制钵机设计说明书解读

1、制钵机设计说明书1.1 运动设计与动力计算1.1.1 电动机功率的选择电瓷帽坯件机功率消耗主要有四部分：压紧和冲出时作功，但主要消耗在第一工位。模孔转盘上均匀分布着6个模孔，根据每小时生产定额，模孔转盘的转速为每小时生产定额 集盘二转盘的模孑L数父6030006 60r / min = 8.33r / min转盘每转一圈，冲头上下6次往复运动。则偏心轮的转速为n® = nh盘 6 =8. 3 3 r6 / m 由 r 50 /设偏心轮偏心距(曲柄长)为96mm ,则冲头的最大位移速度为：v 冲 max2 二 96 n 偏60 1000=0.5024m/s由于传动带、齿轮的功率问题可以

2、通过传动效率来解决，再忽略传动过程中摩擦消耗的功率，我们要考虑的功率就是搅拌器的功率、冲头的功率以及模孔转盘， 播种及覆机构的功率。(1)搅拌器的功率：因搅拌器转速较低，估计功率消耗为P搅拌=0.27kW(2)冲头的功率：11 一 ,1)压紧冲头的功率：由公式p = k 2 L ,其中(a) p是作用在接触面上的压强，单位为 kgf/cm2;(b) z是变形量，单位是厘米，由钵体高为 80mm,压缩比是1.2:1可得模高为96mm,所以 z=96-80=16mm=1.6cm；(c) k是跟土壤性质有关的比例常数，取 0.25;(d) n 取 1.所以，p = 0.251.61 =0.4kgf

3、/cm2 .由 表 1721可 知 1kgf/cm2 =9.80665M104 pa ,所以 p=39227pa.所以F=p s=p 二r2 =39227 二 0.082 = 788.3N又由工作循环图可知，冲头速度曲线的a点对应于压紧冲头向下开始压紧土壤的速度，此时偏心轮相应的角位移为125° ,则v冲a =丫冲max sin125： = 0.435 sin125'm/s = 0.356m/s从而得到压紧冲头所消耗功率为巳紧F压紧V冲a10 007 39 0.3 56 =0.2 63100 02)冲出冲头的功率：在确定冲出冲头的功率时，我们忽略钵体的自重，只考虑 克服钵体与

4、侧壁的摩擦力所需要的功率。由公式P"：Ph - po1，其中(a)氏是容器侧壁上的压强；(b) Ph是作用在散体深度为h处的压强，取6 = p = 36780pa ;(c)之是散体的侧压系数，取0.7;(d) p0施压前的原有压强，取00所以，根据公式，可求得 pc =25746pa.因止匕F =p，s= pcK1r2 =25746乂,义0.082 =517N。又由工作循环图可知，冲头 速度曲线上的b点对应于冲出冲头开始冲出钵体的速度，此时偏心轮相应的角位移 近似为296° ,则v冲b =v冲max sin296； =0.435 sin296：m/s =-0.391m/s从

5、而得到冲出冲头所消耗的功率为P冲出=0.202kWF 冲出 v冲b 517M0.3911000 1000则 P中头=凄紧 P中出=(0.263 0.202)kW -0.465kW(3)模孔转盘的功率：模孔转盘转动时要克服滑轴 V与转盘间的滑动摩擦，转盘与机架间的摩擦，估 计所消耗功率为凄盘=0. 08W(4)播种及覆土机构的功率P番种覆土 =0.08kw总功率P总=品头+ P+岛 +播P土 (0. 46 5 +0. 0 8 0. 27 0.=08 kW估计传动系统总机械效率”总为0.85,则电动机的功率至少应为0.8950.851 . 0 5k3W选出Y系列小型三相异步电动机，由表31 -22

6、2，Y系列(IP44)封闭式三 相异步电动机技术条件，选用 Y90S4型，P电=1.1kW,由表31 -232其主要技术 数据、外形和安装尺寸先下表：表4-1电动机主要技术数据、外形和安装尺寸表型号额定功率/kW满载转速 /r/min最大转矩重量/kgY90S41.114002.222外形尺寸/mm x mmx mmLX(AB/2+AD)+HD中心高 /mmH安装尺寸/mmAX B轴伸尺寸/mm x mm DXE平键尺寸/mmx mm FXG310X245X 19090140X 10024X508X201.1.2确定各传动机构的传动比(1) 13 nt =1400r/min,n偏=50r/mi

7、n ,则外传动总传动比为考虑带传动比不宜过大，故传动比分配为i带=4, i»=7,(2)当偏心轮转6圈的同时，要求经内传动路线后使得转盘转 1圈，其总传动 比应为n®：i内 一 一 3-4 i5 6 6n转盘若取i» =1,则i5上=6 ,即小齿轮Z6的转速和偏心轮的转速一样。对于搅拌器兼刮板的转速没有严格要求，为简化机构，定为和小齿轮Z6的转速相同，装在同一根轴上。1.1.3计算各轴的转速和功率(1)各轴的转速ni =门电=1400r /m i nnn14 00 r/min35 0/mi n4n3=inii1 -2350r / min = 50r / min 7

8、n350 ,. 八，.n4- = r / min = 50r / mini3x1n450n转盘 =r / min =8.33r/min i5上 6（2）各轴功率由表12-4打，传动带取普通V带、纯芯结构：”带=0.945;由机械设计师手册：”齿=0.97,“锥齿=0.94,“轴承=0.99 （均取8级精度），则转盘所需功率P装盘 0 0.08kW2）轴V所需功率pV =哪种覆土 = 媚 kw = 0.0842kw刈直齿0.95轴IV所需功率P = "盘一0. 084_01）2kW a 35&W11直齿%承 晶承 0.97 0. 990. 99轴田所需功率（设偏心轮机构效率“偏

9、=0.9）P . P.旦_ 旦=(0. 358 .06042)kW“锥齿，承"轴承”直齿 0.9 35 0. 99父0. 9 0.959=0. 9 9cW4)轴II所需功率P 0. 99 7P =L = kW=1. 0 6k W"直齿"轴承0. 9石0. 995)轴I所需功P 1. 0 6.Pk W 1. 1 k Wl ”带 0. 9 552.2典型零件的结构设计与强度校核2.2.1 模盘的结构和尺寸确定模盘上有6个均匀分布的模孔，根据苗钵的规格和土壤的压缩比，现确定模孔 的高度H=96mm,孔径d=80mm,转盘的材料为铸铁 HT250,由于强度低，孔与外圆之间

10、的壁厚不宜太薄，取 10mm,由于是间歇传动，故采用了槽轮结构。槽轮机构的典型机构如下图所示，他有主动拨盘 1,从动槽轮2和机架组成。槽轮机构的结构简单，外形尺寸小，其机械效率高，并能较平稳地，间歇的进 行转位。但因传动时尚存在柔性冲击，故常用于转速不太高的场合。普通的槽轮机构有外槽轮和内槽轮机构之分。它们均用于平行轴间的间歇传 动，但前者槽轮与拨盘的转向相反，而后者则转向相同。外槽轮机构应用比较广 泛。在机械中最常用的是径向槽均匀分布的槽轮机构。对于这种机构，在设计计算 时，首先应根据工作要求确定槽轮的槽数Z和主动拨盘的圆销数n；再接受力情况和实际机械所允许的安装空间尺寸，确定中心距L和圆销

11、半径r；最后可按图中机构的几何关系，由下列各式求出其它尺寸：s=Lsin%=Lsin (n/z)R=Lcos 2 =Lcos (二 / z)h _ s- (L-R-r)拨盘轴的直径di及槽轮的直径d2受以下条件限制：d1M 2 (L-s)d2 二 2(L - R - r)锁止或弧的半径大小，根据槽轮轮叶齿顶厚度b来确定，通常取b=3-10mm其中 L=315mm,52 =30"计算得：r=10mm b=10mmR=272.8mmS=157.5mmh 之 125.3mm 取 h=125.3mm转盘的结构和尺寸见下图图2-1槽轮转盘结构、尺寸图2.2.2 直齿圆柱齿轮的设计，校核已知小齿

12、轮传递的功率为1.06kW,小齿轮的转速n5 = 350r/min ,。传动比i=7,工作条件是连续单向运转，工作轻微冲击，有载启动，预定寿命H=1000h ,68个月检修一次。1.选择材料确定初步参数(1)小齿轮1采用45钢，调质，取硬度值为255HBS。大齿轮2采用45钢，调质，齿面硬度取236HBS。两齿轮工作齿面硬度差为19,合适。(2)初选齿数取小齿轮齿数为Z1 =20则大齿轮齿数Z2=忆i =71。=；。(3)选择齿宽系数轧和传动精度等级选齿轮精度为8级精度(GB1009588)。齿宽系数"d =0.533(4)由图35.2-16, 35.2-17按MQ级质量要求取值查得

13、 c-Hlim1560MPa 二 FE1 =440MPa。川 im 2560MPa -FE2 =440MPa2初定齿轮主要参数因为该传动为开式软齿面齿轮传动，故按齿根弯曲疲劳强度计算齿轮尺寸 计算模数，按公式14-3 2 (K取2)3 m=12.5, KT1 Yfs mZ1 FPP1.06T1 =9549=954928.92N mn350由图14-152 %得大小齿轮的复合齿形系数(xi=x2=0时)；Yfsi =4.38YFS2 =3.89FS2由于齿轮单向受力，齿轮的许用弯曲应力Dfp=1. 6 Himq 1/6 5=60 M胆a6二FP2 =1.6=Flim2 =1.6 560 = 89

14、6MPaYFS2 _： Y1 _3m =12.52 28.07 446 = 1.48mm由于/Ofp1 ,故按小齿轮的抗弯强度计算模数14 22480一一，一，、,2八，"，、米用直齿轮，按表142 ,取标准模数 m=3mm,则齿轮中心距a =m(乙 Z2) =3(20 140)mm = 240mm 22由于是单件生产，不必取标准中心距，取 a=225mm 齿轮分度圆直径d1 = Z1 m = (20 3)mm = 60mm d2 =Z2 m = (140 3)mm = 420mm工作齿竟 b = "d d1 =0.5x60 = 30mm 取 h = 36mm,b2 = 3

15、0mm二 dmv 二60 1000齿轮圆周速度二 60 350 m/s = 1.1m/s60 1000由图14-32%得，%=。.79, %=。948端面重合度，:0.79.0.948：1.738,满足要求(3)齿轮1和2的几何尺寸如下：m=3mm a = 240mm b =36mm b2 = 30mmdi = 60mmd2 = 420mmda1 = m (乙 2) =3 (20 2) = 66mmda2 -m (Z2 2) =3 (140 2) -426mmdf1 =m (乙-2.5) =3 (20 -2.5)-52.5mmdf2 =m (Z2 -2.5) =3 (140-2.5) = 41

16、2.5mm(3)校核齿面接触疲劳强度% =ZbdZhZeZ?切根据表14 37公式'确定式中各参数：Ft u 1d1b ukAk/kH*H：.分度圆上的切向力(14-31)F2丁1=2 28.9/d10.06 = 963.3N1.085,使用系数（表14 39）取% = 1.25,动载系数kv,查图14 9,取kvZi 140齿数比u z220 =7齿向载荷分布系数kHF=1.0齿间载荷分布系数KH：=1.1节点区域系数ZH =2.5材料弹性系数ZE =189.84MPa重合度系数Z'= 0.872螺旋角系数ZP= 0.872由于% =1.78=邓1,可取"=乙=乙=

17、1将以上数据代入h计算式:0 H =537.4MPaH Znt Z lvrZwZx SH = 计算接触强度安全系数（表14- 37）：-H则;hZntZlvrZwZxSh式中各系数的确定：按式（14-16）计算齿面应力循环数NL =60jn1t =60 1 350 10000=2.1 108比2小/二231%：?。7查图14- 37,得寿命系数:ZNT1 =1.12323润滑油膜影响系数，查表14-47, Zlvr =0.87齿面工作硬化系数，按图14 39,查得ZW = 1.0将以上数据代入计算式：二H1 =547.2MPa,二 h2 =547.2MPa)Oh满足强度要求(4)齿根抗弯疲劳强

18、度校核强度条件：一 二F二F =3YfYsYY KaKvKfKf_ Yf.Ys-2计算应力bmn® HV 心F2Fl 卷1其中mn =3，齿形系数一4浇 ，广3.90应力校核系数S：- =1.55, S：1 =1.79抗弯强度重合度系数:.0 0.686抗弯强度螺旋角系数 :=二1.0Ka =1.25 Kv = 1. 09齿向载荷分布系数：F-=1.0齿向载荷分布系数YF：.=1.1带入式中得F1 =89. MPa、2 =79.4MPaI ；F =Y STY NY rYTYelT X许用应力SFl5式中；极限应力%im=44MP a安全系数sFlim =1.4应力修正系数YsT =1

19、.0寿命系数Ynt =1.0齿根圆角敏感系数YNT = 1.0齿根表面状况系数丫叮= 1.0尺寸系数YX j0r i 440二f= 11,。工 =SI - .3?1.4a则,二二F1 ：二 0F 验算结果符合要求2.2.3直齿圆锥齿轮的结构设计传递功率P=0.997KW,传递转矩T =189.07N，m齿轮转速n1 =50r*min传动比i=1预定寿命H=10000h1,选择齿轮材料及热处理要求，确定精度等级据表14- 28,两齿轮用40C，调质硬度257HBs接触强度极限应力仃bHlim = 708Mpa接触强度安全系数SHlim 1. 1弯曲强度极限应力0blim292 M P弯曲强度安全

20、系数SFlim=1.42、初步设计选用直齿锥齿轮，按齿面接触强度进行初步设计公式d1 96503：- K T1'"u2 化1-0.5 R2_"h2载荷系数K=1.25额定转矩T=189.07 Nm齿宽系数R=0.3用二09%而=0.9 708-637.2MP材料配对系数Cm = 1di _965_Cm3KT1.25 189.07=965 1 3 . u2 1 也-0.5。) 2L r; h21H x (1-0.5x0.3)2 M 0.3x 637.22计算结果=122mm3.几何尺寸计算11 "arctan 初选两齿轮数乙=Z2 =20齿轮分锥角a =%

21、= u =45模数m=dW =6.05取模数m=10mm大端分度圆直径d1 = d2 =乙, m go* 10=200mm齿宽中点分度圆直径dm1 =dm2 =d(1-05r) =170mm外锥距Re=d1.2sin、1 =200 2 sin45 = 141.42mm中锥距Rm=R(1_08)= 141.抬-2. 10) 5 =0 312 0. 2 1 mm齿宽 b='R 'Re = 0.3X 141.42= 42.43mm齿顶高 ha1 =ha2 =m (1+x1)=10 1=10mm齿根高 hf1 =hf2 =m(1.2-X1) =10 1.2=12mmda1 =da2 =

22、d1 2ha1cos 1 = 200 = 2 10 cos45顶圆直径 =214.14mm齿根角 Bf1-Uf2 = arctanfh V R arctan12/141.424. 8 5齿顶角 露尸露本6k6805顶锥角根锥角冠顶距Ak1 =d1/2-ha1 sin、1 -92.93mmAk2 = Aki安装距取 A2 = A = 142.93mm轮冠距H1 = A1-AK 1= 1 4 2. 93 9 2.9 3 5 0mm端分度圆齿厚(nS1 = S2 = m 2x1 tan2+ xt1 Ik 15.71mm大端分度圆法向弦齿厚二 一S2S-S (1-3)=15.71mmd12大端分度圆法

23、向弦齿高S2 cos、hn =ha+-) =9.93mm4d1当量齿数 Zv1=Zv2Z / c o=s 2 8. 2 8mm当量齿轮分度圆直径dv1 =dm1 /COs； = 240.4mm齿宽中点齿顶高ham =ha -0.5btgua -10-0.5 16 tg4.85 -9.321mm当量齿轮顶圆直径dva =dv 2ham =240.4 2 9.321=259mm齿宽中点模数mm=m_Rm /R=8.5mm当量齿轮基圆直径dvb = dvLCosu = 226mm=20°)啮合线长度:gva =0.5 ( d2va1 -d2vb1 +d2va2 d1b2)-，2dv2 Ls

24、in 二37.937mm6a尸 6a于 计 屿4 5+ 4. 85= 4 9*8 5fi =、f2 =、i - Ni 454. 8 5=4 0. 1 5端面重合度gva37.937mm|_二jcos：8.5 二 cos20= 1.5134.齿面接触疲劳强度校核二 H根据表14 37公式= ZhZeZZ；：ZkFmtU 1dmbeHUkAkVkH 1kH ：.确定式中各参数:节点区域系数ZH =2.5材料弹性系数ZE=189.8JMPa接触强度重合度系数 =0.89使用系数（表14-39）取心=1.25,动载系数kv,查图149,取匕=1.02,锥齿轮系数Zk=0.85齿向载荷分布系数kHF=1

25、.65齿间载荷分布系数Kh«=1.1beH -0.85b =0.85 42.43=36mm分度圆上的切向力Fmt二2乂28%06 =963.33Nz=1齿数比u z2将以上数据代入0r H计算式： 0rH = 390.66MPa二 h =»ZxZlZvZr计算接触应力（表1437） :sHlim接触强度尺寸系数Z? = 1.0 速度系数Zv = 0.9油膜影响系数Zl =0.87粗糙度系数Zr =接触强度安全系数SHlim =1.1将以上数据代入计算式:二h =715.39MPa满足强度要求5.齿根抗弯疲劳强度校核强度条件：二F M 二Fq =K aKvKf K* YFY

26、sYY 计算应力bem nm .其中=10 , Ka=1.25,Kv =1.02齿向载荷分布系数YF；1.65抗弯强度重合度系数V 0.71齿形系数F: "55锥齿轮系数' k = 0.85,带入式中得* =46. 1初pa齿向载荷分布系数 "T.1抗弯强度螺旋角系数；1=1.0应力修正系数Ys1.0,二一山"nYSTY、relTYrelT YX计算抗弯应力sFlim式中;；、=2 9MP a 人-. s 14极限应力"ma安全系数sFlm1.4实验齿轮的应力修正系数Yst=2.0相对齿根圆角敏感系数Y承lT=0.95相对齿根表面状况系数丫elT

27、 = 1.0尺寸系数改=0.97292斗=父2 0M 095 Kl 0 0 97 = 383 57Mp a >aF验算结果符合要求1.42.2.4皮带轮的设计已知电动机功率%=1.1KW，小带轮转速n" 1400 r min1 .设计功率Pd =Ka黑P电，式中的Ka查表12 1221得，Ka=1.1则Pd =1.1 1.1 =1.21KW2 .选定带型由图12-%，选择Z型V带。Q 1400，i4传动比 nn 350小轮基准直径参考表1218 2 k口图122 21取dd1 =80mmdd =i dd(1-；)=4 80 (1-0.02) = 313.62 dd = 315m

28、md2d1/由表 1218 ,d2315 二 4.0280 (1-0.02)1400348.26r/min4.02（其中名是弹性滑动率，通常取0.010.02）dd2u 二实际传动比dd1（1 一）n1 n2 : 从动轮的实际转速u350 -348.26 八广-n2 二二 05, ：.转速误差350误差在±5%的范围内，是允许的。带速初定轴间距二 d nd1v =60 1000二 8014呜 8m6 0000 s0.7(dd1 dd2) < a0 - 2(dd1 dd2)276.5 < a0 <790初取 a0 = 450mm所需基准长度jiLd0 =2a°

29、;-(dd1(dd2 -dd1)2dd2) F-ji二2 450 -(80 315)一 -2(315-80)-二12404 450由表127 21选取基准长度Ld=1250mm实际轴间距= 450 1250 一1240=455mm安装时所需的最小轴间距amin =a-0.015Ld =455-0.015 1250-436.25mm张紧或补偿伸长所需的最大轴间距amax =a 0.03Ld =455 = 0.03 1250 = 492.5mm小带轮包角，dd2 dd”, 315-80”1 =180j573 =18057.3 =152.3 120a455单根V带的基本额定功率根据表12-17C2卜

30、彳3p=0.35KW考虑传动比的影响，根据nI =140°*m,dd1 =80mm额定功率的增量, 由表1217h21查得P =0.03KW(12)V带的根数Z )Pd(P1P1)kaki由表 12-13 2 1 12-15 21分别查得 ka =0.92 kl =1. 11.21(0.35 0.03) 1.11 0.92= 3.12取Z=4(13)单根V带的预紧力2.5pd2F0 =500(-1) mvkaZv由表 12-14 2 W,kgF0 = 500("-1)1.21 =46.4Nm=0.06 7m 则0.92张5.86(14)作用在轴上的载荷c : 11523FQ

31、 =2 ZF0Sin 1=2 46.4 4 sin =360N 222.2.5偏心轮结构设计1 .偏心距和连杆长度图2-2由上图可见，滑动轴 V上下往复移动的行程s要等于模孔的高度与冲出 冲头在模孔外的一段距离之和，s=(96+54)=150mm,取a为曲柄长度，1为连杆长度s 15091a = = mm = 75mm由关于偏置机构的公式(1) 91变换可得：2 2, a 75l =二mm = 219mm由图 29 ,取'min =70 ,则 COs-min cos702具体结构偏心轮用平键、止退垫圈、螺母固定在轴上。凡是用此方法固定都要求轴颈长 度比轮毂孔长度短12mm。为了使螺母不

32、与连杆相碰，将偏心轮设计成凹坑，将螺 母置于凹坑中，凹坑直径可比止退垫圈直径大12mm。偏心轮不宜做得太厚，可在203mm之间，故取26mm。为了增加与轴的配合部分长度，还必须设计一凸缘。 偏心轮外圆与偏心销孔之间的壁厚定为15mm左右，把偏心轮端的孔径设为 20mm,因此可以算出偏心轮的外圆直径为 200mm1偏心轮2圆螺母3平垫圈4连杆5轴套_6轴)7垫片8螺母69平键10套筒11轴连杆与偏心销的摩擦部分用轴套，轴套的厚度根据经验一般取 5=(0.10.125)d，铜套的长度L; d为铜套内径(即偏心销的直径)，设 d =34mm,则 6=(0.10.125)d=2.83.5mm,取 6

33、= 3mm ； L=51mm。562646(j>一 I15 11.61.6图2-4 偏心轮零件图在决定铜套内径的公差时，要特别注意当铜套压入连杆孔时铜套内径的缩小，对薄壁铜套具收缩量约为铜套外径过盈量的0.80.9倍，因此在确定铜套尺寸时，要适当加大铜套的内径与轴配合的间隙。3.偏心轮轮齿部分的计算已知大齿轮传递的功率为0.997kW ,大齿轮的转速n5 = 5 0 / m i,nT1 =189.1N.m。传动比i=0.5,工作条件是连续单向运转，工作轻微冲击，有载启动，预定寿命 H=1000h。1) .选择材料确定初步参数(1)大齿轮1采用40C，调质，取硬度值为263HBS。小齿轮2

34、采用40Cr ,调质，齿面硬度取271HBS。两齿轮工作齿面硬度差为7,合适。(2)初选齿数取大齿轮齿数为乙二60则小齿轮齿数Z2=忆1=°.5工一。(3)选择齿宽系数d和传动精度等级选齿轮精度为8级精度(GB1009588)。齿宽系数 必=0.134(4)由图35.2-16, 35.2-17按MQ级质量要求取值查得 *im/16MPa二 FE1 =58 7.MPa二 Hiim27 27.M6Pa二 fe2 =5 9 3.MPa2),初定齿轮主要参数因为该传动为开式软齿面齿轮传动，故按齿根弯曲疲劳强度计算齿轮尺寸计算模数，按公式14-321(K取2)m =12.5KTi YfsmZi

35、 二 FPP1.06T1 =9549=9549 =28.92N mn350由图14-152/得大小齿轮的复合齿形系数(xi=x2=0时)；Yfs1 =4.38YFS2 =3. 89由于齿轮单向受力，齿轮的许用弯曲应力仃尸月=1.6日571.父6 560 M8P9a6二FP2 =1.6、iim2 =1.6 560 = 896MPa故按小齿轮的抗弯强度计算模数2 28.07 446m =12.51.48mm14 22480采用直齿轮，按表142 2 取标准模数m=4mm,则齿轮中心距m _4a =一(乙 Z2)(60 30)mm = 180mm22由于是单件生产，不必取标准中心距，取 a=180m

36、m。 齿轮分度圆直径d1 = Z1m = (60 4)mm = 240mm d2 =Z2 m = (30 4)mm = 120mm工作齿宽 b = < & =0.134 240 = 18.75mm基于偏心轮的边缘厚度取b1二36mm也;30mm二 dmv 二60 1000齿轮圆周速度二 240 50 m/ s = 0.628m/ s60 1000端面重合度 % = 0.85,满足要求(3)齿轮1和2的几何尺寸如下：m=3mm a = 180mm b) = 36mm b2 = 30mmd 2 240mmd2 = 120mmda1 = m (乙 2) = 4 (60 2) = 248

37、mmda2 二 m (Z2 2) =4 (30 2) -128mmdf1 =m (乙-2.5) =4 (60-2.5) = 232.5mmdf2 =m (Z2-2.5) =4 (30-2.5) -112.5mm3）校核齿面接触疲劳强度二 H =ZbdZhZeZ Z ：根据表14 37公式确定式中各参数：Ft u 1d1b ukAkV kH |.：kH :.Ft分度圆上的切向力（14-31）2T1=2 189.1/d1/0.24 =1572N使用系数（表 14 39）取kA = 1.375,动载系数kv ,查图149,取kv =1.095,=z1 =60齿数比u z230 = 0.5齿向载荷分布

38、系数kH0=1.0节点区域系数ZH =2.5重合度系数Z8= 0.867齿间载荷分布系数KH： =1.33材料弹性系数ZE =189.8%'MPa螺旋角系数Z3=0.867由于% =1.78 =噌1，可取"=心=%=1将以上数据代入芬h计算式： 仃h = 509.7MPaoHZNTZLVRZWZX SH =计算接触强度安全系数（表14- 37）: -hHZNTZLVRZWZX卜 H 二则；sH式中各系数的确定：按式（14-16）计算齿面应力循环数NL =60jn1t =60 1 50 10000= 3 107NL =N/=3>d0Z = 4.29 x106查图14- 3

39、7,得接触疲劳寿命系数：ZNT1 =1.05润滑油膜影响系数，查表14-47, ZLVR =0.87齿面工作硬化系数，按图14-39,查得ZW = 1.0将以上数据代入计算式：cH 1 =654.3MPa,.2 =664.4MPa0H <5, 满足强度要求4）齿根抗弯疲劳强度校核强度条件：二f 4%YL：2YS：2 F1上共1/ mYfYsYYKaKvKf Kf一计算应力bmn一，'一 F2”其中mn=4 ，齿形系数YFL3.97丫尸俎=4.07应力校正系数. S.T-1.76 一1：.1 =1.65,抗弯强度重合度系数丫小0.689抗弯强度螺旋角系数Yp = 1.0Ka =1.

40、375Kv = 1. 0 95齿向载荷分布系数'-=1.0齿向载荷分布系数丫七=1.1带入式中得、=423.8 REF2MPa式中；抗弯强度极限应力外"587g叫im"93MPa安全系数+ "m = 1.4应力修正系数YST =1.0接触疲劳强度寿命系数Znt=1.05齿根圆角敏感系数Y承lT=1.0齿根表面状况系数丫呼=1.0尺寸系数Yxi0二F1 =*3 ：一。、一。=atF?!423.8MPa则:二 l：F,；： :二 l：F2，验算结果符合要求226同步带结构设计传递功率P=0.0842KW,转速ni =100r/min ,传动比i=2 ,要求周间

41、距a=(9600mm-12000mm)1设计功率Pd =KaX：p电，式中的KA查表8-1-74得，KA=1 . 5则Pd =1.5 0.0842 = 0.1263KW2选定带型和节距根据 功率 P=0.0842KW,转速 n=100r/min由图-8-1-13,选择L型同步带。节距Pb=9.525mm3小带轮齿数乙根据L型带和n=100r/min由表8-1-75查得Zmin =12故取乙=14+Pr4小带轮节圆直径Zil_R 14X 9.525 =42.45mm5大带轮的齿数乙Z2 = iZ1 = 2X14 = 28P»6大带轮的节圆直径Z2LR128X 9.525=84.89 m

42、m参考表8-1-60,查得取其外径da2 =84.13mm7 带速v二 d n1 Pl 1v =60 1000二 42.45 10060000-0.222ms8初定轴间距根据结构要求，初定轴间距a0 =960mm9带的节线度Lp及齿数Zb2二(dp -dp)2Lp°=2a0 j& dpjp 匚24aO _2二(82.89 - 42.45)=2X 960 X (42.45 82.89) ()24X960初定带节线的长度=2117.3mm由表8-1-49,选带长代号为840L型同步带其节线长度Lp=2133.60mm10实际轴间距lp -Lp02133.60 -2117.3=96

43、0 = 968.15 mm11小带轮啮合齿数ZmZm =ent22 二 2a9.525X 14(乙一乙碎二* 二 2x 968.15* 14=13参考表8-1-60,查得取其外径d& = 41.69mm12基本额定功率P0p _ (Ta -mv2)v0 一 1000由表 8-1-76 查得 Ta =244N,m=0.095kg/mbs 之 bsi . 14 Pd13 带宽 bs'KZp0由表8-1-76查得L型带bs0=25.4mmKZ=1bs、1.14M =25.4 1.14 碇63 Kz Po1 1 0.054 二P0=0.054KW由表 8-1-73 由m=0.095kg

44、/m 查得由表8-1-50查得带宽代号为 的L型带 ，其bs=50.8mm14作用在轴上的载荷1000R1000X0.1263-二二 587 Nv0.2222.2.7轴III的结构设计及其校核以轴田为例说明制钵机各轴的结构设计。轴加上装有一个直齿圆柱齿轮2,一个直齿圆锥齿轮3和一个偏心轮13,既承受弯距，又承受扭距，属转轴类型。1 .选择轴的材料该轴传动中小功率，且转速较低，故选用 45钢，调质处理，其力学性能由表21-1 211查得，二b =640Mpa,二s =355Mpa, s =0.58 J = 206Mpa, 7 = 0.2, ： = 0.1,二二275Mpa,=155Mpa,上=

45、60Mpa由表21-23 2'查得A=1142,初步估计轴的直径由表21-22 21公式初步估算轴2径*P0997一d 之 A3- = 114y 60 = 29.1mm 取 dmin = 30mm3.轴in的结构设计0a审 N口户B图2-5轴in的结构简图如图所示：圆柱齿轮、偏心轮轴向定位的轴肩直径不能太小，故加用套筒帮助 轴向承压，其轴端固定采用小圆螺母和平垫圈。从表 3-2-75选择小圆螺母的尺寸参 数为：M30X1.5 m = 8mm, t = 3mm4 =45mmlc =1mm；由表 8-288 同选才? C 级平 垫圈的尺寸参数：di =33mm，d2=56mm，h = 4m

46、m。圆锥齿轮用150mm 的轴环定位 并承受轴向力，用紧定螺钉加以固定。由表3-2-46,选取开槽圆柱头螺钉 M6X25。圆柱齿轮、圆锥齿轮及偏心轮的周向定位采用普通平键B型，由表9-5 21得，其尺寸bXhXL分别为1。父8"。、12X8X40、10X8X32。由于锥齿轮的存在，轴上有 轴向力，所以两个滚动轴承均采用角接触球轴承，其型号分别为7308C, 7307C,其外形尺寸dXDXB分别为40 X 90X23、35X80X21。采用脂润滑。其结构见附图4.按当量弯距法校核做出轴的受力简图，求作用在轴上的力水平间(Fv)垂直面(FH )直 齿轮2T 2P89.07Ft6 -父6

47、d6420= 900N000 F,6 = Ft6tan20：1=372.6N锥 齿轮匚 2T2)189.07：；Ft -x7 dm170= 2224.4N000 Fr7 = Ft7 tan200 cos45 = 572.4Fa =F tan20l：，sin45 =572.4 a7t7偏 心轮F =红=2>189.07Mlt9 dm280= 1350.5Nnnn Fr = Ft tan20：，=491.5N000r9t9F 冲=739 + 517 = 1256N轴 承反力Rav =302.17NRbv = -652.47NRah =167.64NRbh =309.17N当F冲=0时，轴为最

48、危险。偏心轮与同它啮合的齿轮，中心线的连线与水平面成 45度夹角，则偏心轮作用于轴III的力Ft9在水平面的分力为 Fv9 = Ft9 sin45； FeSin45； = 954.8N 404.7N=1359.5N在垂直面的分力为 FH9 -Ft9Sin45：； -Fr9Sin45：； =954.8N -404.7N=550.1N其中轴承反力分别在水平面内和垂直面内进行计算。 在水平面里求支反力：由2MA =0得，FBV =1662.6N 。则Fr6 M 76.5 Fr7 M 59 - Fbh 义 365 + Fv9 M 442.5 = 0 则可求得RaV =F,7Fr6 Fv9 -% =64

49、1.9n在垂直面里求支反力：由ZMA=0得,Ft6 M 76.5 - Ft7 乂 59 + Fbv 父 365 + Fh9 或 442.5 = 0 则可求得 Fbv = -496N 。则 FAV = Ft6 - FBH Ft7 - FH9=3070.3N作出弯矩图（N.m）垂直向（MV ）水平闻（M h ）I截面Mvl= Ft6 M0.0765 = 68.85 Mh i=Fr6 M 0.0765= 28.5合成弯距M =。68.852 +28.52 =74.5II截面Mvn=Ft6 m1355Fav：=12.5476.5 MhE= Fr6 M135.5-Fah ； = 59.2合成弯距Mn =

50、 J12.542 +59.22 =60.51in截面MV 叮=Fv9 黑 77.5 = 105.3 MH n= FH9 黑 77.5 =42.63合成弯距M 口= J105.362 +42.362 =113.56M 0=113.565,作出转距图 T=189.07N.m6 .作出当量弯距图Me- = M2 (: T)2 =135.72N.mMe_ , M三(= T)2 =128.57N.mmMe- 二 M± ( T)2 =160.21N.mm7 .确定许用应力,，一，_ _ ' 60_ _由上已知。b = 640Mpao »0b 】=100Mpa, »b 60Mpa，仪0.61008 .校核轴径d T= 3 jMe J = 28.28mm <40mm . 0.1 Lb1dn = 3Me二0.1 L- Jb 1=27.78mm : 40mmdn. =3Me二0.11二 4b 1=29.91mm : 35mm则按照当量弯距法较核，轴的强度足够。水平面受力图弯矩图Fv9105.3628.5.12.54：.|垂直面受力图 FH9 a59.242.63.弯矩图,_ <1 I I I I I I I I II I II I rTFl