粉料壓片機(jī)的減速器設(shè)計(jì)【干粉壓片機(jī)】【說明書+CAD】
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機(jī)械基礎(chǔ)綜合設(shè)計(jì)說明書——BIT
機(jī)械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計(jì)說明書
設(shè)計(jì)題目：粉料壓片機(jī)
班級：
姓名:
學(xué)號：
設(shè)計(jì)題目：粉料壓片機(jī)
Ⅰ、已知數(shù)據(jù)：
1．原動機(jī)選擇三相交流異步電動機(jī)，同步轉(zhuǎn)速
為1500 r/min或1000r/min。
2．該機(jī)械系統(tǒng)要求設(shè)計(jì)為單自由度的機(jī)械。
3．壓片時(shí)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(yùn)動40次
5．模具厚度為h=50mm，料斗高度為30mm。
（設(shè)計(jì)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(shí)。
8．減速器方案為：V帶加錐、圓柱齒輪減速器
Ⅱ、設(shè)計(jì)計(jì)算
㈠ 機(jī)構(gòu)系統(tǒng)運(yùn)動方案：
㈡ 上沖頭加壓機(jī)構(gòu)尺度綜合
各桿長度設(shè)計(jì)：
㈢ 上沖頭加壓機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析
㈣ 上沖頭加壓機(jī)構(gòu)受力分析
其中一個(gè)位置上的受力分析：
（五）電機(jī)的選擇
電動機(jī)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(jī)。
電動機(jī)功率的確定
工作機(jī)所需功率Pw
由
Pw=2Fv1000kW
式中，2表示工作機(jī)有兩個(gè)沖頭；F為工作阻力，有F=6000N；v為工作機(jī)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(jī)功率Pd
由
Pd=Pwη
式中，Pw已知；η為由電動機(jī)至工作機(jī)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(jī)構(gòu)傳動效率取0.6
故 η≈0.4850 Pd=Pwη=1.979kW
電動機(jī)額定功率Ped
對于載荷比較穩(wěn)定、長期運(yùn)轉(zhuǎn)的機(jī)械，只需使所選電動機(jī)的額定功率Ped等于或稍大于所需電動機(jī)功率Pd，即Ped≥Pd就可以。因此選擇額定功率為2.2kW的電動機(jī)。
電動機(jī)轉(zhuǎn)速的確定
電動機(jī)的轉(zhuǎn)速高，磁極對數(shù)少，尺寸和質(zhì)量小，價(jià)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(jī)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(jī)。
綜上所述，初選電機(jī)如下表
方案
電動機(jī)型號
額定功率（kW）
電動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）
電動機(jī)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(jì)選擇同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)。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(jī)質(zhì)量（kg）
Y112M-6
2.2
1000
940
2.0
2.0
34
（六）、傳動系統(tǒng)的運(yùn)動參數(shù)、動力參數(shù)的計(jì)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(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)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(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)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(yùn)動條件及運(yùn)動參數(shù)分析計(jì)算
各軸的標(biāo)記如下：
0代表電動機(jī)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(yùn)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(jì)校核
已知條件：電機(jī)為Y112M-6型電動機(jī),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(jì)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(yàn)證后，選A型V帶
3. 確定帶輪基準(zhǔn)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(biāo)準(zhǔn)直徑為=224mm
4. 驗(yàn)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(zhǔn)長度
初定中心距 ,
得219.8≤≤628(mm), 初定中心距=500mm
帶的基準(zhǔn)長度初值 =1502mm
查表確定基準(zhǔn)長度=1600mm
實(shí)際中心距 =547.5mm
安裝時(shí)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(jì)
直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計(jì)（主要參照教材《機(jī)械設(shè)計(jì)（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(jī)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(jī)械設(shè)計(jì)（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(qiáng)度設(shè)計(jì)
設(shè)計(jì)計(jì)算公式：
≥
（1） 、確定公式內(nèi)的各計(jì)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(qiáng)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(jì)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(qiáng)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(jì)計(jì)算
1） 試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得
2） 計(jì)算圓周速度V
1.52m/s
3） 計(jì)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(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得
=
5）計(jì)算模數(shù)M
3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
設(shè)計(jì)公式：
m≥
（1） 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值
1） 計(jì)算載荷系數(shù) =1X1.15X1X1.875=2.16
2） 計(jì)算當(dāng)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(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
5) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.87 K=0.89
6) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，得
[]=
[]=
7) 計(jì)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(jì)計(jì)算.
（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算
取M=2.5mm
對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2. 5mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=81.7來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).
計(jì)算齒數(shù) z=32.68 取z=33 那么z=2.35×33=77.55
取z=78
4、計(jì)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(jì)（主要參照教材《機(jī)械設(shè)計(jì)（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(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度。（GB10095-88）
（2）材料選擇 由《機(jī)械設(shè)計(jì)（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(qiáng)度計(jì)算按下式設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)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(jì)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(qiáng)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(qiáng)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(jì)計(jì)算
1） 按式計(jì)算小齒輪分度圓直徑
=
2） 計(jì)算圓周速度0.445m/s
3） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)
b==53.12mm
=
4) 計(jì)算齒寬與高之比
齒高h(yuǎn)= =2.25×2.34=5.27
= =10.08
5) 計(jì)算縱向重合度 =0.318tanβ=0.318x1x22tan=1.744
6) 計(jì)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(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
=
8) 計(jì)算模數(shù)
=
3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式≥設(shè)計(jì)
（1） 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值
1） 計(jì)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(jì)算當(dāng)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(qiáng)度極限=520MPa ，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)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(jì)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(jì)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(jì)算.
（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算
1） 計(jì)算模數(shù)
對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)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(qiáng)度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=54.39來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).
2）計(jì)算齒數(shù) z==26.4 取z=27 那么z=4×27=108
4、 幾何尺寸計(jì)算
（1）計(jì)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(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑
d==56.25
d==225
（4）計(jì)算齒輪寬度
B=
圓整取
⑷ 高速軸、中間軸、輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算
Ⅰ軸的設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)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(jì)
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(qiáng)度
(1) 計(jì)算小錐齒輪的受力
水平面內(nèi)受力
Me=71.36N.m
(2) 計(jì)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(xiǎn)截面，校核軸的強(qiáng)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(qiáng)度要求
5. 按安全系數(shù)法精確校核軸的強(qiáng)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(shí)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(qiáng)度的許用安全系數(shù)為
結(jié)論：，滿足強(qiáng)度要求。
D截面的強(qiáng)度精確校核方法與C截面相同。計(jì)算后得到D截面的工作安全系數(shù)：=5.61 結(jié)論：，滿足強(qiáng)度要求。
Ⅱ軸的設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)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(jì)
軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(qiáng)度
（1）建立力學(xué)模型 計(jì)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(jì)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(xiǎn)截面，校核軸的強(qiáng)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(xiǎn)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(qiáng)度要求。
5. 按安全系數(shù)法精確校核軸的強(qiáng)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(shí)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(qiáng)度的許用安全系數(shù)為
結(jié)論：，滿足強(qiáng)度要求。
D截面的強(qiáng)度精確校核方法與C截面相同。計(jì)算后得到D截面的工作安全系數(shù)：=2.68 結(jié)論：，滿足強(qiáng)度要求。
Ⅲ軸的設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)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(jì)
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(jī)構(gòu)，軸直徑32mm,長度82mm
4．按彎扭合成法校核軸的強(qiáng)度
（1）計(jì)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(jì)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(xiǎn)截面，校核軸的強(qiáng)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(qiáng)度要求。
5. 按安全系數(shù)法精確校核軸的強(qiáng)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(shí)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(qiáng)度的許用安全系數(shù)為
結(jié)論：，滿足強(qiáng)度要求。
D截面的強(qiáng)度精確校核方法與C截面相同。計(jì)算后得到D截面的工作安全系數(shù)：=3.12 結(jié)論：，滿足強(qiáng)度要求。
⑸ 軸承設(shè)計(jì)與壽命計(jì)算
Ⅰ軸的滾動軸承的設(shè)計(jì)計(jì)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(jì)算派生軸向力
1)計(jì)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(jì)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(jì)算軸承的當(dāng)量動載荷P
Fa1Fr1=0.12929200h(10年)
Ⅱ軸的滾動軸承的設(shè)計(jì)計(jì)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(jì)算派生軸向力
1)計(jì)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(gè)齒輪的距離為50mm，兩齒輪的距離為64mm，第二個(gè)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(jì)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(jì)算軸承的當(dāng)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(jì)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(jì)計(jì)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(jì)算派生軸向力
1)計(jì)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(jì)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(jì)算軸承的當(dāng)量動載荷P
=0.38
軸承1: =5888N
軸承2: =3697N
5. 計(jì)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(jì)計(jì)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(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)度條件：
=90.24MPa
（六） 減速器箱體設(shè)計(jì)
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(jī)座壁厚
0.0125（d1+d2）8
8
機(jī)蓋壁厚
8
機(jī)座凸緣厚度
b
1.5
12
機(jī)蓋凸緣厚度
b1
1.5
12
機(jī)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(jī)蓋機(jī)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(jī)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(jī)壁至軸承座端面距離
L1
c1+c2+(5～10)
40
內(nèi)機(jī)壁至軸承座端面距離
L2
58
大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離
12
齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離
25
機(jī)蓋、機(jī)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(jì)，我深深體會到，要設(shè)計(jì)一個(gè)機(jī)械產(chǎn)品，哪怕機(jī)構(gòu)并不復(fù)雜，也不是一件輕松的事情，需要綜合運(yùn)用學(xué)過的一切機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識和理論力學(xué)、材料力學(xué)、數(shù)學(xué)、工程材料等各方面的知識，綜合運(yùn)用各種先進(jìn)的繪圖、計(jì)算軟件，減少工作量和提高設(shè)計(jì)效率。我還深刻的體會到，機(jī)械的設(shè)計(jì)不是一項(xiàng)一個(gè)兩個(gè)人能完成的工作，需要團(tuán)隊(duì)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(gè)新的機(jī)械產(chǎn)品，首先必須舍得拿出時(shí)間從總體上綜合考慮、分析，參考已有的、成熟的機(jī)構(gòu)，盡可能地考慮到一切可能出現(xiàn)的技術(shù)細(xì)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(jì)中少走彎路，提高效率。這次課程設(shè)計(jì)，我感覺工作量相當(dāng)大，每天都是在加班加點(diǎn)地干，對我的體力和毅力是個(gè)很大的考驗(yàn)，這一點(diǎn)上我明白了作為一個(gè)優(yōu)秀的設(shè)計(jì)人員，必須有好的身體和堅(jiān)韌不拔的精神，看似枯燥無味的工作，堅(jiān)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(jī)械制圖》
《機(jī)械原理》
《機(jī)械設(shè)計(jì)》
《機(jī)械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計(jì)》
其中：曲柄AB=56.6mm,連桿BC=80mm,擺桿CD=150mm，連桿DE=170mm
5mm
=2.0625
35
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