粉料成型壓片機的創(chuàng)新設計.doc

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1、粉料成型壓片機的創(chuàng)新設計 機構系統(tǒng)運動方案 一、已知設計參數(shù) 1?原動機選擇三相交流異步電動機，同步轉速為 1500r/min或1000r/min。 2. 該機械系統(tǒng)要求設計為單自由度的機械。 3. 壓片機的最大阻力為 F=6000N。 4. 生產率為每分鐘壓制 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

2、慢將壓片頂出，并回復至原始位置，離型腔上表面距 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，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

3、上向運動，下沖頭緩慢將壓片頂出，并回復至原始位置。 (2)工作執(zhí)行機構分析 1 .料斗送料機構：料斗的基本運動為：向右-震動-向左-停歇 -向右，設計此運 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)往復運動。 根據以前所學的 知識，震動可以分為兩類方式實現(xiàn)：1,通過料篩自身的結構來實現(xiàn)，如在用一 段凸輪的彎曲起伏的外形來實現(xiàn)。2,可以通過外部結構來實現(xiàn)，如可以在料篩 運動到導槽處加入振蕩機構對料篩進行振動。 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)往復運動的機構有曲柄滑塊機構、 正

4、弦機構、凸輪機構等。考慮到結合震動的實現(xiàn)，選用凸輪機構實現(xiàn)料斗的運動。 料斗凸輪機構設計時最主要考慮振動階段凸輪外形的設計， 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：上沖頭的基本運動為往復運動，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實現(xiàn)，為了避免過于復雜的機構設計，增強設 計可靠性，可以考慮用一般的連桿型增力機構。 3. 下沖頭運動機構：下沖頭的基本運動為：停止-向下-向上-向下-停止，

5、顯然下沖 頭機構需要實現(xiàn)較多復雜的運動，一般的連桿機構很難實現(xiàn)，故考慮用凸輪機構 實現(xiàn)。 4. 執(zhí)行機構的組合示意圖(圖四)。 上沖頭加壓機構尺度綜合 、上沖頭加壓機構機構簡圖圖解法分析 1. 結合機構行程要求，運用模擬軟件 soildworks繪制機構圖，并確定機構尺寸。機構 確定思路主要是設計機構的兩個極限位置， 然后通過標注尺寸確定機構的詳細植村。 機 構簡圖如下圖所示（圖五） AI ■■ DL 圖五 D1D2=H 由圖可知桿0A為主動件，機構的極限位置如圖所示，顯然 該機構具有急回特性，行程速比系數(shù)為 k；80F 其中 17.11。 2. 尺寸確定

6、 根據設計要求，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，所以為滿足要求 由此確定機構各部分尺寸分別為： 0A=40mm;AB=120mm;BC=80mm;BD=212mm;0Cx=80mm;0Cy=80mm 、上沖頭機構位移、速度、加速度分析 1. 根據確定的機構尺寸，以O點建立坐標系，則 由圖可知個點坐標分別為： 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

7、-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=solve('(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

8、(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. 上沖頭機構的速度、加速度分析 驅動桿的角速度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)。

9、對位移函數(shù)以t求二次微分即可得上沖頭的加速度關系： 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，此時機構簡圖如圖十所示 C Fcb=6000N O 00 11^^ 120 一 40 ~ 忙 T - o 衛(wèi) 圖十 F=6000N此時機構桿 BC垂直，因此受力 Fcb=F=6000N桿 壓片機壓片時最大阻力 OA AB , 不受力。 傳動機構選擇設計

10、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，作用在軸上的載荷較

11、小； ?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用； ?工件時有噪聲； 根據壓片機的實際工作情況，為了實現(xiàn)各執(zhí)行機構之間的協(xié)調，要求傳動機構傳動 比精確，執(zhí)行機構轉速較低為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

12、七） 電動機的選擇 （1） 電動機類型和結構形式的選擇 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備，如機床、鼓風機、運 輸機以及農業(yè)機械和食品機械。本設計中選用 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

13、片機所需要的實際功率為 1.2kw b ）確定傳動裝置的效率 查機械設計手冊可知 彈性柱銷聯(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=0.97 V 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=0.841 c ）選擇電動機 電動機功率：P=P3/n =1.2/0.841=1.43kw 電動機同步轉速1000r/mi n 丫 系列 由相關參

14、數(shù)，查機械設計手冊選擇電動機型號為 Y100L-6 電動機額定功率P 1.5kw 電動機滿載轉速n 940rpm 電動機堵轉轉矩、額定轉矩 電動機最大轉矩、額定轉矩 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=（2?4）X（ 2?3）X（ 3?5）= 12?60 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=4 2. 動力參數(shù)計算 （1）各軸轉速 減速器輸出端轉速nw=30r/min n仁940/i

15、帶=940/3.2=294r/min n2=n1/i 錐齒輪=294/2.45=120r/min n3=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 0.94 X 0.99=1.28kw P3 =P2?n 2? n 3=1.28 X 0.99 X 0.97 =1.23kw Pw=P3 ?n 2?n 1=1.23 X0.99 X 0.99=1.20kw (3) 各軸轉矩 T仁9550P1/n仁9550X 1.37/294=44.5N? m T2=9550P2/n2=9550X 1.28/12

16、0=101.87N? m T3=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)設計與分析參數(shù)表 編號 1 功率P/kw 轉速 n/(r/mi n) 轉矩 T/(N ?m) 傳動比i 效 茨率n I軸 1.37 294 44.5 3.2 0.96 II軸 1.28 120 101.87 7.84 0.89 耐軸 1.23 30 3

17、91.55 31.4 0.86 工作軸 1.20 30 382 31.4 0.84 傳動件的設計計算 一、V帶的設計 1. 確定計算功率 根據壓片機的工況，查表 6-8,選擇KA =1.2 計算功率 Pc=KA X P=1.2X 1.5=1.8kw 2. 選擇V帶型號 根據帶輪轉速，查圖6-8可知，V帶型號為Z型。 3. 確定帶輪基準直徑d1、d2 根據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V帶標準系列直徑（表6-4），選擇d2 =

18、224mm 4. 驗證帶速 小帶輪帶速v d1n1 3.14*71*940 60*1000 60*1000 3.5m/ s v 25m/s，因此帶速合理 5. 確定中心距a和帶的基準長度L 0.7? d2) a0 2(d d2)即206.5mm a0 590mm 初定中心距a=400mm 由傳動的幾何關系可計算帶的基準長度初值 Ld0 Ld0 2a0 -(d1 d2) (d2 dl) 1277.78mm 2 4a° 查表6-3，選取相近值作為帶的基準長度 Ld =1250mm則帶的實際中心距 a a0 Ld——386mm 2 安裝時，實際中心距調節(jié)范圍為

19、 amin a 0.015Ld 367.25mm amax a 0.03Ld 423.5mm 6. 驗算小帶輪包角 1 由公式可知 1 180°-d2 d1*57.3。157.3。 a 滿足1 120°，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=1.11 Pc (Pc Po)K Kl 1.8 (0.23 0.02)0.95*1.11 6.8 由于Z型V帶最多使用2根，因此不符合要求。 故應選擇A型

20、V帶，A型V帶的計算如下： 1. Pc=1.8kW 2. A 型V帶 3. 選 d1 =90mm 則 d2 =3.2 x 由表6-4選擇d2 =280mm 4. 4.4m / s d1n1 3.14*90*940 v 60*1000 60*1000 滿足要求 5. 0.7(d1 d2) a0 2(d1 d2)即 259mm a0 740mm 選擇 a=500mm 2 Ld0 2a0 (d1 d2) (d2_d1) 1599mm 2 4a0 查表 6-3，選擇 Ld =1600mm 貝U： a a。 Ld Ld0 500mm，滿足要求 2 amin a 0

21、.015Ld 476mm amax a 0.03Ld 548mm 6. 1 180。-d2 d1 *57.3。158。，滿足要求 a 7. Po=0.79kW P0=O.11kW K =0.95 KL=0.99 Pc (P。 P°)K Kl 1.8 取V帶根數(shù)Z=3 8. 確定初拉力Fo 查表 6-2 得，q 0.10kg/m P 2 5 1 8 2 5 F0 500 c (一 1) qv2 500* (——2 113N vZ K 3*4.4 0.95 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

22、° =665.5 N 2 二、齒輪設計 (1) 高速級齒輪副 已知小錐齒輪轉速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56?62HRC 1. 按齒面接觸疲勞強度設計主要尺寸 1) 小齒輪轉矩T仁44.5N?m 2) 齒數(shù)比 u=i=2.45 3 ）齒寬系數(shù) R 0.35 4 ）載荷系數(shù)取K=2 5 ）許用應力 由圖 9-19 , Hl

23、im 1500MPa 取 SH lim 1.25 ZN ZLVRZWZX 1.0 所以 H1 一 H2 一 H limZN ZLVR ZwZx =1500*1 SH lim 1-25 1200MPa 466 u2 466\ 2.452 13 58.3mm 2R 乙u* 2 1 2*60 19* 2.47" 1 2.37,選取標準模數(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 ) arctan(19) 22

24、.01128° =22。41”，2=90°- 1=67°5919” z2 47 錐距 R m "Z, 2 z22 0.35(1 0.5*0.35) 2 2.45*1200 2 取 R=60mm 6 )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 i 2.45 2.47 0.02,巴0.8% Z2 i 2.45 ）按經驗公式選取模數(shù) .192 472 76.04mm 2 2 齒寬 b rR取 b=27mm 19 20.49 Zv1 cos 1

25、 COS22.01128 當里齒數(shù) Z/2 Z2 47 125.40 cos 2 COS67.98872 端面重合度 al arccos Zvi cos Zvi 2ha 20.49*cos 20 arccos 20.49 2*1 31.1155 a2 arccos Zv2 cos 乙2 2ha 125.40*cos 20 arccos 125.40 2*1 22.3406 Zv1 (tan a1 tana) Zv2(tan a2 tana) 20.49(tan 31.1155。tan20.) 125.40(tan 22

26、.3406。tan20.) 2*3.14 1.72 齒寬中點圓周速度 (1 0.5 R)d1n1 “ , vm R 2.46m/s 60*1000 60*1000 中點分度圓直徑 dm1 (1 0.5 R)d1 中點分度圓模數(shù) mm (1 0.5 R 2. 校核齒面接觸疲勞強度 1 )齒面接觸疲勞許用應力 由圖9-20按無限壽命查得：Zn 1 由圖9-21查得ZLrV 0.98 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，SHlim 1.25 許用應力: H1 H2 hi^ZnZlvrZwZx 1500

27、*1*0.98*1*1 SH lim 1.25 1176MPa ）吃面接觸疲勞圓周力 l 2000T1 F tm d m1 2000*44.5 47.025 1892.6N 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 189.8 MPa 查圖 9-12, ZH 2.5 4 4 172 0.87 3 ■■ 3 未修緣系數(shù)ZK 1 齒面接觸疲勞應力 bdm1U ZEZHZ ZK J —1 718.53MPa 3 ）強度校核 H

28、H1 ,滿足要求 3. 齒根彎曲疲勞強度 ）齒根彎曲疲勞許用應力 取 Yst 2 由圖 9-26，Yn 1 由表 9-9，丫聞 1，取 YRrelT 1 由圖 9-27，Yx 1 由表9-8，失效概率低于1/1000, SFlim 1.25 由圖 9-25， Flim 320MPa 許用應力 Flim Yn Y relTYRrelT Yx Yst F1 F2 Sf lim 512MPa 2 ）齒根彎曲疲勞應力 由圖 9-28，YFa1YSa1 4.0,YFa2Ysa2 4.36 由圖 9-18，丫 0.68 F1 叫嚴“丫 1

29、45.lMPa bmn F1YFa2Ysa2 YFa1YSa1 4 158.2MPa 3 )強度校核 F1 F 1 F2 F 2 滿足齒根疲勞強度要求 (2) 圓柱齒輪設計 1. 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，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，小齒輪調質，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. 設計計算。 (1) 設計準則，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

30、面接觸疲勞強度設計，由式 9-7 KT a 466(u 1)4 \ aU H 其中 由圖9-19選取材料的接觸疲勞，極限應力為 6 HLim1=720MPa 6 HLm^550MPa 6 Fum1=290MPa 6 Fum2=210MPa 齒寬系數(shù)a 0.4 載荷系數(shù)K=1.6 許用應力系數(shù) Sh min 1.1,取ZnZlvrZwZx 1.0 H lim1 ZnZ LVR ZwZx H1 SH min H lim 2ZNZLVRZWZX H2 SH min 655MPa 500MPa 因為H1 H2，故以H2帶入計算 a 466(4

31、1)3 2 172.4mm V 0.4* 4* 500 取 a=175mm (3) 按照經驗公式選擇模數(shù) (4) (5) (6) mn =(0.007 ?0.02)a=(0.007 ?0.02) 選取標準模數(shù)mn =2 計算主要幾何參數(shù) 初選 =20度 2 a cos Zi min(u 1) 傳動比誤差 i i全 Z1 X 175=1.225 ?3.5 2*175* cos20 33 2* (4 1) Z2 uz1 4*33 132 132 33 精確計算螺旋角 arccos血 Z2) d1 d2 da1 da2 2a arcco

32、s 2*(33 132) 2*175 19.46295。 mnZ1 2* 33 cos mnZ2 cos d1 d2 計算齒寬 cos19.46295。 2*132 COS19.46295。 70mm 280mm 2h；mn 70 2*1*2 74mm 2h；叫 280 b 0.4*175 計算當量齒數(shù) Z1 Zv1 3 cos 計算重合度 at1 at 2 70mm 2* 1*2 284mm 取b1 b (5~ 10) 70 5 75mm 33 cos319.46295。 arcta n(乩) cos z1 cos a

33、rccos( 39.37 tan 20 arcta n( cos19.46295 Z1 2ha 心（為） 2 Zv2 3 cos )21.10804 132 cos3 19.46295。 arccos(33*cos21^0804) 28.40654 33 2 arccos(132*cos21.10804) 23.22272 132 2 157.48

34、 zjtan 加 tanat) z2(tan at2 tanat) 2*3.14 33(tan28.40654 tan21.10804) 132(tan23.22272 tan21.10804) 1.72 bsin 75sin19.46295 3 71 mn 3.14*2 1.72 3.71 5.43 (11)計算圓周速度 d1n1 3.14* 70*120 v —— 0.44m/s 60000 60000 3. 校核齒面接觸疲勞許用應力 (1)齒面解除疲勞許用應力 應力循環(huán)次數(shù) NL1 60an,t 60*1*120*8*365*10

35、 2.1 108h Nl1 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 由表9-8，失效概率低于1/1000，SHlim 1 許用應力: H1 655.2MPa HlimZNZLVRZwZx = 720*1*0.91*1*1 SH lim 2 )齒面接觸疲勞圓周力 l 2000T1 2000*101.87 Ftm 1 門 2911N d1 70 查表 9-5， Ka 1.5 查表

36、 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 齒面接觸疲勞應力 JKaKvK K Ft（u 1） h ZeZhZ Z —— - bde 189.8 2.47 0.75 佃「25 3 ）強度校核 H 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力 2911（4 1） \ 70 70 4 取 Yst1 YsT2 428 MPa 由圖 9-26，Yn1 Yn2 1 由表 9

37、-9，丫聞1 1，取 YrelT2 0.95 取 YRrelT 1 YRrelT 2 0.95 由圖 9-27，YX1 YX2 1 由表 9-8，失效概率低于 1/1000，SFim1 SFiim2 1.25 由圖 9-25， Flim 320MPa 許用應力 F1 Flim 1YN1Y relT 1Y RrelT 1YX1 丫ST1 SF lim1 417.6MPa F2 287.3MPa F lim 2YN2Y relT 2YRrelT 2丫X 2YST2 SFlim 2 2 ）齒根彎曲疲勞應力 由圖 9-28，YFa1Ysa1

38、4.03,YFa2Ysa2 3.93 由圖 9-18，YY 0.63 F1 77 Y 1.5 1.07 1.25 1 2911 70 2 4.03 0.63 106MPa F1YFa2YSa2 YFa1YSa1 106 3.93 4.03 103MPa 3 。強度校核 F1 F 1 F2 F 2 F 2 滿足齒根疲勞強度要求 三、軸的初步設計 軸結構設計 根據減速器的結構，設計U軸結構，其他軸結構設計類似。 已知U軸轉遞功率 P=1.28kW 轉速n=120r/min，錐齒輪分度圓直徑

39、 d1=141mm圓柱齒 輪分度圓直徑d2=70mm寬度分別為b仁27mm b2=75mm (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，擬采用階梯軸結構。 (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35mm 2. 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 40mm 3. 圓柱齒輪左端采用軸肩實現(xiàn)軸向定位，軸肩高度 h= (0.07?0.1 )X 40=2.8?4.0mm 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(經查表

40、為18.3mm。 2. 考慮到齒輪端面距離減速器箱體內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39.3mm 3. 圓柱齒輪的寬75mm配合部分應該比齒寬短1?2mm取該段73mm. 4. 取錐齒輪軸向定位軸肩長度為10mm 5. 已知錐齒輪段的長取42mm 6. 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10mm 2. 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

41、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，調質。查表13-1可得： B 640MPa, s 355MPa, 1 275MPa, 1 155MPa, 1 60MPa 2。最小軸徑計算 利用扭轉強度法，根據式（13-2 ）可知: 查表 13-2 , C=124103,則 d, (103~126) d2 (103~126) d3 (103~ 126) .37 294 31.28 120 3 1.23 ,30 21.05 ~17.20(

42、mm) 27.67 ~32.74(mm) 35.52 ~43.45(mm) 經過圓整，取最小軸徑（即軸端直徑） dmin1 20mm,dmin2 35mm,dmin3 40mm 3 ）選擇軸承 根據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。 查機械設計手冊初步選定：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

43、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。根據齒輪的受力計算公式，齒輪受力大小為： Ft 2000T3 2000*391.55 2797N d 280 Ft tan n 2797* tan20 Fr t n 1080N cos cos19.46295 Fa Fttan 2797* tan19.46295 989N 2. 根據水平面內的受力簡圖，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. 根據垂直面內的受力簡圖，計算支反力并繪制彎矩圖，如圖所示。 4. 根據公式M JmH M；計算合成彎矩，并繪制彎矩圖，如圖所

44、示。 ?計算轉矩，繪制轉矩圖，該軸的轉矩 T=391.55N?m ?確定危險截面，校核軸的強度。 結合圖可以看出，C截面處受彎矩和轉矩最大，根據式（13-5）可得C截面: caC 1000 M2 ( T)2 ~W J184.932 (0.6*391.55)2 1000* 3 2- 20.56MPa 60MPa 3.14* 553 14*5.5*(55 4.5)2 32 2* 55 因此，根據彎扭合成法該軸的結構滿足強度要求 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，軸上鍵槽的應力集中系數(shù)為： K 1.81,K 1.61

45、2 ）查表13-7可得，45鋼的絕對尺寸系數(shù)為： 0.84, 0.78 3 ）對于45鋼，彎矩和扭矩作用下的軸平均應力折算為應力幅等效系數(shù)為: 0.15, 0.075 4 ）查表13-8可得，該軸的加工表面質量系數(shù): 0.92, 2 1,故 1 2 0.92 5 ）由于該軸所受彎矩彎曲應力為對稱循環(huán)變應力，故平均應力 m 0，應力幅為: a 1000Mc 3 184930 2 12.7MPa Wc 3.14 * 553 1 4 * 5.5*(55 4.5)2 32 2*55 6 ）由于該軸所受的扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，其扭轉切應力為: 1000T Wt

46、 3 391550 2 12.69MPa 3.14 * 553 1 4 * 5.5*(55 4.5)2 16 2* 55 因此，扭轉應力幅和平均應力分別為: a m - 6.35MPa 2 7）根據式（13-7 ）、式（13-8）可得，僅考慮彎曲應力和僅考慮扭轉切應力時的工作 安全系數(shù)分別為： _ 275 1.81 9.25 0.92* 0.84*12?7 °.15*。 5.35 1.61 155 m 0.92* 0.78* 12.69 0.075*6

47、.35 8）根據式（13-6）可得，軸的工作安全系數(shù)為: S咅匚嚴g 4.63 、；S2 S2 V9.252 5.352 查表13-4，取軸疲勞強度的許用安全系數(shù) S 1.5?1.8,顯然S S ,故滿足強度要求。 軸承校核 1 ）查機械設計手冊可得30210軸承的基本參數(shù): Cr 73.2kN,COr 92.0kN,e 0.42,Y 1.4,X 0.8 S2 a 2568.5 917.3N 2Y 2*1.4 Fr1 J3212 3972 510.5N Fr2 J24762 6832 2568.5N 2 ）計算派生軸向力］ S Fr1 2Y

48、 510.5 2*1.4 182.3N 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 1171.3N 4）計算軸承的當量動載荷 Fa1 F r1 182.3 510.5 0.357 e Fa2 1171.3 0.456 e Fr2 25685 所以 Fr1 510.5N XFr2 Y￡2 0.8*2568.5 1.4*1171.3 3694.6N 5）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Pr1 Pr2，故計算軸承2的壽命即可 106 ( ftCr) 60n fdF>2 106 ( 1*73200 60* 30(1.5* 3694.6 )103 3 106h 29200h 滿足要求 22 2*44.5