粉料成型压片机的创新设计.doc

粉料成型压片机的创新设计机构系统运动方案一、已知设计参数1原动机选择三相交流异步电动机，同步转速为 1500r/min或1000r/min。2. 该机械系统要求设计为单自由度的机械。3. 压片机的最大阻力为 F=6000N。4. 生产率为每分钟压制 30 片，即冲头每分钟往返运动 30 次。5. 料斗高度为D=30mm、直径为d=25mm,向左退出L=50mm。6. 下冲头进入型腔 L 1 = 5 m m ，以免上冲头进入型腔时把粉料扑出。7. 上、下冲头同时加压，上、下冲头行程共 L2=10mm，压片厚度S=5mm。8. 上冲头快速上向运动，下冲头缓慢将压片顶出，并回复至原始位置，离型腔上表面距 离 h=15mm。9. 为避免干涉，上冲头行程 H=60mm，上冲头运行至离型腔表面大于 30mm时，料斗开 始向右运动，并往复震动，继续下一个循环。10. 冲压流程图。11. 传动装置的使用寿命预订为 10 年，单班制，每班工作时间 8 小时。二、工作原理分析（1）粉料成型压片机的工艺流程分析如下1. 料斗在型腔上方振动，将料筛入直径为 d的型腔内，然后向左退出L （如图一）2. 下冲头进入型腔L1,以免上冲头进入型腔是将粉料扑出（如图二）。3. 上下冲头同时加压，总行程为 L2 （如图三）。4. 上冲头快速上向运动，下冲头缓慢将压片顶出，并回复至原始位置。(2)工作执行机构分析1 .料斗送料机构：料斗的基本运动为：向右-震动-向左-停歇 -向右，设计此运 动时最主要考虑的因素时震动如何实现以及如何实现往复运动。根据以前所学的知识，震动可以分为两类方式实现：1,通过料筛自身的结构来实现，如在用一 段凸轮的弯曲起伏的外形来实现。2,可以通过外部结构来实现，如可以在料筛 运动到导槽处加入振荡机构对料筛进行振动。 上述两种方法中第2种方法实现比 方法1难度大，并且实现起来可靠性没有方法1好，并且某些外部机构振荡的同 时还需耗能，所以采用方法1较为合理。实现往复运动的机构有曲柄滑块机构、 正弦机构、凸轮机构等。考虑到结合震动的实现，选用凸轮机构实现料斗的运动。 料斗凸轮机构设计时最主要考虑振动阶段凸轮外形的设计，为了使凸轮外形曲线容易表达和震动各段能够频率一样，选择用正弦曲线 Asin(wt)来实现，通过改 变正弦曲线表达式中的峰值 A可以控制振子运动时振动的强度，改变其中的w的 值可以控制每次振动的时间。2. 上冲头运动机构：上冲头的基本运动为往复运动，并有增利特性。上冲头由于有 增力特性，故不适用于用凸轮机构实现，为了避免过于复杂的机构设计，增强设 计可靠性，可以考虑用一般的连杆型增力机构。3. 下冲头运动机构：下冲头的基本运动为：停止-向下-向上-向下-停止，显然下冲 头机构需要实现较多复杂的运动，一般的连杆机构很难实现，故考虑用凸轮机构 实现。4. 执行机构的组合示意图(图四)。上冲头加压机构尺度综合、上冲头加压机构机构简图图解法分析1. 结合机构行程要求，运用模拟软件 soildworks绘制机构图，并确定机构尺寸。机构 确定思路主要是设计机构的两个极限位置，然后通过标注尺寸确定机构的详细植村。机构简图如下图所示（图五）AI DL图五D1D2=H由图可知杆0A为主动件，机构的极限位置如图所示，显然 该机构具有急回特性，行程速比系数为k；80F 其中17.11。2. 尺寸确定根据设计要求，上冲头的形成为 60mm用模拟软件soildworks绘制如图八所示的 模拟机构，所以为满足要求由此确定机构各部分尺寸分别为：0A=40mm;AB=120mm;BC=80mm;BD=212mm;0Cx=80mm;0Cy=80mm、上冲头机构位移、速度、加速度分析1. 根据确定的机构尺寸，以O点建立坐标系，则由图可知个点坐标分别为：A (40*cos(a),-40*sin(a) B(80+80*sin(b),80-80*cos(b) C(80,80) D(80,-y)建立方程式有：(80+80*si n( b)-40*cos(a)F2+(80-80*cos(b)+40*si 门)八2-120八2=0;(80*si n( b)A2+(80-80*cos(b)+y)A2-212A2=0运用matlab6.5编写程序程序如下：syms a;syms b;f=solve(80+80*si n( b)-40*cos(a)A2+(80-80*cos(b)+40*si n( a)F2- 120A2=0,b);a11=0:0.1:2*pi;c=subs(f(1),a,a11);s=80*si n(c)+sqrt(44944-6400*(si n( 6)42)-80;v=diff(s);a=diff(v);subplot(3,1,1);plot(a11,s);grid on;subplot(3,1,2);plot(a11(2:63),v);grid on;subplot(3,1,3);plot(a11(3:63),a);grid on;绘制图像如图六所示图六2. 上冲头机构的速度、加速度分析驱动杆的角速度3 =30/60 x2X 3.14=3.14rad/s 即 a = =3.14rad/s将角度a表示为时间的函数，即a=3.14t 运用软件matlab对位移函数以t求微分： V=diff （ y,t）即为上冲头速度函数。对位移函数以t求二次微分即可得上冲头的加速度关系：P =diff（y,t,2即为上冲头加速度函数。如图六所示3. 上冲头机构受力分析F=&OOON上冲头的受力分析主要集中在上冲头极限位置，此时机构简图如图十所示CFcb=6000NO0011120一 40忙T-o卫图十F=6000N此时机构杆 BC垂直，因此受力 Fcb=F=6000N杆压片机压片时最大阻力OA AB ,不受力。传动机构选择设计1. 带传动：带传动是具有中间挠性件的一种传动，所以它有以下优点：?能缓和载荷冲击；?运行平稳,无噪声；?制造和安装精度不像啮合传动那样严格；?过载时将引起带在带轮上打滑，因而可防止其他零件的损坏；?可增加带长以适应中心距较大的工作条件（可达15m）。带传动缺点：?有弹性滑动和打滑，传动效率较低v带传动效率n =96%不能保持准确的传动比；?传递同样大的圆周力时，轮廓尺寸的轴上的压力都比啮合传动大；?带的寿命短。2. 链传动：链传动的优点：?没有滑动，传动比精确；?工况相同时，传动尺寸比较紧凑；?不需要很大的张紧力，作用在轴上的载荷较小；?能在温度较高，湿度较大的环境中使用等。?因链传动具有中间元件（链）和齿轮，蜗杆传动比较，需要时轴间距离很大。 链传动的缺点：?只能用于平行轴间的传动；?瞬时速度不均匀，高速运转时不如带传动平稳；?不宜在载荷变化很大和急促反向的传动中应用；?工件时有噪声；根据压片机的实际工作情况，为了实现各执行机构之间的协调，要求传动机构传动 比精确，执行机构转速较低为30r/min，传动效率较高，综合以上情况选择链传动。 原动机输出部分转速很高1000r/min，且为了防止过载，选择高速级传动为带传动。 综合选择传动方案为：V带传动+锥齿轮减速器3. 机械系统运动简图（图七）电动机的选择（1）电动机类型和结构形式的选择如无特殊要求，一般选用 丫系列三相交流异步电动机。丫系列电动机为一般用途的 全封闭自扇冷式电动机，适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、鼓风机、运 输机以及农业机械和食品机械。本设计中选用丫系列三相交流异步电动机。（2）电动机功率的确定a ）计算功率：单个周期时间T=60/30=2s；单个冲头在一个周期做功 W=F*L2/2=6000*5/1000=30J单个冲头实际功率P仁30/2=15W所需要的实际功率 P2=2X P仁2X 15=30W考虑减速器的功率P3=40X P2=1.2kw即粉料压片机所需要的实际功率为 1.2kwb ）确定传动装置的效率查机械设计手册可知弹性柱销联轴器的效率n仁0.99一滚动球轴承的效率（脂润滑正常）n 2=0.99一对圆柱齿轮传动的效率（稀油润滑）n 3=0.97V带传动效率n 4=0.96锥齿轮的传递效率（稀油润滑）n 5=0.94传动装置的传动效率为：n =0.99 X 0.96 X 0.99 X 0.99 X 0.99 X 0.94 X 0.97=0.841c ）选择电动机电动机功率：P=P3/n =1.2/0.841=1.43kw电动机同步转速1000r/mi n 丫 系列由相关参数，查机械设计手册选择电动机型号为Y100L-6电动机额定功率P1.5kw电动机满载转速n940rpm电动机堵转转矩、额定转矩电动机最大转矩、额定转矩电动机净重65kg噪声71dB满载效率77.5%传动装置传动比以及动力参数计算1. 传动比分配总传动比i=i带Xi锥齿轮Xi圆柱齿轮=（24）X（ 23）X（ 35）= 1260 实际传动比i实际=n/N=940/30=31.3取i带=3.2 i 锥齿轮=2.45 i 圆柱齿轮=42. 动力参数计算（1）各轴转速减速器输出端转速nw=30r/minn仁940/i 带=940/3.2=294r/minn2=n1/i 锥齿轮=294/2.45=120r/minn3=n2/i 圆柱齿轮=120/4=30r/min(2) 各轴功率P1 =P?n P2 =P1?n 2?n 5=1.3728 X 0.94 X 0.99=1.28kwP3 =P2?n 2? n 3=1.28 X 0.99 X 0.97 =1.23kwPw=P3 ?n 2?n 1=1.23 X0.99 X 0.99=1.20kw(3) 各轴转矩T仁9550P1/n仁9550X 1.37/294=44.5N? mT2=9550P2/n2=9550X 1.28/120=101.87N? mT3=9550P3/n3=9550X 1.23/30=391.55N? m T=9550P/nw=955(X 1.2/30=382kN? m压片机机械传动系统设计与分析参数表编号 1功率P/kw转速 n/(r/mi n)转矩 T/(N ?m)传动比i效茨率nI轴1.3729444.53.20.96II轴1.28120101.877.840.89耐轴1.2330391.5531.40.86工作轴1.203038231.40.84传动件的设计计算一、V带的设计1. 确定计算功率根据压片机的工况，查表 6-8,选择KA =1.2计算功率 Pc=KA X P=1.2X 1.5=1.8kw2. 选择V带型号根据带轮转速，查图6-8可知，V带型号为Z型。3. 确定带轮基准直径d1、d2根据V带型号查表6-4，参考图6-8，选择d1 =71mm所以 d2 =3.2 X 71=227.2mm根据V带标准系列直径（表6-4），选择d2 =224mm4.验证带速 小带轮带速vd1n13.14*71*94060*100060*10003.5m/ sv 25m/s，因此带速合理5. 确定中心距a和带的基准长度L0.7 d2) a02(d d2)即206.5mm a0590mm初定中心距a=400mm由传动的几何关系可计算带的基准长度初值Ld0Ld0 2a0 -(d1 d2) (d2 dl)1277.78mm24a查表6-3，选取相近值作为带的基准长度 Ld =1250mm则带的实际中心距 a a0 Ld386mm2安装时，实际中心距调节范围为amin a 0.015Ld 367.25mmamax a 0.03Ld 423.5mm6. 验算小带轮包角1由公式可知1180-d2 d1*57.3。157.3。a满足1120，合格7. 确定带的根数Z由表6-5得，单根v带的基本额定功率Po=0.23kW查表6-7得，单根V带额定功率的增量P0=0.02kW查表6-6得包角系数K =0.95查表6-3得长度系数Kl=1.11Pc(Pc Po)K Kl1.8(0.23 0.02)0.95*1.116.8由于Z型V带最多使用2根，因此不符合要求。 故应选择A型V带，A型V带的计算如下：1. Pc=1.8kW2. A 型V带3. 选 d1 =90mm 则 d2 =3.2 x由表6-4选择d2 =280mm4.4.4m / sd1n13.14*90*940v 60*1000 60*1000 满足要求5. 0.7(d1 d2) a0 2(d1 d2)即 259mm a0 740mm 选择 a=500mm2Ld0 2a0(d1 d2) (d2_d1)1599mm24a0查表 6-3，选择 Ld =1600mm贝U： a a。 Ld Ld0 500mm，满足要求2amin a 0.015Ld 476mmamax a 0.03Ld 548mm6. 1 180。-d2 d1 *57.3。158。，满足要求a7. Po=0.79kWP0=O.11kWK =0.95KL=0.99Pc(P。 P)K Kl1.8 取V带根数Z=38. 确定初拉力Fo查表 6-2 得，q 0.10kg/mP 2 51 82 5F0500 c (一 1) qv2500* (2113NvZ K3*4.40.95带传动在此初拉力的张紧下，作用于带轮轮轴上的载荷为Fq 2ZF0sin 1 2*3*113*sin 79 =665.5 N2二、齿轮设计(1) 高速级齿轮副已知小锥齿轮转速n1=294r/min传动比 i=2.45，因此 n2=120r/min两齿轮轴交叉90度，小齿轮悬臂，大齿轮两端支撑。齿面粗糙度Rz1 Rz2 3.2 m(Ra 6.3 m),采用V50 100cst极压齿轮润滑，长期工作,大小齿轮均采用20Cr渗碳淬火，表面硬度5662HRC1. 按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸1)小齿轮转矩T仁44.5N?m2) 齿数比 u=i=2.453 ）齿宽系数 R 0.354 ）载荷系数取K=25 ）许用应力由图 9-19 , Hlim 1500MPa取SH lim1.25ZN ZLVRZWZX1.0所以H1 一H2 一H limZN ZLVR ZwZx =1500*1SH lim1-251200MPa466 u2466 2.4521358.3mm2R乙u* 2 12*6019* 2.47 12.37,选取标准模数带入计算8 )计算主要几何参数分度圆直径 d 1=3X 19=57mm ; d2=3X 47=141mm分锥角 1 arctan( Z1 ) arctan(19) 22.01128 =22。41”，2=90- 1=675919” z247锥距 R m Z, 2 z220.35(1 0.5*0.35) 2 2.45*1200 2取 R=60mm6 )选取齿数 取 Z1=19, Z2=uZ仁2.45*19=46.55 取 Z2=47 实际齿数比 u=Z1/Z2=47/19=2.47 传动比误差 3 i2.45 2.470.02,巴0.8% Z2i 2.45 ）按经验公式选取模数 .192 472 76.04mm2 2齿宽 b rR取 b=27mm1920.49Zv1cos 1COS22.01128当里齿数Z/2Z247125.40cos 2COS67.98872端面重合度alarccosZvi cosZvi2ha20.49*cos 20 arccos20.49 2*131.1155a2arccosZv2 cos乙2 2ha125.40*cos 20arccos125.40 2*122.3406Zv1 (tana1tana)Zv2(tan a2 tana)20.49(tan 31.1155。tan20.) 125.40(tan 22.3406。tan20.)2*3.14 1.72齿宽中点圆周速度(1 0.5 R)d1n1“ ,vmR2.46m/s60*1000 60*1000中点分度圆直径dm1(1 0.5R)d1中点分度圆模数mm(1 0.5R2. 校核齿面接触疲劳强度1 )齿面接触疲劳许用应力由图9-20按无限寿命查得：Zn 1由图9-21查得ZLrV0.98由图9-23查得Zx 1大小齿轮均为硬齿面，故Zw 1由表9-8，失效概率低于1/1000，SHlim1.25许用应力:H1H2hiZnZlvrZwZx1500*1*0.98*1*1SH lim1.251176MPa）吃面接触疲劳圆周力l2000T1F tmd m12000*44.547.0251892.6N查表 9-5，KA 1.25查表 9-6，KV 1.03查表9-7 , K 1查表9-8，并减小5% K 1.24查表 9-7 , ZE 189.8 MPa查图 9-12, ZH 2.544 1720.8733未修缘系数ZK 1齿面接触疲劳应力bdm1UZEZHZ ZK J1 718.53MPa 3）强度校核H H1 ,满足要求3. 齿根弯曲疲劳强度 ）齿根弯曲疲劳许用应力取 Yst2由图 9-26，Yn1由表 9-9，丫聞 1，取 YRrelT1由图 9-27，Yx1由表9-8，失效概率低于1/1000, SFlim 1.25由图 9-25， Flim 320MPa许用应力FlimYn Y relTYRrelT Yx YstF1F2Sf lim512MPa2 ）齿根弯曲疲劳应力由图 9-28，YFa1YSa14.0,YFa2Ysa2 4.36由图 9-18，丫 0.68F1叫严“丫 145.lMPabmnF1YFa2Ysa2YFa1YSa14158.2MPa3 )强度校核F1F 1F2F 2满足齿根疲劳强度要求(2) 圆柱齿轮设计1. 齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取, 都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra3.2，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考 虑传动平稳性，齿数宜取多些。2. 设计计算。(1) 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 按齿面接触疲劳强度设计，由式 9-7KTa 466(u 1)4 aU H其中 由图9-19选取材料的接触疲劳，极限应力为6 HLim1=720MPa6 HLm550MPa6 Fum1=290MPa6 Fum2=210MPa齿宽系数a 0.4载荷系数K=1.6许用应力系数 Sh min1.1,取ZnZlvrZwZx1.0H lim1ZnZLVRZwZxH1SH minH lim 2ZNZLVRZWZXH2SH min655MPa500MPa因为H1 H2，故以H2带入计算a 466(4 1)32172.4mmV 0.4* 4* 500取 a=175mm(3) 按照经验公式选择模数(4)(5)(6)mn =(0.007 0.02)a=(0.007 0.02)选取标准模数mn =2计算主要几何参数初选 =20度2 a cosZimin(u 1)传动比误差i i全Z1X 175=1.225 3.52*175* cos20 332* (4 1)Z2uz14*3313213233精确计算螺旋角arccos血Z2)d1d2da1da22aarccos2*(33132)2*17519.46295。mnZ12* 33cosmnZ2cosd1d2计算齿宽cos19.46295。2*132COS19.46295。70mm280mm2h；mn 70 2*1*2 74mm2h；叫 280b 0.4*175计算当量齿数Z1Zv13cos计算重合度at1at 270mm2* 1*2 284mm取b1b (5 10)70 5 75mm33cos319.46295。arcta n(乩)cosz1 cos arccos(39.37tan 20arcta n(cos19.46295Z1 2ha心（為）2Zv23cos)21.10804132cos3 19.46295。arccos(33*cos210804)28.4065433 2arccos(132*cos21.10804)23.22272132 2157.48zjtan 加 tanat) z2(tan at2 tanat)2*3.1433(tan28.40654 tan21.10804) 132(tan23.22272 tan21.10804)1.72bsin75sin19.46295 3 71mn3.14*21.72 3.71 5.43(11)计算圆周速度d1n13.14* 70*120v 0.44m/s60000 600003. 校核齿面接触疲劳许用应力(1)齿面解除疲劳许用应力应力循环次数NL1 60an,t 60*1*120*8*365*10 2.1 108hNl1 60an2t 60*1*30*8*365*10 7 107h由图 9-20 查得：ZN1 1,ZN2 1.04选择润滑运动黏度V50 83cst由图9-21查得Zlrv 0.91由图9-23查得Zx 1 选取Zw 1由表9-8，失效概率低于1/1000，SHlim1许用应力:H1655.2MPaHlimZNZLVRZwZx = 720*1*0.91*1*1SH lim2 )齿面接触疲劳圆周力l 2000T12000*101.87Ftm 1门2911Nd170查表 9-5， Ka 1.5查表 9-6，KV 1.07查表 9-7，K 1.25查表9-8，并减小5% K 1查表 9-7, Ze 189.8 MPa查图 9-12 , ZH 2.47插图 9-13 , Z Z 0.75齿面接触疲劳应力JKaKvK K Ft（u 1）h ZeZhZ Z -bde189.8 2.47 0.75佃25 3 ）强度校核H 2 ,满足要求4. 校核齿根弯曲疲劳强度 ）齿根弯曲疲劳许用应力 2911（4 1）70 70 4取 Yst1YsT2428 MPa由图 9-26，Yn1 Yn2 1由表 9-9，丫聞11，取 YrelT20.95取 YRrelT 1YRrelT 20.95由图 9-27，YX1 YX2 1由表 9-8，失效概率低于 1/1000，SFim1SFiim21.25由图 9-25， Flim 320MPa许用应力F1Flim 1YN1YrelT 1Y RrelT 1YX1 丫ST1SFlim1417.6MPaF2287.3MPaF lim 2YN2Y relT 2YRrelT 2丫X 2YST2SFlim 22 ）齿根弯曲疲劳应力由图 9-28，YFa1Ysa14.03,YFa2Ysa23.93由图 9-18，YY 0.63F177 Y1.5 1.07 1.25 1 291170 24.03 0.63 106MPaF1YFa2YSa2YFa1YSa1106 3.934.03103MPa3。强度校核F1F 1F2F 2F 2满足齿根疲劳强度要求三、轴的初步设计轴结构设计根据减速器的结构，设计U轴结构，其他轴结构设计类似。已知U轴转递功率 P=1.28kW 转速n=120r/min，锥齿轮分度圆直径 d1=141mm圆柱齿 轮分度圆直径d2=70mm宽度分别为b仁27mm b2=75mm(1) 确定轴上零件的装配方案。考虑到轴上零件的定位、固定以及拆装，拟采用阶梯轴结构。(2) 确定各轴段的直径。1. 左右轴颈固定端采用轴承30207，因此固定端直径为35mm2. 为了便于锥齿轮拆装，并不损伤由轴颈表面，与齿轮或者锥齿轮配合的轴段直径取 40mm3. 圆柱齿轮左端采用轴肩实现轴向定位，轴肩高度h= (0.070.1 )X 40=2.84.0mm因此轴肩处直径取为45mm(3) 确定各轴段的长度1. 取左端轴颈轴段长度等于轴承 30207的宽度(经查表为18.3mm。2. 考虑到齿轮端面距离减速器箱体内壁的距离不小于箱体厚度(厚度大于8mm,取左端轴肩轴向长度为39.3mm3. 圆柱齿轮的宽75mm配合部分应该比齿宽短12mm取该段73mm.4. 取锥齿轮轴向定位轴肩长度为10mm5. 已知锥齿轮段的长取42mm6. 与2相同，为了满足壁厚的要求，同时满足轴承宽度要求，取该段长度为39.3mm(4) 其他细节尺寸1. 轴两端的倒角尺寸可取1.5 X 45,轴肩处过渡圆角半径取1.5mm圆柱齿轮两端过度圆 角可取10mm2. 锥齿轮与轴为过渡配合(H7/f6。，且采用A型平键实现周向定位。该段上键槽宽度 b=12mm，槽深t=8mm 键槽长度分别为 L锥齿轮=32mm L圆柱=60mm(1。初步估计轴的直径1。选择材料以及热处理方式 由于减速器为一般用途轴，可选 45钢，调质。查表13-1可得：B 640MPa, s 355MPa,1275MPa, 1155MPa,1 60MPa2。最小轴径计算利用扭转强度法，根据式（13-2 ）可知:查表 13-2 , C=124103,则d,(103126)d2(103126)d3(103 126).3729431.281203 1.23,3021.05 17.20(mm)27.67 32.74(mm)35.52 43.45(mm)经过圆整，取最小轴径（即轴端直径）dmin1 20mm,dmin2 35mm,dmin3 40mm3 ）选择轴承根据轴承工况采用油脂润滑，轴承受轴向力，故I、U、川轴均采用圆锥滚子轴承。 查机械设计手册初步选定：30000型I 轴 30206 ；n 轴 30207;川轴 30210。（2）轴以及轴承校核1 ）轴的校核1. 按弯扭合成法校核轴的强度?建立力学模型。考虑到轴承的受力分布，选取轴承中心为作用点，齿轮作用于轴上的力可视为集中 载荷，并作用于齿宽中点上，因此该轴的受力计算简图如图所示。?计算弯矩，并画出弯矩图。1. 计算齿轮的受力。根据齿轮的受力计算公式，齿轮受力大小为：Ft 2000T32000*391.55 2797Nd280Ft tan n 2797* tan20Frt n1080Ncoscos19.46295Fa Fttan2797* tan19.46295 989N2. 根据水平面内的受力简图，可以计算出两支点处的支反力以及截面的弯矩，绘制水平 弯矩如图所示。3. 根据垂直面内的受力简图，计算支反力并绘制弯矩图，如图所示。4. 根据公式M JmH M；计算合成弯矩，并绘制弯矩图，如图所示。?计算转矩，绘制转矩图，该轴的转矩 T=391.55N?m?确定危险截面，校核轴的强度。结合图可以看出，C截面处受弯矩和转矩最大，根据式（13-5）可得C截面:caC1000M2 ( T)2 WJ184.932 (0.6*391.55)21000*32-20.56MPa 60MPa3.14* 55314*5.5*(55 4.5)2322* 55因此，根据弯扭合成法该轴的结构满足强度要求2. 按安全系数法精确校核轴的强度。1 ）查表13-6可得，对于A型平键，轴上键槽的应力集中系数为：K 1.81,K1.612 ）查表13-7可得，45钢的绝对尺寸系数为：0.84,0.783 ）对于45钢，弯矩和扭矩作用下的轴平均应力折算为应力幅等效系数为:0.15,0.0754 ）查表13-8可得，该轴的加工表面质量系数:0.92, 21,故 1 20.925 ）由于该轴所受弯矩弯曲应力为对称循环变应力，故平均应力m 0，应力幅为:a 1000Mc3184930212.7MPaWc3.14 * 553 1 4 * 5.5*(55 4.5)2322*556 ）由于该轴所受的扭转切应力为脉动循环变应力，其扭转切应力为:1000TWt3 391550212.69MPa3.14 * 5531 4 * 5.5*(55 4.5)2162* 55因此，扭转应力幅和平均应力分别为:a m -6.35MPa27）根据式（13-7 ）、式（13-8）可得，仅考虑弯曲应力和仅考虑扭转切应力时的工作 安全系数分别为：_2751.819.250.92* 0.84*127 .15*。5.351.61155m 0.92* 0.78* 12.69 0.075*6.358）根据式（13-6）可得，轴的工作安全系数为:S咅匚严g 4.63、；S2 S2V9.252 5.352查表13-4，取轴疲劳强度的许用安全系数S 1.51.8,显然S S ,故满足强度要求。轴承校核1 ）查机械设计手册可得30210轴承的基本参数:Cr 73.2kN,COr92.0kN,e 0.42,Y 1.4,X 0.8S2a 2568.5 917.3N2Y 2*1.4Fr1 J3212 3972510.5NFr2 J24762 68322568.5N2）计算派生轴向力SFr12Y510.52*1.4182.3N方向如图所示3 ）计算轴向载荷S Fa 182.3 989 1171.3N可以判断轴承1放松，轴承2压紧 故 Fa1 182.3N,Fa2 1171.3N4）计算轴承的当量动载荷Fa1F r1182.3510.50.357 eFa21171.3 0.456 eFr2 25685所以Fr1 510.5NXFr2 Y20.8*2568.5 1.4*1171.3 3694.6N5）计算轴承的寿命由表14-4和14-5可得，ft 1,fd 1.5，由式（14-3）可得由于Pr1Pr2，故计算轴承2的寿命即可106 ( ftCr)60n fdF2106 ( 1*7320060* 30(1.5* 3694.6)1033 106h 29200h满足要求222*44.5