《自動機械設計》課程設計粉末壓力成型機傳動系統(tǒng)的設計（含）

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1、 自動機械設計課程設計說明書全套CAD圖紙，聯(lián)系 153893706設計題目：粉末壓力成型機傳動系統(tǒng)的設計專業(yè)班級：姓 名：學 號：指導教師：教 研 室： 目 錄一 設計任務書及要求. (1)二 機構選擇 . (3) 三機構設計及其運動分析計算 . (4)四 總體設計 . . (7)1. 運動方案示意圖設計 . . (7)2.方案比較. (8)3.方案確定. (8)五 選擇電動機. (10)六 總體傳動比的分配. (11)七 關鍵機構設計. (12)八、設計總結. (21)九、參考文獻. (22)十 致謝. (22) 任務說明書一、課程設計任務和要求1、課程設計的目的及意義自動機械設計這門課程

2、是機械專業(yè)的一門主要專業(yè)課程，學習完這門課程之后同學們在腦中應該對機械系統(tǒng)設計有一個總體的框架。為了加深對這門課程的更深入的理解及運用，充分發(fā)揮創(chuàng)造性思維和想象能力，靈活應用各種設計方法和技巧，以便設計出新穎、靈巧、高效的機械產品，培養(yǎng)學生對理論知識的綜合應用能力和實踐動手能力，安排課程設計這一教學實踐環(huán)節(jié)。通過課程設計進一步培養(yǎng)學生的設計能力、理論聯(lián)系實際的能力，同時鞏固復習前面學過的理論知識，為后續(xù)的畢業(yè)設計打下一定的理論基礎。2、本次自動機械設計課程設計的設計題目：粉末壓力成型機傳動系統(tǒng)的設計機械運動方案的設計是機械產品設計的第一步，也是決定產品質量、水平高低、性能優(yōu)劣和經濟效益好壞的關

3、鍵環(huán)節(jié)之一。它是根據功能原理方案中提出的工藝動作過程及各個動作的運動規(guī)律要求，選擇相應的若干個執(zhí)行機構，并按一定的順序把它們組合成機械運動示意圖，最終確定出機械運動簡圖。3、設計任務（1通過對設計內容和要求分析，可以歸納出本設計的主要功能為自動上料功能、自動壓力功能、自動出料功能。通過查閱資料得知粉末壓力機分為單沖式壓力機與多沖式壓力機，由于多沖式壓力機的凸模數量較多，在這里我選擇單沖式壓力機。（1）單沖式粉末壓力機的工作原理該壓力成型機用于實現對粉末材料進行壓力加工而達到成型的目的，并能實現自動出料以便于完成后續(xù)工作。粉末壓力成型機如上圖所示。送料：通過槽輪的停歇時間達到上料的目的。沖壓：凹

4、模不動，凸模下行壓制粉末。推出壓坯：凸模上行歸位，頂料桿通過固定凸輪上升推出成型的壓坯。送出成品：通過槽輪的停歇出料并進入下個循環(huán)。上述四個動作很簡單，關鍵是時間的配合要非常的恰當，這樣一來就對機構提出了較高的要求。二、機構選擇1、設計參數公稱工作壓力 Fg = 20 kN ；工作行程 Sg = 40 mm ； 工作行程誤差 1% ； 生產率 120 件/ 分鐘； 頂料桿行程 h = 100 mm ； 凸模行程 120mm； 產品的尺寸 LBH20010050mm粉末材料密度 轉盤驅動力 F=1000N2、根據上沖模、下沖模和送粉器這三個執(zhí)行構件動作要求和結構特點，可以選擇以下結構。 上沖模曲

5、柄導桿滑塊結構偏置曲柄滑塊機構凸輪推桿機構 頂料桿凸輪推桿機構 推料器偏置曲柄滑塊機構圓柱凸輪機構搖桿機構根據上表可以求出粉末成型機運動方案總數為N=313=9種。根據運動方案設計中的分析，我們選擇的方案如下：（1）. 由設計要求可知上模沖機構應具有以下特性：快速接近粉料，慢速等速壓制，壓制到位后停歇片刻起到保壓作用。要實現往復直線移動，還有考慮急回特性。因此考慮選凸輪機構 。（2）.頂料桿為固定移動凸輪和推桿組成。其功能為：推出壓坯。在上沖模沖壓的時候下沖模是停歇的，此時推桿可以靠在機架上，而上沖模的作用力就不會作用到凸輪上?？梢詫崿F間歇要求，可靠性高。（3）.推料器是偏置曲柄滑塊機構。其功

6、能為：送料和推離壓坯同時實現，并且具有間歇特性。其總體機構設計簡圖如下：三、機構設計及其運動分析計算（1）上沖模凸輪設計和運動分析。上沖模在0.2s內快速接近粉料進行壓制，保壓0.05s，在0.25s0.4s回程運動，在0.4s0.5s內推桿位移不變，等待送粉器推出成品、重新加入料粒，準備進入下一個循環(huán)周期，上沖模最大行程設計為120mm，由此初期確定的上沖模大致位移、速度、時間圖像如下圖： 一個周期中上沖模大致位移、速度隨時間變化的圖像凸輪機構的尺寸設計過程如下：由運動周期圖像得出：凸輪的運動周期為0.5s。推程時間為0.2s，遠休止時間為0.05s，回程時間為0.15s，近休止時間為0.1

7、s。可以得出：推程角度144，遠休止角度36，回程角度108，近休止角度72。推桿的行程設計為120mm，因為還要考慮凸輪的速度加速度變化過程和壓力角，設計凸輪基圓半徑為125mm，所以近休止端和遠休止端圓弧半徑分別為125mm和250mm。運動過程分析：1.推程運動階段（00.2s）： 072：快速接近， 推程80mm。加速度曲線為直線，加速度和慣性力在0和72這兩個位置時過渡基本平穩(wěn)，沖擊力小，壓力角滿足要求，可以延長凸輪的使用壽命。速度較大，能滿足快速接近粉料的設計要求。 72144：慢速壓制，推程40mm。加速度變化曲線和快速接近一樣，同為直線，減小了加速度，減小了慣性力。2.遠休運動

8、階段（0.2s0.25s）：144180：凸輪在遠休止階段，位移不變，速度和加速度都為0。能滿足壓制到位后停歇0.05s左右的保壓時間。3.回程運動階段（0.25s0.4s）： 180288：結合運動周期圖可知，此時物料被送走，上沖?；爻?，由加速度圖像可以看出此階段運動加速度較小。運動過程平緩，沖擊力小。4.近休止階段（0.4s0.5s）： 288360：由周期圖可知在這一階段既要將粉末送到工作臺，又要避免上沖模與推料器的沖突。設計近休止階段時間為0.1s，能很好的解決送料問題，使得整個循環(huán)中有將近0.3s的加料時間，滿足要求。綜上所述，該凸輪機構設計合理，可以滿足工作需要。（2）頂料桿凸輪設

9、計和運動分析。 設計要求：要求能實現往復運動，推出成型壓坯距離準確，往復時要求速度快而沖擊力小。設計凸輪的推程為45mm。 同上沖模，下沖模凸輪的運動周期為0.5s。其中近休止時間為0.325s推程時間為0.1s，遠休為0.05s，回程時間為0.025s。即近休止角度234，推程角度為72，遠休止角度為36，回程角度為18。因為還要考慮凸輪的速度加速度變化過程和壓力角，頂料桿大致位移、速度、時間圖像如下圖：一個周期中上沖模大致位移、速度隨時間變化的圖像運動過程分析：1. 近休止運動階段（0s0.325s）: 0234：根據周期圖可知在這一階段既要將料粒加入到工作臺中去，又要避免與上沖模的推程沖

10、突。2. 推程階段（0.325s0.425s）:234308：這個階段成型的壓坯被推出。3. 遠休止階段（0.425s0.475s）：308344：遠休止階段，凸輪位移不變，速度和加速度均為0。此時推料器將成型的壓坯推出。時間設計合理，滿足要求4. 回程階段：（2.1s3.0s）：344360，下模進入回程階段，運動過程平緩，沖擊小。（1） 推料器的設計：設計要求：主要作用是將壓制成型的粉料推出，且能實現往復循環(huán)運動和間歇運動的要求。因為承載能力要求低，且須實現往復式循環(huán)運動，故應采用曲柄滑塊機構 。設計選定LAB=40mm，推料器的行程為115mm。設計推料器有急回特性，其極位角為30。做出

11、機構簡圖：（如下圖所示）圖23：推料器曲柄滑塊機構簡圖 曲柄AB轉動一圈需要的時間是一個周期，即0.5s。根據與上下模沖配合的時間設計出其位移、速度隨時間變化的圖像，如下圖所示：送粉器位移、速度隨時間變化的圖像經計算得出：BC在0.7s時從B1C1開始向右運動，0.2s時運動到B2C2處，把成型的壓坯推出，經過的角度為180-30=150；然后從B2C2返回到B1C1，經過的角度為180+30=2100,其中30為極位夾角。符合設計的要求。1. 由圖知C1到C2為送粉階段，比返程時間較短。極位夾角為C1.A.C2=30，設AB=L1=40，BC=L2，A.C1=L2-L1=L2-40，A.C2

12、=L2+L1=L2+40，C1C2=115.由余弦定理得：cos30= (L2-40)2+(L2+40)2-1152/2*(L2+40)*(L2-40)解得BC=L2=165mm。2. 現對機構進行運動分析：計算得：A.C1=L2-L1=125mm，A.C2=L1+L2=205mm。（2）設計參數公稱工作壓力 Fg = 20 kN ；工作行程 Sg = 40 mm ； 工作行程誤差 1% ； 生產率 120 件/ 分鐘； 頂料桿行程 h = 100 mm ； 凸模行程 120mm； 產品的尺寸 LBH20010050mm粉末材料密度 轉盤驅動力 F=1000N三 總體設計 1 運動方案示意圖設

13、計 方案1 方案22方案比較 方案一：采用曲柄滑塊機構來實現凸模的往復運動，用不完全齒輪來實現工作轉盤的間歇運動，用凸輪實現頂料桿的運動。 方案二：采用凸輪實現凸模的往復運動，用槽輪實現工作轉盤的間歇轉動，頂料桿的運動同上。3.方案確定 方案一的曲柄滑塊不能實現實際要求的運動軌跡，如停歇、加速、減速等，所以不滿足粉末壓力成型要求，而凸輪可以很好的滿足實際生產的要求；不完全齒輪雖然結構簡單，制造方便，但是運動開始結束時速度有突變，沖擊較大，而槽輪沒有角速度沖擊，相對性能較好，適于中低速機構。 由以上分析最終選擇方案二。四工作循環(huán)圖設計 由設計要求知凸模工作形成Sg=40mm，而生產率為120件/

14、分鐘，故Tp=0.5s。粉末壓力成型機各執(zhí)行機構運動循環(huán)圖如下：Tp=0.5秒滿足生產率的要求五選擇電動機凸模的公稱工作壓力 Fg=20KN，而行程速度由工作循環(huán)圖知 V=40mm/0.1s=0.4m/s，則P1=Fg*V=8000w,驅動工作臺所需力F取1000N,工作轉盤半徑取350mm，則P2=T=FR =2200w則P=P1+P2=10200w 根據運動方案估算電動機應該大于19200w，故最終選取Y系列三相異步電動機160M1, 同步轉速1500r/s,滿載轉速1440r/s,額定功率11Kw。六總體傳動比分配及各軸功率的計算1）由工作循環(huán)圖可知，轉盤的轉速n2=600.175486

15、r/mini總=n1n3=14408616.74i總=i1xi2xi3(i1表示帶傳動比，i2表示圓柱齒輪傳動比，i3表示錐齒輪的傳動比)帶輪傳動比i1取24，圓柱齒輪傳動比i2在35，錐齒輪傳動比取i3=2，圓柱齒輪傳動比取i2=4則帶輪傳動比i1= i總i2i3=16.7442=2.1凸輪軸的轉速為172r/min,而槽輪撥銷軸的轉速為86r/min.2）各軸功率的計算：查得聯(lián)軸器的傳動效率1=0.98，齒輪的傳動效率2=0.97，滾動軸承的傳動效率3=0.995。軸一P1=PX 1=11KWX0.98=10.78KW,軸二P2=P1X 2 X 3 =10.4KW七、圓柱齒輪的設計計算：1

16、、材料、齒數的選定材料選擇：由機械設計表【10-1】選擇小齒輪的材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材質為45鋼（調質），硬度為240 HBS，二者材料硬度差為40HBS。初選小齒輪齒數z1=22，大齒輪齒數為z2=22x4=88。2、按齒面接觸強度設計由機械設計設計計算公式【10-9a】進行計算，即試選載荷系數Kt=1.3。計算小齒輪傳遞的轉矩。T1=95.5105P/n1=95.5105x10.78/688=1.496x105Nmm由機械設計表【10-7】選取齒寬系數yd=1。由機械設計表【10-6】查得材料的彈性影響系數ZE=189.8M Pa1/2機械設計圖【10-21d

17、】按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 sHlim1=650MPa， sHlim2=600 MPa。計算應力循環(huán)次數（假設齒輪工作壽命為10年，每年工作300天）N1=60 n1JLh=60x500x1x(2x8x300x10)= 1.44x108N2=1.44x108/4=3.6 x107由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.92,KHN2=1.0計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1,由機械設計式（10-12）得sHlim1= KHN1sHlim1/S=0.92x650MPa=598MPasHlim2= KHN2sHlim2/S=1.0x600 MPa=600 MP

18、a2、計算1)試算小齒輪分度圓直徑d1，代入【sH】中較小的值。=mm=75.43mm。2)計算圓周速度vV= 3.14x75.43x500/(60x1000)m/s=1.97 m/s計算齒寬bb=ydxd1t=1x75.43mm=75.43mm計算齒寬與齒高之比b/h模數 mt=d1/z1=75.43/22mm=3.44mm齒高 h=2.25mt=2.25x2.995mm=7.74mmb/h=75.43/7.74=9.74計算載荷系數根據v=1.97m/s,查得動載系數Kv=1.1；直齒輪，KH=KF=1;由機械設計表【10-2】查得使用系數KA=1;由機械設計表【10-4】用插值法查得小齒

19、輪相對支撐非對稱布置時，KH=1.408。由b/h=9.74， KH=1.408，查得KF=1.27;載荷系數為K=KAKV KHKH=1x1.1x1x1.408=1.548按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，=75.43x1.06=79.95mm計算模數mm=d1/z1=79.95/22=3.633、按齒根彎曲強度設計由彎曲強度計算公式確定公式內的各計算值由機械設計圖【10-20c】查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限FE2=380MPa由機械設計圖【10-18】取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85,KFN2=0.88;計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安

20、全系數S=1.3，故F1= KFN1FE1/S=0.85X500/1.3=326.92MPaF2= KFN2FE2/S=0.88X380/1.3=257.23MPa計算載荷系數KK=KAKVKFKF=1X1.1X1X1.27=1.3975)查取齒形系數由表【10-5】查得YFa1=2.72，YFa2=2.2186)查取應力校正系數。由表10-5查得YSa1=1.57 ，YSa1=1.7797)計算大、小齒輪的YFaYSa/F并加以比較YFa1YSa1/F1=2.72x1.57/326.92=0.013YFa2YSa2/F2=2.218x1.779/257.32=0.0153大齒輪的數值要大設計

21、計算=2.64mm取m=3mm，Z1=d1/m=79.95/3=26.6527Z2=4X27=108,取Z2=1084、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1= Z1 m=27x3=81mmd2= Z2 m=108x4=432mm（2）計算中心距a=d1+d2/2=81+432/2mm=256.5mm(3)計算齒輪寬度b=ydxd1=1x81mm=81mm取B1=90mm，B2=85mm。八、圓錐直齒齒輪傳動的計算選擇齒形制GB12369-90，齒形角（1）選擇齒輪材料和精度等級1）材料均選取45號鋼調質。小齒輪齒面硬度為250HBS，大齒輪齒面硬度為220HBS。2）精度等級取8級。3）試選小

22、齒輪齒數Z1=25, Z2=i2x Z1=2.5x25=62.5取調整后（2）按齒面接觸疲勞強度設計查3(10-26)有齒面接觸疲勞強度設計公式試選載荷系數：。計算小齒輪傳遞的扭矩：T2=95.5105P2/n2=9.55105x10.4/120=8.3x104N.mm 取齒寬系數：確定彈性影響系數：由3表10-6，確定區(qū)域系數：查3圖10-30，標準直齒圓錐齒輪傳動：根據循環(huán)次數公式3式10-13，計算應力循環(huán)次數：查3圖10-19得接觸疲勞壽命系數：，查3圖10-21(d)得疲勞極限應力：，由3式10-12計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數，由接觸強度計算出小齒輪分度圓直徑：

23、， 則齒輪的圓周速度計算載荷系數：a：齒輪使用系數，查3表10-2得b：動載系數，查3圖10-8得c：齒間分配系數，查3表10-3得d：齒向載荷分布系數 查3表10-9得，所以e：接觸強度載荷系數1）按載荷系數校正分度圓直徑取標準值，模數圓整為2）計算齒輪的相關參數，3）確定齒寬：圓整取(3)校核齒根彎曲疲勞強度載荷系數當量齒數，查3表10-5得，取安全系數由3圖10-18得彎曲疲勞壽命系數，查3圖10-20(c)得彎曲疲勞極限為：，許用應力校核強度，由3式10-23計算得可知彎曲強度滿足，參數合理。八、軸的設計計算1、I軸的計算(1)軸上的功率P=11KW，轉速n=1440r/min，轉矩T

24、=7.29X104N.mm， (3)初估軸的最小直徑先按3式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據3表15-3，取，于是得由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸徑。為了使所選軸徑與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需同時選擇聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查3表14-1查機械設計手冊4表17-1-50，查得Y160M-1電動機直徑為42mm，所以選取型號為LT6，孔徑選為32 mm。聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度為60mm。(4)軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案，如下圖軸段1-2，由聯(lián)軸器型號直徑為30mm，右端應有軸肩定位，軸向長度應該略小于60mm，取58mm。軸段4-5，先初選軸承

25、型號，主要受徑向載荷，選擇選用圓柱磙子軸承NU205E.，內徑為25mm。所以軸段直徑為25mm，長度應略小于軸承內圈寬度15mm，取為16mm。軸段2-3，由軸承內圈直徑得軸段直徑為17mm。左端聯(lián)軸器端面距離端蓋取20mm，加上軸承寬度和端蓋寬度，軸段長度定為40mm。軸段3-4，帶輪直徑為36mm,帶輪軸段直徑為18mm,根據帶輪寬度，軸段長度定為66mm。查1表14-24得左端半聯(lián)軸器定位用平鍵，寬度為8mm，長度略小于軸段，取50mm，選取鍵，軸上圓角和倒角尺寸參考1表12-13，取軸端倒角為2mm。2、II軸的計算(1)軸上的功率P2=10.78KW，轉速n2=688r/min，轉

26、矩T2=1.496X105N.mm。 (2)求作用在齒輪上的力圓柱齒輪：圓周力，軸向力，徑向力。(3)初估軸的最小直徑先按3式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據3表15-3，取A0=110，于是得 (4)軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案，如下圖軸段1-2，選用圓柱磙子軸承NU310E,d=50mm,D=110 mm,B=27mm，1-2段軸徑為50mm，軸向長度應該略為軸承寬度與倒角及與帶輪連接的軸肩距之和，取28mm。軸段2-3，此處與帶輪配合，取直徑為帶輪孔徑50mm，長度取為76mm。軸段3-4，此處與小齒輪配合，取直徑為齒輪 輪轂孔徑為55mm，齒寬為

27、90mm，去掉軸肩3-4mm,長度取為86mm。軸段4-5，此段用套筒定位，圓柱磙子軸承NU310E，d=50mm,D=110 mm,B=27mm所以軸徑取50mm，長度取45mm。零件的周向定位查1表14-24得右端大齒輪定位用平鍵，寬度為6mm，長度略小于軸段，取52mm，選取鍵6X52。軸上圓角和倒角尺寸參考1表12-13，取軸端倒角為2mm。 (5)求軸上的載荷根據軸的結構圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示(6)按彎扭合成應力校核軸的強度由上圖可知，應力最大的位置，只需校核此處即可，根據3式15-5及以上數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力查3表15-

28、1得，因此，軸安全。 3、III軸的計算(1)軸上的功率P3=10.4KW，轉速n3=172r/min，轉矩T3=5.77X105N.mm。 (2)求作用在大圓柱齒輪上的力和小錐齒輪上的力圓柱齒輪：圓周力，軸向力，徑向力。圓錐齒輪：圓周力，軸向力，徑向力。(3)初估軸的最小直徑先按3式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據3表15-3，取A0=110，于是得(4)軸的結構設計軸段2-3，由設計結果，大齒輪分度圓直徑為432mm，齒寬為85mm，取此軸段為65mm，軸徑為90mm。軸段8-9，小錐齒輪長度為142mm，軸段長度定為142mm，直徑為齒輪孔徑68mm。軸

29、段1-2，選用軸承型號為NU216E，軸承寬度為26mm，加上定位塊寬度，所以軸段長度取500mm，軸承孔徑為80mm,取軸徑為80mm。軸段4-5，軸徑小于3-4段，取80mm，軸長定為149mm。軸段6-7，用于裝凸輪，長度取90mm，直徑取38mm。軸段5-6，此軸肩可以防止凸輪軸向竄動，軸肩長為25mm，軸徑為60mm。軸段3-4，軸肩定位，軸徑取96mm，軸長取20mm零件的周向定位齒輪定位用平鍵，寬度為16mm，長度略小于軸段，取52mm，選取鍵16X52。凸輪定位用平鍵，寬度為12mm，長度略小于軸段，取60mm，選取鍵12X60。錐齒輪定位用平鍵，寬度為16mm，長度略小于軸段

30、，取100mm，選取鍵16X100。軸上圓角和倒角尺寸參考1表12-13，取軸端倒角為2mm。 (5)求軸上的載荷根據軸的結構圖和受力情況得出軸所受力和彎矩扭矩如表所示載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T彎矩和扭矩圖如下(6)按彎扭合成應力校核軸的強度由上圖可知，應力最大的位置，校核此處即可，根據3式15-5及以上數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力查3表15-1得，因此。另外小齒輪的兩個端面處較危險，右端按照軸頸35mm，若彎扭組合按照最大處計算，有，所以最終可以確定彎扭校核結果為安全。(7)精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面由上述計算已知小齒輪中點處應

31、力最大，但是此處軸頸較兩側高出許多，所以應選4的左側和5的右側進行精確校核計算。截面4的左側抗彎截面系數抗扭截面系數截面4左側的彎矩為截面4上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上扭轉切應力軸的材料為40Cr，調質處理。由3表15-1查得。綜合系數的計算查3附表3-2，由，經直線插入，得因軸肩而形成的理論應力集中為，由3附圖3-1得軸的材料敏感系數為，則有效應力集中系數為，按3式（附表3-4）由3附圖3-2，3-3查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，查3附圖3-4，軸采用精車加工，表面質量系數為，軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為碳鋼系數的確定碳鋼的特性系數取為，安全系數的計算軸的疲勞安全系數為故此處

32、安全。截面5的右側抗彎截面系數抗扭截面系數截面5右側的彎矩為截面5上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上扭轉切應力軸的材料為40Cr，調質處理。由3表15-1查得。綜合系數的計算查3附表3-2，由，經直線插入，得因軸肩而形成的理論應力集中為，由3附圖3-1得軸的材料敏感系數為，則有效應力集中系數為，按3式（附表3-4）由3附圖3-2，3-3查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，查3附圖3-4，軸采用精車加工，表面質量系數為，軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為碳鋼系數的確定碳鋼的特性系數取為，安全系數的計算軸的疲勞安全系數為故此處安全。綜上得出，此軸疲勞強度達到要求。五、軸承的計算1、I軸的軸承校核軸承

33、圓柱磙子軸承NU205E.的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力，查1表15-1，得Y=1.6，e=0.37，派生力，軸向力，左側軸承壓緊由于，所以軸向力為，當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為，軸承壽命的校核2、II軸的軸承校核軸承圓柱磙子軸承NU310E,的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力，查1表15-1，得Y=1.6，e=0.37，派生力，軸向力，右側軸承壓緊由于，所以軸向力為，當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為，軸承壽命的校核3、III軸的軸承校核軸承NU216E的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力，查1表15-1，得Y=1.6，

34、e=0.37，派生力，軸向力，左側軸承壓緊由于，所以軸向力為，當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為，軸承壽命的校核八、關鍵機構尺寸設計 （1）凸輪機構采用對心式，輪廓尺寸用運動循環(huán)圖作圖發(fā)設計，由于凸模最大行程為120mm,故取凸輪基圓半徑r=125mm，依次在位移圖上取等分11，22.,畫出基圓，每隔12度畫直線，以11長度為半徑畫圓與直線交與1點，依次類推，然后用光滑的曲線連接12.,得到的曲線即為凸輪的輪廓線。 凸輪厚度取90mm （2）槽輪設計槽數z=4，撥銷數m=2,槽輪中心距a=400mm,主動圓銷：半徑r=15mm,回轉半徑R1=400sin =28

35、3mm,鎖止弧半徑Rx R1-15取260mm, 張角= 槽輪外圓半徑R2= =283mm 槽深h=196mm（4）工作臺轉盤直徑700mm，厚度140mm . (5) 頂料桿桿長110mm.八設計總結今年可謂認真復習，悉心思索，終于在規(guī)定時間的最后時刻完成了全部設計任務。 在為期一個星期的時間里，我翻遍了機械設計、自動機械設計機械原理等書，反復計算，設計方案，繪制草圖，對著AutoCAD三天三夜當然，在這期間還是得到周圍同學的細心提點與耐心指導。 一個人在兩星期內完成這次設計不可謂不艱辛，然而，我卻從這兩星內學到了許多以前都沒來得及好好學的關鍵內容，而且在實踐中運用，更是令我印象深刻，深切體

36、會到機械這門課程并非以前所想像的那樣紙上談兵。所有理論、公式都是為實踐操作而誕生的。 慶幸自己終于認真獨立地做了一次全面的機械設計，真的，從中學到了很多很容易被忽視的問題、知識點，甚至還培養(yǎng)了自己的耐心細心用心的性格。從一頁頁復習課本，一次次計算數據，一遍遍修改機構示意圖，一遍遍打印機構運動簡圖，這些都是我從來未曾獨立做過的。 我喜歡對著電腦學習和生活，這是一門跟我的興趣一致的課程，操作性很強，讓我更容易掌握知識最后一次作業(yè)，我花了很多心思，基本上靈感來了就會打開電腦畫圖由于水平有限，請老師指點不足之處每次作業(yè)，自己都能看見進步，心里也很安慰我希望能更深入更寬泛學習有關機械設計的知識相信自己以后做出來的設計會更精彩九 參考文獻1 東南大學機械學學科組 鄭文緯 吳克堅主編。機械原理。高等教育出版社。2 任工昌 鄭甲紅主編。機械原理課程學習指南。西北大學出版社。3 成大先主編。機械設計手冊（單行本）機構。北京 化學工業(yè)出版社 2004/14 曹龍華 蔣希成主編。平面連桿機構綜合 北京 高等教育出版社 19905 尚久浩主編。自動機械設計 北京 中國輕工業(yè)出版社 2002十 致謝 43