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畢業(yè)設計 (論文 )
自動穿串機
AUTOMATICWEAR STRING MACHINE
學生姓名
學院名稱
專業(yè)名稱
指導教師
機電工程學院
機械制造及其自動化
自動穿串機適用于新型食品加工行業(yè)。目的是研制一種自動穿插機構，能夠代替手工
勞動， 提高工作效率， 降低勞動強度。 本文針對傳動系統(tǒng)， 進給機構及自動控制系統(tǒng)設計。
并對所用的齒輪傳動和軸進行計算。本產品采用電動機帶動，通過各系統(tǒng)的相互協(xié)作，實
現(xiàn)穿插動作。本機構是在食品裝料機械的基礎上設計的。此機構具有結構簡單、體積小、
成本低的優(yōu)點。
設計要求完成入料、動力源的選定、傳動系統(tǒng)、執(zhí)行機構、落料機構。
入料選用排序機構，動力源的選定選用電動機，傳動系統(tǒng)采用 V 帶傳動、齒輪傳動、
連續(xù)傳送機構，執(zhí)行機構采用插簽機構、壓盤裝置，落料機構一個擋棒和盤子。
關鍵詞自動穿插；傳動系統(tǒng)；自動控制系統(tǒng)
II
徐州工程學院畢業(yè)設計
Abstract
(論文 )
Automatic wear string machine is suitable for new food processing industry. Purpose is to
develop a kind of automatic thrust institution, can replace manual labor, improve work efficiency
and reduce labor intensity. Based on transmission system, lathe and automatic control system
design. And on the gear and axis. This product adopts motor driving through the cooperation and
realizing the system into action. The agency is in charge of food machinery based on the design.
The agency has simple structure, small volume, low cost advantage.
Complete the design requirements of power and selected, transmission system, actuators,
blanking institutions.
The ranking selection, the selected chooses motor, power transmission adopts the V belt
transmission, gear, continuous transmission, actuator adopts inserted sign institutions, pressure
plate blanking institution, a block sticks and plates.
Keywords automatically alternates, Transmission systems, Automatic control system
III
徐州工程學院畢業(yè)設計
目
錄
(論文 )
1 緒論……………………………………………………………………………………………..1
1.1 序言 …………………………………………………...………………………………….1
1.2 自動穿串機的設計思路 ……………………………………………………………….1
2 自動穿串機各機構的選擇及設計設計思路………………………………………………......2
2.1 入料機構的選擇及設計 ……………………………………………………………….2
2.2 振動篩的設計………………………………………………………………………………2
2.3 穿插機構的設計 …………………………………………………………………….…..5
2.3.1 插簽機構 ……………………………………………………………………………..5
2.3.2 壓盤裝置 ……………………………………………………………………………..5
2.4 落料機構的設計 ………………………………………………………………………...6
3 軸承的選定………………………………………………………………………………..…....7
3.1 概述 ………………………………………………………………………………………7
3.2 滾動軸承的主要類型、特點和代號
…………………………………………………8
3.3 軸承的壽命計算 …………………………………………………………………….…10
3.3.1 滾動軸承的基本額定壽命 ……………………………………………………..…..10
3.3.2 基本額定動負荷………………..………………………………………………..…..10
3.3.3 壽命計算公式 …………………….………………………………………………....11
3.3.4 額定壽命的修正 ……………..………………………………………………..…..11
3.3.5 滾動軸承的當量動載荷 ……………………………………………………..…..11
3.3.6 角接觸軸承的計算 …………...……………………………………………..…..12
3.3.7 主動軸軸承的校核……………………………..………………………………..…..12
3.3.8 從動軸軸承的校核………………………..……………………………………..…..13
4 傳動機構設計………………………………………………………………………………....14
4.1 傳動系統(tǒng)的選擇 ……………………………………………………...…………..……14
4.1.1 帶傳動的類型和特點………………………..…………………………………..…..14
4.1.2 V 帶傳動的設計………………………..………………………………………..…..15
4.2 電動機的選擇 ………………………………...……………………….....………………18
4.2.1 電動機類型和結構的選擇………………………..……………………………..…..18
4.2.2 電動機功率的選擇………………………..……………………………………..…..18
4.2.3 確定電動機轉速………………………..………………………………………..…..18
4.2.4 電動機型號的確定………………………..……………………………………..…..18
4.3 齒輪傳動的設計 …………………………....………………………...…………..……19
I
徐州工程學院畢業(yè)設計
(論文 )
4.3.1 選擇齒輪材料并確定許應應力………………………..………………………..…..19
4.3.2 按齒面接觸強度設計計算 ………………………..……..……………………..…..19
4.4 傳動裝置運動、動力參數(shù)計算 ……………...………………………...………..………21
4.4.1 總傳動比的確定 ………………………..……..…………………………..…..…..21
4.4.2 分配各級傳動比 ………………………..……..………………………..……..…..21
4.4.3 計算各軸轉速 ………………………..……..…………………………………...…..21
4.4.4 計算各軸的功率 ………………………..……..…………………..…………..…..21
4.4.5 計算各軸轉矩
………………………..……..……………………..………..…..21
4.4.6 傳動裝置運動、動力參數(shù)匯總表 ………………………..…………………..…..22
4.5 軸的設計計算 ……………...…………………………………………...……………..…22
4.5.1 輸入軸的設計計算 ………………………..……..….……………..………..…..22
4.5.2 輸出軸的設計計算
………………………..…………………..………..…..25
4.6 輸送機的設計 ……………...…………………………………………...……………..…26
5 減速器的選擇………………………………………………………………………………....31
5.1 概述 ……………...………………………………………………..…...…………..……31
5.2 減速器的機構和附件的設計 …………...…………………………...……………..…31
5.3 減速器的潤滑和密封 …………….........……………………………...…………..……32
結論…………………………………………………………...………………………………....33
致謝………………………………………………………………………………………...…....34
參考文獻………………………………………………………...……………………………....35
附錄……………………………………………………………………………...……………....36
附錄 1 …………….........……………………………...............................…………..……47
II
1.1 序言
徐州工程學院畢業(yè)設計
1 緒論
(論文 )
目前，許多生產食品串類的廠家，穿串的工序都是靠手工來完成的，手工穿串不僅
勞動強度大、生產效率低，食品串形狀不規(guī)則，但是由于穿串耗費時間長，串類的食品極
其容易變質，從而難以達到食品衛(wèi)生標準。因此，傳統(tǒng)的手工操作存在的弊端是本設計有
待解決的難題。
有鑒于此，本實用新型的設計主要目的在于提供一種自動完成穿串，減少勞動力的投
入，提高生產效率高，可達到衛(wèi)生質量要求的設備。
在我國的食品機械行業(yè)中，這類機械還是新型行業(yè)，主要用于一些小型機械。
1.2 自動穿串機的設計思路
自動穿串機要完成入料、動力源的選定、傳動系統(tǒng)、執(zhí)行機構、落料機構。
入料機構的選擇很重要，它包括入料口和排序機構，排序機構在這里是個重點，因
為面團是有黏性，所以如果選擇以它的自重來排序就不穩(wěn)當，要重新選擇排序機構，我
選擇的是振動篩，在振動篩出料口有一個類似于齒輪形狀的花盤。
動力源是電動機， 自動穿串機雖然不是大型機器， 但是它對速度的要求還是很嚴格的，
在穿串的時候輸送機是要停止輸送的，然后進行穿串。最后考慮到緩沖加了個減速器。
傳動系統(tǒng)首先是 V 帶傳動、齒輪傳動、連續(xù)輸送傳動。帶傳動和齒輪傳動不用多說。
連續(xù)輸送機構采用的是凹槽形狀的輸送鏈。
執(zhí)行機構就是插簽機構。插簽機構采用多排。因為工作需要一次達到 20 串，在插簽
機構的上面有個壓盤機構，大小和插簽機構差不多大。壓盤裝置的齒和輸送鏈上的齒結構
一樣。面團在這兩個齒的中間。
落料機構為設置在所述連續(xù)傳送鏈上方的檔棒。在面團到達傳送鏈的末端有個檔棒擋
住面團上的簽，使穿好的面團掉落在下面的盤子中。
1
徐州工程學院畢業(yè)設計
(論文 )
2 穿串機各機構的設計思路
2.1 入料機構的選擇及設計
入料機構的選擇很重要，它包括入料口和排序機構，排序機構在這里是個重點，因
為面團是有黏性，所以如果選擇以它的自重來排序就不穩(wěn)當，要重新選擇排序機構，我
選擇的是振動篩，在振動篩出料口有一個類似于齒輪形狀的花盤。
2.2 振動篩的設計
2.2.1 振動篩的用途
振動篩是利用振動的大小孔工作面將顆粒大小不同的混合物料按粒度進行分級的機
械。篩分工作一般適用于尺寸為 1~300 毫米或更細物料的分級。當用于分級時，一層篩面
可以獲得兩種產品；用 n 層篩面分級，可得到 n+1 種產品。
振動篩除了用于分級之外，還常用于物料的脫水，即除去物料中的水分；脫介，即在
篩機中用水清洗并回收重要介質微粒；振動篩也常用于清洗物料表面的污泥。
2.2.2 篩分的方法
目前已在工業(yè)中獲得應用的篩分方法，有普通篩分法、薄層篩分法、概率篩分法、等
厚篩分法和概率等厚篩分法等。本設計只要介紹普通篩分法。
在工業(yè)部門中長期沿用的篩分法就是普通篩分法，這是一種中等料層厚度的篩分方
法，在普通振動篩和共振篩中進行篩分就是利用這種篩分方法。它的特點如下。
（1）料層厚度一般為篩孔尺寸的 3~6 倍。
（2）篩面層數(shù)位 1~2 層。
（3）物料顆粒的透篩是在篩面連續(xù)振動的情況下按照篩孔的大小進行的。小于篩孔
的物料顆粒在沿篩長方向運動的過程中，不斷透過篩孔；而大于篩孔的物料顆粒沿篩面方
向移動，最后從篩面上方排出。
2
徐州工程學院畢業(yè)設計
圖 1 -1 振動篩
(論文 )
（4）在一般情況下，篩孔尺寸與篩下面的最大顆粒尺寸有如下關系：對于圓孔，篩
孔尺寸 a 是篩下物做大顆粒尺寸 d 的 1.3~1.4 倍，即 a=1.3~1.4d；對于方形孔，邊長
a=1.1~1.13d；對于長方形孔，狹長邊 a=0.7~0.8d。
利用普通篩分方法對物料進行篩分，物料的透篩過程進行的比較緩慢，在篩長一定的
情況下，該種篩分方法的篩分頻率較低。因此近十多年來，不少國家的科技工作者對物料
篩分過的理論進程了許多研究，相繼提出了幾種新的篩分發(fā)發(fā)，這些發(fā)發(fā)對提高篩分過程
的質量和產量都有一定的實際價值。
2.2.3 計算
1.滑行指數(shù)的選擇
選取拋鄭指數(shù) D>1，正向滑行指數(shù) D1≈1。
2.振動方向角的計算當摩擦系數(shù)?0=?=0.95 時，摩擦角μ0=μ=43°44′，計算出
振動反方向角計算：
C=D9sin(μ0+α0)/Dksin(μ0-μ0)=0.5～0.33
δ=arctg(1-c)?(1+c)?0=19°19′～27°56′
式（2.1）
式（2.2）
當取 Dk=2.5 時，振動方向角δ=22°。
3.振幅的計算
λ=900－〔D9sin(μ0+α0) /π2n2cos(μ0－δ) 〕
=15.36mm
取=15 毫米。
4.精算拋鄭指數(shù)和正向滑行指數(shù)及反向滑行指數(shù)
振動強度
3
式（2.3）
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(論文 )
拋鄭指數(shù)
正向滑行指數(shù)
反向滑行指數(shù)
有輕微的反向滑動。
K=π2n2λ/900g=1.828
D=Ksinδ/cosα0=0.685<1
DK=Kcos(μ0－δ) /sin(μ0+α0)
=2.46
D9=Kcos(μ0+δ) /sin(μ0－α0)
=1.09>1
式（2.4）
式（2.5）
式（2.6）
式（2.7）
5.計算滑始角與滑止角，確定滑行運動狀態(tài)
正向滑始角
φk0=φk=arcsin1/DK0=24°
反向滑始角
Φ90=φ9=arcsin(-1/D90)=246°33′
式（2.8）
式（2.9）
根據滑始角φk0和φk，查得正向滑止角φ0′=233°，因為 ，φ0′<Φ90，所以長相滑動終了
與反向滑行開始還有一段時間的間隔。再根據Φ90和φ9，查得φk′=318°，因為（φ0′ - 360）
<φk0，所以物料反向終了與正向滑行開始也是不連續(xù)的。因此，物料的運動狀態(tài)屬于正向
滑行與反向滑行不連續(xù)的運動狀態(tài)。
6.滑行平均速度的計算
根據正向與反向滑始角φk0、φk及Φ90、φ9，查得速度系數(shù)Ρk0=1.98，ρ90=0.02。
計算正向滑行平均速度
計算反向滑行平均速度
合成平均速度
νk=ωλcosδ(1＋tgμtgδ) Ρk0/2π
=0.2095m/s
ν9= - ωλcosδ(1－tgμtgδ) ρ90/2π
= - 0.00008m/s
νk9=ν9＋νk=0.2094m/s
式（2.10）
式（2.11）
式（2.12）
實際平均速度：當取 Ck=0.9 時，其值為
ν′= Ckνk9=0.1884m/s
式（2.13）
振動輸送機的生產率：當取 B=0.4 米，h=0.1 米，γ =1.6 噸/米 3 時，其值為
Q= 3600Bhν′γ=3600×0.1×0.4×0.188×1.6
=43.4073 噸/小時
4
式（2.14）
2.3 穿插機構的設計
2.3.1 插簽機構
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(論文 )
竹簽、木簽或者是金屬簽放置于簽斗中，在重力的作用下，部分簽會自動落入壓板上
的落簽孔中，壓板與導板和簽斗之間是活動連接，即壓板可以在導板上面沿導向槽垂直方
向作往復運動，當落簽孔與導向槽相對應時，就會有簽落入到導向槽中，當落簽孔與導向
槽相錯開時，壓板就會將簽封住，限制簽的上下移動，這時推簽桿就可將簽推出，插入到
前道工序已經填滿定量面團盤子中，將面團穿成串。本設計的推簽桿、壓板的移動用氣缸
來帶動。本設計的裝置可以最大限度地避免在導向槽中卡簽、簽不能正常落入導向槽中等
影響插簽現(xiàn)象的發(fā)生，一旦發(fā)生卡簽現(xiàn)象，控制器會驅動壓板連續(xù)往復運動，產生振動效
果。本設計是自動穿串機的主要組成部分，其中導板和簽斗固定安裝在自動穿串機的機架
上，壓板由自動穿串機的驅動、控制系統(tǒng)控制。本設計具有結構簡單，動作靈活可靠，工
作效率高，可以保證食品的衛(wèi)生質量等優(yōu)點。
2.3.2 下面結合附圖舉例對本發(fā)明做更詳細地描述
面團自動插簽機構的組成包括簽斗，在簽斗下設置壓板，在壓板下設置導板，導板上
開有一排導向槽，壓板上開有一排數(shù)量和間距與導向槽的間距和數(shù)量相等的落簽孔，壓板
與導板和簽斗之間活動連接，導板的一端為出簽孔、另一端設置推簽桿。出簽孔處設置導
向頭，導向槽和落簽孔等間距分布，導向槽的底部呈 “U”形，導向槽與落簽孔的數(shù)量設
置在 20 個。
圖 2-1 插簽機構 1
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2.3.3 壓盤裝置
圖 2-2 插簽機構 2
圖 2-3 插簽機構 3
壓盤裝置設有一往復運動的氣缸，氣缸的活塞桿上連接一個與輸送鏈上的齒形一樣的
壓盤形狀相吻合的壓板，通過氣缸的往復運動，壓板固緊或松開壓盤。
2.4 落料機構設計
落料機構為設置在所述連續(xù)傳送鏈上方的檔棒。在面團到達傳送鏈的末端有個檔棒擋
住面團上的簽，使穿好的面團掉落在下面的盤子中。
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(論文 )
3.1 概述
3 軸承的選定
軸承是支撐軸頸的部件，有時也用來支撐軸上的回轉零件。按照承受載荷的方向，軸
承可分為徑向軸承和推力軸承兩類。根據軸承工作的摩擦性質，又可分為滑動軸承和滾動
軸承兩類。
1）
2）
3）
4）
5）
6）
7）
滾動軸承在一般工作條件下， 摩擦阻力矩大體和液體動力潤滑軸承相當， 比混
合潤滑軸承要小很多倍。 滾動軸承效率 （0.98~0.99） 比液體動力潤滑軸 （0.995）
略低， 但較混合潤滑軸承 （0.95） 要高一些。 采用滾動軸承的機器起動力矩小，
有利于在負載下起動。
滾動軸承的徑向游隙比較小， 向心角接觸軸承可用預緊方法消除游隙， 運載精
度高。
大多數(shù)滾動軸承能同時受徑向和軸向載荷，故軸承組合結構較簡單。
對于同尺寸的軸頸， 滾動軸承的寬度比滑動軸承小， 可使機器的軸向結構經湊。
滾動軸承消耗潤滑劑少，便于密封，易于維護。
滾動軸承不需要用有色金屬。
滾動軸承標準化程度高，成批生產，成本較低。
自動穿串機選用的軸承是根據摩擦性質來的，由于自動穿串機的工作效率比較大，且
使用較頻繁，故選用滾動軸承。
3.1.1 滾動軸承
1） 滾動軸承由軸承廠專業(yè)大批生產，使用者只需根據具體工作條件合理選用軸
承的類型和尺寸，驗算軸承的承載能力，以及進行軸承的組合結構設計（軸承的定位、
裝拆、調整、潤滑、密封等問題） 。
2） 滾動軸承依靠元件間的滾動接觸來承受載荷，與滑動軸承相比:滾動軸承具有
摩擦阻力小、效率高、起動容易、安裝與維護簡便等優(yōu)點。缺點是耐沖擊性能較差、
高速重載時壽命低、噪聲和振動較大。
3） 滾動軸承的基本結構：內圈 1、外圈 2、滾動體 3 和保持架 4 等四部分組成。
常用的滾動體有球、圓柱滾子、滾針、圓錐滾子、球面滾子和非對稱球面滾子等幾種。
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(論文 )
圖 3-1 滾動軸承的基本結構
4）軸承的內、外圈和滾動體，一般是用軸承鋼（如 GCr15、GCr15SiMn）制造，
熱處理后硬度應達到 61～65HRC。
5） 保持架有沖壓的和實體的兩種結構。沖壓保持架一般用低碳鋼板沖壓制成，
它與滾動體間有較大間隙，工作時噪聲大；實體保持架常用銅合金、鋁合金或酚醛樹
脂等高分子材料制成，有較好的隔離和定心作用。
6） 當滾動體是圓柱或滾針時，有時為了減小軸承的徑向尺寸，可省去內圈、外
圈或保持架，這時的軸頸或軸承座要起到內圈或外圈的作用。為滿足使用中的某些需
要，有些軸承附加有特殊結構或元件，如外圈帶止動環(huán)、附加防塵蓋等。
3.2 滾動軸承的主要類型、特點和代號、特 和代
3.2.1 滾動軸承的類型、性能和特點
按照軸承主要承受的載荷方向，可分為向心軸承、推力軸承和向心推力軸承三大類。
圖 3-2 接觸角
圖 3-3 滾針軸承
用細長滾子（滾子直徑≦5mm， 長度與直徑之比為3～10）作為滾動體的向心軸承
稱為滾針軸承；
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(論文 )
滾針軸承的特點是：外徑尺寸小，徑向承載能力大，價格便宜。常用于徑向尺寸
受限制而載荷又比較大的場合。
3.2.2 滾動軸承的類型選擇
3.2.2.1 載荷的大小、方向和性質
1）按載荷的大小、性質考慮：在外廓尺寸相同的條件下，滾子軸承比球軸承承載能
力大，適用于載荷較大或有沖擊的場合。球軸承適用于載荷較小、振動和沖擊較小的場合
2）按載荷方向考慮：當承受純徑向載荷時，通常選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或
滾針軸承； 當承受純軸向載荷時， 選用推力軸承； 當承受較大徑向載荷和一定軸向載荷時，
可選用深溝球軸承、接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；當承受較大軸向載荷和
一定徑向載荷時，可選用接觸角較大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或者將向心軸承和
推力軸承進行組合，分別承受徑向和軸向載荷。
3.2.2.2 軸承的轉速
軸承標準中對各種類型、各種規(guī)格尺寸的軸承都規(guī)定了油潤滑及脂潤滑時的極限轉速
值 nlim;
①球軸承比滾子軸承具有較高的極限轉速和旋轉精度，高速時應優(yōu)先選用球軸承；
②為減小離心慣性力，高速時宜選用同一直徑系列中外徑較小的軸承。當用一個外徑
較小的軸承承載能力不能滿足要求時，可再裝一個相同的軸承，或者考慮采用寬系列的軸
承。外徑較大的軸承宜用于低速重載場合；
③推力軸承的極限轉速都很低，當工作轉速高、軸向載荷不十分大時，可采用角接觸
球軸承或深溝球軸承替代推力軸承；
④保持架的材料和結構對軸承轉速影響很大。實體保持架比沖壓保持架允許更高的轉
速。
3.2.2.3 調心性能要求
軸承的調心性能是指軸承適應內、外圈中心線存在角度偏差的性能。
當軸因受力而彎曲或傾斜時，或由于制造安裝誤差等原因，都會引起軸承內、外圈中
心線的角度偏差，這時應采用有調心性能的調心軸承或帶座外球面球軸承。
圓柱滾子軸承和滾針軸承對軸承的偏斜最為敏感，這類軸承在偏斜狀態(tài)下的承載能力
可能低于球軸承。因此在軸的剛度和軸承座孔的支承剛度較低時，應盡量避免使用這類軸
承。
3.2.2.4 軸承的安裝和拆卸
在軸承座為非剖分式而必須沿軸向安裝和拆卸軸承部件時，應優(yōu)先選用內外圈可分離
的軸承（如 N0000、NA0000、30000 等） 。
3.2.2.5 經濟性
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(論文 )
球軸承比滾子軸承價格低；派生型軸承（如帶止動槽、密封圈或防塵蓋的軸承等）比
其基本型軸承貴； 同型號軸承， 精度高一級價格將急劇增加。 故在滿足使用功能的前提下，
應盡量選用低精度、低價格的軸承。
選擇軸承類型時，要全面衡量上述各方面的要求，擬定多種方案，通過比較選出最佳
方案。
圖 3-4 球軸承
3.3 軸承的壽命計算
3.3.1 滾動軸承的基本額定壽命
軸承的壽命：指軸承中任何一個套圈或滾動體材料首次出現(xiàn)疲勞點蝕擴展之前，一個
套圈相對于另一個套圈的轉數(shù)或者在一定轉速下的工作小時數(shù)。
大量試驗結果表明，一批型號相同的軸承（即結構、尺寸、材料、熱處理及加工方法
等都相同的軸承） ，即使在完全相同的條件下工作，它們的壽命也是極不相同的，其壽命
差異最大可達幾十倍。因此，不能以一個軸承的壽命代表同型號一批軸承的壽命。
基本額定壽命：是指一組在相同條件下運轉的滾動軸承，10％的軸承發(fā)生點蝕破壞而
90％的軸承未發(fā)生點蝕破壞前的轉數(shù)或在一定轉速下的工作小時數(shù)，以 L10 （單位為
106r）或 Lh（單位為 h）表示。
3.3.2 基本額定動負荷
滾動軸承在基本額定壽命等于 106 r 時所能承受的載荷，稱為基本額定動載荷 C。
對向心軸承， 指的是純徑向載荷， 稱為徑向基本額定動載荷， 記為Cr； 對于推力軸承，
指的是純軸向載荷， 稱為軸向基本額定動載荷， 記為Ca； 對于角接觸球軸承或圓錐滾子軸
承，指的是使套圈間產生純徑向位移的載荷的徑向分量，記為 Cr。
在基本額定動載荷作用下，軸承工作壽命為 106r 時的可靠度為 90％。
不同型號的軸承有不同的基本額定動載荷值 C，它表征了具體型號軸承的承載能力。
軸承的基本額定動載荷是在常規(guī)運轉條件下——軸承正確安裝、無外來物侵入、充分
潤滑、按常規(guī)加載、工作溫度不過高或過低、運轉速度不特別高或特別低，以及失效率為
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10％、基本額定壽命為 106 r 時給出的。
3.3.3 壽命計算公式
(論文 )
PεL10=Cε×1=常數(shù)
L10=〔?tC/?p〕ε
L10h=106/60n〔?tC/?p〕ε
3.3.4 額定壽命的修正
Lnm=a1axyzL10
Lnmh=a1axyzL10h
a1 ——考慮可靠度不等于 90％時軸承額定壽命的修正因數(shù)，
式（3.1）
式（3.2）
式（3.3）
axyz ——考慮其他因素，如材料、潤滑、環(huán)境、套圈中的內應力、安裝、載荷及軸承
類型等影響軸承額定壽命的修正因數(shù)。
表 3-1 載荷因數(shù)?p
載荷性質
平穩(wěn)運轉或輕微沖擊
?p
1.0～1.2
舉例
電機、汽輪機、通風機、水泵等
中等沖擊
1.2～1.8 車輛、動力機械、起重機、造紙機、冶煉機械、選礦機
強大沖擊
軸承工作溫度 C ≦125
1.8～3.0
125
械、卷場機、機床等
破碎機、軋輥機、振動機等
表 3-2 溫度因數(shù)?t
150 175 200 225 250
300 350
溫度因數(shù)?t
1.00
0.95
0.90
0.85
0.80
0.75
0.70
0.6
0.5
3.3.5 滾動軸承的當量動載荷
當軸承既承受徑向載荷又承受軸向載荷時，為能應用額定動載荷值進行軸承的壽命計
算，就必須把實際載荷轉換為與基本額定動負荷的載荷條件相一致的當量動負荷。
當量動負荷是一個假想的載荷，在它的作用下，滾動軸承具有與實際載荷作用時相同
的壽命。
l） 對只能承受徑向載荷Fr 的向心軸承 （α＝0o 的向心滾子軸承， 如N0000 型、 NA0000
型）
P＝Fr
11
式（3.4）
徐州工程學院畢業(yè)設計
(論文 )
2）對只能承受軸向載荷 Fa 的推力軸承（α＝90o 的推力球軸承和推力滾子軸承，如
50000 型、80000 型）
P＝Fa
式（3.5）
3）對以承受徑向載荷 Fr 為主又能承受軸向載荷 Fa 的角接觸向心軸承（包括角接觸
球軸承、 深溝球軸承及 α≠0o 的向心推力滾子軸承， 如30000 型、 70000 型、 60000 型及10000
型、20000 型）
P＝Pr＝XFr＋YFa
式（3.6）
4） 對以承受軸向載荷Fa 為主又能承受徑向載荷 Fr 的角接觸推力軸承 （α≠90o 的推
力滾子軸承）
P＝Pa＝XFr＋YFa
3.3.6 角接觸球軸承和圓錐滾子軸承的徑向載荷與軸向載荷計算
1. 角接觸球軸承和圓錐滾子軸承的派生軸向力
2. 角接觸球軸承或圓錐滾子軸承的軸向載荷計算
3-5 角接觸球軸承
3.3.7 主動軸軸承的校核
根據已知條件，軸承預計壽命 16×365×10=58400 小時。
（1）計算當量載荷 P1、P2
由課本 P280 表 16-11 查得，
X=1，Y=0，?p=1.5
12
式（3.7）
兩軸承徑向反力：
徐州工程學院畢業(yè)設計
(論文 )
初選兩軸承為角接觸球軸承。
根據課本 P279（16-4）式得
Fr1=Fr2=674.3N
(2)軸承壽命計算
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×674.3+0)=1011.45N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×674.3+0)= 1011.45N
∵P1=P2故取 P=1011.45N
∵角接觸球軸承ε=3
查設計手冊得： 7209C 角接觸球軸承型額定靜載荷
Cor
，基本當量動載荷
C=38.5KNr
，根據課本 P279 表 16-8 得：ft=1。由課本 P278（16-3）式得
L=16670/n(ftCr/P)ε=16670/433×(1×38500/1011.45)3
=2123228h>58400h
∴預期壽命足夠
3.3.8 從動軸軸承的校核
（1）計算當量載荷 P1、P2
由機械設計課本 P280 表 16-11 查得
X=1，Y=0， ?p=1.5
兩軸承徑向反力：
Fr1=Fr2=1761.6N
初選兩軸承為角接觸球軸承。
根據機械設計課本 P279（16-4）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1761.6+0)=2642.4N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1761.6+0)= 2642.4N
(2)軸承壽命計算
∵P1=P2故取 P=2642.4N
∵角接觸球軸承ε=3
查機械設計手冊得：7213C 角接觸球軸承型額定靜載荷 Cor
，基本當量動載荷
C=69.8KNr
，根據課本 P279 表 16-8 得：ft=1。由課本 P278（16-3）式得
L=16670/n(ftCr/P)ε=16670/72.15×(1×69800/2642.4)3
=4258629h>58400h
∴預期壽命足夠
13
徐州工程學院畢業(yè)設計
(論文 )
4.1 傳動系統(tǒng)的選擇
4.1.1 帶傳動的類型和特點
4 傳動機構設計
帶傳動由主動帶輪 1、 從動帶輪2 和撓性帶 3 組成， 借助帶與帶輪之間的摩擦或嚙合，
將主動輪 1 的運動傳給從動輪 2，如圖 4-1 所示。
圖 4-1 帶傳動示意圖
一、帶傳動的類型
根據工作原理不同，帶傳動可分為摩擦帶傳動和嚙合帶傳動兩類。
1.摩擦帶傳動
摩擦帶傳動是依靠帶與帶輪之間的摩擦力傳遞運動的。按帶的橫截面形狀不同可分為
四種類型，如圖 4-2 所示。
a)
b)
圖 4-2 帶傳動的類型
c)
d)
(1)平帶傳動。平帶的橫截面為扁平矩形（圖a） ，內表面與輪緣接觸為工作面。常用的
平帶有普通平帶(膠帆布帶)、皮革平帶和棉布帶等，在高速傳動中常使用麻織帶和絲織帶。
其中以普通平帶應用最廣。平帶可適用于平行軸交叉?zhèn)鲃雍徒诲e軸的半交叉?zhèn)鲃印?
(2)V 帶傳動。V 帶的橫截面為梯形，兩側面為工作面（圖 b） ，工作時V 帶與帶輪槽
兩側面接觸，在同樣壓力 FQ 的作用下，V 帶傳動的摩擦力約為平帶傳動的三倍，故能傳
遞較大的載荷。
(3)多楔帶傳動。多楔帶是若干 V 帶的組合(圖 c),可避免多根 V 帶長度不等,傳力不均
的缺點。
(4)圓形帶傳動。橫截面為圓形(圖 d), 常用皮革或棉繩制成, 只用于小功率傳動。
14
2.嚙合帶傳動
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(論文 )
嚙合帶傳動依靠帶輪上的齒與帶上的齒或孔嚙合傳遞運動。嚙合帶傳動有兩種類型，
如圖 4-3 所示。
a)同步齒形帶傳動
圖 4-3 嚙合帶傳動
b)齒孔帶傳動
(1)同步帶傳動。利用帶的齒與帶輪上的齒相嚙合傳遞運動和動力，帶與帶輪間為嚙
合傳動沒有相對滑動，可保持主、從動輪線速度同步（圖 a） 。
(2)齒孔帶傳動。帶上的孔與輪上的齒相嚙合，同樣可避免帶與帶輪之間的相對滑動，
使主、從動輪保持同步運動（圖 b） 。
二、帶傳動的特點
摩擦帶傳動具有以下特點：
(1)結構簡單，適宜用于兩軸中心距較大的場合。
(2)膠帶富有彈性，能緩沖吸振，傳動平穩(wěn)無噪聲。
(3)過載時可產生打滑、能防止薄弱零件的損壞，起安全保護作用。但不能保持準確的
傳動比。
(4)傳動帶需張緊在帶輪上，對軸和軸承的壓力較大。
(5)外廓尺寸大,傳動效率低(一般 0.94~0.96)。
根據上述特點，帶傳動多用于①中、小功率傳動（通常不大于 100KW）；②原動機輸
出軸的第一級傳動（工作速度一般為 5~25m/s）；③傳動比要求不十分準確的機械。
本設計所選擇的是 v 帶傳動。
4.1.2V 帶的傳動設計
一、帶的構造和標準
標準 V 帶都制成無接頭的環(huán)形， 其橫截面由強力層1、 伸張層2、 壓縮層3 和包布層 4
構成，如圖 4-4 所示。伸張層和壓縮層均由膠料組成，包布層由膠帆布組成，強力層是承
受載荷的主體，分為簾布結構（由膠簾布組成）和線繩結構（由膠線繩組成）兩種。簾布
結構抗拉強度高，一般用途的 V 帶多采用這種結構。線繩結構比較柔軟，彎曲疲勞強度較
好，但拉伸強度低，常用于載荷不大，直徑較小的帶輪和轉速較高的場合。V 帶在規(guī)定張
15
徐州工程學院畢業(yè)設計
(論文 )
緊力下彎繞在帶輪上時外層受拉伸變長，內層受壓縮變短，兩層之間存在一長度不變的中
性層，沿中性層形成的面稱為節(jié)面，如圖 4-4 所示。節(jié)面的寬度稱為節(jié)寬 bp。節(jié)面的周長
為帶的基準長度 Ld。
a)簾布結構
b)線繩結構
圖 4-4 V 帶剖面結構
V 帶和帶輪有兩種尺寸制， 即有效寬度制和基準寬度制。基準寬度制是以V 帶的節(jié)寬
為特征參數(shù)的傳動體系。普通 V 帶和 SP 型窄 V 帶為基準寬度制傳動用帶。
按 GB/T11544-97 規(guī)定，普通 V 帶分為 Y、
Z、A、B、C、D、E 七種， 截面高度與節(jié)寬的比值為0.7； 窄V 帶分為 SPZ、SPA、SPB、SPC
四種，截面高度與節(jié)寬的比值為 0.9。帶的截面尺寸如表 4-1 所示，基準長度系列如表 4-2
所示。窄 V 帶的強力層采用高強度繩芯，能承受較大的預緊力，且可撓曲次數(shù)增加，當帶
高與普通 V 帶相同時其帶寬較普通 V 帶小約 1/ 3,而承載能力可提高 1.5~2.5 倍。在傳遞相
同功率時，帶輪寬度和直徑可減小，費用比普通 V 帶降低 20~40％，故應用日趨廣泛。V
帶的型號和標準長度都壓印在膠帶的外表面上，以供識別和選用。例：B2240
GB/T11544-97,表示 B 型 V 帶，帶的基準長度為 2240mm。
圖 4-5 V 帶的節(jié)面和節(jié)線
二、帶傳動的受力分析
帶以一定的預緊力套在帶輪上。 靜止時帶輪兩邊的拉力相等， 均為預緊力F0， 如圖4-6a)
所示。負載轉動時，由于帶與帶輪接觸面摩擦力的作用，帶繞上主動輪的一邊被拉
緊，稱為緊邊，緊邊的拉力由 F0增加到 F1；另一邊被放松，稱為松邊，拉力由 F0降
至 F2。如圖 4-6b)所示。
16
b)
徐州工程學院畢業(yè)設計
帶傳動的受力分析
(論文 )
a)
圖 4-6
緊邊與松邊拉力的差值（F1－F2）為帶傳動中起傳遞力矩作用的拉力，稱為有效拉力F
即：
F = F1－F2
式(4.1)
若帶傳遞功率為 P（KW）、帶速為 v（m/s）則：
F=1000P/ν N
式(4.2)
如果近似的認為工作前后膠帶總長不變，則帶的緊邊拉力增量應等于松邊拉力的減少
量，即 F1－F0＝F0－F2，即：
由式（4-1） 、 （4-3）得：
三、帶傳動的應力分析
F1+ F2= 2F0
F1=F0+F/2
F2=F+F0/2
式(4.3)
式(4.4)
帶在工作過程中主要承受拉應力， 離心應力和彎曲應力三種應力。 三種應力迭加后，最
大應力發(fā)生在緊邊繞入小帶輪處，其值為：
σmax= σ1+ σb1+σc≤ [ ]
式（4.5）
式中：σ1= F1/A 為緊邊拉應力(MPa), A 為帶的橫截面積(mm2)；σb1= Eh/dd為帶繞
過小帶輪時發(fā)生彎曲而產生的彎曲應力, E 為帶的彈性模量(MPa),h 為帶的高度(mm),dd
為帶輪的基準直徑(mm)；σC=qv/A 為帶繞帶輪作圓周運動產生的離心應力，q 為每米長
帶的質量（kg/m） ，見表（4-1）。
在帶的高度 h 一定的情況下，dd越小帶的彎曲應力就越大，為防止過大的彎曲應力對
各種型號的 V 帶都規(guī)定了最小帶輪直徑 dmin如表 4-1 所示。
表 4-1 V 帶輪的最小基準直徑
型 號
Y
SPZ
Z
SPA
A
SPB
B
SPC
C
D
E
ddmin(mm)
20
50～ 63 75～ 90 125～
140
17
200～
224
355
500
4.2 電動機的選擇
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(論文 )
4.2.1 電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式 Y 系列三相
異步電動機。
4.2.2 電動機功率的選擇
4.2.2.1 傳動裝置的總功率
由設計手冊得，
V 型帶傳動的效率：0.96
滾動軸承（一對）的效率：0.98
圓柱齒輪（閉式）的效率：0.97
齒輪聯(lián)軸器的效率：0.99
輸送機卷筒的效率為：0.96
η總=η卷×\u951X軸承2×\u951X齒輪×\u951X聯(lián)軸器×\u951X帶=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85
4.2.2.2 電動機所需的工作功率：
P 工作=FV/η總=3.5×1.7/0.85=7.0（KW）
4.2.3 確定電動機轉速
計算卷筒的工作轉速：
= ×
× × =
n
60××=D1000/(3.14450)72.15r/min
筒
按手冊推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍 I1=3~6。
取 V 帶傳動比 I2=2~4， 則總傳動比理時范圍為I 總=6~24。 故電動機轉速的可選范圍為：
n 筒=（6~24）×72.15=432.9~1731.6r/min
符合這一范圍的同步轉速有 750、1000、和 1500r/min。
根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳動比
方案：通過綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
可見第 2 方案比較適合，則選 n=1000r/min 。
4.2.4 電動機型號的確定
根據以上選用的電動機類型，及所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y160M-6。其主要性能：額定功率：7.5KW，滿載轉速 970r/min，額定轉矩 2.0。
4.3 齒輪傳動設計
4.3.1 選擇齒輪材料并確定許應應力
18
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(論文 )
考慮到減速器傳遞功率不大及其工作條件，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用 40Cr，
調質；大齒輪選用 45 鋼，調質。其主要參數(shù)如表 4-2。根據課本 P168 表 4-2 選 8 級精度。
圓周速度V ≤ 6m / s 。
表 4-2 齒輪材料及其力學性能
材料
熱處理
接觸疲勞極限
彎曲疲勞極限
牌號
40Cr
45
方式
調質
調質
硬度
217～286HBS
197～286HBS
σHlim/MPa
650～750
550～620
σFE/ MPa
560～620
410～480
取表中所示范圍的中間值，得
σHlim1=700MPa ， σHlim2=580MPa
σFE1=590MPa ，
σFE1=450MPa
根據課本 P171 表 11-5 取
= S
S
=
。許用接觸應力為：
=
[σH1]
=
F
σ
H 1.0,
Hlim1700
700MPa，H2σ]=
SH1.0
=
σ
H lim2580580MPa
SH1.0
許用彎曲應力為：
= [σ=F1]=
σ
FE1590472MPa ， [σ=F2]=
σ
FE2450360MPa
SF
1.25
SF
1.25
4.3.2 按齒面接觸強度設計計算
根據軟齒面閉式齒輪傳動準則，應首先按齒面接觸強度設計公式進行設計計算，
然后再按軟齒面彎曲強度驗算公式進行驗算。
根據課本 P171，可知設計計算公式為：
2
2KT u1+1 ?HE
σ
d
1
≥ 3
φ
??
u
?
[ ]
mm
4.3.2.1 確定計算參數(shù)
計算小齒輪上的名義轉矩：
H
6
?
d
?
?
T=9.5517.0/433=154388.0N