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- 内容简介：
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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 AbstractThis paper introduces the sand-shaker of the structure and characteristics of the shaker is the design of sand, and link the design and transmission system for a sports programme elements summary statement. This article focuses on the shaker machine sand all parts of the design and verification. The design of the main content is divided into three parts: 1. Transmission System Design Movement 2. Reducer Design 3. The design work The main drive system design work and sports programmes, identified turbo-drive vortex of the main parameters of the drive mechanism in various parts of the selection, design, check. The design of the main features are: saving investment, convenient control. Keywords Transmission linkage movement Linkage mechanism Kinematics and dynamics Analysis retarderII目 录1 绪论11.1 背景介绍11.2方案比较11.3设计方案综述22传动方案设计32.1 传动方案对比分析33连杆机构的设计53.1连杆机构的特点53.2连杆机构的选择53.3平面四连杆机构有曲柄的条件63.4.1铰点位置和曲柄长度的设计73.4.2曲柄摇杆机构的设计74 机构的运动和动力分析94.1概述94.2用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度和加速度分析94.2.1绘制机构运动简图94.2.2作速度分析94.3作加速度分析104.4用矢量方程图解法作平面连杆机构的动态静力分析124.4.1对机构进行运动分析124.4.2确定各构件的惯性力和惯性力偶矩124.4.3机构的动态静力分析135杆件的设计185.1杆件的类型185.2 钢材和截面的选择185.3杆件间的联结185.3.1剪切强度计算185.3.2挤压强度计算195.3.3稳定性的校核206 减速器的设计216.1电动机的选择216.1.1选择电动机类型和机构形式216.1.2 功率的计算216.1.3电动机功率计算216.1.4确定电动机转速226.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比236.2.1 总传动比236.3 计算传动装置的运动和动力参数236.3.1各轴转速246.3.2各轴输入功率246.3.3各轴输入转矩246.4 减速器结构的设计246.4.1机体结构246.4.2铸铁减速器机体的结构尺寸246.5 传动零件的设计计算256.5.1减速器外传动零件的设计256.5.2减速器内传动零件的设计266.6装配图设计第一阶段306.6.1有关零部件的结构和尺寸的确定306.6.2 轴的结构设计316.7滚动轴承的选择346.7.1 选择原则346.7.2 选用方法346.7.3滚动轴承的失效356.8轴承盖上的螺纹强度计算366.9 键的选择和强度校核376.10联轴器的选择计算376.11装配图设计的第二阶段386.11.1轴承端盖结构386.11.2轴承的润滑与密封386.11.3减速器的润滑386.12减速器附件设计396.12.1窥视孔盖和窥视孔396.12.2放油螺塞396.12.3油标396.12.4通气器396.12.5启盖螺钉396.12.6环首螺钉,吊环,和吊钩397 开式齿轮的设计407.1开式齿轮计算公式407.2计算参数的选取407.3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51571 绪论1.1 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。1.2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。 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。1.3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。2传动方案设计2.1 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）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3连杆机构的设计3.1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。3.2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。 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： 图3-2筛沙机系统运动简图3.3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。3.4连杆设计内容输送机的工作阻力F=3200N，步长S=160，往复次数N=80次/分，行程速比系数K=1.25，高度H=800。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0.95，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。3.4.1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。3.4.2曲柄摇杆机构的设计已知摆角及行程速比系数K=1.25和摇杆长度来设计该机构。设计时先按公式=180(K-1)/(K+1)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CCN=90-,得C2M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AC=b+a,AC=b-a.故a=(AC-AC)/2于是以A为圆心,以为AC半径作弧交AC于点E,则得a=EC1/2,b=AC-EC/2。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a=134,b=1300,c=b=1300,d=1820mm。3.4.4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（3.1）=arccos 式（3.1）= arccos =42.740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L=a=134,L=b=1300,L=c=b=1300,L=d=1820.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为杆件AD的长度。 4 机构的运动和动力分析4.1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:4.2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：4.2.1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/（），并按照比例尺准确地绘制出机构的运动简图如图1-1所示。图4-1 机构的运动简图4.2.2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 v=l 式（4.1）=0.134m3.4=0.4556其方向垂直AB，指向与的转向一致。2） 求 因点C及B为同一构件2上的点，故得 = + 方向 CD AB CB 大小 ？ ？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。如图4-2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= v/（）/= =0.00325（）/。再分别自点B，P作垂直于BC，CD的直线bc,pc,代表，的方向线，两线交于点C，则矢量，即分别代表和，于是见式（4.2） v= 式（4.2）=70 （）/=0.2383） 求 ， 瞬时针 式（4.3） 顺时针 式（4.4） 4.3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，,1) 求 因为曲柄作等速回转,故无切向加速度见式（4.5） = 式（4.5）=0.134=1.55 方向由B指向A.2) 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 = + = + + 式（4.6）方向 CD CD BA CBCB大小 ？ ？ 式中仅有和的大小未知，故可用作图法求解。图 4-3 加速度分析图如图4-3所示，取点作为加速度多边形的极点，并作代表，则加速度比例尺（）/ 式（4.6）然后再按上式作图，可求得代表，而其大小为 =0.00775（）/70=0.54253）求，,。根据前述求构件角加速度的方法可得见式（4.7）和式（4.8） = 逆时针 式（4.7） = 顺时针 式（4.8）4.4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。4.4.1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,加速度比例尺,作出了机构图及其速度多边形和加速度多边形。4.4.2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=7.810/m.见式（4.9）和式（4.10）根据 质量 m=l, 式（4.9） 转动惯量 J=ml 式（4.10）计算见下表4-4。表4-4 杆件质量特性表杆件长度直径重量转动惯量L1341005.8870.069L1300507.8500.09213008022.1050.5571820602.8000.00756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（4.10） P=ma 式（4.10）= m =7.8500.00325（）/1300=33.17M=J 式（4.11） = Ja/l = J/ l=0.0690.145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h= M/ P=0.048=484.4.3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分析图4-4 杆4受力分析由整个杆组平衡条件=0 得 见式（4.11） =0 式（4.11）方向 EF EF EF EF 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=0 对D点取矩=0 由此可以绘制出力的矢量合成图 图4-5 杆5力的分析由图测得2)对构件2，3进行力的分析图4-6 杆2、3的受力分析 式（4.11）方向 DE DE BC BC 大小 此方程未知数超过两个，需求出或才能求出对B点取矩=0 式（4.12） 对E点取矩=0见 式（4.13） 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图4-7 力的矢量合成图由图测的 3).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（4.14） 式（4.14）图 4-8 对杆件2的受力分析可以绘制出连杆2的力矢量图图4-9 连杆2的力矢量图由上图可以知道4) 求 机构的平衡力 对杆1进行分析图4-10 连杆1的机构的平衡图取见式（4.15） 式（4.15） =5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。5.1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。5.2 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4-1。表5-1 杆件材料的质量系数材料 MPa MPa % E 45 600 350 16 7800 2062） 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（4.16）其中许用应力式中S 为大于1的安全系数取1.3于是=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 =2.2由于制造困难和稳定性的考虑，于是取为初选的参数5.3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。5.3.1剪切强度计算考虑图所示轴销，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（4.17）即=所以 式（4.17）5.3.2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,根据实验分析结果得: 图5-1 轴销受力示意图式中：受压圆柱面在相应径向平面上的投影;最大挤压应力,数值上等于径向截面的平均压应力。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,即要求为连接件的挤压极限应力除以安全系数.因此,从挤压强度考虑,接头的许用载荷为5.3.3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（4.18）=2）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 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（4.19） 式（4.19）式中:为稳定安全系数;为稳定许用压力.工况为一般中度冲击条件,所以取4, 式（4.20）上述计算说明，细长杆的承压能力是有稳定性要求确定的。6 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。6.1电动机的选择6.1.1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。6.1.2 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。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。6.1.3电动机功率计算电动机所需的输出功率见式（6.1） kw 式（6.1）式中 -表示工作机所需的功率;-表示由电动机到工作机间传动装置的总机械效率。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（6.2） =kw 式（6.2）式中，-表示工作机的生产阻力，N; -表示工作机的线速度，; -表示工作机的阻力矩，； -表示工作机的转速，； -表示工作机的效率。总效率按下式计算见式（6.3） 式（6.3）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0.95, , N，S160，NS；.因此电动机的额定功率应大于其所需功率取2.2kw.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 0.98-0.995滑动轴承 0.97-0.99弹性连轴器 0.99-0.995齿轮连轴器 0.99万向连轴器 0.97-0.986.1.4确定电动机转速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6-1。表6-1 电动机参数表型号额定功率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Y100L1-42.214205.081.00.827.0 确定传动装置的总传动比和分配传动比6.2.1 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（6.4） i= 式（6.4）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1420,n为204。所以 i=7总传动比为各级传动比i,i,ii的乘积,见式（6.5） i=ii 式（6.5） i, i分别为减速器各级传动比. 6.3 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;,-表示相邻两轴间的传动效率;P,P-表示各轴的输入功率(KW);T,T-表示各轴的输入转矩(Nm);n,n-表示各轴的转速().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。6.3.1各轴转速n= = =154.8 式中n选择电动机的满载转速,i电动机至轴的传动比. 以及 n= =.2各轴输入功率P=P KW=1.950.99=1.9305 KW, =P= P= P KW=1.950.990.980.98=1.8541 KW, =式中,分别为连轴器,轴承,齿轮的传动效率.6.3.3各轴输入转矩T=Ti Nm 式（6.6）其中T为电动机的输出转矩，按下列计算：T=9550 Nm=9550Nm=13.12 NmT=Ti Nm=13.1210.99 Nm =12.98 Nm；T= Ti Nm =12.989.20.980.99 Nm =115.85 Nm；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。6.4 减速器结构的设计6.4.1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。6.4.2铸铁减速器机体的结构尺寸见下表6-2(单位)表6-2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0.025a+18机盖壁厚0.02a+38机座凸缘厚度b1.5=12机盖凸缘厚度b1.5=12机座底凸缘厚度b2.5=20地脚螺钉直径d0.036a+12=18地脚螺钉数目na500时,n=8轴承旁联接螺栓直径d0.75 d=13.5机盖与机座联接螺栓直径d(0.5-0.6) d=10联接螺栓d的间距l150-200轴承端盖螺钉直径d(0.4-0.5) d窥视孔盖螺钉直径d(0.3-0.4) d=8定位销直径d(0.7-0.8) d=6.5d,d,d至外机壁距离c见表4d,d至凸缘边缘距离c见表4轴承旁凸台半径Rc=16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lc+ c+(8-12)=44顶圆与内机壁距离1.2=10齿轮端面与内机壁距离=10机盖,机座肋厚m,mm0.85=6.8, m0.85=6.8轴承端盖凸缘厚度t(1-1.2) d轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近,轴承端盖外径D轴承孔直径+(5-5.5) d表6-2续表螺栓直径螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30c13161822263440c11141620242834沉头座直径20242632404860注:多级传动时,a取低速级中心距.6.5 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。6.5.1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。6.5.2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229HB-286HB,平均取240HB。b)齿轮传动的计算方法1. 初步计算转矩T=955010 =9550=27854N齿宽系数由机械设计手册查表取=1.0接触疲劳极限由机械设计手册查表取=710MP =580 MP初步计算的许用接触应力0.9=0.9710=639 MP 0.9=0.9580=522 MPA值由机械设计手册查表取A=85初步计算的小齿轮=85=41.77取=45初步齿宽=452校核计算圆周速度 =2.26精度等级 选8级精度齿数和模数 初取齿数=21,= =130 =2.14由机械设计手册查表取=2.5=18 =6.218=111使用系数由机械设计手册查表取=1.5动载系数由机械设计手册查表取=1.2齿间载荷分配系数由机械设计手册查表先取=1238N=41.3100=1.88-3.2(+)=1.88-3.2(+)=1.644=0.88由此得 =1.29齿向载荷分布系数由机械设计手册查表取=+()+=1.17+0.161+0.61=1.957载荷系数=4.54弹性系数由机械设计手册查表取=189.8节点区域系数由机械设计手册查表取=2.5接触最小安全系数由机械设计手册查表取=1.05总工作时间=4800总应力循环次数由机械设计手册查表估计,则指数=8.78=()=60=5.79原估计应力循环次数正确= 5.79/6.2=0.93接触寿命系数由机械设计手册查表取=1.18=1.31许用接触应力=798=723验算:=713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,即=2.518=45=277中心距=161齿宽 =45 =55 =45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，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，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b=b+(5-10),齿宽数值应圆整；4)圆柱齿轮的传动系数。计算所得的参数见下表6-3表6-3 齿轮参数表名称代号单位小齿轮大齿轮中心距 a 161传动比 i 6.2模数 m 2.52.5螺旋角 度 0 0端面压力角 度00啮合角 度 2020齿数 z 个 18 111分度圆直径 d 45 277齿顶圆直径 d 50 282齿根圆直径 d 41.25 271.25齿宽 b 55 454.按齿根弯曲强度进行校合计算重合度系数齿间载荷分布系数 由机械设计手册查表取=齿向载荷分布系数 =载荷系数见式（6.7） 式（6.7）=齿形系数 由机械设计手册查表取=2.46 应力修正系数由机械设计手册查表取 弯曲疲劳极限 由机械设计手册查表取 弯曲最小安全系数 由机械设计手册查表取应力循环次数 由机械设计手册查表估计,则指数计算如式（6.8）=8.78 =() 式（6.9） =60 =5.79原估计应力循环次数正确见式（6.10） = 式（6.10）= 5.79/6.2=0.93 弯曲寿命系数 由机械设计手册查表取 尺寸系数 由机械设计手册查表取 =1.0许用弯曲应力见式（6.11） = 式（6.11）=798 =723验算 = = =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。 6.6装配图设计第一阶段6.6.1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（6.12）dA 式（6.12）式中： P-表示轴所传递的功率，KW； n-表示轴的转速，；A-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6-4表6-4 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118=A =16.9mm 式（6.13）考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为：16.9;取18 式（6.14）考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为：30.6;取32 式（6.15）考虑到键槽的影响，轴的直径增加5%，则此时轴径应为：47.5取506.6.2 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。6.6.3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（6.16） 齿轮的直径：小轮 式（6.16）大轮 小齿轮受力：转矩 式（6.17）圆周力 径向力 轴向力很小不予考虑大齿轮受力：转矩 圆周力 径向力 轴向力 很小不予考虑计算支撑反力水平面反力 垂直面反力 水平面(xy)受力图 （见图5-1）垂直面(xy)受力图 （见图5-2）画弯矩图（见图5-3）水平面弯矩图（见图5-4）垂直面弯矩图（见图5-5）合成面弯矩图(见图5-6 ) 画轴转矩图轴受转矩转矩图(见图5-7)当量弯矩图。(见图5-8)许用应力许用应力值。用插入法由表16.3查得 应力校正系 画当量弯矩图见图8当量转矩 当量弯矩 在小齿轮中间截面处 在大齿轮中间截面处 校核轴颈齿根圆直径 轴颈 式（6.18） 式（6.19）6.7滚动轴承的选择选用滚动轴承类型时,必须了解轴承的工作载荷(大小,性质,方向)转速及其他使用要求。6.7.1 选择原则转速较高,载荷较小,要求旋转精度高时宜使用球轴承;转速较低,载荷较大或有冲击载荷时则选用滚子轴承。6.7.2 选用方法轴承上同时受径向和轴向联合载荷,一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承;若径向载荷较大,轴向载荷较小,可选用深沟球轴承,而当轴向载荷较大,径向载荷较小时,可采用推力角接触球轴承,四点接触球轴承或选用推力求轴承和深沟球轴承的组合结构。各类轴承使用时内外圈间的倾斜角应控制在允许角偏斜值之内,否则会增大轴承的附加载荷而降低寿命。当两轴承座孔轴线不对中或由于加工,安装误差和轴挠曲变形大等原因使轴承内,外圈倾斜较大时,选用调心轴承对轴和轴承的工作情况会有一定的改善。带座外球面轴承则特别适用于补偿安装不良引起的对中性误差。为便于安装拆卸和调整间隙常选用内,外圈可分离的分离型轴承,具有内锥孔的轴承或带紧定套的轴承。6.7.3滚动轴承的失效滚动轴承工作时内,外套圈间有相对运动,滚动体既自转有围绕轴承中心公转,滚动体和套圈分别受到不同的脉动接触应力。根据工作情况,滚动轴承的失效形式主要有以下几种:1)点蚀 滚动轴承受载后各滚动体的受力大小不同,对于回转的轴承,滚动体与套圈间产生变化的接触应力,工作若干时间后,各元件接触表面上都可能发生接触疲劳磨损,出现点蚀现象,有时由于安装不当,轴承局部受载荷较大,更促使点蚀早期发生。2)塑性变形,在一定的静载荷或冲击载荷作用下,滚动体或套圈滚道上将出现不均匀的塑性变形凹坑。轴承是摩擦力矩,振动,噪声都将增加,运转精度也降低。3)磨粒磨损,粘着磨损,在多尘条件下工作的滚动轴承,虽然采用密封装置,滚动体与套圈仍可能产生磨粒磨损。对滚动轴承进行使用寿命的计算。当减速器水平放置时,载荷几乎被四个支座平分,单个轴承受的力小,下面计算:FS1FAFS2图6-9 轴承的放置示意图从上图6-9来看轴承1受的力要远远小于轴承2所受的力,所以=0,=0，,轴承2被压紧。具体分析见式（6.20） 式（6.20） (为轴承的径向基本额定静载荷由机械设计手册附录表18.3查取为6.52 KN)根据机械设计手册表18.7查取滚动轴承当量动载荷计算的X,Y值为X=1,Y=1.34冲击载荷系数 考虑到是轻微冲击,查机械设计手册表18.8取=1.2当量动载荷: 1.76105h6.8轴承盖上的螺纹强度计算很显然，该联结为受拉紧联结，见 式（6.21） 式（6.21） 则，-表示螺栓总拉力; -表示螺栓的相对刚度系数; -表示螺栓的预紧力; -表示工作载荷; -表示剩余预紧力。相对刚度系数的大小与螺栓和被联接件的材料、结构、尺寸,以及工作载荷作用位置、垫片等因素有关,可通过计算或试验求出。被联接件为钢铁零件时,一般可根据垫片材料不同采用下列数据:金属0.20.3;皮革0.7;铜皮石棉0.8;橡胶0.9。下列数据可供选择时参考: 无变化时, =(0.20.6); 有变化时, =(0.61.0)因为=165N,所以=(0.61.0)=(99165)N，即 =165+165=330N强度校核公式，见式（6.11） 式（6.22）在这里选螺栓的材料为40Cr查工程材料=785MPa为螺栓的许用拉应力安全系数,查机械设计手册表6.3取=1.5;由于安全起见,在这里选螺栓直径为6.6.9 键的选择和强度校核设计键联接时，通常被联接的材料，构造和尺寸已初步决定，联接的载荷也已求得。因此可以根据联接的结构特点，使用要求和工作条件来选择键的类型，再根据轴的直径从标准中选出键的截面尺寸，并参考毂长选出键的长度，然后用校合公式进行校合。选择一般的普通平键(GB1096-79)根据挤压强度或耐磨性条件计算,求得联结所能传递的转矩为见式（6.23）T= 式（6.23） 式中： h-表示键的高度； -表示键的接触长度；-表示轴的直径。许用挤压应力见下表(单位MPa)表6-5 材料的许用挤压应力联结的方式材料静载荷轻微冲击载荷冲击载荷静联结锻钢,铸钢125-150100-12060-90各键的校合见下表6-6 表6-6 键的校合键名h 键的高度键的接触长度轴的直径许用挤压应力T=16 28 18 100 75.6NM29 56 45 100 567.2 NM3 9 56 45 100 567.2 NM410 56 55 100697.3NM经校合，各键符合要求。6.10联轴器的选择计算根据工作要求，动力传递过程中有冲击，所以选择弹性联轴器。根据需要传递的转矩和各轴的安装尺寸。弹性套柱销联轴器：适用于联接两同心轴，制造容易，维护，更换方便，结构简单，具有一定的补偿轴位移的能力。弹性柱销联轴器：用若干非金属柱销置于两半联轴器内，外环对合圆孔中以实现两半联轴器联接的一种联轴器。具有传递转矩大，体积小，重量轻，轴径范围大，结构简单，使用寿命长，不用润滑，更换柱销方便。计算转矩：= 式（6.24）式中：-公称转矩，由上面各轴的计算已经求出 -工作情况系数，由于是往返运输机，所以工作系数选2.5。计算和选取如下表6-7表6-7 联轴器的参数表 型号弹性套柱销联轴器69.63 Nm 2.5 27.85NmTL6弹性柱销联轴器1525.55 Nm 2.5 610.22NmHL46.11装配图设计的第二阶段6.11.1轴承端盖结构轴承端盖用以固定轴承及调整轴承间隙并承受轴向力。考虑到便于调整轴承间隙以及密封性能,加工铸造的工艺性,选择凸缘式轴承端盖。为了调整轴承间隙,在端盖和机体之间放置由若干薄片组成的调整垫片。6.11.2轴承的润滑与密封根据轴颈的速度,轴承可以用润滑脂或润滑油润滑。6.11.3减速器的润滑除了少数低速,小型减速器采用脂润滑外,绝大多数减速器的齿轮传动和蜗轮传动都采用油润滑,其主要润滑方式如下:1).浸油润滑当齿轮圆周速度12时,通常采用浸油润滑。大齿轮浸入油中的深度约为一个齿高,但不能小于10.在多级齿轮传动中,可以采用带油轮带到没浸入油池的轮齿齿面上,齿轮运动时就把润滑油带到啮合区,同时还将油甩到齿轮箱内壁散热降温。由上述计算可以得到齿轮的圆周速度为2.26,所以采用此种润滑方式。浸油润滑的换油时间一般为半年左右,主要取决于油中杂质的多少及油被氧化,污染的程度。2)滚动轴承的润滑滚动轴承通常采用油润滑或脂润滑.减速器中的滚动轴承常用减速器内用于润滑齿轮的油来润滑。3)飞溅润滑减速器中只要有一个浸油齿轮的圆周速度1.5-2,就可以采用飞溅润滑.为了润滑可靠,常在箱座结合面上制出输油沟,让溅到箱盖内壁上的油汇聚在油沟内,而后流入轴承室进行润滑.采用飞溅润滑时,当小齿轮直径小于轴承座孔直径时,应在小齿轮轴滚动轴承面向箱内的一侧装设挡油环,以防止齿轮啮合时,将油池中不清洁的热油挤入轴承内。6.12减速器附件设计为了检查传动件的啮合情况,改善传动件的润滑条件,注油,排油,指示油面,通气及装拆吊运等,减速器常安装各种附件.6.12.1窥视孔盖和窥视孔减速器机盖顶部要开窥视孔,以便检查传动件的啮合情况,润滑情况,接触斑点及齿侧间隙等。减速器内的润滑油也由窥视孔注入,为了减少杂质,在窥视孔口还装一过滤网。窥视孔要有盖板,机体上开窥视孔处凸起一块,用来便于机械加工,并用垫片加强密封。盖板用铸铁制成,采用M6-M10螺钉紧固。6.12.2放油螺塞放油孔位置应在油池最低处,设计时安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便于放油。放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸出一块,经机械加工成为螺塞头部的支承面,并加封油圈以加强密封。6.12.3油标油标放置在便于观察减速器油面及油面稳定之处。6.12.4通气器减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,对减速器密封极为不利。所以在机盖顶部安装通气器,使机体内热涨气体自由逸出,以保证机体内外压力均衡,提高机体有缝隙处的密封性能。6.12.5启盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联接凸缘的厚度,钉杆端部做成圆柱形,大倒角,以免顶坏螺纹。6.12.6环首螺钉,吊环,和吊钩为了拆卸及搬运,应在机盖上装有环首螺钉,吊环,和吊钩. 环首螺钉为标准件,用手册选取,由于环首螺钉承受较大载荷,故在装配时必须把螺钉完全拧入,使其抬肩抵紧机盖上的支撑面。7 开式齿轮的设计开式齿轮传动的主要破坏形式是磨损,但目前还没有成熟的计算方法,所以通常在记入磨损的影响后,借用闭式齿轮传动强度计算公式进行条件性计算。开式齿轮传动只需计算齿根弯曲强度。7.1开式齿轮计算公式m在选取相关系数时应该注意:同一对齿轮传动,大,小齿轮的齿形系数应力修正系数和许用弯曲应力是不相同的.因此,应对大,小齿轮的系数进行比较,并按两者中的较大值进行计算。模数应圆整成标准值.对于传递动力的齿轮,模数一般应大于1.5-2。7.2计算参数的选取1)齿形系数 由机械设计手册查得 =2.46 =2.192)应力修正系数 由机械设计手册查得=1.83)重合度系数 由机械设计手册查得 =0.25+4) 齿间载荷分配系数 由机械设计手册查得 =1.47 5) 齿向载荷分配系数 由机械设计手册查得 =1.386)载荷系数 式（7.1）使用系数 由机械设计手册查得 =1.5动载系数 由机械设计手册查得 =1.2齿数的选择,由于是开式齿轮传动主要取决于轮齿的弯曲疲劳强度,所以齿数不宜过多，应使17,以免根切.。7)许用弯曲应力见式（7.2）= 式（7.2）式中为失效概率为1%时,试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限, 由机械设计手册查得 8)弯曲疲劳强度的最小安全系数, 由机械设计手册查得=1.259) 弯曲疲劳强度计算的寿命系数, 由机械设计手册查得 10)尺寸系数,由机械设计手册查得 =1.0故许用弯曲应力见式（7.3）= 式（7.3）=456=349故:= =2.05为了补偿磨粒磨损,模数应增大10% 即 = 2.05=2.255由机械设计手册圆整取模数为2.257.3确定传动主要尺寸 取250结 论振动筛砂机为自动化流水线进程解决了难题，以快捷、高效、占地少和安全方便等优点，迅速出现在各个现代化的车间建设中，作为高科技的新产品，这个选题具有很现实的意义。振动筛沙机是由传动机构、减速机构、工作机构组成。在本设计中，我按照动力传动的循序依次对传动机构、减速机构、工作机构进行设计。我通过计算工作机构所需功率从而计算所需的功率，进而选取电动机；通过对筛沙机工作机构运动轨迹的分析确定工作机构为曲柄摇杆机构；再对其进行速度和加速度分析。通过这一系列工作，我对设计一种产品的基本过程。在实习中，我们几位相关题目的同学经指导老师的联系，在徐州机械厂进行了实习。按照老师的要求，我们认真的参观学习，并结合实习过程，不断丰富设计的知识，并且还对自己不明白的对工人师傅们进行了详细的了解，弥补自己的不足。由于是初次设计，我通过上网，到图书馆查资料，不断收集相关信息，并针对设计题目的要求，最终选定该设计方案。通过完成本次毕业设计，在我们脑海里逐渐形成了一套提出问题，分析问题，解决问题的思路，这将对以后我面对新的任务时，有更好的解决办法。毕业设计的完成，使得我得创新能力得到了全面得提高。在完成毕业设计得过程中，不仅丰富了我得知识结构体系，更锻炼了我得实际动手能力，这将对即将走上工作岗位得我打下一个坚实得基础。由于所学知识有限，而实践经验缺乏，因此，我得设计中难免存在缺陷和不足，恳请各位读者予以批评指正，这将在我今后得工作学习中给予弥补。通过本次设计,明白了毕业设计是一个重要的教学和实践的环节,也是高等工科院校大多数学生第一次较全面的的设计能力的训练,其基本目的是:1 培养理论联系实际的设计思想,训练综合运用机械设计和有关理论,结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力,巩固,加深和扩展有关机械设计方面的知识。2 通过设计制定设计方案,合理选择综合运用传动机构和零件类型,正确计算零件的工作能力,确定尺寸和选择材料,以及较全面地考虑制造工艺,使用和维护等要求,之后在进行结构设计,达到了解和掌握机械零件。机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。3 进行设计基本技能的训练.例如计算,绘图.熟悉和运用设计资料以及使用经验数据,进行经验验算和处理数据的能力。致谢本设计是在指导老师耿星亮老师悉心指导和无微不至的关怀下完成的。一学期以来，尊敬的张老师不论是在生活上还是在学习上，都给了我莫大的期望、激励和关怀，我所取得的每一点成绩无不浸透着张老师的心血。 耿老师学识渊博，治学严谨，有执着的敬业精神。在毕业设计过程中，他给了我许多重要的参考意见，并经常和我一起讨论设计过程中所遇到的难题，耐心细致地帮助我将设计完成地更加完善. 在本次设计的过程中, 耿星亮老师不惜牺牲自己宝贵的时间进行悉心辅导和参考,提供了自己的书籍,帮助并且指导查阅很多资料.在此深表感谢.张老师严谨的治学作风以及平和的为人态度给我留下了深刻的印象.在课题的研究过程中,还得到了李鹤云、吴小峰和邵飞东三位同学的热心帮助,在此向他们表示感谢!同时也感谢在大学四年中机电系所有的老师和同学他们给我的知识使我能够较顺利地完成此次毕业设计。参考文献1. 单耀祖. 材料力学. 北京： 国防工业出版社 , 1999.102. 孙恒 陈作模. 机械原理.高等教育出版社 , 19963. 邱宣怀.机械设计. 高等教育出版社 ,2002.54. 机械零部件设计. 机械工程手册 第2版. 机械工业出版社, 1996.95. 罗圣国. 机械设计课程设计指导书. 第二版：高等教育出版社, 1997.76. 成大先. 机械设计手册. 第四版 化学工业出版社, 1994.37. 王洪欣. 机械设计工程学. 徐州：中国矿业大学出版社, 2001.98. 王洪欣. 机械设计工程学. 徐州：中国矿业大学出版社, 2001.99. 范思冲.画法几何及机械制图. 机械工业出版社， 1995.1010. 谢铁邦. 互换性及测量技术. 华中科技大学出版社 1998.2附录英文翻译Kinematics and dynamics of machineryOne princple aim of kinemarics is to creat the designed motions of the subject mechanical parts and then mathematically compute the positions, velocities ,and accelerations ,which those motions will creat on the parts. Since ,for most earthbound mechanical systems ,the mass remains essentially constant with time,defining the accelerations as a function of time then also defines the dynamic forces as a function of time. Stress,in turn, will be a function of both applied and inerials forces . since engineering design is charged with creating systems which will not fail during their expected service life,the goal is to keep stresses within acceptable limits for the materials chosen and the environmental conditions encountered. This obvisely requies that all system forces be defined and kept within desired limits. In mechinery , the largest forces encountered are often those due to the dynamics of the machine itself. These dynamic forces are proportional to acceletation, which brings us back to kinematics ,the foundation of mechanical design. Very basic and early decisions in the design process invovling kinematics wii prove troublesome and perform badly.Any mechanical system can be classified according to the number of degree of freedom which it possesses.the systems DOF is equal to the number of independent parameters which are needed to uniquely define its posion in space at any instant of time. A rigid body free to move within a reference frame will ,in the general case, have complex motoin, which is simultaneous combination of rotation and translation. In three-dimensional space , there may be rotation about any axis and also simultaneous translation which can be resoled into componention along three axes, in a plane ,or two-dimentional space ,complex motion becomes a combination of simultaneous along two axes in the plane. For simplicity ,we will limit our present discusstions to the case of planar motion: Pure rotation the body pessesses one point (center of rotation)which has no motion with respect to the stationary frame of reference. All other points on the body describe arcs about that center. A reference line drawn on the body through the center changes only its angulai orientation.Pure translation all points on the body describe parallel paths. A reference line drawn on the body changes its linear posion but does not change its angular oriention. Complex motion a simulaneous combination of rotion and translationm . any reference line drawn on the body will change both its linear pisition and its angular orientation. Points on the body will travel non-parallel paths ,and there will be , at every instant , a center of rotation , which will continuously change location. Linkages are the bacis building blocks of all mechanisms. All common forms of mechanisms (cams , gears ,belts , chains ) are in fact variations of linkages. Linkages are made up of links and kinematic pairs. A link is an (assumed)rigid body which possesses at least two or more links (at their nodes), which connection allows some motion, or potential motion,between the connected links. The term lower pair is used ti describe jionts with surface contact , as with a pin surrounded by a hole. The term higher pair is used to describe jionts with point or line contact ,but if there is any clerance between pin and hole (as there must be for motion ),so-called surface contact in the pin jiont actually becomes line contact , as the pin contacts actually has contact only at discrete points , which are the tops of the surfaces asperities. The main practical advantage of lower pairs over higher pairs is their better ability to trap lubricant between their envloping surface. This ie especially true for the rotating pin joint. The lubricant is more easily squeezed out of a higher pair .as s result , the pin joint is preferred for low wear and long life .When designing machinery, we must first do a complete kinematic analysis of our design , in order to obtain information about the acceleration of the moving parts .we next want te use newtons second law to caculate the dynamic forces, but to do so we need to know the masses of all the moving parts which have these known acceletations. These parts do not exit yet ! as with any design in order to make a first pass at the caculation . we will then have to itnerate to better an better solutions as we generate more information.A first estimate of your parts masses can be obtained by assuming some reasonable shapes and size for all the parts and choosing approriate materials. Then caculate the volume of each part and multipy its volume by materials mass density (not weight density ) to obtain a first approximation of its mass . these mass values can then be used in Newtons equation.How will we know whether our chosen sizes and shapes of links are even acceptable, let alone optimal ? unfortunately , we will not know untill we have carried the computations all the way through a complete stress and deflection analysis of the parts. It it often the case ,especially with long , thin elements such as shafts or slender links , that the deflections of the parts, redesign them ,and repeat the force ,stress ,and deflection analysis . design is , unavoidably ,an iterative process .It is also worth nothing that ,unlike a static force situation in which a failed design might be fixed by adding more mass to the part to strenthen it ,to do so in a dynamic force situation can have a deleterious effect . more mass with the same acceleration will generate even higher forces and thus higher stresses ! the machine desiger often need to remove mass (in the right places) form parts in order to reduce the stesses and deflections due to F=ma, thus the designer needs to have a good understanding of both material properties and stess and deflection analysis to properlyshape and size parts for minimum mass while maximzing the strength and stiffness needed to withstand the dynamic forces.One of the primary considerations in designing any machine or strucre is that the strength must be sufficiently greater than the stress to assure both safety and reliability. To assure that mechanical parts do not fail in service ,it is necessary to learn why they sometimes do fail. Then we shall be able to relate the stresses with the strenths to achieve safety .Ideally, in designing any machine element,the engineer should have at his disposal should have been made on speciments having the same heat treatment ,surface roughness ,and size as the element he prosses to design ;and the tests should be made under exactly the same loading conditions as the part will experience in service . this means that ,if the part is to experience a bending and torsion,it should be tested under combined bending and torsion. Such tests will provide very useful and precise information . they tell the engineer what factor of safety to use and what the reliability is for a given service life .whenever such data are available for design purposes,the engineer can be assure that he is doing the best justified if failure of the part may endanger human life ,or if the part is manufactured in sufficiently large quantities. Automobiles and refrigrerators, for example, have very good reliabilities because the parts are made in such large quantities that they can be thoroughly tested in advance of manufacture , the cost of making these is very low when it is divided by the total number of parts manufactrued. You can now appreciate the following four design categories :(1)failure of the part would endanger human life ,or the part ismade in extremely large quantities ;consequently, an elaborate testingprogram is justified during design .(2)the part is made in large enough quantities so that a moderate serues of tests is feasible.(3)The part is made in such small quantities that testing is not justified at all ; or the design must be completed so rapidlly that there is not enough time for testing.(4) The part has already been designed, manufactured, and tested and found to be unsatisfactory. Analysis is required to understand why the part is unsatisfactory and what to do to improve it . It is with the last three categories that we shall be mostly concerned.this means that the designer will usually have only published values of yield strenth , ultimate strength,and percentage elongation . with this meager information the engieer is expected to design against static and dynamic loads, biaxial and triaxial stress states , high and low temperatures,and large and small parts! The data usually available for design have been obtained from the simple tension test ,where the load was applied gradually and the strain given time to develop. Yet these same data must be used in designing parts with complicated dynamic loads applied thousands of times per minute . no wonder machine parts sometimes fail.To sum up, the fundamental problem of the designer is to use the simple tension test data and relate them to the strength of the part ,regardless of the stress or the loading situation.It is possible for two metal to have exactly the same strength and hardness, yet one of these metals may have a supeior ability to aborb overloads, because of the property called ductility. Dutility is measured by the percentage elongation which occurs in the material at frature. The usual divding line between ductility and brittleness is 5 percent elongation. Amaterial having less than 5 percent elongation at fracture is said to bebrittle, while one having more is said to be ductile. The elongation of a material is usuallu measured over 50mm gauge length.siece this id not a measure of the actual strain, another method of determining ductility is sometimes used . after the speciman has been fractured, measurements are made of the area of the cross section at the fracture. Ductility can then be expressed as the percentage reduction in cross sectional area.The characteristic of a ductile material which permits it to aborb largeoverloads is an additional safety factot in design. Ductility is also important because it is a measure of that property of a material which permits it to be cold-worked .such operations as bending and drawing are metal-processing operations which require ductile materials. When a materals is to be selected to resist wear , erosion ,or plastic deformaton, hardness is generally the most important property. Several methods of hardness testing are available, depending upon which particular property is most desired. The four hardness numbers in greatest usse are the Brinell, Rockwell,Vickers, and Knoop. Most hardness-testing systems employ a standard load which is applied to a ball or pyramid in contact with the material to be tested. The hardness is an easy property to measure , because the test is nondestructive and test specimens are not required . usually the test can be conducted directly on actual machine element . Virtually all machines contain shafts. The most common shape for shafts is circular and the cross section can be either solid or hollow (hollow shafts can result in weight savings). Rectangular shafts are sometimes used ,as in screw driver bladers ,socket wrenches and control knob stem.A shaft must have adequate torsional strength to transmit torque and not be over stressed. If must also be torsionally stiff enough so that one mounted component does not deviate excessively from its original angular position relative to a second component mounted on the same shaft. Generally speaking,the angle of twist should not exceed one degree in a shaft length equal to 20 diameters.Shafts are mounted in bearing and transmit power through such device as gears, pulleys,cams and clutches. These devices introduce forces which attempt to bend the shaft;hence, tha shaft must be rigid enough to prevent overloading of the supporting bearings ,in general, the bending deflection of a shaft should not exceed 0.01 in per ft of length between bearing supports.In addition .the shaft must be able to sustain a combination of bending and torsional loads. Thus an equivalent load must be considered which takes into account both torsion and bending . also ,the allowable stress must contain a factor of safety which includes fatigue, since torsional and bending stress reversals occur.For fiameters less than 3 in ,the usual shaft material is cold-rolled steel containing about 0.4 percent carbon. Shafts ate either cold-rolled or forged in sizes from 3in. to 5 in. for sizes above 5 in. shafts are forged and machined to size . plastic shafts are widely used for light load applications . one advantage of using plastic is safty in electrical applications, since plastic is a poor confuctor of electricity.Components such as gears and pulleys are mounted on shafts by means of key. The design of the key and the corresponding keyway in the shaft must be properly evaluated. For example, stress concentrations occur in shafts due to keyways ,and the material removed to form the keyway further weakens the shaft.If shafts are run at critical speeds , severe vibrations can occur which can seriously damage a machine .it is important to know the magnitude of these critical speeds so that they can be avoided. As a general rule of thumb ,the difference betweem the operating speed and the critical speed should be at least 20 percent.Many shafts are supported by three or more bearings, which means that the problem is statically indeterminate .text on strenth of materials give methods of soving such problems. The design effort should be in keeping with the economics of a given situation , for example , if one line shaft supported by three or more bearings id needed , it probably would be cheaper to make conservative assumptions as to moments and design it as though it were determinate . the extra cost of an oversize shaft may be less than the extra cost of an elaborate design analysis.Another important aspect of shaft design is the method of directly connecting one shaft to another , this is accomplished by devices such as rigid and flexiable couplings. A coupling is a device for connecting the ends of adjacent shafts. In machine construction , couplings are used to effect a semipermanent connection between adjacent rotating shafts , the connection is permanent in the sense that it is not meant to be broken during the useful life of the machinem , but it can be broken and restored in an emergency or when worn parts are replaced.There are several types of shaft couplings, their characteristics depend on the purpose for which they are used , if an exceptionally long shaft is required in a manufacturing plant or a propeller shaft on a ship , it is made in sections that are coupled together with rigid couplings. A common type of rigid coupling consists of two mating radial flanges that are attached by key driven hubs to the ends of adjacent shaft sections and bolted together through the flanges to form a rigid connection. Alignment of the connected shafts in usually effected by means of a rabbet joint on the face of the flanges.In connecting shafts belonging to separate device ( such as an electric motor and a gearbox),precise aligning of the shafts is difficult and a fkexible coupling is used . this coupling connects the shafts in such a way as to minimize the harmful effects of shafts misalignment of loads and to move freely(float) in the axial diection without interfering with one another . flexiable couplings can also serve to reduce the intensity of shock loads and vibrations transmitted from one shaft to another .中文翻译机械运动和动力学运动学的基本目的是去设计一个机械零件的理想运动,然后再用数学的方法去描绘该零件的位置,速度和加速度,再运用这些参数来设计零件.因为,对于大部分固着在地球上的机械系统来说,与之联系最密切的是时间,将加速度和动态力定义成时间作用的结果.相应地,应力是作用在物体上的外力和惯性力的作用结果.所以机械设计的内容是要建立一种在该机器的使用寿命内保证其安全的系统,目的是要在一定的工况要求下,对材料进行选择,使材料的应力在许用极限应力之内.这一点很明显要求所有的系统要在理想的限制内工作.在机械设计中,零件受到的最大力是取决于材料本身的动态性能.这些动态力引起了零件的加速度,加速度又要回到运动学中去计算,这是机械设计的基础.运动分析是最基本的也是最早出现在设计的过程中的,它对与任何一个零件的成功设计够起着至关重要的作用.在设计过程中很差的运
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