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1、粉料成型壓片機的創(chuàng)新設(shè)計機構(gòu)系統(tǒng)運動方案一、已知設(shè)計參數(shù)1原動機選擇三相交流異步電動機，同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min或1000r/min。2. 該機械系統(tǒng)要求設(shè)計為單自由度的機械。3. 壓片機的最大阻力為 F=6000N。4. 生產(chǎn)率為每分鐘壓制 30 片，即沖頭每分鐘往返運動 30 次。5. 料斗高度為D=30mm、直徑為d=25mm,向左退出L=50mm。6. 下沖頭進入型腔 L 1 = 5 m m ，以免上沖頭進入型腔時把粉料撲出。7. 上、下沖頭同時加壓，上、下沖頭行程共 L2=10mm，壓片厚度S=5mm。8. 上沖頭快速上向運動，下沖頭緩慢將壓片頂出，并回復(fù)至原始位置，離型腔上表

2、面距 離 h=15mm。9. 為避免干涉，上沖頭行程 H=60mm，上沖頭運行至離型腔表面大于 30mm時，料斗開 始向右運動，并往復(fù)震動，繼續(xù)下一個循環(huán)。10. 沖壓流程圖。11. 傳動裝置的使用壽命預(yù)訂為 10 年，單班制，每班工作時間 8 小時。二、工作原理分析（1）粉料成型壓片機的工藝流程分析如下1. 料斗在型腔上方振動，將料篩入直徑為 d的型腔內(nèi)，然后向左退出L （如圖一）2. 下沖頭進入型腔L1,以免上沖頭進入型腔是將粉料撲出（如圖二）。3. 上下沖頭同時加壓，總行程為 L2 （如圖三）。4. 上沖頭快速上向運動，下沖頭緩慢將壓片頂出，并回復(fù)至原始位置。(2)工作執(zhí)行機構(gòu)分析1 .

3、料斗送料機構(gòu)：料斗的基本運動為：向右-震動-向左-停歇 -向右，設(shè)計此運 動時最主要考慮的因素時震動如何實現(xiàn)以及如何實現(xiàn)往復(fù)運動。根據(jù)以前所學(xué)的知識，震動可以分為兩類方式實現(xiàn)：1,通過料篩自身的結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)，如在用一 段凸輪的彎曲起伏的外形來實現(xiàn)。2,可以通過外部結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)，如可以在料篩 運動到導(dǎo)槽處加入振蕩機構(gòu)對料篩進行振動。 上述兩種方法中第2種方法實現(xiàn)比 方法1難度大，并且實現(xiàn)起來可靠性沒有方法1好，并且某些外部機構(gòu)振蕩的同 時還需耗能，所以采用方法1較為合理。實現(xiàn)往復(fù)運動的機構(gòu)有曲柄滑塊機構(gòu)、 正弦機構(gòu)、凸輪機構(gòu)等?？紤]到結(jié)合震動的實現(xiàn)，選用凸輪機構(gòu)實現(xiàn)料斗的運動。 料斗凸輪機構(gòu)設(shè)計時最

4、主要考慮振動階段凸輪外形的設(shè)計，為了使凸輪外形曲線容易表達和震動各段能夠頻率一樣，選擇用正弦曲線 Asin(wt)來實現(xiàn)，通過改 變正弦曲線表達式中的峰值 A可以控制振子運動時振動的強度，改變其中的w的 值可以控制每次振動的時間。2. 上沖頭運動機構(gòu)：上沖頭的基本運動為往復(fù)運動，并有增利特性。上沖頭由于有 增力特性，故不適用于用凸輪機構(gòu)實現(xiàn)，為了避免過于復(fù)雜的機構(gòu)設(shè)計，增強設(shè) 計可靠性，可以考慮用一般的連桿型增力機構(gòu)。3. 下沖頭運動機構(gòu)：下沖頭的基本運動為：停止-向下-向上-向下-停止，顯然下沖 頭機構(gòu)需要實現(xiàn)較多復(fù)雜的運動，一般的連桿機構(gòu)很難實現(xiàn)，故考慮用凸輪機構(gòu) 實現(xiàn)。4. 執(zhí)行機構(gòu)的組

5、合示意圖(圖四)。上沖頭加壓機構(gòu)尺度綜合、上沖頭加壓機構(gòu)機構(gòu)簡圖圖解法分析1. 結(jié)合機構(gòu)行程要求，運用模擬軟件 soildworks繪制機構(gòu)圖，并確定機構(gòu)尺寸。機構(gòu) 確定思路主要是設(shè)計機構(gòu)的兩個極限位置，然后通過標(biāo)注尺寸確定機構(gòu)的詳細植村。機構(gòu)簡圖如下圖所示（圖五）AI DL圖五D1D2=H由圖可知桿0A為主動件，機構(gòu)的極限位置如圖所示，顯然 該機構(gòu)具有急回特性，行程速比系數(shù)為k；80F 其中17.11。2. 尺寸確定根據(jù)設(shè)計要求，上沖頭的形成為 60mm用模擬軟件soildworks繪制如圖八所示的 模擬機構(gòu)，所以為滿足要求由此確定機構(gòu)各部分尺寸分別為：0A=40mm;AB=120mm;BC

6、=80mm;BD=212mm;0Cx=80mm;0Cy=80mm、上沖頭機構(gòu)位移、速度、加速度分析1. 根據(jù)確定的機構(gòu)尺寸，以O(shè)點建立坐標(biāo)系，則由圖可知個點坐標(biāo)分別為：A (40*cos(a),-40*sin(a) B(80+80*sin(b),80-80*cos(b) C(80,80) D(80,-y)建立方程式有：(80+80*si n( b)-40*cos(a)F2+(80-80*cos(b)+40*si 門)八2-120八2=0;(80*si n( b)A2+(80-80*cos(b)+y)A2-212A2=0運用matlab6.5編寫程序程序如下：syms a;syms b;f=so

7、lve(80+80*si n( b)-40*cos(a)A2+(80-80*cos(b)+40*si n( a)F2- 120A2=0,b);a11=0:0.1:2*pi;c=subs(f(1),a,a11);s=80*si n(c)+sqrt(44944-6400*(si n( 6)42)-80;v=diff(s);a=diff(v);subplot(3,1,1);plot(a11,s);grid on;subplot(3,1,2);plot(a11(2:63),v);grid on;subplot(3,1,3);plot(a11(3:63),a);grid on;繪制圖像如圖六所示圖六2.

8、 上沖頭機構(gòu)的速度、加速度分析驅(qū)動桿的角速度3 =30/60 x2X 3.14=3.14rad/s 即 a = =3.14rad/s將角度a表示為時間的函數(shù)，即a=3.14t 運用軟件matlab對位移函數(shù)以t求微分： V=diff （ y,t）即為上沖頭速度函數(shù)。對位移函數(shù)以t求二次微分即可得上沖頭的加速度關(guān)系：P =diff（y,t,2即為上沖頭加速度函數(shù)。如圖六所示3. 上沖頭機構(gòu)受力分析F=&OOON上沖頭的受力分析主要集中在上沖頭極限位置，此時機構(gòu)簡圖如圖十所示CFcb=6000NO0011120一 40忙T-o衛(wèi)圖十F=6000N此時機構(gòu)桿 BC垂直，因此受力 Fcb=F=6000

9、N桿壓片機壓片時最大阻力OA AB ,不受力。傳動機構(gòu)選擇設(shè)計1. 帶傳動：帶傳動是具有中間撓性件的一種傳動，所以它有以下優(yōu)點：?能緩和載荷沖擊；?運行平穩(wěn),無噪聲；?制造和安裝精度不像嚙合傳動那樣嚴格；?過載時將引起帶在帶輪上打滑，因而可防止其他零件的損壞；?可增加帶長以適應(yīng)中心距較大的工作條件（可達15m）。帶傳動缺點：?有彈性滑動和打滑，傳動效率較低v帶傳動效率n =96%不能保持準(zhǔn)確的傳動比；?傳遞同樣大的圓周力時，輪廓尺寸的軸上的壓力都比嚙合傳動大；?帶的壽命短。2. 鏈傳動：鏈傳動的優(yōu)點：?沒有滑動，傳動比精確；?工況相同時，傳動尺寸比較緊湊；?不需要很大的張緊力，作用在軸上的載荷

10、較??；?能在溫度較高，濕度較大的環(huán)境中使用等。?因鏈傳動具有中間元件（鏈）和齒輪，蝸桿傳動比較，需要時軸間距離很大。 鏈傳動的缺點：?只能用于平行軸間的傳動；?瞬時速度不均勻，高速運轉(zhuǎn)時不如帶傳動平穩(wěn)；?不宜在載荷變化很大和急促反向的傳動中應(yīng)用；?工件時有噪聲；根據(jù)壓片機的實際工作情況，為了實現(xiàn)各執(zhí)行機構(gòu)之間的協(xié)調(diào)，要求傳動機構(gòu)傳動 比精確，執(zhí)行機構(gòu)轉(zhuǎn)速較低為30r/min，傳動效率較高，綜合以上情況選擇鏈傳動。 原動機輸出部分轉(zhuǎn)速很高1000r/min，且為了防止過載，選擇高速級傳動為帶傳動。 綜合選擇傳動方案為：V帶傳動+錐齒輪減速器3. 機械系統(tǒng)運動簡圖（圖七）電動機的選擇（1）電動機類

11、型和結(jié)構(gòu)形式的選擇如無特殊要求，一般選用 丫系列三相交流異步電動機。丫系列電動機為一般用途的 全封閉自扇冷式電動機，適用于無特殊要求的各種機械設(shè)備，如機床、鼓風(fēng)機、運 輸機以及農(nóng)業(yè)機械和食品機械。本設(shè)計中選用丫系列三相交流異步電動機。（2）電動機功率的確定a ）計算功率：單個周期時間T=60/30=2s；單個沖頭在一個周期做功 W=F*L2/2=6000*5/1000=30J單個沖頭實際功率P仁30/2=15W所需要的實際功率 P2=2X P仁2X 15=30W考慮減速器的功率P3=40X P2=1.2kw即粉料壓片機所需要的實際功率為 1.2kwb ）確定傳動裝置的效率查機械設(shè)計手冊可知彈性

12、柱銷聯(lián)軸器的效率n仁0.99一滾動球軸承的效率（脂潤滑正常）n 2=0.99一對圓柱齒輪傳動的效率（稀油潤滑）n 3=0.97V帶傳動效率n 4=0.96錐齒輪的傳遞效率（稀油潤滑）n 5=0.94傳動裝置的傳動效率為：n =0.99 X 0.96 X 0.99 X 0.99 X 0.99 X 0.94 X 0.97=0.841c ）選擇電動機電動機功率：P=P3/n =1.2/0.841=1.43kw電動機同步轉(zhuǎn)速1000r/mi n 丫 系列由相關(guān)參數(shù)，查機械設(shè)計手冊選擇電動機型號為Y100L-6電動機額定功率P1.5kw電動機滿載轉(zhuǎn)速n940rpm電動機堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩、額定轉(zhuǎn)矩電動機最大轉(zhuǎn)矩、

13、額定轉(zhuǎn)矩電動機凈重65kg噪聲71dB滿載效率77.5%傳動裝置傳動比以及動力參數(shù)計算1. 傳動比分配總傳動比i=i帶Xi錐齒輪Xi圓柱齒輪=（24）X（ 23）X（ 35）= 1260 實際傳動比i實際=n/N=940/30=31.3取i帶=3.2 i 錐齒輪=2.45 i 圓柱齒輪=42. 動力參數(shù)計算（1）各軸轉(zhuǎn)速減速器輸出端轉(zhuǎn)速nw=30r/minn仁940/i 帶=940/3.2=294r/minn2=n1/i 錐齒輪=294/2.45=120r/minn3=n2/i 圓柱齒輪=120/4=30r/min(2) 各軸功率P1 =P?n P2 =P1?n 2?n 5=1.3728 X

14、0.94 X 0.99=1.28kwP3 =P2?n 2? n 3=1.28 X 0.99 X 0.97 =1.23kwPw=P3 ?n 2?n 1=1.23 X0.99 X 0.99=1.20kw(3) 各軸轉(zhuǎn)矩T仁9550P1/n仁9550X 1.37/294=44.5N? mT2=9550P2/n2=9550X 1.28/120=101.87N? mT3=9550P3/n3=9550X 1.23/30=391.55N? m T=9550P/nw=955(X 1.2/30=382kN? m壓片機機械傳動系統(tǒng)設(shè)計與分析參數(shù)表編號 1功率P/kw轉(zhuǎn)速 n/(r/mi n)轉(zhuǎn)矩 T/(N ?m)

15、傳動比i效茨率nI軸1.3729444.53.20.96II軸1.28120101.877.840.89耐軸1.2330391.5531.40.86工作軸1.203038231.40.84傳動件的設(shè)計計算一、V帶的設(shè)計1. 確定計算功率根據(jù)壓片機的工況，查表 6-8,選擇KA =1.2計算功率 Pc=KA X P=1.2X 1.5=1.8kw2. 選擇V帶型號根據(jù)帶輪轉(zhuǎn)速，查圖6-8可知，V帶型號為Z型。3. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑d1、d2根據(jù)V帶型號查表6-4，參考圖6-8，選擇d1 =71mm所以 d2 =3.2 X 71=227.2mm根據(jù)V帶標(biāo)準(zhǔn)系列直徑（表6-4），選擇d2 =224mm

16、4.驗證帶速 小帶輪帶速vd1n13.14*71*94060*100060*10003.5m/ sv 25m/s，因此帶速合理5. 確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度L0.7 d2) a02(d d2)即206.5mm a0590mm初定中心距a=400mm由傳動的幾何關(guān)系可計算帶的基準(zhǔn)長度初值Ld0Ld0 2a0 -(d1 d2) (d2 dl)1277.78mm24a查表6-3，選取相近值作為帶的基準(zhǔn)長度 Ld =1250mm則帶的實際中心距 a a0 Ld386mm2安裝時，實際中心距調(diào)節(jié)范圍為amin a 0.015Ld 367.25mmamax a 0.03Ld 423.5mm6. 驗算小帶

17、輪包角1由公式可知1180-d2 d1*57.3。157.3。a滿足1120，合格7. 確定帶的根數(shù)Z由表6-5得，單根v帶的基本額定功率Po=0.23kW查表6-7得，單根V帶額定功率的增量P0=0.02kW查表6-6得包角系數(shù)K =0.95查表6-3得長度系數(shù)Kl=1.11Pc(Pc Po)K Kl1.8(0.23 0.02)0.95*1.116.8由于Z型V帶最多使用2根，因此不符合要求。 故應(yīng)選擇A型V帶，A型V帶的計算如下：1. Pc=1.8kW2. A 型V帶3. 選 d1 =90mm 則 d2 =3.2 x由表6-4選擇d2 =280mm4.4.4m / sd1n13.14*90

18、*940v 60*1000 60*1000 滿足要求5. 0.7(d1 d2) a0 2(d1 d2)即 259mm a0 740mm 選擇 a=500mm2Ld0 2a0(d1 d2) (d2_d1)1599mm24a0查表 6-3，選擇 Ld =1600mm貝U： a a。 Ld Ld0 500mm，滿足要求2amin a 0.015Ld 476mmamax a 0.03Ld 548mm6. 1 180。-d2 d1 *57.3。158。，滿足要求a7. Po=0.79kWP0=O.11kWK =0.95KL=0.99Pc(P。 P)K Kl1.8 取V帶根數(shù)Z=38. 確定初拉力Fo查表

19、 6-2 得，q 0.10kg/mP 2 51 82 5F0500 c (一 1) qv2500* (2113NvZ K3*4.40.95帶傳動在此初拉力的張緊下，作用于帶輪輪軸上的載荷為Fq 2ZF0sin 1 2*3*113*sin 79 =665.5 N2二、齒輪設(shè)計(1) 高速級齒輪副已知小錐齒輪轉(zhuǎn)速n1=294r/min傳動比 i=2.45，因此 n2=120r/min兩齒輪軸交叉90度，小齒輪懸臂，大齒輪兩端支撐。齒面粗糙度Rz1 Rz2 3.2 m(Ra 6.3 m),采用V50 100cst極壓齒輪潤滑，長期工作,大小齒輪均采用20Cr滲碳淬火，表面硬度5662HRC1. 按齒

20、面接觸疲勞強度設(shè)計主要尺寸1)小齒輪轉(zhuǎn)矩T仁44.5N?m2) 齒數(shù)比 u=i=2.453 ）齒寬系數(shù) R 0.354 ）載荷系數(shù)取K=25 ）許用應(yīng)力由圖 9-19 , Hlim 1500MPa取SH lim1.25ZN ZLVRZWZX1.0所以H1 一H2 一H limZN ZLVR ZwZx =1500*1SH lim1-251200MPa466 u2466 2.4521358.3mm2R乙u* 2 12*6019* 2.47 12.37,選取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)帶入計算8 )計算主要幾何參數(shù)分度圓直徑 d 1=3X 19=57mm ; d2=3X 47=141mm分錐角 1 arctan( Z1

21、 ) arctan(19) 22.01128 =22。41”，2=90- 1=675919” z247錐距 R m Z, 2 z220.35(1 0.5*0.35) 2 2.45*1200 2取 R=60mm6 )選取齒數(shù) 取 Z1=19, Z2=uZ仁2.45*19=46.55 取 Z2=47 實際齒數(shù)比 u=Z1/Z2=47/19=2.47 傳動比誤差 3 i2.45 2.470.02,巴0.8% Z2i 2.45 ）按經(jīng)驗公式選取模數(shù) .192 472 76.04mm2 2齒寬 b rR取 b=27mm1920.49Zv1cos 1COS22.01128當(dāng)里齒數(shù)Z/2Z247125.40

22、cos 2COS67.98872端面重合度alarccosZvi cosZvi2ha20.49*cos 20 arccos20.49 2*131.1155a2arccosZv2 cos乙2 2ha125.40*cos 20arccos125.40 2*122.3406Zv1 (tana1tana)Zv2(tan a2 tana)20.49(tan 31.1155。tan20.) 125.40(tan 22.3406。tan20.)2*3.14 1.72齒寬中點圓周速度(1 0.5 R)d1n1“ ,vmR2.46m/s60*1000 60*1000中點分度圓直徑dm1(1 0.5R)d1中點分

23、度圓模數(shù)mm(1 0.5R2. 校核齒面接觸疲勞強度1 )齒面接觸疲勞許用應(yīng)力由圖9-20按無限壽命查得：Zn 1由圖9-21查得ZLrV0.98由圖9-23查得Zx 1大小齒輪均為硬齒面，故Zw 1由表9-8，失效概率低于1/1000，SHlim1.25許用應(yīng)力:H1H2hiZnZlvrZwZx1500*1*0.98*1*1SH lim1.251176MPa）吃面接觸疲勞圓周力l2000T1F tmd m12000*44.547.0251892.6N查表 9-5，KA 1.25查表 9-6，KV 1.03查表9-7 , K 1查表9-8，并減小5% K 1.24查表 9-7 , ZE 189

24、.8 MPa查圖 9-12, ZH 2.544 1720.8733未修緣系數(shù)ZK 1齒面接觸疲勞應(yīng)力bdm1UZEZHZ ZK J1 718.53MPa 3）強度校核H H1 ,滿足要求3. 齒根彎曲疲勞強度 ）齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力取 Yst2由圖 9-26，Yn1由表 9-9，丫聞 1，取 YRrelT1由圖 9-27，Yx1由表9-8，失效概率低于1/1000, SFlim 1.25由圖 9-25， Flim 320MPa許用應(yīng)力FlimYn Y relTYRrelT Yx YstF1F2Sf lim512MPa2 ）齒根彎曲疲勞應(yīng)力由圖 9-28，YFa1YSa14.0,YFa2Ysa2

25、 4.36由圖 9-18，丫 0.68F1叫嚴“丫 145.lMPabmnF1YFa2Ysa2YFa1YSa14158.2MPa3 )強度校核F1F 1F2F 2滿足齒根疲勞強度要求(2) 圓柱齒輪設(shè)計1. 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取, 都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra3.2，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考 慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些。2. 設(shè)計計算。(1) 設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。(2) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由式 9-7KTa 4

26、66(u 1)4 aU H其中 由圖9-19選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為6 HLim1=720MPa6 HLm550MPa6 Fum1=290MPa6 Fum2=210MPa齒寬系數(shù)a 0.4載荷系數(shù)K=1.6許用應(yīng)力系數(shù) Sh min1.1,取ZnZlvrZwZx1.0H lim1ZnZLVRZwZxH1SH minH lim 2ZNZLVRZWZXH2SH min655MPa500MPa因為H1 H2，故以H2帶入計算a 466(4 1)32172.4mmV 0.4* 4* 500取 a=175mm(3) 按照經(jīng)驗公式選擇模數(shù)(4)(5)(6)mn =(0.007 0.02)a=(0.0

27、07 0.02)選取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn =2計算主要幾何參數(shù)初選 =20度2 a cosZimin(u 1)傳動比誤差i i全Z1X 175=1.225 3.52*175* cos20 332* (4 1)Z2uz14*3313213233精確計算螺旋角arccos血Z2)d1d2da1da22aarccos2*(33132)2*17519.46295。mnZ12* 33cosmnZ2cosd1d2計算齒寬cos19.46295。2*132COS19.46295。70mm280mm2h；mn 70 2*1*2 74mm2h；叫 280b 0.4*175計算當(dāng)量齒數(shù)Z1Zv13cos計算重合度at1a

28、t 270mm2* 1*2 284mm取b1b (5 10)70 5 75mm33cos319.46295。arcta n(乩)cosz1 cos arccos(39.37tan 20arcta n(cos19.46295Z1 2ha心（為）2Zv23cos)21.10804132cos3 19.46295。arccos(33*cos210804)28.4065433 2arccos(132*cos21.10804)23.22272132 2157.48zjtan 加 tanat) z2(tan at2 tanat)2*3.1433(tan28.40654 tan21.10804) 132(t

29、an23.22272 tan21.10804)1.72bsin75sin19.46295 3 71mn3.14*21.72 3.71 5.43(11)計算圓周速度d1n13.14* 70*120v 0.44m/s60000 600003. 校核齒面接觸疲勞許用應(yīng)力(1)齒面解除疲勞許用應(yīng)力應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1 60an,t 60*1*120*8*365*10 2.1 108hNl1 60an2t 60*1*30*8*365*10 7 107h由圖 9-20 查得：ZN1 1,ZN2 1.04選擇潤滑運動黏度V50 83cst由圖9-21查得Zlrv 0.91由圖9-23查得Zx 1 選取Zw 1

30、由表9-8，失效概率低于1/1000，SHlim1許用應(yīng)力:H1655.2MPaHlimZNZLVRZwZx = 720*1*0.91*1*1SH lim2 )齒面接觸疲勞圓周力l 2000T12000*101.87Ftm 1門2911Nd170查表 9-5， Ka 1.5查表 9-6，KV 1.07查表 9-7，K 1.25查表9-8，并減小5% K 1查表 9-7, Ze 189.8 MPa查圖 9-12 , ZH 2.47插圖 9-13 , Z Z 0.75齒面接觸疲勞應(yīng)力JKaKvK K Ft（u 1）h ZeZhZ Z -bde189.8 2.47 0.75佃25 3 ）強度校核H

31、2 ,滿足要求4. 校核齒根彎曲疲勞強度 ）齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力 2911（4 1）70 70 4取 Yst1YsT2428 MPa由圖 9-26，Yn1 Yn2 1由表 9-9，丫聞11，取 YrelT20.95取 YRrelT 1YRrelT 20.95由圖 9-27，YX1 YX2 1由表 9-8，失效概率低于 1/1000，SFim1SFiim21.25由圖 9-25， Flim 320MPa許用應(yīng)力F1Flim 1YN1YrelT 1Y RrelT 1YX1 丫ST1SFlim1417.6MPaF2287.3MPaF lim 2YN2Y relT 2YRrelT 2丫X 2YST2S

32、Flim 22 ）齒根彎曲疲勞應(yīng)力由圖 9-28，YFa1Ysa14.03,YFa2Ysa23.93由圖 9-18，YY 0.63F177 Y1.5 1.07 1.25 1 291170 24.03 0.63 106MPaF1YFa2YSa2YFa1YSa1106 3.934.03103MPa3。強度校核F1F 1F2F 2F 2滿足齒根疲勞強度要求三、軸的初步設(shè)計軸結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)減速器的結(jié)構(gòu)，設(shè)計U軸結(jié)構(gòu)，其他軸結(jié)構(gòu)設(shè)計類似。已知U軸轉(zhuǎn)遞功率 P=1.28kW 轉(zhuǎn)速n=120r/min，錐齒輪分度圓直徑 d1=141mm圓柱齒 輪分度圓直徑d2=70mm寬度分別為b仁27mm b2=75mm(

33、1) 確定軸上零件的裝配方案?？紤]到軸上零件的定位、固定以及拆裝，擬采用階梯軸結(jié)構(gòu)。(2) 確定各軸段的直徑。1. 左右軸頸固定端采用軸承30207，因此固定端直徑為35mm2. 為了便于錐齒輪拆裝，并不損傷由軸頸表面，與齒輪或者錐齒輪配合的軸段直徑取 40mm3. 圓柱齒輪左端采用軸肩實現(xiàn)軸向定位，軸肩高度h= (0.070.1 )X 40=2.84.0mm因此軸肩處直徑取為45mm(3) 確定各軸段的長度1. 取左端軸頸軸段長度等于軸承 30207的寬度(經(jīng)查表為18.3mm。2. 考慮到齒輪端面距離減速器箱體內(nèi)壁的距離不小于箱體厚度(厚度大于8mm,取左端軸肩軸向長度為39.3mm3.

34、圓柱齒輪的寬75mm配合部分應(yīng)該比齒寬短12mm取該段73mm.4. 取錐齒輪軸向定位軸肩長度為10mm5. 已知錐齒輪段的長取42mm6. 與2相同，為了滿足壁厚的要求，同時滿足軸承寬度要求，取該段長度為39.3mm(4) 其他細節(jié)尺寸1. 軸兩端的倒角尺寸可取1.5 X 45,軸肩處過渡圓角半徑取1.5mm圓柱齒輪兩端過度圓 角可取10mm2. 錐齒輪與軸為過渡配合(H7/f6。，且采用A型平鍵實現(xiàn)周向定位。該段上鍵槽寬度 b=12mm，槽深t=8mm 鍵槽長度分別為 L錐齒輪=32mm L圓柱=60mm(1。初步估計軸的直徑1。選擇材料以及熱處理方式 由于減速器為一般用途軸，可選 45鋼

35、，調(diào)質(zhì)。查表13-1可得：B 640MPa, s 355MPa,1275MPa, 1155MPa,1 60MPa2。最小軸徑計算利用扭轉(zhuǎn)強度法，根據(jù)式（13-2 ）可知:查表 13-2 , C=124103,則d,(103126)d2(103126)d3(103 126).3729431.281203 1.23,3021.05 17.20(mm)27.67 32.74(mm)35.52 43.45(mm)經(jīng)過圓整，取最小軸徑（即軸端直徑）dmin1 20mm,dmin2 35mm,dmin3 40mm3 ）選擇軸承根據(jù)軸承工況采用油脂潤滑，軸承受軸向力，故I、U、川軸均采用圓錐滾子軸承。 查機

36、械設(shè)計手冊初步選定：30000型I 軸 30206 ；n 軸 30207;川軸 30210。（2）軸以及軸承校核1 ）軸的校核1. 按彎扭合成法校核軸的強度?建立力學(xué)模型。考慮到軸承的受力分布，選取軸承中心為作用點，齒輪作用于軸上的力可視為集中 載荷，并作用于齒寬中點上，因此該軸的受力計算簡圖如圖所示。?計算彎矩，并畫出彎矩圖。1. 計算齒輪的受力。根據(jù)齒輪的受力計算公式，齒輪受力大小為：Ft 2000T32000*391.55 2797Nd280Ft tan n 2797* tan20Frt n1080Ncoscos19.46295Fa Fttan2797* tan19.46295 989N

37、2. 根據(jù)水平面內(nèi)的受力簡圖，可以計算出兩支點處的支反力以及截面的彎矩，繪制水平 彎矩如圖所示。3. 根據(jù)垂直面內(nèi)的受力簡圖，計算支反力并繪制彎矩圖，如圖所示。4. 根據(jù)公式M JmH M；計算合成彎矩，并繪制彎矩圖，如圖所示。?計算轉(zhuǎn)矩，繪制轉(zhuǎn)矩圖，該軸的轉(zhuǎn)矩 T=391.55N?m?確定危險截面，校核軸的強度。結(jié)合圖可以看出，C截面處受彎矩和轉(zhuǎn)矩最大，根據(jù)式（13-5）可得C截面:caC1000M2 ( T)2 WJ184.932 (0.6*391.55)21000*32-20.56MPa 60MPa3.14* 55314*5.5*(55 4.5)2322* 55因此，根據(jù)彎扭合成法該軸的

38、結(jié)構(gòu)滿足強度要求2. 按安全系數(shù)法精確校核軸的強度。1 ）查表13-6可得，對于A型平鍵，軸上鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)為：K 1.81,K1.612 ）查表13-7可得，45鋼的絕對尺寸系數(shù)為：0.84,0.783 ）對于45鋼，彎矩和扭矩作用下的軸平均應(yīng)力折算為應(yīng)力幅等效系數(shù)為:0.15,0.0754 ）查表13-8可得，該軸的加工表面質(zhì)量系數(shù):0.92, 21,故 1 20.925 ）由于該軸所受彎矩彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，故平均應(yīng)力m 0，應(yīng)力幅為:a 1000Mc3184930212.7MPaWc3.14 * 553 1 4 * 5.5*(55 4.5)2322*556 ）由于該軸所受的扭

39、轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，其扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為:1000TWt3 391550212.69MPa3.14 * 5531 4 * 5.5*(55 4.5)2162* 55因此，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅和平均應(yīng)力分別為:a m -6.35MPa27）根據(jù)式（13-7 ）、式（13-8）可得，僅考慮彎曲應(yīng)力和僅考慮扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時的工作 安全系數(shù)分別為：_2751.819.250.92* 0.84*127 .15*。5.351.61155m 0.92* 0.78* 12.69 0.075*6.358）根據(jù)式（13-6）可得，軸的工作安全系數(shù)為:S咅匚嚴g 4.63、；S2 S2V9.252 5.352查表13-4，取軸疲勞

40、強度的許用安全系數(shù)S 1.51.8,顯然S S ,故滿足強度要求。軸承校核1 ）查機械設(shè)計手冊可得30210軸承的基本參數(shù):Cr 73.2kN,COr92.0kN,e 0.42,Y 1.4,X 0.8S2a 2568.5 917.3N2Y 2*1.4Fr1 J3212 3972510.5NFr2 J24762 68322568.5N2）計算派生軸向力SFr12Y510.52*1.4182.3N方向如圖所示3 ）計算軸向載荷S Fa 182.3 989 1171.3N可以判斷軸承1放松，軸承2壓緊 故 Fa1 182.3N,Fa2 1171.3N4）計算軸承的當(dāng)量動載荷Fa1F r1182.3510.50.357 eFa21171.3 0.456 eFr2 25685所以Fr1 510.5NXFr2 Y20.8*2568.5 1.4*1171.3 3694.6N5）計算軸承的壽命由表14-4和14-5可得，ft 1,fd 1.5，由式（14-3）可得由于Pr1Pr2，故計算軸承2的壽命即可106 ( ftCr)60n fdF2106 ( 1*7320060* 30(1.5* 3694.6)1033 106h 29200h滿足要求222*44.5