15吨压片机说明书
15吨干粉压片机
目 录
第一章 设计题目——干粉压片机···············1
第一节 工作原理及工艺动作过程··············1
一 其工艺动作的分解·························1
二 设计原始数据及设计要求···················1
第三节 功能元求解··························2
第四节 形态学矩阵···························2
第二章 执行机构的设计与计算·················2
第一节 主要执行构件的设计方案···············2
一 上冲头运动································2
二 送料机构··································4
三 下冲头运动································4
第二节 机械运动方案的选择和评定·············5
一 构件方案组合设计··························5
二 方案评定··································7
三 干粉压片机运动循环图······················7
第三节 执行机构的尺寸计算···················8
一 上冲头机构设计····························8
二 下冲头凸轮的设计··························9
(一) 凸轮基圆的确定····························9
(二) 滚子半径的确定····························9
(三) 从动件的运动规律·························10
(四) 从动件位移线图及凸轮轮廓线···············10
(五) 下冲头凸轮轮廓的确定·····················10
三 料筛凸轮轮廓的确定······················11
第四节 运动简图及运动线图·················12
一 运动简图································12
二 运动线图································13
(一) 用解析法对上冲头进行分析················13
(二) C语言编程··························13
第三章 传动系统的设计与计算················17
第一节 带式输送机传动系统方案·············18
第二节 电动机的选择························18
一 计算功率································18
二 确定传动装置的效率······················18
三 选择电动机·····························19
四 分配传动比·····························20
五 计算各轴的运动参数和动力参数···········20
(一)各轴转速 ································20
(二) 各轴功率································21
(三) 各轴转矩································21
(四) 列出各轴的运动参数和动力参数··················21
第三节 传动零件的设计计算···········21
一 带传动的设计················21
(一) 确定计算功率Pca··············21
(二) 选择V带的带型·············22
(三) 确定带轮的基准直径dd并验算带速
v······························································22
(四) 确定v带的中心距a和基准长度
······························································22 Ld·
(五) 验算小带轮上的包角1········22
(六) 计算带的根数················23
(七) 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)
min·······················································23
第四节 传动件的设计计算·················23
一 选定齿轮材料、热处理及精度······23
(一) 齿轮材料及处理方式··············23
(二) 齿轮精度························24
二 初步设计齿轮传动的主要尺寸······24
三 校核齿面接触疲劳强度·············26 第五节 低速级齿轮设计····················27
一 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数·27
二 按齿面接触强度设计 ··················28
(一) 确定公式内的各计算数值············28
(二) 计算······························28
第六节 轴的结构设计和计算··················31
一 选定轴的材料和估算轴的直径,确定轴的许用应力···················································31
二 按扭矩估算轴的最小直径并确定轴的最小直径·····················································31
三 轴的结构设计························32
(一) 高速轴的结构设计·····················32
(二) 中间轴的结构设计·····················33
四 按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度设计计算·······················································36
第四章 设计心得····························40
第五章 参考资料····························41
第一章 设计题目——干粉压片机
第一节 工作原理及工艺动作过程
干粉压片机的功用是将不加粘结剂的干粉料(如陶瓷干粉、药粉)定量送入压形置压制成 φ30 ×5 圆型片坯, 经压制成形后脱离该位置。机器的整个工作过程(送料、压 形脱离)均自动完成。该机器可以压制陶瓷圆形片坯、药剂(片)
21m m的筒形型腔,然后向左退出 45 mm 。
(二) 下冲头下沉 4mm ,以防上冲头进入型腔时把粉料扑出。
(三) 上冲头进入型腔 4mm 。
(四) 上、下冲头同时加压,各移动 8mm ,将产生压力15000N,要求保压一定时间,保压时约占整个循环时间的 1/10 。
(五) 上冲头退回,下冲头随后以稍慢速度向上运动,顶出压好的片坯。
(六) 为避免干涉,待上冲头向上移动 100mm 后,料筛向右运动推走片坯,接着料筛往复振动,继续下一个运动循环。
二 设计原始数据及设计要求
(一)精压成形制品生产率为每分钟 20件;
(二)行程速比系数 K=1.2
(三)被压工件的外形是直径为 30 mm ,厚度为 5mm 的圆形片坯
第二节 工作原理及工艺动作过程分析
顾名思义,干粉压片机就是把干粉压制成具有一定形状厚度的片坯,一般采用黑箱法进行分析,分析见下:
由题目要求,该干粉压片机要求完成的工艺动作有一下五个:
(1)、送料:为间歇直线运动
(2)、筛料:筛子往复运动
(3)、加压:下冲头先下移,上冲头再下移,然后一起加压,并保时成型
(4)、推出:下冲头上升推出成型的片坯
(5)、送成品:通过凸轮推动筛子来将成型的片坯挤到滑道
以上五个动作,加压时用上冲头和下冲头两个机构来完成的。因此干粉压片机运动方案设计重点考虑料筛机构、上下冲头加压机构的选型和设计问题。
第三节 功能元求解
根据功能的要求,进行求解,各功能元分别可以用不同的机构来实现其运动及传动要求
(1)上冲头运动A可以由移动推杆圆柱凸轮机构、曲柄导杆滑块机构、偏置曲柄
滑块机构、曲柄摇杆机构来实现 ;
(2)送料机构B可以由涡轮蜗杆机构、移动凸轮机构、偏置曲柄滑块机构来实现;
(3)下冲头运动C可以由双导杆间歇运动机构、移动凸轮机构、曲线槽导杆机构来实现。
第四节 形态学矩阵
根据上下冲头和料筛这三个执行构件动作要求和结构特点,可以选择表1——2常用的机构,即为执行机构的形态学矩阵。
表1—1执行机构的形态学矩阵
第二章 执行机构的设计与计算
第一节 主要执行构件的设计方案
一 上冲头的运动A:要实现往复直线移动,还有考虑急回特性。因此有以下方案可供选择:
方案1
说明:杆1带动杆2运动,杆2使滑块往复
运动,同时带动杆3运动,从而达到所要求
的上冲头的运动。此方案可以满足保压要求,
但是上冲头机构制作工艺复杂,磨损较大,
且需要加润滑油,工作过程中污损比较严重。
图1—2
方案2说明:凸轮旋转带动滚子运动,使杆1
与杆2运动,使上冲头上下往复运动,完全
能达到保压要求。但上冲头行程要求有
90~100mm,凸轮机构尺寸将会变得很大很笨
重。
图1
—3
方案3:
说明:此方案使用曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串接而成,结构简单、轻盈,能满足保压要求,并能够轻松达到上冲头的行程要求。
a,b图方案所示机构采用转动凸轮推动从动件,当与从动件行程末端相应的凸轮廓线采用同心圆弧廓线时,从动件在行程末端停歇。c图采用曲柄滑块机构,结构简
单,尺寸较小, 图1-4
但滑块在行程末端只作瞬间停歇,运动规律不理想。d图形曲柄摇杆机构和曲柄滑块机构串联可得到较好的运动规律。e图为蜗轮蜗杆运动机构,结构简单、承载能力大,有缓和冲击且能满足较理想的运动规律。故d、e两方案为上冲头的机构比较好。
二 送料机构B主要作用是将坯料送至加工位置,对承载能力要求低(如图1-5图1-6)。
图1-5为凸轮—连杆的机构,且获得较大的行程;图1-6为偏置的曲柄滑块机构 ,传动精度高、且制造容易;图1-6不能满足往复振动和实现间歇运动。图1-5所示机构方案可达到运动要求,能满足往复振动和实现间歇运动。
图1—5 图1-6
三 下冲头的运动C:需要较高的承受能力、且需要实现间歇运动,可靠性
好。则有以下方案(图1-7,图1-8,图1-9)可供选择:
图1—7 图1—8 图1—9
图1-7所示为两个盘形凸轮推动同一个从动件方式,可实现预定的运动规律。图1-8所示为对心直动滚子推杆盘形凸轮机构,结构简单、且能实现间歇运动,满足运动规律。图1-9所示为曲柄导杆滑块机构,可满足较高的承受能力、具有较好的增力效果且能实现间歇运动。故以上三种方案可为下冲头运动的机构。双导杆运动机构,虽然也可作为下冲头的运动实现间歇运动,但构件数目较多、结构相对较上述较复杂,不可采用为宜。
第二节 机械运动方案的选择和评定
一 构件方案组合设计
综上所述,机构系统可能运动的方案有N=3×2×3=18种。经过认真思考和讨论干粉压片机机构系统
动方案现可初步确定为以下三
案。
方案(一):
的运个方
图1—10
方案(二)
图1—11
方案(三)
图1—12
二 方案评定
通过我们组的讨论、分析和比较认为方案(一)为最优方案。
三 干粉压片机运动循环图
从上述工艺过程可以看出,由主动件到执行有三支机构系统顺序动作;画出运动传
递框图如下:
料筛
图1-13
从整个机器的角度上看,它是一种时序式组合
机构系统,所以要拟定运动循环图,应以主动件的转角为横坐标(0—360),以机构执行构件的位移为纵坐标画出位移曲线。运动循环图上的位移曲线主要着眼于运动的起迄位置,而不是其精确的运动规律。
料筛从推出片坯的位置经加料位置加料后退回最左边(起始位置)停歇。下冲头即下沉3mm。下冲头下沉完毕,上冲头可下移到型腔入口处,待上冲头到达台面下3mm处时,下冲头开始上升;对粉料两面加压,这时上、下冲头各移动8mm,然后两冲头停歇保压,保压时间约0.3s相当于主动件转36度左右。以后,上冲头先开始退出,下冲头稍后并稍慢地向上移动到台面平齐,顶出成形片坯。下冲头停歇待卸片坯时;料筛已推进到形腔上方推卸片坯。然后,下冲头下移21mm的同时,料筛振动使筛中粉料筛入形腔而进入下一个循环。
第三节 执行机构的尺寸计算
一 上冲头机构设计
设定摇杆长度:选取1.5 代入公式:
r
0.4
1cos2
2
2
sin2
得 r394mm ∴选取r390mm
∴Lr3901.5585mm
确定摇杆摆角根据右图,可知行程的计算公式为
22
L(r×sinα)r] hL[rcos
h
h100mm 图1-14
算的摆角为32°与测量出的图中摆角大小相等 ∵题设要求摆角小于60°
∴满足要求。
通过图解法求出曲柄摇杆机构中曲柄与连杆的长度如图所示,AB为曲柄, BC为连杆,DC为摇杆:
DC0是摇杆在摆角最大时的位置;
DC12是摇杆与铅垂方向夹角为2°的位置; DC3是摇杆铅垂时的位置;
由题意: ∵AC2ABBC ,AC0BCAB
∴AB97mmm BC171mm 测量出B1AB1,80,为保压角 检验曲柄存在条件
CD390mm,AB97mm, BC171mm, AD(机架)462mm 满足杆长之和定理,即AD+AB
曲柄 97㎜,曲柄连杆171㎜,摇杆390㎜,滑块连杆L=585 ㎜
二 下冲头凸轮的设计
(一) 凸轮基圆的确定
在实际设计中规定了凸轮机构压力角的许用值[],对于直动从动件通常取
[]30~40
。此处取凸轮机构最大压力角为max32。由于机械系统要求下
冲头的承载能力较大,且欲系统结构紧凑,因而凸轮机构在运动的某一个位置出现的最大压力角max[]的前提下,基圆半径尽可能小。由于下冲头为对心直动滚子推杆盘形凸轮机构。
|ds
(1)arctan
s
de
|
(e0)
r
20
e
2
(2)S18mm 结合下冲头的循环图由以上二式知可取r040mm。
则由于凸轮廓线min15mm,则取凸轮机构的最小曲率半径为min10mm。 (二) 滚子半径的确定rr
由于滚子半径rr必须小于理认轮廓线外凸部分的最小曲率半径min,因此取
rr0.8,min8mm
(三) 从动件的运动规律
为避免产生振动和冲击,且要求传动较平稳,则取从动件在推程转折处以圆弧过渡,行程为H18mm;回程以相同规律返回。 (四) 从动件位移线图及凸轮轮廓线如下
图1—15 (五) 下冲头凸轮轮廓的确定
凸轮机构的最大的优点是:只要适当地设计出凸轮的轮廓线,就可以使推杆得到各种预期的运动规律,而且机构简单紧凑。选取适当的比例尺,取为半径作圆;选取凸轮的基圆半径r040mm,偏心距e0mm,凸轮以等角速度沿逆时针方向回转,推杆的运动规律如图1-15所示。先作相应于推程的一段凸轮廓线。为此,根据反转法原理,将凸轮机构按进行反转,此时凸轮静止不动,而推杆绕凸轮顺时针转动。按顺时针方向先量出推程运动角,再按一定的分度值(凸轮精度要求高时,分度值取小些,反之可以取小些)将此运动角分成若干等份并依据推杆的运动规律算出各分点时推杆的位移值S。根据以上位移曲线结合反转法得出凸轮的轮廓曲线如下:
图1—16
三 料筛凸轮轮廓的确定
其中S为料筛的位移,设为凸轮的转角,而~S的关系如下图:
图1—17
继而可根据下冲头凸轮机构的设计方法,做出料筛凸轮的轮廓曲线如下图:
图1—18
第四节 运动简图及运动线图
一 运动简图
图1—19
二 运动线图
(一) 用解析法对上冲头进行分析 由课本P42-P43所述,(1)3148 (2)hlr[rcosl2(rsin)2] (3)vrsinw3
rsincosw3
l(rsin)
2
2
2
(4)a
rcoswrsin3
2
3
rw3cos20.5rsin2w3
l(rsin)
2
2
0.5rsin2w3(rsinw3v)
l(rsin)
2
2
图1—20
第三章 传动系统的设计与计算
第一节 带式输送机传动系统方案(如下图所示)
4联轴器
1
2
3
电动机
图1—21
第二节 电动机的选择
一 计算功率
单个周期的时间:T
60n1
6020
3s
冲压阶段的压力变化近似地与距离成线性关系。压制阶段单组冲头一个周期内所做的功为:
W
12F
y1h2
2
12
15000
WT
(215)10
2
1203
3
2120J
单组冲头的平均功率:P平
W40W
考虑到运动副摩擦和料筛运动所需的功率,实际所需功率约为平均功率的两倍。 ∴P总2P平80W
减速器输入功率:Pa50P总5080W4kw ∴干粉压片机所需总功率Pa4kw
二 确定传动装置的效率η
查表得:皮带传动效率00.96 一对轴承的效率 10.98
一对圆柱斜齿轮传动的效率20.98 弹性柱销联轴器的效率30.99
∴故总的传动装置的效率为0122230.960.9820.9830.990.86
三 选择电动机
电
动
机
所
需
功
率
Pd
P总
40.86
kw4.65kw
取V带传动的传动比i1'24,二级圆柱齿轮减速器传动比i2'840则总传动比合理范围为ia'16160
'
'
,故电动机转速的可选范围为
符合这一范围的同步转速有750,、
idian(16160)20(32032000)r/min
1000、1500r/min。根据容量和转速,由相关手册查出有四种适用的电动机型号,因此有四种传动比方案,如下表: 表1—2
综合考虑电动机和传动装置的尺寸和带传动、减速器的传动比,可见3方案比较合适,因此可选定电动机型号为Y132S2-6,其主要性能如下表:
表1-3
四 分配传动比
实际总传动比 ia
n额定n1
96020
48
取带传动比 i03.4
对于减速器内的两对齿轮的传动比 减速起的总传动比为i
483.4
14.12
对展开式二级圆柱斜齿轮减速器可查《机械设计课程设计指导书》中的图12得i14.5(为一对斜齿轮传动比),i23.14(为一对直齿轮传动比)
五 计算各轴的运动参数和动力参数
未进行传动件的设计计算,要推算出各轴的转速和转矩(或功率)。如将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴、轴......
i0,i1,...为相邻两轴间的传动比;
01,12,...为相邻两周间的传动效率;
; P,P,...为个轴的输入功率(kw)
T
,T,...为个轴的输入转矩(N.m);
。 n,n,...为个轴的转速(r/min)
则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算,得到各轴的运动和动力参数如下: (一) 各轴转速 n1
nmi0ni1
9603.4
r/min282.35r/min
n
282.354.562.753.14
r/min62.75r/min
n
ni2
r/min19.98r/min
(2019.98)
20
0.0010.05
故符合实际要求 (二) 各轴功率
PPd01kwPd0kw4.65kw0.964.46kw
PP12kwP12kw4.46kw0.980.984.29kw
PP23kwP12kw4.29kw0.980.984.12kwPP34kwP13kw4.12kw0.980.993.99kw
(三) 各轴转矩
Td
9550Pd
nm
Nm
95504.65
960
Nm46.26Nm
TTdi0
01
Tdi0046.263.40.96Nm150.99Nm
TT1i112Ti112150.994.50.980.98Nm652.55Nm
TT
Ti2
23
Ti212652.553.140.980.98Nm1967.87Nm
T
34T131967.870.980.99Nm1909.23Nm
(四) 列出各轴的运动参数和动力参数
第三节 传动零件的设计计算
一 带传动的设计
(一) 确定计算功率Pca
∵本组机器属于软启动且为三班制且载荷变动不大由表8-7 可查得:KA1.3
∴PcaKAP1.34.65kw6.045kw (二) 选择V带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用A型。
(三) 确定带轮的基准直径dd并验算带速v
(1)初选小带轮的基准直径dd。由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径
1
dd1100mm
v
按式(8-13)验算带的速度
(2)验算带速
V
ddn1
1
601000
100960
601000
m/s5.024m/s
∵5m/s
(3)计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮的基准直径dd
2
dd2id
d1
3.4100mm340mm
(四) 确定v带的中心距a和基准长度Ld
(1)根据式(8-20)0.7(dddd)a02(dddd)初定中心距a0500mm
1
2
1
2
(2)由式(8-22)计算带所需的基准长度
Ld02a0
(dd1dd2)
(dd2dd1)
4a0
2
2
=[2500
2
(100340)
(340100)4500
]mm1716mm
由表8-2选带的基准长度Ld1800mm (3)按室(8-23)计算实际中心距a
aa0
LdLd0
2
(500
18001716
2
)mm542mm
中心距的变化范围为443-515mm。 (五) 验算小带轮上的包角1
1180(dddd1)
2
57.3a
180(340100)
57.3542
15590
(六) 计算带的根数 (1)计算单根V带的额定功率pr
由dd100和n1960r/min,查表8-4a得p00.958kw
1
根据n1960r/min,i3.4和A型带,查表8-4b得p00.11kw 查表8-5得K0.93,表8-2得KL1.01,于是
Pr(p0p0)KKL(0.9580.11)0.931.01kw1.003kw
(2)计算V带的根数z。
z
pcapr
6.0451.003
6.027
取7根。
(七) 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 由表8-3得A型带的单位长度质量q0.1kg/m,所以
(F0)min500
(2.5K)Pca
Kzv
qv
2
[500
(2.50.93)6.0450.9375.024
0.15.024]N147.6N
2
应使带的实际初拉力:F0(F0)min147.6N (八) 计算压轴力Fp 压轴力的最小值为:
(Fp)min2z(F0)minsin
12
27147.6sin
1552
N2017.42N
第四节 传动件的设计计算
一 选定齿轮材料、热处理及精度
(高速级传动件的设计计算引用图表均来至《机械设计》吴克坚版)
考虑此减速器的功率及及现场安装的限制,故第一对大小齿轮均选用软齿面渐开线斜齿轮。
(一) 齿轮材料及处理方式
大小齿轮材料为40Cr,经调质处理齿面硬度为241~286HBS,根据图9.55、9.58取Hlim1Hlim2800Mpa,Flim1Flim1300Mpa. (二) 齿轮精度
按GB/T 10095——1988,7级,齿面粗糙度Ra=0.8um,齿根喷丸强化,装配后齿面接触率为70%。
二 初步设计齿轮传动的主要尺寸
(1)计算小齿轮传递的转矩
T19.5510
6
p1n1
9.5510
6
4.65282.35
Nmm157278.2Nmm
(2)确定齿数z
取z123,.z2z14.5103.5此处取z2103 传动比误差 i
z2z1
10321
4.478
,
(4.54.478)
4.5
0.489%
(3)初选齿宽系数d
按非对称布置,由表9.16查的d=0.6. (4)初选螺旋角 初定螺旋角12 (5)载荷系数K
使用载荷系数KA 可有表9.11查得KA=1.10;
动载荷系数KV 估计齿轮圆周速度v= 5m/s,则由图9.44查得KV=1.15 齿向载荷分布系数 KF 预估齿宽b=40 mm,由表9.13查得KH1.129,初取
bh
6,再由图9.46
查得 KF= 1.11;
齿间载荷分配系数KF 由表9.12查得KFKH1.1;
齿向载荷分布系数K KKAKVKFKF1.101.151.11.111.54 (6)齿面系数YFa和应力修正系数YSa
当量齿数zv1z1/cos323/cos31224.58;
zv2z2/cos103/cos12110.06
3
3
由图9.53查得YFa12.80,YFa22.19;由图9.54查得YSa11.57,YSa21.80。 (7)重合度系数Y 端
面
重
合
度
近
似
为 : :
1111
cos1.883.2a1.883.2cos121.67
23103z1z2
tarctan(tann/cos)arctan(tan20/cos12)20.41031
barctan(tancost)arctan(tan12cos20.41031)11.26652
因ava/cos2b,则重合度系数为; Y0.25
0.75cosb
2
a
0.25
0.75cos11.26652
1.67
2
0.682
(8)螺旋角系数Y 轴向重合度 :
bsin
dz1
mn
tan
0.623
12
tan12
0.934
Y1(9)许用弯曲应力
120
10.934
120
0.907
安全系数由表9.15查得SF1.25(按1%失效概率考虑)
小齿轮的应力循环次数 :N160nkth60282.35110300381.22109 大齿轮的应力循环次数:: N2N1/i1.22109/4.52.71108 由图9.59查得寿命系数: YN10.84,YN20.92; 实验齿轮应力修正系数: YST2.0; 由图9.60预取尺寸系数: Yx1.0; 许用弯曲应力:
FP1
FlimYN1YSTYx
SF
3000.842.01.0
1.25
3000.922.01.0
1.25
MPa403.2MPa
FP2
FlimYN2YSTYx
SF
MPa441.6MPa
比较
YFa1YSa1
2.781.57
430
0.010150,
YFa2YSa2
FP1
2.211.80
440
0.009041
FP2
取
YFaYSa
FP
YFa1YSa1
FP1
0.010150
(10)计算模数
mn
3
2KT1YFaYSa
dz1
2
FP
YYcos
2
21.54157278.2
0.623
2
0.0101500.6820.907cos12
2
2.093mm
按表9.3圆整模数,取mn3mm (11)初算主要尺寸
初算中心距: amn(z1z2)/2cos3(23103)/(2cos12)193.22mm, 取a194mm。 修正螺旋角: arccos
mn(z1z2)
2a
arccos
3(23103)2194
13.04
分度圆直径: d1mnz1/cos323/cos13.0470.826mm
d2mnz2/cos3103/cos13.04317.179mm
齿宽: bdd10.670.82642.50mm ,取b148mm,b243mm。 齿宽系数 db2/d143/70.8260.607
三 校核齿面接触疲劳强度
(1)确定载荷系数K
载荷系数:KA1.10、KV1.15、KH1.129、KHKF= 1.1
K=KAKVKHKH1.101.151.11.171.571
(2)确定各系数
材料弹性系数ZE 由表9.14查得ZE189.8MPa 节点区域系数ZH 由图9.48查得ZH=2.45 重合度系数Z 由图9.49查得Z=0.78
螺旋角系数Z Zcoscos13.530.986 (3)许用接触应力
试验齿轮的齿面接触疲劳强度 :Hlim1Hlim2700Mpa
寿命系数ZN 由图9.56查得ZN10.90,ZN20.94,工作硬化系数Zw1.2 尺寸系数Zx 由图9.57查得Zx=1,安全系数由表9.15查得SH1.05 则许用接触应力
HP1
HlimZN1ZwZx
SH
8000.901.21
1.05
MPa822.86MPa
HP2
HlimZN2ZwZx
SH
8000.941.21
1.05
MPa859.43MPa
取HPHP2822.86MPa。 (4)校核齿面接触强度
HZEZHZZ
KFtbd1
u1u
1.571
189.82.450.780.986783.47MPa822.86MPa
2157278.2
4.47814.478
59.682
35.8159.682
故满足齿面接触强度。
第五节 低速级齿轮设计
(有关图表参考濮良贵,纪名刚.机械设计.8版.北京:高等教育出版社,2006.)
一 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)按图1—21所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。
(2)运输机为一般工作机器,速度不高,故初选7级精度(GB10095-88)。 (3)材料选择。由表10-1选故小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度为241-286HBS
(4)选小齿轮齿数z121,z23.14z13.142165.94取z266。
二 按齿面接触强度设计
10-9a进行试算,即
d12.32KtT1u1ZE2
()du[H]
(一) 确定公式内的各计算数值 (1)试选载荷系数Kt=1.3; (2)计算小齿轮传递的转矩
T19.5510
6
P1n1
9.5510
6
3.1462.75
4.7810Nmm
5
(3)由表10-7选取齿宽系数φd=1;
(4)由表10-6查得材料的弹性影响系数 zE189.8MPa ; (5)由图10-21d按齿面硬度查得大、小齿轮得接触疲劳强度极限
Hlim1
600MPa,
Hlim1
550MPa,;
(6)计算应力循环次数
N160nkth6062.751(3830010)2.7110
8
N2
N1u
2.71103.14
8
8.6310
7
(7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN10.95,KHN20.99; (8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S1,得
[H]1[H]2
KK
HN1
Hlim1
S
HN2
0.95800MPa760MPa0.99800MPa792MPa
S
Hlim2
取H760MPa (二) 计算
(1)试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小的值
d1t2.32
KtT1u1ZE21.34.78103.141189.82
()2.323()86mmdu[H]13.14760
5
(2)计算圆周速度v
vd1tn18662.750.282m/s
601000601000
(3)计算齿宽b
bdd1t18686mm
(4)计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt
bh
869.225
d1t
z12125 mt 2.254.109.225mm齿高 h 2.
86
4.10mm
9.32
(5)计算载荷系数
根据V0.282m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数KV1.02 假设Ft/b
由表10-4用插值法得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,
由
h
9
.(6)得
(7)计算模数m
m
d1z1
97.9921
4.67mm
(三) 按齿根弯曲强度设计
m
2KT1YFaYSa()2
dz1[F]
1.确定公式内的各计算数值
(1)由图10-20c查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1500MPa,
FE2
380MPa
(2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KHN10.85,KHN20.88 (3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4,得
[F]1[F]2
KFN1FE1
SKFN2FE2
S
0.85500
1.40.88380
1.4
303.57MPa238.86MPa
(4)计算载荷系数K KKAKvKFKF11.021.21.351.652(5)查取齿形系数 由表10-5查得YFa12.76,YFa22.26 可查得 YSa11.56,YSa21.74。
2.设计计算
故大齿轮的数值大。
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得得模数3.703,并就近圆整为标准值m4mm按接触强度算得的分度圆直径,由z1=d1/m。算出小齿轮齿数z1
d1m97.994
25。大齿轮
齿数 z23.142578.5取z280。这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。 3.几何尺寸计算 1)计算分度圆直径
d1z1m254mm100mm
d2z2m804mm320mm 2)计算中心距
a
d1d2
2
100320
2
210mm
4.计算齿轮宽度 bdd11100mm100mm 取B2100mm,B1105mm
5.结构设计及绘制齿轮零件图(从略)
第六节 轴的结构设计和计算
轴是组成机械的主要零件,它支撑其他回转件并传递转矩,同时它又通过轴承和机架连接。所有轴上零件都围绕轴心做回转运动,形成一个以轴为基准的组合体—轴系部件。
一 选定轴的材料和估算轴的直径,确定轴的许用应力
根据工作条件,初选轴的材料为45钢,均为调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算,即:dminA3Pn。初算轴径时,若最小轴段处开有键槽,还要
考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时,d增大5%~7%;当有两个键槽时,d增大10%~15%。A值由机械设计 吴克坚 于晓红 钱瑞明主编 高等教育出版社表19.3确定A(103,126)由表19.1查得其强度值:
S360MPa,B650MPa,-1270MPa-1155MPa,[-1](180207)MPa
二 按扭矩估算轴的最小直径并确定轴的最小直径
(1)高速轴:d1'minAP1n1
(103126)3
4.46282.35
mm(25.84331.613)mm
因高速轴最小直径处要安装大带轮,设有一个键槽,则:
d1mind1min17%31.61317%mm33.83mm
'
最后取整为:d1min35mm (2)中间轴: d2'minA3
P2n2
(103126)4.2962.75
mm(42.11751.521)mm
因轴有两个键槽,则:d2mind2'min115%51.521115%mm59.249mm 因最小轴径处要安装轴承,故取为标准值,即:d2min60mm (3)低速轴:d2'minAP3n3
(103126)4.1219.98
mm(60.85274.441)mm
因低速轴最小轴径处要安装联轴器,设有一个键槽, 则:d3mind3'min17%74.44117%mm79.652mm 因联轴器为标准值,故取为:d3min80mm
三 轴的结构设计
(一) 高速轴的结构设计
高速轴的结构设计如下图所示。
图1—22 高速轴的结构设计
1) 各轴段直径的确定
d11:最小直径,安装大带轮的外伸轴段,故: d11dmin35mm
密封处轴段,根据大带轮的轴向定位要求,定位高度h0.07~0.1d11,d12:
以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封),故: d1240mm
d13
:滚动轴承处轴段,d1345mm,选取的轴承型号为7209AC,其尺寸为:
dDB45mm85mm19mm
d14:过渡轴段,由于各级齿轮的线速度均小于2m/s,滚动轴承拟采用脂润滑,
考虑挡油盘的轴向定位:
d1450mm
d15d16
:轴环直径 d1566mm。
:齿轮处轴段,考虑齿轮的结构尺寸,采用齿轮和轴的连体设计。即:
d1676.826mm
d17d18
:同d15,即: d17d1566mm
:轴承处轴段,同d13,即d18d1345mm
2) 各轴段长度的确定
l11:由大带轮的毂孔B(z1)e2f(71)1529108mm确定,
故取:l11105mm
l12:由箱体结构,轴承端盖,装配关系确定, l1245mm
l13:由滚动轴承及装配关系确定:l13(19312)34mm
l14:过渡轴段由箱体的装配关系确定l14104.5mm。
l15:轴环长度l158mm
。
(由齿轮轮毂宽度B决定)。
l16:齿轮处长度l1648mm
l17:同l15,即:l17l158mml18:轴承处段,同l13
,即:l18(3.51912)mm34.5mm
(二) 中间轴的结构设计
中间轴的结构设计如下图所示。
图1—23 中间轴的结构设计
(1) 各轴段直径的确定。
d21:最小直径处,取角接触球轴承7209AC,其尺寸为:
dDB45mm85mm19mm
, d21d2min60mm
d22:齿轮处轴段直径,考虑到齿轮的安装和拆卸方便,
齿轮的孔径应略大于通过的轴径,故:d22d小70mm
d23:轴环直径d2386mm
(齿轮用轴肩定位,根据轴颈d2270mm,轴环高度:
),取h8mm
,故轴环直径为:
h0.07~0.1d224.9~7mm
d237082mm86mm
d24:齿轮处轴段直径,考虑到齿轮的安装和拆卸方便以及从整体考虑:
d24d2270mm
d25
:结构设计同d21,即:d25d21d2min60mm
(2) 各轴段长度的确定
l21
:l2148mm
,由所选轴承、滚筒等确定,即:
l212.51917.253.25mm42mm
l22:l22102.5mm,由低速级小齿轮轮毂宽度决定,即:
l221052.5mm102.5mm
l23
:轴环长度:l2310mm
l24:l2440.5mm,由高速级大齿轮轮毂宽度决定,即:
l24432.5mm40.5mm
l25
:结构设计同l21,即l25l2142mm。
(三) 低速轴的结构设计
低速轴的结构设计如下图所示:
图1—24 低速轴的结构设计
1) 各轴段直径的确定
d31:d3180mm
,滚动轴承处轴段,拟选定轴承型号
为6216,其尺寸为:
dDB80mm140mm26mm
d32:齿轮处轴段,考虑齿轮的结构尺寸和装拆方便,齿轮的孔径大于所通过的
轴径,取:d3290mm
轴环直径d33110mm(齿轮用轴肩定位,根据轴颈d3290mmd33:
h0.07~0.1d326.3~9mmd33907.52mm110mm
,轴环高度:
),取h10mm。
,故轴环直径为:
d34:过渡轴段,由于各级齿轮的线速度均较小,滚动轴承拟采用脂润滑,考虑
挡油盘的轴向定位,以及保持整体协调,取:d3490mm
d35:结构设计同d31
,即:d35d3180mm
d36:根据箱体的整体结构,取:d3675mmd37
:最小轴径处安装联轴器,根据所选联轴器的标准,取d3770mm。
2) 各轴段长度的确定
l31:l3157mm
,由所选轴承、滚筒等确定,即:
l312.526253.5mm57mm
l32
:l3297.5mm,由低速级大齿轮轮毂宽度决定,即:
l321002.5mm97.5mml33l34l35l36l37
:轴环长度,l3313mm
:过渡轴段由箱体的装配关系确定,即:l3415mm :l3548.5mm,即: l35253.526mm54.5mm :l3645mm,由箱体整体决定。
:由联轴器的标准值确定:拟选用HL6弹性柱销联轴器,孔径75mm,孔
长107mm。取:l3775mm
四 按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度设计计算
(1) 轴的力学模型的建立
轴上力的作用点位置和支点跨距的确定支点跨距:l238mm 低速级齿轮的作用点C到左支点A的距离为: l1lAC79.25mm 两齿轮的力作用点即从C到D之间的距离为: l2lCD84mm 高速级齿轮的作用点D到右支点B的距离为: l3lDB50.75mm (2) 绘制轴的力学模型图,如图a~g
图1—25轴的力学模型及转矩、弯矩图
(a)力学模型图(b)V面力学模型图(c)V面弯矩图(d)H面力学模型图
(e)H面弯矩图(f)合成弯矩图(g)转矩图
(3) 计算轴上的作用力,如图a
齿轮2: Ft2Ft1
tanncos
2T1d1
2157278.270.826mm
N4441.3N
Fr2Fr1Ft1
4441.3
tan20
cos13.04
N1659.3N
Fa2Fa1Ft1tan4441.3tan13.04N1028.6N
齿轮3:
Ft3
2T3d3
24.7810
100
5
N9560N
Fr3Fr1Ft3tann9560tan20N3479.6N
(4) 计算支反力
1) 垂直面支反力(XZ平面),如图b 由绕支点B的力矩和MAV0,得:
FRAVl1l2l3Fr2l3Fa2
d22
Fr3l2l30
Fr3(l2l3)Fr2l3Fa2
FRAV
l1l2l3
d2317.179
3479.6(8450.75)1659.350.751028.6
1035.35N
79.258450.75
方向向上。
同理: FRBV784.952N,方向向下。 由轴上的合力距FV0,校核:
FRBVFRAVFr2Fr3784.9521035.351659.33479.6N0.002N0N
计算无误。
2) 水平面支反力(XY平面)见图c 由绕支点B的力矩和MBH0,得:
FRAHl1l2l3Ft2l3Ft3l2l30
FRAH
Ft3(l2l3)Ft2l3
l1l2l3
9560(8450.75)4441.350.75
79.258450.75
7484.6N
方向向上。
同理:FRBH6516.703N,方向向上。 由轴上的合力距FH0,校核:
Ft2Ft3FRAHFRBH
4441.395607484.66516.703N0.003N0N
计算无误。
3) A点的总支反力:
FRA
FRAVFRAH
2
2
.357484.6N7555.9N
22
B点的总支反力:
FRB
FRBVFRBH
2
2
784.952
2
6516.703N6563.8N
2
(5) 绘制转矩、弯矩图 1) 垂直面内的弯矩图,见图d
C处弯矩:MCV左FRAVl11035.3579.25Nmm82051.5Nmm,
D处弯矩:
M
DV左
FRBVl3Fa2
d22
784.95250.751028.6
317.179
2
Nmm202961.5Nmm
MDV右FRBVl3784.95250.75Nmm39836.3Nmm
2) 水平面内的弯矩图,见图e
C处弯矩:MD处弯矩:M
CH
FRAHl17484.679.25Nmm-593154.6N
mm
DH
FRBHl36516.70350.75Nmm330722.7Nmm
3) 合成弯矩图,见图f
C处:
MC左
MC左MCH
2
2
82051.5593154.6Nmm598802.8Nmm
22
2222
MCH82051.5593154.6Nmm598802.8Nmm MC右MCV右
D处:
MD左
MDV左MDHMDV右MDH
2
2
2
2
202961.5330722.7Nmm388034.6Nmm 39836.3330722.7Nmm333113.2Nmm
2
2
22
MD右
4) 绘制弯矩图,见图g
T31967866.3Nmm
5) 当量弯矩图,见图h
因为是单向回转轴,所以扭转切应力视为脉动循环变应力,折算系数
0.6。
T30.61967866.3Nmm1180719.8Nmm
C处:
左Mc左598802.8NmmMC右MC
M
2
C右
T3
2
598802.81180719.8Nmm1323882.2Nmm
22
D处:
左(1) MD
MD左T3
2
2
333113.21180719.8Nmm1365147.8Nmm
22
右MD右333113.2Nmm (2) MD
2. 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面的强度。因为:
右1365147.8NmmMC
所以:C右
右MCW
右MC0.1d
3
1365147.80.170
3
MPa39.8MPa
校核结果:C右39.8MPa1180MPa 故强度足够。
第四章 设计心得
机械设计课程设计是机械课程当中的一个重要环节,通过这三周的课程设计使我在各个方面得到了锻炼,同时也使我对机械设计有了更深刻的认识。
由于这次课程设计的任务量比较大,再加上所涉及的知识较多,所以做起来很棘手,但是通过我们三个人的共同努力,最终克服了在设计过程中所遇到的各种困难。虽然这次的课程设计不尽完美,但是它确实是我们几个人共同努力的结果。通过这次课程设计,还使我学到了另外的东西,比如在设计过程中的团队精神,在设计过程中要有恒心,要有耐心,还有就是在设计过程中发现教材中的个别错误。做设计的艰难过程提高了我综合应用机械设计及其他课程的理论知识的能力。我想这次课程设计对我以后的毕业设计和将来工作以后做设计会有很大的帮助的。在者,通过这次课程设计让我明白了无论做什么事情都不能操之过急,不然只会适得其反,做什么事情都需要脚踏实地,不劳而获是不可能的的,而且没有什么所谓的捷径。我想只有通过自己的努力获得的东西才是自己的东西,才能不枉费自己的所付出努力。只有把真本领学懂了才算是一名合格的学生,同时也让我明白了作为一个设计工作者的艰辛。
再此,真诚的感谢那些在课程设计过程中给予我技术指导的老师和同学!谢谢!
陈祥俊
2012年06月20号