654523972《自动机械设计》课程设计粉末压力成型机传动系统的设计（含）

自动机械设计课程设计说明书全套CAD图纸，联系 153893706设计题目：粉末压力成型机传动系统的设计专业班级：姓 名：学 号：指导教师：教 研 室： 目 录一 设计任务书及要求. (1)二 机构选择 . (3) 三机构设计及其运动分析计算 . (4)四 总体设计 . . (7)1. 运动方案示意图设计 . . (7)2.方案比较. (8)3.方案确定. (8)五 选择电动机. (10)六 总体传动比的分配. (11)七 关键机构设计. (12)八、设计总结. (21)九、参考文献. (22)十 致谢. (22) 任务说明书一、课程设计任务和要求1、课程设计的目的及意义自动机械设计这门课程是机械专业的一门主要专业课程，学习完这门课程之后同学们在脑中应该对机械系统设计有一个总体的框架。为了加深对这门课程的更深入的理解及运用，充分发挥创造性思维和想象能力，灵活应用各种设计方法和技巧，以便设计出新颖、灵巧、高效的机械产品，培养学生对理论知识的综合应用能力和实践动手能力，安排课程设计这一教学实践环节。通过课程设计进一步培养学生的设计能力、理论联系实际的能力，同时巩固复习前面学过的理论知识，为后续的毕业设计打下一定的理论基础。2、本次自动机械设计课程设计的设计题目：粉末压力成型机传动系统的设计机械运动方案的设计是机械产品设计的第一步，也是决定产品质量、水平高低、性能优劣和经济效益好坏的关键环节之一。它是根据功能原理方案中提出的工艺动作过程及各个动作的运动规律要求，选择相应的若干个执行机构，并按一定的顺序把它们组合成机械运动示意图，最终确定出机械运动简图。3、设计任务（1通过对设计内容和要求分析，可以归纳出本设计的主要功能为自动上料功能、自动压力功能、自动出料功能。通过查阅资料得知粉末压力机分为单冲式压力机与多冲式压力机，由于多冲式压力机的凸模数量较多，在这里我选择单冲式压力机。（1）单冲式粉末压力机的工作原理该压力成型机用于实现对粉末材料进行压力加工而达到成型的目的，并能实现自动出料以便于完成后续工作。粉末压力成型机如上图所示。送料：通过槽轮的停歇时间达到上料的目的。冲压：凹模不动，凸模下行压制粉末。推出压坯：凸模上行归位，顶料杆通过固定凸轮上升推出成型的压坯。送出成品：通过槽轮的停歇出料并进入下个循环。上述四个动作很简单，关键是时间的配合要非常的恰当，这样一来就对机构提出了较高的要求。二、机构选择1、设计参数公称工作压力 Fg = 20 kN ；工作行程 Sg = 40 mm ； 工作行程误差 1% ； 生产率 120 件/ 分钟； 顶料杆行程 h = 100 mm ； 凸模行程 120mm； 产品的尺寸 LBH20010050mm粉末材料密度 转盘驱动力 F=1000N2、根据上冲模、下冲模和送粉器这三个执行构件动作要求和结构特点，可以选择以下结构。 上冲模曲柄导杆滑块结构偏置曲柄滑块机构凸轮推杆机构 顶料杆凸轮推杆机构 推料器偏置曲柄滑块机构圆柱凸轮机构摇杆机构根据上表可以求出粉末成型机运动方案总数为N=313=9种。根据运动方案设计中的分析，我们选择的方案如下：（1）. 由设计要求可知上模冲机构应具有以下特性：快速接近粉料，慢速等速压制，压制到位后停歇片刻起到保压作用。要实现往复直线移动，还有考虑急回特性。因此考虑选凸轮机构 。（2）.顶料杆为固定移动凸轮和推杆组成。其功能为：推出压坯。在上冲模冲压的时候下冲模是停歇的，此时推杆可以靠在机架上，而上冲模的作用力就不会作用到凸轮上。可以实现间歇要求，可靠性高。（3）.推料器是偏置曲柄滑块机构。其功能为：送料和推离压坯同时实现，并且具有间歇特性。其总体机构设计简图如下：三、机构设计及其运动分析计算（1）上冲模凸轮设计和运动分析。上冲模在0.2s内快速接近粉料进行压制，保压0.05s，在0.25s0.4s回程运动，在0.4s0.5s内推杆位移不变，等待送粉器推出成品、重新加入料粒，准备进入下一个循环周期，上冲模最大行程设计为120mm，由此初期确定的上冲模大致位移、速度、时间图像如下图： 一个周期中上冲模大致位移、速度随时间变化的图像凸轮机构的尺寸设计过程如下：由运动周期图像得出：凸轮的运动周期为0.5s。推程时间为0.2s，远休止时间为0.05s，回程时间为0.15s，近休止时间为0.1s。可以得出：推程角度144，远休止角度36，回程角度108，近休止角度72。推杆的行程设计为120mm，因为还要考虑凸轮的速度加速度变化过程和压力角，设计凸轮基圆半径为125mm，所以近休止端和远休止端圆弧半径分别为125mm和250mm。运动过程分析：1.推程运动阶段（00.2s）： 072：快速接近， 推程80mm。加速度曲线为直线，加速度和惯性力在0和72这两个位置时过渡基本平稳，冲击力小，压力角满足要求，可以延长凸轮的使用寿命。速度较大，能满足快速接近粉料的设计要求。 72144：慢速压制，推程40mm。加速度变化曲线和快速接近一样，同为直线，减小了加速度，减小了惯性力。2.远休运动阶段（0.2s0.25s）：144180：凸轮在远休止阶段，位移不变，速度和加速度都为0。能满足压制到位后停歇0.05s左右的保压时间。3.回程运动阶段（0.25s0.4s）： 180288：结合运动周期图可知，此时物料被送走，上冲模回程，由加速度图像可以看出此阶段运动加速度较小。运动过程平缓，冲击力小。4.近休止阶段（0.4s0.5s）： 288360：由周期图可知在这一阶段既要将粉末送到工作台，又要避免上冲模与推料器的冲突。设计近休止阶段时间为0.1s，能很好的解决送料问题，使得整个循环中有将近0.3s的加料时间，满足要求。综上所述，该凸轮机构设计合理，可以满足工作需要。（2）顶料杆凸轮设计和运动分析。 设计要求：要求能实现往复运动，推出成型压坯距离准确，往复时要求速度快而冲击力小。设计凸轮的推程为45mm。 同上冲模，下冲模凸轮的运动周期为0.5s。其中近休止时间为0.325s推程时间为0.1s，远休为0.05s，回程时间为0.025s。即近休止角度234，推程角度为72，远休止角度为36，回程角度为18。因为还要考虑凸轮的速度加速度变化过程和压力角，顶料杆大致位移、速度、时间图像如下图：一个周期中上冲模大致位移、速度随时间变化的图像运动过程分析：1. 近休止运动阶段（0s0.325s）: 0234：根据周期图可知在这一阶段既要将料粒加入到工作台中去，又要避免与上冲模的推程冲突。2. 推程阶段（0.325s0.425s）:234308：这个阶段成型的压坯被推出。3. 远休止阶段（0.425s0.475s）：308344：远休止阶段，凸轮位移不变，速度和加速度均为0。此时推料器将成型的压坯推出。时间设计合理，满足要求4. 回程阶段：（2.1s3.0s）：344360，下模进入回程阶段，运动过程平缓，冲击小。（1） 推料器的设计：设计要求：主要作用是将压制成型的粉料推出，且能实现往复循环运动和间歇运动的要求。因为承载能力要求低，且须实现往复式循环运动，故应采用曲柄滑块机构 。设计选定LAB=40mm，推料器的行程为115mm。设计推料器有急回特性，其极位角为30。做出机构简图：（如下图所示）图23：推料器曲柄滑块机构简图 曲柄AB转动一圈需要的时间是一个周期，即0.5s。根据与上下模冲配合的时间设计出其位移、速度随时间变化的图像，如下图所示：送粉器位移、速度随时间变化的图像经计算得出：BC在0.7s时从B1C1开始向右运动，0.2s时运动到B2C2处，把成型的压坯推出，经过的角度为180-30=150；然后从B2C2返回到B1C1，经过的角度为180+30=2100,其中30为极位夹角。符合设计的要求。1. 由图知C1到C2为送粉阶段，比返程时间较短。极位夹角为C1.A.C2=30，设AB=L1=40，BC=L2，A.C1=L2-L1=L2-40，A.C2=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. 现对机构进行运动分析：计算得：A.C1=L2-L1=125mm，A.C2=L1+L2=205mm。（2）设计参数公称工作压力 Fg = 20 kN ；工作行程 Sg = 40 mm ； 工作行程误差 1% ； 生产率 120 件/ 分钟； 顶料杆行程 h = 100 mm ； 凸模行程 120mm； 产品的尺寸 LBH20010050mm粉末材料密度 转盘驱动力 F=1000N三 总体设计 1 运动方案示意图设计 方案1 方案22方案比较 方案一：采用曲柄滑块机构来实现凸模的往复运动，用不完全齿轮来实现工作转盘的间歇运动，用凸轮实现顶料杆的运动。 方案二：采用凸轮实现凸模的往复运动，用槽轮实现工作转盘的间歇转动，顶料杆的运动同上。3.方案确定 方案一的曲柄滑块不能实现实际要求的运动轨迹，如停歇、加速、减速等，所以不满足粉末压力成型要求，而凸轮可以很好的满足实际生产的要求；不完全齿轮虽然结构简单，制造方便，但是运动开始结束时速度有突变，冲击较大，而槽轮没有角速度冲击，相对性能较好，适于中低速机构。 由以上分析最终选择方案二。四工作循环图设计 由设计要求知凸模工作形成Sg=40mm，而生产率为120件/分钟，故Tp=0.5s。粉末压力成型机各执行机构运动循环图如下：Tp=0.5秒满足生产率的要求五选择电动机凸模的公称工作压力 Fg=20KN，而行程速度由工作循环图知 V=40mm/0.1s=0.4m/s，则P1=Fg*V=8000w,驱动工作台所需力F取1000N,工作转盘半径取350mm，则P2=T=FR =2200w则P=P1+P2=10200w 根据运动方案估算电动机应该大于19200w，故最终选取Y系列三相异步电动机160M1, 同步转速1500r/s,满载转速1440r/s,额定功率11Kw。六总体传动比分配及各轴功率的计算1）由工作循环图可知，转盘的转速n2=600.175486r/mini总=n1n3=14408616.74i总=i1xi2xi3(i1表示带传动比，i2表示圆柱齿轮传动比，i3表示锥齿轮的传动比)带轮传动比i1取24，圆柱齿轮传动比i2在35，锥齿轮传动比取i3=2，圆柱齿轮传动比取i2=4则带轮传动比i1= i总i2i3=16.7442=2.1凸轮轴的转速为172r/min,而槽轮拨销轴的转速为86r/min.2）各轴功率的计算：查得联轴器的传动效率1=0.98，齿轮的传动效率2=0.97，滚动轴承的传动效率3=0.995。轴一P1=PX 1=11KWX0.98=10.78KW,轴二P2=P1X 2 X 3 =10.4KW七、圆柱齿轮的设计计算：1、材料、齿数的选定材料选择：由机械设计表【10-1】选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材质为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者材料硬度差为40HBS。初选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数为z2=22x4=88。2、按齿面接触强度设计由机械设计设计计算公式【10-9a】进行计算，即试选载荷系数Kt=1.3。计算小齿轮传递的转矩。T1=95.5105P/n1=95.5105x10.78/688=1.496x105Nmm由机械设计表【10-7】选取齿宽系数yd=1。由机械设计表【10-6】查得材料的弹性影响系数ZE=189.8M Pa1/2机械设计图【10-21d】按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 sHlim1=650MPa， sHlim2=600 MPa。计算应力循环次数（假设齿轮工作寿命为10年，每年工作300天）N1=60 n1JLh=60x500x1x(2x8x300x10)= 1.44x108N2=1.44x108/4=3.6 x107由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92,KHN2=1.0计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1,由机械设计式（10-12）得sHlim1= KHN1sHlim1/S=0.92x650MPa=598MPasHlim2= KHN2sHlim2/S=1.0x600 MPa=600 MPa2、计算1)试算小齿轮分度圆直径d1，代入【sH】中较小的值。=mm=75.43mm。2)计算圆周速度vV= 3.14x75.43x500/(60x1000)m/s=1.97 m/s计算齿宽bb=ydxd1t=1x75.43mm=75.43mm计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt=d1/z1=75.43/22mm=3.44mm齿高 h=2.25mt=2.25x2.995mm=7.74mmb/h=75.43/7.74=9.74计算载荷系数根据v=1.97m/s,查得动载系数Kv=1.1；直齿轮，KH=KF=1;由机械设计表【10-2】查得使用系数KA=1;由机械设计表【10-4】用插值法查得小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.408。由b/h=9.74， KH=1.408，查得KF=1.27;载荷系数为K=KAKV KHKH=1x1.1x1x1.408=1.548按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，=75.43x1.06=79.95mm计算模数mm=d1/z1=79.95/22=3.633、按齿根弯曲强度设计由弯曲强度计算公式确定公式内的各计算值由机械设计图【10-20c】查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa由机械设计图【10-18】取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88;计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.3，故F1= KFN1FE1/S=0.85X500/1.3=326.92MPaF2= KFN2FE2/S=0.88X380/1.3=257.23MPa计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1X1.1X1X1.27=1.3975)查取齿形系数由表【10-5】查得YFa1=2.72，YFa2=2.2186)查取应力校正系数。由表10-5查得YSa1=1.57 ，YSa1=1.7797)计算大、小齿轮的YFaYSa/F并加以比较YFa1YSa1/F1=2.72x1.57/326.92=0.013YFa2YSa2/F2=2.218x1.779/257.32=0.0153大齿轮的数值要大设计计算=2.64mm取m=3mm，Z1=d1/m=79.95/3=26.6527Z2=4X27=108,取Z2=1084、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1= Z1 m=27x3=81mmd2= Z2 m=108x4=432mm（2）计算中心距a=d1+d2/2=81+432/2mm=256.5mm(3)计算齿轮宽度b=ydxd1=1x81mm=81mm取B1=90mm，B2=85mm。八、圆锥直齿齿轮传动的计算选择齿形制GB12369-90，齿形角（1）选择齿轮材料和精度等级1）材料均选取45号钢调质。小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。2）精度等级取8级。3）试选小齿轮齿数Z1=25, Z2=i2x Z1=2.5x25=62.5取调整后（2）按齿面接触疲劳强度设计查3(10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式试选载荷系数：。计算小齿轮传递的扭矩：T2=95.5105P2/n2=9.55105x10.4/120=8.3x104N.mm 取齿宽系数：确定弹性影响系数：由3表10-6，确定区域系数：查3图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数：查3图10-19得接触疲劳寿命系数：，查3图10-21(d)得疲劳极限应力：，由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数，由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：， 则齿轮的圆周速度计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查3表10-2得b：动载系数，查3图10-8得c：齿间分配系数，查3表10-3得d：齿向载荷分布系数 查3表10-9得，所以e：接触强度载荷系数1）按载荷系数校正分度圆直径取标准值，模数圆整为2）计算齿轮的相关参数，3）确定齿宽：圆整取(3)校核齿根弯曲疲劳强度载荷系数当量齿数，查3表10-5得，取安全系数由3图10-18得弯曲疲劳寿命系数，查3图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：，许用应力校核强度，由3式10-23计算得可知弯曲强度满足，参数合理。八、轴的设计计算1、I轴的计算(1)轴上的功率P=11KW，转速n=1440r/min，转矩T=7.29X104N.mm， (3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据3表15-3，取，于是得由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1查机械设计手册4表17-1-50，查得Y160M-1电动机直径为42mm，所以选取型号为LT6，孔径选为32 mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm。(4)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图轴段1-2，由联轴器型号直径为30mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于60mm，取58mm。轴段4-5，先初选轴承型号，主要受径向载荷，选择选用圆柱磙子轴承NU205E.，内径为25mm。所以轴段直径为25mm，长度应略小于轴承内圈宽度15mm，取为16mm。轴段2-3，由轴承内圈直径得轴段直径为17mm。左端联轴器端面距离端盖取20mm，加上轴承宽度和端盖宽度，轴段长度定为40mm。轴段3-4，带轮直径为36mm,带轮轴段直径为18mm,根据带轮宽度，轴段长度定为66mm。查1表14-24得左端半联轴器定位用平键，宽度为8mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键，轴上圆角和倒角尺寸参考1表12-13，取轴端倒角为2mm。2、II轴的计算(1)轴上的功率P2=10.78KW，转速n2=688r/min，转矩T2=1.496X105N.mm。 (2)求作用在齿轮上的力圆柱齿轮：圆周力，轴向力，径向力。(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据3表15-3，取A0=110，于是得 (4)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图轴段1-2，选用圆柱磙子轴承NU310E,d=50mm,D=110 mm,B=27mm，1-2段轴径为50mm，轴向长度应该略为轴承宽度与倒角及与带轮连接的轴肩距之和，取28mm。轴段2-3，此处与带轮配合，取直径为带轮孔径50mm，长度取为76mm。轴段3-4，此处与小齿轮配合，取直径为齿轮 轮毂孔径为55mm，齿宽为90mm，去掉轴肩3-4mm,长度取为86mm。轴段4-5，此段用套筒定位，圆柱磙子轴承NU310E，d=50mm,D=110 mm,B=27mm所以轴径取50mm，长度取45mm。零件的周向定位查1表14-24得右端大齿轮定位用平键，宽度为6mm，长度略小于轴段，取52mm，选取键6X52。轴上圆角和倒角尺寸参考1表12-13，取轴端倒角为2mm。 (5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力查3表15-1得，因此，轴安全。 3、III轴的计算(1)轴上的功率P3=10.4KW，转速n3=172r/min，转矩T3=5.77X105N.mm。 (2)求作用在大圆柱齿轮上的力和小锥齿轮上的力圆柱齿轮：圆周力，轴向力，径向力。圆锥齿轮：圆周力，轴向力，径向力。(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据3表15-3，取A0=110，于是得(4)轴的结构设计轴段2-3，由设计结果，大齿轮分度圆直径为432mm，齿宽为85mm，取此轴段为65mm，轴径为90mm。轴段8-9，小锥齿轮长度为142mm，轴段长度定为142mm，直径为齿轮孔径68mm。轴段1-2，选用轴承型号为NU216E，轴承宽度为26mm，加上定位块宽度，所以轴段长度取500mm，轴承孔径为80mm,取轴径为80mm。轴段4-5，轴径小于3-4段，取80mm，轴长定为149mm。轴段6-7，用于装凸轮，长度取90mm，直径取38mm。轴段5-6，此轴肩可以防止凸轮轴向窜动，轴肩长为25mm，轴径为60mm。轴段3-4，轴肩定位，轴径取96mm，轴长取20mm零件的周向定位齿轮定位用平键，宽度为16mm，长度略小于轴段，取52mm，选取键16X52。凸轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取60mm，选取键12X60。锥齿轮定位用平键，宽度为16mm，长度略小于轴段，取100mm，选取键16X100。轴上圆角和倒角尺寸参考1表12-13，取轴端倒角为2mm。 (5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T弯矩和扭矩图如下(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力查3表15-1得，因此。另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按照轴颈35mm，若弯扭组合按照最大处计算，有，所以最终可以确定弯扭校核结果为安全。(7)精确校核轴的疲劳强度判断危险截面由上述计算已知小齿轮中点处应力最大，但是此处轴颈较两侧高出许多，所以应选4的左侧和5的右侧进行精确校核计算。截面4的左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面4左侧的弯矩为截面4上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上扭转切应力轴的材料为40Cr，调质处理。由3表15-1查得。综合系数的计算查3附表3-2，由，经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为，由3附图3-1得轴的材料敏感系数为，则有效应力集中系数为，按3式（附表3-4）由3附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，查3附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故此处安全。截面5的右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5右侧的弯矩为截面5上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上扭转切应力轴的材料为40Cr，调质处理。由3表15-1查得。综合系数的计算查3附表3-2，由，经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为，由3附图3-1得轴的材料敏感系数为，则有效应力集中系数为，按3式（附表3-4）由3附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，查3附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故此处安全。综上得出，此轴疲劳强度达到要求。五、轴承的计算1、I轴的轴承校核轴承圆柱磙子轴承NU205E.的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查1表15-1，得Y=1.6，e=0.37，派生力，轴向力，左侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核2、II轴的轴承校核轴承圆柱磙子轴承NU310E,的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查1表15-1，得Y=1.6，e=0.37，派生力，轴向力，右侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核3、III轴的轴承校核轴承NU216E的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查1表15-1，得Y=1.6，e=0.37，派生力，轴向力，左侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核八、关键机构尺寸设计 （1）凸轮机构采用对心式，轮廓尺寸用运动循环图作图发设计，由于凸模最大行程为120mm,故取凸轮基圆半径r=125mm，依次在位移图上取等分11，22.,画出基圆，每隔12度画直线，以11长度为半径画圆与直线交与1点，依次类推，然后用光滑的曲线连接12.,得到的曲线即为凸轮的轮廓线。 凸轮厚度取90mm （2）槽轮设计槽数z=4，拨销数m=2,槽轮中心距a=400mm,主动圆销：半径r=15mm,回转半径R1=400sin =283mm,锁止弧半径Rx R1-15取260mm, 张角= 槽轮外圆半径R2= =283mm 槽深h=196mm（4）工作台转盘直径700mm，厚度140mm . (5) 顶料杆杆长110mm.八设计总结今年可谓认真复习，悉心思索，终于在规定时间的最后时刻完成了全部设计任务。 在为期一个星期的时间里，我翻遍了机械设计、自动机械设计机械原理等书，反复计算，设计方案，绘制草图，对着AutoCAD三天三夜当然，在这期间还是得到周围同学的细心提点与耐心指导。 一个人在两星期内完成这次设计不可谓不艰辛，然而，我却从这两星内学到了许多以前都没来得及好好学的关键内容，而且在实践中运用，更是令我印象深刻，深切体会到机械这门课程并非以前所想像的那样纸上谈兵。所有理论、公式都是为实践操作而诞生的。 庆幸自己终于认真独立地做了一次全面的机械设计，真的，从中学到了很多很容易被忽视的问题、知识点，甚至还培养了自己的耐心细心用心的性格。从一页页复习课本，一次次计算数据，一遍遍修改机构示意图，一遍遍打印机构运动简图，这些都是我从来未曾独立做过的。 我喜欢对着电脑学习和生活，这是一门跟我的兴趣一致的课程，操作性很强，让我更容易掌握知识最后一次作业，我花了很多心思，基本上灵感来了就会打开电脑画图由于水平有限，请老师指点不足之处每次作业，自己都能看见进步，心里也很安慰我希望能更深入更宽泛学习有关机械设计的知识相信自己以后做出来的设计会更精彩九 参考文献1 东南大学机械学学科组 郑文纬 吴克坚主编。机械原理。高等教育出版社。2 任工昌 郑甲红主编。机械原理课程学习指南。西北大学出版社。3 成大先主编。机械设计手册（单行本）机构。北京 化学工业出版社 2004/14 曹龙华 蒋希成主编。平面连杆机构综合 北京 高等教育出版社 19905 尚久浩主编。自动机械设计 北京 中国轻工业出版社 2002十 致谢 43