粉料壓片機的減速器設(shè)計【干粉壓片機】【說明書+CAD】,干粉壓片機,說明書+CAD,粉料壓片機的減速器設(shè)計【干粉壓片機】【說明書+CAD】,壓片,減速器,設(shè)計,干粉,說明書,仿單,cad 機械基礎(chǔ)綜合設(shè)計說明書——BIT 機械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目：粉料壓片機 班級： 姓名: 學號： 設(shè)計題目：粉料壓片機 Ⅰ、已知數(shù)據(jù)： 1．原動機選擇三相交流異步電動機，同步轉(zhuǎn)速 為1500 r/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．壓片時的最大阻力為F=6000N 4．生產(chǎn)率為每分鐘壓制40片，即沖頭每分鐘往 復(fù)運動40次 5．模具厚度為h=50mm，料斗高度為30mm。 （設(shè)計上沖頭最高極限位置參考） 6．沖壓工藝流程圖。 7．傳動裝置的使用壽命預(yù)定為10年，單班制， 每班工作8小時。 8．減速器方案為：V帶加錐、圓柱齒輪減速器 Ⅱ、設(shè)計計算 ㈠ 機構(gòu)系統(tǒng)運動方案： ㈡ 上沖頭加壓機構(gòu)尺度綜合 各桿長度設(shè)計： ㈢ 上沖頭加壓機構(gòu)運動分析 ㈣ 上沖頭加壓機構(gòu)受力分析 其中一個位置上的受力分析： （五）電機的選擇 電動機類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇 按工作要求和工作條件，選用Y系列三相交流異步電動機。 電動機功率的確定 工作機所需功率Pw 由 Pw=2Fv1000kW 式中，2表示工作機有兩個沖頭；F為工作阻力，有F=6000N；v為工作機的平均速度，令上沖頭的沖程為s=60mm＞（50/2+30）mm有 v=N×2×s×10-360=8.000×10-2m/s 則有 Pw=2Fv1000=2×6000×8.000×10-21000=0.960kW 所需電動機功率Pd 由 Pd=Pwη 式中，Pw已知；η為由電動機至工作機的總效率，有 η=η1η24η32η43η5 其中 η1-V帶傳動效率取0.96 η2-滾子軸承傳動效率取0.98 η3-齒輪傳動效率取0.97 η4-聯(lián)軸器傳動效率取0.99 η5-連桿機構(gòu)傳動效率取0.6 故 η≈0.4850 Pd=Pwη=1.979kW 電動機額定功率Ped 對于載荷比較穩(wěn)定、長期運轉(zhuǎn)的機械，只需使所選電動機的額定功率Ped等于或稍大于所需電動機功率Pd，即Ped≥Pd就可以。因此選擇額定功率為2.2kW的電動機。 電動機轉(zhuǎn)速的確定 電動機的轉(zhuǎn)速高，磁極對數(shù)少，尺寸和質(zhì)量小，價格也低，但傳動裝置的傳動比大，從而使傳動裝置的結(jié)構(gòu)尺寸增大，成本提高；選用低轉(zhuǎn)速的電動機則相反。一般來說，無特殊,通常多選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動機。 綜上所述，初選電機如下表 方案 電動機型號 額定功率（kW） 電動機轉(zhuǎn)速（r/min） 電動機質(zhì)量（kg） 同步 滿載 1 Y100L1-4 2.2 1500 1420 34 2 Y112M-6 2.2 1000 940 45 本設(shè)計選擇同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。具體參數(shù)如下： 型號 額定功率(kw) 同步轉(zhuǎn)速 (r/min) 滿載轉(zhuǎn)速 (r/min) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 電機質(zhì)量（kg） Y112M-6 2.2 1000 940 2.0 2.0 34 （六）、傳動系統(tǒng)的運動參數(shù)、動力參數(shù)的計算 總傳動比的確定及各級傳動比的分配 傳動裝置總傳動比 根據(jù)電機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機轉(zhuǎn)速nw，可得傳動裝置的總傳動比為 i=nmnw=94040=23.5 各級傳動比分配 取V帶傳動比為i1=2.5,則減速器的傳動比為 i減=ii1=23.52.5=9.4 查《機械設(shè)計課程設(shè)計指導書》根據(jù)圓錐-圓柱齒輪減速器傳動比的分配，取錐齒輪的傳動比i2=0.25i減 則取i2=2.35 i3=4 運動條件及運動參數(shù)分析計算 各軸的標記如下： 0代表電動機的輸出軸，1代表小帶輪軸，2代表大帶輪，3代表減速器高速軸，4代表減速器中間軸，5代表減速器低速軸 0軸： 1軸： 2軸： 3軸： 4軸： 5軸： 各軸運動和動力參數(shù)匯總表 軸名 功率P/KW 轉(zhuǎn)矩T/(N·mm) 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 0軸 1.979 20105.8 940 1軸 1.959 20104.7 940 2軸 1.806 45870.5 376 3軸 1.717 43610.0 376 4軸 1.632 97410.0 160 5軸 1.551 370391.8 40 （七）V帶傳動裝置設(shè)計校核 已知條件：電機為Y112M-6型電動機,額定功率P=2.2KW,同步轉(zhuǎn)速=1000r/min，傳動比i=2.5,單班制工作 解： 1. 確定計算功率 根據(jù)給定的工作條件，查表得工作情況系數(shù)=1.2，∴=2.64kW 2. V帶截面型號選擇 由額定功率和轉(zhuǎn)速查圖并驗證后，選A型V帶 3. 確定帶輪基準直徑， 根據(jù)型號查表選擇：=90mm> 根據(jù)傳動比確定從動輪直徑:=225mm 據(jù)表選取最接近的標準直徑為=224mm 4. 驗算帶速v V帶傳動帶速為 =4.427m/s<25m/s，帶速適宜 5. 確定中心距a和帶的基準長度 初定中心距 , 得219.8≤≤628(mm), 初定中心距=500mm 帶的基準長度初值 =1502mm 查表確定基準長度=1600mm 實際中心距 =547.5mm 安裝時應(yīng)保證的中心距a在下面的范圍內(nèi)： 523.5==595.5(mm) 6. 校核小帶輪包角 =166°,大于120°，合格 7. 確定傳動V帶根數(shù)Z 查表得： 長度系數(shù)=0.99，包角系數(shù)=0.96 單根帶基本額定功率=0.77kW，單根帶額定功率增量=0.02kW =3.516，取V帶根數(shù)Z=4 8. 確定初拉力和軸上壓力 查表得,帶單位長度質(zhì)量 q=0.1kg/m 初拉力 =120.9N 軸上壓力 =962.7N （八） 減速器設(shè)計 直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計（主要參照教材《機械設(shè)計（第八版）》） 已知輸入功率為=1.717kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=376r/min、齒數(shù)比為2.35由電動機驅(qū)動。工作壽命10年，單班制，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）圓錐圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） （2）材料選擇 由《機械設(shè)計（第八版）》表10-1 小齒輪材料可選為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料取45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。 （3) 選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) 2、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 設(shè)計計算公式： ≥ （1） 、確定公式內(nèi)的各計算值 1） 試選載荷系數(shù)=1.8 2） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=95.5×10×=43.61KN.Mm 3） 取齒寬系數(shù) 4） 查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限650Mpa 大齒輪的接觸疲勞極限550Mpa 5） 查表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 6） 由教材公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù) N=60nj =60×376×1×（8×365×10）=6.59×10h N=2.8×10h 7) 查教材10-19圖得：K=0.91 K=0.95 8) 齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12）得: []==0.91×650=591.5 []==0.95×550=522.5 設(shè)計計算 1） 試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得 2） 計算圓周速度V 1.52m/s 3） 計算載荷系數(shù) 系數(shù)=1，根據(jù)V=1.52m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.05 查圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.1 根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.875 得載荷系數(shù) =2.16 4） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 = 5）計算模數(shù)M 3、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 設(shè)計公式： m≥ （1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1） 計算載荷系數(shù) =1X1.15X1X1.875=2.16 2） 計算當量齒數(shù) =27.17 =150.6 3） 由教材表10-5查得齒形系數(shù) 應(yīng)力校正系數(shù) 4) 由教材圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 5) 由《機械設(shè)計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.87 K=0.89 6) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 []= []= 7) 計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算. （2） 設(shè)計計算 取M=2.5mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2. 5mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=81.7來計算應(yīng)有的齒數(shù). 計算齒數(shù) z=32.68 取z=33 那么z=2.35×33=77.55 取z=78 4、計算幾何尺寸 （1） d==82.5 （2） d==195 （3） =22. （4） （5） =105.9mm mm （6） =37.07圓整取=40mm =45mm 斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計（主要參照教材《機械設(shè)計（第八版）》） 已知輸入功率為=1.632kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=160r/min、齒數(shù)比為4。工作壽命10年，單班制，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（GB10095-88） （2）材料選擇 由《機械設(shè)計（第八版）》表10-1小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。 （3) 選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) 初選螺旋角。 2、按齒面接觸疲勞強度計算按下式設(shè)計計算 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 試選載荷系數(shù)=1.6 2） 查教材圖表（圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)=2.435 3） 查教材表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 4） 查教材圖表（圖10-26）得 =0.765 =0.88 =1.645 5） 由教材公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù) N=60nj =60×160×1×（8×365×10）=2.8×10h N=0.7X10h 6） 查教材10-19圖得：K=0.95 K=0.99 7） 查取齒輪的接觸疲勞強度極限650Mpa 550Mpa 8） 由教材表10-7查得齒寬系數(shù)=1 9） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=97.41N.m 10） 齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12）得: []==0.95×650=617.5 []==0.99×550=544.5 許用接觸應(yīng)力為 （2） 設(shè)計計算 1） 按式計算小齒輪分度圓直徑 = 2） 計算圓周速度0.445m/s 3） 計算齒寬b及模數(shù) b==53.12mm = 4) 計算齒寬與高之比 齒高h= =2.25×2.34=5.27 = =10.08 5) 計算縱向重合度 =0.318tanβ=0.318x1x22tan=1.744 6) 計算載荷系數(shù)K 系數(shù)=1，根據(jù)V=0.445m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.01 查教材圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.2 由教材圖表(表10-4）查得=1.420 查教材圖表（圖10-13）得=1.32 所以載荷系數(shù) =1.72 7) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 = 8) 計算模數(shù) = 3、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 由彎曲強度的設(shè)計公式≥設(shè)計 （1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1） 計算載荷系數(shù) =1.60 2） 根據(jù)縱向重合度=1.744 查教材圖表（圖10-28）查得螺旋影響系數(shù)=0.88 3） 計算當量齒數(shù) =24.09 =96.37 4） 查取齒形系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=2.6476 ，=2.18734 5） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=1.5808 ，=1.78633 6） 查教材圖表（圖10-20c）查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=520MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=400MPa 。 7） 查教材圖表（圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.89 K=0.92 8） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得 []= []= 9） 計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大.選用大齒輪的參數(shù)計算. （2） 設(shè)計計算 1） 計算模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=54.39來計算應(yīng)有的齒數(shù). 2）計算齒數(shù) z==26.4 取z=27 那么z=4×27=108 4、 幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a===139 取a=140mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正. （3）計算大.小齒輪的分度圓直徑 d==56.25 d==225 （4）計算齒輪寬度 B= 圓整取 ⑷ 高速軸、中間軸、輸出軸設(shè)計計算 Ⅰ軸的設(shè)計計算 已知條件：軸的傳遞功率P=1.717kW，轉(zhuǎn)速n＝376r/min，小錐齒輪的分度圓直徑為：d＝82.5mm，寬度為：b=45 mm 1. 選擇軸材料及熱處理方式； 由于減速器為一般用途軸，故選45鋼，調(diào)質(zhì)，查表得，；；；；； 2. 最小軸徑估算 對軸均使用扭轉(zhuǎn)強度法，根據(jù)公式 mm 可知，對于軸，P=1.717kW, C=120,n＝376r/min .故最小軸徑為dmin=17.9mm; 經(jīng)圓整，取最小軸徑d=18mm; 3． 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 高速軸軸系的結(jié)構(gòu)如圖所示。 (1)各軸段直徑的確定 從左到右： 1） 最小直徑，安裝大帶輪軸段，確定軸徑18mm。 2） 端蓋處軸的直徑為20mm 2）軸承處軸段，根據(jù)角接觸軸承7205C確定軸徑25mm 3）軸環(huán)段取32mm 4）軸承處根據(jù)角接觸軸承7205C取25mm 5）小錐齒輪處取20mm （2）軸各段長度 從左到右： 1） 由選擇的大帶輪取70mm 2） 由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定26mm 3） 由角接觸軸承確定15mm 4） 由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)確定46mm 5） 由角接觸軸承確定15mm 6） 由套筒及小錐齒輪確定42mm 4． 按彎扭合成法校核軸的強度 (1) 計算小錐齒輪的受力 水平面內(nèi)受力 Me=71.36N.m (2) 計算水平面內(nèi)彎矩，繪制水平彎矩（MH）圖 (3) 垂直面內(nèi)受力 繪制垂直面彎矩（M）圖 Me=77.89 N.m ME=100.97 N.m N.m 8 合成彎矩（M）圖 T=49.24 N.m 轉(zhuǎn)矩（T）圖 (4) 確定危險截面，校核軸的強度 E截面處受轉(zhuǎn)矩和彎矩最大 W=0.1d3 為軸的抗彎截面系數(shù)，∝取0.6 ，代入數(shù)據(jù) 則有=20.56MPa=60MPa 結(jié)論：軸的結(jié)構(gòu)滿足強度要求 5. 按安全系數(shù)法精確校核軸的強度 （1）查表可得，對于A型平鍵，軸上鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)為： （2）查表可得，45鋼的絕對尺寸系數(shù)為： （3）對于45鋼，彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下軸的平均應(yīng)力折算為應(yīng)力幅的等效系數(shù)分別為： （4）查表可得，該軸段的加工表面質(zhì)量系數(shù)： , （5）由于該軸所受彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，故 平均應(yīng)力 彎曲應(yīng)力幅 =9.75Mpa （6）由于該軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，故 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =30.48MPa 轉(zhuǎn)矩應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 =15.24MPa （7）根據(jù)上式可得，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： =5.6, =7.2 （8）可得軸的工作安全系數(shù)為： =4.42 查表，取軸疲勞強度的許用安全系數(shù)為 結(jié)論：，滿足強度要求。 D截面的強度精確校核方法與C截面相同。計算后得到D截面的工作安全系數(shù)：=5.61 結(jié)論：，滿足強度要求。 Ⅱ軸的設(shè)計計算 已知條件：軸的傳遞功率P=1.632kW，轉(zhuǎn)速n＝160r/min,兩齒輪的分度圓直徑分別為：d1＝195mm，d2＝56.25mm。 1. 選擇軸材料及熱處理方式； 由于減速器為一般用途軸，故選45鋼，調(diào)質(zhì)，查表得，；；；；； 2. 最小軸徑估算 對軸均使用扭轉(zhuǎn)強度法，根據(jù)公式 mm 可知，對于軸，P=1.632kW，n＝160r/min, C=120.故最小軸徑為dmin1=24.68mm; 經(jīng)圓整，取最小軸徑d=25mm; 3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖所示 (1)各軸段直徑的確定 從左到右： 1）最小直徑，安裝角接觸軸承7205C，確定軸徑25mm，長35mm。 2）安裝小斜齒輪確定軸徑30mm，長58mm 3）軸環(huán)段軸徑取40mm，長13mm 4）安裝大錐齒輪軸徑取30mm，長38mm 5）安裝角接觸軸承7205C，確定軸徑25mm，長42mm。 4．按彎扭合成法校核軸的強度 （1）建立力學模型 計算齒輪2、3的受力 根據(jù)大錐齒輪與小錐齒輪的作用力與反作用力的關(guān)系則有： 大錐齒輪： Ft=1281.5N, Fr=181.9N, Fa=429.1N 小圓柱斜齒輪 ： 水平面內(nèi)受力 (2)計算水平面內(nèi)彎矩，繪制水平彎矩（MH）圖 Me=158.1 N.m Mc=106.6 N.m (3)垂直面內(nèi)受力 繪制垂直面彎矩（M）圖 MC=67.3N.m ME=40.7 N.m MC=132.4 N.m ME=171.8 N.m 合成彎矩（M）圖 轉(zhuǎn)矩（T）圖 T=101 N.m (4) 確定危險截面，校核軸的強度 E截面處受轉(zhuǎn)矩和彎矩最大 C截面處雖然彎矩、轉(zhuǎn)矩不是最大，但軸徑較小 該軸的危險截面為C、E兩截面。 C截面 =38.54MPa E截面 =49.35MPa 結(jié)論：軸的結(jié)構(gòu)滿足強度要求。 5. 按安全系數(shù)法精確校核軸的強度 （1）查表可得，對于A型平鍵，軸上鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)為： （2）查表可得，45鋼的絕對尺寸系數(shù)為： （3）對于45鋼，彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下軸的平均應(yīng)力折算為應(yīng)力幅的等效系數(shù)分別為： （4）查表可得，該軸段的加工表面質(zhì)量系數(shù)： , （5）由于該軸所受彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，故 平均應(yīng)力 彎曲應(yīng)力幅 =19.36Mpa （6）由于該軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，故 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =14.24MPa 轉(zhuǎn)矩應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 =7.1MPa （7）根據(jù)上式可得，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： =3.02，=2.85 （8）可得軸的工作安全系數(shù)為： =2.10 查表，取軸疲勞強度的許用安全系數(shù)為 結(jié)論：，滿足強度要求。 D截面的強度精確校核方法與C截面相同。計算后得到D截面的工作安全系數(shù)：=2.68 結(jié)論：，滿足強度要求。 Ⅲ軸的設(shè)計計算 已知條件：軸的傳遞功率P=1.551kW，轉(zhuǎn)速n＝40r/min， 1. 軸材料及熱處理方式； 由于減速器為一般用途軸，故選45鋼，調(diào)質(zhì)，查表得，；；；；； 2. 最小軸徑估算 對軸均使用扭轉(zhuǎn)強度法，根據(jù)公式 mm 可知，對于軸，P=1.551kW, C=120,n＝40r/min .故最小軸徑為dmin1=31.58mm; 經(jīng)圓整，取最小軸徑d=32mm; 3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)如圖所示 從左到右： 1）根據(jù)角接觸軸承7207C，軸直徑35mm，長度38mm。 2)安裝大斜齒輪，軸段直徑41mm，長度53mm。 3）軸肩直徑52mm 長度10mm 4）此段用來軸承的軸向定位軸徑為41mm，長度為70mm 5）根據(jù)角接觸軸承7207C，軸直徑35mm，長度57mm。 6）軸端最小直徑，用來連接連桿機構(gòu)，軸直徑32mm,長度82mm 4．按彎扭合成法校核軸的強度 （1）計算大圓柱齒輪的受力 根據(jù)大圓柱齒輪與小圓柱齒輪的作用力與反作用力有： Ft=3607.8N, Fr=1367.96N，F(xiàn)a=1313.2N 水平面內(nèi)受力 (2)計算水平面內(nèi)彎矩，繪制水平彎矩（MH）圖 Me=131.7N.m (3)垂直面內(nèi)受力 ME1=81.9N.m N.m 繪制垂直面彎矩（M）圖 ME2=54.3N.m 合成彎矩（M）圖 ME2=102.5N.m ME1=155.1N.m T=390.9N.m 轉(zhuǎn)矩（T）圖 (4) 確定危險截面，校核軸的強度 E截面處受轉(zhuǎn)矩和彎矩最大 =16.8MPa 結(jié)論：軸的結(jié)構(gòu)滿足強度要求。 5. 按安全系數(shù)法精確校核軸的強度 （1）查表可得，對于A型平鍵，軸上鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)為： （2）查表可得，45鋼的絕對尺寸系數(shù)為： （3）對于45鋼，彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下軸的平均應(yīng)力折算為應(yīng)力幅的等效系數(shù)分別為： （4）查表可得，該軸段的加工表面質(zhì)量系數(shù)： , （5）由于該軸所受彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，故 平均應(yīng)力 彎曲應(yīng)力幅 =32.6Mpa （6）由于該軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，故 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =19.8MPa 轉(zhuǎn)矩應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 =9.9MPa （7）根據(jù)上式可得，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： =4.5, =7.6 （8）可得軸的工作安全系數(shù)為： =3.88 查表，取軸疲勞強度的許用安全系數(shù)為 結(jié)論：，滿足強度要求。 D截面的強度精確校核方法與C截面相同。計算后得到D截面的工作安全系數(shù)：=3.12 結(jié)論：，滿足強度要求。 ⑸ 軸承設(shè)計與壽命計算 Ⅰ軸的滾動軸承的設(shè)計計算與校核 已知：小錐齒輪平均分度圓直徑dm＝82.5mm,所受圓周力Ft=1281.5N,徑向力Fr=429.1N,軸向力Fa=181.9N,軸的轉(zhuǎn)速n=376r/min,工作溫度低于100oC. 解： 1. 查取7205C軸承的基本參數(shù) 由手冊得：Cr=16500N，e=0.38,X=0.44， Y=1.47; 2. 計算派生軸向力 1)計算滾動軸承的徑向支反力Fr2, Fr1 水平支反力兩軸承之間的距離為61mm，右軸承離錐齒輪的距離為35mm 得：735N 得：2017N 垂直支反力 得：166N 得：425N 合成支反力 753.5N 2061.3N 2)計算派生軸向力S1和S2 =286.33N =783.29N 3．求軸承的軸向載荷Fa1和Fa2 =468.23N=783.29N 軸承1為“壓緊”軸承, 軸承2為“放松”軸承 軸承1: =97.23N 軸承2: =783.29N 4. 計算軸承的當量動載荷P Fa1Fr1=0.12929200h(10年) Ⅱ軸的滾動軸承的設(shè)計計算與校核 已知：大錐齒輪平均分度圓直徑dm＝195mm,所受圓周力Ft1=1281.5N,徑向力Fr1=181.9N,軸向力Fa1=429.1N,軸的轉(zhuǎn)速n=160r/min,工作溫度低于100oC。小圓柱齒輪分度圓直徑為d2=56.25mm,所受切向力Ft2=3607.8N,徑向力Fr2=1367.96N，軸向力Fa2=1313.2N。 解： 1. 查取7008C軸承的基本參數(shù) 由手冊得：Cr=16500N，e=0.38,X=0.44 Y=1.47; 2. 計算派生軸向力 1)計算滾動軸承的徑向支反力Fr2, Fr1 水平支反力左軸承至第一個齒輪的距離為50mm，兩齒輪的距離為64mm，第二個齒輪離右軸承的距離為60mm. 得：2157.4N 得：2731.9N 垂直支反力 得：187N 得：1373N 合成支反力 2165.1N 3057.6N 2)計算派生軸向力S1和S2 =822.7N =1161.9N 3．求軸承的軸向載荷Fa1和Fa2 =1706.7N>1161.9N 軸承2為“壓緊”軸承, 軸承1為“放松”軸承 軸承1: Fa1=S1=822.7 軸承2:Fa2=S1+Fa=1706.7 4. 計算軸承的當量動載荷P Fa1Fr1=0.38=e Fa2Fr2=0.55>e 軸承1: P1=Fr1=2165 軸承2: P2=XFr+YFa=3854.3 5. 計算軸承的壽命 工作溫度低于1000C: ft=1 =37020h>29200h(10年) Ⅲ軸的滾動軸承的設(shè)計計算與校核 已知：大圓柱齒輪分度圓直徑d＝225mm,所受圓周力Ft=3607.8N,徑向力Fr=1367.9N,軸向力Fa=1313.2N,軸的轉(zhuǎn)速n=40r/min,工作中有中等沖擊,工作溫度低于100oC 解： 1.查取7207C軸承的基本參數(shù) 由手冊得：Cr=30500N，e=0.38,X=0.4,Y=1.47; 2.計算派生軸向力 1)計算滾動軸承的徑向支反力Fr2, Fr1 水平支反力 得：2426.3N 得：1181.5N 垂直支反力 得：1869.2N 得：782.6N 合成支反力 3186N 3697N 2)計算派生軸向力S1和S2 =1211N =1405N 3．求軸承的軸向載荷Fa1和Fa2 =3052N=1211N 軸承1為“壓緊”軸承, 軸承2為“放松”軸承 軸承1: =3052N 軸承2: =1405N 4. 計算軸承的當量動載荷P =0.38 軸承1: =5888N 軸承2: =3697N 5. 計算軸承的壽命 工作溫度低于1000C: ft=1 =40365h>29200h(10年) (6) 鍵連接的設(shè)計計算 Ⅰ軸帶輪上的鍵： 已知條件：Ⅰ軸傳遞的扭矩T=43.61Nm；軸的直徑d=20mm; 鍵的長度=63mm; 鍵的高度=6mm.;材料:45鋼; =150 MPa。 根據(jù)普通平鍵的擠壓強度條件： =23.07MPa Ⅱ軸大齒輪上的鍵： 已知條件：Ⅱ軸傳遞的扭矩T=97.41Nm；軸的直徑d=30mm; 鍵的長度=32mm; 鍵的高度=8mm.;材料:45鋼; =150 MPa。 根據(jù)普通平鍵的擠壓強度條件： =50.73MPa Ⅲ軸大齒輪上的鍵： 已知條件：鍵傳遞的扭矩T=370.39Nm；軸的直徑d=41mm; 鍵的長度=50mm; 鍵的高度=8mm.;材料:45鋼; =150 MPa。 根據(jù)普通平鍵的擠壓強度條件： =90.24MPa （六） 減速器箱體設(shè)計 減速器箱體尺寸如下表所示： 名稱 符號 尺寸關(guān)系 結(jié)果mm 機座壁厚 0.0125（d1+d2）8 8 機蓋壁厚 8 機座凸緣厚度 b 1.5 12 機蓋凸緣厚度 b1 1.5 12 機座底凸緣厚度 P 2.5 20 地腳螺釘直徑 12 地腳螺釘數(shù)目 n 查手冊 6 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75 df 12 機蓋機座連接螺栓直徑 d2 (0.5～0.6)df 8 連接螺栓d2的間距 ｌ 150～200 160 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4～0.5)df 7 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3～0.4)df 5 定位銷直徑 d (0.7～0.8) d2 7 df d1 d2 至外機壁距離 c1 20 20 df、d2之凸緣的距離 c2 18 18 軸承旁凸臺半徑 R1 9 9 凸臺高度 h 40 40 外機壁至軸承座端面距離 L1 c1+c2+(5～10) 40 內(nèi)機壁至軸承座端面距離 L2 58 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 12 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 25 機蓋、機座肋厚 m1,m2 m1＝0.85,m2＝0.85 7 軸承端蓋外徑 D2 D+(5～5.5)d3 90 10 軸承端蓋凸緣厚度 e 1.2d3 8 軸承旁連接螺栓距離 s 110 （七） 體會 通過這二十多天的課程設(shè)計，我深深體會到，要設(shè)計一個機械產(chǎn)品，哪怕機構(gòu)并不復(fù)雜，也不是一件輕松的事情，需要綜合運用學過的一切機械設(shè)計方面的知識和理論力學、材料力學、數(shù)學、工程材料等各方面的知識，綜合運用各種先進的繪圖、計算軟件，減少工作量和提高設(shè)計效率。我還深刻的體會到，機械的設(shè)計不是一項一個兩個人能完成的工作，需要團隊合作，集思廣益，充分調(diào)動大家的積極性，互相鼓勵、互相幫助、互相批評。對于一個新的機械產(chǎn)品，首先必須舍得拿出時間從總體上綜合考慮、分析，參考已有的、成熟的機構(gòu)，盡可能地考慮到一切可能出現(xiàn)的技術(shù)細節(jié)，磨刀不誤砍柴工，只有這樣做了，才能在在接下來的設(shè)計中少走彎路，提高效率。這次課程設(shè)計，我感覺工作量相當大，每天都是在加班加點地干，對我的體力和毅力是個很大的考驗，這一點上我明白了作為一個優(yōu)秀的設(shè)計人員，必須有好的身體和堅韌不拔的精神，看似枯燥無味的工作，堅持到最后就會有巨大的成就感，就會有看到產(chǎn)品成功問世的喜悅感！ （八） 參考資料 《機械制圖》 《機械原理》 《機械設(shè)計》 《機械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計》 其中：曲柄AB=56.6mm,連桿BC=80mm,擺桿CD=150mm，連桿DE=170mm 5mm =2.0625 35