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粉碎机
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粉碎机的设计与运动仿真（桂理工）,粉碎机,设计,运动,仿真,理工
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学 号： 3110644206 题目类型： 设计 (设计、论文、报告)桂林理工大学GUILIN UNIVERSITY OF TECHNOLOGY本科毕业设计(论文)题目： 粉碎机的设计与运动仿真 学 院： 机械与控制工程学院 专业(方向)： 机械设计制造及其自动化 （机械装备设计与制造） 班 级： 机械11-2班 学 生： 莫光祥 指导教师： 钟丽平 沈中华 2015年 6 月 2 日 桂林理工大学本科毕业设计论文摘 要粉碎机是对物料进行加工达到粉碎的效果的一类装置。粉碎机有多种多样，相对来说在碾压式的粉碎装置方面研究较少，为了使这类粉碎机构简化，更加安全稳定，提高工作效率，因此本文设计的是利用曲柄滑块机构推动碾子对物料进行碾压，并且根据设计需求选择合适的传动系统，以及利用ADAMS对曲柄滑块机构进行运动仿真。首先根据所设计的机构，通过简单的计算设定合理的参数，然后根据参数选择动力系统和传动系统，包括电机与减速器的设计等。利用ADAMS建模对曲柄滑块机构部分进行仿真，根据仿真图表得出的结果分析其合理性。再对模型进行优化，得出所需驱动力矩的最优值，完成粉碎机的设计与运动仿真。本文主要研究曲柄滑块机构的运动学和动力学特性，运用ADAMS进行运动仿真实现了机构的合理设计。关键词：粉碎机；曲柄滑块机构；ADAMS；运动仿真 Design and motion simulation of millStudent:MO Guang-xiang Teachers:ZHONG Li-ping SHEN Zhong-huaAbstract:Mill is a kind of device to reach the crushing effect of the processing of materials. The chipper has varied, relatively speaking,compactedcrushing deviceresearch, in order to makethis kind ofsimplifiedcrushing mechanism, safe and stable, improve working efficiency, therefore,this design is the use of the slider crank mechanism topromoterollerrolling material, the transmission systemaccording to the design requirementandsuitable choice, and the use of ADAMSmotion simulationof slider crank mechanism. According tothedesign of mechanism, set reasonableparametersby simple calculation, then according to theparameterselection of powersystem and transmission system, including the motorand reducerdesign etc, use ADAMS modelingsimulationof slider crank mechanism part, according to the simulation results the rationalityanalysischart, Then, the optimal values of the drive torques are obtained by optimizing the model. complete thedesign and Simulation ofmill. This paper mainly studies thekinematics and dynamics ofthe crank slider mechanism, the use of ADAMSsimulationto achieve a rationaldesign of mechanism.Key words: Mill；Crank slider mechanism；ADAMS；Motion simulation目 次摘 要IAbstractI1绪论11.1 选题的背景、目的和意义11.2 与本课题有关的研究现状11.3 前人在本选题研究领域中的工作成果简述11.4 本课题主要研究内容及技术路线22 总体机构的设计32.1 总体设计32.2 工作原理42.3 设计参数和要求42.4 设计步骤42.5 本章小结43 部分参数的设计及校核53.1 曲柄滑块机构动力学和运动学特性分析53.1.1 曲柄滑块机构动力学特性53.1.2 曲柄滑块机构运动学特性63.2 执行机构的设计73.2.1 碾子和梁的设计73.2.2 碾物槽设计83.2.3 导轨和滑块设计83.2.4 轮盘设计83.2.5 连杆设计93.2.6 输送带设计93.3 传动部分的设计103.3.1 电动机的选择103.3.2 蜗轮蜗杆传动设计计算123.3.3 轴的设计计算153.3.4 滚动轴承的选择与校核253.3.5 键的选择与校核273.3.6链传动设计计算283.4 本章小结294 建模及运动仿真304.1 ADAMS简介304.2 建模304.2.1 设定工作环境304.2.2 软件建模304.2.3 施加约束314.2.4 添加驱动314.3 测试模型324.3.1 曲柄滑块机构的运动学特性324.3.2 曲柄滑块机构的动力学特性344.4 细化模型354.5 迭代模型364.6 优化设计374.7 结果分析394.8 本章小结395 结论40致 谢41参考文献42IV1 绪论1.1 选题的背景、目的和意义粉碎机是将固体原料原有尺寸粉碎至要求尺寸的机械，目前粉碎装置有很多种，用途也大不相同。根据尺寸区间可将粉碎机分为超细磨机、细磨机、中碎机、粗碎机，对物料进行粉碎的方式共有压轧、剪断、冲击、研磨这四种。但是粉碎机都有各种缺点和不足，本篇论文是为了研究其中一种粉碎机的动态特性，提高工作精度和效率。在各类软件中，ADAMS是一个研究动力学、运动学和静力学的仿真软件，利用ADAMS可以建立曲柄滑块机构模型，然后再设定约束施加载荷，能够真实的仿真出机构的运动情况，并且可以通过图表直观的看到仿真结果，然后加以分析。1.2 与本课题有关的研究现状近年来，粉碎技术应用越来越广泛，同时，对技术的要求也越来越高。国内外许多生产粉碎设备的企业也通过各种方式展现自身的实力，大力发掘新产品，表现突出的方面包括产品的多样性和技术的先进性。此外，粉碎技术跟数控和电源方面结合起来，粉碎技术因此变得更高效，同时也渐渐的实现粉碎机的自动化，全球的粉碎技术跨上了一个崭新的台阶。但是，粉碎机行业迅速猛增，出现了供大于求，产品技术低、耗能严重、环境污染严重等现象。产能过剩已成为粉碎机行业发展的瓶颈，同时也是困扰粉碎机企业发展的难题。今后的粉碎机行业发展需要在高效、自动化、环境友好方面取得新进步。由于粉碎材料种类繁多，对工业的服务范围更加广泛，因此更讲究自动化、高效化、清洁化、节能化。1.3 前人在本选题研究领域中的工作成果简述郗洪涛，程相文发表了锤式滚轴破碎机数字化设计及运动仿真，介绍锤式滚轴破碎机的工作原理及结构特点。运用Pro/E对锤式滚轴破碎机进行参数化设计，建立了锤式滚轴破碎机的虚拟样机，并利用Pro/E的仿真模块对其进行运动仿真，实现了锤式滚轴破碎机的优化及创新设计，为我国自行设计破碎机做了初步准备工作1。魏艳于2013年6月发表了学位论文颚式破碎机机构仿真及优化设计，以颚式破碎机的曲柄摇杆机构为研究对象，第一次提出对曲柄的质量及转动惯量进行分析计算；在此基础上，利用MATLAB软件对机构进行运动学、动力学仿真及其结果对比；最后对颚式破碎机机构进行优化设计2。江伟，宋嗣新发表了基于ADAMS和ANSYS的垃圾粉碎机运动部件设计，运用ADAMS对QL100型垃圾粉碎机运动仿真，求解出了垃圾粉碎机核心运动部件在工作中受力情况，还运用ANSYS对核心运动部件进行有限元分析，得出了工作中受力状况的应力分布云图3。1.4 本课题主要研究内容及技术路线本文首先设想是通过轮盘转动带动滑块移动，然后再带动碾子转动，根据参数要求设计各零部件以及校核，再以ADAMS为研究手段，建立曲柄滑块机构模型，包括曲柄、连杆、滑块、导轨等模型，再设定约束副与施加载荷。然后对建立的模型进行仿真，分析曲柄滑块机构的运动学和动力学特性，并判断机构的动态特性与哪些因素有关，从而初步评价机构的合理性。 总体机构的设计本文拟采用的技术路线： 机械部分的参数及校核查找原因建模及仿真分析仿真结果并判断是否合理否是设计完毕2 总体机构的设计2.1 总体设计本次设计的主要机构由轮盘、连杆、滑块、碾子组成，并且配合蜗轮蜗杆减速器、电机、导轨、链条、输送带等机构，组成机械式粉碎装置4，传动方案如图2-1。图2-1 传动方案图1-电动机；2、4-联轴器；3-蜗轮蜗杆减速器；5-链轮；6-链条；7-滚筒；8-输送带；9-轮盘粉碎机模型如图2-2所示。图2-2 粉碎机模型图2.2 工作原理本次设计的粉碎装置工作原理是：首先由电机运转，通过联轴器驱动蜗杆转动，利用蜗轮蜗杆减速器进行降速，降低到所需要的转速。再通过蜗轮轴带动轮盘转动，然后轮盘带动连杆，连杆将轮盘的驱动力传递给滑块，在滑块的牵引下，碾子做往复运动，对物料进行碾压5。同时，蜗轮轴通过链条带动另一根轴转动，这根轴再驱动卷筒使皮带转动，以此来达到送料的目的。2.3 设计参数和要求粉碎机加工对象：散装块状固体物料，如中药。设计参数主要有：（1）碾子加工时受物料最大阻力为800N；（2）碾子往返速度60次/min。要求：结构简单易操作，工作平稳效率高，寿命长，每天工作8小时，使用寿命为10年。2.4 设计步骤（1）首先对市场上的各种粉碎机进行调研，确定自己需要设计的粉碎机类型；（2）对机构做总体设计，包括机构设计和参数及要求；（3）部分参数的设计及校核，找出技术难点以及相应解决办法；（4）学习ADAMS软件，利用软件建模，设定约束力和施加力，进行运动仿真；（5）分析仿真结果，根据仿真结果进行优化，求得该模型所需驱动力矩的最优值，最终完成设计。2.5 本章小结本章节主要是对粉碎机做总体设计，阐述本次设计的粉碎装置工作原理，并且设定参数和要求，安排好设计步骤，以便有条不紊的进行。3 部分参数的设计及校核3.1 曲柄滑块机构动力学和运动学特性分析 3.1.1 曲柄滑块机构动力学特性图3-1曲柄滑块机构的受力分析图对图3-1曲柄滑块机构进行受力分析，B处，曲柄r对连杆l的力与滑块所受到的力F1，有如下关系Fcos=F1 （3-1）A处，沿半径方向的力Fr和F之间的关系 Fr=Fcos（+） （3-2）将(3-1)(3-2)式联立可得 Fr=F1cos+/cos （3-3）曲柄颈处所受切线力Ft与半径r的乘积，就是转矩TT=Ft*r （3-4）由上图可知Ft=Fsin(+) （3-5）将(3-1)、(3-4)式代入（3-5）式可得T=F1*rsin+/cos （3-6）再从上式求出F1F1=Tcos/r*sin(+) （3-7）一般来说，曲柄连杆机构l4r，可将l看成比r大很多，即lr ，那么，角将趋近于零。所以上式可以写成F1=T/(rsin) （3-8）图3-2 曲柄受力分析图由勾股定理可知，可以导出sin=r2-r-s2/r=2rs-s2/r，将上式代入（3-8）式，可得F1=T/(s2rs-1) （3-9）3.1.2 曲柄滑块机构运动学特性设O点为坐标原点，X轴水平向右，机构位置图如图3-3所示。图3-3 曲柄滑块运动分析图首先假设B点的矢径为S1=OB=OA+AB （3-10）B点的坐标为其矢径在X、Y坐标轴上的投影x=rcos+lcos1 （3-11）y=rsin-lsin1 （3-12）由图可知rsin=lsin1 （3-13）所以sin1=rl*sin=sin （3-14）因此有cos1=1-sin21=1-2sin2 （3-15）=r/l是曲柄与连杆长度之比。将上式代入（3-11）式中，由于=t，得出滑块的运动方程x=rcost+l1-2sin2t （3-16）将此式对时间求导，运算过程比较复杂。实际上，值通常比较小，=(l/4-l/6)。可将上式中的根式展开成的幂级数，把起的各项省略掉，作近似计算 x=rcost+l1-0.52sin2t-0.1254sin4t+rcost+l-0.5l2sin2（t）=rcost+l-0.25l21-cos(2t) （3-17）x=l1-0.252+rcos(t)+0.25cos(2t) （3-18）对时间求导，可得出滑块速度和加速度v=x=-rsint+0.5sin(2t) （3-19）a=v=-r2cost+cos（2t） （3-20）位移x、速度v、加速度a都是2=t的周期函数。3.2 执行机构的设计3.2.1 碾子和梁的设计根据需求，碾子材料选择45钢6，表面淬火处理，尺寸d=100mm，h=200mm。梁材料选择低碳钢Q235，尺寸设计为长L=150mm，宽b=20mm，厚h=10mm，计算弯矩M=FL=800150mm=120N*m此梁抗弯截面系数为W=hb26=10202610-6=6.66710-4m2最大弯曲正应力=MW=1206.66710-4=0.18MPa由于，所以该梁满足强度要求。3.2.2 碾物槽设计根据需要，碾物槽材料选择45钢，保证足够的强度。底部是平的，底部还有许多孔，物料碾碎后由孔出去，侧边则是圆弧状。设计尺寸如下：底部长300mm，宽200mm，圆弧半径50mm，高45mm，壁厚10mm，孔目数为200目。3.2.3 导轨和滑块设计铸铁具有耐磨性和减震性好等特点。因此滑块材料可选用HT150，可用于制造摩擦面压强不高于0.49MPa的铸件。灰铸铁许用应力达到175MPa，滑块尺寸为：宽340mm，高50mm，长100mm。通过计算，材料满足设计要求。本导轨不同于一般的导轨，主要是导轨还能起到固定滑块的作用，使滑块不会轻易发生振动。因此导轨材料选择灰铸铁HT20-40，硬度HB180200。导轨为双轨道，导轨底部宽50mm，厚20mm，两轨道之间距离为290mm，轨道根据计算设计长500mm。根据挤压强度条件7：=FA，导轨所受挤压力远小于许用应力，满足强度条件。3.2.4 轮盘设计本次设计利用轮盘转动替代曲柄转动，可以起到平衡的作用。轮盘的转动驱动连杆，带动滑块左右移动，因此轮盘的设计至关重要。从理论上分析可知，对于旋转的回转体来说，轮盘质量尽可能分布在回转体边缘，这样可以得到更高的储能密度。由于本次设计所需的能量不是很高，因此普通的轮盘便能满足设计要求。设计采用的高强度钢，设计数据：轮盘直径d=400mm，轮盘厚度h=30mm，键与轮盘圆心的距离为150mm。材料选择Q235。根据式(3-8)可知T=F1rsin，r=0.15m，F1=800N，当=90时，T为最大值，T=120N*M，由于忽略了，所以T的取值要比120N*M大些，故T最终取150N*M。根据设计要求轮盘转矩T=150N*M，转速n=60r/min，由T=9550P/n可知，计算得出轮盘转动所需功率为P轮=0.942KW。3.2.5 连杆设计由以上分析可知，当曲柄与连杆垂直时，连杆受到的拉力或压力最大，此时Fmax=Ft=T/r=150/0.15=1000N连杆材料选用低碳钢Q235，查得s=240MPa，b=500620MPa,因此属于塑性材料，安全系数取n=2,许用应力为=sn=2402=120MPa根据=FA，计算连杆允许截面最小尺寸AF=1000120106=8.3310-6m2=8.33mm2因此，连杆尺寸可设计为长L=600mm，宽b=30mm，厚h=10mm。3.2.6 输送带设计该输送带用于输送物料到碾物槽，输送装置是否合理直接影响整个机器的碾碎效率，从而影响整个机器的加工效率。1. 设计数据设计的输送带参数如表3-1所示表3-1 输送带参数输送带拉力F(N)输送带速度V(m/s)滚筒直径D(mm)2000.1502.设计条件该输送装置是单向连续传送，运输带速度误差为5%。输送物料：散装固体物料物料特性：单位重量：100g 规格：50X50X10mm，底部面积50X50=2500cm2 单位面积压力100/2500=0.04g/cm2 温度：0403.带宽选择本输送带所输送的物料皆是散装的固体，横竖尺寸一般都小于50mm，即使有部分尺寸大于50mm，相差也不是很大，因此，物料在输送带上的单位面积压力远小于0.1g/cm2。所以输送带选择宽度为200mm，这样可以同时运输多块物料，提高输送效率。4.选择输送带常用输送带包括橡胶带和塑料带，本次设计选择橡胶输送带。橡胶带使用工作环境温度为-10至+400，而通常工作环境的温度大致在0至+40，因此橡胶带能在此环境下正常使用。5.输送带其他尺寸主动轴与从动轴轴心距为300mm，皮带厚度5mm，皮带外周长788.4mm，皮带内周长L2=757mm。输送带工作所需功率P=FV，带入数据计算得出P带=0.02KW。滚筒转速n滚筒=100060vD1=31.847r/min3.3 传动部分的设计3.3.1 电动机的选择1.选择电机类型根据用途选用Y系列一般用途的封闭式小型三相交流电机，拥有自扇冷却、封闭式结构等特点。查得该型号电机如表3-2所示。表3-2 电机参数表电机类型额定电压/V额定频率/Hz环境空气温度/Y系列封闭式小型三相交流电机38050-15402.电机选择已知轮盘所需功率P1=0.942KW,输送带所需功率PW=0.1KW。故电机所需总功率为 P=P轮/轮+P带/带查机械设计手册得出各零部件传动效率表如表3-3所示。表3-3 各零部件传动效率表零部件名称联轴器轴承蜗轮蜗杆链条滚筒输送带传动效率0.990.990.80.960.960.98计算电机所需总功率总=P轮联2蜗杆轴承3+P带联2蜗杆轴承4链滚筒带=1.238+0.034=1.272KW通过查表选取电动机的额定功率为P电机=1.5KW。3.确定电机转速根据对应的功率查得电机型号为Y90L-4,同步转速为1500r/min，满载转速为1400r/min。4.计算传动比i1=n电机n轮=140060=23.333i2=n轮n滚筒=6031.847=1.8845.传动装置动力参数计算(1)各轴转速n1=1400r/minn2=n3=60r/minn4=31.847r/minn滚筒=n4=31.847r/min(2)各轴功率P1=P电机联=1.2720.99=1.259kwP2=P1蜗杆轴承=1.2590.80.99=0.997kwP3=P2轴承联=0.9970.990.99=0.977kwP4=P3轴承链=0.9770.990.96=0.929kwP滚筒=P4轴承=0.9290.99=0.920kw(3)各轴转矩T电机=9550P电机n电机=95501.2721400=8.677N*mT1=9550P1n1=95501.2591400=8.588N*mT2=9550P2n2=95500.99760=158.689N*mT3=9550P3n3=95500.97760=155.506N*mT4=9550P4n4=95500.92931.847=278.580N*mT滚筒=9550P滚筒n滚筒=95500.92031.847=275.882N*m(4)主要传动数据 统计以上传动数据如表3-4所示。表3-4 各轴传动数据表轴号功率P/kw转矩T/N*m转速n/ r/min传动比i效率电机轴1.58.677140010.99轴1.2598.588140023.3330.792轴0.997158.6896010.98轴0.977155.506601.8840.95轴0.929278.58031.84710.99滚筒轴0.920275.88231.8473.3.2 蜗轮蜗杆传动设计计算已知：蜗杆轴输入功率P=1.259kw，转速n=1400r/min，传动比i=23.3331.选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988圆柱蜗杆传动基本参数的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2.选择材料蜗杆选用45钢，齿面需要淬火，硬度范围为45-55HRC。根据教材书8中表11-6推荐，蜗轮材料选用铸锡磷青铜ZCuCn10P1,铸造方法选择金属模铸造。齿圈需用铸锡磷青铜ZCuCn10P1制造，而轮芯为了节约经济可选用灰铸铁HT100制造。3.按齿面接触疲劳强度进行设计首先对齿面接触疲劳强度设计。查机械设计教材式（11-12）可知，传动中心距为3KT2ZEZH2 (3-21)（1）确定作用在蜗轮上的转矩T2根据以上计算可知，转矩T2=158689N*mm（2）确定载荷系数K根据教材书中表11-5，工作载荷性质属于不均匀、小冲击类型，因此选用使用系数KA=1.15；K为齿向载荷分布系数，因为工作载荷稳定，此时可以取K=1；KV为动载系数，由于传动平稳，因此可以取KV=1.05；故K=KAKKV=1.1511.051.21（3）确定弹性影响系数ZE因选用的材料是钢蜗杆和铸锡磷青铜蜗轮配合，因此弹性影响系数ZE=160MPa12。（4）确定接触系数Z假设蜗杆分度圆直径d1与传动中心距的比值d1=0.35,从教材书中图11-18中查得Z=2.9。（5）确定许用接触应力H根据蜗轮材料和铸造方法，以及蜗杆螺旋面硬度，可以从教材书中表11-7查得蜗轮基本许用应力为H=268MPa。应力循环次数 N=60jn2Lh=6016028200=1.0152108寿命系数 KHN=81071.0152108=0.7485因此 H=KHNH=0.7485268=200.598MPa（6）计算中心距3KT2ZEZH2=31.211586891602.9200.5982=100.903mm中心距取=125，因为i=23.333，查机械设计手册9得，取模数m=5mm，分度圆直径d1=50mm，蜗杆头数z1=2。此时d1a=0.4，查教材图11-18可知接触系数Z=2.74，由于ZZ，所以以上计算结果可用。4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆查机械设计手册并作相应计算，得出蜗杆参数表如表3-5所示。表3-5 蜗杆参数表轴向齿距Pa/mm直径系数q齿顶圆直径da1/mm齿根圆直径df1/mm螺旋部分长度b1/mm分度圆导程角蜗杆轴向齿厚sa15.70810.006038691118367.854（2）蜗轮因为此设计是非标准传动，因此蜗轮齿数Z2的选择可以不受限制，这里选择蜗轮齿数Z2=44，变位系数x2=-0.5；验算传动比i=Z2Z1=442=22，传动误差为22-23.33323.333=-4.7% ,是允许的。蜗轮分度圆直径d2=mz2=544=220mm蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha2=220+25mm=230mm蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=220-21.25mm=208mm蜗轮咽喉母圆半径rg2=-12da2=125-12230mm=10mm蜗轮外径：de2=da2+m=235蜗轮宽度： B0.67da1=40mm6.校核齿根弯曲疲劳强度F=1.53KT2d1d2mYFa2YF (3-22)计算当量齿数 ZV2=Z2cos3=44cos11.313=46.66根据x2=-0.5,ZV2=46.66，从图11-19可查得齿形系数YFa2=2.84。螺旋角系数 Y=1-140=1-11.31140=0.9192需用弯曲应力 F=FKFN根据蜗轮材料以及铸造方法，从表11-8中查得该蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa。寿命系数 KFN=91061.0152108=0.59848MPaF=560.59848MPa=33.515MPaF=1.531.211586895022052.840.9192MPa=13.944MPa 满足弯曲强度。7.验算效率=0.950.96tantan+v (3-23)已知=111826=11.31；v=arctanfv；fv与相对滑动速度vs有关。vs=d1n1601000cos=501400601000cos11.31=3.738ms从表11-18中用插值法查得fv=0.025，v=1.26；代入式中计算得=85.2，大于原估算值，所以不用重算。8.精度等级公差和表面粗糙度确定由于本次设计的蜗杆传动属于动力传动，圆柱蜗杆以及蜗轮的精度等级选择的是8级精度。查机械设计手册得要求的公差项目和表面粗糙度如表3-6所示表3-6 粗糙度表部位蜗杆蜗轮齿面齿顶齿根齿面齿根表面粗糙度.3 轴的设计计算蜗杆轴用45钢，表面淬火处理，功率P2=1.259kw，C=107118,取C=112。根据公式dCPn13，求得输入轴的最小直径dmin=10.81mm，通过查电机资料，已知Y90L-4电机输出轴直径D=24mm，输出轴的最小直径dmin=28.58mm。根据查阅设计手册，选用TL型弹性套柱销联轴器。1. 联轴器的选择查机械设计手册，蜗轮蜗杆减速器输入轴选用TL4型联轴器，输出轴选用TL6型联轴器。表3-7 联轴器参数表型号公称转矩T允许转速n轴孔直径dY型长度TL46357002562TL6250380032822.输入轴的结构设计单级减速器可以把蜗杆的蜗齿部分安排在减速器箱体中间部位，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位并且对称布置。左端采用密封盖提高密封性能，右端采用轴端挡板固定。设计尺寸如图3-4。图3-4 输入轴简图其他细节方面的尺寸：根据设计要求轴两端需要倒角，倒角尺寸为245，轴肩处过渡圆角半径为2mm，蜗杆配合轴与两边轴之间的过渡圆角半径为5mm。轴承和轴配合选用基孔制过渡配合，配合代号为H7k6。选用的是30207型圆锥滚子轴承，d=35mm，D=72mm，B=17mm。联轴器与轴配合选用基孔制过渡配合，配合代号为H7js6。选用圆头普通平键（A型），根据轴径选择键槽宽度b=8，槽深t=4mm，键槽长度L=52mm。3.校核输入轴的强度统计以上输入轴的参数如表3-8所示。表3-8 蜗杆轴参数功率P1/kw转速n1/ r/min转矩T1/N*M1.25914008.588轴支承跨距L=221mm，取L=220mm，尽量缩小跨距Lmin=（0.9-1.1）da2=（207235）mm，因此满足要求。蜗杆受力分析蜗杆圆周力Fte1=Fae2=2T1d1=2*8.588/0.05=343.52N蜗杆轴向力Fte2=Fae1=2T2d2=2*158.689/0.22=1442.63N蜗杆径向力Fre1=Fte2*tan=1442.63tan20=525.07N（1） 垂直面支反力两轴承受到的径向载荷F1V=Fre1*L2-Fae1*d2L=98.60NF2V=Fre1-F1V=525.07-98.60=426.47N因此截面在垂直面的弯矩MV1=F1VL=98.6011010-3=10.846N*MMV2=F2VL=426.4711010-3=46.9117N*M（2）水平面的支反力Fr1h=Fr2h=Fte12=343.522=171.76N截面在水平面上的弯矩MH1=MH2=d*Ft2=353.525010-32=8.838N*M（3）绘制合弯矩图M1=(MV12+MH12)1/2=14N*MM2=(MV22+MH22)1/2=47.737N*M（4）绘制扭矩图T1=8.588N*M轴上载荷分布参看图3-5。（5）校核轴的强度 图3-5 输入轴载荷分析图由教材书中式（15-5）轴的弯扭合成强度条件为ca=M2+(T)2W-1，并且该轴扭转切应力属于脉动循环变应力，故取0.6； ca=M2+(T)2W=477372+(0.6*8588)20.1*(50)3=3.841MP查阅教材书表15-1，由于已选定轴的材料为45钢,调质处理,查得该轴的许用弯曲应力,因此,故安全，该轴强度足够。（6）校核轴的疲劳强度截面左侧抗弯截面系数 W1=0.1d3=0.1403=6400 mm3抗扭截面系数 W2=0.2d3=0.2403=12800 mm3截面左侧的弯矩M为M=47737(110-37)/110=31680 Nmm截面上的扭矩T2为 T2=8588Nmm截面上的弯曲应力 b=MW=4.95MPa截面上的扭转切应力 =T2/W2=0.67MPa轴的材料为45钢,调质处理.由表15-1查得轴肩圆角的理论应力集中系数可按附表3-2查取。因r/d=0.25，D/d=1.5，经插值后可查得，又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按式(附3-4)为k=1+q-1=1.2788k=1+q-1=1.1615由附图3-2得截面形状系数 =0.76由附图3-3得扭转剪切尺寸系数 =0.87轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为K=k+1-1=1.77K=k+1-1=1.42又由3-1节和3-2节得碳钢的特性系数于是,计算安全系数，根据式（15-6）、（15-7）、（15-18）得S=-1K+m=43.44S=-1K+m=160.10Sca=SSS2+S212=41.921.5故可知其安全。截面右侧抗弯截面系数 W1=0.1d3=0.1603=21600 mm3抗扭截面系数 W2=0.2d3=0.2603=43200 mm3截面右侧的弯矩M为M=47737(110-37)/110=31680 Nmm截面上的扭矩T2为 T2=8588Nmm截面上的弯曲应力 =M/W=1.4667MPa截面上的扭转切应力 =T2/W2=0.199MPa有效应力集中系数k=1k=1由附图3-2得截面形状系数 =0.68由附图3-3得扭转剪切尺寸系数 =0.82轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为K=k+1-1=1.56K=k+1-1=1.31于是,计算安全系数S=-1K+m=120.19S=-1K+m=1145.43Sca=SSS2+S212=1145.431.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的。至此，轴的校核计算完毕，设计符合要求，绘制输出轴的工作图。4.输出轴设计单级减速器可以把蜗轮安排在减速器箱体中间部位，蜗轮定位左面用套筒，右面用轴肩，轴向定位采用键和过渡配合。两轴承分别以轴肩和套筒定位，轴向定位则用过渡配合。设计尺寸如图3-6。图3-6 输出轴简图根据设计要求轴两端需要倒角，倒角尺寸为245，轴肩处过渡圆角半径为2mm，蜗杆配合轴与两边轴之间的过渡圆角半径为5mm。轴承和轴配合选用基孔制过渡配合，配合代号为H7k6。根据轴承使用手册选择30209型圆锥滚子轴承，d=45mm，D=85mm，B=19mm。联轴器与轴配合选用基孔制过渡配合，配合代号为H7js6。键选用圆头普通平键（A型），根据轴径选择键槽宽度b=10mm，槽深t=5mm，键槽长度L=72mm。轴与蜗轮配合选择过盈配合，配合代号为H7r6。键选圆头普通平键（A型），根据轴径选择键槽宽度b=16mm，槽深t=6.0mm，键槽长度L=40mm。轴支承跨距取130mm。5.校核输出轴的强度分度圆直径d2=220mm;转矩T2=158.689N*M圆周力 Fte2=1442.63N 轴向力 Fae2=343.52N径向力 Fre2=Fre1=Fte2*tan=1442.63tan20=525.07N两轴承对称LA=LB=65mm（1） 垂直面支反力两轴承受到的径向载荷F1V=Fae2*d2-Fre2*L2L=102.15NF2V=Fr-F1V=525.07-102.15=422.92N因此截面在垂直面的弯矩MV1=F1VL=102.156510-3=6.63975N*MMV2=F2VL=422.926510-3=27.4988N*M（2）水平面的支反力Fr1h=Fr2h=Fte22=1442.632=721.315N截面在水平面上的弯矩MH1=d*Ft2=1442.6311010-32=79.344N*M（3）绘制合弯矩图M1=(MH12+MV12)1/2=79.621N*MM2=(MH22+MV22)1/2=83.974N*M（4）绘制扭矩图T2=158.689N*M图3-7 输出轴载荷分析图轴上载荷部分参看图3-7。（5）校核危险截面的强度由教材书中式（15-5）轴的弯扭合成强度条件为ca=M2+(T)2W-1，并且该轴扭转切应力属于脉动循环变应力，故取0.6； ca=M2+(T)2W=8.062MP查阅教材书表15-1，由于已选定轴的材料为45钢,调质处理,查得该轴的许用弯曲应力,因此eFa2Fr2=170.11459.760.37=e由教材查表查得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1 X1=0.4，Y1=1.6轴承2 X2=1 ,Y2=0轴承运转有轻微冲击，查教材P321，表13-6，fP=1.01.2，取fP=1.1,那么P1=fPX1Fr1+Y1Fa1=1.10.4198.05+1.61612.74N=2925.56NP2=fPX2Fr2+Y2Fa2=1.11459.76+0107.11N=505.736N因为P1P2，因此按轴承1的受力大小验算Lh=10660nCP1=106601400542002925.563=75699h29200h故所选轴承满足寿命要求。2. 输出轴轴承查机械设计手册得输出轴轴承参数表如表3-10所示。表3-10 输出轴轴承参数表轴承代号基本尺寸/mm计算系数基本载荷/KNdDBaeY动载荷Cr静载荷Cor30209458519200.41.567.883.5Fae2=343.52N Fre2=525.07NFte2=1442.63N F1v=102.15NF2v=422.92N Fr1h=Fr2h=721.35NFr1=F1v2+Fr1h2=728.55N Fr2=F2v2+Fr2h2=836.186N对于30209型轴承，按教材计算派生轴向力，e=0.4Fd1=0.4Fr1=291.42NFd2=0.4Fr2=334.47N根据教材P322式（13-11a）Fa1=Fae2+Fd2=677.99NFa2=Fd2=334.47N求轴承当量动载荷Fa1Fr1=677.99728.55=0.93eFa2Fr2=334.47836.186=0.4=e由教材查表查得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1 X1=0.4，Y1=1.5轴承2 X2=1 ,Y2=0轴承运转有轻微冲击，查教材P321，表13-6，fP=1.01.2，取fP=1.1,那么P1=fPX1Fr1+Y1Fa1=1.10.4728.55+1.5677.99N=1439.246NP2=fPX2Fr2+Y2Fa2=1.11836.186+0334.47N=919.805N因为P1P2，因此按轴承1的受力大小验算Lh=10660nCP1=1066060678001439.2463=29038988.6h29200h故所选轴承满足寿命要求。3.3.5 键的选择与校核（1）电机与联轴器连接采用平键连接电机轴径d电机=25mm T=8.677Nm查手册选A型平键，得：b=8mm， h=7mm， L=30mm 轴槽深t=4mmp=4T电机/d电机hl=48.6771000/（25730）=6.611pap(110Mpa)（2）蜗杆轴与联轴器连接轴径d2=25mm L1=80mm T=8.588Nm查手册选A型平键，得：b=8mm ，h=7mm， L=50mm， 轴槽深t=4mmp=4T1/d1hl=48.5881000/（25750）=3.926Mpap(110Mpa)（3）蜗轮轴与联轴器连接轴径d3=32mm L1=82mm T=158.689Nm查手册选A型平键，得：b=10mm ，h=8mm， L=70mm， 轴槽深t=5mmp=4T3/d3hl=4158.6891000/（32870）=35.42Mpap(110Mpa)（3）蜗轮轴与蜗轮连接轴径d3=54mm L1=52mm T=158.689Nm查手册选A型平键，得：b=16mm ，h=10mm， L=40mm， 轴槽深t=6mmp=4T3/d3hl=4158.6891000/（541040）=29.38MpaCreate Design VariableReal，创建设计变量“DV-1”，重复步骤对“Point-3”的X坐标创建设计变量“DV-2”,如图4-10所示，完成后点击“Apply”。还可以通过点击下方的“Variables”查看设计变量的范围，然后点击“OK”关闭窗口。4.5 迭代模型在菜单栏中，选择“Simulate”菜单中的“Design Evaluation”命令，系统弹出“Design Evaluation Tools”对话窗，选项和输入如图4-11所示。 图4-11 设计变量工具图 图4-12 求解器设置选择“Display”，求解器设置如图4-12所示。然后点击“Start”开始，系统对设计变量“DV-1”进行优化设计分析，然后系统自动生成设计研究报告。同样的步骤，系统对设计变量“DV-2”进行优化设计分析，然后得出设计研究报告，图4-13是设计变量“DV-1”和“DV-2”的研究报告，从报告中可以统计设计变量结果。 图4-13 设计变量研究报告1表4-1 设计变量优化结果设计变量名称初始值在初始值的敏感度最优值DV-1-150-508.85-135DV-2-750-0.018915-675通过表可看出：设计变量DV-1的敏感度最高，它的位置变化对驱动力矩的影响力最大，设计变量DV-2的灵敏度很低，它的位置变化对驱动力矩的影响非常小。所以从这可以得出：驱动力矩的大小与曲柄长度有关，与连杆长度无关。4.6 优化设计接下来改变设计变量范围，由于曲柄长度直接影响滑块的行程，并且滑块的行程不能过短，因此曲柄长度也不能过短。设定滑块的行程变量范围为20%，即240mm360mm，那么曲柄的长度变化范围也是20%，把设计变量DV1的变化范围由10%改为20%，测试报告如图4-14所示。图4-14 设计变量研究报告2从优化结果可知：曲柄长度为120时，所需要的驱动力矩平均值最小为61061。把“Point-1”位置设置为（-120.0），“Point-2”位置设置为（-720.0），此时的曲柄长度为120mm，连杆长度为600mm。然后进行仿真，查看仿真结果，下图是滑块位移、速度、加速度合成图：图4-15 滑块位移、速度、加速度合成图2对比之前的曲柄长度150mm，连杆长度600mm的仿真结果可知：由于曲柄长度的减小，滑块位移、速度、加速度也随着减小。最大位移由原来的300mm减少到240mm；最大速度由原来的971mm/s减少到769mm/s，；X轴正方向最大加速度由7402mm/s2减少到5685mm/s2，负
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