制缽機設(shè)計說明書解讀

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1、 制缽機設(shè)計說明書 1.1 運動設(shè)計與動力計算 1.1.1 電動機功率的選擇 電瓷帽坯件機功率消耗主要有四部分： 壓緊和沖出時作功，但主要消耗在第一工位。?？邹D(zhuǎn)盤上均勻分布著 6 個模 孔，根據(jù)每小時生產(chǎn)定額，模孔轉(zhuǎn)盤的轉(zhuǎn)速為 n轉(zhuǎn)盤 每小時生產(chǎn)定額 3000 r / min 8.33r / min 轉(zhuǎn)盤的?？讛?shù) 60 6 60 轉(zhuǎn)盤每轉(zhuǎn)一圈，沖頭上下 6 次往復(fù)運動。則偏心輪的轉(zhuǎn)速為 n偏  n 轉(zhuǎn)盤  6

2、 8. 3 3  r6  / m i n  r 5 0  / 設(shè) 偏 心 輪 偏 心 距 （ 曲 柄 長 ） 為 96mm ， 則 沖 頭 的 最大 位 移 速 度 為 ： 2 96 n偏 0.5024 m / s v沖 max 1000 60 由于傳動帶、齒輪的功率問題可以通過傳動效率來解決，再忽略傳動過程中摩 擦消耗的功率，我們要考慮的功率就是攪拌器的功率、沖頭的功率以及?？邹D(zhuǎn)盤， 播種及覆機構(gòu)的功率。 （1） 攪拌器的功率：因攪拌器轉(zhuǎn)速較低，估計功率消耗為 P攪拌

3、 0.27kW （2）沖頭的功率： 1)壓緊沖頭的功率： 由公式 p k z n 1 ，其中 （a）p 是作用在接觸面上的壓強，單位為 kgf / cm2 ; （b）z 是變形量，單位是厘米，由缽體高為 80mm，壓縮比是 1.2:1 可得模高為 96mm,所以 z=96-80=16mm=1.6cm； （c）k 是跟土壤性質(zhì)有關(guān)的比例常數(shù)，取 0.25； （ d ） n 取 1. 所 以 ， p 0.25 1.61 0.4kgf / cm2

4、 . 由 表 1 7 2 可 知 1kgf / cm2 9.80665 104 pa ，所以 p=39227pa. 所以 F p s pr 2 39227 0.082 788.3N 又由工作循環(huán)圖可知，沖頭速度曲線的 a 點對應(yīng)于壓緊沖頭向下開始壓緊土壤 的速度，此時偏心輪相應(yīng)的角位移為 125，則 v沖a v沖 max sin125 0.435 sin125 m/ s 0.356m / s 從而得到壓緊沖頭所消耗功率為 F壓緊 v沖a 7 3 9 0 . 3

5、5 6 P壓緊 0 . 2 6kW3 1 0 0 0 1 0 0 0 2) 沖出沖頭的功率：在確定沖出沖頭的功率時，我們忽略缽體的自重，只考慮 克服缽體與側(cè)壁的摩擦力所需要的功率。 由公式 pc o 1 ，其中 ph ph （a） pc 是容器側(cè)壁上的壓強； （b） ph 是作用在散體深度為 h 處的壓強，取 p p 36780pa ； h （c） 是散體的側(cè)壓系數(shù)，取 0.7； （d） 0

6、 施壓前的原有壓強，取 。 ph 0 所以，根據(jù)公式，可求得 pc 25746pa. 因此 F p s pc r 2 25746 0.082 517N 。又由工作循環(huán)圖可知，沖頭 速度曲線上的 b 點對應(yīng)于沖出沖頭開始沖出缽體的速度，此時偏心輪相應(yīng)的角位移 近似為 296，則 v沖b v沖 max sin296 0.435 sin296 m / s 0.391m / s 從而得到?jīng)_出沖頭所消耗的功率為

7、 P沖出 F沖出 v沖b 517 0.391 1000 1000 0.202kW 則 P沖頭 P壓緊 P沖出 （0.263 0.202）kW 0.465kW （3）?？邹D(zhuǎn)盤的功率： ?？邹D(zhuǎn)盤轉(zhuǎn)動時要克服滑軸 V 與轉(zhuǎn)盤間的滑動摩擦，轉(zhuǎn)盤與機架間的摩擦，估 計所消耗功率為 P轉(zhuǎn)盤 0. 0 8k W （4）播種及覆土機構(gòu)的功率 P播種覆土 =0.08kw 總功率 P總 P P

8、P （ ） P0. 4 6 5 0. 0 8 0. 2 7 0. 0 8 k W0 沖頭 轉(zhuǎn)盤 攪拌 播種覆土 估計傳動系統(tǒng)總機械效率 總 為 0.85，則電動機的功率至少應(yīng)為 P P總 0 . 8 9 5 1 . 0 5k3W 電 0 . 8 5 0 . 8 5 選出 Y 系列小型三相異步電動機，由表 31 22 2 ，《 Y 系列（ IP44）封閉式三 相異步電動機技術(shù)條件》，選用

9、Y90S—4 型， P電 1.1kW ,由表 31 23 2 其主要技術(shù) 數(shù)據(jù)、外形和安裝尺寸先下表： 表 4-1 電動機主要技術(shù)數(shù)據(jù)、外形和安裝尺寸表 型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 最大轉(zhuǎn)矩 重量 /kg /kW /r/min Y90S—4 1.1 1400 2.2 22 外形尺寸 /mm 中心高 安裝尺寸 軸伸尺寸 平鍵尺寸 /mm mmmm /mm /mm /mmmm mm L H A B DE F G (AB/2+AD)+HD

10、 90 310245 190 2450 820 140 100 1.1.2 確定各傳動機構(gòu)的傳動比 （1）因 n電 1400r / min, n偏 50r / min ，則外傳動總傳動比為 i外 i帶 i1 2 n電 28 n偏 考慮帶傳動比不宜過大，故傳動比分配為 i帶 ， 7 ， 4 i1 2 （2）當(dāng)偏心輪轉(zhuǎn) 6 圈的同時，要求經(jīng)內(nèi)傳

11、動路線后使得轉(zhuǎn)盤轉(zhuǎn) 1 圈，其總傳動 比應(yīng)為 i內(nèi) n偏 3i i5 6 6 4 n轉(zhuǎn)盤 若取 i3 4 1，則 i5 6 6 ，即小齒輪 Z6 的轉(zhuǎn)速和偏心輪的轉(zhuǎn)速一樣。 對于攪拌器兼刮板的轉(zhuǎn)速沒有嚴(yán)格要求，為簡化機構(gòu)，定為和小齒輪 Z6 的轉(zhuǎn)速相同，裝在同一根軸上。 1.1.3 計算各軸的轉(zhuǎn)速和功率 （1）各軸的轉(zhuǎn)速 nⅠ

12、n電 1400r / m i n n電 1 4 0 0 nⅡ 4 r / m i n 3 5 r0/ m i n i帶 n3 nII 350 i1 2 r / min 50r / min 7 n4 n3 50 r / min 50r / min i3 4 1 n轉(zhuǎn)盤 n4 50 r / min 8.33r / min

13、 i5 6 6 （2）各軸功率 由表 12 4 2 ，傳動帶取普通 V 帶、繩芯結(jié)構(gòu)： 帶 0.945 ； 由《機械設(shè)計師手冊》： 直齒 0.97 ， 錐齒 0.94 ， 軸承 0.99 （均取 8 級精 度），則 轉(zhuǎn)盤所需功率 P轉(zhuǎn)盤 0.08kW

14、 2) 軸 V 所需功率 pV p播種覆土 0.08 kw 0.0842kw 直齒 0.95 軸Ⅳ所需功率 P P轉(zhuǎn)盤 P攪 （ 0. 0 8 0. 2 7 0. 9 7 0. 9 9 ） k W 0. 3 5 8k W

15、 直齒 軸承 軸承 0. 9 9 軸Ⅲ所需功率（設(shè)偏心輪機構(gòu)效率 偏 0.9 ） P P沖 PV 0. 3 5 8 0.0842 0. 4 6 5 P 錐齒 軸承 偏 軸承 直齒 （ 0. 9 9 + . 959 ） kW 0. 9 3 5 0. 9 0. 0. 9 9kW7 4) 軸Ⅱ所需功率 P P 0. 9 9 7 k W 1.

16、0 6k W 直齒 軸承 0. 9 5 0. 9 9 5) 軸Ⅰ所需功 P P1. 0 6k W 1. 1 k W 帶 0. 9 5 5 2.2 典型零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度校核 2.2.1 模盤的結(jié)構(gòu)和尺寸確定 模盤上有 6 個均勻分布的?？?，根據(jù)苗缽的規(guī)格和土壤的壓縮比，現(xiàn)確定?？? 的高度 H=96mm,孔徑 d=80mm，轉(zhuǎn)盤的材料為鑄鐵 HT250，由于強度低，孔與外圓 之間的壁厚不宜太薄，取 10mm，由于是間歇傳動，故采用了槽輪結(jié)構(gòu)。 槽輪機構(gòu) 的典型機構(gòu)如下

17、圖所示，他有主動撥盤 1，從動槽輪 2 和機架組成。 槽輪機構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡單，外形尺寸小，其機械效率高，并能較平穩(wěn)地，間歇的進(jìn)行轉(zhuǎn)位。但因傳動時尚存在柔性沖擊，故常用于轉(zhuǎn)速不太高的場合。 普通的槽輪機構(gòu)有外槽輪和內(nèi)槽輪機構(gòu)之分。它們均用于平行軸間的間歇傳動，但前者槽輪與撥盤的轉(zhuǎn)向相反，而后者則轉(zhuǎn)向相同。外槽輪機構(gòu)應(yīng)用比較廣泛。在機械中最常用的是徑向槽均勻分布的槽輪機構(gòu)。對于這種機構(gòu)，在設(shè)計計算 時，首先應(yīng)根據(jù)工作要求確定槽輪的槽數(shù) Z 和主動撥盤的圓銷數(shù) n；再按受力情況 和實際機械所允許的安裝空間尺寸，確定中心距 L 和圓銷半徑 r；最后可按圖中機 構(gòu)的幾何關(guān)系，由

18、下列各式求出其它尺寸： s=Lsin 2 =Lsin （ / z） R=Lcos 2 =Lcos（ / z） h s-（ L-R-r ） 撥盤軸的直徑 d1 及槽輪的直徑 d2 受以下條件限制 : d1 2（L-s） d2 2(L R r) 鎖止或弧的半徑大小，根據(jù)槽輪輪葉齒頂厚度 b 來確定，通常取 b=3-10mm 其中 L=315mm， 2 30 計算得： r=10mm b=10mm R=272.8mm S=157.5mm h 125.3mm 取 h=125.3mm 轉(zhuǎn)盤的結(jié)構(gòu)和尺寸見下圖

19、 圖 2-1 槽輪轉(zhuǎn)盤結(jié)構(gòu)、尺寸圖 2.2.2 直齒圓柱齒輪的設(shè)計，校核 已知小齒輪傳遞的功率為 1.06kW ，小齒輪的轉(zhuǎn)速 n5350r / min ，。傳動比 i=7 ，工作條件是連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作輕微沖擊，有載啟動，預(yù)定壽命 H=1000h ， 6~8 個月檢修一次。

20、 1. 選擇材料確定初步參數(shù) （1）小齒輪 1 采用 45 鋼，調(diào)質(zhì)，取硬度值為 255HBS。 大齒輪 2 采用 45 鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度取 236HBS。 兩齒輪工作齒面硬度差為 19，合適。 （2）初選齒數(shù) 取小齒輪齒數(shù)為 Z1 =20 則大齒輪齒數(shù) Z2 iZ1 7 （3）選擇齒寬系數(shù) d 和傳動精度等級 選齒輪精度為 8 級精度（ GB10095— 88）。 齒寬系數(shù) d1 =0.533 （4）由圖 35.2-16，35.2-17

21、按 MQ 級質(zhì)量要求取值 查得 H l i m 1 560MPa FE 1 H l i m 2 560MPa FE 2 2 初定齒輪主要參數(shù)  440MPa 440MPa 因為該傳動為開式軟齒面齒輪傳動，故按齒根彎曲疲勞強度計算齒輪尺寸 計算模數(shù)，按公式 14-3 3  2  （ K 取 2） m 12.5 KT1 YFS m Z1 FP T1 9549 P 1.06 m 9549 28.92N n 350

22、 由圖 14— 15 2 查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)（ x1 x2 0 時）； YFS1 4.38 YFS 2 3.89 由于齒輪單向受力，齒輪的許用彎曲應(yīng)力 F P1 1. 6 Fl i m 1 1. 6 5 6 0 M8P9a6 FP 21.6 F lim2 1.6 560 896MPa YFS 2 Y1 由于 FP 2 FP1 ，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù) 3 2 28.07 4.46 m 12.5 1.48mm 14 22 480

23、 采用直齒輪，按表 14—2 2 ，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=3mm，則齒輪中心距 a  m 2  ( Z1  Z2 )  3 (20 2  140) mm  240mm 由于是單件生產(chǎn)，不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距，取 a =225mm。 齒輪分度圓直徑 d1 Z1 m (20 3)mm 60m

24、m d2 Z2 m (140 3)mm 420mm 工作齒寬 b d d1 0.5 60 30mm，取 b1 36mm, b2 30mm 齒輪圓周速度 v d1n1 60 350 m / s 1.1m / s 60 1000 60 1000 由圖 14--3 查得， 5 0.79 ，6 0.948 2 端面重合度 0.79 0.948 1.738，，滿足要求。 （3）齒輪 1 和 2 的幾何尺寸如下： m

25、 3mm a 240mm b1 36mm b2 30mm d1 60mm d2 420mm da1 m ( Z1 2) 3 (20 2) 66mm da 2 m (Z2 2) 3 (140 2) 426mm d f 1 m (Z1 2.5) 3 (20 2.5) 52.5mm d f 2 m (Z2 2.5) 3 (140 2.5) 412.5mm （3）校核齒面接觸疲勞強度 H

26、 Z BD Z H Z Z Z Ft u 1 k k k H k H E d1b u A V 根據(jù)表 14－37 公式 確定式中各參數(shù)： 分度圓上的切向力（ 14－31） Ft 2T1 2 28.9 d1 0.06 ＝ 963.3N

27、 使用系數(shù)（表 14－ 39）取 k A ＝ 1.25，動載系數(shù) kv ，查圖 14－ 9，取 kv ＝ 1.085， z1 140 齒數(shù)比 u z2 20 ＝7 齒向載荷分布系數(shù) kH ＝1.0 齒間載荷分布系數(shù) K H =1.1 節(jié)點區(qū)域系數(shù) Z H ＝2.5 材料彈性系數(shù) Z E ＝189.8 MPa 重合度系數(shù) Z ＝ 0.872 螺旋角系數(shù) Z ＝ 0.872 由于 1.78 ＞1，可取 Z BD Z D Z B ＝1 將以上數(shù)據(jù)代入

28、H 計算式： H ＝537.4MPa H ZNT ZLVR ZW ZX SH H ] 計算接觸強度安全系數(shù)（表 14－ 37）： [ [ H ] H Z NT ZLVR ZW ZX sH 則； 式中各系數(shù)的確定：按式（ 14－16）計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù) NL 60 jn1t 60 1 350 10000＝2.1 108 1 NL1 8 7

29、 NL ＝ 2.1 10 ＝3 u 10 2 7 查圖 14－ 37，得壽命系數(shù)： ZNT1 1.12323 潤滑油膜影響系數(shù)，查表 14－47， Z LVR =0.87 齒面工作硬化系數(shù)，按圖 14－39，查得 ZW ＝1.0 將以上數(shù)據(jù)代入計算式： [ H ]1 547.2MPa,[ H ] 2 547.2MPa [ H ] 滿足強度要求 (4)齒根抗彎疲勞強度校核 強度條件 :

30、 F [ F ] F Ft Y F aY sYa Y K A K V K F K F YF 2YS 2 計算應(yīng)力 bmn , F2 F1 YF 1YS 1 m 3 ,齒形系數(shù)F 14.38 , F3.90 其中 n 應(yīng)力校核系數(shù) S 1.55 , S 1 1.79 抗彎強度重合度系數(shù) 0.686 抗彎強度螺旋角系數(shù) 1.0 K A 1.25 K V 1. 0 9 齒向載荷分布系數(shù)

31、F 1.0 齒向載荷分布系數(shù) F 1.1 帶入式中得 F1 8 9. 2 F2 79.4 MPa MPa F ] F l i m r eYl T Yr e l T X 許用應(yīng)力 Y S TY N YT sF l i m 式中； 極限應(yīng)力 Fl i m 4 4 0MP a 安全系數(shù) sF lim 1.4 應(yīng)力修正系數(shù) YST 1.0 壽命系數(shù) YN

32、T 1.0 齒根圓角敏感系數(shù) Y rel 1.0 齒根表面狀況系數(shù) Yrel 1.0 尺寸系數(shù) Y 1.0 [ 440 F ] a 1.4 則 P2 F1 F ] 驗算結(jié)果符合要求 2.2.3 直齒圓錐齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 傳遞功率 P=0.997KW ， 傳遞轉(zhuǎn)矩 T 189.07N m 齒輪轉(zhuǎn)速n1 50r min 1 傳動比 i=1 預(yù)定壽命 H=10000h 1，選擇

33、齒輪材料及熱處理要求 ,確定精度等級 據(jù)表 14－ 28，兩齒輪用 40Cr ，調(diào)質(zhì)硬度 257HBS 接觸強度極限應(yīng)力 bHlim 708MPa 接觸強度安全系數(shù) SH l i m 1. 1 彎曲強度極限應(yīng)力 b l i m 2 9 2 M P 彎曲強度安全系數(shù) SFlim 1.4 2、初步設(shè)計 選 用 直 齒 錐 齒 輪 ， 按 齒 面 接 觸 強 度 進(jìn) 行 初 步 設(shè) 計 公 式 d1 965 Cm 3 K T1 u 2 1（1- 0.5 2 R [ H ] 2 R）

34、 載荷系數(shù) K=1.25 額定轉(zhuǎn)矩 T=189.07 Nm 齒寬系數(shù) R 0.3 H ] 0.9 Hlim 0.9 708 637.2MP 材料配對系數(shù) Cm 1 d1 965 Cm 3 K T1 2 （ - . 2 2 u ） R [ H ] 1 1 0 5 R 965 1 3 1.25 189.07 （ -

35、 . 2 2 1 1 ） 0.3 637.2 1 0 5 0.3 計算結(jié)果 122mm 3.幾何尺寸計算 Z1 Z2 20 arctan 1 初選兩齒輪數(shù) 齒輪分錐角12 u ＝45 模數(shù) m=d1 Z1 =6.05 取模數(shù) m=10mm 大端分度圓直徑 d1 d2 z1 m 2010＝200mm 齒寬中點分度圓直徑 dm1 dm2 d（1- 0.5 R） 170mm 外錐距

36、 Re d1 2sin 1 200 2 sin45 141.42mm 中錐距Rm R（ 1- .0 5） 1 4 1（.4-2 . 1 .0）5 0 3 1 2 0. 2 1 m m 齒寬 b＝ R Re ＝0.3141.42＝42.43mm 齒頂高 ha1 ha2 m（1+x1）=10 1=10mm 齒根高 hf1 hf2 m（1.2-x1）=10 1.2=12mm da1 da2 d1 2ha1 cos 1 200 2 10 cos45 頂圓直徑 214.14mm

37、 0 f 1 f 2 a r c t a n h / R a r c t a n 1 2 / 1 4 1. 4 2 4. 8 5 齒根角 f 1 齒頂角 a1＝ a 2＝＝f1 ＝f24. 805 頂錐角 a1＝ a2＝ ＋1 ＝a14 5＋ 4. 8 5 4 9. 8 5 0 根錐角 f 1f 21f 1 4 5 4. 8 5 4 0. 1 5 冠頂距

38、Ak1 d1 /2 ha1 sin 1 92.93mm AK 2 AK 1 安裝距 取 A2 A1 142.93mm 輪冠距 H1 A1 AK 1 1 4 2. 9 3 9 2. 9 3 5 0 m m S1 S2 m 2x1 tan xt 1 15.71mm 端分度圓齒厚 2 S S（1- S12 ）=15.71mm 大端分度圓法向弦齒厚 d1 2 hn

39、 ha + S1 2 cos ）=9.93mm 大端分度圓法向弦齒高 4d1 當(dāng)量齒數(shù) Z v 1 Z v 2 Z / c o=s 2 8. 2 8 m m 當(dāng)量齒輪分度圓直徑 dv1 dm1 /cos 240.4mm 齒寬中點齒頂高 ham ha 0.5btg a 10 0.5 16 tg4.85 9.321mm 當(dāng)量齒輪頂圓直徑 dva dv 2ham 240.4 2 9.321=259mm 齒寬中點模數(shù) mm m Rm / R=8.5mm 當(dāng)量齒輪基圓直徑 dvb d

40、v cos 226mm （ =20 ） 嚙合線長度： gva 0.5（ d2 va1 d2 vb1 + d2 va2 d2 vb2 ） - dv1 dv2 sin37.937mm 2 va gva 37.937 1.513 mm cos 8.5 cos20 端面重合度 4.齒面接觸疲勞強度校核 H ZH Z E Z Z Z K Fmt u 1

41、 kAkV kH kH 根據(jù)表 14－37 公式 dm1beH u 確定式中各參數(shù)： 節(jié)點區(qū)域系數(shù) Z H ＝2.5 材料彈性系數(shù) Z E ＝189.8 MPa 接觸強度重合度系數(shù) Z ＝ 0.89 使用系數(shù)（表 14－39）取 k A ＝1.25， 動載系數(shù) kv ，查圖 14－9，取 kv ＝1.02，錐齒輪系數(shù) ZK ＝ 0.85 齒向載荷分布系數(shù) kH ＝1.65 齒間載荷分布系數(shù) K H =1.1 beH 0.85b =0

42、.85 42.43=36mm 分度圓上的切向力 2T1 2 28.9 963.33N Fmt dm1 0.06 z 1 1 齒數(shù)比 u z2 將以上數(shù)據(jù)代入 H 計算式： H ＝390.66MPa 計算接觸應(yīng)力（表 [ H ] H

43、lim Z X ZL ZV ZR 14－37）： sH lim 接觸強度尺寸系數(shù) Z ＝1.0 速度系數(shù) Zv ＝ 0.9 油膜影響系數(shù) ZL ＝0.87 粗糙度系數(shù) ZR ＝ 接觸強度安全系數(shù) SHlim 1.1 將以上數(shù)據(jù)代入計算式： [ H ]715.39MPa [ H ] 滿足強度要求 5.齒根抗彎疲勞強度校核 強度條件 : F[ F ]

44、 K K K K Fmt Y Y Y Y F A V F F 計算應(yīng)力 F a s a K be Fm nm m 10 , K A 1.25, KV 1.02 其中 n 齒向載荷分布系數(shù) F 1.65 齒向載荷分布系數(shù) F 1.1

45、 抗彎強度重合度系數(shù) 0.71 抗彎強度螺旋角系數(shù) 1.0 齒形系數(shù)F 4.55, 應(yīng)力修正系數(shù) S 1.0 , 錐齒輪系數(shù) k0.85 , 帶入式中得 F1 4 6. 1 5 MPa 計算抗彎應(yīng)力 sF lim 式中； 極限應(yīng)力 Fl i m2 9 MP2 a 安全系數(shù) sF lim 1.4 實驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) YST 2.0 相對齒根圓角敏感系數(shù) Y rel 0.95 相對齒根表面狀況系數(shù) Yrel 1.

46、0 尺寸系數(shù) Y 0.97 [ F ] 292 2 0 0 95 0 97 83 57 aF 驗算結(jié)果符合要求 1.4 2.2.4 皮帶輪的設(shè)計 已知電動機功率 P電 1.1KW ，小帶輪轉(zhuǎn)速 nI 1400 r min Pd K A P電 K A 2 K A 1.1 1. 設(shè) 計 功 率 ， 式 中 的 查 表 12 — 12 得 ， 則

47、 Pd 1.1 1.1 1.21KW 2．選定帶型 2 ，選擇 型 帶。 由圖 12— Z V 2 i nI 1400 4

48、 n 350 傳動比 2 2 dd1 80mm 小輪基準(zhǔn)直徑 參考表 12—18 和圖 12—2 ，取 dd2i dd1 (1 ) 4

49、80 (1 0.02) 313.6 由表 12—18 2 ， dd2 315mm （其中 是彈性滑動率，通常取 0.01—0.02） u dd2 315 4.02 實際傳動比 dd 1 (1 ) 80 (1 0.02)

50、 n2 n1 1400 348.26r / min 從動輪的實際轉(zhuǎn)速 u 4.02 n2 350 348.26 0.5 350 轉(zhuǎn)速

51、誤差 誤差在 5% 的范圍內(nèi)，是允許的。 v dd1 n 8 0 1 4 0 0 m 6 0 1 0 0 0 5. 8 6 s 帶速 6 0 0 0 0 初定軸間距

52、 0.7(dd1 dd2 ) a0 2(dd1 dd2 ) 276.5 a0 790 初取 a0 450mm 所需基準(zhǔn)長度 (d d 2 dd ) 2 L d02

53、a0 (d d1 d d2 ) 1 4a0 2 2 450 (80 (315 80) 2 315) 450 1240 2 4 由表 12— 7 2 ，選取基準(zhǔn)長度 Ld =1250mm 實際軸間距

54、 a a0 Ld Ld0 450 1250 1240 455mm 2 2 安裝時所需的最小軸間距 amin a 0.015Ld 455 0.015 1250 436.25mm 張緊或補償伸長所需的最大軸間距 amax a 0.03Ld 455 0.03 1250 492.5mm 小帶輪包角 180 dd2 dd1 57.3 31

55、5 80 152.3 120 1 a 180 57.3 455 單根 V 帶的基本額定功率 2 P 0.35KW 根據(jù)表 12—17C 可得 1 nI 1400 r d d1 80mm 額定功率的增量 P ， 考慮傳動比的影響，根據(jù) min ， 由表 12—17h 2 ，查得 P =0.03KW (12)V 帶的根數(shù) pd Z p1 ) ka kl ( p1

56、 由表 12-13 2 ， 12-15 2 分別查得 ka 0.92 kl 1. 1 1則 Z 1.21 3.12 0.03) 1.11 (0.35 0.92 取 Z=4 （13）單根 V 帶的預(yù)緊力 F0 500( 2.5 pd mv 2 k a 1) Z v

57、 kg F0 500( 2.5 1) 1.21 46.4 N 由表 12-14 2 得， m=0.06 m 則 0.92 (14) 作用在軸上的載荷 FQ 2 ZF0 Sin 1 2 46.4 4 sin 152.3 360N 2 2 2.2.5 偏心輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 1．偏心距和連桿長度 偏心軸 下 滑 上 偏心輪 連桿 止 止 塊 點 點

58、 圖 2-2 由上圖可見，滑動軸 V 上下往復(fù)移動的行程 s 要等于?？椎母叨扰c沖出 沖頭在模孔外的一段距離之和， s=(96+54)=150mm，取 a 為曲柄長度， l 為連桿長度 9 變換可得： a s 150 mm 75mm 由關(guān)于偏置機構(gòu)的公式 (1) 2 2 a 75 mm 219mm min 70 l cos70 9 ，則 cos min 由圖 2 ，取 2 具體結(jié)構(gòu) 偏心輪用平鍵

59、、止退墊圈、螺母固定在軸上。凡是用此方法固定都要求軸頸長 度比輪轂孔長度短 1~2mm。為了使螺母不與連桿相碰，將偏心輪設(shè)計成凹坑，將螺 母置于凹坑中，凹坑直徑可比止退墊圈直徑大 1~2mm。偏心輪不宜做得太厚，可在 20~3mm 之間，故取 26mm。為了增加與軸的配合部分長度，還必須設(shè)計一凸緣。 偏心輪外圓與偏心銷孔之間的壁厚定為 15mm 左右，把偏心輪端的孔徑設(shè)為 20mm，因此可以算出偏心輪的外圓直徑為 200mm。 1.6 mm，則 56 (0.1 ~ 0.125)d 1

60、11 2 1 偏心輪 2 圓螺母 3 平墊圈 3 4 4 連桿 5 軸套 10 5 6 軸 7 墊片 6 8 螺母 9 9 平鍵 10 套筒 11 軸 8 7 連 桿 d 34  曲柄滑塊機構(gòu)中的偏心輪的結(jié)構(gòu)圖 圖 2-3 曲柄滑塊機構(gòu)中的偏心輪結(jié)構(gòu)圖 與 偏 心 銷 的 摩 擦 部 分 用 軸

61、套 ， 軸 套 的 厚 度 根 據(jù) 經(jīng) 驗 一 般 取，銅 套的 長度 L ； d 為 銅套內(nèi)徑 （即偏心 銷的 直徑 ）， 設(shè) ( 0.1 ~ 0.125) d 2.8 ~ 3.5mm，取 3mm； L 51mm 。 26 100.018 15 0.02 A φ68 +0-0.018 1 0 8 0 . 0 0 4 6 6 + 3 2 φ φ φ . 5 3

62、 5 7 4 60.015 0.02 A +0.021 φ20 -0 1 0 . 0 0 4 + 8 φ 1.6 . 2 2 圖 2-4 偏心輪零件圖 在決定銅套內(nèi)徑的公差時，要特別注意當(dāng)銅套壓入連桿孔時銅套內(nèi)徑的縮小， 對薄壁銅套其收縮量約為銅套外徑過盈量的 0.8~0.9 倍，因此在確定銅套

63、尺寸時，要適當(dāng)加大銅套的內(nèi)徑與軸配合的間隙。 3．偏心輪輪齒部分的計算 已 知 大 齒 輪 傳 遞 的 功 率 為 0.997kW ， 大 齒 輪 的 轉(zhuǎn) 速 n5 5 0r / m i n ， T1 189.1N.m。傳動比 i=0.5，工作條件是連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作輕微沖擊，有載啟 動，預(yù)定壽命 H=1000h。 1）． 選擇材料確定初步參數(shù) （1）大齒輪 1 采用 40Cr ，調(diào)質(zhì)，取硬度值為 263HBS。 小齒輪 2 采用 40Cr ，調(diào)質(zhì)，齒面硬度取 271HBS。 兩齒輪工作齒面硬度差為 7，合

64、適。 （2）初選齒數(shù) 取大齒輪齒數(shù)為 Z1 =60 則小齒輪齒數(shù) Z2 iZ1 0.5 （3）選擇齒寬系數(shù) d 和傳動精度等級 選齒輪精度為 8 級精度（ GB10095— 88）。 齒寬系數(shù) d1 =0.134 （4）由圖 35.2-16，35.2-17 按 MQ 級質(zhì)量要求取值 查得 H l i m 1 716MPa FE 1 5 8 7.MPa3 H l i m 2 7 2 7.M6 P a FE 2 5 9 3.MPa3 2），初定齒輪主要參數(shù) 因為該傳動為開式軟齒

65、面齒輪傳動，故按齒根彎曲疲勞強度計算齒輪尺寸 計算模數(shù)，按公式 14-3 2 （ K 取 2） 3 m KT1 YFS 12.5 m Z1 FP T1 9549 P 1.06 28.92 N m 9549 n 350 由圖 14— 15 2 查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)（x1 x2 0 時）； YFS1 4.38 YFS 2 3. 8 9 由于齒輪單向受力，齒輪的許用彎曲應(yīng)力 F P

66、11. 6 Fl i m 1 1. 6 5 6 0 M8P9a6 FP 2 1.6 F lim2 1.6 560 896MPa YFS 2 Y1 由于 FP2 FP1 ，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù) 3 28.07 4.46 2 1.48mm m 12.5 22 480 14 采用直齒輪，按表 14—2 2 ，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=4mm，則齒輪中心距 a  m 2  ( Z1  Z2 )  4 (60 2  30)mm  180mm 由于是單件生產(chǎn)，不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距，取 a =180mm。 齒輪分度圓直徑 d1 Z1 m (60 4)mm 240mm d2 Z2 m (30 4)mm 120mm