氣動扳手的設計

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氣動扳手的設計 摘要氣動扳手是機械產品生產線上的主要工具。在生產線上大量螺母須要被鎖緊的情況下時，選擇有動力裝置的氣動扭矩扳手可以節(jié)省大量的工作時間和人力，有效提高工作效率。本次設計的主要工作包括：確定氣動扭力扳手結構形式、主體結構尺寸，并確定零部件的結構尺寸及使用原理。首先拆開實體，并了解各部分實體結構。其次，量出各部分實體尺寸。最后，根據(jù)所了解的實體及零件畫出氣動扳手三維裝配圖。整個設計過程都是依據(jù)設計規(guī)范和標準進行的，設計結果滿足工程設計要求。 關鍵詞氣動扳手；原理設計；要件校核；實體造型  Design of Pneumatic Wrench ABSTRACT: Pneumatic wrench is the main tool for mechanical product’s line. When circumstances the production line of large nut needs to be locked, Select a power device of the pneumatic torque wrench can save a lot of time and manpower and pre Improve work efficiency. The design of the main tasks include: Determine tthe pneumatic torque wrench structure and the size of the main structure. Determine the structure dimensions and using principle components. First open the entity and. Understanding each part entity structure. Secondly, amount of each entity size. Finally, according to the understanding of the entity and the parts drawing pneumatic wrench 3D assembly drawing. The whole design process is based on norms and standards for design, engineering design results meet the design requirements. KEY WORDS: pneumatic wrench； principles of design； condition checking；solid’s model 目錄 1概述 1 1.1本次畢業(yè)設計的目的意義 1 1.2氣動扳手的分類 1 1.3氣動扳手在國內外的研究及其分析 2 2氣動扳手的簡介 3 2.1簡介 3 2.2氣動扳手的特點 4 2.3氣動扳手的不足 4 3氣動扳手的工作原理 5 4氣動扳手的零件及選型 9 4.1氣動扳手的結構設計 9 4.2氣動扳手的原理裝配圖 12 4.3密封件 12 4.3.1相關數(shù)據(jù)分析 13 4.4傳動系的設計與計算 17 4.4.1一般傳動系的基本要求 17 4.5齒輪機構傳動系統(tǒng)設計 18 4.5.1選定齒輪的類型、精度、材料、齒數(shù) 18 4.5.3按齒根彎曲強度計算 20 4.6軸的結構設計與校核 22 4.6.1軸的設計 22 4.6.2軸的材料 23 4.6.3計算軸上的轉矩和確定最小直徑 23 總結 25 致謝 26 參考文獻 27 外文翻譯 28 附件 39 1概述 1.1本次畢業(yè)設計的目的意義 本次畢業(yè)設計的課題在于使學生更好的了解機械原理，了解氣動扳手在機械生產流水線中所占的位置。畢業(yè)設計課題是培養(yǎng)學生綜合運用本學科的基本理論、專業(yè)知識和基本技能，提高分析與解決實際問題的能力，完成工程師的基本訓練和初步培養(yǎng)從事科學研究工作的重要環(huán)節(jié)。畢業(yè)設計也是完成教學計劃達到專業(yè)培養(yǎng)目標的一個重要的教學環(huán)節(jié)；學生通過畢業(yè)設計，綜合性地運用幾年內所學知識去分析、解決一個問題，在畢業(yè)論文的過程中，所學知識得到疏理和運用，它既是一次檢閱，又是一次鍛煉。使學生的實踐動手、動筆能力得到鍛煉，增強了即將跨入社會去競爭，去創(chuàng)造的自信心。 畢業(yè)設計以下具有目的： (1) 通過閱讀有關資料對當前的機械生產有一定的了解。 (2) 融會貫通幾年里所學習的專業(yè)基礎知識和專業(yè)理論知識。 (3) 綜合運用所學專業(yè)理論知識和技能提高獨立分析問題和解決實際問題的能力。 (4) 培養(yǎng)和提高與設計群體合作、相互配合的工作能力。 1.2氣動扳手的分類 氣動扳手是用壓縮空氣作為動力來運行。有的裝有調節(jié)和限制扭矩的裝置，稱為全自動可調節(jié)扭力式。簡稱（全自動氣動扳手）有的無以上調節(jié)裝置，只是用開關旋鈕調節(jié)進氣量的大小以控制轉速或扭力的大小。稱為半自動不可調節(jié)扭力式。簡稱（半自動氣動扳手）。主要用于各種裝配作業(yè)。有氣動馬達，捶打式裝置或減速裝置幾大部分組成。由于它的速度快、效率高、溫升小、已經成為組裝行業(yè)必不可缺的工具。形式有半自動捶打式，全自動扭力控制式。操作啟動模式有下壓式，手按式分別。 　　1、全自動氣動扳手 　　在達到設定扭力后能夠完全自動剎車并停止運轉的氣動起子稱為全自動氣動扳手； 　　全自動氣動扳手結構相對復雜，有馬達、離合器、減速、閉氣剎車等裝置構成。通常用在小型螺絲且鎖付扭力要求較嚴格的場合如：電子電器、家電等。 　　2、半自動捶打式氣動扳手 　　在達到設定扭力后不會自動剎車的氣動扳手，稱之為半自動捶打式氣動扳手。通常半自動設計為手按式且內部裝有擊錘進行螺絲鎖付； 　　半自動捶打式氣動扳手通常結構簡單，耐用，但無扭力控制，通常用在大型螺絲且鎖付扭力要求不嚴格的場合如：摩托車、汽車、輪船、鋼構等。 　　3、下壓式電動扳手 　　操作啟動模式無需用手指按住啟動杠桿，或壓板按鈕等。直接對準工件壓下就可啟動。 　　4、手按式氣動扳手 　　操作啟動模式需用手指按住啟動杠桿，或壓板按鈕等。 氣動扳手產生的背景 隨著工業(yè)技術的發(fā)展，各種規(guī)格、型號的機動扳手如液壓扳手、電動扳手等在產品裝。配生產線上得到廣泛應用，這些扳手顯著地提高工作效率，大大減輕了工作強度。液壓扳手以液壓油為工作介質，附帶一套液壓裝置，投資成本高，使用不方便并且易，造成污染，因此在裝配生產中使用不多。電動扳手由于無污染、可精確控制作用到緊固件上的扭矩，應用于汽車、船舶等行業(yè)，但由于產品中螺紋緊固件多、所需的扭矩較大，需要長時間的持續(xù)工作。而氣動扳手尺寸小，重量輕，單位重量輸出功率大，對環(huán)境污染小，可以實現(xiàn)較大的扭矩輸出，成本低在產品裝配線上可以得到廣泛應用，尤其是一些需要大扭矩的場合。綜上，液壓扳手、電動扳手都沒有氣動扳手具有明顯的優(yōu)點，所以進行氣動扳手的設計。 1.3氣動扳手在國內外的研究及其分析 國外的機電，汽車制造已普遍采用可控扭矩、可控轉角和控制屈服點的審批工具，并采用了微機控制的智能型裝配系統(tǒng)。在氣動工具方面，比較著名的由英格蘭公司，該公司主要生產氣動工具等，是全美最大的機械設備生產廠家，擁有ARO，BEEBE，CHARLESMATRE等一些氣動產品品牌。 中國機電、汽車產品的裝配擰緊工具目前還比較落后，雖然有江蘇同潤集團等一些進口公司，但是他們制造的擰緊工具主要以手動扳手為主。而在氣動工具方面的生產單位，無論從裝配質量還是多用性上都與國外產品有較大差距。也不能系列的批量供應在生產的中、高檔擰緊工具及裝配系統(tǒng)。 氣動扳手提供動力主要是壓縮空氣。以壓縮空氣作為動力原料，取材方面沒有污染。氣動扳手不像液壓扳手，液壓扳手在密封上有很高的要求，而且液壓扳手出液口的液體也必須回流，使液壓機里面反復循環(huán)的壓縮和收集。但氣動扳手氣口的氣體不需要回流，可以直接排在空氣里面，因此在一定的程度上減輕了壓力機的技術要求。和電動扳手相比，氣動扳手有較高的安全性，要生產高強度的轉動動力，必須有高壓和強電流，因此在技術上要求有很高的材料絕緣性。沖擊扳手和定扭矩扳手相比是沖擊扳手能瞬時產生高強度沖擊力，滿足高扭力連接的需要。 2氣動扳手的簡介 2.1簡介 首先說起氣動扳手不得不說起氣壓傳動。 氣壓傳動是風動技術與液壓技術演變、發(fā)展而來。氣壓傳動是以壓縮空氣作為工作介質傳遞運動和動力。由于氣壓傳動的動力傳遞介質是取之不盡的空氣，所以污染小，因此在自動化領域中具有廣闊的發(fā)展前景。氣壓傳動廣泛應用于紡織、機械、汽車、電子、軍事、鋼鐵、化工、食品、包裝等行業(yè)中。隨著原子能、空間技術、計算機技術等的發(fā)展，氣壓傳動技術必將更加廣泛地應用于各個工業(yè)領域。 氣動板手（Impactwrench），也稱為是棘輪板手及電動工具總合體，主要提供高扭矩輸出最小的消耗的工具。 壓縮空氣是最常見的動力源，盡管電動或液壓動力也使用。氣動板手被廣泛應用在許多行業(yè)，如汽車修理，重型設備維修，產品裝配（通常稱為“脈沖工具”和專為精確的扭矩輸出），重大建設項目，以及其他任何一個地方的高扭矩輸出需要。 氣動板手可在每一個標準的棘輪插座驅動器大小，從小型的1/4“驅動器的工具小組裝和拆卸，到3.5”都有。氣動扳手是用氣壓推動葉片，壓力能轉化為扳手內軸的機械能。緊固強度通過設置氣壓的大小來設置。比較形象的比喻就是把電風扇反過來使用就是氣動扳手。 氣動扳手的扭矩值是以改變氣壓的大小來控制的，且沒有精度，而是以重復度表示。但若在氣動扳手上加裝氣動扳手專用的傳感器，則可用精度表示。 現(xiàn)今主要流行的氣動扳手有雙轉速型式等其主要特點是： （1）基于傳統(tǒng)的氣動扭力扳手,標準系列的氣動扳手是經過40年的經驗累積下來的成果,也達成到今日工業(yè)的要求. （2）應用于全世界上千種場合,氣動扭力扳手持續(xù)展現(xiàn)著NORBAR大扭力工個范圍的根基. （3）此型式適合于各種有螺絲的應用:正反轉操作. （4）靜音、非沖擊式可降低操作者的疲勞:扭力重復度+/-5%. 各式各樣的反作用力臂型式可供各種工作場合搭配使用氣動扳手，又名氣扳機，是一種螺母緊固的高效工具，氣小，扭矩被廣泛用于石油化工、交通運輸、建筑安裝、電力、鐵路、橋梁、礦山、冶金、船舶、汽車,機械制造與維修等各種行業(yè)。 2.2氣動扳手的特點 （1）氣動工具體積、重量非常輕巧，適于更緊湊的工業(yè)裝備中。 （2）氣動工具結構合理,密封性能好、耗氣量小。 （3）氣動工具馬達摩擦很小,長時運做不發(fā)熱,長期使用也不會改變工具的輸出轉速、扭矩、功率等性能。 （4）氣動工具選用優(yōu)質材料,堅固耐用。 （5）的氣動工具反作用力小,可減少操作員的控制力,減少工具工作中產生的震動慣性,可使操作員的操作更加準確到位,可提供高速、高質量、高保障的生產。 2.3氣動扳手的不足 雖然已經完成了本課題的設計，但還有很多地方值得進一步提高和改進。比如在實體建模方面，如果實現(xiàn)仿真運動那就更理想了。在測量掃描時，點數(shù)據(jù)的數(shù)量也可以加大，雖然會導致計算的復雜層度，使本課題的設計更加復雜，但如果能進行大量數(shù)據(jù)采集、分析的話，那么數(shù)據(jù)重建后所形成的曲面就會更加完美。 3氣動扳手的工作原理 氣動扳手分類較多，本次設計主要研究槍式的手握型，其外觀如圖所示，氣動扳手的主要工作部件由兩部分構成，分別是氣動馬達部分和和沖擊捶打部分。 氣動扳手的組件是由偏心氣缸、旋轉轉子、或葉片和密封端蓋等部件組成，主要完成氣能轉換為高扭力的動能。 圖3-1氣動扳手 1-卡簧，2-主軸，3-主軸套，4-前殼，5-沖擊架，6-打擊塊，7-沖擊銷，8-連接圈，9-彈性碟圈，10-墊片，11-軸承16002,12-葉軸，13氣缸，14-外殼，15-B蓋，16-軸承6100,17-節(jié)流套，18-節(jié)流芯，19-A蓋，20-連接圈，21-螺孔，22-扳機，23-進氣孔，24-開關銷，25-前進氣銅芯，26-后進氣銅芯，27-彈簧，28-進氣接頭，29-濾網 圖3-2氣動扳手構造 圖3-3零件圖 1-前殼，2-連接圈，3-彈性碟圈，4-主軸套，5-卡簧，6-主軸，7-打擊塊，8-沖擊架，9-沖擊銷，10-連接套，11-墊片，12-軸承16200，,13-A蓋，14-葉軸，15-B蓋，16-軸承6100,17-氣缸，18-葉片，19-彈性圓柱銷，20-后殼，21-節(jié)流套，22-節(jié)流芯，23-調節(jié)螺帽，24-開關銷，25-扳機，26-開關銷，27-前進氣銅芯，28-后進氣銅芯，29-彈簧，30-濾網，31-進氣接頭 被壓縮的空氣氣流從空氣壓縮出來，經過管路，從氣缸兩個端蓋上的進氣口進入氣缸室內，再利用氣缸的偏心設計，將氣流噴向旋轉轉子上的活葉片，于是活葉片帶動旋轉轉子產生旋轉動作，活葉片在離心力的作用下和汽缸內壁緊貼，把進氣口和出氣口動態(tài)隔離。此后轉子就利用氣流在活葉片上產生的壓力差速運動，當活葉片在做圓周旋轉時，它得到每一個固定角度就經過排氣孔，排氣孔將集中在每一間隔活葉片內的氣體流排出，而排出的氣體流同時與進氣至密閉式氣缸室內，重復轉回后被利用 ，因此有了高速轉子 ，將高速轉子透過機械結構由原來的氣能轉換為高扭力的動能。 沖擊捶打組件主要由慣性沖擊架、傳動套、沖擊抓和扭力輸出軸等組成，主要將恒定扭力轉換為高強度的脈沖力，以實現(xiàn)高扭力脈沖力的需要。 從氣缸組輸出的恒定扭力通過花鍵連接帶動捶打組的慣性沖擊架，使用沖擊架高速飛轉產生高強度旋轉慣性。如果連接件比較松的情況下，沖擊架直接帶動輸出軸，此時輸出的是沖擊扭力；如果連接連件較緊，而且所需要的扭緊力比沖擊架輸出的扭力大時，左沖擊架旋轉一周的過程中，安裝在沖擊架上的打擊塊就會一下輸出軸的外切線，把沖擊架的慣性轉化為高強度的脈沖扭力。在沖擊一次輸出軸后，打擊塊和輸出軸出現(xiàn)鎖死，捶打組個部分有一個瞬時的停頓，這時連接在風馬達旋轉轉子上的傳動套會在扭力的作用下，撥開打擊塊和和輸出軸的死鎖，沖擊架繼續(xù)在恒力的作用下高速飛轉產生高慣性，開始下一次的沖擊。 圖3-3氣動扳手原理爆炸圖  4氣動扳手的零件及選型 4.1氣動扳手的結構設計 氣動扭力扳手的氣缸馬達部分主要有氣缸、轉子、A蓋、B蓋、活動葉片這幾個零件組成。 （1）氣缸 氣缸一側大打孔是作為進氣孔使用的，兩側分別控制轉子正反運動。氣缸底部的兩個孔作為出氣孔使用的。進氣孔連接高壓氣體，出氣孔直接和外界相通，兩個氣壓在轉子活葉片上所形成的壓力比就導致轉子轉動，氣缸的偏心設計也就是應用了這個原理。 氣缸一側的進氣孔的作用主要使活葉片均勻受力，氣缸所需的高壓氣體是一部分經過氣缸的后端蓋直接進入氣缸，另一部分是經過氣缸兩側的進氣孔傳到B蓋的氣槽在進入氣缸。 圖4-1氣缸 （2）B蓋 端測的小口分別是氣體進入氣缸，左右兩個通孔接受高壓氣流，并和氣缸兩側進氣孔連接，使氣體流到氣缸的A蓋（如圖4-2）。 圖4-2B蓋 （3）A蓋 其作用是，接受帶氣缸兩側進氣孔傳來的氣流，通過導槽進入氣缸。這樣氣缸里活動的葉片兩側同時受力。均勻的受到等力的驅動。 圖4-3A蓋 （4）葉輪 葉輪主體分開6個葉片槽，連接花鍵采用12齒漸開線花鍵。帶花鍵的一端和前端蓋配合，另一端和后端蓋配合。 圖4-4葉輪 （5）沖擊架 在氣動扳手中，沖擊架主要就是作為儲能元件被使用，它一端安裝一個傳動套，用來接受來之氣缸組件中轉子輸出的扭矩。 圖4-5沖擊架 （6）打擊塊 兩個打擊塊安裝在沖擊架上，方形部分和主軸的開口作用，爪扣部分主要和輸出軸作用，在傳動套的撥動下，周期性的對主軸進行沖擊。 圖4-6打擊塊 （7）主軸 主軸再和打擊塊扣槽時，要求考慮制作工藝，因此有一段過渡部分來滿足零件加工制作過程中的刀具切割路徑。主軸軸爪扣槽部分和打擊塊抓扣作用，當打擊塊受到軸套撥動和主軸碰撞時，即可輸出沖擊扭矩，當空載時輸出氣動馬達轉子的恒定扭矩。 主軸輸出連接端采用14厘米的方形接聯(lián)鍵。和緊固軸套筒連接時為了避免高強度沖擊產生連接不穩(wěn)定，因此在輸出軸端的機殼外端貼附一個彈性碟圈來緩減沖擊。 圖4-7主軸 （8）軸套 考慮到高壓廢氣高速排出所帶來的不利因素，在設計扳手時，要在出氣口加一個排氣變流裝置。高壓廢棄受到凸弧面的阻擋，速度自然下降。 圖4-8軸套 4.2氣動扳手的原理裝配圖 4-9氣功扳手原理裝配圖 4.3密封件 密封件是用于油田油井，水壓設備以及其他帶壓力的設備用的一種密封工件，現(xiàn)在的密封件是單個，或螺旋形，它是一個整體實心形，在機械動力運動下，機械運動就會對密封件造成磨損，實心密封件磨損后難以彌補，因此造成液體與氣體漏失，造成了經濟損失和工作量增加。O型橡膠密圈：由耐油橡膠制成，具有結構簡單、密封性能好、摩擦力小、溝槽尺寸小且易制造等優(yōu)點，所以在選用。 本次用新型氣壓密封件具有圓形通孔，密封件壁增放有石棉繩與尼龍繩。這樣增加了密封件的磨損度，增長使用壽命，密封件內充有氣體，在機械磨損時，密封件在受壓力的情況下就會自行彌補。 （1）影響密封性能的因素 密封性能的好壞與很多因素有關，主要有 1）密封裝置的結構與形式； 2）密封部位的表面加工質量與密封間隙的大小； 3）密封件與結合面的裝配質量與偏心程度 4）工作介質的種類、特性和粘度； （2）選用的密封件 本實用新形技術設計方案是這樣的，它是一整條長條形橡膠材料加工而成，外邊是正方形或長方形，加工時立機器中擠壓出來，再定成螺旋形，根據(jù)需要切成所需要的長度，然后把兩端孔眼密封。這樣件內就形成了氣體。在受壓力的情況下，橡膠壁就各側面膨脹變形。這樣在磨損時，以達到自行彌補。增長使用壽命，達到更加密封的效果。 4.3.1相關數(shù)據(jù)分析 氣動馬達以高壓氣體作為動力來源，高壓氣體進入汽缸內，對活動的葉片產生壓力，帶動子轉動，如圖所示為啟動馬達橫截面圖，來分析數(shù)據(jù)。 圖4-10受力分析 圓O1是轉子橫截面，半徑R為27.5，圓O2是氣缸橫截面，半徑為22.5，兩圓的中心距為3，AB為氣缸馬達活動葉片受力部分。 角a、b、c的關系為 ∠b= ∠a+∠c (4-1) 對于 AO1O2由正弦定理得， dsinc=R1sinb (4-2) 式中： R-半徑，mm 可得 sinc=asinbR1 (4-3) cosc=-a2sin2b+R12R1 (4-4) 再由余弦定理得 AO2=R12+a2-2Racosa (4-5) 得 AB=AO2 –R2 =R12-a2-2a[cosR12-a2b+asin2b] –R2 (AB∈(0.05,5.45)) 氣動馬達的葉片長度為L=40，所以實際受力面積是S=ABL。高壓氣體的壓強為60-80個大氣壓，P取7.0106N/m2.，葉片上收到的力N=PS。所產生的扭力矩為： T=FS=0ABR2+xp?Ldx （4-6） 式中： T-轉矩，Nm F-壓力，（Kg/m2） S-受力面積，m2 P-壓強,N/m2 氣動馬達和沖擊捶打組件的聯(lián)接采用漸開線花鍵聯(lián)接。 花鍵采用12齒嚙合（z=11），分度圓壓力角為30（a=30），模數(shù)為1.25（m=1.25）. 分度圓的直徑d: D=mz (4-7) 式中 D-分度圓直徑，mm m-模數(shù)，mm z-齒數(shù) 齒頂圓和齒根圓的高分別為ha和hf， ha=ha*m (4-8) hf=(ha*+c*)m (4-9) 式中ha*和c*分別為齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)，DB1356-88 規(guī)定標準值分別為1和0.25，非標準短齒為0.8和0.3。 齒頂圓直徑為da da=d+2ha (4-10) 齒根圓直徑df Df=d-2hf (4-11) 齒厚s s=π?m2 (4-12) 由上式子可計算得出聯(lián)接花鍵軸的各個參數(shù)，部分參數(shù)如下圖所示 齒數(shù) 分度圓壓力角 模數(shù) 齒根圓直徑 分度圓直徑 起點圓直徑 周節(jié) 齒厚 齒根圓弧 公法線長 12 30 1.25 10 12 11 5.92 2.99 3.79 10 氣動馬達轉子上的花鍵測量方法如下圖所示 圖4-11花鍵橫截面圖 當氣動扳手空載時，輸出的扭矩就是T，而當打擊塊開始沖擊主軸時，由于慣性扭矩的集中，就會產生高強度的扭矩，沖擊架剖面圖如下圖所示。 計算轉動慣量： J=vr2dm (4-13) 式中： J-轉動慣量，Kgm2 V-體積，m3 r-半徑，m 沖擊架由三部分組成： J=J1+J2+J3 (4-14) 其中J1為 J=MR2=shρ?R2 =33.5(24.352 -19.352)412πρ J2為 J2=12M1R12-12M2R22 =πρ2?10.5[(262-11.82)262-11.84] J3為 J3=12M3R32-12M4R42 =12?9[(262-102)262-104] 綜合以上式子，再由Jβ=T,w=2πβ, T=mr2w2可以得到氣動馬達的空載轉速為8000r/min,半軸輸出的最大扭矩為T=580Nm。 4.4傳動系的設計與計算 4.4.1一般傳動系的基本要求 (1)在保證主軸的強度、剛度、轉速和轉向要求的前提下，力求使傳動軸和齒輪為最少； (2)在保證有足夠強度的前提下，主軸、傳動軸和齒輪的規(guī)格要盡可能少，以減少各類零件的品種； (3)通常應避免通過主軸帶動主軸，否則見增加主動主軸的傳動負荷； (4)最佳傳動比為1-1.5，但允許才有到3-3.5； (5)粗加工主軸上的齒輪，應盡可能靠近前支承，以減少主軸的扭轉變形； (6)盡可能避免升速傳動，必要的升速最好放在傳動鏈的最末一、二級，以減少功率損失。 齒輪齒數(shù)、傳動軸轉速的計算公式： Z主/Z從=n從/n主 (4-15) Z主+Z從=2A/m (4-16) Z主=2A/m-Z從=2A/m（1+n主/n從） (4-17) Z從=2A/m-Z主=2A/m（1+n從/n主） (4-18) 式中： Z主—主動輪齒數(shù) Z從—從動輪齒數(shù) n主—主動輪轉速（r/min） n從—從動輪轉速（r/min） A—中心距（mm） m—模數(shù)（mm） 依據(jù)以上公式對多軸箱的傳動進行計算與設計，排列齒輪時，要注意先滿足轉速最低及主軸間距最小的那組主軸的要求還要使中間軸轉速盡量高些，從而m較小，且使驅動軸和其它傳動軸連接的傳動比不至太大。 4.5齒輪機構傳動系統(tǒng)設計 4.5.1選定齒輪的類型、精度、材料、齒數(shù) 因為傳動比較簡單，結構不復雜，直接采用最常用的圓柱直齒輪傳動，其安裝可靠，設計制造，維護成本低。 4.5.2按齒面接觸疲勞強度設計計算 由下面計算公式進行計算 dt≥3.323KT1φd?u1uZE[σH]2 (4-19) 式中： dt—圓直徑，mm K—載荷系數(shù) φd—齒寬系數(shù) Ze—材料的彈性影響系數(shù) σ H—接觸疲勞強度極限 確定公式內的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)為 Kt=1.3 小齒輪傳遞的轉矩為 T1=1.8103Nmm= 查表可知齒寬系數(shù) φd=0.4 由表得材料的彈性影響系數(shù) ZE=188Mpa1/2 按齒面硬度查得兩齒輪的接觸疲勞強度極限同為 σHlim=550Mpa 由此計算應力循環(huán)次數(shù)為 N1=N2=60n1jLh=601410000=2.4106=== 取接觸疲勞壽命系數(shù)為 KHN1=KHN2=1.42 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，可得 [σH]1=KHN1σlim1s=1.426001=852MPa [σH]2=KHN2σlim2s=1.555501=852.5MPa (2)計算 1）試算小齒輪分度圓直徑dt=1，代入[σH]中較小的值 dt≥3.323KT1φd?u1uZE[σH]2=66mm 2）計算圓周速度v v=πn1d1601000m/s=13.8210-2m/s 3）計算齒寬b b=φdd1t=0.466mm=26.4mm 4）計算齒寬與齒高之比 模數(shù) mt=dt1z1mm=2mm 齒高 h=1.25m=5mm 5）計算載荷系數(shù) v0=πr2=13.8210-2m/s （7級精度） 查表可得載荷系數(shù)為Kv=1； 直齒輪KHa=KFa=1 使用系數(shù)KA=1； 小懸梁布置時KHβ=1.189; 由bh=8，KHβ=1.189，得KFβ=1.08； 故，載荷系數(shù) K=KAKvKHαKHβ=1.189 式中： KA—使用系數(shù) Kv —載荷系數(shù) KHα —齒間載荷分配系數(shù) KHβ —齒輪齒向載荷分布系數(shù) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1=dt13KKt=63.94mm 7）計算模數(shù)m m=d1z1=1.94mm 4.5.3按齒根彎曲強度計算 彎曲強度的設計公式為 m≥32KT1φdz12(YFaYSa[σF]) (4-20) 式中： YFa—齒形系數(shù) YSa1—應力校正系數(shù) σ FE—彎曲疲勞極限強度 σ F—彎曲疲勞許用應力 確定公式內的各計算數(shù)值 由圖查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限為 σFE1=σFE2=500Mpa 取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=KFN2=0.88; 3)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4得 [σF]1=KFN1σFE1s=303.57Mpa [σF]2=KFN2s=238.86Mpa 4）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFaKFβ=1.08 式中： KA—使用系數(shù) Kv —載荷系數(shù) KFa —齒間載荷分布系數(shù) KFβ —齒向載荷分布系數(shù) 查取齒形系數(shù)YFa1=YFa2=2.80； 5）查取應力校正系數(shù)YSa1=YSa2=1.55; 6)計算大小齒輪的YFaYsa[σF]值 YFa1Ysa1[σF1]=0.0147 YFa2Ysa2[σF2]=0.0164 （2）設計計算 m≥321.081030.42020.018=0.76mm bh=9 KHβ=1.189 對比計算結果可以看出，取標準模數(shù)序列內的m=1mm，既可以滿足齒面接觸疲勞強度，又可以滿足齒根彎曲強度設計，所以設計可取標準值m=1mm。 4.6軸的結構設計與校核 4.6.1軸的設計 安裝時，由軸的小端由上至下依次穿過支架的兩個安裝孔，再穿過中間安裝架的孔（該處未作定位要求），裝好后，再從安裝架底部安裝垂直向第一級圓柱直齒從動齒輪，固定好。 軸的設計是根據(jù)給定的軸的功能要求(傳遞功率或轉矩，所支持零件的要求等)和滿足物理、幾何約束的前提下，確定軸的最佳形狀和尺寸，盡管軸設計中所受的物理約束很多，但設計時，其物理約束的選擇仍是有區(qū)別的，對一般的用途的軸，滿足強度約束條件,具有合理的結構和良好的工藝性即可。對于靜剛度要求高的軸，如機床主軸，工作時不允許有過大的變形，則應按剛度約束條件來設計軸的尺寸。對于高速或載荷作周期變化的軸，為避免發(fā)生共振，則應需按臨界轉速約束條件進行軸的穩(wěn)定性計算。 軸的設計并無固定不變的步驟，要根據(jù)具體情況來定，一般方法是： （1）按扭轉強度約束條件或與同類機器類比，初步確定軸的最小直徑。 （2）考慮軸上零件的定位和裝配及軸的加工等幾何約束，進行軸的結構設計，確定軸的幾何尺寸。 值得指出的是：軸結構設計的結果具有多樣性。不同的工作要求、不同的軸上零件的裝配方案以及軸的不同加工工藝等，都將得出不同的軸的結構型式。因此，設計時，必須對其結果進行綜合評價，確定較優(yōu)的方案。 根據(jù)軸的結構尺寸和工作要求，選擇相應的物理約束，檢驗是否滿足相應的物理約束。若不滿足，則需對軸的結構尺寸作必要修改，實施再設計，直至滿足要求。設計軸時，要使軸的結構便于加工、測量、裝拆和維修，力求減少勞動量，提高勞動生產率。為了便于加工，減小加工工具的種類，應使一軸上的圓角半徑、鍵槽、越程槽、退刀槽的尺寸各自應相同。一根軸上的各個鍵槽應開在軸的同一母線上。當有幾個花鍵軸段時，花鍵尺寸最好也應統(tǒng)一。為了便于裝配，軸的配合直徑應圓整為標準值，軸端應加工出倒角(一般為45度)；過盈配合零件軸端應加工出導向錐面。各軸段所需的直徑與軸上載荷的大小有關。初步確定軸的直徑時，通常還不知道支反力的作用點，不能決定彎距的大小與分布情況，因而還不能按軸所受的具體載荷及其引起的應力來確定軸的直徑。但在進行軸的結構前，通常已能求得軸所受的扭矩。因此，可按軸所受的扭矩初步估算軸所需的最小直徑d，然后再按軸上零件的裝配方案和定位要求，從d處起逐一確定各段軸的直徑。在實際設計中，軸的直徑亦可憑設計者的經驗取定，或參考同類機械用類比的方法確定。有配合要求的軸段，應盡量采用標準直徑。安裝標準件(如滾動軸承、聯(lián)軸器、密封圈等)部位的軸徑，應取為相應的標準值及所選配合的公差。 為了使齒輪、軸承等有配合要求的零件裝拆方便，并減少配合表面的擦傷，在配合軸段前應采用較小的直徑。為了使與軸作過盈配合的零件易于裝配，相配軸段的壓入端應制出錐度；或在同一軸段的兩個部位上采用不同的尺寸公差。確定各軸段長度時，應盡可能使結構緊湊，同時還要保證零件所需的裝配或調整空間。軸的各段長度主要是根據(jù)各零件與軸配合部分的軸向尺寸和相鄰零件間必要的空隙來確定的。為了保證軸向定位可靠，與齒輪和聯(lián)軸器等零件相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2～3mm。 4.6.2軸的材料 軸的材料種類很多，選擇時應主要考慮如下因素： 1)軸的強度、剛度及耐磨性要求。 2)軸的熱處理方法及機加工工藝性的要求。 3)軸的材料來源和經濟性等。 軸是組成機器的重要零件之一，其主要功能是支持作回轉運動的傳動零件(如齒輪、蝸輪等)，并傳遞運動和動力。該播種機作業(yè)的時候播種輪靠和土地的壓力滾動，播種輪帶動主軸。主軸靠鏈傳動使排種器轉動，從而排種。軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。碳鋼比合金鋼價格低廉，對應力集中的敏感性低，可通過熱處理改善其綜合性能，加工工藝性好，一般用途的軸，多用含碳量為0.25～0.5%的中碳鋼。尤其是45號鋼，對于不重要或受力較小的軸也可用Q235A等普通碳素鋼。 合金鋼具有比碳鋼更好的機械性能和淬火性能，但對應力集中比較敏感，且價格較貴，多用于對強渡和耐磨性有特殊要求的軸。如20Cr、20CrMnTi等低碳合金鋼，經滲碳處理后可提高耐磨性；20CrMoV、38CrMoAl等合金鋼，有良好的高溫機械性能，常用于在高溫、高速和重載條件下工作的軸。該播種機對應力集中的敏感性較低，采用碳鋼材料。 4.6.3計算軸上的轉矩和確定最小直徑 4.6.3.1軸的選擇和熱處理方式 選擇45#鋼，并進行調質處理，其機械性能查的 力學性能 σb≥600Mpa；σs≥355Mpa；σ5≥16%；φ≥40%；AKv≥39J;akv≥49J/m2 硬度，未熱處理，退火鋼。 4.6.3.2計算軸上轉矩和初步確定最小直徑 d≥A03pn (4-20) 式中： A0=395500000.2[τT] (4-21) d—軸最小直徑，mm A0 —由許用切應力所確定的系數(shù) n—軸的轉速，r/min p—軸所傳遞的功率，kW 軸的材料選取為45#鋼，調質處理，按照實際情況選取A＝112，于是得 dmin=A03Pn=70mm 4.6.3.3軸的結構設計 軸的結構設計包括定出軸的合理外形和全部結構尺寸。軸的結構主要取決于以下因素： 1)軸在機器中的安裝位置及形式. 2)軸上安裝零件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸聯(lián)接的方法. 3)載荷的性質、大小、方向及分布情況. 4)軸的加工工藝等。 由于影響軸的結構的因素較多，且其結構形式又要隨著具體情況的不同而異，軸沒有標準的結構形式。設計時，必須針對不同情況進行具體的分析。軸的結構應滿足： 1)軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置； 2)軸上的零件應便于裝拆和調整； 3)軸應具有良好的制造工藝性等。 擬定軸上零件的裝配方案軸上零件的裝配按先中間后兩邊的原則 根據(jù)各種裝配零件的結構尺寸及裝配定位工藝要求最終確定各軸段直徑及長度。  總結 本次畢業(yè)設計讓我認識到了許多自己以前忽略的學習要點，它們在此次設計的過程中給了我很大的困擾但是經過此次設計讓我對以前忽略的知識進行了一次很深刻的研究。因此，它使我們從新的復習了一次大學四年的各種的知識論點。 通過本次畢業(yè)設計我們不僅僅重新復習了以前所學的理論知識，而且還學習了一些新的知識，它拓展了我們的知識范圍，還增強了我們發(fā)現(xiàn)問題，分析問題，解決問題的能力。為我們在以后的工作中能夠更好的勝任工作，獨立工作打下了良好的基礎。緊張的畢業(yè)設計即將結束了，作為大學學習的最后成果，我投入了很多。雖然設計還存在許多問題。但是經過自己最大的努力它已經是我可以交出的最好答卷。在此，我無怨無悔。 這次畢業(yè)設計總體來說對自己就是一次自我考察的過程，很多很多的知識告訴我：不求甚解，囫圇吞棗是自我欺騙。在這次設計中得到了指導老師和同學的辛苦幫助，才能使我順利完成。  致謝 自己的畢業(yè)設計是經過了3個月的時間完成的。結果此刻已顯的不是那么重要，但是設計的經歷讓我感受很深刻，老師一遍又一遍不厭其煩的指導而且是占用老師的業(yè)余時間對此我在此深深說的一句“佘老師您辛苦了，以前的自己無知讓您勞累了很多，在此說只想說一句‘對不起，老師！’” 首先，特別感謝佘永衛(wèi)老師。他一遍又一遍的指導，讓我的設計能夠順利進行。，如果沒有張教授的一遍又一遍的指導根本不可能有現(xiàn)在的成果。在設計過程中，張教授淵博的學識，對待知識的嚴謹，無私的付出給了我深深的觸動。 還要感謝同學對我的無私幫助它們的幫助讓我在設計的時候避免的許多彎路讓我找到了集體的魅力讓我對團結協(xié)作有了深刻的認識。 人人為我，我為人人的思想已經深深刻入我的心理再次說一句：“謝謝你們?！?  參考文獻 1：徐灝主編，《機械設計手冊》.北京：機械工業(yè)出版社，1992（326－327） 2：濮良貴，紀名剛主編《機械設計》，高等教育出版社，2007.5（4-8） 3：周開勤．《機械零件手冊(第四版)》[M]．北京：高等教育出版社，1998．（40-46） 4：馬曉湘，鐘均祥.《畫法幾何及機械制圖(第二版)》[M]．廣州：華南理工大學出版社，1998．（2-300） 5：崔洪斌范春起編《AutoCAD實踐教程（2005版）》，高等教育出版社，2005.6（14-212） 6：《機械設計師手冊》編寫組編，機械設計師手冊，機械工業(yè)出版社出版，1989（833-886） 7：大連理工大學工程畫教研室編．《機械制圖（第五版）》[M]．北京：高等教育出版社，2000．（2-339） 8：[18]QUIN S,WINDRA G E O． Use of Stress-strength Model in Determination of Safety Factor for Pressure Vessel Design [J]． Journal of Pressure Vessel Technology，1996，118（27）：109-114.  外文翻譯 BeltConveyingSystemsDevelopmentofdrivingsystem Amongthemethodsofmaterialconveyingemployed，beltconveyorsplay averyimportantpartinthereliablecarryingofmaterialoverlongdistancesatcompetitivecost．Conveyorsystemshavebecomelargerandmorecomplexanddrivesystemshavealsobeengoingthroughaprocessofevolutionandwillcontinuetodoso．Nowadaysbiggerbeltsrequiremorepowerandhavebroughttheneedforlargerindividualdrivesaswellasmultipledrivessuchas3drivesof750kWforonebelt(thisisthecasefortheconveyordrivesinChengzhuangMine)．Theabilitytocontroldriveaccelerationtorqueiscriticaltobeltconveyors’performance．Anefficientdrivesystemshouldbeabletoprovidesmoothsoftstartswhilemaintainingbelttensionswithinthespecifiedsafelimits．Forloadsharingonmultipledrives．torqueandspeedcontrolarealsoimportantconsiderationsinthedrivesystem’sdesign.Duetotheadvancesinconveyordrivecontroltechnologyatpresentmanymorereliable．Cost-effectiveandperformance-drivenconveyordrivesystemscoveringawiderangeofpowerareavailableforcustomers’choices[1].1Analysisonconveyordrivetechnologies1．1DirectdrivesFull-voltagestarters．Withafull-voltagestarterdesigntheconveyorheadshaftisdirect-coupledtothemotorthroughthegeardrive．Directfull-voltagestartersareadequateforrelativelylow-power,simple-profileconveyors．Withdirectfu11-voltagestarters．nocontrolisprovidedforvariousconveyorloadsand．dependingontheratiobetweenfu11-andno-1oadpowerrequirements，emptystartingtimescanbethreeorfourtimesfasterthanfullload．Themaintenanc-freestartingsystemissimplelow-costandveryreliable．However,theycannotcontrolstartingtorqueandmaximumstalltorquetherefore．theyarelimitedtothelow-power,simple-profileconveyorbeltdrives． Reduced-voltagestarters．Asconveyorpowerrequirementsincreasecontrollingtheappliedmotortorqueduringtheaccelerationperiodbecomesincreasinglyimportant．Becausemotortorque1safunctionofvoltagemotorvoltagemustbecontrolled．Thiscanbeachievedthroughreduced-voltagestartersbyemployingasiliconcontrolledrectifier(SCR)．AcommonstartingmethodwithSCRreduced-voltagestartersistoapplylowvoltageinitiallytotakeupconveyorbeltslack．andthentoapplyatimedlinearrampuptofullvoltageandbeltspeed．However,thisstartingmethodwillnotproduceconstantconveyorbeltacceleration．Whenaccelerationiscomplete．theSCRs,whichcontroltheappliedvoltagetotheelectricmotor．arelockedinfullconduction,providingfu11-linevoltagetothemotor．Motorswithhighertorqueandpull—uptorquecanprovidebetterstartingtorquewhencombinedwiththeSCRstarters,whichareavailableinsizesupto750KW． Woundrotorinductionmotors．WoundrotorinductionmotorsareconnecteddirectlytothedrivesystemreducerandareamodifiedconfigurationofastandardACinductionmotor．Byinsertingresistanceinserieswiththemotor’srotorwindings．themodifiedmotorcontrolsystemcontrolsmotortorque．Forconveyorstarting，resistanceisplacedinserieswiththerotorforlowinitialtorque．Astheconveyoracceleratestheresistanceisreducedslowlytomaintainaconstantaccelerationtorque．Onmultiple-drivesystems．anexternalslipresistormaybeleftinserieswiththerotorwindingstoaidinloadsharing．Themotorsystemshavearelativelysimpledesign．However,thecontrolsystemsforthesecanbehighlycomplexbecausetheyarebasedoncomputercontroloftheresistanceswitching．Todaythemajorityofcontrolsystemsarecustomdesignedtomeetaconveyorsystem’sparticularspecifications．Woundrotormotorsareappropriateforsystemsrequiringmorethan400kW． DCmotor．DCmotors．availablefromafractionofthousandsofkW，aredesignedtodeliverconstanttorquebelowbasespeedandconstantkWabovebasespeedtothemaximumallowablerevolutionsperminute(r/min)．withthemajorityofconveyordrives,aDCshuntwoundmotoris