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南昌航空大學科技學院學士學位論文 畢業(yè)設計（論文） 題 目：標準篩振篩機的總體及夾緊裝置的設計 系 別 航空工程系 專業(yè)名稱 機械設計制造及其自動化 班級學號 078105332 學生姓名 徐立軒 指導教師 羅海泉 二O一一 年五月 目錄 1 標準篩振篩機概述 ………………………………………………………………5 1.1. 課題背景……………………………………………………………………5 1.2. 標準篩振篩機的基本工作原理……………………………………………5 1.3. 標準試驗篩的類型簡介……………………………………………………6 1.4. 標準篩振篩機使用過程中的工作和工況要求……………………………6 1.5. 設計任務……………………………………………………………………7 2 標準篩振篩機的總體設計……………………………………………………8 2.1. 總體位置方案的確定………………………………………………………8 2.2. 電動機的選擇………………………………………………………………9 3 緊機構的設…………………………………………………………………………11 3.1. 夾緊裝置的基本結構 ……………………………………………………11 3.2. 夾緊裝置的基本要求 ……………………………………………………11 3.3. 夾緊裝置的計算 …………………………………………………………13 3.3.1. 夾緊裝置受力分析 ………………………………………………………13 3.3.2. 離心力的計算 ……………………………………………………………14 3.3.3. 圓筒剪切強度校核 ………………………………………………………15 4 振擊機構的設計計算……………………………………………………………16 4.1. 打擊軸的工作原理 ………………………………………………………16 4.2. 打擊軸的計算校核 ………………………………………………………16 4.2.1. 圓柱銷的剪切應力校核 …………………………………………………16 4.2.2. 打擊軸的強度計算 ………………………………………………………17 5 偏心軸的設計計算 ………………………………………………………………19 5.1. 大偏心軸的設計計算 ……………………………………………………19 5.1.1. 大偏心軸設計的主要內容及其選材 ……………………………………19 5.1.2. 大偏心軸的結構設計 ……………………………………………………19 5.1.3. 大偏心軸的校核計算 ……………………………………………………21 5.2. 小偏心軸的設計 …………………………………………………………27 5.2.1. 小偏心軸的設計要求 ……………………………………………………27 5.2.2. 小偏心軸的結構設計 ……………………………………………………28 6 托盤與托盤支承的設計 ………………………………………………………29 6.1. 托盤的設計 ………………………………………………………………29 6.2. 托盤支撐的設計 …………………………………………………………29 7 箱體的設計…………………………………………………………………………34 7.1. 振篩機箱體設計的基本要求 ……………………………………………34 7.2. 箱體的結構設計 …………………………………………………………34 8 標準零件的選擇 …………………………………………………………………37 8.1. 滾動軸承的選用 …………………………………………………………37 8.1.1. 滾動軸承的確定 …………………………………………………………37 8.1.2. 軸承的壽命計算 …………………………………………………………38 8.2. 滑動軸承的確定 …………………………………………………………40 8.2.1. 軸承的選材 ………………………………………………………………40 8.2.2. 軸套結構的確定 …………………………………………………………41 8.3. 鍵的選擇 …………………………………………………………………41 9 滑桿等非標準零件的選擇 ……………………………………………………42 9.1. 雙頭螺桿的設計和選擇 …………………………………………………42 9.2. 滑竿的設計選擇 …………………………………………………………42 9.3. 馬蹄定位環(huán)的設計 ………………………………………………………42 10 潤滑與密封 ………………………………………………………………………44 10.1. 潤滑簡介 …………………………………………………………………44 10.2. 軸承的潤滑 ………………………………………………………………44 10.2.1. 滾動軸承的潤滑 …………………………………………………………44 10.2.2. 滑動軸承的潤滑 …………………………………………………………45 10.3. 潤滑方式的選擇 …………………………………………………………45 10.4. 密封 ………………………………………………………………………45 11 軸的工藝路線……………………………………………………………………46 11.1. 加工要求 …………………………………………………………………46 11.2. 零件各主要部分的作用及技術要求 ……………………………………46 11.3. 工藝分析 …………………………………………………………………46 11.4. 基準選擇 …………………………………………………………………46 11.5. 工藝過程 …………………………………………………………………46 參考文獻 ………………………………………………………………………………49 致謝………………………………………………………………………………………50 1．標準篩振篩機概述 1．1 課題背景 目前，在我國，選礦設備的種類有很多，機械式的占絕大多數(shù)。隨著選礦技術變得越來越成熟，新型的電磁振動式振篩機現(xiàn)在也得到運用。但不管對于實驗室還是工地現(xiàn)場，機I械式振篩機的運用占據(jù)了主要位置。而標準篩振篩機憑借其優(yōu)良的工作性能和方便輕巧的優(yōu)點也深受用戶的喜愛，所以，對標準篩振篩機的研究與設計變得越來越重要。 在選礦設備中，振篩機是一種很有代表性的選礦設備，其廣泛運用于試驗室的選礦工作中。標準篩振篩機是與小200毫米試驗篩配套使用，對顆粒物料進行分級篩分的專用設備，可代替人工篩分操作，并具有兩種功能，一種為搖動和振擊，另一種為純搖動篩分。并廣泛用于地質、冶金、化工、煤炭、國防、科研、砂輪制造、水泥生產等部門化驗室對物料進行篩分分析。振擊次數(shù)穩(wěn)定可靠，裝夾套篩方便靈活，夾緊牢靠，并能自動停車，根據(jù)用戶需要，可篩分多種特性的產品每次開機五分鐘，既方便又簡單完成分級工作。 1.2 標準篩振篩機的基本工作原理 若不考慮電磁式標準篩振篩機，但就機械式振篩機而言，我們所設計的標準篩振篩機屬于直線頂擊式振篩機。它屬于仿人工篩分功能機械，所以，它具有振擊和搖動的功能，正是在這種仿人工篩分的機械動作，是煤粒的篩分作業(yè)得以實現(xiàn)。標準篩振篩機直線頂擊功能通過一對凸輪機構實現(xiàn)，而其搖動的機械動作，我們通過安裝偏心輪來實現(xiàn)。 本機結構主要由機座、篩與傳動機構等部分組成?？膳鋫鋵Ｓ脢A具、即可裝夾Φ200試驗篩，又可裝Φ75、 Φ100套篩，裝夾方便靈活，夾緊牢靠，并能自動停機。 有的標準篩振篩機振擊功能是通過兩個電機實現(xiàn)振機篩分運動的，我們采用純機械式傳動，只要在傳動結構上做些設計改進，就可以同時實現(xiàn)振擊和篩分的雙重功能， 既節(jié)省了設計成本，又使動作更穩(wěn)定。 其基本工作原理如圖1. 1所示，煤流在振動和搖動的作用下，通過篩組從上往下流動，通過篩組時，我們可以根據(jù)要求得到幾組不同粒度值的煤粒。 圖1.1 篩分過程中煤流運動示意圖 1.3標準試驗篩的類型簡介 試驗篩式振篩機的很重要的附件，它就象計算機的軟件一樣，它的選擇直接決定我們所要得到的煤樣的粒度。 Φ200試驗篩根據(jù)篩面材料分為金屬絲編織網試驗篩和金屬穿孔板試驗篩。金屬絲編織網試驗篩采用國家標準GB/T6003.1-1997 生產。其網孔基本尺寸為2.36mm-0.038mm，符合國際標準ISO3310-1：1990 R20/3，R20，R40/3 系列，篩網材質為黃銅、錫青銅、不銹鋼。 金屬穿孔板試驗篩采用國家標準GB/T6003.2-1997，符合國際標準ISO3310-2：1990 R20/3、R20、R40/3 系列，篩網材質為優(yōu)質不銹鋼，并采用數(shù)控沖壓穿孔而成。 借鑒進口試驗篩的優(yōu)點，在下篩框增加了密封膠圈，較好地解決了振篩機震篩時粉料漏失現(xiàn)象，減少了飛濺粉料濺入振篩機縫隙內磨損齒輪的機會，盡可能的延長振篩機的使用壽命。同時還能減小噪音，一定程度地改善了生產現(xiàn)場噪音條件。 1.4標準篩振篩機使用過程中的工作和工況要求 1.4.1必須均勻給料： 給料量以滿足設備處理為準。一次投料過多，阻礙物料在篩面上的正常運動，不但易使篩網疲勞變松，而且會大大降低物料處理量。一次性給予大量物料，會使本身處于不平衡運轉的電機負荷驟然增加，而造成電機損壞、減低電機的壽命。如給料量達不到設備的處理能力，即浪費能源，又降低了產量。1.4.2在有強大沖擊力的給料方式，必須加裝緩沖料斗，物料直接沖擊網面，不但消耗振動源所產生的激振力，更易造成網面破損及篩網疲勞，而影響產量及篩分.過濾的質量。 1.5設計任務 本設計的題目是標準篩振篩機的總體設計和夾緊裝置的設計,設計參數(shù)主要為： 電動機額定功率 P=0.37KW 搖動頻率 w=221rad/min 振擊頻率 f=141次/min 匹配篩具直徑 200mm 設計的主要任務是首先對振篩機的總體進行布局，合理化裝配空間，并對搖動、打擊、夾緊等機構或裝置的工作原理進行系統(tǒng)分析,然后根據(jù)設計要求初歩擬定一個設計方案,然后對其主要部件進行受力分析并校核,從而確定一個更加科學的設計方案。 7 南昌航空大學科技學院學士學位論文 2 標準篩振篩機的總體設計 2.1總體位置方案的確定 借鑒已有產品的結構特點，本設計大致整體結構沒有作很大的變動，因為現(xiàn)有的產品在其各零部件的布置上以及總體尺寸的設計上有它的優(yōu)點。 總體位置方案:篩組由夾緊裝置固定成一個部分,單獨布置在箱體的外部,下面由托盤支撐與偏心盤聯(lián)接起來,托盤支撐還能增強打擊軸的打擊力度.箱體內部依舊是布置振擊部分和減速機構，并將其設計成不同的單元，這樣能夠更加有利于裝配和維修。 20 1.夾緊裝置 2.搖動機構 3.上斜齒輪 4.機架 5.減速機構 6.下斜齒輪 7.振擊機構 圖2.1 標準篩振篩機剖面圖 2.2電動機的選擇 根據(jù)設計任務要求，我們所使用的電機功率為0.37KW，這種電機屬于微型電機，通過查閱相關手冊【9】，列舉了功率為0.37KW，各種微型電機性能參數(shù)表（表2.1） 表2.1 部分微型電機性能參數(shù)對比表[9] 電機型號 功率（P） 額定電流(A) 額定電壓(V) 電流頻率(HZ) 轉速(r/min) 功率因素cosφ 啟動轉矩 啟動電流(A) 最大轉矩 A02-7112 370 0.95 220/380 50 2800 0.8 2.2 6 2.4 AO2-7124 370 1.12 220/380 50 1400 0.72 2.2 6 2.4 B02-8012 370 3.36 220 50 2800 0.77 1.1 30 1.8 B02-8024 370 4.24 220 50 1400 0.64 1.2 30 1.8 C02-8012 370 3.36 220 50 2800 0.77 2.8 21 1．8 C02-8024 370 4.24 220 50 1400 0.64 2.5 21 1.8 通過仔細比較各種電機的優(yōu)缺點，我們所選擇電機的型號為A02-7124，轉速為1400r/min 。因為它的轉速相對來說比較慢，這有利于傳動裝置的設計，且其所承受的轉矩較大，能更好地滿足工作要求。 在電動機的選擇上,選擇45號機座,此尺寸在各個方面都比較小，更加有利于振篩機的小型化設計,在圖2.1中，列出了每個安裝尺寸的位置，并在表2.2中列出了每個安裝尺寸的數(shù)值。 圖2.1 A02系列 IMB3型驅動微型電機外形尺寸安裝圖 表2.2 A02系列 IMB3型驅動電機的外形尺寸數(shù)值表 機座號 安裝尺寸 B3、B4、B14外形尺寸不大于 A A/2 B C D E F G H AB AC AE HD L 45 71 35.5 56 28 9 20 3 7.2 90 100 70 0 115 150 3 夾緊裝置的設計 3.1夾緊裝置的基本結構 振篩機在工作過程中會遇到離心力和慣性力等各種力的作用，因此定位后必須夾緊。夾緊裝置一般由夾緊機構和動力源組成。 1、夾緊機構：接受和傳遞動力源的原始作用力，使其變?yōu)閵A緊力的中間機構和夾緊元件稱為夾緊機構。它直接與工件夾緊表面接觸并完成夾緊任務。 2、動力源：產生的原始作用力的部分，一般指機動夾緊。如氣動、液動、電磁和電動等。如人的體力對工件的夾緊，則稱為手動夾緊。 3.2夾緊裝置的基本要求 3.2.1在不破壞工件精度，并保證加工質量的前提下，應盡量使夾緊裝置到： （1）夾緊作用準確、安全、可靠； （2）夾緊動作迅速、操作省力方便； （3）夾緊變形??； （4）結構簡單，制造容易 3.2.2確定夾緊力的基本原則 1、夾緊力的方向選擇： （1）夾緊力的方向應盡量垂直于主要定位基面； （2）夾緊力方向應盡量與切削力的方向一致 2、夾緊力的作用點的選擇： （1）夾緊力作用點應跟支承元件相對，否則工件容易變形不穩(wěn)固； （2）夾緊力作用點應盡可能靠近加工面，以增強工件部位剛性，防止振動 根據(jù)實際需要，我們列舉了一些常用的夾緊機構，如表3.1所示。實際上我們的動力源為人力對夾緊機構所施的力，也是我們所稱的手動夾緊。 表 3.1 類型 動力源 增力比 主要參數(shù) 特點 斜契 多數(shù)為氣動、液壓 2-5 1、斜契角α=5°-15° 2、行進比i 1、能改變作用力的方向 2、加緊行程較小 3、與一般氣動、液壓部分連接，α應大于自鎖角 螺旋 多數(shù)為手動 65-140 選擇螺紋直徑一般M8-M24 1、增力比大 2、自鎖性好 3、加緊行程受限制較小 4、結構簡單 5、操作費事 偏心 多數(shù)為手動 12-14 1、偏心距e一般取2-6 2、偏心外徑D 1、自鎖性隨偏心特性D/e變化，當D/e>14時，與螺旋加緊相比，自鎖性較差，適用與震動不大的工序 2、加緊行程較小 杠桿 氣動、液壓、手動 0.5-3 杠桿比一般取0.5-3 1、本身無自鎖性。因此必須與其他機構組合使用 2、根據(jù)不同結構可以改變作用力的方向 鉸鏈 氣動、液壓 1.5-4 1、夾緊斜角α>10° 2、加緊行程Sz 3、加緊儲備Sω 4、鉸鏈臂長L 1、能改變作用力的方向 2、加緊行程易受限制 3、同一機構夾緊力隨夾緊斜角的變化而有較明顯變化 4、一般與氣動液壓部件連接 3.3夾緊裝置的計算 3.3.1夾緊裝置受力分析 振篩機在工作工程中的，由于存在上下的振擊運動，固定篩組也與托盤在夾緊機構的作用下固定成一體，并在打擊軸的作用下沿著滑桿在作上下往復運動。 當打擊軸完成一個工作行程掉下的過程，固定篩組隨其一同自由落下的那一瞬間，產生一個向上的慣性力，而這個慣性力所針對的重量體為裝料的固定篩組和加緊機構的重量和（不包括下面的托盤〕。我們估計其最大的重量值為300N因此我們估計篩組自由下落時所產生的最大慣性力F1max=300N，如果把慣性力等效成一種負載的話，那么這個負載的承載力為夾緊機構與夾緊支撐體(滑竿）的摩擦力。我們選擇壓桿，螺紋傳動副和滑竿的材料都為45號鋼，我們設計的壓桿與滑竿接觸處為一段圓弧面接觸。 圖3.1 壓塊 查閱相關資料，我們選定的鋼-鋼無摩擦潤滑時的靜摩擦系數(shù)為f=0.15因為接觸面為圓弧面，因此其當量摩擦系數(shù)為： Fv=(1-π/2)f (3.1) 需要產生的摩擦力 F1’=F1MAX=F2×fv F2=F1’÷fv/3≤300÷0.15/3=667N 在計算中，因為我們設計了三根滑竿，因此運算過程中乘了一個1/3。其中F2是產生摩擦力所需要的水平分力。 所設計夾緊機構的水平力主要由一個類似楔塊機構的的傳動機構來實現(xiàn)，如圖所示，錐螺母相當于楔塊1，壓桿相當于楔塊2，錐螺母與退拔螺母組成一個具有自鎖功能的螺旋傳動副。當錐螺母順時針轉動時，錐螺母則向上運動，從而其產生的水平力推動壓桿向外運動通過壓桿與滑竿的摩擦夾緊振動篩組。 1.錐螺母 2，壓桿 3，滑桿 圖3.2 夾緊裝置夾緊機構示意圖 設計錐面與水平方向的夾角為75°。 按照示意圖，可以反過來推倒：F2=667N 反作用力 F23=F32=F2=667N 摩擦力 f12=f21=F12×f 摩擦角 Φ=arctan0.15=9.5° 水平力 F12×cos15°+f12×cos75°=F23=667N 即 F2=F12×0.15×cos75°+F12×cos15° （3.3) 解得 F12=1.01F2=667N 夾緊機構外壁對壓桿產生的力可等效成一個摩擦力 fw=100N 則 F12’=F12+fw=767N 由于楔塊垂直方向的加緊力由螺紋結構提供，因此無須對楔塊的自鎖性進行校核。也就是說在螺旋傳動下產生了 F12’這一水平力，其受力的大小和受力的平衡都是螺旋副來保證的。螺旋副能夠承受比較大的徑向載荷和軸向載荷，且此處的螺桿沒有轉速要求，因此一般都能滿足要求，我們這里選外螺紋直徑為Φ27的螺旋副傳動。 3.3.2離心力的計算 在工作過程中，振篩機的轉動速度比較快（設計要求為221rad/min)。而且在轉動過程托盤和起上面夾緊機構固定的部分都構成一個整體，這個整體圍繞一個中心以一定的半徑作圓周運動。我們把上面考慮成一個單獨的質量體，其在作偏心運動時必將產生一個離心力，我們的設計部件必須不被這個離心力所破壞，我們考慮最危險的情況。 偏心半徑R=12.5mm 根據(jù)經驗估計上面部分的最大重量Fa=500N〔包括托盤，篩組，夾緊機構以及物料等〕。 由離心力公式F3=Mv2/r,即F3=Mω2r=500/9.8×0.0125×(2212/60)=519N 由于上端轉動組織的在轉動時，產生的離心力可分擔在滑竿上面，滑竿與篩組有6 個固定點，我們所求的力應該是平均到每個竿所受到的力。相對應的是滑竿又會對其起導向作用的夾緊機構圓筒產生剪切力，剪切力的大小則為離心力與壓桿對滑竿的力之和。 即 Fj=F12+F3/6=667+341/6=724N 3.3.3圓筒剪切強度校核 在工作過程中，夾緊機構圓筒將會受到來自滑竿的剪切應力。脆性材料斷裂時的應力是6 13 ，塑性材料達到屈服時的應力是屈服極限，這兩者都是構件實效時的極限應力，為保證構件有足夠的強度，在載荷作用下的構件的實際應力6顯然要低于極限應力。 選材為優(yōu)質碳素結構剛45號鋼。 根據(jù)表5.1查手冊[1] [σs]=353MP 參考現(xiàn)有產品，初步設計圓筒的長度L=55mm，厚度W=6mm 則園筒截面積As=55×6=330mm2 剪切應力σ=724/(330×10-6)=2.19MPa 顯然σ<[σs],滿足強度要求。 4．振擊機構的設計計算 4.1打擊軸的工作原理 振擊機構是通過凸輪傳動帶動打擊軸實現(xiàn)的，如圖4.1所示，打擊軸1是通過一個銷聯(lián)接在上凸輪2空心軸部分的，當上凸輪軸2與下凸輪軸3產生相對轉動時，由于凸輪傳動作用使上凸輪向上運動一個行程，同時，打擊軸是空套在上，下凸輪軸之間的，當上凸輪軸向上運動時，則通過銷連接在上凸輪空心軸上的打擊軸也要隨之運動一個行程。從而完成打擊作用。 圖4.1 振擊結構示意圖 4.2打擊軸的計算校核。 4.2.1圓柱銷的剪切應力校核[10] 銷的形式很多，主要可分為圓柱銷、圓錐銷、槽銷與槽釘、彈性銷、開口銷和軸銷等。根據(jù)設計要求，選用圓柱銷，材料選用45號鋼。 圖4.2 打擊軸示意圖 如上圖所示，我們設計銷孔的直徑為Φ5mm，圓柱銷選用5×40mm規(guī)格，其在向上打擊的過程中，受到剪切，需對其進行校核。 計算公式：銷剪切 τ=4F/πd2≤[τ] (4.1) 其中F為圓柱銷受到的剪切力。 表4.1 銷與銷聯(lián)接的許用應力表[10] 許用應力 鋼，抗拉強度σb(MPa) 鑄鋼 鑄鐵 400 500 600 700 [τ] 40 50 60 70 ------- ------- [σ]p 65 90 105 120 60 50 [σ]w 55 80 95 105 ------- ------- 表中數(shù)值對靜載荷乘以1.4，對交變載荷乘以0.7 表中 [τ]—銷剪切應力; [σ]p—銷壓應力; [σ]w—銷彎曲應力 取打擊軸受到的軸向力為Fz=F=600N τ=（4×600）/π·（5×10-3）2 =30.57MPa 而查表45號鋼抗拉強度σb=598MPa，所以我們選擇[τ]=60MPa τ<[τ] 因此所選圓柱銷滿足強度要求 4.2.2打擊軸的強度計算 根據(jù)總體尺寸和受力情況，我設計打擊軸的打擊軸打擊端的軸徑為15mm，下端支撐端軸徑為17.5mm，總長度為255mm。 通過查閱材料手冊,打擊軸材料選擇4 5號鋼，其各性能參數(shù)為 極限壓應力σab=σs=275MPa 截面積 A=π×7.252=165×10-6m2 打擊壓應力 Pbc=Fz=600N 許用截面積 [A]=Pbc/σbc=600/275=1.09×10-6m2 因此 [A]〈A ， 設計滿足要求 另外，在上面部分，打擊軸套在短偏心軸內部甩動上面部分作偏心運動，所以在工作時，離心運動將在偏心軸小端產生剪切力。 同理由上，離心力 F3=519N (短偏心軸離心力Fd=40N ) 剪切力 F4=F3+Fd=519+40=559N 小端直徑 d=15mm 剪切應力 τ=F4/π（d/2）2=559/(3.14×7.252)=3.4MPa 查表得 [τ]=60×0.7=42MPa 因此 τ＜[τ] 所以打擊軸抗剪切應力滿足要求 打擊軸在工作過程中有沖擊作用，因此，打擊軸必須有一定的沖擊韌度,提高沖擊韌度的途徑有:降低C、P等含量,采用微細粒,采用高溫回火馬氏體組織等。 5．偏心軸的設計計算 5.1大偏心軸的設計計算 5.1.1大偏心軸設計的主要內容及其選材 軸的設計跟其它零件的設計相似，包括結構設計和工作能力計算兩方面的內容。軸的結構設計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理地確定軸的結構形式和尺寸。軸的工作能力的計算指的是軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性方面的計算，多數(shù)情況下軸的工作能力取決于軸的強度。 表5.1 45鋼的強度極限應力[1] 材料牌號 熱處理 毛坯直徑 (mm) 硬度/HBS 抗拉強度極限σb 屈服強度極限σs 彎曲疲勞極限σ-1 剪切疲勞極限τ-1 許用彎曲應力（σ-1） 備注 MPa 45 正火 《100 170-217 590 295 255 140 55 應用最廣泛 回火 〉100-300 162-217 570 285 245 135 調質 《200 217-255 640 355 275 155 60 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。合金鋼比碳鋼具有高的力學性能和更高的淬火性能，因此，在傳遞大動力， 并要求減少尺寸與質量，提高軸徑的耐磨性，以及處于高溫或低溫條件下的工作的軸， 常采用合金鋼，但碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸較為廣泛。經過比較，本設計選擇45號鋼作為大偏心軸的材料，表5.1列舉的是其主要力學性能。 5.1.2大偏心軸的結構設計 軸的結構設計包括定出軸的合理外形和全部結構尺寸。 軸的結構主要取決于以下因素： 1、軸在機器中的安裝位置及形式：振篩機的大偏心軸需要安裝到箱體的內部，通過箱體架的巧妙設計使其只有一端仲出箱體，而另一端固定在內部。 2、軸上安裝的零件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸聯(lián)接的方法；大偏心軸上需安裝三個軸承，其中一個是在偏心軸端。軸上裝有一個斜齒輪，會產生軸向力。由于影響軸的結構的因素很多，且其結構形式又要隨著具體情況的不同而異，所以軸沒有標準的結構形式。設計時，必須針對不同情況而具體分析。但是，不論何種具體條件，軸的結構都應滿足軸上零件要有準確的工作位置，便于拆裝和調整等等。 這里設計的大偏心軸與其它一般的軸不同。常規(guī)的軸一般都是橫向平躺著工作的， 而為了滿足振篩機型能的要求，我們把振篩機的大偏心軸豎直放立，且為了滿足結構要求，有一段還需要懸空。具體設置如下 （1）裝配方案：從大偏心軸的工作位置分析，其下端通過鍵聯(lián)接裝斜齒輪，中間裝一對軸承，頂端因作偏心旋轉運動而放置1軸承。 （2）零件的軸向定位：兩軸承采取套筒定位保持其相對間隔，向外通過箱體的機械結構固定。因為套筒定位結構簡單，定位可靠，軸上不需要開槽、鉆孔和切制螺紋，因而不影響軸的疲勞強度。且兩軸承相距不大，僅相距20mm。軸的下端采用圓螺母與止動墊圈配合使用固定，因為圓螺母可承受較大的軸向力。 （3）各軸段直徑和長度的確定 零件在軸上的定位和裝拆方案確定后，軸的大小形狀便大體確定.各軸段所需的直徑與軸上的載荷有關.初步確定軸的直徑時,通常還不能知道只反力的作用點，不能決定彎矩的大小和分布的^情況，因而不能按軸所受的具體載荷及其引起的應力來確定軸的直徑.但在進行軸的結構設計前,通常已能求得軸所受的扭矩.因此,可按軸所受的扭矩初步來估算軸所受的直徑,具體公式見公式5.4，將初步求出的直徑做為承受扭矩的軸段的最小直徑dmin，然后按照軸上零件的定位方案和裝配要求，從dmin起逐一確定各段軸的直徑。 本次設計的大偏心軸是一根空心軸，所以我們估算的最小直徑只能是等效換算成圓環(huán)的大小來設計。確定各軸段長度時，應盡可能使其結構緊湊，同時還要保證零件所需的裝配和調整要求。通過相關計算，計算的最小直徑為12.8mm(5.1.3中有講述）。根據(jù)此條件，選擇推薦的軸徑作為最小軸徑。大偏心軸由于中間有打擊軸通過，所以其必須設計成為空心軸，設計具體示意圖如圖5.1。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 圖5.1 大偏心軸 5.1.3軸的校核計算 軸的計算通常都是在初步完成結構設計后進行校核計算，計算準則是滿足軸的強度或剛度要求，必要時還要校核軸的振動穩(wěn)定性。對于軸的結構設計已基本完成，各部分細節(jié)均已基本完成，也即軸系的裝配草圖已完成，此時需對軸進行強度校核。一般有三種方法： （1）許用扭應力校核法。用于主要傳遞轉矩〔不受彎矩或僅受較小彎矩）的軸。此法較粗糙，實際上是估算法的起源。 （2）許用彎曲應力校核法。用于主要承受彎矩（同時也傳遞轉矩）的軸。此法較上法略精確，但最重要的軸仍很粗糙。 （3）安全系數(shù)校核計算法。這是最精確的方法，最重要的軸都要用它。 在實用中，一般都用前兩種方法中的一種，先粗算一下，有點把握，再用第三種方法驗算。我們采用第二種方法來進行校核。進行軸的強度校核計算時，應根據(jù)軸的受載及應力情況，采用相應的計算方法，并恰當?shù)剡x取許用應力。對于僅僅（或主要） 承受扭矩的軸，應按扭轉條件計算；對于只承受彎矩的軸（心軸〉，應按彎曲強度條件計算；對于既承受彎矩又承受扭矩的軸，應按彎扭合成強度條件進行計算，需要時還應按疲勞強度條件進行精確校核。此外，對于瞬時過載很大或應力循環(huán)不對稱性較嚴重的軸，還應按峰尖載荷校核其靜強度，以免產生塑性變形。 1、按扭轉強度條件計算這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果還受有不大的彎矩時，則用降低許用扭轉切應力的辦法加以考慮。在做軸的結構設計時，通常有這種方法初步估計軸徑。對于不太重要的軸，也可作為最后的計算結果。軸的扭轉強度為 τT=T/WT=955000/0.2/d3≤[τT] 式中：τT——扭轉切應力（MPa） T——軸所受的扭矩（Nmm） WT——軸的抗扭截面系數(shù)（mm3） N——軸的轉速（r/min） P——軸傳動的功率（KW） D——計算截面處的直徑（mm） [τT]——許用扭轉切應力 由上可得軸的直徑d≥=AO 對于空心軸，則有d≥AO 式中β=d1/d，即空心軸的內徑與外徑之比，通常取0.5-0.6。 設計的大偏心軸的內徑與外徑之比為0.6（即d=30mm,d1=18mm） 表5.1 軸的幾種材料的[τT]及AO值【1】 軸的材料 Q235-A、20 Q275、35 45 40Cr，35SiMn，38SiMnMo，3Cr13 [τT] 15-25 20-35 25-45 35-55 AO 149-126 135-112 126-103 112-97 注：（1）表中[τT]值是考慮了彎矩影響而降低了許用扭轉切應力。 （2）在下述情況下，[τT]取較大值，AO取較小值：彎矩較小或只受扭矩作用、載荷叫平穩(wěn)、無軸向載荷或只有較小的軸向載荷、減速器的低速軸、軸只做單向旋轉；反之，[τT]取最小值，AO取最大值。 設計的外徑為30mm，完全滿足要求 應當指出，當軸截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。對于直徑>100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3°；有兩個鍵槽時，應增大7°。對于直徑≤100匪的軸，有一個鍵槽時，增大5°-7°；有兩個鍵槽時，應增大10°-15°。然后將軸徑圓整為標準直徑。應當注意，這里求出的直徑，只能作為承受扭矩作用的軸段的最小直徑dmin。 從圖上我們可以看出，軸的右端是個大偏心，從受力上分析，當偏心軸工作時，其大偏心輪部分受到了很大的剪切力，但作為軸的校核，我們應該考慮最危險的情況。由于作偏心運動所產生的離心力的方向是不斷變化的，因此我們取一個最危險的截面來分析。 結構設計：一對角接觸球軸承設置在中間位置，另外一個同類型的軸承套在大偏心軸末端。我們設計的軸在負載段我們選用內外徑比β=0.6的比值設計，根據(jù)結構要求，外徑設計為Φ30，內徑設為Φ18。中間采用套筒定位，不需要設置軸肩，減少加工難度。 如圖5.2所示，其結構設計為，一對角接觸球軸承設置在中間位置，另外一個同類型的軸承套在大偏心軸末端，以支撐大偏心軸的偏心運動。其具體安裝圖如圖所示 圖5.2 大偏心軸安裝示意圖 2、按彎扭合成強度條件計算【1】 通過軸的結構設計，軸的重要結構尺寸，軸上零件的定位，以及外載荷支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度計算。且大偏心軸在工作過程中，確實也受到彎矩和扭轉的作用。 從圖上我們可以看出，軸的右端是個大偏心，從受力上分析，當偏心軸工作時，其大偏心輪部分受到了很大的剪切力，但作為軸的校核，我們應該考慮最危險的情況。由于作偏心運動所產生的離心力的方向是不斷變化的，因此我們取一個最危險的截面來分析。另外，我們所設計的軸是空心的，所以我們只能將這個截面圓環(huán)等效成一個校核直徑來進行校核。 （1）做出軸的計算簡圖（即力學模型） （如圖5.3、5.4） 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力， 其作用點取為載荷分布的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件了，輪轂寬度中點算起。通常把軸當作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。我們把軸上零件的載荷分解為水平分力和垂直分力，然后求出各支撐處的水平反力FNH觀和垂直反力FNV 。 經計算 Ft=0.479×103 Fa=Fttanβ=0.429×103N Fr=Ft/cosβ=0.479×103/cos20°=0.51×103N Ma=Fa×d/2=0.429×103×65/2=13900N/m 由離心力公式 F3=mv2/r=519N 通過力矩的平衡原理： Ft×30.5+F’×65.5=FNV2×20+Ma Fnv2=Fr2=(Fr30.5+Fr’×65.5-13.9×103)/20 =(0.51×103×30.5+519×65.5-13.9×103)/20=1753N（方向向上） 同理 Fr×51.5+Fr’×44.5=FNV1×20+Ma FNV1=Fr1=(Fr×51.5+Fr’×44.5-Ma)/20 =（0.51×103×51.5+519×44.5-13.9×103）/20=1773N（方向向下） M1= Fr30.5-Ma =0.51×103×30.5-13.9×1030.51×103×30.5 =1655 N.mm M2= Fr’×44.5 =14863 N.mm Mv=M2=14863 N.mm 25 ^人學本科牛畢業(yè)設計 水平彎矩 FNH2×21=Ft×30.5 FNH2=0.479×106 × 30.5/21=700N FNH1×21= Ft×51.5 FNH1=0.479×103× 51.5/21=14863N Mh=0.479× 103× 30.5=14610N.mm M==14863N.mm 計算扭矩，作扭矩圖(圖5.4) T=955000P/n =955000.0.37/221 =15989Nmm 25 ^人學本科牛畢業(yè)設計 圖5.3 大偏心軸垂直方向彎矩圖 25 南昌航空大學科技學院學士學位論文 圖5.3 大偏心軸水平方向彎矩圖 校核軸的強度[1] 已知軸的彎矩和扭矩后，可針對某些危險截面（即彎矩和扭矩大而軸徑可能不足的截面）作彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論，計算應力 σca= （5.5） 通常由彎矩所產生的彎曲應力σ是對稱循環(huán)變應力，而由扭矩所產生的扭轉切應力τ則常不時對稱循環(huán)變應力。為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)α，則計算應力為： 26 南昌航空大學科技學院學士學位論文 σca= 式中的彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時，取α≈3；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取α≈0.6；若扭轉切應力亦為對稱循環(huán)變應力時，則取α=1。 現(xiàn)取α=0.6 對于直徑為d的圓軸，彎曲應力α=M/W，扭轉切應力τ=M/WT=M/2W σca=≤[σ-1] （5.6） 查表得[σ-1]=55MPa σca——軸的計算應力(MPa) M——軸所受的彎矩（Nmm） T——軸所受的扭矩 W——軸的抗彎截面系數(shù)mm3 經計算 M=17.6×106Nmm 對于空心軸 W≈0.1d3 (1-β3) = 0.1×303(1-0.63) =2700×0.784 =2117 σca=≈0.008MPa≤[σ-1] 所以，設計的軸滿足強度要求 5.2小偏心軸的設計 5.2.1小偏心軸的設計要求 小偏心軸是對偏心盤機構起輔助作用的,其數(shù)量是3個,既對托盤上面部分起輔助支撐作用,并跟隨偏心盤轉動,使偏心盤各個方向都受力均衡,并保持偏心盤在動作時的平行度和穩(wěn)定性。小偏心軸的徑向和軸向都受力不大,對其材料亦可選擇45鋼，無需進行強度校核，因此對其設計主要在于結構上滿足裝配的要求，并考慮其需要與滑動軸承的配合，因此還需要考慮它們配合后的潤滑。對此采用了在小偏心軸上鉆潤滑油孔, 在托盤上儲存潤滑油的方法,來達到潤滑的目的。 5.2.2小偏心軸的結構設計 通過考慮裝配等各方面的結構和功能要素,所設計的小偏心軸如圖5.5所示,其中，右端的潤滑油孔是與滑動軸承配合后通潤滑油的.且右端標注的12.5mm為小偏心軸的偏心距，與大偏心軸一致。 圖5.5 小偏心軸 6．托盤與托盤支承的設計 6.1托盤的設計 托盤的的結構要求主要是下部有一個短偏心軸安裝在托盤內部，并且與之配套地需要安裝一個深溝球軸承。通過打擊軸一邊上下打擊運動，一點作回轉運動，從而甩動偏心軸做偏心運動。 軸承深居托盤內部，其密封方式采用脂潤滑，也就是在托盤上面加工一個加脂孔。托盤上面部分是安放篩組的，通過夾緊機構使篩組與托盤固定成為一個整體，且滑桿時通過螺紋副聯(lián)接在托盤上面的，所以托盤還需要加工三個螺紋孔。 29 南昌航空大學科技學院學士學位論文 圖6.1 托盤結構剖視圖 從圖6.1上我們可以看出，中間的階梯孔是安裝短偏心軸和軸承的，旁邊的長孔為安裝滑竿的螺紋孔。兩個螺釘?shù)淖饔檬枪潭ㄝS承蓋。 6.2托盤支撐的設計 三角盤上支撐托盤的結構是托盤支撐。在靜止的狀況下，彈簧處于自幼仲縮狀態(tài)在工作時，能保證托盤在一定的振幅內運動，不至于使托盤在打擊軸的作用下而發(fā)生托盤脫離機械體的事故，且由于彈簧的拉力能增強打擊軸的打擊強度。 彈簧的選擇：在設計中，我們根據(jù)彈簧的最大載荷、最大變形、以及結構要求（也就是安裝空間對彈簧尺寸的限制）來決定彈簧直徑、彈簧中徑、工作圈數(shù)、彈簧的螺旋升角和長度等。 查閱相關表格【1】，《機械設計》中介紹，在選擇材料時，應考慮到彈簧的用途、重要程度、使用條件（包括載荷性質，大小極其循環(huán)特性，工作持續(xù)時間，工作溫度和周圍介質情況等），以及加工、熱處理和經濟性等因素。同時，也要參照現(xiàn)有的設備中使用的彈簧，選擇出較為合用的材料，我們選擇的彈簧材料為65Mn，旋向為右旋總圈數(shù)10.5 圈，有效圈數(shù)為8 圈，彈簧中徑D=16mm，自由高度為45mm。通過對彈簧絲直徑的試算我們可以簡單校核彈簧是否滿足工作要求。 其公式為： d’≥1.6 （6.1） Fmax——彈簧收到的最大壓力 K——曲度系數(shù) C—旋繞比 [τ]—許用剪切應力 表6.1 彈簧的拉伸強度極限[1] 鋼絲直徑 1-1.2 1.4-1.6 1.8-1.2 2.2-2.5 2.8-3.4 σB 1800 1750 1700 1650 1600 選擇C=5，則d=16/5=3.2mm 則 內徑 D1=D-d=12.8mm 外徑 D2=D+d=19.2mm K≈（4C-1）/(4C-4)+0.615/C (6.2)≈1.19 經查表得 [τ]≈0.3σB=510MPa 去最大壓力Fmax=220N 所以求得 d’≥1.6≈2.56mm 則我們所選用的彈簧滿足要求。 由于彈簧所受的載荷為交變載荷，而振篩機的工作是一個長期的過程，因此我們必須對彈簧的疲勞強度和靜應力強度進行驗算（如果變載荷的作用次數(shù)N≤103，或載荷變化的幅度不大時，可只進行靜應力強度計算）彈簧在交變載荷作用下，當彈簧所受載荷在F1 和F2 不斷變化時，彈簧材料內部所產生的最大和最小循環(huán)切應力為 τmax=(8KD/πd3)F2[1] (6.3) τmin=(8KD/πd3)F1[1] (6.4) F1—安裝載荷 λ1—預壓變形量 F2—最大載荷 λ2—最大變形量 經過計算 τmax=325MPa τmin=0MPa 對于上述變應力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧，疲勞強度安全系數(shù)計算值Sca 以及強度條件可按下式計算： Sca=≥SF【1】 （6.5） 式中τ0 ——彈簧脈動循環(huán)剪切疲勞強度極限，按交變載荷作用次數(shù)N，由下表查出； SF——彈簧疲勞強度的設計安全系數(shù)，當彈簧的設計計算和材料的力學性能數(shù)據(jù)精確性很高時，取SF=1.3-1.7。當精確性低時，取SF=1.8-2.2。 表6.2 彈簧脈動循環(huán)剪切疲勞強度極限 變載荷作用次數(shù)N 104 105 106 107 τ0 0.45σB 0.35σB 0.33σB 0.3σB σB——t 彈簧材料的拉伸強度極限，單位為MPa，對于65Mn，σB =735MPa τ0取最小值 經計算Sca= 由于所取的數(shù)字的精確性不是很高，所以求出的安全系數(shù)滿足要求。 31 南昌航空大學科技學院學士學位論文 圖6.2 彈簧的結構和受力圖 彈簧的安裝為一端固定，一端可自由轉動，我們還需對其進行穩(wěn)定性校核為了便于制造及失穩(wěn)想象，我們設計的壓縮彈簧的長細比 b=H0/D=45/16=2.5<3.7 滿足穩(wěn)定性要求 靜應力強度計算 靜應力強度安全系數(shù)計算值SSca的計算公式及強度條件為 SSca=τs/τmax≥SS (6.6) 其中τS為彈簧材料的剪切屈服極限。靜應力強度的設計安全系數(shù)SS的選 取與SF相同 SSca=510/325=1.75≥SS  圖6.3 托盤支承示意圖 由上面的計算可知，強度滿足要求 33 南昌航空大學科技學院學士學位論文 7．箱體的設計 7.1振篩機箱體設計的基本要求 在一個機械系統(tǒng)的結構中，箱體的主要功用是把傳動件，特別是齒輪副、蝸桿副等包容起來，對于振篩機，箱體的設計主要滿足以下幾個方面的要求。 (1)振篩機的齒輪傳動和減速部分是振篩機結構中一個非常中要的組成部分，由于要滿足傳動的換向的要求，使傳動部分出現(xiàn)了三根傳動軸，并安裝了惰輪換向，所以所設計箱體上面應該有合適的位置來安裝軸承，通過軸承支撐傳動件上的軸，使軸上傳動件保持正常的傳動關系和運動精度。 (2)存儲潤滑劑，實現(xiàn)傳動件和軸承的潤滑； (3)密封作用，減少環(huán)境不良因素對傳動和軸承的不利影響。 (4)保護機器操作者的人身安全，避免傷亡事故。 箱體的種類有以下幾種: (1)鑄造箱體，其特點是箱體結構和形狀可以設置得復雜一些，結構合理，吸振性， 機加工性能好。由于鑄造需要制作木?；蚪饘倌樱蕛H適應于成批生產的中小型箱體。 (2)焊接箱體,其特點是結構要求簡單，生產周期較短，所以適應于單件或小量生產，特別是大型箱體； (3)粘接箱體,以粘接代替焊接，可以避免熱變形，但粘接強度不穩(wěn)定，可靠性不高； (4)沖壓箱體,適應于大批量，輕載荷，結構簡單的小型箱體。 振篩機的箱體屬于結構比較復雜的箱體，且振篩機的生產屬于批量生產，一套模具可以供應一批振篩機使用，從成本上考慮也算經濟，因此我們選擇鑄造箱體。 7.2箱體的結構設計 振篩機的箱體分為上，下箱體兩部分，用螺釘聯(lián)接。根據(jù)總體的結構尺寸要求， 我們設計的上箱體必須滿足安裝軸承等結構的要求，如圖7.1所示 圖7.1 上箱蓋示意圖 我們設計的箱體的尺寸為長\寬\高: L×W×H=396×360×190(mm) 箱體的壁厚滿足如下公式: N=(2L+W+H)/3000=(2×396+360+190)/3000=0.45mm (7.1) 圖7.2 下箱體示意圖 35 南昌航空大學科技學院學士學位論文 36 南昌航空大學科技學院學士學位論文 表7.1 鑄造箱體的最小壁厚（mm） 當量尺寸N 箱體材料 灰鑄鐵 鑄鋼 鑄鋁合金 鑄銅 0.3 6 10 4 6 0.75 8 10-15 5 8 1.0 10 15-20 6 - 從表7.1 中我們可以選擇當量尺寸為0.75 的灰鑄鐵，其最小外壁厚為8mm，通過參照現(xiàn)有產品,考慮到其裝配對整體結構的影響,選用箱體最薄處的厚度為22mm。位置精度的保證通常用定位銷來保證箱體聯(lián)接的位置精度，定位銷直徑取為聯(lián)接螺栓直徑的1/3-1/2。 一般采用兩各個定位銷，為了提高定位精度，他們之間的距離應盡可能遠一些，所以常布置在接合面的對角線上，但不宜對稱分布，以避免裝配誤差。 對傳動件的支承作用是箱體結構的一個重要功能，但在主傳動那一大塊，對整個箱體這一空間來講，軸承是安裝在箱體的空間中的，所以必須設計一個和幾個與箱體相連的部分來達到固定軸承等運動或結構部件的結構要求。所以我們設計了上下三角盤。上下三角盤采用鑄造加工完成，通過其本身的結構設計起到給軸承的部件的定位和支承作用。其自身通過螺釘或螺栓與箱體相連接，可以支撐上面工作部分的重量。 圖7.3 上下三角盤的結構簡圖 8．標準零件的選擇 8.1滾動軸承的選用 8.1.1滾動軸承的確定 振篩機在工作過程中，其大偏心軸上的力和運動是通過用鍵聯(lián)接在偏心軸上的斜齒輪傳遞的，因此大偏心軸將承受一定的軸向力，而且，大偏心軸對上面的托板等部分有一定的支撐力，而這些支撐力都可作為大偏心軸所承受的軸向力，所以必須選擇合適的軸承來支撐。 通過查閱相關資料，列舉了一些典型軸承的性能介紹，如表8.1中所示。通過比較表內所列軸承的優(yōu)缺點，由于我們在設計過程中考慮到軸所受的軸向力和徑向力作用，我們選擇角接觸球軸承，并成對布置，查閱課程設計手冊，選擇的軸承代號為7026C。 表8.1 典型軸承的性能表 種類 類型名稱 結構代號 基本額定動載荷 極限轉速比 軸向承載能力 軸向限位能力 性能和特點 1 調心球軸承 10000 0.6-0.9 中 少量 I 因為外圈滾道表面是以承中點為中心的球面，能自動調心，一般不宜受純軸向載荷 2 推力球軸承 51000 1 低 只能承受單向軸向載荷 II 為了防止鋼球與滾道之間的滑動，工作時必須加一定的軸向載荷。高速時離心力大，鋼球保持磨損，