毕业论文终稿-铸造车间振动筛砂机设计（送全套CAD图纸 资料打包）

下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763摘要本文简要介绍了振动筛砂机的结构和特点，给出了振动筛砂机的设计，并对连杆的设计和传动系统运动方案要点进行了简要说明。本文重点介绍了振动筛砂机各部分设计和校核。本设计主要内容分为三大部分1传动系统运动方案设计2减速器机构设计3工作机构的设计主要设计传动系统运动方案和工作机构，确定了涡轮涡杆传动的各主要参数，对驱动机构中的各部件进行了选型,设计,校核。本设计的主要特点是节省投资，控制方便。关键词传动系统；连杆机构；运动和动力分析；涡轮蜗杆减速器下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763ABSTRACTTHISPAPERINTRODUCESTHESANDSHAKEROFTHESTRUCTUREANDCHARACTERISTICSOFTHESHAKERISTHEDESIGNOFSAND,ANDLINKTHEDESIGNANDTRANSMISSIONSYSTEMFORASPORTSPROGRAMMEELEMENTSSUMMARYSTATEMENTTHISARTICLEFOCUSESONTHESHAKERMACHINESANDALLPARTSOFTHEDESIGNANDVERIFICATIONTHEDESIGNOFTHEMAINCONTENTISDIVIDEDINTOTHREEPARTS1TRANSMISSIONSYSTEMDESIGNMOVEMENT2REDUCERDESIGN3THEDESIGNWORKTHEMAINDRIVESYSTEMDESIGNWORKANDSPORTSPROGRAMMES,IDENTIFIEDTURBODRIVEVORTEXOFTHEMAINPARAMETERSOFTHEDRIVEMECHANISMINVARIOUSPARTSOFTHESELECTION,DESIGN,CHECKTHEDESIGNOFTHEMAINFEATURESARESAVINGINVESTMENT,CONVENIENTCONTROLKEYWORDSTRANSMISSIONLINKAGEMOVEMENTLINKAGEMECHANISMKINEMATICSANDDYNAMICSANALYSISRETARDERI目录1绪论111背景介绍112方案比较113设计方案综述22传动方案设计321传动方案对比分析33连杆机构的设计531连杆机构的特点532连杆机构的选择533平面四连杆机构有曲柄的条件6341铰点位置和曲柄长度的设计7342曲柄摇杆机构的设计74机构的运动和动力分析941概述942用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度和加速度分析9421绘制机构运动简图9422作速度分析943作加速度分析1044用矢量方程图解法作平面连杆机构的动态静力分析12441对机构进行运动分析12442确定各构件的惯性力和惯性力偶矩12443机构的动态静力分析135杆件的设计1851杆件的类型1852钢材和截面的选择1853杆件间的联结18531剪切强度计算18532挤压强度计算19533稳定性的校核206减速器的设计2161电动机的选择21611选择电动机类型和机构形式21612功率的计算21613电动机功率计算21II614确定电动机转速2262确定传动装置的总传动比和分配传动比23621总传动比2363计算传动装置的运动和动力参数23631各轴转速24632各轴输入功率24633各轴输入转矩2464减速器结构的设计24641机体结构24642铸铁减速器机体的结构尺寸2465传动零件的设计计算25651减速器外传动零件的设计25652减速器内传动零件的设计2666装配图设计第一阶段30661有关零部件的结构和尺寸的确定30662轴的结构设计3167滚动轴承的选择34671选择原则34672选用方法34673滚动轴承的失效3568轴承盖上的螺纹强度计算3669键的选择和强度校核37610联轴器的选择计算37611装配图设计的第二阶段386111轴承端盖结构386112轴承的润滑与密封386113减速器的润滑38612减速器附件设计396121窥视孔盖和窥视孔396122放油螺塞396123油标396124通气器396125启盖螺钉396126环首螺钉,吊环,和吊钩397开式齿轮的设计40III71开式齿轮计算公式4072计算参数的选取4073确定传动主要尺寸41结论42致谢43参考文献44附录45英文翻译45中文翻译51买文档送全套图纸扣扣414951605IV11绪论11背景介绍本课题来源于现场实际,属于工程设计。车间振动筛砂机是一种很常见的机械结构，在自动化流水生产线上有着广阔的用途和作用，在石油工业和自动进给的输送系统中都有很好的运用，特别是在一些需要有间歇传动的进给机构中，振动筛砂机承担了相当一部分的工作任务，如自动化的包装流水线上。通过该毕业能使学生将大学四年所学的知识能灵活的运用于实践。对于一个工程的整体设计有了更好的理解。有助于形成工程化的思想,对以后的设计打下很好的基础。随着国民经济的不断发展,多种类型的工件传送机广泛的运用于石油，化工，农业，轻工和服务业等不同的行业的各种场合。同时在各种场合对不同的工况所使用的振动筛砂机也不尽相同，近年来由于振动筛砂机的应用范围的扩大，品种的增多以及质量的不断提高，对加工设计振动筛砂机提出了更高的要求，特别是在一些大型的流水线上，振动筛砂机承担了很重要的工作任务。这些振动筛砂机要求传输距离和速度，精度比较高。为此各厂家为了根据自己的需要，出于经济性和战略方向的考虑，自行设计结构简单可靠，生产价格便宜的振动筛砂机。12方案比较经过反复调研，查阅相关资料，我们根据振动筛砂机工况要求，提出了以下三种方案方案一直接运用步进电动机和带传动来实现滑架的往复运动，通过步进电动机的正反转程序控制往返运动，用单片机控制驱动电路来设置相关的运动参数。方案二运用步进电机和齿轮齿条来实现滑架的往返运动，通过步进电机的正反转，齿条固定在滑架上，利用齿轮齿条间的传动来实现往返运动。方案三运用普通电动机，减速器，连杆机构。通过电动机可以获得运动需要的动力，减速器提供相应的速度和节奏，连杆机构实现不同的速比，节奏，步长以及滑架的运动轨迹。经过可行性调研，我们发现方案三是合理的，也是最有实际意义的，同时，经济性也能很好的实现，方案一中步进电机的功率和工况要求中的中度冲击问题对步进电机的影响不能很好的解决，而且步进电机拥有一个很明显的优点，就是它能够精确的正反转功能，因为步进电机是将电脉冲信号转化为角位移，或线位移的开环控制元件，在非超载的情况下电机的转速，停止的位置只取决于脉冲信号的频率和脉冲数，而不受负载的变化而影响，即给电机加一个脉冲信号,电机则转过一个步距角，这一线性关系的存在，加上步进电机只有同期性的误差而无累积误差等特点，使得在速度控制领域用步进电机来控制变的非常简单，而且低速精度高。2虽然步进电机已被广泛地应用，但步进电机并不能象普通的直流电机，交流电机在常规下使用。它必须由双环形脉冲信号、功率驱动电路等组成控制系统方可使用。因此用好步进电机却非易事，它涉及到机械、电机、电子及计算机等许多专业知识。方案二也存在类似的问题，而方案三都能很好的实现，而且普通电动机容易选择，减速器和连杆机构，结构可靠，稳定性高,可以允许有一定的冲击，故此方案较合理。在整个设计过程中，减速器部分和连杆机构的设计和分析应是本课题的重点，运用机械设计和机械原理的相关内容来设计，设计的主要内容应包括工作机构和传动系统的运动分析，连杆机构的运动和动力分析，减速器的设计，减速器零件的制造及相关工艺流程。本课题的难点的连杆尺寸的分析和动力运动的分析，减速器各轴和齿轮的计算设计。13设计方案综述振动筛砂机是一种实现往复传送的机械，电动机通过传动装置，驱动滑架往复移动工件，行程时滑架上的推爪推动工件前进一个步长，当滑架返回时，由于推爪与轴间装有扭簧，推爪得以从工件底面滑过，工件保持不动，当滑架再次向前推进时，已复位，往返推动工件前移。设计意义振动筛砂机在自动化流水线上的充分运用能提高工厂的生产率，减轻工人的劳动强度，为实现车间无人化提供了可靠的条件。32传动方案设计21传动方案对比分析一台完整的机器，总是由原动部分，传动部分，和执行部分所组成，而传动部分的功能是将原动机的动力或运动形式传递给执行部分或转换成执行机构预期的动作。实践证明，传动部分的质量和成本在整个机器中所占的比例很大，传动方案的选择及布局是否合理在很大程度上决定了机器的工作性能和运转费用。因此，合理拟定与选择传动方案具有十分重要的意义。合理的传动方案，除应满足工作机的性能要求，使用条件和工作可靠外，还应使结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高及使用维护便利等。要同时满足这许多要求，常常是困难的，实际上只能照顾重点要求。现对设计提供的电动机和减速器传动方案进行对比分析。经查阅文献机械零件简明设计手册，方案（A）中减速器为圆柱齿轮展开式二级减速器；方案（B）中减速器为圆锥、圆柱齿轮二级减速器；方案（C）中减速器为下置式蜗杆一级减速器。显然，方案（C）结构最紧凑，但在长期连续运转的条件下，由于蜗杆传动效率低，功率损失较大；方案（B）的宽度尺寸较方案（A）小，但圆锥齿轮加工比圆柱齿轮困难。所以，传动方案的选择不但要考虑整个机器的动力特性和运动要求，还要十分注意传动机构的类型特征及应用范围，即在拟定运动简图时通常注意如下几点（1）带传动承载能力较低，在传递相同扭矩时结构尺寸较啮合传动大，但传动平稳，能缓冲吸震，且有过载打滑保护作用，因此宜放在传动装置的高速级；（2）链传动具有运动不均匀性和多边效应冲击，故宜布置在低速级；（3）蜗杆传动工作平稳，无噪音、传动比大，体积小，重量轻及结构紧凑，但因摩擦发热，其效率较其它普通齿轮啮合传动低，只适宜用于中，小功率和间歇工作的场合。4（4）圆锥齿轮的加工比较困难，特别是大模数圆锥齿轮，应尽量置于高速级，以减小其模数或直径，但圆锥齿轮速度过高时，其精度相应也需提高，还应考虑能否制造及加工成本问题。（5）斜齿轮传动的平稳性较直齿轮传动好，相应地用于高速级；（6）制动器通常设在高速轴，但制动器后面的传动机构不应设置带传动和摩擦传动。（7）为简化传动装置，总是将改变运动形式的机构，如（连杆机构，凸轮机构）布置在传动系统的末端或低速级。（8）传动装置的布局要求结构简单，紧凑，匀称，刚度和强度要好，并适合车间布置情况和工人操作，便于装拆和维修。通过三种方案的对比分析，方案（C）下置式蜗杆传动具有工作平稳，无噪音，传动比大，体积小，结构简单，紧凑，匀称，刚度，强度要好。适合车间布置情况和小批量生产和相对较低的载荷和阻力。因此，我选择方案（C）传动系统53连杆机构的设计31连杆机构的特点连杆机构是一种应用十分广泛的机构，机械手的传动机构，折叠伞的收放机构以及人体假肢的设计等，都是连杆机构。连杆机构具有以下特点1连杆机构中的运动副一般均为低副，低副两元素为面接触，故在传递同样载荷的条件下，两元素间的压强较小，可以承受较大的载荷。低副两元素间便于润滑，所以两元素不易产生大的磨损。这些条件都能较好的满足重型机械的要求。此外,低副两元素的几何形状也比较简单，便于制造。2在连杆机构中，当原动件以同样的运动规律运动时，如果改变各构件的相对长度关系，便可以使从动件得到不同的运动规律。3在连杆机构中，连杆上各不同点的轨迹是各种不同形状的曲线，称为连杆曲线，而且随着各构件相对长短关系的改变，这些连杆曲线的形状也将发生改变，从而可以得到各种不同形状的曲线，我们可以利用这些曲线来满足不同的轨迹要求。由于连杆机构有了上述优点，所以在各种机械和仪表中得到了广泛的应用。4此外，利用连杆机构可以满足各种运动规律和运动轨迹的设计要求，但要设计一种能够准确实现这种要求的连杆机构却是十分困难的。而且在多数情况下一般只能近似地得以满足。正因为如此，所以如何根据最优化要求来设计四杆机构,使其能够最佳地满足设计要求，一直是连杆机构研究的一个重要课题。近年来对平面连杆机构的研究，不论从研究范围上还是方法上都有很大的进展。从研究范围来说，已不再局限于单自由度四连杆机构的研究,也已注意到对多杆，多自由度平面连杆机构的研究，并且已提出了一些有关这类机构的分析与综合的方法。32连杆机构的选择另一方面,在设计要求上也不再局限于运动学要求的范围内，而且已注意到考虑机构的动力特性。根据构成连杆机构的各构件间的相对运动为平面运动还是空间运动，连杆机构可分为平面连杆机构和空间连杆机构两大类，在一般机械中采用的多数是平面连杆机构经分析，参考方案中给出的工作机构是铰链四连杆机构。6图31铰链四连杆机构简图构件之间都是用转动副连接的四杆机构，成为铰链四杆机构。如图所示其中，固定不动的杆4称为机架，与机架相连的杆1和杆3称为连架杆，而连接两连架杆的杆2称为连杆。连杆2通常做平面运动，而连架杆1和3则绕各自回转中心A和D转动。其中能做整周回转运动的连架杆称为曲柄，仅能在小于360的某一角度范围内往复摆动的连架杆称为摇杆。经查阅文献机械设计，在铰链四杆机构中，按照连架杆是曲柄还是摇杆，将其分为三种基本形式曲柄摇杆机构；双曲柄机构和双摇杆机构。1）曲柄摇杆机构在铰链四杆机构中，若两连架杆中，有一杆为曲柄，另一杆为摇杆。2）双曲柄机构具有两个曲柄的铰链四杆机构称为双曲柄机构。双曲柄机构中，通常主动曲柄做等速运动，从动曲柄做变速转动。3）双摇杆机构若两连杆均为摇杆，则成为双摇杆机构。根据设计要求，机器工作时，沙箱支承摆杆CD绕垂面左右做对称摆动。我们可以判断连架杆CD为摇杆，而根据减速器工作原理，可知连架杆AB可做整周回转运动，因此它是曲柄。综上所述，我们选择方案（1）中的曲柄摇杆机构。由上述我们所得到的资料，可以给出筛沙机系统的运动简图7图32筛沙机系统运动简图33平面四连杆机构有曲柄的条件1）最短杆与最长杆的长度和应小于或等于其他两杆的长度和,此条件通常为杆长条件。2）组成该周转副的两杆中必有一杆为四杆中的最短杆。上述条件表明当四杆机构各杆的长度满足杆长条件时,其最短杆参与构成的转动副都是周转副。由此可知,上述四杆机构中的转动副亦为周转副,而转动副则只能的摆转副。于是,四杆机构有曲柄的条件是各杆的长度需要满足杆长条件,且其最短杆为连架杆或机架。当最短杆为连架杆时,该四杆机构将成为曲柄摇杆机构。34连杆设计内容输送机的工作阻力F3200N，步长S160，往复次数N80次/分，行程速比系数RK125，高度H800。输送时滑架受到的阻力F视为常数，该机使用折旧期为10年，每天一班制工作，载荷中有中等冲击，工作环境灰尘较大，工作机构效率为095，沙箱往复次数的相对误差不超过，按一般机械厂制造，小批量生产。5341铰点位置和曲柄长度的设计根据行程速比和传动角要求点铰点A的位置及曲柄连杆长度。根据所给条件和现场的要求，和行程速比系数K设计四连杆时，可利用机构在极位时的几何关系，在根据其它辅助条件进行设计。342曲柄摇杆机构的设计已知摆角及行程速比系数K125和摇杆长度来设计该机构。设计时先按公式180K1/K1算出极位夹角为20。然后任取一点D,并以此点为顶点作等腰三角形,使两腰之长等于CD,CDC,作CMCC,再作CN使CCN90,得122122218C2M与C1N的交点P。作PC1C2的外接圆,则圆弧C1PC2上任一点A至C1和C2的连线的夹角C1AC2都等于极位夹角,所以曲柄的轴心A应在此圆弧上。设曲柄长度为A,连杆的长度为B，则故ACBA,ACBA故AACAC/2于是以1212A为圆心,以为AC半径作弧交AC于点E,则得AEC1/2,BACEC/2。211设计时应注意,曲柄的轴心A不能选在弧段上,否则机构将不满足运动的连续性要求。根据上面的做法可以得出平面四连杆机构的杆长分别为A134,B1300,CB1300,D1820MM。344校核最小传动角在机构运动过程中,传动角的大小是变化的,为了保证机构的传动性能要求,设计时应使40传递力矩较大时，则应使；对于一些受力很小或不常使用的操纵MINMIN50机构，则可允许传动角小些，只要不发生自锁即可。最小传动角与机构中的各杆的长度有关,见式（31）ARCCOS式BCAD22（31）ARCCOS21301803442740故满足最小传动角的要求。所以可以定出该要求设计的机构的总体尺寸,即LA134,LB1300,ABBCLCB1300,LD1820CDAD以上L为杆件AB的长度，L为杆件BC的长度，L为杆件CD的长度，L为杆BBCCDAD件AD的长度。94机构的运动和动力分析41概述用矢量方程图解法作机构的速度和加速度分析,矢量方程图解法所依据的基本原理是理论力学中的运动合成原理。对机构进行速度和加速度分析时,首先要根据运动合成原理列出机构运动的矢量方程,然后在根据该方程进行作图求解下面就在机构运动分析42用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度和加速度分析根据构件上已知一点的速度和加速度可以求出另外的点的速度和加速度包括大小和方向,故在以图解法作机构的速度和加速度的分析时,应先从具备这个条件的构件着手,然后再分析与该构件依次相连的其他各构件。在用图解法作机构的运动分析时，需先绘出该机构的运动简图，然后再根据运动简图进行速度和加速度分析，现在将求解的步骤说明如下421绘制机构运动简图根据前面所绘制的运动简图的方法和步骤，选取尺寸比例尺L/（），LABM并按照比例尺准确地绘制出机构的运动简图如图11所示。10图41机构的运动简图422作速度分析根据以矢量方程图解法求解机构上某点速度的条件可知，其速度求解的步骤应依次求出相应各点的速度和杆件的角速度。1）求BVVL式BA1（41）0134M34SRAD04556M其方向垂直AB，指向与的转向一致。12）求因点C及B为同一构件2上的点，故得VCVCB方向CDABCB大小11图42运动分析图式中仅及的大小未知，故可以用图解法求解。VCB如图42所示，求点P作为速度多边行的极点，并作代表，则速度比例尺PBBVVV/（）/000325（）/。再分别自点B，P作垂直于BPBSM05614MSSBC，CD的直线BC,PC,代表，的方向线，两线交于点C，则矢量，即分别代VCBPCB表和，于是见式（42）CBV式VPCS（42）70（）/M04561S0238S3）求，23瞬时针式3405172CBVUBCRADRADSL（43）顺时针式30CVBPRSRSL（44）43作加速度分析与速度分析相同,其加速度求解的步骤也是先依次求出,。然后再求解，,BAC2341求因为曲柄作等速回转,故无切向加速度见式（45）BAABL式ANABL2112（45）0134234MS155方向由B指向A2求根据点C分别相对于点D和点B的的相对运动关系,可得CA式NDTCANCBATCB（46）方向CDCDBACBCB大小23L2L式中仅有和的大小未知，故可用作图法求解。TCDATB图43加速度分析图如图43所示，取点作为加速度多边形的极点，并作代表，则加速度比例PPBBA尺（）/式2215/075ABMSPBS2MS（46）然后再按上式作图，可求得代表，而其大小为PCCA000775（）/7005425CAPC2MS2S2S3）求，,。根据前述求构件角加速度的方法可得见式（47）和式（48）2313逆时针式2TCBAL2ANCL340187252RADS（47）顺时针式3TCDL3AL10382RS（48）44用矢量方程图解法作平面连杆机构的动态静力分析动态静力分析是工程中常用的方法,它是根据达朗贝尔原理将惯性力和外力加在机构的相应的构件上，用静力平衡的条件求出各运动副中的反力和原动件上的平衡力。进行动态静力分析的步骤首先是求出个构件的惯性力,并把它们视为外力加于产生这些惯性力的构件上。然后在根据静定条件将机构分解为若干个构件组和平衡力作用的构件。而进行力分析的顺序一般是由离平衡力作用的构件最远的构件组即外力全部为已知的构件组开始,逐步推算到平衡力作用的构件。441对机构进行运动分析在前面的运动分析中已经，已经用选定的长度比例尺,速度比例尺,加速度比LV例尺,作出了机构图及其速度多边形和加速度多边形。A442确定各构件的惯性力和惯性力偶矩对机械进行动态静力分析时需要求出各构件的惯性力,在新机械的设计时,机构的各构件的结构尺寸,质量和转动惯量等参数尚未确定,根据经验初步给出各构件的质量和转动惯量等参数,从而进行静力分析,在此基础上进行各构件的强度验算,再根据验算的结果对构件尺寸进行修正,合理的定出构件的结构尺寸。1计算各杆的质量及转动惯量根据各杆都是拉压杆件,要求力学综合性能较高,选45号钢,各杆应初选直径。查表得密度7810/M见式（49）和式（410）3根据质量ML,式（49）2D转动惯量JML式12（410）计算见下表44。表44杆件质量特性表杆件长度直径重量转动惯量LAB13410058870069LC1300507850009214CDL130080221050557A1820602800000756各杆除了2杆外,惯性力都可以作用在机架上,所以在进行动态静力分析时可以忽略不计,作用在连杆2上的惯性力及惯性力偶矩为见式（410）PMA式（410）2SM2P7850000325（）/1300S3317NMJ式2S2（411）JA/L2SCBTJ/LCNBC0069014534057NMA将P及M合并成一个总惯性力P,其作用线从质心S处偏移一距离H，其值为2222HM/P00484820136M443机构的动态静力分析先将各构件产生的惯性力视为外力加于相应的构件上，并按静定条件将机构分解为两个构件组4，3，2和作用有平衡力的构件1。为便于求解，未知力一般都能分别列于方程的首尾。1下面对构件4分析15图44杆4受力分析由整个杆组平衡条件0得见式（411）F0式3454NNGRRR（411）方向EFEFEFEF大小上式中未知数有四个，因此先要算出其中两个。对F点取矩0FM43GHR4306180NM3对D点取矩0E454RFHRH06201NM5418由此可以绘制出力的矢量合成图图45杆5力的分析由图测得54180RN342对构件2，3进行力的分析16ECDBG2343R43NR53NR53R12R12NR2IP图46杆2、3的受力分析式4353120NNRGRPR（411）方向DEDEBCBC大小此方程未知数超过两个，需求出或才能求出53R12对B点取矩0BM式435322GIHHP（412）5310421920287168023NMRNMNM534R对E点取矩0见式E（413）1253223IGRHPHH1247060781029RMNNMNM124负号表示和假设方向相反。由此可以绘制出力的矢量合成图见下图17图47力的矢量合成图由图测的5368RN1207RN3分析连杆2的受力，把连杆2分离出来对杆件的中点取矩0见式（414）GM式32122EBIRHPH（414）图48对杆件2的受力分析3245RN32可以绘制出连杆2的力矢量图1812R32R32NR图49连杆2的力矢量图由上图可以知道321408RN4求机构的平衡力对杆1进行分析21NR2151R51NFPG图410连杆1的机构的平衡图取见式（415）0AM式211GPABRHFL（415）1072860525PNMMF60N195杆件的设计根据上一章已经计算出来的杆件受力情况和工况要求分析杆的类型和一系列的稳定性和截面的设计。51杆件的类型杆件是四连杆结构,根据受力的方向判断，属于拉压杆。52钢材和截面的选择1）拉压杆的综合性能要求比较高，根据经验选45钢，有关质量系数见下表41。表51杆件材料的质量系数材料MPABMPAS53KGMEGPA456003501678002062）选择截面尺寸有上一章各轴之间力的计算可以知道拉压杆所受的外力，根据强度条件可以确定所需横截面面积。见式（416）MAXNA其中许用应力S式中S为大于1的安全系数取13于是S3502691MPA式中为极限屈服系数。选连杆2作校核由于所选的是圆形杆件，所以直径为2224ND07243169由于制造困难和稳定性的考虑，于是取为初选的参数2D53杆件间的联结拉压杆与其它构件之间，或一般构件与构件之间，常采用耳片，销轴，螺栓等相联接。连结件的受力与变形均较复杂，在工程实际中，通常采用简化分析的方法。其要点是一方面对连接件的受力与应力分布进行简化，从而计算出各部分的名义应力。以下计算轴和耳片的连接。531剪切强度计算20考虑图所示轴销，其受力情况如图所示，可以看出，作用在轴销上的外力有以下特点外力垂直作用与轴销的轴线，且作用线之间的距离很小（因为轴销一般都是短而粗的）。有受力情况可以看出，轴销主要受剪切力的作用。在工程力学计算中，通常均假设剪切面上的剪应力均匀分布。剪切面上的剪应力不得超过连接件的许用剪应力，即要求也即QAP4D其中许用剪切应力等于连接件的剪切极限应力除以安全系数见式（417）即S014MPA所以式225962DPKN（417）532挤压强度计算在外力作用下,销轴与孔直接接触,接触面上的应力称为挤压应力。当挤压应力过大时,在孔,销接触的局部区域内,将产生显著的塑性变形,以至影响孔,销间的正常配合。最大挤压应力发生在该表面的中部。挤压应力为,耳片的厚度为,销或孔的直径为,BSBSFTD根据实验分析结果得PP图51轴销受力示意图BSFTD21式中受压圆柱面在相应径向平面上的投影TD最大挤压应力,数值上等于径向截面的平均压应力。BS由上述分析可知,为防止挤压破坏,最大挤压应力不得超过连接件的许用压应力BS,即要求BSBSS为连接件的挤压极限应力除以安全系数BS因此,从挤压强度考虑,接头的许用载荷为40360BSPTDKN533稳定性的校核当作用在细长杆上的轴向力达到或超过一定限度时，杆件可能突然变弯，即产生失稳现象。因此，对于轴向受压杆件，除了应考虑其强度与刚度问题外，还应考虑其稳定问题。1）临界载荷的计算该连杆为两端铰支细长压杆，有材料力学中公式可知，其临界载荷为式（418）243426CREDPLL301578KN2）校核45钢的屈服应力，因此，连杆压缩屈服所需之轴向压力为5SMPA24SSD2503680由以上分析可知,为了保证压杆在轴向压力作用下不致失稳,必须满足下述稳定条件见式（419）式CRSTSTPN（419）式中为稳定安全系数为稳定许用压力STNST工况为一般中度冲击条件,所以取4,T式428150107KNP（420）上述计算说明，细长杆的承压能力是有稳定性要求确定的。226减速器的设计减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动，蜗轮传动或齿轮蜗轮传动所组成的独立部件，常在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动的传动装置。减速器由于结构紧凑,效率较高,传递运动准确可靠，使用维护简单，并可成批生产，故在现代机器中应用很广。减速器类型很多，有圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮减速器，蜗杆减速器等。61电动机的选择611选择电动机类型和机构形式电动机是常用的原动机，并且是系列化和标准化产品。机械设计中需要根据工作机的工作情况和运动，动力参数，合理地选择电动机类型，结构形式，传递的功率和转速,确定电动机的型号。电动机有交流电动机和直流电动机之分,工业上常采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最广泛。如无特殊需要,一般优先选用Y系列笼型三相异步电动机，因其具有高效，节能，噪音小，振动小，安全可靠的特点,且安装尺寸和功率等级符合国际标准,适用于无特殊要求的各种机械设备。根据工作场地的要求每天二班制工作，载荷中有中度冲击，工作环境清洁,室内，三相交流电源。选择电动机为Y系列380V三相笼型异步电动机。612功率的计算电动机的功率选择是否合适将直接影响到电动机的工作性能和经济性能。如果选用额定功率小于工作机所要求的功率,就不能保证工作机正常工作,甚至使电动机长期过载而过早损坏,如果选用额定功率大于工作机所需要的功率,则电动机价格高,功率未得到充分的利用,从而增加电能的消耗,造成浪费。在设计过程中,由于振动筛砂机一般为长期连续运转,载荷不变或很少变化的机械,并且传递功率较小，故只需使电动机的额定功率等于或梢大于电动机的实际输出功率,即。EDPDPED这样电动机在工作时就不会过热,一般不需要对电动机进行热平衡计算和校核启动力矩。613电动机功率计算电动机所需的输出功率见式（61）KW式（61）0PWA23式中表示工作机所需的功率WP表示由电动机到工作机间传动装置的总机械效率。A工作机所需工作功率一般根据工作机的生产阻力和运动参数见式（62）WKW式（62）P10WFV式中，表示工作机的生产阻力，NWF表示工作机的线速度，VMS表示工作机的阻力矩，；TN表示工作机的转速，；ANINR表示工作机的效率。总效率按下式计算见式（63）式（63）123AN式中分别为传动装置中每一传动副（齿轮，涡杆，带或链传动）中，每对123N轴承或每个联轴器的效率，其值可参考表由已知条件，工作机构的效率为095,A,N，S160，320WF8MINNS；V16675SS3200819WFPKWK12AN蜗杆带轴承联轴器469703680WAPK786153K因此电动机的额定功率应大于其所需功率取22KW其中分别为每一传动副,每对轴承,每个连轴器的效率传动副的效率数值可按下列选取,轴承及连轴器效率的概略值为滚动轴承0980995滑动轴承097099弹性连轴器0990995齿轮连轴器099万向连轴器097098614确定电动机转速24容量相同的同类电动机,有几种不同的转速系列供使用者选择,如三相异步电动机常用的有四种同步转速,即3000,1500,1000,750R/MIN相应的电动机定子绕组的极对数为2,4,6,8。同步转速为由电流频率与极对数而定的磁场转速,电动机空转时才可能达到同步转速,负载时的转速都低于同步转速。为了合理的设计传动装置，根据工作机的主轴转速要求和各传动比范围，可推算出电动机装速的可选范围，其中包括电动机可选转速范围，传动装置总传动比的合理范围，以及工作机主轴转速。选定电动机类型,结构,对电动机可选的转速进行比较,选定电动机转速并计算出所需容量后,即可在电动机产品目录中查出所要的电动机。根据工况和计算所选电动机见下表61。表61电动机参数表型号额定功率KW满载时起动电流起动转矩最大转矩转速电流效率功率因素额定电流额定转矩额定转矩Y100L14221420MINR5081008270222262确定传动装置的总传动比和分配传动比621总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速,可得到传动装置的总传动比见式（64）I式ANM（64）其中N为选择电动机的满载转速,N为工作机主动轴转速。该设计中N为1420MM,N为204。所以IRIRI7ANM总传动比为各级传动比I,I,II的乘积,见式（65）123III式A01（65）I,I分别为减速器各级传动比0163计算传动装置的运动和动力参数为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。I,I表示相邻两轴间的传动比0125,表示相邻两轴间的传动效率012P,P表示各轴的输入功率KWT,T表示各轴的输入转矩NMN,N表示各轴的转速MINR则可按电动机至工作机运动传递路线推算,得到各轴的运动和动力参数。631各轴转速N15480IMINR14209INRMINR式中N选择电动机的满载转速,MI电动机至轴的传动比0以及N385IM0INR14209INRIR632各轴输入功率PPKW19509919305KW,D0101PPPKW19509909809818541KW,2D012123式中,分别为连轴器,轴承,齿轮的传动效率123633各轴输入转矩TTINM式（66）D01其中T为电动机的输出转矩，按下列计算DT9550NM9550NM1312NMDMDNP95420TTINM13121099NM1298NM；01TTINM129892098099NM11585NM；12同一根轴的输出功率与输入功率数值不同，需要精确计算时应取不同的数值。64减速器结构的设计641机体结构减速器机体是用以支持和固定轴系的零件,是保证传动零件的啮合精度,良好润滑及密封的重要零件,其重量约占减速器总重量的50。因此,机体结构对减速器的工作性能,加工工艺,材料消耗,重量及成本等有很大的影响。机体材料用灰铁HT150或HT200制造,机体的结构用剖分式机体。642铸铁减速器机体的结构尺寸26见下表62单位表62减速器机体的结构尺寸表名称符号减速器尺寸关系机座壁厚0025A18机盖壁厚1002A38机座凸缘厚度B1512机盖凸缘厚度B15121机座底凸缘厚度B22520地脚螺钉直径DF0036A1218地脚螺钉数目NA500时,N8轴承旁联接螺栓直径D1075D135F机盖与机座联接螺栓直径D20506D10F联接螺栓D的间距2L150200轴承端盖螺钉直径D30405DF窥视孔盖螺钉直径D40304D8定位销直径D0708D652D,D,D至外机壁距离123C1见表4D,D至凸缘边缘距离C2见表4轴承旁凸台半径R1C162凸台高度H根据低速级轴承座外径确定外机壁至轴承座端面距离LCC812441顶圆与内机壁距离11210齿轮端面与内机壁距离210机盖,机座肋厚M,MM08568,M0856812轴承端盖凸缘厚度T112D3轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近,轴承端盖外径D2轴承孔直径555D表62续表螺栓直径螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30CMIN11316182226344027CMIN211141620242834沉头座直径20242632404860注多级传动时,A取低速级中心距65传动零件的设计计算传动装置包括各种类型的零件，其中决定其工作性能，结构布置和尺寸大小的主要是传动零件。支撑零件和联接零件都要根据传动零件的要求来设计，因此一般应先设计计算传动零件，确定其尺寸，参数，材料和结构。为了使设计减速器时的原始条件比较准确，通常应先设计减速器外的传动零件，如链传动，和连轴器等。651减速器外传动零件的设计考虑到工作现场的空间和减少传动链的原则，该设计直接采用连轴器，通过连轴器直接把电动机和减速器联结。652减速器内传动零件的设计1）圆柱齿轮传动A齿轮材料的选择因传动尺寸和批量较小,小齿轮设计成齿轮轴,选用45钢,调质处理,硬度229HB286HB,平均取240HB。B齿轮传动的计算方法1初步计算转矩T955010955027854N16MDNP28960A齿宽系数由机械设计手册查表取10DD接触疲劳极限由机械设计手册查表取710MPLIHLIMH1A580MPLI2初步计算的许用接触应力0909710639MPH1LI10909580522MP2LIM2A值由机械设计手册查表取A85DD初步计算的小齿轮851312DHTU32785461104177取451D初步齿宽45BD12校核计算28圆周速度226V160DN45960MS精度等级选8级精度齿数和模数初取齿数21,130ZM1Z21IAZ214D45由机械设计手册查表取25181ZDM4526218111使用系数由机械设计手册查表取15AKAK动载系数由机械设计手册查表取12VV齿间载荷分配系数由机械设计手册查表先取H1238NTF12TD7854413100ATKB534NM18832A1Z2COS1883216448088Z4364由此得129HK21208齿向载荷分布系数由机械设计手册查表取HAB1BD2C3BA11701610611957045载荷系数454KAVH15297弹性系数由机械设计手册查表取1898EZEZMPA节点区域系数由机械设计手册查表取25H接触最小安全系数由机械设计手册查表取105MINHSMINS29总工作时间4800HT530162H总应力循环次数LN由机械设计手册查表估计,则指数8787910LMV16NIHIXTAXIT87HIT60878714250235797原估计应力循环次数正确579/620932LN1I710710接触寿命系数由机械设计手册查表取118ZNZ1312许用接触应力H7981HLIM1NNS70185MPA7232LI2NZ3验算H21EKTUZBD7132457861892508MPA2H计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整。3确定传动主要尺寸实际分度圆直径，因模数取标准值时,齿数已重新确定,故分度圆直径不会改变,D即2518451DMZ2772中心距161A12MZ齿宽4555BD11B452计算说明1齿轮强度计算公式中，载荷和几何参数是用小齿轮输出转矩T和直径D来表示的，1130不论强度计算是针对小齿轮还是大齿轮，公式中的转矩，齿轮直径或齿数，都应是小齿轮的数值；2根据求齿宽，B应是一对齿轮的工作宽度，为易于补偿齿轮轴向位置误差，D1应使小齿轮的宽度大于大齿轮宽度，应此大齿轮宽度取45MM,3而小齿轮宽度取BB510,齿宽数值应圆整；14圆柱齿轮的传动系数。计算所得的参数见下表63表63齿轮参数表名称代号单位小齿轮大齿轮中心距A161传动比I62模数MN2525螺旋角度00端面压力角T度00啮合角度2020齿数Z个18111分度圆直径D45277齿顶圆直径DA50282齿根圆直径DF412527125齿宽B55454按齿根弯曲强度进行校合计算重合度系数07507522681Y齿间载荷分布系数由机械设计手册查表取FK1468齿向载荷分布系数FBH512载荷系数见式（67）K式AVFK（67）1524713865齿形系数由机械设计手册查表取246FAYFAY29应力修正系数由机械设计手册查表取SA1SA28SA31弯曲疲劳极限由机械设计手册查表取LIMFLIM170FMPA258弯曲最小安全系数由机械设计手册查表取MINFSMINFS应力循环次数由机械设计手册查表估计,则指数计算如式（68）LN7910LN878式1LV160NIHIXTMAXIT87HIT（69）60878787402502357970原估计应力循环次数正确见式（610）式2LN1I（610）579/6209370710弯曲寿命系数由机械设计手册查表取NY18NY23尺寸系数由机械设计手册查表取X10X许用弯曲应力见式（611）F式1FLIM1NNFYS（611）7085798MPA2FLIM2NNXFYS58013723PA验算1F12FASKTYBDM32236578426150829KPA2F121FASY980465MPA它们均小于许用弯曲应力。传动无严重过载,故不作静强度校核。66装配图设计第一阶段661有关零部件的结构和尺寸的确定1初步计算轴径当轴的支承距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的办法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径D，计算公式为见式（612）DA式3NP（612）式中P表示轴所传递的功率，KW；N表示轴的转速，；MIRA表示由轴的许用切应力所确定的系数。轴常用材料及A的关系见下表64表64轴常用材料表材料Q235354540CR、35NISNA16013513511811810710798结合实际情况，选用45钢，则取A的值为118A169MM式1D33281960DPN（613）考虑到键槽的影响，轴的直径增加5，则此时轴径应为169取181057M式23327180654PDAMN（614）考虑到键槽的影响，轴的直径增加5，则此时轴径应为306取32105374M33式33326184750PDAMN（615）考虑到键槽的影响，轴的直径增加5，则此时轴径应为47515498取50662轴的结构设计轴的结构设计时,既要满足强度的要求,又要保证轴上零件的定位,固定和装配方便,并有良好的加工工艺性,所以轴的结构一般都做成阶梯形。阶梯轴的径向尺寸的变化是根据轴上零件的受力情况，安装，固定及对表面粗糙度，加工精度等要求而定的。阶梯轴轴向尺寸则根据轴上零件的位置，配合长度及支撑结构确定，轴结构和具体尺寸可按下列方法确定A轴的径向尺寸当直径变化处的端面是为了固定轴上的零件或承受轴向力时,则直径变化要大些,一般取68。轴表面需要精加工,磨削时要有退刀槽。B轴的轴向尺寸轴上安装传动零件的轴长度是又所装零件的轮毂宽度决定的,而轮毂宽度一般都是和轴的直径有关,确定了直径,及可确定轮毂宽度。663轴的支点距离和力作用点的确定根据轴上零件的位置,可以定出轴的支点距离和轴上零件的力作用点的位置。计算齿轮受力见式（616）齿轮的直径小轮式125401DMZ10DM（616）大轮2182小齿轮受力转矩式66189509510PTN12758TNM（617）圆周力12745TFD1TF径向力341TAN125TAN49RF156RFN轴向力很小不予考虑大齿轮受力转矩12T27581TM圆周力2TFD19TFN径向力AN19TA249RTR轴向力很小不予考虑计算支撑反力水平面反力54102801RFNFR106832532垂直面反力541780831RFNFR71322596235水平面受力图垂直面（XZ）受力图水平面弯矩图MXY/NM图53图52图51水平面XY受力图（见图51）垂直面XY受力图（见图52）画弯矩图（见图53）水平面弯矩图（见图54）垂直面弯矩图（见图55）合成面弯矩图见图56画轴转矩图轴受转矩转