，间歇运动机构设在二者之间，起作用是将曲轴的连续转动转化为送料辊的间歇转动。

本设计采用超越离合器来实现间歇运动，与下辊即主动辊联接。

其它常用的间歇运动机构有棘轮机构和蜗杆凸轮机构等。

七、其它
轴承、紧固零件等其他零件，均按手册选取标准件，详见装配图。

本设计的送料机构中设计了一个托物架，以便支撑毛胚材料。

需要说明的是，因为本设计所选用的压力计滑块行程次数为45次/min ，为低速冲压，所以不采用制动装置。

但是在高速送料的情况下，由于辊子、材料、传动系统的惯性，会使材料在送料行程终点处的定位精度受到很大影响，故应在辊轴端部装设制动器。

制动器的结构形式以闸瓦式应用较为普遍，其结构简单，容易加工装配。

缺点是长期处于制动状态，摩擦损失较大。

常用的摩擦材料有石棉或铸铁。

其他的制动器有带式和气动式。

另外，本送料机构上还加了一个拖物架，起支撑材料的作用，便于辊轴自动送料，其结构如下图：
3.4 离合器的选用
自动送料装置中使用的定向离合器有普通定向离合器和异形滚子定向离合器。

普通定向离合器的基本结构及工作原理是，当外轮向一个方向转动时，由于摩擦力的作用使滚柱楔紧，从而驱动星轮一起转动，而星轮转动带动送料装置的工作零件转动。

当外轮反向转动时，带动滚柱克服弹簧力而滚到楔形空间的宽敞处，离合器处于分离
状态，星轮停止不动。

外轮的反复转动是由摇杆来带动的。

异形滚子定向离合器在其内、外轮之间的圆环内装有数量较多的异形滚子，而且滚子的方向是一致的。

由于滚子的a-a 方向尺寸大于b-b 方向尺寸，因而当外轮反时钟转动时，滚子的a-a 方向与内、外轮接触，此时起偶合作用，带动内轮一起转动；当外轮顺时钟转动时，则不起偶合作用，内轮不动。

这种离合器由于滚子多，滚子圆弧半径较大，所以与内、外轮的接触应力小，磨损小，寿命长。

当传递同样的扭转时，径向尺寸比普通定向离合器小。

由于体积小，运动惯性小，送进步距精度高。

本设计选用滚柱式内星轮无拨爪单向超越离合器，以下简称为超越离合器。

超越离合器常用于驱动辊轴送料机构的辊轴，是之产生间歇转动，以达到按一定规律自动送料的目的。

一般，它允许的压力机滑块行程数小于200次/min ，送料速度小于30m/min 。

本设计选用的压力机滑块行程数为45次/min,送料速度v=45×164=6.39m/min ，满足要求。

为接合式的最大空转角度，
，极限转速为次，允许最高接合次数为允许总接合次数为，许用转矩的超越离合器，滚柱数查手册，选用︒⨯⋅===11000r/min /min 801057031006m
N T z mm D 离合器结构如图：
3.5 齿轮的设计及校核
本设计中的自动送料机构中有一对齿轮传动，起上、下辊之间传动的作用。

由于上、下辊之间仅仅只有一对齿轮直接传动，材料的厚度变化会引起齿隙的增大。

这就会影响送进步距精度。

但本设计所用的材料厚度较薄，其所引起的误差较小，故仍采用一对齿轮直接传动。

因传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用40Cr ，调质处理，硬度
241HB~286HB ，平均取为260HB ，大齿轮用45刚，调质处理，硬度229HB~286HB ，平均取为240HB 。

具体计算步骤如下：
齿面接触疲劳强度计算
1. 初步设计
转矩1T 由前面计算结果可知 mm N T ⋅=332001
模数m 取m=4 m=4 mm
齿数 初取齿数 41;391==z z z 41;391==z z z
分度圆直径d mm mz d 1563941=⨯== mm d 1561=
mm mz d 1644142=⨯== mm d 1642=
中心距a a 2
)4139(42)(21+⨯=+=z z m a=160mm 齿宽b 取b=50mm 取b 1=60mm mm b 502=
转数1n min /451r n =
接触疲劳极限lim H σ 由《机械设计》中图12.17c
Mpa H 7101lim =σ M P a H 5802lim =σ
2. 校核计算
圆周速度v 10006045
1561000601
1⨯⨯⨯=⨯=ππn d v s m v /368.0=
精度等级 由《机械设计》中表12.6 选8级精度
使用数A K 由《机械设计》中表12.9 75.1=A K
动载系数v K 由《机械设计》中图12.9 1.1=v K
齿间载荷分配系数αH K 由《机械设计》中表12.10，先求
βεαc o s )11(2.388.1/100/75.145042575.1425156
33200222111⎥⎦⎤⎢⎣
⎡+⨯-=<=⨯==⨯==z z m m N m m N b F K N d T F t A t
72.14113912.388.1=⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯-= 87.0372.1434=-=-=
αεεZ 由此得 32.187.0112
2===∂εZ K H 齿向载荷分布系数βH K 由《机械设计》中表12.11
1561061.0)15650(
16.017.110)(32321
⨯⨯+⨯+=⋅++=--b C d b B A K H β 28.1=βH K
载荷系数K K=βαH H V A K K K K =1.7528.132.11.1⨯⨯⨯
25.3=K
弹性系数E Z 由《机械设计》中表12.12
MPa Z E 8.189=
节圆区域系数H Z 由《机械设计》中图12.16 5.2=H Z
接触最小安全系数min H S 由《机械设计》中表12.14 5.1min =H S
工作时间t H 一年取300个工作日，设计工作寿命为十年，
每天工作八小时。

830010⨯⨯=h t =24000h
应力循环次数L N 由《机械设计》中表12.15，估计109710≤N <L ，
则指数m=8.78
m
i hi n i i v L T T t n N ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛==N ∑=max 11160γ
=6078.8124000451⨯⨯⨯⨯
711048.6⨯=L N
原估计应力循环次数正确
3941/1048.6/712⨯⨯==i N N L L
721016.6⨯=L N
接触寿命系数N Z 由《机械设计》中图12.18
18
.117
.121==N N Z Z 许用接触应力[]H δ []5
.117.1710min 1
1lim ⨯==H N H H S Z σσ []M P a
5541=H σ []5
.118.1580min 2
2lim ⨯==H N H H S Z δσ []M P a
4562=H σ 验算
39
41139
41156
503320025.3287.05.28.189122211+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+⋅=H u u bd KT Z Z Z H E ε
σ []
2243H H <=σσMPa 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。

否则，尺寸调整后还应再进行验算。

齿根弯曲疲劳强度验算
重合度系数εY 72
.175.025.075
.025.0+=+=αεεY 68.0=εY
齿间载荷分配系数αF K 由《机械设计》中表12.10，
68.0/1/1==εαY K F
47.1=αF K
齿向载荷分布系数βF K b/h=50/(455.5)25.2=⨯ 由《机械设计》中图12.14 3.1=βF K
载荷系数K 3.147.11.175.1⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
K=3.68
齿形系数αF Y 由《机械设计》中图12.21
4
.241.221==ααF F Y Y 应力修正系数αS Y 由《机械设计》中图12.22
67.166
.121==ααS S Y Y
弯曲疲劳极限lim F δ 由《机械设计》中图12.23c
MPa
MPa F F 4506002lim 1lim ==δδ 弯曲最小安全系数min F S 由《机械设计》中表12.14
2min =F S
应力循环次数L N 由《机械设计》中表12.15，估计3,1010106≤N <⨯L
则指数m=49.91
m
i hi n i i v L T T t n N ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛==N ∑=max 11160γ
=6091.49124000451⨯⨯⨯⨯
711048.6⨯=N L
原估计应力循环次数正确
3941/1048.6/712⨯⨯==i N N L L 721016.6⨯=L N 弯曲寿命系数N Y
由《机械设计》中图12.24 95.094.021==N N Y Y 尺寸系数X Y
由《机械设计》中图12.25 0.1=X Y 许用弯曲应力[]F δ
[]2194.0600min 11lim 1⨯⨯==F X N F F S Y Y σσ []M P a F 2821=σ
[]2195.0450min 22lim 2⨯⨯==F X N F F S Y Y δσ []M P a F 2142=δ
验算
εαασY Y Y m bd KT S F F 111112= =68.066.141.24156503320068.32⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ []113.21F F MPa δσ<=
66.141.267.14.23.21112212⨯⨯⨯==αααασσS F S F F F Y Y Y Y
[]224.21F F MPa σσ<=
传动无严重过载，故不作静强度校核
设计的齿轮如下图：
3.6 轴的设计及校核
送料机构中一共使用了3根轴，其中有两根轴是主要的轴，分别是上、下辊轴。

在这两根轴中，其中下辊轴上的零件较多，结构较复杂，故需要进行严格的校核。

上轴结构简单，只起固定辊轴，提供转动中心的作用，故不作校核。

现对下辊轴进行校核计算，如下：
轴的材料无特殊要求，故选用45钢调质，MPa MPa s b 360,650==σσ。

轴的计算步骤如下：
设计轴的结构如下：
计算齿轮受力
轴的受力图
转矩 由上面计算可知
mm N ⋅=T 332001
圆周力 156
332002211⨯=T =d F t N F t 426=
径向力
90cos 20tan 426cos tan ⨯==βαn t r F F N F r 155= 计算支撑反力
水平面反力 266
1082242084261⨯+⨯=
r F N F r 4241= 266
258224584262⨯+⨯=r F N F r 2262= 弯矩图 a)水平面
垂直面反力 266
10815002081551⨯+⨯=t F N F t 7301= 266
1581500581552⨯+⨯=t F N F t 9252=
b)垂直面
c)合成弯矩图
许用应力
许用应力值 用插入法由表16.3查得：
[]MPa b 5.1020=σ
[]M P a b 601=-σ
应力校正系数 [][]5
.1026001==
-b b σσα
59.0=α
转矩图
当量转矩 如图,7000059.0⨯=T α mm N ⋅=T 41300α
如图,3320059.01⨯=T α mm N ⋅=T 217121α
合成弯矩图
校核轴径
轴径 []3
3
11160
1.0105105
1.0⨯==-b M d σ mm d 40261<=
[]33
12260
1.041300
1.0⨯==-b M d σ
mm d 26192<=
经校核，轴无严重过载，且各危险截面都能达到要求，故下辊轴合格。

3.7 轴承的设计和校核
本设计中的送料装置中一共使用两对轴承，其中上辊轴使用的轴承所承受的轴承应力比较小，故不做校核，现对下滚轴的轴承进行校核。

轴承选用6008型深沟球轴承，轴承数据如下：
轴承1的校核
由于N C r 4068'=<r C ，故选用6008型深沟球轴承可以满足轴承寿命的要求。

轴承2的校核
由于N C r 4588'=<r C ，故选用6008型深沟球轴承可以满足 轴承寿命的要求。

3.8 键的设计和校核
本送料机构中使用了3个平键联结和1个斜键，其中斜键起连接撞柄的作用，可以不做校核。

现对其他3个平键进行校核。

平键1的校核
平键1传递的转距为70m N ⋅，轴径26mm 。

查表可得键的截面尺寸为：宽b=8mm ，高h=7mm ，选键长为22mm 。

键的接触长度'l =l-b=22-8=14mm 。

由表7.1取许用挤压应力[]
MPa p 120=σ，由式7.1得联结所能传递的转矩
[]
M N M N d hl p ⋅>⋅=⨯⨯⨯⨯==T 7076120261474
1
41'σ
故平键1的挤压强度是足够的，设计的键满足要求。

平键2的校核
平键2传递的转距为33.2m N ⋅，轴径48mm 。

查表可得键的截面尺寸为：宽b=14mm ，高h=9mm ，选键长为45mm 。

键的接触长度'l =l-b=45-14=31mm 。

由表7.1取许用挤压应力[]
MPa p 120=δ，由式7.1得联结所能传递的转矩
[]
M N M N d hl p ⋅>⋅=⨯⨯⨯⨯==T 2.33400120483194
1
41'σ
故平键2的挤压强度是足够的，设计的键满足要求。

平键3的校核
平键3传递的转距为36.8m N ⋅，轴径40mm 。

查表可得键的截面尺寸为：宽b=12mm ，高h=8mm ，选键长为45mm 。

键的接触长度'l =l-b=45-12=33mm 。

由表7.1取许用挤压应力[]
MPa p 120=σ，由式7.1得联结所能传递的转矩
[]
M N M N d hl p ⋅>⋅=⨯⨯⨯⨯==T 8.36316120401284
1
41'σ。