機械基礎(chǔ)課程綜合設(shè)計 設(shè)計計算說明書蜂窩煤成型機

1、機械基礎(chǔ)課程綜合設(shè)計設(shè)計計算說明書設(shè)計題目蜂窩煤沖壓成型機學(xué)院專業(yè)級班學(xué)生姓名完成日期指導(dǎo)教師（簽字）重慶大學(xué)國家工科機械基礎(chǔ)教學(xué)基地課程設(shè)計指導(dǎo)教師評定成績表項目分值優(yōu)秀(100x90)良好(90x80)中等(80x70)及格(70x60)不及格(x60)評分參考標準參考標準參考標準參考標準參考標準學(xué)習(xí)態(tài)度15學(xué)習(xí)態(tài)度認真，科學(xué)作風(fēng)嚴謹，嚴格保證設(shè)計時間并按任務(wù)書中規(guī)定的進度開展各項工作學(xué)習(xí)態(tài)度比較認真，科學(xué)作風(fēng)良好，能按期圓滿完成任務(wù)書規(guī)定的任務(wù)學(xué)習(xí)態(tài)度尚好，遵守組織紀律，基本保證設(shè)計時間，按期完成各項工作學(xué)習(xí)態(tài)度尚可，能遵守組織紀律，能按期完成任務(wù)學(xué)習(xí)馬虎，紀律渙散，工作作風(fēng)不嚴謹,不能

2、保證設(shè)計時間和進度技術(shù)水平與實際能力25設(shè)計合理、理論分析與計算正確，實驗數(shù)據(jù)準確，有很強的實際動手能力、經(jīng)濟分析能力和計算機應(yīng)用能力，文獻查閱能力強、引用合理、調(diào)查調(diào)研非常合理、可信設(shè)計合理、理論分析與計算正確，實驗數(shù)據(jù)比較準確，有較強的實際動手能力、經(jīng)濟分析能力和計算機應(yīng)用能力，文獻引用、調(diào)查調(diào)研比較合理、可信設(shè)計合理，理論分析與計算基本正確，實驗數(shù)據(jù)比較準確，有一定的實際動手能力，主要文獻引用、調(diào)查調(diào)研比較可信設(shè)計基本合理，理論分析與計算無大錯，實驗數(shù)據(jù)無大錯設(shè)計不合理，理論分析與計算有原則錯誤，實驗數(shù)據(jù)不可靠，實際動手能力差，文獻引用、調(diào)查調(diào)研有較大的問題創(chuàng)新10有重大改進或獨特見解，

3、有一定實用價值有較大改進或新穎的見解，實用性尚可有一定改進或新的見解有一定見解觀念陳舊論文(計算書、圖紙)撰寫質(zhì)量50結(jié)構(gòu)嚴謹，邏輯性強，層次清晰，語言準確，文字流暢，完全符合規(guī)范化要求，書寫工整或用計算機打印成文；圖紙非常工整、清晰結(jié)構(gòu)合理，符合邏輯，文章層次分明，語言準確，文字流暢，符合規(guī)范化要求，書寫工整或用計算機打印成文；圖紙工整、清晰結(jié)構(gòu)合理，層次較為分明，文理通順，基本達到規(guī)范化要求，書寫比較工整；圖紙比較工整、清晰結(jié)構(gòu)基本合理，邏輯基本清楚，文字尚通順，勉強達到規(guī)范化要求；圖紙比較工整內(nèi)容空泛，結(jié)構(gòu)混亂，文字表達不清，錯別字較多，達不到規(guī)范化要求；圖紙不工整或不清晰指導(dǎo)教師評定成

4、績：指導(dǎo)教師簽名： 年 月 日設(shè) 計 任 務(wù) 書1.1 設(shè)計題目蜂窩煤成型機設(shè)計 圖1 實物圖 圖2 運動簡圖1.2 工作原理與結(jié)構(gòu)組成如圖1所示沖壓式蜂窩煤成型機是我國城鄉(xiāng)鎮(zhèn)蜂窩煤（通常又稱煤餅，在圓柱形餅狀煤中沖出若干通孔）生產(chǎn)廠的主要生產(chǎn)設(shè)備，它將煤粉加入轉(zhuǎn)盤上的模筒內(nèi)，經(jīng)沖頭沖壓成蜂窩煤。為了實現(xiàn)蜂窩煤沖壓成型，沖壓式蜂窩煤成型機必須完成以下動作：煤粉加料；沖頭將蜂窩煤壓制成型；清除沖頭和出煤盤的積屑的掃屑運動；將在模筒內(nèi)的沖壓后的蜂窩煤脫模；將沖壓成型的蜂窩煤輸送裝箱。如圖2所示為沖頭3、脫模盤5、掃屑刷4、模筒轉(zhuǎn)盤1的相互位置情況。沖頭與脫模盤都與上下移動的滑梁2連成一體，當滑梁下

5、沖時沖頭將煤粉壓成蜂窩煤，脫模盤將以壓成的蜂窩煤脫模。在滑量上升過程中掃屑刷將刷除沖頭和脫模盤上黏附的煤粉。模筒轉(zhuǎn)盤上均布了模筒，轉(zhuǎn)盤的間歇運動是加料后的模筒進入加壓位置、成型后的模筒進入脫模位置、脫模后的空模筒進入加料位置。1.3 設(shè)計條件與要求1）以電動機作為動力源。2）沖頭沖成為h=300mm，同時沖兩只煤餅，沖頭壓力最大為=100000n，其壓力變化近似認為在沖程的一半進入沖壓，壓力呈線性變化，又零值至最大值。機構(gòu)應(yīng)具有較好的傳力性能，工作段的傳動角g大于或等于許用傳動角g=40。3）生產(chǎn)率為每分鐘60件,即每分鐘循環(huán)30次。4）蜂窩煤直徑為=120mm。5）掃屑運動的行程h=5060

6、mm。6）機器運轉(zhuǎn)速度波動系數(shù)d不超過0.05。1.4 設(shè)計任務(wù)1）完成沖頭和脫模盤機構(gòu)、掃屑刷機構(gòu)、模筒轉(zhuǎn)盤間歇運動機構(gòu)型式設(shè)計。擬定機械傳動系統(tǒng)方案。2）按工藝要求進行執(zhí)行系統(tǒng)協(xié)調(diào)設(shè)計，畫出執(zhí)行機構(gòu)的工作循環(huán)圖。3）確定各執(zhí)行機構(gòu)的運動學(xué)參數(shù)，繪制機構(gòu)運動簡圖。對主執(zhí)行機構(gòu)用解析法進行運動分析，用相對運動圖解法對其中的一個位置加以驗證，并根據(jù)計算機計算結(jié)果畫出沖頭和脫模盤機構(gòu)位移、速度和加速度線圖。4）對主執(zhí)行機構(gòu)用解析法進行動態(tài)靜力分析，用圖解法對其中的一個位置進行驗證，并根據(jù)計算機計算結(jié)果，畫出機構(gòu)平衡力矩mbf線圖和固定支座反力fif線圖。5）確定電動機的功率和轉(zhuǎn)速，進行傳動系統(tǒng)中齒

7、輪傳動設(shè)計（確定各輪齒數(shù)和模數(shù)）和帶傳動設(shè)計。6）對指定傳動部件進行強度、結(jié)構(gòu)設(shè)計，畫出裝配圖及部分零件圖。 設(shè) 計 目 錄1.執(zhí)行機構(gòu)選型42.運動循環(huán)圖73.機構(gòu)尺寸參數(shù)的確定83.1外形尺寸確定83.2各主要部件尺寸確定84.主執(zhí)行機構(gòu)的運動分析94.1主執(zhí)行機構(gòu)的速度分析圖解法94.2主執(zhí)行機構(gòu)的加速度分析圖解法9 4.3.主執(zhí)行機構(gòu)的動態(tài)靜力分析圖解法105.機械傳動系統(tǒng)方案設(shè)計115.1傳動系統(tǒng)方案比較115.2運動和動力設(shè)計125.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算136.部分零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計146.1雙級圓柱齒輪減速器中高速級斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計146.2雙級圓柱齒輪減速器中低速級

8、直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計186.3雙級圓柱齒輪減速器的中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校核計算226.4中間軸軸承選擇和壽命計算266.5鍵強度校核計276.6帶輪、v帶和聯(lián)軸器的選擇287.心得與體會308.參考文獻33設(shè) 計 計 算 與 說 明主 要 結(jié) 果1執(zhí)行機構(gòu)選型圖3 機構(gòu)運動簡圖（具體參見文件袋內(nèi)所附3號圖紙執(zhí)行機構(gòu)選型-機構(gòu)示意簡圖。）表1 三個執(zhí)行機構(gòu)選型沖頭和脫模盤機構(gòu)對心曲柄滑塊機構(gòu)偏置曲柄滑塊機構(gòu)六桿沖壓機構(gòu)掃屑刷機構(gòu)附加滑塊搖桿機構(gòu)固定移動凸輪機構(gòu)模筒轉(zhuǎn)盤間歇運動機構(gòu)槽輪機構(gòu)不完全齒輪機構(gòu)凸輪式間歇運動機構(gòu)1選擇方案說明方案一：對心曲柄滑塊機構(gòu),固定移動凸輪機構(gòu)和不完全齒輪組合。方案

9、二：偏置曲柄滑塊機構(gòu),附加滑塊搖桿機構(gòu)和槽輪機構(gòu)組合。 方案三：六桿沖壓機構(gòu),固定移動凸輪機構(gòu)和槽輪機構(gòu)組合。 2方案比較圖4 對心曲柄滑塊機構(gòu) 圖5 偏心曲柄滑塊機構(gòu)1）主執(zhí)行機構(gòu)比較對心曲柄滑塊機構(gòu) 15432運動相對平穩(wěn)，速度波動小，沖擊載荷?。煌庑统叽巛^小，結(jié)構(gòu)緊湊。對心式曲柄滑塊機構(gòu)的曲柄從水平位置每轉(zhuǎn)180度，滑塊從一個極限位置移動到另一個極限位置，當曲柄勻速轉(zhuǎn)動時滑塊在一個運動循環(huán)中來回移動的時間相等，滑塊運動無急回。 偏心曲柄滑塊機構(gòu) 偏置式 曲柄滑塊機構(gòu)運動有急回，其行程小于對心式曲柄滑塊機構(gòu)，并且在慢進時滑塊加速度較小，運動速度較平圖6力增益的六桿級機構(gòu) 穩(wěn)，在急回時滑塊的

10、加速度較大，加速度值波動較大，在高速運動時，機構(gòu)的慣性力較大，更容易引起沖擊和振動，大大縮短了機構(gòu)的壽命。 六桿機構(gòu) 由原動件、機架和兩個級組組成，組合方式有串聯(lián)、并聯(lián)和混聯(lián)三種。工作時所能傳遞的力比曲柄滑塊機構(gòu)大的多；但工作行程小，外形尺寸大，設(shè)計要求高，成本較高，不經(jīng)濟。通過比較，由于本機器要求工作行程較大，工作阻力較大，為了減小沖擊載荷，使機器運動更加平穩(wěn)，我們最終選擇了對心曲柄滑塊機構(gòu)2）掃屑刷兩種機構(gòu)的比較附加滑塊搖桿機構(gòu) 在運動中產(chǎn)生慣性力和慣性力矩不易平衡，容易產(chǎn)生沖擊，影響機械產(chǎn)品的工作精度和壽命，因此不可用于高速工作場合；要精確實現(xiàn)任意設(shè)計要求的復(fù)雜軌跡相互困難，甚至是不可能

11、的。固定移動凸輪機構(gòu) 可以是從動件實現(xiàn)任意要求的運動規(guī)律，根據(jù)凸輪輪廓曲線的形狀和尺寸使從動件獲得預(yù)期的運動-用于傳遞動力不大的場合。通過比較，固定凸輪機構(gòu)能夠輕易實現(xiàn)機器所要求的運動軌跡，而且此非常簡單，減輕了設(shè)計難度，相比于附加滑塊搖桿機構(gòu)掃屑范圍更加大。所以我們選擇了。3）間歇運動機構(gòu)比較不完全齒輪機構(gòu) 結(jié)構(gòu)簡單，容易制造；主動輪轉(zhuǎn)一周，從動輪停歇的次數(shù)和每次停歇的時間，以及每次轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)角等，其允許選擇的幅度比其他機構(gòu)范圍大，因而設(shè)計靈活。槽輪機構(gòu) 結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，機械效率高，進入和退出嚙合時傳動平穩(wěn)；由于槽輪機構(gòu)在啟動和停止時加速度變化大，沖擊載荷大。凸輪間歇機構(gòu) 運動可靠傳動平穩(wěn)

12、，可避免剛性沖擊和柔性沖擊，可用于高速運轉(zhuǎn)，但對凸輪的加工裝配要求較高，成本高。通過比較，本機器工作臺轉(zhuǎn)速低，而且需要傳遞的載荷小，考慮經(jīng)濟因素設(shè)計的靈活與方便我們最終選擇了不完全齒輪機構(gòu)。4）創(chuàng)新由于工作時阻力大，為了增加機器壽命，使橫梁在工作時彎矩和扭矩最小，本組設(shè)計時，把兩個沖頭對稱布置，如圖7所示。5）本組經(jīng)過認真分析最終選擇設(shè)計方案一，結(jié)構(gòu)簡圖如圖7所示 圖7 執(zhí)行機構(gòu)簡圖2運動循環(huán)圖 1工藝動作分解:1)煤粉加料；2)沖頭將蜂窩煤壓制成型；3)清除沖頭和出煤盤的積屑的掃屑運動；4)將在模筒內(nèi)的沖壓后的蜂窩煤脫模。 2說明：根據(jù)機器設(shè)計要求和運動分析及工藝動作分解得如圖所示運動循環(huán)圖

13、。沖頭和工作臺都由工作行程和回程兩部分組成，工作臺的工作行程在沖頭的回程后半段和工作行程的前半段完成，使間歇轉(zhuǎn)動在沖壓以前完成。掃屑刷在沖頭回程后半段至工作行程前半段完成掃屑動作。 圖8 工作循環(huán)圖圖9 沖頭、轉(zhuǎn)盤和掃屑刷的運動循環(huán)圖3機構(gòu)尺寸參數(shù)的確定 3.1外形尺寸確定 長1000mm 寬800mm 高1700mm 橫梁長900mm 寬70mm 高90mm 3.2各主要部件尺寸確定 1）工作臺直徑d=600mm 高h=150mm 模筒直徑d=120mm 工作臺中心到模筒中心距離l=80mm。 2）執(zhí)行機構(gòu)（對心曲柄滑塊機構(gòu)） 曲柄輪直徑d=400mm 連桿l=900mm曲柄輪中心到連桿轉(zhuǎn)動

14、副的距離s=150mm圖10執(zhí)行機構(gòu)圖4主執(zhí)行機構(gòu)的運動分析4.1主執(zhí)行機構(gòu)的速度分析圖解法 圖11速度分析圖 圖12速度曲線圖 方向 ac ab bc 大小 ？ ？ 結(jié)果 pc pb bc由上表作圖取基點p作pb即，再由b點出發(fā)作bc即，連接 p、c兩點得pc 即。由此求得。4.2主執(zhí)行機構(gòu)的加速度分析圖解法 圖13加速度分析圖 圖14 加速度曲線圖方向 ac bc cb bc大小 ？ ？結(jié)果 pc pb 由上表先取基點p，作出pb即，再從點出發(fā)作即，然后由和的方向作出兩直線，交于于c點，得即和，由此求得 。4.3主執(zhí)行機構(gòu)的動態(tài)靜力分析圖解 圖15 力矢圖由靜力學(xué)分析得 mc=0解出方向

15、ac ca ca bc cb ac 大小 ？ ？結(jié)果 pa bc cd ab de ef fp由上表先取基點p，作出pa即，再從點出發(fā)作即，然后由b點出發(fā)作bc即，接著由c點出發(fā)作cd即，由d點出發(fā)作de即，然后由和的方向作出兩直線，交于于f點，得ef與fp即和。5機械傳動系統(tǒng)方案設(shè)計 圖16傳動方案5.1傳動系統(tǒng)方案比較傳動方案如下：方案電動機帶傳動雙級圓柱齒輪減速器工作機構(gòu)。(如圖3)方案電動機三級圓柱齒輪減速器工作機構(gòu)方案電動機蝸桿傳動工作機構(gòu)分析如下表: 名稱優(yōu)點缺點方案帶傳動平穩(wěn),具有緩沖和過載保護作用,減速器結(jié)構(gòu)簡單,設(shè)計更為容易，而且制造成本低；工作安全可靠。帶壽命不高，傳動效率

16、低；需要定期檢查更換；軸上有初拉力,受力較大。方案效率高，傳動比更為準確，不用定期換帶，壽命更長。傳動不平穩(wěn)；減速器尺寸過大，制造成本高；沒有過載保護，不能緩沖，易發(fā)生危險事故。方案蝸桿傳動傳動比大，傳動比準確，結(jié)構(gòu)最為緊湊，傳動平穩(wěn)。蝸桿傳動效率低，承載能力低，中速高速需要價值高的青銅和有色金屬如錫青銅。小結(jié)：雖然蝸桿尺寸小，結(jié)構(gòu)簡單，但因為本機器輸入功率為11kw，較大，不宜選用方案，從安全和經(jīng)濟角度考慮，我們最終選擇了方案。5.2運動和動力設(shè)計1 選擇電動機的類型按工作要求和條件，選用y系列一般用途的全封閉式自扇冷鼠籠三相異步電動機。2計算和選擇電動機的容量 1）求工作機械所需功率2）求

17、電動機所需功率 式中電動機至主執(zhí)行機構(gòu)沖頭的傳動總效率電動機輸出軸與v帶小輪軸之間的聯(lián)軸器，取v帶的效率，查得；v帶大輪軸與減速器輸入軸間的聯(lián)軸器，??；減速器的效率，查得；主執(zhí)行機構(gòu)的傳動效率，??； 一對滾動軸承的效率，??； 一對閉式圓柱齒輪傳動齒合效率，當齒輪精度為8級（不含軸承效率）稀油潤滑時??；則 故 查手冊選電動機額定功率 。3確定電動機的轉(zhuǎn)速根據(jù)電動機有關(guān)知識可知：通常設(shè)計時應(yīng)優(yōu)先考慮選擇同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min 的電動機。此處初步選擇同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機。查機械設(shè)計手冊所選型號為y160m-4,其滿載轉(zhuǎn)速為。4確定傳動裝置的總傳動比并分配各級

18、傳動比1）確定傳動裝置的總傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和卷筒軸工作轉(zhuǎn)速求得傳動裝置的總傳動比考慮到帶傳動過程中的損耗和為了設(shè)計簡單，取。2）分配裝置的傳動比 由查表-，取對于按兩級大齒輪浸油深度相近，以使?jié)櫥啽愕脑瓌t推薦高速及傳動比應(yīng)大于低速級傳動比，其。取，則故 5.3傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算由于帶傳動比改變，重新調(diào)整傳動系統(tǒng)傳動比的分配1各軸轉(zhuǎn)速軸：軸：軸：2各軸輸入功率電動機軸： 軸：軸：軸：3.各軸轉(zhuǎn)矩電動機軸： 軸： 軸： 軸：6部分零部件的設(shè)計6.1雙級圓柱齒輪減速器中高速級斜齒輪的設(shè)計設(shè)計斜齒輪傳動的條件為：，單向運轉(zhuǎn)，單班制工作，使用時間10年（每年工作300天）。1選

19、擇材料查表9-5，小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)處理，,大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，。計算時取260，230。（，合適）2按齒面接觸疲勞強度初步設(shè)計由式（9-23） 1） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。2） 齒寬系數(shù)由表9-10知，軟齒面、非對稱布置取。3） 齒數(shù)比：對減速運動。4） 載荷系數(shù)：因速度高，非對稱布置，取。5） 許用接觸應(yīng)力由式（9-29）a,接觸疲勞極限應(yīng)力：由圖9-34c查得。b,安全系數(shù)：由表9-11查得取。c,壽命系數(shù)：由式（9-30）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 式中 查圖9-35 （均按曲線1查得）故 6） 計算小齒輪分度圓直徑7) 初步確定主要參數(shù)a.選取齒數(shù)。取 取b.初選。c.計算法向模數(shù)。選取

20、標準模數(shù)d.計算中心距。為便于箱體加工及測量，將圓整取。e.計算實際螺旋角。f.計算分度圓直徑： 合適。驗證 ，正確。g.輪齒寬度： 圓整76mm3驗算齒面接觸疲勞強度由式（9-40） 1） 彈性系數(shù)。由表9-9查得，。2） 節(jié)點區(qū)域系數(shù)。由圖9-29查得，。3） 重合度系數(shù)先由 ， 知：。故4） 螺旋角系數(shù)5） 圓周力6）載荷系數(shù) a.使用系數(shù)。由表9-6查得b.動載系數(shù)。由查圖9-23 （初取8級精度）c.齒向載荷分布系數(shù)。由表9-7，按調(diào)質(zhì)齒輪，8級精度，非對稱布置，裝配時不作調(diào)整，可得 d.齒間載荷分配系數(shù)。由查表9-8 式中 由式（9-32） 則 故 7）驗算齒面接觸疲勞強度（安全）

21、4驗算齒根彎曲疲勞強度由式（9-46）1）由前已知：2）載荷系數(shù)k。a.使用系數(shù)。同前b.動載系數(shù)。同前c.齒向載荷分布系數(shù)。由圖9-25 當時 查出d.齒間載荷分配系數(shù)。由前可知：由式（9-27）則所以可得3）齒形系數(shù)。由當量齒數(shù) 由圖9-32查得 4）齒根修正系數(shù)。由 查圖9-33 得5）重合度系數(shù)。由前可知6）螺旋角系數(shù)。由式（9-47）由前計算 則計算時取，7）許用彎曲應(yīng)力。由式（9-31）a.彎曲疲勞極限應(yīng)力由圖9-36c,查得：b.安全系數(shù)。由表9-11取c.壽命系數(shù)。由 查圖9-37 得d.尺寸系數(shù)。由查圖9-38，則8）驗算齒根彎曲疲勞強度故彎曲疲勞強度足夠5確定齒輪主要參數(shù)及

22、幾何尺寸分度圓直徑 齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬 取中心距 6確定齒輪制造精度由v=3.2m/s查表9-13確定齒輪第級公差組為8級精度，第、級公差組與第級同為8級。按機械設(shè)計手冊推薦確定其齒厚偏差，小輪為gj,在其工作圖上標記為：8gj gb/t 10095-1988, 大齒輪齒厚偏差為hk，在其工作圖上標記為：8hk gb/t10095 1988。7確定齒輪的結(jié)構(gòu)及零件工作圖參見文件袋內(nèi)所附1號圖紙雙級圓柱齒輪減速器裝配圖。6.2 雙級圓柱齒輪減速器中低速級直齒輪的設(shè)計設(shè)計直齒輪傳動的條件為：，單向運轉(zhuǎn)，單班制工作，使用時間10年（每年工作300天）。1選擇材料查表9-5，小齒輪選用40cr調(diào)

23、質(zhì)處理，,大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，。計算時取260，230。（，合適）2按齒面接觸疲勞強度初步設(shè)計由式（9-23） 7） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。8） 齒寬系數(shù)由表9-10知，軟齒面、非對稱布置取。9） 齒數(shù)比：對減速運動。10） 載荷系數(shù)：直齒輪，非對稱布置，取。11） 許用接觸應(yīng)力由式（9-29）a,接觸疲勞極限應(yīng)力：由圖9-34c查得。b,安全系數(shù)：由表9-11查得取。c,壽命系數(shù)：由式（9-30）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 式中 查圖9-35 （均按曲線1查得）故 12） 計算小齒輪分度圓直徑7) 初步確定主要參數(shù)a.選取齒數(shù)。取 取b.計算模數(shù)m。選取標準模數(shù)c.計算分度圓直徑： 合適。d.計算中

24、心距。e.輪齒寬度： 圓整取102mm3驗算齒面接觸疲勞強度由式（9-21） 6） 彈性系數(shù)。由表9-9查得，。7） 節(jié)點區(qū)域系數(shù)。由圖9-29查得，。8） 重合度系數(shù) 故4）載荷系數(shù) a.使用系數(shù)。由表9-6查得b.動載系數(shù)。由查圖9-23 （初取8級精度）c.齒向載荷分布系數(shù)。由表9-7，按調(diào)質(zhì)齒輪，8級精度，非對稱布置，裝配時不作調(diào)整，可得 d.齒間載荷分配系數(shù)。由故 故 7）驗算齒面接觸疲勞強度（安全）4驗算齒根彎曲疲勞強度由式（9-26）1）由前已知：2）載荷系數(shù)k。a.使用系數(shù)。同前b.動載系數(shù)。同前c.齒向載荷分布系數(shù)。由圖9-25 當時 查出d.齒間載荷分配系數(shù)。由 查表9-8

25、知可得3）齒形系數(shù)。由由圖9-32查得 4）齒根修正系數(shù)。由 查圖9-33 得5）重合度系數(shù)6）許用彎曲應(yīng)力。由式（9-31）a.彎曲疲勞極限應(yīng)力由圖9-36c,查得：b.安全系數(shù)。由表9-11取c.壽命系數(shù)。由 查圖9-37 得d.尺寸系數(shù)。由查圖9-38，則8）驗算齒根彎曲疲勞強度故彎曲疲勞強度足夠5確定齒輪主要參數(shù)及幾何尺寸分度圓直徑 齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬 取中心距 6確定齒輪制造精度由v=1.22m/s查表9-13確定齒輪第級公差組為8級精度，第、級公差組與第級同為8級。按機械設(shè)計手冊推薦確定其齒厚偏差，小輪為gj,在其工作圖上標記為：8gj gb/t 10095-1988, 大齒

26、輪齒厚偏差為hk，在其工作圖上標記為：8hk gb/t10095 1988。7確定齒輪的結(jié)構(gòu)及零件工作圖參見文件袋內(nèi)所附1號圖紙雙級圓柱齒輪減速器裝配圖。6.3減速器的中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校核計算已知條件為：該軸傳遞功率，轉(zhuǎn)速,齒輪2（大斜齒輪）的分度圓直徑，齒輪寬度（左旋），齒輪3（小直齒輪）分度圓直徑。寬度。主執(zhí)行機構(gòu)由電動機驅(qū)動，長期工作。1,選擇軸的材料選用45鋼，正火處理。估計軸的直徑小于100mm,由表13-1查得：，2,按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式（13-2），由表13-2，,取c=107（此軸為轉(zhuǎn)軸，又是減速器的中間軸）。則 因最小直徑在裝齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)

27、增大5%，即取標準值d=50mm3,軸的設(shè)計 （1）確定各段軸的直徑考慮軸上的兩個齒輪分別由軸的兩端拆卸，此處裝大齒輪和小齒輪處的 軸頭直徑取為52mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取為2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角尺寸為2.5mm，軸環(huán)和軸頭半徑差為23倍的倒角尺寸，所以軸環(huán)直徑取為64mm。兩端裝軸承處的軸頸直徑應(yīng)小于52mm，同時考慮滾動軸承內(nèi)徑的標準值，所以軸頸直徑取為50mm。 （2）初選軸承類型及型號因軸承承受徑向與軸向載荷的聯(lián)合作用，所以選用角接觸球軸承。根據(jù)軸頸直徑為50mm，初選7010c軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)擋油板。 （3）確定各段軸的長度齒輪和軸承間采用套筒

28、進行軸向定位。為保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，所以裝大齒輪和小齒輪處的軸頭長度分別取為74mm和110mm。取軸環(huán)寬度10mm，小齒輪端面到減速器內(nèi)壁的距離取為15mm，軸承端面到減速器內(nèi)壁的距離取為5mm，所以左端套筒長度為27mm，右端套筒長度為22mm，由手冊查得7010c軸承的寬度為16mm。軸端倒角尺寸取為2mm，所以裝右軸承段軸的長度為38mm，裝左軸承段州的長度為43mm，軸全長275mm。 （4）軸上零件的周向固定大齒輪及小齒輪處均采用a型普通平鍵聯(lián)接，由手冊查得截面尺寸bh為16mm10mm,長度取為63mm和100mm。 （5）確定軸

29、上倒角圓半徑及軸頭與軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm,軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度由軸承標準查得。4軸的受力分析（1）求軸上的扭矩（2）求齒輪上的作用力（3）確定跨度左端支反力作用點至大齒輪上力作用點間距離為右端支反力作用點至小吃輪上力作用點間距離為兩齒輪上力作用點間的距離為（4）作計算簡圖（5）求水平面內(nèi)支反力，并作水平面彎矩圖 解得 fav=4876n fah=-652n fbv=6452n fbh=-1154n(6）作彎矩圖和扭矩t圖（7）作合成彎矩 截面1的合成彎矩截面2的合成彎矩截面3的彎矩 截面4的彎矩 截面3的合成彎矩截面4的合成彎矩5軸的疲勞強度安全系數(shù)校核

30、計算確定危險截面：由圖所示看出，軸上多個截面存在應(yīng)力集中，但截面5和截面6所受載荷較小，可不考慮。截面1和2直徑相同，應(yīng)力集中情況相同，但截面1所受載荷較截面2小，故可排除，截面3和4直徑相同，應(yīng)力集中情況相同，但截面3所受載荷較截面4小，也可排除。所以只需對截面2和4進行安全系數(shù)校核。1）截面3的安全系數(shù)校核計算應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù)。查表13-9，絕對尺寸系數(shù)。查表13-10，表面狀態(tài)系數(shù)。查表13-12，等效系數(shù)。查表13-13，截面的抗彎、抗扭截面模量（、）由軸的直徑d=52mm，鍵槽寬b=16mm，鍵槽深t=6mm，查表13-15得截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅

31、平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù)扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)綜合安全系數(shù)取，合適。2）截面5的安全系數(shù)計算應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù)：截面處有兩種應(yīng)力集中。軸直徑變化過渡圓角的應(yīng)力集中，由r=1.5mm，按d/d=64/52=1.23，r/d=1.5/52=0.023，查表13-8得，；過盈配合處的應(yīng)力集中，由h7/r6查【1】表13-9得，。由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計算安全系數(shù)。絕對尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)及等效系數(shù)同前。截面上的應(yīng)力：截面4的彎矩為388100nmm，故 安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù)：扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)：綜合安全系數(shù)取

32、，合適。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計頸向尺寸的確定軸向尺寸的確定軸頸直徑根據(jù)軸承內(nèi)徑，取標準值=50mm由軸承和套筒確定，此處取=43mm大齒輪處軸頭直徑直徑變化1.5mm2mm取=+2mm=52mm大齒輪寬度軸環(huán)直徑=+2hh=(23) ， 由手冊查得=2mm取h=3=6mm=查手冊，由軸環(huán)寬度，b=1.4h=1.46mm=8.4mm 取小齒輪處直徑為便于齒輪裝拆，取=52mm由齒輪寬度確定=112-2=110mm裝軸承處直徑，由齒輪和套筒確定由軸承和套筒確定，此處取確定鍵的截面尺寸（1） 裝大齒輪處：a型鍵，由=52mm，查手冊?。?） 裝小齒輪處：a型鍵，由=52mm，查手冊取確定鍵長，且為標準值，輪

33、轂長度取標準值l =63mm取標準值l =100mm為便于安裝，各處軸肩軸環(huán)軸頸接合處倒圓角半徑取為1.5mm，軸端面處倒角取為2mm，軸頭配合的齒輪孔的倒角尺寸為2.5mm。所以軸全長為275mm，其中兩套筒長分別為27mm（左）和22mm（右）。6.4中間軸軸承選擇和壽命計算由知d=50mm，轉(zhuǎn)速182.5r/min，支承1的垂直支反力，水平支反力，支承2的垂直支反力，水平支反力，軸上承受的軸向力，方向取為向左。初選7010c軸承。1 查有關(guān)數(shù)據(jù)由手冊查得7010c軸承的有關(guān)數(shù)據(jù)：=26.5kn，=22.0kn。2 計算兩支承的徑向載荷3 計算兩支承的軸向載荷對于7010c型軸承，軸承內(nèi)部

34、軸向力，其中為【1】表14-7中的判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但現(xiàn)軸承軸向載荷未知，故先初取e=0.4進行試算。對于軸承1： 對于軸承2： ，查表14-7得：，查表14-7得：兩次計算的e值相差不大，因此確定：，4計算軸承的當量動載荷對于軸承1 因 ，查表14-7得：，對于軸承2 因 ，查【1】表14-7得：，5.計算軸承的額定壽命取、中的大者計算，將代入下式查表14-4，因軸承在正常溫度下工作，則；查表14-5，取減速器載荷系數(shù)，球軸承；則 （合適）6.5鍵強度校核計算 8級精度的齒輪有一定的對中度要求，故選普通平鍵（a型）。從標準中查得，當d=52mm時鍵寬b=16mm,鍵高h=10mm,

35、鍵深t=6mm,輪轂長為76mm,則鍵長l=63mm,而鍵的工作長度l=l-b=( 63-16)mm=49mm鍵與輪轂接觸高度k=h/2=10mm/2=5mm由強度條件得查手冊得，因故所選鍵滿足要求。6.6帶輪、v帶和聯(lián)軸器的選擇（1） v帶設(shè)計已知, ,。 a.確定計算功率 由【1】表7-7查得工況系數(shù) 則 b.選擇v帶型號根據(jù)，由圖7-14選取b型。c.確定帶輪基準直徑由表7-3 b帶帶輪最小直徑，又根據(jù)圖7-14中b帶推薦的范圍及表7-8??；從動輪基準直徑，由表7-8基準直徑系列??；傳動比，傳動比誤差為0，允許。d.驗算v帶的速度e.確定中心距a和v帶基準長度由 即則初取中心距初算v帶基

36、準長度： 由【1】表7-2選取標準基準長度實際中心距 取 f.驗算小帶輪上包角，合適g.確定v帶根數(shù)由，查表7-4，b型單根所能傳遞的基本額定功率，功率增量，由【1】表7-5查得包角系數(shù)，由【1】表7-6查得長度修正系數(shù)；所需帶的根數(shù)取z=6根h.確定初拉力由表7-3，b型帶q=0.17kg/m i.確定作用在軸上的壓軸力j.帶輪設(shè)計根據(jù)表7-10查得第一槽對稱面至端面的距離f=12.5mm,槽間距e=190.4mm所以帶輪寬度b=2f+5e=25+95=120mm(2)聯(lián)軸器選擇 聯(lián)軸器傳遞的功率p=9.64kw,轉(zhuǎn)速 軸的伸出直徑為50mm長度為128mm1） 選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。2） 載

37、荷計算公稱轉(zhuǎn)矩 查表16-1得 k=1.3則計算轉(zhuǎn)矩 3）型號選擇 由手冊查標準gb/t5014/85選hl5j型彈性柱銷聯(lián)軸器軸徑范圍5070mm許用轉(zhuǎn)矩t=2000nm 符合要求對心曲柄滑塊機構(gòu)固定移動凸輪機構(gòu)不完全齒輪機構(gòu)方案一機器外形尺寸長1000mm 寬800mm 高1700mm橫梁長900mm 寬70mm 高90mm曲柄輪中心到連桿轉(zhuǎn)動副的距離s=150mm電動機類型y160m-4滿載轉(zhuǎn)速為電動機額定功率 減速器高速級減速器低速級小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)處理大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理 小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)處理，,大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理， 選用45鋼，正火處理裝大齒輪處裝小齒輪處軸全

38、長為275mm兩套筒長分別為27mm（左）和22mm（右）7010c7心得體會經(jīng)過五周課程設(shè)計的洗禮，我感受頗深。一直以來我都對課程設(shè)計充滿了向往，理由很簡單：作為一名工科中的工科機械學(xué)院的學(xué)生，雖然已經(jīng)在大學(xué)學(xué)習(xí)兩年了，但是感覺自己一直在學(xué)習(xí)理論知識，而且很多東西都不知道學(xué)了有沒有用，只是一味的學(xué)，拼命的考；而課程設(shè)計從名字上就可以聽得讓人興奮，可以自己動腦動手做些理論結(jié)合實際的東西。課程設(shè)計是培養(yǎng)學(xué)生綜合運用所學(xué)知識,發(fā)現(xiàn),提出,分析和解決實際問題,鍛煉實踐能力的重要環(huán)節(jié),是對學(xué)生實際工作能力的具體訓(xùn)練和考察過程。所以從一開始我就十分重視此次課程設(shè)計。回顧起此次蜂窩煤成型機課程設(shè)計，至今我的心潮仍然洶涌澎湃。從第一天指導(dǎo)開始，我就全身心投入到此次課程設(shè)計中去了。我這么快的投入進去還有一個重要原因，就是兩位指導(dǎo)老師的激情幽默的動員。從理論到實踐，從思考到定稿，在整整五星期的日子里，可以說是苦樂相伴。這段日子里，我每天至少10小時，多則15、16個小時待在教室，為了能給自己一個驕傲的理由而奮戰(zhàn)。為了機構(gòu)選型，我和本組另外兩名同學(xué)進行認真的思考，反復(fù)的琢磨，仔細的推敲，終于整出了一套有我們特色的又不脫離理論的方案。在做原理部分時，我發(fā)現(xiàn)以前學(xué)過的很多知識已經(jīng)記的不是很清楚了，而且