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振动筛砂机毕业论文 振动筛砂机毕业论文 题目 振动筛砂机 目 录一设计题目.1二系统总体方案的确定.1三设计原始数据四电动机的选择五传动比的分配六执行机构尺寸计算七机构运动分析八V带设计.九传动装置的运动和动力参数.齿轮的传动计算.减速器机体的尺寸设计轴的设计键的选择及强度较核轴承寿命计算及静强度轴的强度较核参考文献计 算 及 说 明主要结果一、设计题目：振动筛砂机机器的用途及功能要求筛沙机是在铸造车间中使用的一种筛取型砂（用于铸造工件）的机械，其基本功能就是使盛装型砂的砂箱往复运动执行筛沙动作，以便获得合格的型砂。在筛沙过程中，砂箱作平面运动。砂箱的重力G及工作阻力F（包括砂箱运动的惯性力）均作用在砂箱中间靠下的部位。F沿水平方向，且与砂箱运动方向相反；G为铅锤方向。筛沙机的工作环境灰尘较大，载荷有中等冲击，每天工作8小时，使用折旧期为10年。设计要求和原始数据设计原动机为电动机的筛沙机(1)建议取工作机构为简单的曲柄摇杆机构，机构许用压力角(2)机器工作时，砂箱应相对于某一铅锤面作左右对称运动，其水平(3)运动的距离为S，与水平面的最大摆角应小于；(4)工作机构的效率为0.95.设计原始数据为：重力G=900 工作阻力F=3200 往复次数 N=85(1/min) 水平运动距离=150mm砂箱 高度 H=(700800) 砂箱尺寸（长宽高）二、系统方案设计评价决策方案（a）：圆柱齿轮传动承载能力和速度范围大，传动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高，寿命长。制造安装精度要求高，噪声较大，成本较高。带传动传动平稳，噪声小，能缓冲吸振；结构简单 ，轴间距大，成本低。外廓尺寸大，传动比不恒定，寿命短。方案（b）：蜗杆传动结构紧凑，传动比大，传动平稳，噪声小。效率较低，制造精度要求较高，成本较高。带传动传动平稳，噪声小，能缓冲吸振；结构简单 ，轴间距大，成本低。外廓尺寸大，传动比不恒定，寿命短。方案（c）：锥齿轮传动适用于输入轴与输出轴轴线垂直相交的场合。其制造安装复杂，成本高。当其结构尺寸太大时，加工困难，承载不均匀现象严重。圆柱齿轮传动承载能力和速度范围大，传动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高，寿命长。制造安装精度要求高，噪声较大，成本较高。方案（d）：在方案（c）基础上加入带传动，使传动平稳，噪声小，能缓冲吸振；同时带的结构简单 ，轴间距大，成本低。但是外廓尺寸大，传动比不恒定，寿命短。方案（e）：皮带-二级圆柱圆锥减速器-滑块：工作机构摆角为零，筛沙效果好。但摩擦大，消耗功率大，机构制造成本高。2、传动方案的选择 由于电机与工作机构的输入部分有高度差，传动机构的摆放位置空间有限，输入轴和输出轴的轴线垂直相交，为单位生产，故选择带传动圆锥圆柱减速器为传动机构。3、执行机构的选择 根据任务说明书的设计要求，选择工作机构为曲柄摇杆机构。输入端为曲柄，砂箱固定的连杆上，连杆与摇杆的绞接点选择在砂箱中间靠下的部位。三、电动机的选择： 电动机消耗功率：一个运动周期所经过的位移：=2150=300(mm)，一个周期的时间：=0.70(s)；工作阻力：=3200N工作机构需要功率：= 带传动效率，轴承传动效率，圆锥齿轮传动效率，圆柱齿轮传动效率，工作机构效率传动装置总效率： 电动机消耗功率：=1.72(KW)电动机极数：；已知HZ综上，选择电动机，额定功率2.2KW，额定转速 五、执行机构尺寸计算：1机构简图：2尺寸选取：已知水平运动距离S=150mm；砂箱高度H(700800)；则=S/2=75mm； mm；取=600mm；mm；75+960.47=1035.47；600+753.74=1353.74mm；，铰链四杆机构存在曲柄。六、机构运动分析：1数学模型：AB+BC=AD+DC (1)将式的实部和虚部分别相等可得 (2) 为了消去角，将式和移项再平方后相加可得为求解，将上式改写为如下的三角方程 式中； (5)为了便于用代数方法求解，令，于是；从而，式可化成下列二次方程 (6)由式解出可得 因，则 连杆的位置角可由式和式求得 (11)速度分析：将式对时间求导可得 (12)将(12)式的实部与虚部分别相等可得 (13)由式(13)得 (14) (15)角速度的正负分别表示逆时针和顺时针方向转动加速度分析：将式(12)对时间再求导可得 (16)将式(16)的实部和虚部分别相等可得 (17) 由式(17)可解得 (18) (19) 2框图设计：输入已知数输出，求，()，NEXT 比较，求出max得到最大摆角比较，求出max得到最大压力角IF () PI/2 y(i)=y(i)-PI/2; else y(i)=PI/2-y(i); end P2=0.29*PI-p2; x(i)=P2; W2=AB*sin(P1-P3)*W1/(BC*sin(p2-P3); v2(i)=W2; W3=AB*sin(P1-p2)*W1/(CD*sin(P3-p2); v3(i)=W3; E3=(AB*W1*W1*cos(P1-p2)+BC*W2*W2-CD*W3*W3*cos(P3-p2)/(CD*sin(P3-p2); a3(i)=E3; P1=P1*K P3=P3*K W3 E3 i=i+1;endi=1:1:361;plot(q1(i),q3(i),r,q1(i),v3(i),-.b,q1(i),a3(i),:g),xlabel(AB杆位置角),ylabel(CD杆运动参数),title(运动分析线图)gridmaxPY=0;for i=1:1:361 if maxPYy(i) maxPY=y(i); end endmaxPY=maxPY*KmaxP2=0;for i=1:1:361 if maxP2x(i) maxP2=x(i); endendmaxP2=maxP2*K4计算结果:P1= 52.2000P1= 172.2000P1 =322.2000P2 = 0.0536P2 = 3.5189P2 = -6.5468W2 = 0.9162W2 = -0.7469W2 = 0.5127E2 = -1.0129E2 = -3.7873E2 = 6.4270P3= 135.6099P3=144.4802P3 =141.6329W3= 9.1357e-0040.014W3= 0.7186W3 =-0.8865E3= 8.9056E3= -4.4666E3 = -1.0331P1= 82.2000P1= 202.2000P1 = 352.2000P2 = 3.5044P2 =0.0417P2 = -3.6634W2 = 0.7375W2 = -0.9164W2 = 0.8537E2 = -3.7582E2 = -0.7781E2 = 2.8770P3= 136.5057P3 =146.3802P3 =138.6869W3=0.5000W3=0.3894W3 =-0.8170E3= 7.1510E3= -6.4542E3 = 3.4969P1= 112.2000P1=232.2000P1 = 382.2000P2 = 5.8871P2 = -3.6468P2 = 0.0536W2 = 0.4090W2 = -0.8424W2 = 0.9162E2 = -5.2687E2 = 2.8789E2 = -1.0129P3= 138.7851P3 =147.0260P3 =136.4262W3=0.8151W3 =-0.0107W3 = -0.4848E3= 3.3499E3 = -6.9253E3 = 7.5123P1= 133.2000P1= 262.2000P2 = 6.7510P2 = -6.5033W2 = 0.0060W2 = -0.5146maxPY =10.4376E2 = -5.8729E2 = 6.1286P3= 133.5730P3 =146.3179 W3= 0.9696W3 =-0.4026E3= -0.7238E3 = -6.2200maxP2 = 6.7510P1= 142.2000P1=292.2000P2 = 5.9216P2 = -7.6101W2 = -0.4069W2 = -0.0078E2 = -5.4947E2 = 7.6615P3=141.7206P3 =144.3953W3=0.8844W3=-0.7202E3= -0.9553E3 = -4.3612最大压力角：maxPY = 最大摆角：maxP2 = 满足题目要求。程序标识符的说明:程序中的符号公式中的符号说 明AB杆AB的长度BC杆BC的长度CD杆CD的长度AD机架AD的长度PI圆周率P1杆AB的位置角W1杆AB的角速度p2杆BC的位置角P2杆BC的摆角W2杆BC的角速度E2杆BC的角加速度P3杆CD的转角W3杆CD的角速度E3杆3的角加速度AA公式中间变量BB公式中间变量CC公式中间变量maxPYmaxPY最大压力角maxP2maxP2最大摆角运动分析图：七、传动比分配：电动机满载转速： 则机构总传动比： 取V带传动传动比： 则圆锥齿轮传动比与圆柱齿轮传动比为： 则,各轴转速轴 轴 轴 各轴输入功率轴 轴 轴 各轴输入转矩电动机的输出转矩： NmNm运动和动力参数计算结果整理于下表：功率P(KW)转矩T()转速n (rad/min)传动比i电动机1.725.96028803齿轮轴 1.6316.229602.824齿轮轴 1.57943.543404齿轮轴 1.473165.5685机构运动简图如下：五、减速器的结构设计1 高速端直齿圆锥齿轮设计1.630kw u=2.824 =960r/min(一)小齿轮转矩=16.22Nm(二)选材料，确定许用压力1 选材料小齿轮 调质 平均取齿面硬度260HBS大齿轮 调质 平均取齿面硬度230HBS2 确定需用接触应力（1）总工作时间 =()=28800h（2）寿命系数 接触应力循环次数60=取寿命系数0.92,0.95（3）接触疲劳极限取极限应力720 ，580（4）安全因数取安全因数1.1（5）许用接触应力因为662.4MPa=551MPa许用应力为=500.93 确定需用弯曲应力（1）寿命系数弯曲应力循环次数=取寿命系数1弯曲疲劳极限，取极限应力300MPa ,220MPa（3）尺寸系数估计模数,取尺寸系数1（4）安全系数取安全系数1.6（5）许用弯曲应力=375MPa=275MPa(三)选择齿数、齿宽系数及精度等级（1）初取齿数 初取小齿轮齿数=20,则大齿轮齿数56.48圆整57（2）选择齿宽系数及精度等级取齿宽系数0.3，初估小齿轮直径60,则齿轮圆周速度=3.016选8级精度等级（四）确定载荷系数（1）使用系数 取动载荷系数1.6（2）动载荷系数 取动载荷系数1.15（3）齿向载荷分步系数 因为一个锥齿轮为悬臂，故取 =1.88（4）载荷系数KK=3.46（五）齿面接触疲劳强度计算（1）弹性系数 190（2）节点区域系数 2.5（3）分度圆直径= 为满足齿面接触疲劳强度，则需使分度圆直径=72.957mm（六）主要参数（1） 模数m m=3.65取标准模数 m=4（2） 分锥角 （3） 锥距R R=120.814（4） 齿宽b b=36.244 =37（5） 分度圆直径80 228（6） 平均直径和平均模数68194平均模数3.4（七）齿根抗弯疲劳校核（1）齿形系数、 当量齿数 21.217 170.766取2.76 2.14（2）应力修正系数、取1.56 1.83（3）校核齿根抗弯疲劳强度 齿根抗弯应力小齿轮68.46MPa375MPa大齿轮20.57MPa568.4许用应力为=516.72MPa3确定许用弯曲应力（1） 寿命系数弯曲应力循环次数 取寿命系数1（2） 弯曲疲劳极限取极限应力290MPa 220MPa（3） 尺寸系数 估计模数 取尺寸系数1（4） 安全系数 取安全系数1.6（5） 许用弯曲应力=362.5MPa=275MPa（三）选择齿数，齿宽系数及精度等级（1）初选齿数 初取小齿轮齿数，则大齿轮齿数（2）选择齿宽系数及精度等级 取齿宽系数，初估小齿轮直径，则齿宽，取大齿轮齿宽齿轮周转圆周速度选8级精度等级（四）重合度计算初估螺旋角 （1） 端面重合度（2）纵向重合度（3）总重合度（4）端面压力角（5）基圆螺旋角（6）当量齿轮端面重合度（五）确定载荷系数（1）使用系数，取（2）动载荷系数，取动载荷系数（3）齿向载荷分布系数，取（4）齿间载荷分配系数， 由齿轮切向力及条件取齿间载荷分配系数（6）计算，载荷系数（六）齿面接触疲劳强度计算（1）弹性系数 （2）节点区域系数 （3）重合度系数 （4）螺旋角系数 （5）分度圆直径 为满足齿面接触疲劳强度，则需要把分度圆直径（七）确定主要参数（1）模数 取标准模数（2）中心距（3）螺旋角 （4）计算分度圆直径 与初估值相差不大（5）齿轮宽度 取大齿轮齿宽小齿轮齿宽（八）齿根抗弯疲劳校核（1）齿形系数 当量齿数取 （2）应力修正系数 取 （3）重合度系数（4）螺旋角系数 （5）校核齿根抗弯疲劳强度 齿根抗弯应力小齿轮大齿轮 齿根抗弯强度足够3 轴的设计（一）直径计算 按轴所受的转矩对轴的直径进行设计由于有键槽时，会消弱轴的强度。因此，双健增大轴径1015到16.189。取22mm由于有键槽时，会消弱轴的强度。因此，双健增大轴径1015到22.50。取30mm由于有键槽时，会消弱轴的强度。因此，双健增大轴径1015到35.117。取45mm（二）结构设计1轴的设计（1）各轴段的直径 轴段1与带轮有配合关系，按标准尺寸选取轴段直径为30 轴段2为轴承颈，其直径应符合轴承内径标准，且因轴段1，2间的轴肩是为了便于轴承装拆而设置的非定位轴肩，故不宜比大很多。由此确定35mm。因此，轴承代号为7206C。轴段3为轴环，其左右两侧是轴承定位面，形成的轴肩为滚动轴承的定位轴肩，故应该按轴承的定位轴肩，故应按照轴承标准的安装尺寸确定轴段4为轴承颈，其直径应与轴段3相同。轴段5与齿轮有配合关系，选取轴段直径为30mm（2）各轴段的长度轴段1的长度取决于带轮轮毂的宽度，由带轮轮毂通用尺寸知，轮毂宽度取轴段3的长度应与轴承宽度基本相等。由标准知30207轴承的宽度，故取轴段3的长度由给定的位置尺寸及轴承宽度确定轴段4的长度应与轴段3相等轴段5的长度由给定位置尺寸及圆锥齿轮的轮毂确定，圆锥齿轮的轮毂通用尺寸知，轮毂宽度取。为使轴端挡圈工作可靠，轴段5的长度应略小于轮毂宽度1（3）相关零件的结构设计a）套筒的结构尺寸 套筒直径应按轴承7206C的安装尺寸确定为43mm，内孔直径按较大配合间隙考虑取为，长度为40mmb）轴端挡圈尺寸 按轴径（或）由标准取结构尺寸。最大直径为36mmc）端盖处轴承密封 采用毛毡圈密封，毡圈及槽的尺寸由标准确定（4）轴上的零件的周向固定a）键连接 由键的标准，根据带轮处轴径查的键横截面尺寸为，根据轴段1的长度，选取键长L=50mm；齿轮处，根据轴径查得键得横截面尺寸为。根据选取键长L=32mmb）零件的配合 带轮与轴：基孔制，选取；齿轮与轴：基孔制，选取；轴承内圈与轴：基孔制，轴的公差代选取k6；轴承外圈与轴承座孔：基轴制，孔的公差代选取H7；端盖与轴承座孔：基孔制，选取轴的设计(1) 各段轴的直径轴段1为轴承颈，其直径应符合轴承内径标准，且因轴段1，2间的轴肩是为了便于轴承拆装而设置的非定位轴承肩，故不宜比大很多。由此选定=30mm。因此，轴承代号应为6206。轴段2与齿轮有配合关系，选取轴段直径为33mm。轴段3为轴环，其右侧是齿轮的定位面，故按定位轴肩考虑，轴肩高度h h=0.07+(12)mm=0.0733+(12)mm(3.34.3)mm 取h=4mm。则h(33+24)=41mm轴段4与齿轮有配合关系，选取轴段直径为36mm。轴段5为轴承颈，其直径应与轴段1相同。(2) 各段轴的长度轴段1的长度应与轴承宽度加挡油环基本相等。由标准知6206轴承的宽度B16mm，故取30mm。轴段2的长度取决于齿轮轮毂的宽度，由齿轮轮毂通用尺寸知，轮毂宽度 取。为使轴承段2与挡油环轴向固定可靠取轴段2的长度为。轴段3的长度取20mm 轴段4的长度取决于齿轮轮毂的宽度，由齿轮轮毂通用尺寸知，轮毂宽度 取。为使轴段4与挡油环轴向固定可靠，轴段4的长度应略小于轮毂。轴段5的长度应与轴承宽度加挡油环基本相等。由标准知6206轴承的宽度B16mm，故取37mm。轴的总长度 L=(41+70+20+40+37)mm=208mm(3) 相关零件的结构设计端盖处轴承密封，采用毛毡圈密封，毛毡圈及槽的尺寸由标准确定。(4) 轴上零件的周向固定1) 键连接 由键的标准，根据斜齿轮处轴径查得键的横截面尺寸为，根据轴段2长度选取键长L59mm。锥齿轮处，根据轴径查得键的横截面尺寸为，根据选取键长L35mm。2) 零件的配合 斜齿轮与轴：基孔制，选取H7/m6；锥齿轮与轴：基孔制，选取H7/m6；轴承内圈与轴：基孔制，轴的公差代表选取k6；轴承外圈与轴承座孔：基轴制，孔的公差带选取H7；端盖与轴承座孔：基孔制H7/6h。4轴承的寿命校核 由于中间轴有两个齿轮，所受动载荷比较大，所以这里只需要校核中间轴两轴承的寿命。（一） 两轴承所受径向载荷作垂直平面受力图和水平平面受力图，求出轴承反力1.垂直平面受力斜齿轮 切向力 锥齿轮 切向力 轴承反力2 .水平平面受力斜齿轮 径向力 轴向力 锥齿轮 径向力 轴向力 轴承反力 3.两轴承所受的径向载荷即合成后的支反力 （二） 计算轴承所受的轴向载荷1. 计算内部轴向力 轴承型号6026，为深沟球轴承，由标准查得性能参数为C19.5kN，kN P=轴承1 取故取x=1,Y=0. 故校核寿命时取T=55年验算静强度因，且两轴承型号相同，故只按轴承计算寿命即可。取。查表得，取静强度安全因数。 故满足要求 5中间轴强度校核1 画轴的空间受力简图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心作用于轴上作垂直平面受力图和水平平面受力图，求出轴承反力1. 垂直平面受力斜齿轮 切向力 锥齿轮 切向力 轴承反力2 .水平平面受力锥齿轮径向力 轴向力 锥齿轮 径向力 轴向力 轴承反力 3作出垂直平面弯矩和水平平面弯矩图垂直平面弯矩：截面I：= F65=1072.665=69719 截面II：水平平面弯矩：截面I左侧： 截面I右侧：截面左侧：截面右侧：4求合成弯矩M，作出合成弯矩阵图截面左侧截面右侧截面左侧截面右侧5作出转矩阵图由运动分析可得，取转矩6.作出当量弯矩图，并确定可能的危险截面已知材料为45钢调质，由表201查得用插值法由表20-4查得，由已知条件，轴的转矩可按脉动循环考虑，即则截面I左侧：截面I右侧：截面左侧：截面右侧：7校核轴径由于两个轴都有键槽，故最小轴径均应相应增大6%截面有双键，最小轴径应增大15%；结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够！5 键的设计与强度校核中间轴上有高速级锥齿轮和低速级斜齿轮与钢制轴用键连接。装齿轮出的轴径均为30/30mm，齿轮轮毂宽为36/82mm。连接传递的转矩为71.11Nm;载荷有冲击。.锥齿轮1.确定键的类型和尺寸8级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通平键。由设计手册查得当轴径时，键取为。参照齿轮轮毂宽度及普通平键的长度系列，取键长。2.强度验算因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1）式中 由表15-1查取许用挤压应力为故，满足强度要求斜齿轮1.确定齿轮的类型和尺寸8级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通平键。由设计手册查得当轴径时，键取为。参照齿轮轮毂宽度，及普通平键的长度系列，取键长。2.强度验算因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1）式中 由表15-1查取许用挤压应力为，满足强度要求6.带设计：1.普通带型号查表17-4，得按式（17-15） 根据和,由图17-11 选取A型带2.带轮基准直径由图17-11并参照表17-5选取3.带速4.中心距、带长及包角根据式（17-18）初步确定中心距根据式（17-19）初步计算带的基准长度由表17-9，选带的基准长度按式（17-21）计算实际中心距 根据式（17-22）验算小轮包角5.带的根数按式（17-23）由表17-3，查得由表17-7，查得由表17-8，查得由表17-9，查得取根6.初拉力按式（17-24）由表17-1查得7.作用在轴上的载荷按式（17-25）参考文献机械原理与机械设计上册、下册主编：张策 副主编：陈树昌 孟彩芳 机械工业出版社新编机械设计课程设计图册主编：陈铁鸣 高等教育出版社机械设计课程设计指导书（第二版）主编：龚桂义 高等教育出版社机械零件手册（第五版）主编：周开勤 高等教育出版社机械设计（第四版）主编：邱宣怀 高等教育出版社机械原理电算分析与设计主编：孟彩芳 天津大学出版社=75mm=753.74mm=600mm=16.22Nm小齿轮260HBS大齿轮230HBS=28800h=0.920.951.1=500.9MPa300MPa220MPa1.6=375MPa=275MPa=2056.4860=3.0161.61.15=1.88K=3.461902.5d72.957mmm=3.65m=4R=120.814B=3780228681943.421.217170.7662.762.141.561.83=68.46MPa=20.57MPa小齿轮 260HBS大齿轮 230HBS=28800=0.93 0.98710MPa 580MPa1.1=516.72MPa1290MPa 220MPa1.6=362.5MPa=275MPa=1.068m/s=1.643=1.353=2.996=20.41=11.27=1.708