壓片成形機(jī)的設(shè)計(jì)（全套含CAD圖紙）

壓片成形機(jī)的設(shè)計(jì)（全套含CAD圖紙）,壓片,成形,設(shè)計(jì),全套,CAD,圖紙 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 壓片成形機(jī)的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)說明書 學(xué)生姓名 學(xué) 號(hào) 所屬學(xué)院 機(jī)械電氣化工程學(xué)院 專 業(yè) 農(nóng)業(yè)機(jī)械化及其自動(dòng)化 班 級(jí) 12-1 指導(dǎo)教師 日 期 教務(wù)處制 前 言 隨著生產(chǎn)規(guī)模與應(yīng)用范圍不斷擴(kuò)大，單沖式壓片機(jī)越來越被大家所了解與使用，同時(shí)人們也提出了許多新的性能要求。單沖式壓片機(jī)存在的缺陷制約了其應(yīng)用范圍的進(jìn)一步擴(kuò)大，無法滿足一些特殊生產(chǎn)的需求，因此必須對現(xiàn)有單沖式壓片機(jī)的性能進(jìn)行改進(jìn)，使之適應(yīng)新時(shí)代生產(chǎn)的需求。 單沖式壓片機(jī)的結(jié)構(gòu)中應(yīng)用了曲柄滑塊機(jī)構(gòu)與凸輪機(jī)構(gòu)，進(jìn)行力與動(dòng)力的傳遞。曲柄主軸旋轉(zhuǎn)一周，壓片機(jī)依次完成充填、壓片和出片的工作循環(huán)。曲柄滑塊機(jī)構(gòu)控制著上沖模的上下運(yùn)行，并在壓片時(shí)提供主要壓力；凸輪機(jī)構(gòu)控制著加料斗與下沖的運(yùn)動(dòng)，完成送料與出片運(yùn)動(dòng)。。單沖式并不一定只有一副沖模工作，也可以有兩副或更多，但多副沖模同時(shí)沖壓，由此引起機(jī)構(gòu)的穩(wěn)定性及可靠性要求嚴(yán)格，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，不多采用。單沖壓片機(jī)是間歇式生產(chǎn)，間歇加料，間歇出片，生產(chǎn)效率較低，適用于試驗(yàn)室和大尺寸片劑生產(chǎn)。 壓片機(jī)在現(xiàn)代生活中應(yīng)用比較廣泛，其中以制藥行業(yè)最為突出。本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是對單沖壓片成形機(jī)進(jìn)行了研究和設(shè)計(jì)。在本次的對壓片機(jī)構(gòu)造和運(yùn)動(dòng)進(jìn)行了分析。在這次的畢業(yè)設(shè)計(jì)中得到了指導(dǎo)教師的精心批評和糾正，并對壓片機(jī)中不是很合理的地方進(jìn)行了修改和設(shè)計(jì)。 符 號(hào) 表 滿載轉(zhuǎn)數(shù) p 功率 kw 齒輪分度圓直徑 mm T 轉(zhuǎn)矩 N/m z 齒數(shù) η 效率 i 傳動(dòng)比 N 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) m 模數(shù) mm a 中心距 mm h 齒高 mm b 齒輪寬度 mm 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPa 圓周力 N 徑向力 N M 彎矩 N/mm 計(jì)算應(yīng)力 MPa 軸承壽命 h v 速度 m/s 帶基準(zhǔn)長度 mm 小帶輪包角 。 Z V帶根數(shù) 壓軸力 N 張緊力 N 鏈節(jié)數(shù) 計(jì)算功率 kw 輪槽角 。 K 載荷系數(shù) W 抗彎截面系數(shù) mm3 抗扭截面系數(shù) mm3 目 錄 1 壓片機(jī)總體設(shè)計(jì) 6 1.1設(shè)計(jì)題目分析 6 1.1.1給定數(shù)據(jù) 6 1.1.2總功能分析 6 1.2工作原理 6 1.3機(jī)械運(yùn)動(dòng)方案及機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 8 1.3.1擬訂執(zhí)行構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)形式 8 1.3.2擬訂運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖 8 1.3.3確定主加壓機(jī)構(gòu)方案 8 1.3.4評選機(jī)構(gòu)方案 10 2 沖壓機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 12 3 凸輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 15 3.1凸輪輪廓曲線設(shè)計(jì) 15 3.1.1利用作圖法設(shè)計(jì)凸輪廓 15 4 減速器的設(shè)計(jì) 19 4.1減速器測繪與結(jié)構(gòu)分析 19 4.1.1分析傳動(dòng)系統(tǒng)的工作情況 19 4.2傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)分析計(jì)算 19 4.2.1確定電機(jī)型號(hào) 19 4.2.2計(jì)算傳動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比和效率： 20 4.2.3計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速功率和轉(zhuǎn)矩 20 4.2.4高速軸上的齒輪設(shè)計(jì) 20 4.2.5低速軸上的齒輪設(shè)計(jì) 23 4.3軸的設(shè)計(jì) 24 4.3.1軸的最小直徑的確定 25 4.3.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 25 4.3.3軸的載荷 25 4.4軸的校核 25 4.4.1齒輪的力分析計(jì)算 26 4.4.2支座反力分析 26 4.4.3當(dāng)量彎矩 26 4.4.4校核強(qiáng)度 26 4.4.5結(jié)論 27 5 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 28 5.1 傳動(dòng)帶的設(shè)計(jì) 28 5.1.1 確定計(jì)算功率，選擇V帶型號(hào) 28 5.1.2 選擇帶輪的基準(zhǔn)直徑和驗(yàn)算帶數(shù) 28 5.1.3 確定中心距a和v帶的基準(zhǔn)長度 29 5.2 帶輪的設(shè)計(jì) 29 6 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 30 6.1滾子鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 30 6.2鏈傳動(dòng)的布置、張緊和潤滑 31 6.2.1鏈傳動(dòng)的布置 31 6.2.2鏈傳動(dòng)的張緊 31 6.2.3鏈傳動(dòng)的潤滑 31 6.3鏈輪的結(jié)構(gòu)和材料 32 7 經(jīng)濟(jì)技術(shù)性分析 33 結(jié)束語 34 致 謝 35 參考文獻(xiàn) 36 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 1 壓片成形機(jī)總體設(shè)計(jì) 1.1設(shè)計(jì)題目分析 1.1.1給定數(shù)據(jù) 沖頭壓力： 1 5噸(150000N)； 生產(chǎn)率： 每分鐘2 5片； 機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)不均勻系數(shù)： 1 0％； 驅(qū)動(dòng)電機(jī)： 2.8 kw， 1410 r／min。 片劑規(guī)格： 直徑40mm, 厚度5mm 1.1.2總功能分析 總功能分析 根據(jù)題目要求，要最終將干粉壓制成片坯。若要求獲得質(zhì)量較好的成品，可采用諸多方法。下面采用黑箱法進(jìn)行分析： 圖1.1黑箱法分析 由黑箱法分析可得到：為了達(dá)到高效、方便的目的，采用機(jī)械自動(dòng)加工的方法比較好，因此，本題采用了自動(dòng)加工的方法壓制片坯。 總功能分解 設(shè)計(jì)干粉壓片機(jī)，其總功能可以分解成以下幾個(gè)工藝動(dòng)作： 送料機(jī)構(gòu)：為間歇直線運(yùn)動(dòng),這一動(dòng)作可以通過凸輪上升段完成 篩料：要求篩子往復(fù)震動(dòng) 推出片坯：下沖頭上升推出成型的片坯 送成品：通過凸輪推動(dòng)篩子來將成型的片坯擠到滑道 上沖頭往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)，最好實(shí)行快速返回等特性 下沖頭間歇直線運(yùn)動(dòng) 機(jī)械系統(tǒng)轉(zhuǎn)換功能圖 圖1.2機(jī)械系統(tǒng)轉(zhuǎn)換功能圖 1.2工作原理 壓片機(jī)是將陶瓷干粉料壓制成直徑為40mm，厚度為5mm的圓形片坯。如圖1.3所示，其工藝過程是： 圖1.3壓片機(jī)工作流程 ⑴ 干粉料均勻篩入圓筒形型腔（圖1.A）； ⑵ 下沖頭下沉3 mm，預(yù)防上沖頭進(jìn)入型腔時(shí)把粉料撲出(圖1.B)； ⑶ 上、下沖頭同時(shí)加壓(圖1.C，并保壓一段時(shí)間，保壓時(shí)間0.4s左右； ⑷ 上沖頭退出，下沖頭隨后頂出壓好的片坯（圖1.D）； ⑸ 篩料推出片坯(圖1.A)。 根據(jù)工藝流程及要求大致可繪制出壓片機(jī)的示意圖，如圖1.4所示 圖1.4 壓片機(jī)傳動(dòng)示意圖 1.3機(jī)械運(yùn)動(dòng)方案及機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.3.1擬訂執(zhí)行構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)形式 顯然該壓片機(jī)應(yīng)有三套機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)所組成，即實(shí)現(xiàn)上沖頭運(yùn)動(dòng)的加壓傳動(dòng)系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)下沖頭運(yùn)動(dòng)的輔助加壓傳動(dòng)系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)料篩運(yùn)動(dòng)的上、下料傳動(dòng)系統(tǒng)。這三套傳動(dòng)系統(tǒng)中的上沖頭、下沖頭、料篩即為三個(gè)執(zhí)行構(gòu)件，它們的運(yùn)動(dòng)特性分別為： a)上沖頭完成往復(fù)(鉛垂上下)直移運(yùn)動(dòng)，在下移至終點(diǎn)后有短時(shí)間停歇(起保壓作用)。又因沖頭上升后要留有料篩進(jìn)入的空間，故沖頭的行程約為9 0~100mm。沖頭還受有較大的力。若機(jī)構(gòu)主動(dòng)件一轉(zhuǎn)(2π)完成一個(gè)運(yùn)動(dòng)循環(huán)，則上沖頭位移線圖的形狀大致如圖1.5a所示。 b) 下沖頭也作上下直移運(yùn)動(dòng)，其運(yùn)動(dòng)規(guī)律較復(fù)雜，自初始位置先下沉3 mm，然后上升8mm加壓，后停歇保壓，繼而上升1 6mm將成形片坯頂至與平臺(tái)平齊后停歇，待料篩將片坯推離沖頭后再下移2 1 mm到待裝料的初始位置。沖頭也受有較大的力。其位移線圖大致如圖1.5b所示。 c) 料篩作水平直移運(yùn)動(dòng)，其運(yùn)動(dòng)規(guī)律也較復(fù)雜。先在模具型腔上方往復(fù)振動(dòng)料篩，然后向左退回，待坯料成形并被推出型腔后，料篩再在臺(tái)面上右移4 5~5 0mm，推開成形片坯。可看出料篩受力不大。其位移線圖大致如圖1.5所示。 b　壓片機(jī)運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖 a 執(zhí)行構(gòu)件運(yùn)動(dòng)線圖 圖1.5三大機(jī)構(gòu)位移線圖 1.3.2擬訂運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖 擬定運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖的目的是確定各機(jī)構(gòu)執(zhí)行構(gòu)件動(dòng)作的先后順序、相位，以利于設(shè)計(jì)、裝配和調(diào)試。根據(jù)上述工藝動(dòng)作順序可以擬定出表示三套傳動(dòng)系統(tǒng)中三個(gè)執(zhí)行構(gòu)件運(yùn)動(dòng)循環(huán)協(xié)調(diào)配合關(guān)系的運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖，如圖1.5b所示。由于上沖頭所在的系統(tǒng)為主傳動(dòng)系統(tǒng)，其原動(dòng)件每一轉(zhuǎn)便完成一個(gè)運(yùn)動(dòng)循環(huán)，所以擬定運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖時(shí)，以該原動(dòng)件的轉(zhuǎn)角為橫坐標(biāo)(0°~3 6 0°)，以各執(zhí)行構(gòu)件的位移為縱坐標(biāo)畫出位移曲線(運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖上的位移曲線主要著眼于運(yùn)動(dòng)的起迄位 置，而不必準(zhǔn)確表示其運(yùn)動(dòng)規(guī)律，故圖上位移曲線均由直線段組成)。 料篩退出加料位置(圖1.5b中線段①)后停歇。料篩剛退出，下沖頭即開始下沉3 mm(圖中②)。下沖頭下沉完畢，上沖頭可下移到型腔入口處(圖中③)，待上沖頭到達(dá)臺(tái)面下3mm處時(shí)，下沖頭開始上升，對粉料兩面加壓，這時(shí)上、下沖頭各移動(dòng)8mm(圖中④)，然后兩沖頭停歇保壓(圖中⑤)，保壓時(shí)間約0.4秒，即相當(dāng)于原動(dòng)件轉(zhuǎn)60°左右。以后上沖頭先開始退出，下沖頭稍后并緩慢地向上移動(dòng)到和臺(tái)面平齊，頂出成形片坯(圖中⑥)。下沖頭停歇待卸片坯時(shí)，料篩推進(jìn)到型腔上方推卸片坯(圖中⑦)。下沖頭下移21mm的同時(shí)，料篩振動(dòng)粉料(圖中⑧)進(jìn)入下一個(gè)循環(huán)。 1.3.3確定主加壓機(jī)構(gòu)方案 由上述分析可知，壓片機(jī)機(jī)構(gòu)有三個(gè)分支：一為實(shí)現(xiàn)上沖頭運(yùn)動(dòng)的主加壓機(jī)構(gòu)；二為實(shí)現(xiàn)下沖頭運(yùn)動(dòng)的輔助加壓機(jī)構(gòu)；三是實(shí)現(xiàn)料篩運(yùn)動(dòng)的上、下料機(jī)構(gòu)。此外，當(dāng)各機(jī)構(gòu)按運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖確定的相位關(guān)系安裝以后，應(yīng)能作適當(dāng)?shù)恼{(diào)整，故在機(jī)構(gòu)之間還需設(shè)置能調(diào)整相位的環(huán)節(jié)(也可能是機(jī)構(gòu))。要完成上述幾種機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，對課程設(shè)計(jì)來說，工作量太大，因此，這里也只就其中的一個(gè)機(jī)構(gòu)——主加壓機(jī)構(gòu)敘述其設(shè)計(jì)過程。 實(shí)現(xiàn)上沖頭運(yùn)動(dòng)的主加壓機(jī)構(gòu)應(yīng)有下述幾種基本運(yùn)動(dòng)功能： a) 上沖頭要完成每分鐘2 5次往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)，所以該系統(tǒng)的原動(dòng)件轉(zhuǎn)速應(yīng)為2 5 r／m i n，若以電動(dòng)機(jī)作為原動(dòng)機(jī)，則該傳動(dòng)系統(tǒng)應(yīng)有減速功能。 b) 因上沖頭是往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)(輸出)，故該系統(tǒng)要有運(yùn)動(dòng)形式轉(zhuǎn)換功能，即由單向連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)樽?fù)運(yùn)動(dòng)。 c) 因有保壓階段，故上沖頭在下移至行程末端要有一段停歇或近似停歇功能。 d) 因沖頭受到壓力較大，所以希望機(jī)構(gòu)具有增力的功能，以增大有效作用力，而不必采用功率較大的原動(dòng)機(jī)。 先取上述a)、b)、c)三種必須具備的功能來組成機(jī)構(gòu)方案。若每一功能僅由一類基本機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)，可組合成許多種方案。在這許多方案中，有些機(jī)構(gòu)，如曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，就兼有運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換和交替換向的功能。這樣，有些方案的動(dòng)作結(jié)構(gòu)或機(jī)構(gòu)組合就顯得繁瑣而不合理，因而可以直觀進(jìn)行判斷，從而舍棄一些方案。例如，我們可從中選出如圖1.5所示的四種方案作為評選方案。這種做法似乎比較繁瑣，但它的好處是可以開闊思路，盡量考慮周全，少漏掉一些可行方案。特別對于初次進(jìn)行設(shè)計(jì)者更屬必要。 由于上沖頭在下移行程的末端還有停歇和增力的附加要求，所以對上述方案要再作增改。 圖1.6 壓片機(jī)加壓機(jī)構(gòu)的四個(gè)方案 圖1.7 按停歇要求補(bǔ)充的幾個(gè)方案 要使機(jī)構(gòu)從動(dòng)件(執(zhí)行構(gòu)件)在行程中停歇，即運(yùn)動(dòng)速度為零，大致有下述幾種辦法： (1) 如圖1.6中方案一、三用轉(zhuǎn)動(dòng)凸輪推動(dòng)從動(dòng)件，則與從動(dòng)件行程末端相應(yīng)的凸輪廓線用同心圓弧廓線時(shí)，從動(dòng)件在行程末端停歇。曲線導(dǎo)桿機(jī)構(gòu)(圖1.6a)也有同樣的作用。 (2) 使機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)副或運(yùn)動(dòng)鏈暫時(shí)脫離，這可采用基本機(jī)構(gòu)的變異機(jī)構(gòu)，如槽輪機(jī)構(gòu)(圖1.6b)。也可采用換向機(jī)構(gòu)或離合器(圖1.6c)，當(dāng)換向輪處于中間位置時(shí)，從動(dòng)件A、B——螺桿停歇。 (3) 在機(jī)構(gòu)串聯(lián)組合時(shí)，使兩機(jī)構(gòu)的從動(dòng)件均在速度零位時(shí)串接。因?yàn)樗俣攘阄桓浇乃俣纫话阋草^小，這就使得串聯(lián)組合機(jī)構(gòu)輸出構(gòu)件的速度在較長一段時(shí)間內(nèi)接近為零。如圖1.6方案四所示。 (4) 用其它方式組合機(jī)構(gòu)。如用軌跡點(diǎn)串聯(lián)時(shí)，當(dāng)軌跡點(diǎn)在直線段或圓弧段上運(yùn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)件停歇。并聯(lián)組合時(shí)，將兩個(gè)輸入構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)規(guī)律相加，可使輸出構(gòu)件的速度在預(yù)定區(qū)域內(nèi)接近于零。 至于機(jī)構(gòu)增力的要求，它與機(jī)構(gòu)停歇的要求，從功率傳遞的角度來看，有著內(nèi)在的聯(lián)系。因?yàn)?，若不?jì)摩擦損耗時(shí)，輸入、輸出功率應(yīng)相等，即Mω=M1 ·ω1，所以速度低時(shí)，力大。根據(jù)這個(gè)道理，可使沖頭在下移行程末端8mm的范圍內(nèi)有足夠低的速度，這是增力措施之一。此外，合適地安排機(jī)構(gòu)構(gòu)件的相對位置，使得到良好的傳力條件，即得到較大的有效作用力，也是一種“增力”的辦法。所以，這類要求不必另立方案，只需在選擇的方案中將構(gòu)件作適當(dāng)?shù)呐渲镁涂梢粤恕? 至此，在圖1.6、1.7所示的七種方案中，已充分考慮了所提出的功能要求。 1.3.4評選機(jī)構(gòu)方案 按照前述的方案評選原則，充分分析各方案的優(yōu)缺點(diǎn)，然后選出幾個(gè)比較合適的方案。 方案一、三都采用了凸輪機(jī)構(gòu)。凸輪機(jī)構(gòu)雖能得到理想的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，但要使從動(dòng)件達(dá)到90~100mm的行程，凸輪的向徑比較大，于是凸輪機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)空間也較大。而且凸輪與從動(dòng)件是高副接觸，不宜用于低速、大壓力的場合。 方案二采用曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，曲柄長度僅為滑塊行程的一半，機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡潔，尺寸較小，但滑塊在行程末端只作瞬時(shí)停歇，運(yùn)動(dòng)規(guī)律不理想。如用方案四，將曲柄搖桿機(jī)構(gòu)和曲柄滑塊機(jī)構(gòu)串聯(lián)，則可得到比較好的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，尺寸也不致過大。又因?yàn)樗侨透睓C(jī)構(gòu)，宜用于低速、重載的場合。 其余方案雖也可達(dá)到所要求的機(jī)構(gòu)功能，但均不如前述幾個(gè)方案的結(jié)構(gòu)簡潔。所以，選用方案四是比較適宜的。 至于下沖頭機(jī)構(gòu)和料篩機(jī)構(gòu)，也可照上述方法選定方案，不再詳述。前者因位移不大，運(yùn)動(dòng)規(guī)律復(fù)雜，可考慮用凸輪機(jī)構(gòu)；后者因要完成振動(dòng)動(dòng)作，所以可用凸輪機(jī)構(gòu)完成小振動(dòng)動(dòng)作，用串聯(lián)的連桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換和放大。 圖1.8 壓片機(jī)機(jī)構(gòu)簡圖 整個(gè)壓片機(jī)的機(jī)構(gòu)簡圖如圖1.8所示 2 沖壓機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 由于壓片機(jī)的工作壓力較大，行程較短，一般采用肘桿式增力沖壓機(jī)構(gòu)作為主體機(jī)構(gòu)，它是由曲柄連桿機(jī)構(gòu)和搖桿滑塊機(jī)構(gòu)串聯(lián)而成。先設(shè)計(jì)搖桿滑塊機(jī)構(gòu)。 　　　　　(a) (b) (c) (d) (e) 圖2.1 主加壓機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)原理 方案四是由曲柄搖桿機(jī)構(gòu)和曲柄滑塊機(jī)構(gòu)串聯(lián)而成的組合機(jī)構(gòu)，屬構(gòu)件固接式串聯(lián)組合。今將第一個(gè)機(jī)構(gòu)的輸出構(gòu)件(在速度為零的位置)和第二個(gè)機(jī)構(gòu)的輸入構(gòu)件(在其輸出構(gòu)件速度接近為零時(shí)的位置)固接起來，即機(jī)構(gòu)串聯(lián)起來，那么，在這個(gè)位置附近(一段較長時(shí)間)組合機(jī)構(gòu)的輸出構(gòu)件將近似停歇。其原理說明如下： 假設(shè)已知曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律s—φ1 (圖2.1a)，圖2.1b所示為該機(jī)構(gòu)正處于滑塊速度接近于零的位置；曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律ψ-φ1如圖c實(shí)線所示，而圖d所示為該機(jī)構(gòu)搖桿OA,A，正處于速度為零的位置。若將圖b，d所示的兩個(gè)機(jī)構(gòu)就在圖示位置串聯(lián)，則串聯(lián)以后構(gòu)件OAA和OA′A′成為一個(gè)構(gòu)件(圖e)，因此，第一個(gè)機(jī)構(gòu)中的中φ1和第二個(gè)機(jī)構(gòu)中的φ2有如下關(guān)系 φ2=φ0+φ1 （2.1） 式中φ0為一常數(shù)，所以若將圖2.1c的坐標(biāo)φ1用φ2表示，則相當(dāng)于曲線平移了一個(gè)距離φ0(如虛線所示)。當(dāng)s—φ2和ψ1—φ2如圖2.1a，c所示安排時(shí)， 則沿圖中箭頭所示走向從ψ1′得φ2′，由φ2′得s′，而從φ1′、s′得到ψ1-s曲線上的一點(diǎn)，依此可得出一條ψ1-s曲線。從圖a、c的局部放大圖f中可知，在ψ1由b—c—0—a的區(qū)域內(nèi)(轉(zhuǎn)角約70°)，滑塊的位移s約在接近零的一個(gè)很小的范圍(約0.37mm)內(nèi)運(yùn)動(dòng)，依靠運(yùn)動(dòng)副的間隙，可近似認(rèn)為這時(shí)滑塊是停歇的。 由此看來，若使s—φ2曲線上s為零的附近的一段曲線變化比較平緩，ψ1-φ1曲線在ψ1的最小值附近的曲線也比較平緩的話，滑塊近似停歇所占的ψ1角就比較大；又為了使構(gòu)件A′B′受力小些，同時(shí)也使機(jī)構(gòu)能得到比較合理的布置，可將曲柄搖桿機(jī)構(gòu)OA′A′B′OB′整個(gè)繞OA′逆時(shí)針向轉(zhuǎn)一個(gè)角度φ0，如圖2.1g所示，這并不影響機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)性能，反而改善了構(gòu)件A′B′的受力條件。 根據(jù)上述分析，該機(jī)構(gòu)可按如下步驟設(shè)計(jì)： (1)確定曲柄滑塊機(jī)構(gòu)尺寸。根據(jù)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)特性(圖2.2a)，λ=l/r愈小，在s=0處的位移變化愈大， 圖2.2 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)和曲柄搖桿機(jī)構(gòu)特性 所以應(yīng)選較大的λ；但λ愈大，從s=0到90~l00mm的位移所需曲柄的轉(zhuǎn)角θ也愈大；又因?yàn)榍桥c曲柄搖桿機(jī)構(gòu)中的搖桿串接的，而搖桿的轉(zhuǎn)角應(yīng)小于180°，且希望取小一些為好。所以，應(yīng)取一個(gè)合適的曲柄長度和λ值，滿足滑塊有90~100mm的行程而曲柄轉(zhuǎn)角則在30°左右，同時(shí)在φ2=178°~182°的范圍內(nèi)滑塊位移不大于0.4mm或更小(可近似看作滑塊停歇)。如圖2.3所示，取λ=1。為了保壓，要求搖桿在鉛垂位置的正負(fù)2度的范圍內(nèi)，滑塊的位移量小于等于0.4mm。據(jù)此可得到搖桿的長度 (mm) （2.2） 式（2.1）中------搖桿滑塊機(jī)構(gòu)中連桿與搖桿長度之比，一般取。 算出L=r=200mm。 圖2.3 主加壓機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) (2)確定曲柄搖桿機(jī)構(gòu)尺寸。在壓片位置，機(jī)構(gòu)應(yīng)有較好的傳動(dòng)角。所以，當(dāng)搖桿在OAA位置時(shí)，曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的連桿AB′與OAA的夾角應(yīng)接近90°。此時(shí)，OB′若選在A B′的延長線上，則A B′受力最小。故在此線上選一適當(dāng)位置作OB′。具體選定OB′的位置時(shí)，可再考慮急回特性的要求，或搖桿速度接近零的區(qū)域中位移變化比較平緩的要求。它與機(jī)構(gòu)尺寸的大致關(guān)系是：行程速度變化系數(shù)K或θ1愈大，在位置A時(shí)的位移變化較大(圖1.9b)，所以O(shè)B′距點(diǎn)A遠(yuǎn)一些好，但又受到機(jī)構(gòu)尺寸和急回特性的限制，不能取得太遠(yuǎn)。選定OB′以后，可定出與OAA兩個(gè)位移φ3、φ4 (或Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個(gè)位置)對應(yīng)的OB′B′的兩個(gè)位移ψ3、ψ4 (或Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個(gè)位置)。按上述命題設(shè)計(jì)出曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的尺度，角φ0　為兩機(jī)構(gòu)串聯(lián)的相位角。設(shè)計(jì)結(jié)果如圖1.10所示。其后，再對設(shè)計(jì)結(jié)果進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析，可得到機(jī)構(gòu)正確的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。最后，再回到運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖上，檢查它與其它執(zhí)行構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)有否干涉的情況出現(xiàn)。必要時(shí)可修正運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖。 3 凸輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 3.1凸輪輪廓曲線設(shè)計(jì) 設(shè)想給整個(gè)凸輪機(jī)構(gòu)加上一個(gè)公共角速度，使其繞凸輪軸心o轉(zhuǎn)動(dòng)。根據(jù)相對運(yùn)動(dòng)原理，我們知道凸輪與推桿間的相對運(yùn)動(dòng)關(guān)系并不發(fā)生改變，但此時(shí)凸輪將靜止不動(dòng)，而推桿則一方面和機(jī)架一起以角速度繞凸輪軸心O轉(zhuǎn)動(dòng)，同時(shí)又在其導(dǎo)軌內(nèi)按預(yù)期的運(yùn)動(dòng)規(guī)律運(yùn)動(dòng)。可見，推桿在復(fù)合運(yùn)動(dòng)中，其尖頂?shù)能壽E就是凸輪廓線。利用 這種方法進(jìn)行凸輪設(shè)計(jì)的稱為反轉(zhuǎn)法，如圖3.1 圖3.1反轉(zhuǎn)法 3.1.1利用作圖法設(shè)計(jì)凸輪廓 選取適當(dāng)?shù)谋壤?，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸輪以等角速度沿逆時(shí)針方向回轉(zhuǎn)，推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律如表所示。 先作相應(yīng)于推程的一段凸輪廓線。為此，根據(jù)反轉(zhuǎn)法原理，將凸輪機(jī)構(gòu)按進(jìn)行反轉(zhuǎn)，此時(shí)凸輪靜止不動(dòng)，而推桿繞凸輪順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)。按順時(shí)針方向先量出推程運(yùn)動(dòng)角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時(shí)，分度值取小些，反之可以取小些）將此運(yùn)動(dòng)角分成若干等份并依據(jù)推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律算出各分點(diǎn)時(shí)推桿的位移值S。 1．下沖頭（1）進(jìn)給機(jī)構(gòu)對心直動(dòng)滾子推桿盤形凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）選取適當(dāng)?shù)谋壤?，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸輪以等角速度沿逆時(shí)針方向回轉(zhuǎn)，推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律如表3.1所示。 表3.1 下沖頭（1）推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律 序號(hào) 凸輪運(yùn)動(dòng)角 推桿運(yùn)動(dòng)規(guī)律 1 0度---80度 推桿近休 2 80度---90度 上升3mm 3 90度---220度 推桿遠(yuǎn)休 4 220度---230度 下降3mm 5 230度---360度 推桿近休 （2）先作相應(yīng)于推程的一段凸輪廓線。為此，根據(jù)反轉(zhuǎn)法原理，將凸輪機(jī)構(gòu)按進(jìn)行反轉(zhuǎn)，此時(shí)凸輪靜止不動(dòng)，而推桿繞凸輪順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)。按順時(shí)針方向先量出推程運(yùn)動(dòng)角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時(shí)，分度值取小些，反之可以取小些）將此運(yùn)動(dòng)角分成若干等份并依據(jù)推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律算出各分點(diǎn)時(shí)推桿的位移值S。 （3）繪制零件圖，如圖3.2所示： 圖 3.2 下沖頭凸輪（1）的輪廓線圖 2．下沖頭（2）進(jìn)給機(jī)構(gòu)對心直動(dòng)滾子推桿盤形凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）選取適當(dāng)?shù)谋壤?，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸輪以等角速度沿逆時(shí)針方向回轉(zhuǎn)，推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律如表3.2所示。 表3.2 下沖頭（2）推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律 序號(hào) 凸輪運(yùn)動(dòng)角 推桿運(yùn)動(dòng)規(guī)律 1 0度---30度 推桿休止 2 30度---70度 下降8mm 3 70度---220度 推桿近休 4 220度---230度 上升21mm 5 230度---270度 推桿遠(yuǎn)休 6 270度---320度 下降16mm 7 320度---360度 推桿休止 （2）先作相應(yīng)于推程的一段凸輪廓線。為此，根據(jù)反轉(zhuǎn)法原理，將凸輪機(jī)構(gòu)按進(jìn)行反轉(zhuǎn)，此時(shí)凸輪靜止不動(dòng)，而推桿繞凸輪順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)。按順時(shí)針方向先量出推程運(yùn)動(dòng)角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時(shí)，分度值取小些，反之可以取小些）將此運(yùn)動(dòng)角分成若干等份并依據(jù)推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律算出各分點(diǎn)時(shí)推桿的位移值S。 3．料篩進(jìn)給機(jī)構(gòu)對心直動(dòng)滾子推桿盤形凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）選取適當(dāng)?shù)谋壤?，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑Ro=100mm,偏心距e=0mm，凸輪以等角速度沿逆時(shí)針方向回轉(zhuǎn)，推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律如表3.3所示。 表3.3 料篩推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律 序號(hào) 凸輪運(yùn)動(dòng)角 推桿運(yùn)動(dòng)規(guī)律 1 0度---90度 推桿近休 2 90度---130度 上升50mm 3 130度---220度 推桿遠(yuǎn)休 4 220度---260度 下降50mm 5 260度---360度 推桿近休 （2）先作相應(yīng)于推程的一段凸輪廓線。為此，根據(jù)反轉(zhuǎn)法原理，將凸輪機(jī)構(gòu)按進(jìn)行反轉(zhuǎn)，此時(shí)凸輪靜止不動(dòng)，而推桿繞凸輪順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)。按順時(shí)針方向先量出推程運(yùn)動(dòng)角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時(shí)，分度值取小些，反之可以取小些）將此運(yùn)動(dòng)角分成若干等份并依據(jù)推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律算出各分點(diǎn)時(shí)推桿的位移值S。 （3）繪制零件圖，如圖3.6所示： 圖 3.3 料篩凸輪的輪廓線圖 3.2 料篩構(gòu)件的設(shè)計(jì) 圖3.4：料篩機(jī)構(gòu) +-cos-cos=50 （3.1） tan= （3.2） =、= （3.3） 聯(lián)立可解得：=49.63、=85.97 圖3.5尺寸分解計(jì)算 ==69.28 ==49.57 其中，，以上單位均是毫米（mm)。 3.3上沖頭曲柄搖桿的設(shè)計(jì)： 圖3.6：上沖壓機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 極位夾角=，==1.18， ==,=,2×-2××=100 =170.7 =×=241.42 =÷cos-=95.67 + ≤+ ，滿足周轉(zhuǎn)副條件 4 減速器的設(shè)計(jì) 4.1減速器測繪與結(jié)構(gòu)分析 4.1.1分析傳動(dòng)系統(tǒng)的工作情況 1、傳動(dòng)系統(tǒng)的作用： 作用：介于機(jī)械中原動(dòng)機(jī)與工作機(jī)之間，主要將原動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳給工作機(jī)，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。 2、傳動(dòng)方案的特點(diǎn)： 特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護(hù)方便。由于電動(dòng)機(jī)、減速器與滾筒并列，導(dǎo)致橫向尺寸較大，機(jī)器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級(jí)齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。 3、電機(jī)和工作機(jī)的安裝位置： 電機(jī)安裝在遠(yuǎn)離高速軸齒輪的一端,并用帶傳動(dòng)； 工作機(jī)安裝在遠(yuǎn)離低速軸齒輪的一端，并用鏈傳動(dòng)。 4.2傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)分析計(jì)算 計(jì)算總傳動(dòng)比i;總效率；確定電機(jī)型號(hào)： 傳動(dòng)系統(tǒng)簡圖如4.1： 圖 4.1 傳動(dòng)簡圖 4.2.1確定電機(jī)型號(hào) 根據(jù)工作條件：室內(nèi)常溫、灰塵較大、兩班制、連續(xù)單向運(yùn)行，載荷較平穩(wěn)，電壓為380V的三相交流電源，電動(dòng)機(jī)輸出功率P=3kw，及同步轉(zhuǎn)速n=1500r/min等，選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，型號(hào)為Y100L2-4，其主要性能數(shù)據(jù)如表4.1： 表 4.1 主要性能數(shù)據(jù) 電機(jī)型號(hào) 額定功率PM 滿載轉(zhuǎn)速nm 同步轉(zhuǎn)速n 凈重 Y100L2-4 2.8kw 1430r/min 1500r/min 38kg 4.2.2計(jì)算傳動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比和效率： 1、各級(jí)傳動(dòng)比： , , 為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不知過大，初步取，按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，由展開式曲線得：，則 2、各級(jí)效率： （4.1） （4.2） 4.2.3計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速功率和轉(zhuǎn)矩 如表4.2 表 4.2 主要參數(shù) 軸名 功率P（kw） 轉(zhuǎn)矩T（N*m） 轉(zhuǎn)數(shù)n r/min 傳動(dòng)比 i 輸入 輸出 輸入 輸出 電動(dòng)機(jī)軸 3 20.03 1430 2.8 Ⅰ軸 2.88 2.82 53.76 52.68 510.71 5.50 Ⅱ軸 2.74 2.69 286.18 28 0.46 92.85 3.70 Ⅲ軸 2.60 2.55 994.63 974.74 25.10 4.2.4高速軸上的齒輪設(shè)計(jì) 1.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng) 2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88） 3）材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)教材表10-1選擇小齒輪材料為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，二者材料硬度差為40HBS。 4）選取小齒輪齒數(shù), ,取。 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（4.12）進(jìn)行試算，即 （4.3） 1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 (1)試選載荷系數(shù) (2)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 (3)選取齒寬系數(shù) (4)查得材料的彈性影響系數(shù) (5)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限; (6)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （4.4） （4.5） (7)查得接觸疲勞壽命系數(shù); (8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為為1%，安全系數(shù)S=1,得 （4.6） （4.7） 2)計(jì)算 (1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 （4.8） (2) 計(jì)算圓周速度v （4.9） (3) 計(jì)算齒寬b （4.10） (4) 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) （4.11） 齒高 （4.12） （4.13） (5) 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.209m/s，7級(jí)精度，由圖108查得動(dòng)載系數(shù); 直齒輪，; 查得使用系數(shù)； 由b/h=10.667，查得;故載荷系數(shù) （4.14） (6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式4.2得 （4.15） (7) 計(jì)算模數(shù)m （4.16） 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （4.17） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算值 (1) 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; （2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù); ； （3）計(jì)算彎曲疲勞許用力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 （4.18） （4.19） (4) 計(jì)算載荷系數(shù)K （4.20） （5）查取齒形系數(shù) 查得 。 （6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 查得。 （7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較 （4.21） （4.22） 大齒輪的數(shù)值大 2）設(shè)計(jì)計(jì)算 （4.23） 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)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑（即模數(shù)于齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.894并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=45.217mm,算出小齒輪齒數(shù) （4.24） 大齒輪齒數(shù),取。 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 4.幾何尺寸計(jì)算 1) 計(jì)算分度圓直徑 （4.25） （4.26） 計(jì)算中心距 （4.27） 計(jì)算齒輪寬度 取, 。 （4.28） 4.2.5低速軸上的齒輪設(shè)計(jì) 低速軸的齒輪設(shè)計(jì)與高速軸設(shè)計(jì)步驟及原理相同具體參數(shù)如下： 小齒輪： 齒數(shù)，分度圓直徑，齒輪寬度； 大齒輪： 齒數(shù)，分度圓直徑，齒輪寬度； 低速軸齒輪中心距。 4.3軸的設(shè)計(jì) 4.3.1軸的最小直徑的確定 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算 這種方法是只按軸所受的扭矩來計(jì)算軸的強(qiáng)度；如果還受有不大的彎矩時(shí)，則用降低需用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的辦法予以考慮。在作軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，通常用這種方法初步估算軸徑。對于不大重要的軸，也可作為最后計(jì)算結(jié)果。軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為 （4.29） 式中：—扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為MPa; T—軸所受的扭矩，單位為Nmm； —軸的抗扭截面系數(shù)，單位為mm3 —軸的轉(zhuǎn)速，單位為r/min; —軸傳遞的功率，單位為Kw; —計(jì)算截面處軸的直徑，單位為mm； —需用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為MPa; 表4.3軸常用幾種材料的及 軸的材料 Q235-A、20 Q275、35 （） 45 、 、 15-25 20-35 25-45 35-55 149-126 135-112 126-203 112-97 軸的直徑 （4.30） 式中 （4.31） 取 4.3.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.擬定軸上零件的裝配方案，確定軸的各段直徑和長度。 低速軸：第一段的直徑為了滿足鏈輪的軸向定位要求，第一段軸右端需制出一段軸肩，故第二段軸的直徑。 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑第三段軸的直徑。鏈輪與軸配合的長度取。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承承受徑向載荷大、軸向載荷小，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)第三段，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6211。由手冊上查得6211型軸承的定位軸肩高h(yuǎn)=6mm。 軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與鏈輪右端面間的距離，故取。第四段軸的直徑，。 取安裝齒輪處的軸段第六段的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。,。中間軸：。 高速軸：。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 2.軸上零件的周向定位 齒輪、與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由機(jī)械設(shè)計(jì)教材表4-1,查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，帶輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，帶輪與軸的配合為。滾動(dòng)軸承軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 3.確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見軸零件圖。 4.3.3軸的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承的支承點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊中查取B值（參看機(jī)械設(shè)計(jì)教材圖15-23）。對于6211型深溝球軸承，由手冊查得B=21mm.因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面 C是危險(xiǎn)面。 4.4軸的校核 4.4.1齒輪的力分析計(jì)算 III軸： 圓周力 （4.32） 徑向力 （4.33） 4.4.2支座反力分析 1.定跨距測得：；； 2.水平反力： （4.34） （4.35） 3.垂直反力： （4.36） （4.37） 4.4.3當(dāng)量彎矩 1.水平彎矩： （4.38） 2.垂直面彎距： （4.39） （4.40） 3.合成彎矩： （4.41） （4.42） 4.當(dāng)轉(zhuǎn)矩；取得： 5.當(dāng)量彎矩： （4.43） = （4.44） 4.4.4校核強(qiáng)度 按扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度。由軸的結(jié)構(gòu)簡圖及當(dāng)量彎矩圖可知截面C處當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)截面。進(jìn)行校核時(shí)，只校核軸上承受最大當(dāng)量彎矩的 截面的強(qiáng)度，則由[1]P339得軸的強(qiáng)度校核公式 （4.45） 其中： 1.因?yàn)檩S的直徑為d=55mm的實(shí)心圓軸，故取 2.因?yàn)檩S的材料為45鋼、調(diào)質(zhì)處理查[1]P330取軸的許用彎曲應(yīng)力為： 合格 （4.46） 4.4.5結(jié)論 根據(jù)軸承號(hào)6211查表取軸承基本額定動(dòng)載荷為：C=43200N；基本額定靜載荷為： Cor=29200N 由軸承壽命公式得： （4.47） 因?yàn)閷?shí)際壽命 （4.48） 所以 故軸承使用壽命足夠、合格。 5 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 5.1 傳動(dòng)帶的設(shè)計(jì) 5.1.1 確定計(jì)算功率，選擇V帶型號(hào) （5.1） 計(jì)算功率，單位為kw 要求傳遞的功率，單位為kw 工作情況系數(shù) 根據(jù)計(jì)算功率和小帶輪轉(zhuǎn)數(shù)選取V帶型號(hào)，初步選用A型V帶 選擇帶輪的基準(zhǔn)直徑和驗(yàn)算帶數(shù) 選擇帶輪的基準(zhǔn)值經(jīng) 帶輪直徑小使傳動(dòng)機(jī)構(gòu)尺寸緊湊，但直徑過小，將使帶的彎曲應(yīng)力過大，降低壽命，且在一定轉(zhuǎn)矩下的圓周力增大，使帶根數(shù)增多，故帶輪直徑不宜過小，應(yīng)使并符合直徑系列。大帶輪直徑可由式計(jì)算。 初選 ， 驗(yàn)算帶速v 過高帶速，會(huì)使離心力增大，使帶輪和帶間正壓力減小而降低傳動(dòng)能力，并影響帶的壽命。因此，一般使帶速在5~25m/s范圍內(nèi)，否則調(diào)整小帶輪直徑或轉(zhuǎn)速。 合格 （5.2） 確定中心距a和v帶的基準(zhǔn)長度 初定中心距 （5.3） 得 故選mm 計(jì)算帶近似長度 基準(zhǔn)長度： （5.4） 按表選取標(biāo)準(zhǔn)=1400mm, 確定中心距a 實(shí)際中心距： （5.5） 驗(yàn)算小帶輪包角 帶傳動(dòng)的包角大小直接影響帶傳動(dòng)的工作能力，包角減小，傳動(dòng)能力降低，易打滑。一般情況下，小帶輪上的包角較小，打滑總發(fā)生在小帶輪上，故需驗(yàn)算小帶輪上的包角，使。若不滿足，應(yīng)增大中心距或加裝張緊輪。 小帶輪上的包角： 合格 （5.6） 確定v帶根數(shù) 為避免v帶工作時(shí)各根帶受力嚴(yán)重不均勻，應(yīng)限制根數(shù)不大于10，通常為3~7根。 根數(shù) （5.7） 計(jì)算帶張緊力 （5.8） 計(jì)算壓軸力 （5.9） 帶輪的設(shè)計(jì) 帶傳動(dòng)要求帶論結(jié)構(gòu)合理，重量輕，質(zhì)量分布均勻，高轉(zhuǎn)速時(shí)需經(jīng)動(dòng)平衡，輪槽表面應(yīng)仔細(xì)加工，以減少帶的磨損。圓周速度的帶輪，常用灰鑄鐵HT150或HT200制造。 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂三部分組成，當(dāng)帶輪基準(zhǔn)直徑時(shí)（為軸的直徑），采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)；當(dāng)時(shí)，采用輻板式結(jié)構(gòu)；當(dāng)時(shí)，采用孔板式結(jié)構(gòu)；當(dāng)時(shí)，采用輻條式結(jié)構(gòu)。 本題大帶輪和小帶輪均采用輻板式結(jié)構(gòu)。 基準(zhǔn)寬度: 基準(zhǔn)線上槽深: 基準(zhǔn)線下槽深: 槽間距: 第一槽對稱面至端面的距離: 最小輪緣厚: 帶輪寬: （5.10） 外徑: 輪槽角:當(dāng)時(shí) 即為小帶輪的輪槽角 當(dāng)時(shí) 即為大帶輪的輪槽角 S=10mm 6 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 6.1滾子鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 滾子鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)步驟和方法 設(shè)計(jì)滾子鏈傳動(dòng)時(shí)原始數(shù)據(jù)為：傳動(dòng)的功率p，小鏈輪和大鏈輪的轉(zhuǎn)速（或傳動(dòng)比），原動(dòng)機(jī)種類，載荷性質(zhì)以及傳動(dòng)用途等。 確定齒數(shù)z 假定鏈速v〈3m/s，選取小鏈輪齒速；從動(dòng)鏈輪齒速（傳動(dòng)比,） 計(jì)算功率 查得工作情況系數(shù)，故 （6.1） 初定中心距a和鏈長 初定中心距a=30p，考慮到小輪上的包角應(yīng)不小于，最小中心距通常按下式取，即 時(shí) （6.2） 則取a=1300mm 因?yàn)殒滈L等于鏈節(jié)距p和鏈節(jié)數(shù)的乘積，故鏈的長度常用鏈節(jié)數(shù)表示。 節(jié) （6.3） 確定鏈條的節(jié)距p 由按鏈輪的轉(zhuǎn)速估計(jì)，鏈工作在功率曲線頂點(diǎn)左側(cè)時(shí)，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。查得鏈輪齒速系數(shù),；選取單排鏈，查得多排鏈系數(shù)Kp=1.0，故的所需傳遞的功率為 （6.4） =4.18kw 根據(jù)小鏈輪轉(zhuǎn)速n=25.10及功率Po=4.18kw，選鏈號(hào)為28A單排鏈，同時(shí)也證實(shí)原估計(jì)鏈工作在額定功率曲線頂點(diǎn)左側(cè)是正確的。查得鏈節(jié)距p=44.45mm。 確定鏈長L及中心距a L=Lp*P/1000=2.934 （6.5） 實(shí)際安裝時(shí)的中心距應(yīng)比計(jì)算出的a小，這樣可保證松邊有一個(gè)合適的垂度。鏈傳動(dòng)中心距應(yīng)設(shè)計(jì)為可調(diào)節(jié)，便于在鏈條磨損變長的情況下仍能調(diào)整到一定的張緊度。 故取a=1330mm 驗(yàn)算鏈速 （6.6） 與原假設(shè)相符。 驗(yàn)算小鏈輪轂孔Dk 查得小鏈輪轂孔許用最大直徑D=112mm，大于電動(dòng)機(jī)軸徑，故適合。 計(jì)算壓軸力 （6.7） （6.8） 按水平布置取壓軸系數(shù) 則壓軸力： （6.9） 低速鏈傳動(dòng)的靜強(qiáng)度計(jì)算 對于v﹤0.6m/s的低速傳動(dòng)，因靜強(qiáng)度不夠而損壞的概率很大，故按靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)條件計(jì)算得 故合格 （6.10） 6.2鏈傳動(dòng)的布置、張緊和潤滑 6.2.1鏈傳動(dòng)的布置 鏈傳動(dòng)一般應(yīng)布置在鉛垂平面內(nèi)，盡可能避免布置在水平或傾斜平面內(nèi)。如確有需要，則應(yīng)考慮加脫板或張緊輪等裝置，并且設(shè)計(jì)較緊湊的中心距。 6.2.2鏈傳動(dòng)的張緊 鏈傳動(dòng)張緊的目的，主要是為了避免在鏈條的垂度過大時(shí)產(chǎn)生嚙合不良和鏈條的振動(dòng)現(xiàn)象；同時(shí)也為了增加鏈條與嚙合包角。當(dāng)兩輪軸心連線傾斜角大于60度時(shí)，通常設(shè)有張緊裝置。 由于本設(shè)計(jì)傾斜角在60度的范圍內(nèi)，故不需要有張緊裝置。 6.2.3鏈傳動(dòng)的潤滑 鏈傳動(dòng)的潤滑十分重要，對高速、重載的鏈傳動(dòng)更為重要。良好的潤滑可緩和沖擊，減輕磨損，延長鏈條使用壽命。潤滑油推薦采用牌號(hào)為L-AN32，L-AN46，L-AN68的全損耗系統(tǒng)用油。溫度低時(shí)取前者。對于開式重載低速傳動(dòng)，可在潤滑油中加入MoS2,WS2等添加劑。對用潤滑油不便的場合，允許涂抹潤滑脂，但應(yīng)定期清洗和涂抹。 6.3鏈輪的結(jié)構(gòu)和材料 鏈輪的齒廓形狀對傳動(dòng)質(zhì)量有重要的影響，正確的鏈輪齒形應(yīng)保證鏈節(jié)能平穩(wěn)的進(jìn)入和退出嚙合，盡量降低接觸應(yīng)力，減小磨損和沖擊，還應(yīng)便于加工。目前常用的一種是三圓弧一直線齒形（如圖6.1（a）所示，由三圓弧、a⌒a、a⌒b、c⌒d和一直線bc組成），并用相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)刀具加工，只需一把滾刀便可切制節(jié)距相同而齒數(shù)不同的鏈輪。在鏈輪工作圖中，端面齒形不必畫出，但要在圖上注明“齒形按3R GB1244—1985 規(guī)定制造” 。鏈輪的軸面齒形需畫出如（圖6.1(b)），兩側(cè)齒廓為圓弧狀，以利于鏈節(jié)進(jìn)入和退出嚙合。 圖6.1（a）端面齒形 圖6.1（b）軸面齒形 鏈輪的主要尺寸： 滾子外徑 鏈輪節(jié)距p=44.45mm 軸孔直徑 分度圓弦齒高 （6.11） 齒側(cè)凸緣直徑 （6.12） 分度圓直徑 （6.13） 齒頂圓直徑