四桿運輸機構設計目錄第1章緒論 11.1工件輸送機概述 11.2國內外現狀及前景 21.3設計任務及參數 2第2章總體結構設計 42.1工作原理 112.2方案選取 112.3總體方案設計 11第3章連桿機構設計 133.1連桿機構方案與參數 53.2曲柄擺動導桿機構運動分析 73.3連桿機構長度設計 73.4連桿機構速度與加速度計算 53.5連桿機構慣性力矩計算 73.6連桿機構傳動角校核 7第4章驅動裝置選型 134.1減速器設計 44.2電機選型計算 74.3傳動比分配 74.4傳動參數計算 44.5齒輪設計 74.6軸設計及校核 74.7減速器參數 7附錄 23致謝 24第1章緒論1.1工件輸送機概述概述輸送機的歷史悠久，中國古代的高轉筒車和提水的翻車，是現代斗式提升機和刮板輸送機的雛形。17世紀中，開始應用架空索道輸送散狀物料；19世紀中葉，各種現代結構的輸送機相繼出現。1868年，在英國出現了帶式輸送機；1887年，在美國出現了螺旋輸送機；1905年，在瑞士出現了鋼帶式輸送機；1906年，在英國和德國出現了慣性輸送機。此后，輸送機受到機械制造、電機、化工和冶金工業技術進步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內部的輸送，發展到完成在企業內部、企業之間甚至城市之間的物料搬運，成為物料搬運系統機械化和自動化不可缺少的組成部分。步進輸送機是在一定的線路上間斷輸送物料的運輸機械，在工業自動化生產線上應用極為廣泛。可以進行生產線上產品的步進輸送，步進輸送有一段停頓時間，可以對產品進行加工處理。步進輸送運動平穩，并能適應一定重量的工件輸送，是一種被廣泛應用于生產的輸送設備。步進輸送機是輸送機的其中一種，輸送機可以單臺輸送，也可多臺組成或與其他輸送設備組成水平或傾斜的輸送系統，以滿足不同布置形式的作業線需要。早在中國的古代，人們為了方便勞作就發明出了提水的翻車，可以說這是現代輸送機的雛形。輸送機的原理應用，在十七世紀時也有記載，人們利用空中索道來運送散狀的物料。輸送機的類似原理應用一直持續到了19世紀。19世紀中葉，各種現代結構的輸送機相繼出現。1868年，在英國出現了帶式輸送機；隨著工業的發展，動力設備出現，它們代替了原始動力為輸送機提供驅動力，各種結構的輸送機相繼出現了。輸送機在十九世紀八十年代后期得到了快速發展，各種輸送機在這段時間里相繼出現。1887年美國人制造出了螺旋輸送機，1905年瑞士人生產處了鋼帶式輸送機。此后不到一年，英國人和德國人又推出了慣性輸送機。輸送機隨著工業的發展而進步，進入二十世紀以后，機械制造、鋼鐵冶金等行業的技術不斷提高，輸送機產品也得到了逐步的完善，企業內部、企業之間乃至城際輸送成為可能，輸送機本身也在工業生產中扮演著越來越重要的角色，成為工業生產不可或缺的一部分。國外輸送機技術的發展很快，其主要表現在兩個方面：一方面是輸送機的功能多元化、應用范圍擴大化，如高傾角的輸送機、管狀帶式輸送機、空間轉彎式輸送機等各種機型；另一方面是輸送機本身的技術與裝備有了巨大的發展，尤其是長距離、大運量、高速等大型輸送機已成為發展的主要方向，其核心技術是開發應用于了輸送機動態分析與監控技術，提高了輸送機的運行性能和可靠性。例如北非撒哈拉大沙漠的磷礦石運輸采用10臺鋼絲繩芯膠帶輸送機組成輸送線，遠距達100km；美國的河湖輸送線長達169km；西德的萊茵褐煤礦山公司費爾圖納露天煤礦使用的是目前世界上帶寬最寬，運輸能力最大的膠帶輸送機，其帶寬達6.4m，每小時輸送能力達1.6萬噸。而我國生產的輸送機的水平也有很大的提高，如大傾角的長距離帶式輸送機成套設備，高產、高效工作面平巷可伸縮帶式輸送機均填補了一些國內的空白，并對輸送機的一些關鍵技術及其主要部件進行了理論研究和產品開發，研究成功了許多種軟起動和制動裝置以及以PLC為核心的可編程電控裝置，驅動系統采用調速型液力偶合器和行星齒輪減速器。我國正在通過不斷的努力，縮小著與國外先進水平的差距。輸送機一般按有無牽引件來進行分類，具有牽引件的輸送機一般包括牽引件、承載構件、驅動裝置、張緊裝置、改向裝置和支承件等。牽引件用以傳遞牽引力，可采用輸送帶、牽引鏈或鋼絲繩；承載構件用以承放物料，有料斗、托架或吊具等；驅動裝置給輸送機以動力，一般由電動機、減速器和制動器等組成；張緊裝置一般有螺桿式和重錘式兩種，可使牽引件保持一定的張力和垂度，以保證輸送機正常運轉；支承件用以承托牽引件或承載構件，可采用托輥、滾輪等[3]。具有牽引件的輸送機的結構特點是：被運送物料裝在與牽引件連結在一起的承載構件內，或直接裝在牽引件(如輸送帶)上，牽引件繞過各滾筒或鏈輪首尾相連，形成包括運送物料的有載分支和不運送物料的無載分支的閉合環路，利用牽引件的連續運動輸送物料。這類的輸送機種類繁多，主要有帶式輸送機、板式輸送機、小車式輸送機、自動扶梯、自動人行道、刮板輸送機、埋刮板輸送機、斗式輸送機、斗式提升機、懸掛輸送機和架空索道等。沒有牽引件的輸送機的結構組成各不相同，用來輸送物料的工作構件亦不相同。它們的結構特點是：利用工作構件的旋轉運動或往復運動，或利用介質在管道中的流動使物料向前輸送。例如，輥子輸送機的工作構件為一系列輥子，輥子作旋轉運動以輸送物料；螺旋輸送機的工作構件為螺旋，螺旋在料槽中作旋轉運動以沿料槽推送物料；振動輸送機的工作構件為料槽，料槽作往復運動以輸送置于其中的物料等。步進輸送機與其他輸送機相比，不僅具有輸送方便、省力、高效等其他輸送機都有的特點之外，最顯著特點是當物件在運輸的過程中可以有規律的間歇的停止一段時間，這段時間內工人可以對物件進行加工、清洗等等簡單的工序，是一種如今較為廣泛運用的加工機械。1.2國內外現狀及前景輸送機的歷史悠久，中國古代的高轉筒車和提水的翻車，是現代斗式提升機和刮板輸送機的雛形。17世紀中，開始應用架空索道輸送散狀物料；19世紀中葉，各種現代結構的輸送機相繼出現。1868年，在英國出現了帶式輸送機；1887年，在美國出現了螺旋輸送機；1905年，在瑞士出現了鋼帶式輸送機；1906年，在英國和德國出現了慣性輸送機。此后，輸送機受到機械制造、電機、化工和冶金工業技術進步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內部的輸送，發展到完成在企業內部、企業之間甚至城市之間的物料搬運，成為物料搬運系統機械化和自動化不可缺少的組成部分。國外輸送機技術的現狀：國外輸送機技術的發展很快，其主要表現在2個方面：一方面是輸送機的功能多元化、應用范圍擴大化，如高傾角帶式輸送機、管狀帶式輸送機、空間轉彎帶式輸送機等各種機型；另一方面是輸送機本身的技術與裝備有了巨大的發展，尤其是長距離、大運量、高帶速等大型輸送機已成為發展的主要方向，其核心技術是開發應用于了帶式輸送機動態分析與監控技術，提高了帶式輸送機的運行性能和可靠性。目前，在煤礦井下使用的帶式輸送機已非常廣泛和適用。（1）設備大型化，其主要技術參數與裝備均向著大型化發展，以滿足高產、高效、高速生產的需要。（2）應用動態分析技術和機電一體化、計算機監控等高新技術，采用大功率軟起動與自動張緊技術，對輸送機進行動態監測與監控，大大地降低了輸送帶的動張力，設備運行性能好，運輸效率高。（3）采用多機驅動、中間驅動及其功率平衡、輸送機變向運行等技術，使輸送機單機運行長度在理論上已有受限制，并確保了輸送系統設備的通用性、互換性及其單元驅動的可靠性。國內輸送機技術的現狀：我國生產制造的輸送機的品種、類型較多。在“八五”期間，通過國家一條龍“日產萬噸綜采設備”項目的實施，其中帶式輸送機的技術水平有了很大提高，煤礦井下用大功率、長距離帶式輸送機的關鍵技術研究和新產品開發都取得了很大的進步。如大傾角長距離帶式輸送機成套設備、高產高效工作面順槽可伸縮帶式輸送機等均填補了國內空白，并對帶式輸送機的減低關鍵技術及其主要元部件進行了理論研究和產品開發，研制成功了多種軟起動和制動裝置以及以PLC為核心的可編程電控裝置，驅動系統采用調速型液力偶合器和行星齒輪減速器。國外帶式輸送機除安裝防止輸送帶跑偏、打滑、撕裂、過滿堵塞、自動灑水降塵等保護裝置外，近年又開發了很多新型監測裝置：傳動滾筒、變向滾筒及托輥組的溫度監測系統；煙霧報警及自動消防滅火裝置；纖維織輸送帶縱撕裂及接頭監測系統；防爆電子輸送帶秤自動計量系統。這些新型保護系統我國基本處于空白，而我國現有的打滑、堆煤、溜煤眼滿倉保護，防跑偏、超溫灑水，煙霧報警裝置的可靠性、靈敏性、壽命都較低。1.3設計任務及參數本課程設計目標是要求掌握工業工件輸送機械手的結構及工作原理，實現物料工件的四桿機構位移，要求所設計輸送機能輸送一定質量的工件（在具體設計時可以在題目中確定是何類形狀的物體），完成搬運功能，并且具有較高的運動平穩性和重復精度。設計內容包括輸送機總體設計方案的分析確定，包括輸送機的運動學分析、主體部分結構設計及關鍵零件的校核和二維工程圖繪制設計。在設計過程中要考慮到很多問題，所涉及的關鍵問題有：1）輸送機運動采用何種驅動電機；2）傳動機構設計的合理和平穩；3）導軌布局的合理性等等。設計一種工件輸送機，在自動化生產過程中執行工件的裝載和卸載的任務。主要特點是在較小的占地面積范圍內建造高效節能的全自動砌塊成型生產線。工件輸送機在制造行業有著相當廣泛的應用，可以大大節省勞動力，節省空間，運作靈活精準、快速高效、穩定性高，作業效率高。本課題研究的主要內容(1）了解工件輸送機的運動過程，查閱相關資料。(2）對工件輸送機進行合理的總體結構設計。(3）對工件輸送機的機械臂各個零部件進行設計。(4）對工件輸送機的機械臂關鍵零部件繪制零件圖，裝配圖。(5）對工件輸送機進行二維工程圖繪制。提交的成果（1）課程設計（論文）正文；（2）裝配圖一張（1#圖、二維圖）；（3）非標零件圖4張（二維圖）；（4）英文參考文獻及其譯文；（5）附不少于10篇主要參考文獻；

第2章總體結構設計2.1工作原理步進輸送機是一種能間歇地輸送工件，并使其間距始終保持穩定步長的傳送機械。工件經過隔斷板從料輪滑落到輥道上，隔斷板作間歇往復直線運動，工件按一定的時間間隔向下滑落。輸送滑架作往復直線運動，工作行程時，滑架上位于最左側的推爪推動始點位置工件向前移動一個步長，當滑架返回時，始點位置又從料輪接受了一個新工件。由于推爪下裝有壓力彈簧，推爪返回時得以從工件底面滑過，工件保持不動。當滑架再次向前推進時，該推爪早已復位并推動新工件前移，與此同時，該推爪前方的推爪也推動前工位的工件一齊向前再移動一個步長。如此周而復始，實現工件的四桿機構傳輸。顯而易見，隔斷板的插斷運動必須與工件的移動協調，在時間和空間上相匹配。2.2方案選取首先查閱相關資料及結合書本知識了解步進輸送機的結構，然后根據工件步進輸送機的工作狀況的要求下提出了以下兩種設計方案：方案一：該方案完全采用連桿機構，運動連續且平穩，由于構件大部分是連桿，成本較低且維護，檢修都較為簡單。雖然該機構只有一個自由度，運動易于控制，但缺點是機構的零件較多，較為復雜。圖2-2曲柄搖桿機構方案二：運用連桿機構（曲柄擺動導桿機構），減速器和普通電動機的組合來實現所需要的運動。首先通過普通電動機可以獲得運動所需要的動力，然后通過減速器可以獲得連桿機構需要的轉速，再由連桿機構實現滑架所需要的運動，如圖。方案一和方案二采用連桿機構間的運動副都是低副，運動副元素都是面接觸，壓力較小可以承受較大的載荷，并且該機構都只有一個自由度易于控制。但方案一中滑架的運動軌跡是在工作（輸送工件）期間做近似直線的運動，輸送到工位后做平面運動回到工作原點，其運動軌跡難以控制。方案二中采用曲柄擺動導桿機構，帶動滑架在機架上滑動，運動容易實現且各桿參數易于設計及計算。因此本次課程設計采用方案二。2.3總體方案設計本設計方案為四桿機構機械傳動工件輸送機。（1）輸送工件形狀和尺寸如圖所示，工件寬為400mm，長為300mm，總高100mm，工件質量為80kg，輸送步長H=450mm,允許誤差±0.2mm。圖2-1輸送工件外形圖（2）輥道上允許輸送工件最多為8件。工件底面與輥道間的摩擦系數為0.15（當量值），輸送滑架質量為240kg，當量摩擦系數可取為0.15。（3）滑架工作往復次數為40次/分,要求保證輸送速度盡可能均勻，行程速度變化系數K≥1.2。我設計的是步進輸送機，是一種能間歇地輸送工件并使其間距始終保持穩定步長的傳送機械，可以進行生產線上產品的步進輸送，其運動平穩，并能適應一定重量的工件輸送，是一種被廣泛應用于生產的輸送設備。設計方案圖如下圖2-2機器結構簡圖如圖步進輸送機主要包括電動機、減速器、齒輪傳動、平面連桿機構、滑架、擋塊以及輥道。本機器設計的目的是為了輸送工件。從結構簡圖可以看出本次課題主要計算是四連桿、減速器以及一對開式外嚙合齒輪。工作原理如下：四桿機構四桿機構輸送機的原理分解電動機轉動，通過減速器帶動平面連桿機構運動連桿機構帶動滑架右運動，擋塊推動工件左端移動工件滑架返回，擋塊滑過工件底面，回到起始點從而實現對工件的步進輸送。圖2-3工作原理圖

第3章連桿機構設計3.1連桿機構方案與參數連桿機構是一種常見的傳動機構，結構穩定性高，類型多，可以進行不同速比的傳動，可以根據不同的速度要求進行選擇不同的種類。連桿機構被常常用于眾多的工農業機械和工程機械中，在生活中的日常用品中也有應用，比如折疊傘。連桿結構的定義：原動件的運動要經過一個不與幾家直接相連的稱之為連桿的中間構件，才能夠傳動從動件，故而稱之為連桿機構。連桿機構的傳動特點：（1）連桿機構中的運動服一般為低副，故又稱低副機構。面接觸，壓強小，承載能力大，村花好默默孫曉，加工制造較為簡單，并且連桿中的低副一般是幾何封閉，有利于保證工作的可靠性。（2）在原動件的運動規律不變的條件下，通過改變其他各桿件的長度可以得到從動件的不同運動規律。（3）在連桿機構中，連桿上各個點的軌跡是不同形狀的曲線，其形狀隨著各構件長度的改變而發生改變，故連桿曲線形式多樣，可以滿足有特殊工作要求的環境。（4）利用連桿機構還可以比較方便的改變運動的傳遞方向，擴大行程，實現增利和遠程距離傳動等目的。（5）在連桿運動的過程中，一些構件的質心在做變速運動的時候，產生的慣性力不平衡，因此會增加機構的動載荷，使機構會產生強迫振動，所以連桿機構一般不是用于高速場合。（6）連桿機構的傳動，要經過幾個中間構件。各個構件的尺寸不會做的絕對的精確，運動副之間的間隙，所以傳遞的累積誤差比較大。工作機在工作是受到穩定的阻力F=2400N；步長：S=450mm，往返次數：40次/分鐘。行程速比系數為：，滑架寬度為250mm，工作機的效率為0.95，兩班制工作，折舊期為5年，載荷中受到中等沖擊，工作環境清潔，室內，用于小批量生產。3.2曲柄擺動導桿機構運動分析連桿機構是一種應用非常廣泛的機構，折疊傘的收放機構，機械手的傳動機構以及人體假肢的設計等，都是連桿機構，其中曲柄擺動導桿機構也應用較為廣泛，工程上如需要較大的急回特性，可應用曲柄擺動導桿機構，如圖所示。圖3-3曲柄擺動導桿機構在該曲柄擺動導桿機構中，，且當曲柄1逆時針轉動角，導桿3自右面擺至左面；曲柄1繼續轉動角，導桿3自左面擺回原處。擺動導桿也是搖桿，因為Φ2＞Φ1，所以該機構具有急回特性，其行程速度變化系數K也可按式3-1計算：(3-1)式中，為導桿的擺角。在△ABD中有（其中，）式3-1、3-2和圖3-4給出了該機構尺寸參數c與行程速度變化系數K之間關系，它可獲得比一般曲柄搖桿機構更大的K值，即該機構的急回特性比較顯著，從而可擴大行程。在曲柄擺動導桿機構中，c、和K的常用范圍為c≥2，θ≤600，K≤2。圖3-4K-C曲線圖3.3連桿機構長度設計通過行程速度變化系數K=2，按公式θ=1800（K-1）/(K+1)算出極位夾角θ為60°。然后由步長S=600mm，可以算出下圖3—5中導桿CD的長度為，導桿的擺角。由導桿的擺角=60°，可以得出曲柄AB的長度為中心距AC長度的一半，即LAC=2LAB。在該曲柄擺動導桿機構，c=2,θ=600，K=2滿足一般常用要求。由此可以選定曲柄AB的長度LAB=150mm，中心距AC的長度LAC=300mm。為了使滑架在整個行程中壓力角最大值αmax為最小，滑架的導路E1E2應平移至FG的中點M，此時滑架的高度H=560mm。并且選定連桿DE的長度LDE=150mm。根據上面的方法可以算出平面連桿機構的桿長分別為=150mm，=600mm，=300mm，=150mm。繪制機構的運動的簡圖如下圖3—5所示（其中傳動裝置部分未在圖上畫出，曲柄軸與減速器輸出軸用聯軸器相連接）。圖3-5曲柄擺動導桿機構運動簡圖3.4連桿機構速度與加速度計算在機構運動過程中，根據上述已經求得的桿件的長度。進行分析，做速度與加速度分析時，根據一點的速度和加速度，通過位置和長度關系推算出其他點的速度與加速度，所以在使用矢量工程圖解法進行平面機構的速度和加速度分析時，應該從已知的條件下著手，然后沿著機構的傳遞方向依次分析其他的構件。在用圖解法作機構的運動分析時，需要先繪制出機構的運動簡圖，然后根據機構運動見圖做速度與加速度分析。根據前面所描述的繪圖與分析步驟，選擇比例尺，并且按照比例尺做出運動機構簡圖，讀圖算出結果。作速度分析根據用矢量方程圖解法做平面機構的速度分析可知速度求解步驟求出相應的各點的速度和桿件的角速度。圖3-6速度分析圖求方向：垂直于桿件AB，指向：與w方向一致。求（C點與B點看為桿件BC上的兩個端點，點C、E繞點D做圓周運動）方向⊥CD⊥AB⊥BC大小？√？式中與的大小未知，故要用到圖解法。如上圖6.3所示，取一點P作為速度多邊形的極點，用速度比例尺μ=0.001(m/s)/mm.作圖，作表示，在通過b點，作,相較于點C，并且方向與相同，矢量代表C點的速度，矢量表示速度求（E點與C點同在DE桿上，所以方向相同，角速度相同）求（F點繞E點做圓周運動）方向水平⊥DE⊥EF大小？√？由、和方向和的大小做出矢量圖（如圖6.3）于是有：（順時針）（順時針）（順時針）作加速度分析求（C點相對于D點做圓周運動，B點相對于C點做圓周運動）方向c→d⊥CDB→AC→B⊥BC大小√？√√？用圖解法計算如下圖6.4所示，取一點P’作為多邊形極點，作表示，加速度比例尺取u=0.001(m/s)/s圖3-7加速度分析圖求（因為E與C在同一根桿件上，運動形態相同）求（F點相對于E點做相對圓周運動）方向水平向右√F→E⊥FE大小？√√？上述構件的角加速度為：（順時針）(順時針)（順時針）3.5連桿機構慣性力矩計算在對機構進行靜態力學分析時，首先根據設計經驗對桿件的部分參數進行設定選擇材料，然后查取質量和轉動慣量，根據在這個基礎上的強度校核之后，驗證結果對構件尺寸進行修正。各個桿件均為拉壓桿，材料選擇45鋼，初選直徑。查表得密度：根據質量：轉動慣量：（1）各桿件的質量：AB桿：BC桿：DE桿：EF桿：各桿件的轉動慣量AB桿：BC桿：DE桿：EF桿：各桿件的轉動慣量AB桿:BC桿：DE桿：EF桿：3.6連桿機構傳動角校核在機構運動過程中，傳動角γ的值是隨機構的位置不同而變化的，為了保證機構的傳力效果，應使傳動角的最小值γmin大于或等于其許用值γmin≥[γ]。一般機械中，推薦γ=40°~50°[5]。高速和大功率機械，[γ]應取較大值。對于一些受力很小或者不經常使用的操縱機構，則可允許傳動角小一些，只要不發生自鎖既可以。該送料機構不是高速，也不是大功率機械，可取。在圖3-5所示連桿機構的運動簡圖中，曲柄擺動導桿機構的傳動角始終為滿足傳動要求。而滑架在整個行程中的最大壓力角為故上述連桿機構滿足傳動要求。第4章傳動裝置選型4.1減速器設計根據要求電機與減速器間選用聯軸器傳動，減速器與工作機間也選用聯軸器傳動，減速器為二級圓柱齒輪減速器。減速器高速級和低速級都采用斜齒圓柱輪傳動，方案草圖如圖。圖4-1減速器傳動方案簡圖4.2電機選型計算(1)電動機類型和結構型式的選擇電動機是常用的原動機，并且是標準化和系列化的產品。機械設計中一般根據工作機的工作情況、運動和動力參數等，選擇電動機的類型和結構型式。再根據傳遞的計算功率和轉速，選擇電動機的標準型號。電動機有交流電動機和直流電動機之分，工業上一般采用交流電動機。交流電動機有異步電動機和同步電動機兩類，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，其中普通籠型異步電動機應用最廣泛。三相交流異步電動機的結構簡單、價格低廉、維護方便，可直接接于三相交流電網中，因此在工業上應用最為廣泛，設計時應優先選用。Y系列電動機是一般用途的全封閉自扇冷式三相異步電動機，具有效率高、性能好、噪音低、振動小等優點，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、風機、輸送機、攪拌機、農業機械和食品機械等。所以，在一般的機械設計中優先選用Y系列籠型三相異步電動機。根據工作機的工作要求：每天兩班制工作，工作時有中等載荷沖擊，工作環境清潔，室內，三相交流電源。選擇電動機為Y系列380V三相籠型異步電動機。(2)電動機功率的確定電動機容量主要由電動機運行時的發熱條件決定，發熱與其工作情況有關。對于長期連續運轉、載荷不變或變化很小、常溫下工作的機械，選擇電動機時，只要使電動機的負載不超過額定值，電動機便不會過熱。因此可按電動機的額定功率Pm等于或略大于所需電動機的功率Pd，在手冊中選取相應的電動機型號。①輸送機機所需功率計算得式中：為滑架的最大速度，單位m/s；為工作機的阻力；為工作機的效率。②電動機至工作機的總效率串聯時式中：、、分別為傳動系統中齒輪、滾動軸承及聯軸器的效率。由文獻[6],取，，。故③所需電動機的功率（kw）由工作機所需功率和傳動裝置的總效率按下式[6]計算④電動機額定功率按來選取電動機的型號，電動機功率裕度的大小應視工作機構的負載變化狀況而定，選取電動機的額定功率=5.5kw。(3)電機轉速的確定額定功率相同的同類型電動機有不同的同步轉速，例如三相異步電動機有四種常用的同步轉速即3000、1500、1000和750r/min。同步轉速低的電動機磁極多，外廓尺寸大、重量大、價格高，但可使傳動系統的傳動比和結構尺寸減小，從而降低了傳動裝置的制造成本。一般最常用的是同步轉速為1500r/min和1000r/min的電動機，設計時應優先選用。根據輸送機主軸轉速n及有關機械傳動的常用傳動范圍，由文獻[7]，兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動范圍，可計算電動機轉速的合理范圍為查電動機型號表，符合這一范圍的電動機同步轉速有750，1000和1500r/min三種。現選用同步轉速1000，滿載轉速的電動機，其型號和主要數據如下：表4-1電動機參數電動機型號額定功率（kw）同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)Y132M2-65.5100096022.2表4-2電動機安裝及有關尺寸(單位：mm)中心高外形尺寸底角尺寸安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸1321238×804.3傳動比分配根據電動機的滿載轉速和輸送機主軸的轉速即可確定傳動系統的總傳動比，即在兩級圓柱齒輪減速器中，使各級大齒輪直徑相似，浸油深度大致相同以利于實現浸油潤滑（低速級大齒輪的直徑應略大一些，使高速級大齒輪的齒頂圓與低速軸之間有適量的間隙）。設高速級的傳動比為，低速級的傳動比為，減速器的傳動比為i，傳動比分配可參考文獻[7]，取高速級傳動比，則低速級傳動比為實際總傳動比23.97輸送機主軸的實際轉速輸送機主軸轉速誤差因此，輸送機主軸轉速符合設計要求。4.4傳動參數計算（1）各軸的轉速電動機軸軸Ⅰ（高速軸）軸Ⅱ（中間軸）軸Ⅲ（低速軸）輸送機主軸（2）各軸的輸入功率電動機軸軸Ⅰ（高速軸）軸Ⅱ（中間軸）軸Ⅲ（低速軸）輸送機主軸（3）各軸的輸入轉矩（3-4）電動機軸軸Ⅰ（高速軸）軸Ⅱ（中間軸）軸Ⅲ（低速軸）輸送機主軸4.4齒輪設計(1)高速級齒輪傳動設計①選擇齒輪類型、材料、精度及參數斜齒圓柱齒輪傳動平穩，故選斜齒輪傳動。選用齒輪材料：選擇小齒輪的材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。輸送機為一般工作機器，速度不高，故選取齒輪為7級精度（GB10095-88）。選小齒輪齒數，大齒輪齒數，取。選取螺旋角，初選螺旋角。②按齒面接觸強度設計設計公式為(a)確定式(3-5)中各參數數值試選載荷系數轉矩選取齒寬系數查得材料的彈性影響系數按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸接觸疲勞強度極限計算應力循環次數選取接觸疲勞壽命系數；。計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S=1,由計算公式得計算斜齒輪傳動的端面重合度(b)帶入數值計算小齒輪分度圓直徑圓周速度齒寬b及模數縱向重合度確定載荷系數：已知使用系數,根據，7級精度查得動載系數；查得；由插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱時，。故載荷系數另查圖得按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑模數③按齒根強度設計(a)確定計算參數計算載荷系數根據縱向重合度，查得螺旋角影響系數查得齒輪的彎曲疲勞強度極限；；彎曲疲勞壽命系數,；取安全系數計算彎曲疲勞許用應力計算當量齒數查表得，齒形系數，查表得，應力校正系數，因此(b)帶入數值計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取，可滿足彎曲強度。但同時為了滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是由取，則，取。④幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為191mm。按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、、等不必修正。大、小齒輪的分度圓直徑為齒輪寬度圓整后取。⑤結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構。(2)低速級齒輪傳動設計低速級齒輪選用斜齒圓柱齒輪傳動，選用齒輪的材料、精度、齒寬系數均與高速級齒輪相同，其設計計算方法與高速級齒輪相同，故略去計算過程，其幾何尺寸計算結果如下：小齒輪齒數，大齒輪齒數，螺旋角，法面模數mm，中心距，法面齒頂高系數，法面頂隙系數,小齒輪和大齒輪的齒寬均為99mm。其它數據見下表4-4：表4-4低速級齒輪參數表分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑小齒輪99.06mm105.06mm91.56mm大齒輪386.94mm392.94mm379.44mm小齒輪采用實心輪結構，大齒輪采用腹板式齒輪結構。4.5軸設計及校核(1)高速軸的設計①選擇軸的材料軸的材料選擇為45鋼，調質處理，硬度為，強度極限，屈服極限,彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，許用彎曲應力。②齒輪受力計算已知高速級小齒輪的分度圓直徑為，因此小齒輪上圓周力、徑向力及軸向力大小為NNN圓周力，徑向力及軸向力的方向見圖3-9。③初步估算軸的最小直徑取，由文獻[6]，按設計公式計算得軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑。為了使所選的軸的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩，查表取1.5，則按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，由文獻[8]，選用TL6型彈性套柱銷聯軸器，材料為35鋼，許用轉矩，許用轉速r/min，型號為TL5聯軸器GB4323-85。與高速軸相連的半聯軸器的孔徑，半聯軸與軸配合的轂孔長度，半聯軸器的長度。故選擇。④軸的結構設計初步擬定軸的結構如圖3-8。圖4-8軸1結構圖(b)確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑。1-2軸左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=40mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上，而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短一些，現取。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，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據，由參考文獻[8]，軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為,故；而。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查得30208型軸承的定位軸肩的高度，因此，取。軸承端蓋的總寬度為52mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據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軸器右端面的距離，故取。取齒輪距箱體內壁之間距離，齒輪2與齒輪3之間的距離。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s,取，已知軸承的寬度，則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。(c)軸上零件的周向定位半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。根據和選用平鍵為,由文獻[9]，半聯軸器與軸的配合為H7/k6，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。⑤軸上載荷的計算首先根據軸的結構圖3-8做出軸的計算簡圖3-9。在確定軸承支撐點的位置時，應從手冊中查取a值。對于30208型圓錐滾子軸承，由手冊中查得。軸的支承跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖4-9高速軸的載荷圖從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現將計算出的截面C處的、及的值列于表4-5。表4-5參數表載荷水平面垂直面支反力，，彎矩總彎矩扭矩⑥校核軸的強度由文獻[10],通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據式3-8及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力如下。其中式中：—軸的計算應力，MPa；—軸所受的彎矩，；—軸所受的扭矩，；—軸的抗彎截面系數，；—對稱循環變應力時軸的許用彎曲應力。前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表得。因，故安全。(2)中間軸的設計選擇軸的材料/設計方法與高速軸一樣，中間軸的結構圖如圖3-10。圖4-10中間軸的結構圖中間軸上的軸承初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為。(3)低速軸的設計選擇軸的材料與高速軸一樣，低速軸的結構圖如下圖4-11。圖4-11低速軸的結構圖軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故同時選取聯軸器的型號，聯軸器的計算轉矩，查表取1.5，則按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查文獻[8]，選用HL5型彈性柱銷聯軸器，材料為35鋼，許用轉矩，許用轉速，標記：HL5聯軸器GB4323-85。低速軸上的軸承初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30315，其尺寸為。4.6減速器參數減速器箱體按毛坯制造方式的不同可分為鑄造和焊接箱體。從結構形式上可分為剖分式和整體式。本設計選用剖分式鑄造箱體，其結構如圖4-10。圖4-10減速器結構圖圖4-10中減速器各參數如下：(1)箱座壁厚=0.025a+3≥8mm；a為二級圓柱齒輪減速器的低速級中心距，其中，=9.08≥8滿足要求，取壁厚=10mm。(2)箱蓋壁厚=（0.