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1、长春理工大学设计题目：家用压面机指导教师：学生姓名： 学号： 班级： 班设计期间 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-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
2、装置的核心，所以编者对此做了过多研究下了很大的心血。减速器装置还有其他连杆机构大多都是使用的便准件，都是按照机械设计手册规范，有许多参考文献可能由于时间比较久远，与现在的说明设计略有差别。由于要对零件进行校核，所以编者为了方便，规定了一些标准参数，像冲压力f=6000N 和实际略有差别，但此只是基于设计论证方便。目录已知数据(03)设计计算(04)机构系统运动方案(04)上冲头加压机构尺度综合(04)上冲头加压机构运动分析(05)上冲头加压机构受力分析(06)减速器设计(08)圆柱斜齿轮设计校核(08)锥齿轮设计校核(10)V带传动装置设计校核 (13)高速轴、中间轴、输出轴设计计算(14)轴
3、承设计与寿命计算(22)键连接的设计计算(26)体会(26)参考资料(27)、已知数据：1原动机选择三相交流异步电动机，同步转速 为1000 r/min。2该机械系统要求设计为单自由度的机械。3压片时的最大阻力为F=6000N4生产率为每分钟压制40块面块，即冲头每分钟往 复运动40次5模具厚度为h=50mm，料斗高度为30mm。 （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、设计计算 机构系统运动方案： 上冲头加压机构尺度综合各杆长度设计： 上冲头加压机构运动分析 上冲头加压机构受力分析其中一个位置
4、上的受力分析：AB点受力C点受力D点受力E点受力 减速器设计 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查表知：=1150MPa； =300MPa2.按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸由简化设计公式 (1) 小齿轮转矩 =173.81Nm(2) 齿数比 u=i=25/7=3.5714(3) 齿宽系数，取=0.4(4) 载荷系数，取K=1.6(5) 许用应力，取=1.
5、1，取=1.0=1045MPa所以代入公式计算得： a114.89mm,取a=120mm(6) 按经验公式取模数=0.842.4mm,取标准模数=2mm(7) 计算主要几何参数初选 =26, =93传动比误差 =-0.00549， =0.154%精确计算螺旋角=7.401999688=7247.2=52.437mm, =187.563mm=56.437mm, =191.563mm(8) 计算齿宽=48mm, =55mm, =48mm(9) 计算当量齿数=21.557, =95.469(10) 计算重合度=20.15459=29.34184=23.21925=1.7246=0.9842=2.70
6、88(11) 计算周速度 =0.392m/s3.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v, 查表得：=1, =1, 选取齿轮精度为：8-7-7 GB 10095-1988选择润滑油运动黏度=83cst查表得：=0.91，=1，=1，失效率低于1%，=1许用应力 =1119.755MPa=1213.94MPa(2) 齿面接触疲劳应力切向力 =6629.29N查表得：=1.00，=1.01，=1.52，=189.8，=2.47，=0.75，按非对称布置，查表并减小5%，=1.178齿面接触应力=868.03MPa(3) 强度校核 ，满足齿面接触疲劳强度要求4.校核齿根弯曲疲劳
7、强度(1) 齿根弯曲疲劳许用应力，取=2，=1，=1，=0.95，=6.3，=0.9，=1，选择失效概率低于1/1000，=1.25许用应力 =432MPa(2) 齿根弯曲疲劳应力取=4.35，=3.95，=0.68=330.07MPa=299.72MPa强度校核 ，满足齿根弯曲疲劳强度要求。 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=62.9Nm，转速=400r/min，大齿轮转速=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，采用极压齿轮油润滑，长期工作，大小齿轮均采用20Cr渗碳淬火，表面硬度56-62HRC解：按齿面接触疲劳
8、强度设计主要尺寸简化设计公式 小齿轮转矩 =62.9Nm齿数比 =3齿宽系数取 =0.33载荷系数取 K=2许用应力 =1500MPa， 取=1.25， =1.0=1200MPa代入计算：R63.76mm， 取R=70mm(6) 选取齿数取=19，=57， 实际齿数比=3(7) 按经验公式选取模数 =2.32mm，取标准模数m=2.5mm(8) 计算主要几何参数分度圆直径 =47.5mm，=142.5mm分锥角 =18.43495=182606=71.56505=713354锥距 =75.104mm齿宽 =26.29mm，取b=27mm当量齿数 =20.03， =180.25端面重合度 =31
9、.3084 =21.6615 =1.7311齿宽中点圆周速度 =0.89m/s中点分度圆直径 =39.1875mm中点分度圆模数 =2.0625mm2.校核齿面接触疲劳强度(1) 齿面接触疲劳许用应力查表得：=1，=0.98，=1，大小齿轮均为硬齿面，故取=1，失效概率低于1/1000，=1.25许用应力：=1200MPa(2) 齿面接触疲劳应力圆周力 =3210.21N查表得：=1.00，=1.01，=1，=189.8，=2.5，=0.87，未修缘=1,查表并减小5%，=1.24齿面接触疲劳应力=897.47MPa(3) 强度校核 ，满足齿面接触疲劳强度要求3.校核齿根弯曲疲劳强度(1) 齿
10、根弯曲疲劳许用应力取=2，=1，=1，=1，=1，选择失效概率低于1/1000，=1.25，=320MPa许用应力 =512MPa(2) 齿根弯曲疲劳应力取=4.36，=4.0，=0.68=208.38MPa强度校核 ，根据传动比确定从动轮直径:=315mm据表选取最接近的标准直径为=315mm4. 验算带速vV带传动带速为 =7.07m/s25m/s，带速适宜5. 确定中心距a和带的基准长度初定中心距 ,得283.5810(mm), 初定中心距=500mm带的基准长度初值 =1661.49mm查表确定基准长度=1600mm实际中心距 =469.255mm安装时应保证的中心距a在下面的范围内：
11、445.255=517.255(mm)6. 校核小带轮包角=152.55,大于120，合格7. 确定传动V带根数Z查表得： 长度系数=1.03，包角系数=0.928单根带基本额定功率=1.1kW，单根带额定功率增量=0.176kW=3.071，取V带根数Z=38. 确定初拉力和轴上压力查表得,带单位长度质量 q=0.1kg/m初拉力 =148.7N轴上压力 =867.04N 高速轴、中间轴、输出轴设计计算轴的设计计算已知条件：轴的传递功率P=2.88 kW，转速n428.57r/min，小锥齿轮的分度圆直径为：d47.5mm，宽度为：b=27 mm 1. 选择轴材料及热处理方式；由于减速器为一
12、般用途轴，故选45钢，调质，查表得，；2. 最小轴径估算 对轴均使用扭转强度法，根据公式 mm可知，对于轴，P=2.88 kW, C=120,n428.57r/min .故最小轴径为dmin=22.645mm;经圆整，取最小轴径d=25mm;3 轴的结构设计（参见0号图）4 按弯扭合成法校核轴的强度(1) 计算小锥齿轮的受力Ft=1720N, Fr=1112N, Fa=371NFr1HFtFr2H水平面内受力(2) 计算水平面内弯矩，绘制水平弯矩（MH）图 Me=170.66(3) 垂直面内受力 Fr1VFrFr2VFadm/2绘制垂直面弯矩（M）图 Me=-38.3204 合成弯矩（M）图 ME=178.31转矩（T）图 T=64.1766(4) 确定危险截面，校核轴的强度E截面处受转矩和弯矩最大 =118MPa结论：轴的结构满足强度要求5. 按安全系数法精确校核轴的强度 （1）查表可得，对于A型平键，轴上键槽的应力集中系数为：（2）查表可得，45钢的绝对尺寸系数为： （3）对于45钢，弯矩和转矩作用下轴的平均应力折算为应力幅的等效系数分别为：
