拋砂機的設計,拋砂機,設計 題 目： 拋砂機的設計 姓 名： 學 院： 專 業(yè)： 班 級： 學 號： 指導教師： 劉玉高 2011年 6月 18日 畢業(yè)論文（設計）誠信聲明 本人聲明：所呈交的畢業(yè)論文（設計）是在導師指導下進行的研究工作及取得的研究成果，論文中引用他人的文獻、數(shù)據(jù)、圖表、資料均已作明確標注，論文中的結(jié)論和成果為本人獨立完成，真實可靠，不包含他人成果及已獲得青島農(nóng)業(yè)大學或其他教育機構(gòu)的學位或證書使用過的材料。與我一同工作的同志對本研究所做的任何貢獻均已在論文中作了明確的說明并表示了謝意。 論文（設計）作者簽名： 日期： 年 月 日 畢業(yè)論文（設計）版權(quán)使用授權(quán)書 本畢業(yè)論文（設計）作者同意學校保留并向國家有關(guān)部門或機構(gòu)送交論文（設計）的復印件和電子版，允許論文（設計）被查閱和借閱。本人授權(quán)青島農(nóng)業(yè)大學可以將本畢業(yè)論文（設計）全部或部分內(nèi)容編入有關(guān)數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本畢業(yè)論文（設計）。本人離校后發(fā)表或使用該畢業(yè)論文（設計）或與該論文（設計）直接相關(guān)的學術(shù)論文或成果時，單位署名為青島農(nóng)業(yè)大學。 論文（設計）作者簽名： 日期： 年 月 日 指 導 教 師 簽 名： 日期： 年 月 日 目 錄 摘 要 ? Abstract П 1緒論 1 1.1 研究的目的和意義 1 1.2 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 1 2 方案論證 4 2.1 設計要求 4 2.2方案選擇及分析 4 3 設計論述 7 3.1 拋頭設計 7 3.1.1 拋頭轉(zhuǎn)速選擇 7 3.1.2 拋頭尺寸計算 7 3.2 工作臺的設計 8 3.2.1 工作臺尺寸設計 8 3.2.2 工作臺與主軸箱間的連桿機構(gòu)設計 9 3.2.3 強度校核 10 3.3 變速箱的設計 12 3.3.1 電機選擇 12 3.3.2 V帶和帶輪的設計 15 3.3.3 傳動部分第一級齒輪設計 16 3.3.4 傳動部分第二級齒輪設計 19 3.3.5 Ⅰ軸上的蝸輪蝸桿設計 21 3.3.6標準直齒錐齒輪設計 24 3.3.7 不完全齒輪設計 27 3.3.8 Ⅲ軸（輸出軸）的設計計算 29 3.3.9 Ⅱ軸（中間軸）的設計計算 33 3.3.10 Ⅰ軸（輸入軸）的設計計算 37 3.3.11 Ⅳ軸（蝸輪軸）的設計計算 41 3.3.12 Ⅴ軸（凸輪軸）的設計計算 44 3.3.13 Ⅵ軸（錐齒輪軸）的設計計算 47 4 結(jié)論 51 4.1 設計總結(jié) 51 4.2 設計的缺點和不足 51 參考文獻 52 致謝 53 拋砂機的設計 摘 要 拋砂機是解決單件、小批生產(chǎn)造型（型芯）行之有效的設備。拋砂機使用得當時，沿砂箱在高度上的緊實度比較均勻，也不需要補充夯實，緊實度高，而且拋砂機與某些其他造型機械相比振動小，噪聲也小。 本次設計在研究普通拋砂機的結(jié)構(gòu)及優(yōu)缺點的基礎上，設計出一臺拋頭固定砂箱運動的自動拋砂機，并且在拋頭部分加裝一變速裝置使之能夠在型砂高度增加時拋頭轉(zhuǎn)速相應增大，以改善型砂緊實力隨型砂高度增加而相對減小的情況。該方案采用了凸輪的時需控制功能以實現(xiàn)拋頭轉(zhuǎn)速隨著生產(chǎn)過程不斷增快并且能夠在最后自動返回，這種設計能夠完全滿足造型的緊實力要求，提高了造型的質(zhì)量。 關(guān)鍵詞：鑄造技術(shù)；型砂緊實力；拋砂機 Design of Sand Slinger Abstract The sand slinger is an efficient equipment for the producing of the single unit model (core) in small batch. When the sand slinger is used appropriately, it is quite even in degree of ramming along the flask in altitude, and the degree of ramming is high without supplementing the ramming. Moreover，the noise of the sand slinger is smaller compared with certain other modelling machinery . This program is based on the ordinary sand slinger's structure and its advantages and disadvantages. It is made to be an automatic sand slinger with a moving sandbox but fixed throws, and adding a gearbox to throw head to enable it to speed up correspondingly when the molding sand increases highly, to improve the situation that the molding sand reduces its tight strength along with the molding sand increase highly. This plan can achieve the first toss ever increasing speed with the faster production process with the cam’s timing control and can automatically return at last. This kind of design can completely satisfy the shape of the tight power requirements and improve the quality of modeling. Key words: foundry engineering；molding sand tight strength; Sand Slinger 青島農(nóng)業(yè)大學海都學院本科畢業(yè)設計（論文） 1 緒論 1.1研究目的與意義 長期以來，我國中、小型鑄造車間，特別是生產(chǎn)鑄件品種多、批量小、產(chǎn)品變化比較大的鑄造車間，實現(xiàn)機械化生產(chǎn)是比較困難的。如果廠房條件比較差，資金少，技術(shù)力量薄弱，則實現(xiàn)機械化生產(chǎn)的具體困難更多[1]。 拋砂機是解決單件、小批生產(chǎn)造型行之有效的設備。近二十年來，在我國鑄造生產(chǎn)中拋砂機技術(shù)有了比較大的發(fā)展，現(xiàn)在在許多中大件、單件小批成批生產(chǎn)的造型工部，拋砂機已成為不可缺少的造型設備之一。 拋砂機是以高速旋轉(zhuǎn)的葉片，將型砂拋入砂箱，得到緊實鑄型的造型設備。它以機械代替人工加砂與搞實，一般每小時可拋砂，比手工生產(chǎn)效率提高3-10倍[2]。這就大大地提高了勞動生產(chǎn)率，減輕了工人體力勞動。而且由于拋出的鑄型緊實度均勻，從而也提高了鑄件的質(zhì)量。 拋砂機的主要特點是適應性強，對大小高低不同的砂箱均可拋制，也能拋制型芯。工藝裝備要求不高，即使手工造型用的也可以使用。這對各類大小鑄件，各種批量生產(chǎn)，尤其對不易實現(xiàn)機械化的單件小批量生產(chǎn)的大中型鑄件，是較好的方法。此外，拋砂機還有：加砂與搞實一道工序完成，動力可直接利用電能，無壓縮空氣的廠家也能采用，無強烈震動及噪音，工作條件良好等優(yōu)點[3]。 雖然近幾十年來，拋砂機造型在國內(nèi)外發(fā)展很快，我國生產(chǎn)的拋砂機數(shù)量很多，但品種不多。很多工廠使用的拋砂機制造質(zhì)量不高，在使用中遇到了種種問題。因此，設計出一種新型高自動化的拋砂機是解決這一現(xiàn)狀的行之有效的方法[4]。 1.2 國外發(fā)展現(xiàn)狀 拋砂機機構(gòu)的發(fā)展, 主要是圍繞著穩(wěn)定造型質(zhì)量, 減輕勞動強度, 提高生產(chǎn)效率和減少零件磨損等方面進行。近年來比較多的工作是解決前三項問題[5]。 拋砂造型的緊砂過程是將預緊的一團團砂以高速拋向砂箱, 并根據(jù)模型的特點, 以一定的軌跡, 將砂團依次排列和還層拋緊。供給高速飛出的一團團預緊砂團的工作, 主要由拋砂機的供砂部分等拋頭來完成。以一定軌跡依次逐層地拋緊的工作, 主要由拋頭的移動部分和控制部分來完成[6]。 首先在拋頭部分，國外對拋砂頭的改進，主要是在于提高砂質(zhì)量，減少葉片與弧板的磨損，以及擴大拋投對不同生產(chǎn)率的適應性等方面。在提高拋砂質(zhì)量方面，為提高砂團拋出的方向，有采用搖頭拋砂機形式的，拋頭可以繞鉛垂線左右擺動，其范圍是15°或20°也有采用弧板在拋出口處角度和長度可以調(diào)節(jié)的裝置[7]；還有的采用寬頭拋砂頭和多盤式拋砂頭，這種拋砂頭和砂箱一樣寬，在拋砂時只要搖頭在砂箱上直線運動一次就能拋一層砂[8]。多盤式拋砂頭是在同一根軸上串有多個拋砂用的葉片盤，每個葉片盤旁裝有抽風扇，拋頭裝在擺動式料斗的底部，每個拋砂葉片盤上方裝有型砂的開閉器，抽風盤將型砂從料斗內(nèi)吸入拋砂頭。在擴大拋頭對各種生產(chǎn)率的適應性方面，采用統(tǒng)一更換不同寬度葉片 ，同時改變送砂皮帶速度的方法，就可既改變了生產(chǎn)率又保證了緊砂質(zhì)量。此外，為提高相同尺寸拋頭的生產(chǎn)率，出現(xiàn)了三葉片拋頭[9]。 在減少葉片與弧板的磨損方面，主要考慮葉片材料和葉片的結(jié)構(gòu)改進[9]。材料上國外開發(fā)出奧氏體高鋼葉片，并對此種葉片進行強化處理，用氣焊將電極金（Electrode metal）在葉片上均勻地堆一層，使其壽命（實際工作拋砂時間）由未處理時的2.08小時提高到200小時。國外在結(jié)構(gòu)改進方面主要從減少弧板、葉片摩擦作用的弧長和不使葉片與弧板接觸兩方面進行，研制出了徑向進砂拋砂機[9]。 其次是拋砂機的移動部分，國內(nèi)外對這個部分采用砂箱與拋頭之間有一定的相對運動實現(xiàn)，也就是說，采用砂箱靜止、拋頭運動的方法，也可采用拋頭靜止、砂箱運動的方法，或兩者都有較簡單的運動，組成復合運動的方法。 目前廣泛見到的拋砂機是砂箱靜止、拋頭運動的方法[9]。在一般液壓傳動的雙臂式拋砂機上，由于兩臂作的是圓弧運動，而砂箱通常是矩形的，這樣很難使拋頭作等速直線運動。因此，實際上拋頭總是在對砂箱做變動速度和曲曲折折軌跡的運動情況下緊實鑄型，難以控制緊砂的均勻性和對同一種鑄型各次緊砂結(jié)果的一致性，也難以穩(wěn)定合理的拋砂工藝制度。近年來國外出現(xiàn)的橋式拋砂機克服了這種缺點。 從目前國外發(fā)展看，中型批量不大的鑄件，主要采用拋砂機實現(xiàn)造型的機械化。拋砂機的品種較多。如德國就有五十多種，零部件都通用化了。拋砂機的生產(chǎn)率從最小的，到最大達[9]，幾十噸和上百噸的重型鑄件，也可用大型拋砂機地坑造型。近年來，對于深而狹，如寬80mm，深2m的鑄型鋼錠模之類，均能完全滿足造型緊實度要求，并且在部分大中件采用自硬砂等的情況下，也發(fā)展了以自硬砂等作面砂，拋砂機拋背砂的綜合造型，更擴大了拋砂機的使用范圍。由于拋砂機的推廣使用，更向組織流水生產(chǎn)線，提高自動化程度，如實現(xiàn)程序控制、隨動控制及磁帶式程序控制等方向發(fā)展。 從我國的情況看，近年來, 在我國鑄造生產(chǎn)中拋砂機技術(shù)有了較大的發(fā)展, 現(xiàn)在在許多中大件、單件小批成批生產(chǎn)的造型工部, 拋砂機已成為不可缺少的造型設備之一。我國中大件、單件小批手工造型在鑄造行業(yè)中占有相當大的比重, 要改變勞動強度大、勞動條件差的狀況, 用較少的投資來提高生產(chǎn)率, 使車間原來的砂處理系統(tǒng)、工藝工裝等仍可使用, 拋砂機就顯示了它特有的適應性, 經(jīng)濟效益比較高、投產(chǎn)較快是它的一個主要特點。 而就我國發(fā)達地區(qū)而言，上海近年來，大批制造，拋砂機廣泛推廣于大中型造型、制芯，為我國大中型造型機械化開辟了過闊的前景，目前我國生產(chǎn)的品種，主要有Z6312D型固定式拋砂機與Z6625型移動式拋砂機兩種[9]。有的廠已實現(xiàn)流水線生產(chǎn)，并且有的廠，如上海重機鑄造廠，已實現(xiàn)采用模擬隨動和遙控的半自動拋砂機造型。但目前來看，拋砂機生產(chǎn)品種不多，使用上發(fā)展還很不平衡，流水生產(chǎn)線及自動半自動控制拋砂機還不多，說明作為大中件造型機械的主要設備拋砂機，在我國還有待大力推廣使用。從我國大中件造型大多仍系手工或采用點風動工具操作的情況看，拋砂機造型的采用，對改變鑄造生產(chǎn)面貌。促進我國鑄造生產(chǎn)四化的進程，將起到積極推廣作用。 2 設計方案 2.1 設計要求 在了解普通拋砂機的結(jié)構(gòu)及優(yōu)缺點的基礎上，設計出一種能在一小時內(nèi)完成尺寸為的砂箱的拋砂緊實工作的自動拋砂機，并且要求該拋砂機可以改善型砂緊實力隨型砂高度增加而相對減小的情況。要求動力裝置只用一臺電動機。 2.2 方案選擇與分析 拋砂機是以高速旋轉(zhuǎn)的葉片，將型砂拋入砂箱，得到緊實鑄型的造型設備。它的結(jié)構(gòu)主要由拋頭、工作臺、傳動機構(gòu)組成。 首先解決拋砂機的運動方式問題。拋砂機的移動部分, 除了使拋砂機移動到指定的工作位置外, 主要是完成使砂團能依次逐層地緊實鑄型的任務。要達到這個主要目的, 只要砂箱與拋頭之間有一定的相對運動就可以實現(xiàn)。也就是說, 可以采用砂箱靜止、拋頭運動的方法, 也可以采用拋頭靜止、砂箱運動的方法, 或者兩者都有較簡單的運動, 組成復合運動的方法。 砂箱靜止、拋頭運動的方法是目前廣泛見到的拋砂機運動方法。在一般液壓傳動的雙搖臂式拋砂機上, 由于兩臂作的是圓弧運動, 而通常砂箱是矩形的, 這樣很難使拋頭作等速直線運動。因此, 實際上拋頭總是在對砂箱作變動速度和曲曲折折軌跡的運動情況下緊實鑄型, 難以控制緊砂的均勻性和對同一種鑄型各次緊砂結(jié)果的一致性, 也難以穩(wěn)定合理的拋砂工藝制度。而砂箱運動。拋頭靜止的方法可以避免上述問題，并且結(jié)構(gòu)也相對簡單，故本次設計采用的是拋頭靜止，砂箱運動的方法。 砂箱的運動采用工作臺往復運動的形式，工作臺的往復運動采用牛頭刨床的進給機構(gòu)，忽略該機構(gòu)的急回特性，即可實現(xiàn)工作臺的勻速往復運動，結(jié)構(gòu)如圖2-1所示。 圖2-1 工作臺運動機構(gòu) 其次解決型砂緊實度隨拋出型砂的高度增高而減小的問題。對已確定結(jié)構(gòu)及其參數(shù)的拋砂頭來說, 供砂量是影響鑄型緊實硬度的一個因素, 只有在合適的供砂量范圍內(nèi), 才能獲得工藝要求的鑄型硬度, 過大或過小的供砂量, 都會降低硬度。所以國外發(fā)展了可以由拋砂機操作者來控制的, 能改變向拋頭供砂量大小的裝置。例如,在貯砂斗壁上出口處裝上電動控制供砂量的間門, 當閘門拾高時加大供砂量,閘門降低時減少供砂量。又如, 采用改變皮帶送砂機上刮砂板的角度, 來增減供砂量的裝置, 刮砂板中的角度是由蝸桿傳動裝置中來驅(qū)動的。 這兩種方案不論如何改變，其最終結(jié)果也是需要人工進行供砂量的控制，并不能實現(xiàn)全部的自動化生產(chǎn)。所以本次設計放棄從供砂量方面考慮，將設計重點轉(zhuǎn)向拋頭的轉(zhuǎn)速，已知拋頭的轉(zhuǎn)速越大，拋出的型砂的緊實度越高，故在完成一個砂箱的拋砂過程中逐步增大拋頭的轉(zhuǎn)速可以實現(xiàn)緊實度的要求。 拋砂機的拋頭結(jié)構(gòu)已經(jīng)固定，要想更改拋頭的轉(zhuǎn)速就要從拋砂機的傳動結(jié)構(gòu)入手，現(xiàn)設計一種可變速傳動箱如圖2-2所示，這樣就滿足本次課題的設計要求 圖2-2 變速機構(gòu)簡圖 最后，已知拋頭的結(jié)構(gòu)已經(jīng)固定，如圖2-3所示即為本次設計所采用的拋頭結(jié)構(gòu)。 1-機頭外殼 2-型砂入口 3-砂團出口4-被緊實的砂團 5-砂箱 圖2-3 拋頭結(jié)構(gòu) 3設計論述 3.1 拋頭設計 本次的課程設計對于拋頭部分沒有進行改進，故采用我國使用較多的Z6312型拋砂機拋頭結(jié)構(gòu)。 3.1.1 拋頭轉(zhuǎn)速選擇 型砂的能否緊實, 主要決定于拋出速度。緊實度或硬度是反映拋砂機工作質(zhì)量的一個參數(shù), 一般要求砂型硬度達到90HBS以上[10], 這就首先要以拋出速度來保證。一般經(jīng)驗數(shù)據(jù)要求鑄鐵件為, 鑄鋼件為[10]。根據(jù)我們試驗, 拋出速度在以上, 即可達到一般工藝要求的緊實度。 而拋出速度, 也是決定拋頭結(jié)構(gòu)尺寸的基礎。由公式(3-1): (3-1) 式中：V——圓周速度，可近似地看作拋出速度 D——拋頭直徑 n——拋頭轉(zhuǎn)速 由上述公式可知：如拋出速度一定, 則拋頭直徑與轉(zhuǎn)速成反比, 直徑小時, 轉(zhuǎn)速要高, 直徑大時轉(zhuǎn)速可低些, 從國內(nèi)外拋頭直徑與轉(zhuǎn)速采用范圍看, 拋頭直徑由, 轉(zhuǎn)速由, 兩者應配合, 以獲得要求的拋出速度。 因為本次的課題是在研究普通拋砂機的結(jié)構(gòu)及優(yōu)缺點的基礎上，設計出一臺拋頭靜止砂箱運動的自動拋砂機，并且在拋頭部分加裝一變速裝置使之能夠在型砂高度增加時拋頭轉(zhuǎn)速相應增大，以改善型砂緊實力隨型砂高度增加而相對減小的情況。故在拋頭部分的拋出速度選擇上要求，拋出的最大速度可達，最低速度應大于。本次設計將拋頭的轉(zhuǎn)速分為3級，因此可選擇、、為拋頭的三級轉(zhuǎn)速。 3.1.2 拋頭尺寸計算 上述公式[10]可轉(zhuǎn)變成求拋頭直徑的公式：。假設拋頭在、、時拋出的速度分別為、、驗算出拋頭的最大尺寸： ；； 故當拋頭的直徑為即可滿足設計要求。查Z6312型拋砂機技術(shù)資料[10]可知拋頭葉片的寬度為、長度為，故拋頭轉(zhuǎn)子直徑為。 3.2 工作臺的設計 拋砂機的工作臺是用來安放砂箱的部分，是本次設計的非重要部分，要求其能夠承受住滿載砂箱的重量并且能夠按照設計要求實現(xiàn)勻速往復運動，其設計要求如下： 1.耐潮耐腐蝕，不用涂油，不生銹，不退色。 2.溫度系數(shù)低，基本不受溫度影響。 3.幾乎不用保養(yǎng)，能夠迅速地清潔，精度穩(wěn)定性要求不高。 4.一律是堅硬的表面。 3.2.1工作臺尺寸設計 由于砂箱尺寸為，根據(jù)以上設計要求，工作臺的材料可選擇灰鑄鐵HT150即可，尺寸要求為。 根據(jù)實際工作要求，工作臺的往復勻速運動宜選用軌道滾動的方式來相應減小拉動工作臺的力的大小，且工作臺的行程為1000mm，工作臺往復運動一周的時間為10s。 3.2.2工作臺與主軸箱間的連桿機構(gòu)設計 圖3-1 工作臺傳動示意圖 圖3-2 連桿運動軌跡（雙點劃線為極限位置） 為實現(xiàn)往復勻速運動，本次課程設計借用牛頭刨床的進給系統(tǒng)[11]，忽略牛頭刨床進給與急回之間的速度差。 材料選擇：直徑25mm的45號鋼 為了設計機械的緊湊性，應將曲柄與搖桿的回轉(zhuǎn)中心的距離適當選擇的小一些，根據(jù)以往的設計經(jīng)驗，將兩回轉(zhuǎn)中心設計在同一條垂直線上，兩者之間的距離可選擇150mm，選擇曲柄Ⅲ度為90mm，以實現(xiàn)方便計算的目的。 由圖2的連桿運動軌跡可知：曲柄與搖桿垂直的兩位置即為該運動機構(gòu)的極限位置。工作臺的行程為1000mm即機構(gòu)下部的滑塊的兩極限位置之間的距離為1000mm。根據(jù)簡單的勾股定理可得：搖桿Ⅰ長度為。 設搖桿與滑塊之間的連桿Ⅱ在極限位置時與水平面之間的夾角為30°，連桿Ⅱ的長度為100mm。 3.2.3強度校核 (1) 工作臺受力分析： 根據(jù)《鑄造工藝基礎》[12]查得：型砂密度為，忽略砂箱的厚度與鑄件的大小可知，砂箱的最大質(zhì)量為 ； 根據(jù)《工程材料》[13]可查的： 灰鑄鐵HT150的密度為，忽略滾輪與連桿的質(zhì)量可得工作臺的質(zhì)量為；故工作臺與砂箱的總質(zhì)量為。 由《工程材料》[13]查鑄鐵的滾動摩擦系數(shù)為：。根據(jù)滾動摩擦力的計算公式，可求得滾輪與導軌之間的滾動摩擦力為 (2) 工作臺傳動系統(tǒng)的受力分析： 取桿Ⅰ受力最大的極限位置進行分析， 取連桿Ⅱ進行受力分析，忽略各連桿之間的重力與摩擦， 圖3-3 對連桿與滑塊受力分析圖 ， 對Ⅰ桿與Ⅱ桿之間的連接點進行受力分析得： 圖3-4 Ⅰ桿與Ⅱ桿之間的連接點的受力分析圖 ， 則是作用在Ⅰ軸上的里與大小相等方向相反的反作用力。 對搖桿的回轉(zhuǎn)中心取矩得：；求得的即為驅(qū)動軸帶動曲柄轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)矩。 由工作臺連桿的簡圖可知，桿Ⅲ所受到的應力最大，故只要使桿Ⅲ滿足應力要求，則其他的桿相應的都能滿足應力要求。 (3) 疲勞強度計算： 查《機械工程師手冊》[15]可得直徑25mm的45號鋼的硬度為217HBS，疲勞強度б=600MPa。 由材料力學公式(3-2)可知： (3-2) 故桿Ⅲ所收到的應力大小為故，桿的強度滿足強度要求。 3.3變速箱設計 圖3-5 變速箱傳動簡圖 3.3.1選擇電機 1.計算電機所需功率： 查《機械設計實用手冊》第3頁表1-7： －帶傳動效率：0.96 －每對軸承傳動效率：0.99 －圓柱齒輪的傳動效率：0.96 －直齒圓錐齒輪的傳動效率：0.94 －聯(lián)軸器的傳動效率：0.993 —渦輪蝸桿的傳動效率：0.80 —卷筒的傳動效率：0.96 說明： －電機至工作臺之間的傳動裝置的總效率： 2.計算推動工作臺所需功率的大?。? 由工作臺往復運動一周的時間為10s，可求的主軸箱上向工作臺輸出動力的軸的轉(zhuǎn)速為；上面已經(jīng)求得的驅(qū)動軸帶動曲柄轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)矩，根據(jù)公式(3-3)[14]： (3-3) 可以求得電機向工作臺部分輸出地總功率為：；電動機需要提供給工作臺的功率為。 3.計算拋頭消耗的功率的大?。? 拋砂機拋頭的功率消耗，在于克服各種阻力，并給予砂團一定的能量。主要包括拋出砂團吸收能量所需功率，克服葉片弧板間摩擦阻力及克服旋轉(zhuǎn)中空氣阻力所需功率[13]。本次設計選擇的生產(chǎn)率為，根據(jù)經(jīng)驗公式表3-1，可查得計算的總功率為，由于本次課程設計中加裝了變速裝置，故其功率應按照功率損失計算。 表3-1 國內(nèi)外使用的經(jīng)驗數(shù)據(jù)表 生產(chǎn)率 （） 計算 總功率 （） 百分比 （%） 一般使用的 功率 （） 與計算 值比 （%） 經(jīng)驗數(shù)據(jù)的 功率 （） 與計算 值比 （%） 12 2.98 100 7 234 5.55 186 15 7.24 100 17 235 13.3 184 25 8.96 100 19 213 16.7 187 故，所以 4.需要的總功率的大?。? 需要的總功率即為推動工作臺所需功率與拋頭消耗的功率之和，由于推動工作臺所需功率非常小，故計算總功率時可直接將拋頭消耗的功率記為總功率的大小，即需要的總功率的大小為。 5.確定電機轉(zhuǎn)速： 根據(jù)拋砂機需要的總功率為，查《機械設計師手冊》[14]有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動方案如下表： 表3-2傳動方案 方案 型號 額定功率 （） 轉(zhuǎn)速 （） 效 率 （%） 額定 轉(zhuǎn)矩 重量 （） 1 Y112M-2 4 2890 86.2 2.2 70 2 Y112M-4 4 1440 87 2.2 81 3 Y132M1-6 4 960 86 2.0 119 4 Y160M1-8 4 720 86 2.0 145 由于電動機不僅僅要驅(qū)動拋頭轉(zhuǎn)動，還要驅(qū)動工作臺的運動，故電機的轉(zhuǎn)速應盡量選得小一點來滿足傳動比的需要。故根據(jù)最大轉(zhuǎn)速為可以選擇方案3取到的最小電機轉(zhuǎn)速為。 6.確定拋頭傳動裝置的總傳動比和分配傳動比： 三級傳動的總傳動比依次為： ，， 分配傳動比： 取帶傳動的傳動比為： 取第二級上的傳動比為： 故第一級上的三個傳動比依次為：，， 7.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)： 將傳動裝置由帶輪到連接拋頭的軸依次記為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸，，，——依次是電機與Ⅰ軸，Ⅰ軸與Ⅱ軸，Ⅱ軸與Ⅲ軸，Ⅲ軸與拋頭之間的傳動效率。 ① 各軸轉(zhuǎn)速： 軸Ⅰ：；軸Ⅱ：，，；軸Ⅲ：，， ② 各軸的輸入功率： 軸Ⅰ：；軸Ⅱ：；軸Ⅲ：；拋頭： ③ 各軸輸入轉(zhuǎn)矩： 電機：；軸Ⅰ：；軸Ⅱ：，，；軸Ⅲ：，，。 表3-3 運動和動力參數(shù)表 參 數(shù) 軸 名 電動機 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 拋頭 一級 二級 三級 一級 二級 三級 轉(zhuǎn)速r/min 970 800 800 700 600 800 700 600 60.1 轉(zhuǎn)矩 37.8 45.84 43.57 49.8 58.1 41.42 47.34 58.1 功率kw 4 3.84 3.65 3.47 3.41 效率 0.96 0.99 0.95 0.983 3.3.2 V帶和帶輪的設計 1.確定V帶型號 查《機械設計》[16]表8-7得： 則。根據(jù), ,由《機械設計》圖8-11[16]，選擇A型V帶，取， 查《機械設計》表8-8[16]取。 2.驗算帶速： 帶速在范圍內(nèi)，故帶速合適。， 3.取V帶基準長度和中心距： 初步選取中心距：由于即， ，取。 由式(3-4)得： (3-4) 查《機械設計》表8-2[16]取。 由式(3-5)計算實際中心距 (3-5) 故，， 因此中心距的變化范圍為。 4.驗算小帶輪包角： ，所以主動輪上包角合適。 5.求V帶根數(shù)Z：由式(3-6)得： (3-6) 計算得：。故取V帶的根數(shù)為3根。 6.計算單根V帶的初拉力的最小值：查《機械設計》表8-3[16]得： 應使帶實際初拉力則有作用在軸上壓力為：。 3.3.3傳動部分第一級齒輪設計 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1) 選用直齒圓柱齒輪傳動 (2) 設備為一般工工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） (3) 材料選擇。由《機械設計》表10-1[16]選小齒輪材為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45#鋼（調(diào)質(zhì)），硬度度為280HBS，而這材料硬度差為40HBS。 (4) 初步選擇三級小齒輪齒數(shù)均為，則三級大齒輪齒數(shù)依次為為： , 2.按齒面接觸強度進行設計 齒面接觸強度計算公式(3-7)： (3-7) 3.計算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t 由計算公式得： (2) 計算圓周速度 由公式(3-8)： (3-8) 計算可得： (3) 計算齒寬b及模數(shù) 由公式(3-9),(3-10),(3-11)得： (3-9) (3-10) (3-11) 計算可得： (4) 計算載荷系數(shù)K 取，根據(jù)，7級精度，查《機械設計》圖10-8[16]得：，，查《機械設計》表10-4得：，查《機械設計》圖10-13[16]得：。 故載荷系數(shù) (5) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 (6) 計算模數(shù)m 4.按齒根彎曲強度設計，由公式(3-12): (3-12) 計算可得： 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數(shù)，取三組齒輪的模數(shù)為分別為，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強度算得小齒輪的分度圓直徑分別為，，算出小齒輪齒數(shù)；大齒輪齒數(shù) 5.幾何尺寸計算 (1) 計算大、小齒輪的分度圓直徑： (2) 計算中心距： 因為該三組齒輪要安裝在同一對軸上，故中心距應該相同，因此，調(diào)節(jié)中心距得： ，則 ； ； (3) 計算齒輪寬度 ，圓整后取。 ，圓整后取。 ，圓整后取。 6.結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件（見圖紙） 3.3.4 傳動部分第二級齒輪設計 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1) 選用直齒圓柱齒輪傳動 (2) 設備為一般工作機器，速度不高，故選用7 級精度（GB10095-88） (3) 材料選擇。由表10-1[16] 選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HB，大齒輪為45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HB，二者材料硬度差為40HB。 (4) 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪。 2. 按齒面接觸強度設計 齒面接觸強度計算公式(3-7)可得： ① 試算小齒輪分度圓直徑 由計算公式得： ② 計算圓周速度 由公式(3-8)可得： ③ 計算齒寬及模數(shù) 由公式(3-9),(3-10),(3-11)可得：， ④ 計算載荷系數(shù)，取，根據(jù)，7級精度，由《機械設計》圖10-8[16]查得動載系數(shù)；由《機械設計》表10-4[16]查得由圖10-13 [16]查得；由表查得 。故載荷系數(shù) ⑤ 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 ⑥ 計算模數(shù) 3. 按齒根彎曲強度設計 由公式(3-12)計算得： 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數(shù)，取，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強度算得的分度圓直徑，由，則 ，此時符合要求 (3) 幾何尺寸計算 ① 計算大、小齒輪的分度圓直徑 ② 計算中心距 ③ 計算齒輪寬度 ，取。 4.繪制零件圖（見圖紙）。 3.3.5 Ⅰ軸上的蝸輪蝸桿設計 在本次課程設計中，已知蝸桿的轉(zhuǎn)速為輸入功率為，要求渦輪蝸桿的傳動比。 1. 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/ 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI） 2. 選擇材料 考慮到蝸桿傳動功率不大，速度只是中等，故蝸桿選用45鋼；因希望效率高些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45-55 HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 3．按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由式(3-13)，傳動中心距 (3-13) (1) 確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)矩 按，估取效率，則 (2) 確定載荷系數(shù) 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)；由《機械設計》表11-5[16]選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)，則 (3) 確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配，故 (4) 確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值，從圖11-18[16]中可查得。 (5) 確定需用接觸應力 根據(jù)渦輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，螺桿螺旋齒面硬度>45 HRC，可從表11-7[16]中查得渦輪的基本許用應力。 應力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 則 (6) 計算中心距 由公式(3-13)可得： 取中心距，因，故從表11-2[16]中取模數(shù)，蝸桿分度圓直徑。這時，從圖11-18[16]中可查得接觸系數(shù)，因為，因此以上計算結(jié)果可用。 4. 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 (1) 蝸桿 軸向齒局； 直徑系數(shù)； 齒頂圓直徑； 頂隙； 齒根圓直徑； 分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚 (2) 蝸輪 蝸輪齒數(shù) ； 驗算傳動比，這時的傳動比誤差為，是允許的。 蝸輪分度圓直徑 ； 位系數(shù) 蝸輪齒頂高； 蝸輪喉圓直徑； 蝸輪齒根高； 蝸輪齒根圓直徑； 蝸輪咽喉母半徑 5．校核齒根彎曲疲勞強度 (3-14) 當量齒數(shù) 根據(jù)，，從圖11-19[16]中可查得齒形系數(shù)。 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用彎曲應力。 壽命系數(shù) 彎曲強度是滿足的。 6．驗算效率 (3-15) 已知；；與相對滑動速度有關(guān)。 從表11-18[16]中用差值法差得；代入式中得，大于原估計值，因此不用重算。 7．精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T 10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標注為8f GB/T 10089-1988。為了保證傳動平穩(wěn)性需要檢測 ：蝸桿軸向齒距偏差，蝸桿軸向齒距累積誤差；蝸輪徑向綜合誤差。查表16-36得蝸桿軸向齒距偏差、蝸桿軸向齒距積累誤差、蝸輪徑向綜合誤差。 8.繪制工作圖（見圖紙） 3.3.6 標準直齒錐齒輪設計 1.材料選擇，熱處理方法定精度等級 大、小齒輪材料均為20Cr，滲碳、淬火，硬度均為56-62HRC；由《機械設計》圖10-21[16]查得,采用6級精度，即：6C GB 11365，齒面粗糙度。 2．初步設計 圖3-6 直齒錐齒輪示意圖 選用直齒錐齒輪，按接觸強度公式(3-16)進行初步設計，即： (3-16) 初步計算結(jié)果為： 3. 幾何尺寸計算 齒數(shù)：取， 分錐角：； 模數(shù)：，取 分度圓直徑：； 齒寬中點分度圓直徑： 外錐距：； 中錐距： 齒寬：取 齒頂高：； 齒根高：； 頂圓直徑：； 分度圓齒厚： 4. 校核接觸強度 強度條件： 計算接觸應力： (3-17) 則 許用接觸應力： (3-18) 則 結(jié)論：滿足接觸強度。 5. 齒根彎曲強度校核 強度條件 由式(3-19)計算尺根應力 (3-19) 則 許用接觸應力，查《機械設計實用手冊》[15]可得：，，滿足齒根接觸強度。 6. 錐齒輪工作圖（見圖紙） 3.3.7不完全齒輪設計 已知輸入功率為，小齒輪的轉(zhuǎn)速為，齒數(shù)比為 首先按照完全齒輪設計，計算出齒輪的各項參數(shù) 1．選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1) 選用直齒圓柱齒輪傳動 (2) 設備為一般工作機器，速度不高，故選用7 級精度（GB10095-88） (3) 材料選擇。由表10-1 [16]選小齒輪材料為20Cr2Ni4（調(diào)質(zhì)），硬度為350HB，大齒輪為12Cr2Ni4（調(diào)質(zhì)），硬度為320HB，二者材料硬度差為30HB。 (4) 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪。 2．按齒面接觸強度設計 (1) 齒面接觸強度計算公式(3-7)可得小齒輪分度圓直徑： (2) 根據(jù)公式(3-8)計算圓周速度: (3) 根據(jù)公式(3-9),(3-10),(3-11)計算齒寬及模數(shù)得： ，， (4) 計算載荷系數(shù)，取，根據(jù)，7級精度，由《機械設計》圖10-8[16]查得動載系數(shù)；由《機械設計》表10-4[16]查得由圖10-13 [16]查得；由表[16]查得 。故載荷系數(shù) (5) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式[16]得 (6) 計算模數(shù) 3．按齒根彎曲強度設計，由公式(3-12)計算可得： 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數(shù)，取，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強度算得的分度圓直徑，由，則 ，此時符合要求 4.幾何尺寸計算 (1) 計算大、小齒輪的分度圓直徑 (2) 計算中心距 (3) 計算齒輪寬度 ，取。 間歇設計 將主動齒輪上只保留一個輪齒，其他輪齒全部去除。去除部分保留齒根圓，并且在從動齒輪輪齒頂部加工出與主動齒輪齒根圓相配合的圓弧，從而起到防止從動齒輪游動的情況[17]，具體結(jié)構(gòu)如圖所示。 圖3-7 不完全小齒輪 3.3.8 Ⅲ軸（輸出軸）的設計計算 1.作用在齒輪上的力 2.初步確定軸的最小直徑，估算軸最小直徑，軸材料為45#鋼（調(diào)質(zhì)），查表[16]得，根據(jù)公式(3-20)可得： (3-20) 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查《機械設計》表14-1[16]，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T5014-2003，選用HL6型彈性圓柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，聯(lián)軸器的長度，聯(lián)軸器與軸孔配合的長度 3.軸的結(jié)構(gòu)設計 (1) 軸上零件的裝配方案 圖3-8 軸的結(jié)構(gòu)與裝配 (2) 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。 ② 初步選擇滾動軸承。因為軸承只承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇61907，其尺寸為，故；而。 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查《機械設計使用手冊》[15]得61907型軸承的定位軸肩高度，因此取。 ③ 取安裝齒輪處的軸端Ⅵ-Ⅶ的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪廓的寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪廓寬度，故取。齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 ④ 軸承蓋地總寬度為。根據(jù)軸承端蓋的裝拆方便及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外面與聯(lián)軸器的右端面的長度距離為，故取。 ⑤ 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內(nèi)壁一段距離s，取，已知深溝球軸承寬度為，則： 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 表3-4 軸段尺寸表 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ 直徑 24 30 35 37 46 40 35 長度 48 60 10 176 5 43 34 (3) 軸上零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由《機械設計》表6-1[16]查得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長為，同時保證了齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪廓與軸的配合為；同樣，聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。 (4)確定軸上的圓角和倒角 取軸端倒角為。 4.求軸上的載荷 圖3-9 受力分析圖 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出州的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從《機械設計實用手冊》[15]中查取a值。對于61907型深溝球軸承，。因此，作為簡支梁的軸承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 計算出危險截面的,記錄與表中。 表3-5 力矩表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 ； ； 彎矩 ； 總彎矩 扭矩 根據(jù)選定材料45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得取α = 0.6 ，由公式(3-21)計算軸的計算應力為，所以安全。 (3-21) 3.3.9 Ⅱ軸（中間軸）的設計計算 1.初步確定軸的最小直徑 根據(jù)公式(3-20)可得： 2.求作用在齒輪上的受力 3.軸的結(jié)構(gòu)設計 (1) 擬定軸上零件的裝配方案 圖3-10 軸的結(jié)構(gòu)與裝配 (2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段尺寸 ① 參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇61906，其尺寸為，故；右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查《機械設計使用手冊》[15]得61906型軸承的定位軸肩高度，因此取。 ② 已知箱體厚度為，取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內(nèi)壁一段距離s，取，已知深溝球軸承寬度為，則：；； ③ 已知，取安裝齒輪處的軸端Ⅳ-Ⅴ的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪廓的寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪廓寬度，故取。齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 表3-6 軸段尺寸表 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ 直徑 30 32 39 33 30 長度 10 176 5 43 34 (3) 軸上零件的周向定位 二級齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由《機械設計》表6-1[16]查得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長為，同時保證了齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪廓與軸的配合為；一級齒輪與軸的連接采用滑鍵連接，選用滑鍵，齒輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。 (4) 確定軸上的圓角和倒角 取軸端倒角為。 4.按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖3-11 受力分析圖 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出州的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從《機械設計實用手冊》[15]中查取a值。對于61907型深溝球軸承，。因此，作為簡支梁的軸承跨距且高速級速度可調(diào)，即齒輪組可以再軸上移動，當齒輪組只能停留在最左，中間和最右三個位置，對這三個位置分別分析 (1)當齒輪組在最左邊時此時,,。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 計算出危險截面的,記錄與表中。 表3-7 力矩表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 ； ； 彎矩 ， ； 總彎矩 ， 扭矩 (2) 當齒輪組在最右邊時此時,,。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 計算出危險截面的,記錄與表中。 表3-8 力矩表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 ； ； 彎矩 ， ； 總彎矩 ， 扭矩 (3) 當齒輪組在中間時此時,,。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 計算出危險截面的,記錄與表中。 表3-9 力矩表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 ； ； 彎矩 ， ； 總彎矩 ， 扭矩 根據(jù)選定材料45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得，取α = 0.6 ，選取最大的總彎矩，根據(jù)公式(3-21)軸的計算應力為，所以安全。 3.3.10 Ⅰ軸(輸入軸)的設計計算 1.作用在齒輪上的力 2.初步確定軸的最小直徑 估算軸最小直徑，軸材料為45#鋼（調(diào)質(zhì)），查表[16]得，根據(jù)公式(3-20)可得： 3.軸的結(jié)構(gòu)設計 (1) 確定軸上零件的裝配方案 圖3-12 軸的結(jié)構(gòu)與裝配 (2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段尺寸 ① 為了滿足帶輪的軸向定位要求，Ⅶ-Ⅷ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅷ段的直徑。帶輪與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。 ② 初步選擇滾動軸承。因為軸承承受軸向力和徑向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇32905，其尺寸為，故。 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查《機械設計使用手冊》[15]得32905型軸承的定位軸肩高度，因此取。 ③ 取安裝齒輪處的軸端Ⅱ-Ⅲ的直徑；齒輪的左端與右軸承之間采用套筒定位。已知三個齒輪輪廓及間隙的總寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪廓寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則Ⅲ-Ⅳ處的直徑。 ④ 軸承蓋地總寬度為。根據(jù)軸承端蓋的裝拆方便及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外面與聯(lián)軸器的右端面的長度距離為，故取。 ⑤ 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內(nèi)壁一段距離s，取，已知軸承寬度為，則 ⑥ 取蝸桿部分長度為，則根據(jù)渦輪蝸桿的安裝要求可得：，，，。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 表3-10 軸段尺寸表 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ 直徑 24 28 32 42 32 24 20 長度 41 138 276 120 160 60 48 (3) 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由《機械設計》表6-1[16] 查得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長為，同時保證了齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪廓與軸的配合為；帶輪與軸的連接采用平鍵連接，選用平鍵，長為，帶輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。 (4) 確定軸上的圓角和倒角 取軸端倒角為。 4.按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖3-13 受力分析圖 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出州的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從《機械設計實用手冊》[1