-1 -1.2
㈣ 上冲头加压机构受力分析
6
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其中一个位置上的受力分析� AB 点受力
C 点受力
D 点受力
7
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E 点受力
a=115mm mn =2mm z1 =21 z 2 =93
d1 =42.368mm d2 =187.632mm
㈤ 减速器设计
8
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⑴ 圆柱斜齿轮设计校核� 已知条件�闭式斜圆柱齿轮�小齿轮额定功率 P1=2.6kW�小齿轮转速 n1=142.86r/min�传动比 i=4.44,单向传动�满载工作时间 29200h�传动 比误差不超过±5%。选取的材料�大小齿轮均为 50HRC 表面淬火 45 钢。 解� 1.选择齿轮材料和热处理方法
60 � 1000
3.校核齿面接触疲劳强度 (1) 齿面接触疲劳许用应力 应力循环次数
8
N L1 � 60an 1t � 2.50 �10 v,
N
� 60an t � 6.997 �
L2
2
10
7
查表得� Z =1, Z =1, 选取齿轮精度为�8-7-7 GB 10095-1988
n1
n2
选择润滑油运动黏度 v =83cst 50
查表知�� Hlim1 � � Hlim2 =1150MPa�
� Flim1 � � Flim2 =300MPa
2.按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸 由简化设计公式
KT
3
①
�a u[� H2]
(1) 小齿轮转矩 (2) 齿数比
P T � 9550 =173.81Nm
n1
u=i=25/7=3.5714
(3) 齿宽系数�取 �a =0.4 (4) 载荷系数�取 K=1.6
ZZ Z Z
�
] � H lim N LVR W X =1200MPa
H2
S
H min
代入计算�R≥63.76mm� 取 R=70mm (6) 选取齿数
取 z1=19�z2 � uz1=57� 实际齿数比u � z1
/ z =3 2
2R
(7) 按经验公式选取模数 m �
=2.32mm�取标准模数 m=2.5mm
a2
zv2 � 2ha
� �1 a2
[ zv1
(ta n �
�
a1
- tan�) � zv2
(t an �*
- tan � )]=1.7311
a2
齿宽中点圆周速度 v
� (1 m �0.5�
R )d1n1 =0.89m/s
60 �1000
中点分度圆直径
d m1
� (1-0.5�R )d1=39.1875mm
z
1
2
齿宽 b � R =26.29mm�取 b=27mm
�
R
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当量齿数 z
z � 1 =20.03�
v1
cos �1
z z � 2 =180.25
v2
cos �2
端面重合度 �
zv1 cos�
� arccos(
) =31.3084°
a1
z�*
2h
v1
a
� � arccos( zv2 cos� ) =21.6615°
指导教师�
学生姓名�
学号�
班级�
班
设 计期间
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设计前言
本设计是基于压片机设计构思启发�利用凸轮机构的间歇运动特性设计的压面装置�由 于压面机的料斗后盖可以拆卸�所以我们可以对其后盖进行更改�从而可以根据自己喜好改 变面条的粗细�而当调节压杆长短和后盖模具后我们又可把此装置改为压面片装置等等。所 以可以说此装置对于家庭使用既是方便快捷�又省去了很多麻烦�经久耐用。本设计由于设 计简单�对于冲压机构不做过多研究�主要设计的地方为减速器设计�像 CAD 主要为零件图 -Ⅲ轴�零件图-大齿轮�减速器的升级版还有减速器的装配图。本说明书对于校核和论证最 多处也为减速器�因为此处结够是次装置的核心�所以编者对此做了过多研究下了很大的心 血。
�设计上冲头最高极限位置参考� 6�冲压工艺流程图。 7�传动装置的使用寿命预定为 10000 小时�家
用式。 8�减速器方案为�V 带加锥、圆柱齿轮减速器
Ⅱ、设计计算
㈠ 机构系统运动方案�
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㈡ 上冲头加压机构尺度综合
各杆长度设计�
㈢ 上冲头加压机构运动分析
5
其中�曲柄
AB=48mm, 连
1
cos �
d � m n z 2 =187.563mm 2 cos �
d a1
� d1 �
* a
m
n
=56.437mm,
2h
d a2
�
d
2
� 2h
* m =191.563mm
an
(8) 计算齿宽
b � �a a =48mm,
� b � (5 ~ 10) =55mm,
1
b � b =48mm 2
b
(9) 计算当量齿数
(2) 齿面接触疲劳应力
切向力
2000T =6629.29N
t
d1
查表得�KA =1.00�KV =1.01�K
� =1.52� Z
=189.8� Z
E
H
=2.47�
Z�Z � =0.75�按非对称布置�查表并减小 5%�K β =1.178 齿面接触应力
ζH =ZE ZH Zε Z β K A K V K α K β Ft (u+1) =868.03MPa bd1u
查表得�Z =0.91�Z =1�Z =1�失效率低于 1%� =1
LRV
X
WS
H m in
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许用应力 [�
� ZZ ZZ
] � Hlim1 N1 LVR W X =1119.755MPa
H1
S
Hmin
[
]
�
� Hlim 2
Z
N2
ZLVR
ZZ WX
=1213.94MPa
� H2
S Hm in
中点分度圆模数
m � (1 n 0.5�
)m =2.0625mm
R
2.校核齿面接触疲劳强度 (1) 齿面接触疲劳许用应力
查表得�ZN =1�ZLRV =0.98�Z
=1�大小齿轮均为硬齿面�故取 =1�
XZ
W
失效概率低于 1/1000�S =1.25 H min
0 -0.1 0 20 40 60 80 100120140160180200220240260280300320340360 -0.2
加速度 a
0.6 0.4 0.2
0 -0.2 0 20 40 60 80 100120140160180200220240260280300320340360 -0.4 -0.6 -0.8
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转速 n1
=400r/min�大齿轮转速
n 2
=133r/min,两齿轮轴交叉成 90°�小齿
轮悬臂�大齿轮两端支撑�齿面粗糙 �R � 3.2�m � 0.63�m) �
R
z1
z2 (R
a
采用 �100cst 极压齿轮油润滑�长v
50
淬火�表面硬度 56-62HRC 解� 按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸
(5) 许用应力�取 SHmin =1.1�取 ZN ZLVR ZW ZX =1.0
� [� ] � [� ] � =1045MPa
ZZ ZZ SHm in
所以代入公式①计算得� a≥114.89mm,取 a=120mm
(6) 按经验公式取模数
mn � (0.007 ~ 0.02)a =0.84�2.4mm,取标准模数mn=2mm (7) 计算主要几何参数
初选 � � 10
z �2acos � =26, z � uz =93 m n (u � 1)
传动比误差 精确计算螺旋角
=-z0.00549� z1
=0�.15i 4% i
m (z � z )
� � arccos
=7.401999688°=7°24′7.2″
2a
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d
�m
n
z 1
=52.437mm,
t ) =23.21925°
*
2� a
1
2h
��
� 2
[z (tan 1�
� tan )� z (tan
at1 �
t
2�
�
� )] =1.7246 at2 tan� t
bsin �
�� � �mn
=0.9842
�� ��
� ��
� =2.7088
� d1n1
(11) 计算周速度 v �
=0.392m/s
K A KV K� K� Ft
�� F1
bm n
Y Fa1
YSa1 YεYβ
=330.07MPa
�Y Y � � F1 Fa2 Sa2 =299.72MPa
F2
YFa1Y Sa1
强度校核 �
<[ζ ]
<[ζ ]
F1
F1 �� F2
F2
满足齿根弯曲疲劳强度要求。 ⑵ 锥齿轮设计校核�
已知条件�6 级精度的直齿锥齿轮传动�小齿轮传递的额定转矩 T1=62.9Nm�
杆 BC=322mm,
摆
杆
CD=137mm�连
杆 CE=137mm
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位移
0.3 0.25