1719_标准筛振筛机的总体及夹紧装置的设计标准筛振筛机
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毕业设计(论文)题 目:标 准 筛 振 筛 机 的 总 体 及 夹 紧 装 置 的 设 计系 别 航空工程系专业名称 机械设计制造及其自动化班级学号 078105332学生姓名 徐立轩指导教师 罗海泉二 O 一一 年五月 南昌航空大学科技学院学士学位论文2目录1 标准筛振筛机概述 51.1. 课题背景 51.2. 标准筛振筛机的基本工作原理51.3. 标准试验筛的类型简介61.4. 标准筛振筛机使用过程中的工作和工况要求61.5. 设计任务 72 标准筛振筛机的总体设计82.1. 总体位置方案的确定82.2. 电动机的选择93 紧机构的设113.1. 夹紧装置的基本结构 113.2. 夹紧装置的基本要求 113.3. 夹紧装置的计算 133.3.1. 夹紧装置受力分析 133.3.2. 离心力的计算 143.3.3. 圆筒剪切强度校核 154 振击机构的设计计算164.1. 打击轴的工作原理 164.2. 打击轴的计算校核 164.2.1. 圆柱销的剪切应力校核 164.2.2. 打击轴的强度计算 175 偏心轴的设计计算 195.1. 大偏心轴的设计计算 195.1.1. 大偏心轴设计的主要内容及其选材 19南昌航空大学科技学院学士学位论文35.1.2. 大偏心轴的结构设计 195.1.3. 大偏心轴的校核计算 215.2. 小偏心轴的设计 275.2.1. 小偏心轴的设计要求 275.2.2. 小偏心轴的结构设计 286 托盘与托盘支承的设计 296.1. 托盘的设计 296.2. 托盘支撑的设计 297 箱体的设计347.1. 振筛机箱体设计的基本要求 347.2. 箱体的结构设计 348 标准零件的选择 378.1. 滚动轴承的选用 378.1.1. 滚动轴承的确定 378.1.2. 轴承的寿命计算 388.2. 滑动轴承的确定 408.2.1. 轴承的选材 408.2.2. 轴套结构的确定 418.3. 键的选择 419 滑杆等非标准零件的选择 429.1. 双头螺杆的设计和选择 429.2. 滑竿的设计选择 429.3. 马蹄定位环的设计 4210 润滑与密封 4410.1. 润滑简介 4410.2. 轴承的润滑 4410.2.1. 滚动轴承的润滑 44南昌航空大学科技学院学士学位论文410.2.2. 滑动轴承的润滑 4510.3. 润滑方式的选择 4510.4. 密封 4511 轴的工艺路线4611.1. 加工要求 4611.2. 零件各主要部分的作用及技术要求 4611.3. 工艺分析 4611.4. 基准选择 4611.5. 工艺过程 46参考文献 49致谢50南昌航空大学科技学院学士学位论文51标准筛振筛机概述1 1 课题背景目前,在我国,选矿设备的种类有很多,机械式的占绝大多数。随着选矿技术变得越来越成熟,新型的电磁振动式振筛机现在也得到运用。但不管对于实验室还是工地现场,机 I 械式振筛机的运用占据了主要位置。而标准筛振筛机凭借其优良的工作性能和方便轻巧的优点也深受用户的喜爱,所以,对标准筛振筛机的研究与设计变得越来越重要。在选矿设备中,振筛机是一种很有代表性的选矿设备,其广泛运用于试验室的选矿工作中。标准筛振筛机是与小 200 毫米试验筛配套使用,对颗粒物料进行分级筛分的专用设备,可代替人工筛分操作,并具有两种功能,一种为摇动和振击,另一种为纯摇动筛分。并广泛用于地质、冶金、化工、煤炭、国防、科研、砂轮制造、水泥生产等部门化验室对物料进行筛分分析。振击次数稳定可靠,装夹套筛方便灵活,夹紧牢靠,并能自动停车,根据用户需要,可筛分多种特性的产品每次开机五分钟,既方便又简单完成分级工作。1.2 标准筛振筛机的基本工作原理若不考虑电磁式标准筛振筛机,但就机械式振筛机而言,我们所设计的标准筛振筛机属于直线顶击式振筛机。它属于仿人工筛分功能机械,所以,它具有振击和摇动的功能,正是在这种仿人工筛分的机械动作,是煤粒的筛分作业得以实现。标准筛振筛机直线顶击功能通过一对凸轮机构实现,而其摇动的机械动作,我们通过安装偏心轮来实现。本机结构主要由机座、筛与传动机构等部分组成。可配备专用夹具、即可装夹200 试验筛,又可装 75、 100 套筛,装夹方便灵活,夹紧牢靠,并能自动停机。有的标准筛振筛机振击功能是通过两个电机实现振机筛分运动的,我们采用纯机械式传动,只要在传动结构上做些设计改进,就可以同时实现振击和筛分的双重功能, 既节省了设计成本,又使动作更稳定。其基本工作原理如图 1. 1 所示,煤流在振动和摇动的作用下,通过筛组从上往下流动,通过筛组时,我们可以根据要求得到几组不同粒度值的煤粒。南昌航空大学科技学院学士学位论文6图1.1 筛分过程中煤流运动示意图1.3 标准试验筛的类型简介试验筛式振筛机的很重要的附件,它就象计算机的软件一样,它的选择直接决定我们所要得到的煤样的粒度。200试验筛根据筛面材料分为金属丝编织网试验筛和金属穿孔板试验筛。金属丝编 织 网 试 验 筛 采 用 国 家 标 准 GB/T6003.1-1997 生产。其网孔基本尺寸为2.36mm-0.038mm,符合国际标准ISO3310-1:1990 R20/3,R20,R40/3 系列,筛网材质为黄铜、锡青铜、不锈钢。 金属穿孔板试验筛采用国家标准GB/T6003.2-1997,符合国际标准ISO3310-2:1990 R20/3、R20、R40/3 系列,筛网材质为优质不锈钢,并采用数控冲压穿孔而成。借鉴进口试验筛的优点,在下筛框增加了密封胶圈,较好地解决了振筛机震筛时粉料漏失现象,减少了飞溅粉料溅入振筛机缝隙内磨损齿轮的机会,尽可能的延长振筛机的使用寿命。同时还能减小噪音,一定程度地改善了生产现场噪音条件。1.4 标准筛振筛机使用过程中的工作和工况要求1.4.1 必须均匀给料:南昌航空大学科技学院学士学位论文7给料量以满足设备处理为准。一次投料过多,阻碍物料在筛面上的正常运动,不但易使筛网疲劳变松,而且会大大降低物料处理量。一次性给予大量物料,会使本身处于不平衡运转的电机负荷骤然增加,而造成电机损坏、减低电机的寿命。如给料量达不到设备的处理能力,即浪费能源,又降低了产量。1 .4.2 在有强大冲击力的给料方式,必须加装缓冲料斗,物料直接冲击网面,不但消耗振动源所产生的激振力,更易造成网面破损及筛网疲劳,而影响产量及筛分.过滤的质量。1.5 设计任务本设计的题目是标准筛振筛机的总体设计和夹紧装置的设计,设计参数主要为:电动机额定功率 P=0.37KW摇动频率 w=221rad/min振击频率 f=141 次/min匹配筛具直径 200mm设计的主要任务是首先对振筛机的总体进行布局,合理化装配空间,并对摇动、打击、夹紧等机构或装置的工作原理进行系统分析,然后根据设计要求初歩拟定一个设计方案,然后对其主要部件进行受力分析并校核,从而确定一个更加科学的设计方案。南昌航空大学科技学院学士学位论文82 标准筛振筛机的总体设计2.1 总体位置方案的确定借鉴已有产品的结构特点,本设计大致整体结构没有作很大的变动,因为现有的产品在其各零部件的布置上以及总体尺寸的设计上有它的优点。总体位置方案:筛组由夹紧装置固定成一个部分,单独布置在箱体的外部,下面由托盘支撑与偏心盘联接起来,托盘支撑还能增强打击轴的打击力度.箱体内部依旧是布置振击部分和减速机构,并将其设计成不同的单元,这样能够更加有利于装配和维修。1.夹紧装置 2.摇动机构 3.上斜齿轮 4.机架 5.减速机构 6.下斜齿轮 7.振击机构图2.1 标准筛振筛机剖面图南昌航空大学科技学院学士学位论文92.2 电动机的选择根据设计任务要求,我们所使用的电机功率为 0.37KW,这种电机属于微型电机,通过查阅相关手册 【9】 ,列举了功率为 0.37KW,各种微型电机性能参数表(表 2.1)表 2.1 部 分 微 型 电 机 性 能 参 数 对 比 表 9通过仔细比较各种电机的优缺点,我们所选择电机的型号为 A02-7124,转速为1400r/min 。因为它的转速相对来说比较慢,这有利于传动装置的设计,且其所承受的转矩较大,能更好地满足工作要求。在电动机的选择上,选择 45 号机座,此尺寸在各个方面都比较小,更加有利于振筛机的小型化设计,在图 2.1 中,列出了每个安装尺寸的位置,并在表 2.2 中列出了每个安装尺寸的数值。图 2.1 A02 系列 IMB3 型驱动微型电机外形尺寸安装图电机型号功率(P)额定电流(A)额定电压(V)电流频率(HZ)转速(r/min)功率因素cos启动转矩启动电流(A)最大转矩A02-7112 370 0.95 220/380 50 2800 0.8 2.2 6 2.4AO2-7124 370 1.12 220/380 50 1400 0.72 2.2 6 2.4B02-8012 370 3.36 220 50 2800 0.77 1.1 30 1.8B02-8024 370 4.24 220 50 1400 0.64 1.2 30 1.8C02-8012 370 3.36 220 50 2800 0.77 2.8 21 18C02-8024 370 4.24 220 50 1400 0.64 2.5 21 1.8南昌航空大学科技学院学士学位论文10表 2.2 A02 系列 IMB3 型驱动电机的外形尺寸数值表安装尺寸 B3、 B4、 B14 外形尺寸不大于机座号A A/2 B C D E F G H AB AC AE HD L45 71 35.5 56 28 9 20 37.290 100 70 0 115 150南昌航空大学科技学院学士学位论文113 夹紧装置的设计3.1 夹紧装置的基本结构振筛机在工作过程中会遇到离心力和惯性力等各种力的作用,因此定位后必须夹紧。夹紧装置一般由夹紧机构和动力源组成。1、夹紧机构:接受和传递动力源的原始作用力,使其变为夹紧力的中间机构和夹紧元件称为夹紧机构。它直接与工件夹紧表面接触并完成夹紧任务。2、动力源:产生的原始作用力的部分,一般指机动夹紧。如气动、液动、电磁和电动等。如人的体力对工件的夹紧,则称为手动夹紧。3.2 夹紧装置的基本要求3.2.1 在不破坏工件精度,并保证加工质量的前提下,应尽量使夹紧装置到:(1)夹紧作用准确、安全、可靠;(2)夹紧动作迅速、操作省力方便;(3)夹紧变形小;(4)结构简单,制造容易3.2.2 确定夹紧力的基本原则1、夹紧力的方向选择:(1)夹紧力的方向应尽量垂直于主要定位基面;(2)夹紧力方向应尽量与切削力的方向一致2、夹紧力的作用点的选择:(1)夹紧力作用点应跟支承元件相对,否则工件容易变形不稳固; (2)夹紧力作用点应尽可能靠近加工面,以增强工件部位刚性,防止振动根据实际需要,我们列举了一些常用的夹紧机构,如表 3.1 所示。实际上我们的动力源为人力对夹紧机构所施的力,也是我们所称的手动夹紧。表 3.1类型 动力源 增力比 主要参数 特点斜契 多数为气动、液压 2-51、斜契角 =5-152、行进比 i1、能改变作用力的方向2、加紧行程较小3、与一般气动、液压部分连接, 应大于自锁角南昌航空大学科技学院学士学位论文12螺旋 多数为手动 65-140选择螺纹直径一般 M8-M241、增力比大2、自锁性好3、加紧行程受限制较小4、结构简单5、操作费事偏心 多数为手动 12-141、偏心距 e 一般取 2-62、偏心外径 D1、自锁性随偏心特性D/e 变化,当 D/e14时,与螺旋加紧相比,自锁性较差,适用与震动不大的工序2、加紧行程较小杠杆 气动、液压、手动 0.5-3 杠杆比一般取 0.5-31、本身无自锁性。因此必须与其他机构组合使用2、根据不同结构可以改变作用力的方向铰链 气动、液压 1.5-41、夹紧斜角 102、加紧行程 Sz3、加紧储备 S4、铰链臂长 L1、能改变作用力的方向2、加紧行程易受限制3、同一机构夹紧力随夹紧斜角的变化而有较明显变化4、一般与气动液压部件连接南昌航空大学科技学院学士学位论文133.3 夹紧装置的计算3.3.1 夹紧装置受力分析振筛机在工作工程中的,由于存在上下的振击运动,固定筛组也与托盘在夹紧机构的作用下固定成一体,并在打击轴的作用下沿着滑杆在作上下往复运动。当打击轴完成一个工作行程掉下的过程,固定筛组随其一同自由落下的那一瞬间,产生一个向上的惯性力,而这个惯性力所针对的重量体为装料的固定筛组和加紧机构的重量和(不包括下面的托盘。我们估计其最大的重量值为 300N 因此我们估计筛组自由下落时所产生的最大惯性力 F1max=300N,如果把惯性力等效成一种负载的话,那么这个负载的承载力为夹紧机构与夹紧支撑体(滑竿)的摩擦力。我们选择压杆,螺纹传动副和滑竿的材料都为 45 号钢,我们设计的压杆与滑竿接触处为一段圆弧面接触。图 3.1 压块查阅相关资料,我们选定的钢-钢无摩擦润滑时的静摩擦系数为 f=0.15 因为接触面为圆弧面,因此其当量摩擦系数为:Fv=(1-/2)f (3.1)需要产生的摩擦力 F1=F1MAX=F2fvF2=F1fv/33000.15/3=667N在计算中,因为我们设计了三根滑竿,因此运算过程中乘了一个 1/3。其中 F2是产生摩擦力所需要的水平分力。所设计夹紧机构的水平力主要由一个类似楔块机构的的传动机构来实现,如图所示,锥螺母相当于楔块 1,压杆相当于楔块 2,锥螺母与退拔螺母组成一个具有自锁功能的螺旋传动副。当锥螺母顺时针转动时,锥螺母则向上运动,从而其产生的水平力推动压杆向外运动通过压杆与滑竿的摩擦夹紧振动筛组。南昌航空大学科技学院学士学位论文141.锥螺母 2,压杆 3,滑杆图 3.2 夹紧装置夹紧机构示意图设计锥面与水平方向的夹角为 75。按照示意图,可以反过来推倒:F 2=667N反作用力 F 23=F32=F2=667N 摩擦力 f 12=f21=F12f摩擦角 =arctan0.15=9.5水平力 F 12cos15+f12cos75=F23=667N即 F 2=F120.15cos75+F12cos15 (3.3) 解得 F 12=1.01F2=667N夹紧机构外壁对压杆产生的力可等效成一个摩擦力 fw=100N则 F 12=F12+fw=767N由于楔块垂直方向的加紧力由螺纹结构提供,因此无须对楔块的自锁性进行校核。也就是说在螺旋传动下产生了 F 12这一水平力,其受力的大小和受力的平衡都是螺旋副来保证的。螺旋副能够承受比较大的径向载荷和轴向载荷,且此处的螺杆没有转速要求,因此一般都能满足要求,我们这里选外螺纹直径为 27 的螺旋副传动。3.3.2 离心力的计算在工作过程中,振筛机的转动速度比较快(设计要求为 221rad/min)。而且在转动过程托盘和起上面夹紧机构固定的部分都构成一个整体,这个整体围绕一个中南昌航空大学科技学院学士学位论文15心以一定的半径作圆周运动。我们把上面考虑成一个单独的质量体,其在作偏心运动时必将产生一个离心力,我们的设计部件必须不被这个离心力所破坏,我们考虑最危险的情况。偏心半径 R=12.5mm根据经验估计上面部分的最大重量 Fa=500N包括托盘,筛组,夹紧机构以及物料等。由离心力公式 F3=Mv2/r,即 F3=M 2r=500/9.80.0125(2212/60)=519N由于上端转动组织的在转动时,产生的离心力可分担在滑竿上面,滑竿与筛组有 6 个固定点,我们所求的力应该是平均到每个竿所受到的力。相对应的是滑竿又会对其起导向作用的夹紧机构圆筒产生剪切力,剪切力的大小则为离心力与压杆对滑竿的力之和。即 Fj=F 12+F3/6=667+341/6=724N3.3.3 圆筒剪切强度校核在工作过程中,夹紧机构圆筒将会受到来自滑竿的剪切应力。脆性材料断裂时的应力是 6 13 ,塑性材料达到屈服时的应力是屈服极限,这两者都是构件实效时的极限应力,为保证构件有足够的强度,在载荷作用下的构件的实际应力 6 显然要低于极限应力。选材为优质碳素结构刚 45 号钢。根据表 5.1 查手册 1 s=353MP参考现有产品,初步设计圆筒的长度 L=55mm,厚度 W=6mm则园筒截面积 As=556=330mm2剪切应力 =724/(33010 -6)=2.19MPa显然 100mm 的轴,有一个键槽时,轴径增大 3;有两个键槽时,应增大 7。对于直径100 匪的轴,有一个键槽时,增大 5-7;有两个键槽时,应增大10-15。然后将轴径圆整为标准直径。应当注意,这里求出的直径,只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径 dmin。从图上我们可以看出,轴的右端是个大偏心,从受力上分析,当偏心轴工作时,其大偏心轮部分受到了很大的剪切力,但作为轴的校核,我们应该考虑最危险的情况。由于作偏心运动所产生的离心力的方向是不断变化的,因此我们取一个最危险的截面来分析。结构设计:一对角接触球轴承设置在中间位置,另外一个同类型的轴承套在大偏心轴末端。我们设计的轴在负载段我们选用内外径比 =0.6 的比值设计,根据结构要求,外径设计为 30,内径设为 18。中间采用套筒定位,不需要设置轴肩,减少加工难度。如图 5.2 所示,其结构设计为,一对角接触球轴承设置在中间位置,另外一个同类型的轴承套在大偏心轴末端,以支撑大偏心轴的偏心运动。其具体安装图如图所示图 5.2 大偏心轴安装示意图南昌航空大学科技学院学士学位论文242、按弯扭合成强度条件计算 【1】通过轴的结构设计,轴的重要结构尺寸,轴上零件的定位,以及外载荷支反力的作用位置均已确定,轴上的载荷(弯矩和扭矩)已可以求得,因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度计算。且大偏心轴在工作过程中,确实也受到弯矩和扭转的作用。从图上我们可以看出,轴的右端是个大偏心,从受力上分析,当偏心轴工作时,其大偏心轮部分受到了很大的剪切力,但作为轴的校核,我们应该考虑最危险的情况。由于作偏心运动所产生的离心力的方向是不断变化的,因此我们取一个最危险的截面来分析。另外,我们所设计的轴是空心的,所以我们只能将这个截面圆环等效成一个校核直径来进行校核。(1)做出轴的计算简图(即力学模型) (如图 5.3、5.4)轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时,常将轴上的分布载荷简化为集中力, 其作用点取为载荷分布的中点。作用在轴上的扭矩,一般从传动件了,轮毂宽度中点算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁,支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。我们把轴上零件的载荷分解为水平分力和垂直分力,然后求出各支撑处的水平反力 FNH觀和垂直反力 FNV 。经计算Ft=0.479103Fa=Fttan=0.42910 3NFr=Ft/cos=0.47910 3/cos20=0.51103NMa=Fad/2=0.42910365/2=13900N/m由离心力公式 F 3=mv2/r=519N通过力矩的平衡原理:Ft30.5+F65.5=FNV220+MaFnv2=Fr2=(Fr30.5+Fr65.5-13.9103)/20=(0.5110330.5+51965.5-13.9103)/20=1753N(方向向上)同理 Fr51.5+Fr44.5=FNV120+MaFNV1=Fr1=(Fr51.5+Fr44.5-Ma)/20=(0.5110 351.5+51944.5-13.9103)/20=1773N(方向向下)M1= Fr30.5-Ma=0.5110330.5-13.91030.5110330.5南昌航空大学科技学院学士学位论文25=1655 N.mmM2= Fr44.5=14863 N.mmMv=M2=14863 N.mm水平弯矩FNH221=Ft30.5FNH2=0.479106 30.5/21=700NFNH121= Ft51.5FNH1=0.479103 51.5/21=14863NMh=0.479 103 30.5=14610N.mmM= =14863N.mm2vH计算扭矩,作扭矩图(图5.4)T=955000P/n=955000.0.37/221=15989Nmm图 5.3 大偏心轴垂直方向弯矩图南昌航空大学科技学院学士学位论文26图 5.3 大偏心轴水平方向弯矩图校核轴的强度 1已知轴的弯矩和扭矩后,可针对某些危险截面(即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面)作弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论,计算应力 ca= (5.5)24 通常由弯矩所产生的弯曲应力 是对称循环变应力,而由扭矩所产生的扭转切应力 则常不时对称循环变应力。为了考虑两者循环特性不同的影响,引入折合系数 ,则计算应力为: ca= 224( ) 南昌航空大学科技学院学士学位论文27式中的弯曲应力为对称循环变应力。当扭转切应力为静应力时,取 3;当扭转切应力为脉动循环变应力时,取 0.6;若扭转切应力亦为对称循环变应力时,则取 =1。现取 =0.6对于直径为 d 的圆轴,弯曲应力 =M/W,扭转切应力 =M/W T=M/2W ca= -1 (5.6)查表得 -1=55MPa ca轴的计算应力(MPa)M轴所受的弯矩(Nmm)T轴所受的扭矩W轴的抗弯截面系数 mm3经计算M=17.6106Nmm对于空心轴W0.1d 3 (1- 3)= 0.1303(1-0.63)=27000.784=2117 ca=0.008MPa -1所以,设计的轴满足强度要求5.2 小偏心轴的设计5.2.1 小偏心轴的设计要求小偏心轴是对偏心盘机构起辅助作用的,其数量是 3 个,既对托盘上面部分起辅助支撑作用,并跟随偏心盘转动,使偏心盘各个方向都受力均衡,并保持偏心盘在动作时的平行度和稳定性。小偏心轴的径向和轴向都受力不大,对其材料亦可选择 45 钢,无需进行强度校核,因此对其设计主要在于结构上满足装配的要求,并考虑其需要WTMTW2222 )/()/(4)/( 2175984632南昌航空大学科技学院学士学位论文28与滑动轴承的配合,因此还需要考虑它们配合后的润滑。对此采用了在小偏心轴上钻润滑油孔, 在托盘上储存润滑油的方法,来达到润滑的目的。5.2.2 小偏心轴的结构设计通过考虑装配等各方面的结构和功能要素,所设计的小偏心轴如图 5.5 所示,其中,右端的润滑油孔是与滑动轴承配合后通润滑油的.且右端标注的 12.5mm 为小偏心轴的偏心距,与大偏心轴一致。图 5.5 小偏心轴南昌航空大学科技学院学士学位论文296托盘与托盘支承的设计6.1 托盘的设计托盘的的结构要求主要是下部有一个短偏心轴安装在托盘内部,并且与之配套地需要安装一个深沟球轴承。通过打击轴一边上下打击运动,一点作回转运动,从而甩动偏心轴做偏心运动。轴承深居托盘内部,其密封方式采用脂润滑,也就是在托盘上面加工一个加脂孔。托盘上面部分是安放筛组的,通过夹紧机构使筛组与托盘固定成为一个整体,且滑杆时通过螺纹副联接在托盘上面的,所以托盘还需要加工三个螺纹孔。图 6.1 托盘结构剖视图从图 6.1 上我们可以看出,中间的阶梯孔是安装短偏心轴和轴承的,旁边的长孔为安装滑竿的螺纹孔。两个螺钉的作用是固定轴承盖。6.2 托盘支撑的设计三角盘上支撑托盘的结构是托盘支撑。在静止的状况下,弹簧处于自幼仲缩状态在工作时,能保证托盘在一定的振幅内运动,不至于使托盘在打击轴的作用下而发生托盘脱离机械体的事故,且由于弹簧的拉力能增强打击轴的打击强度。弹簧的选择:在设计中,我们根据弹簧的最大载荷、最大变形、以及结构要求(也就是安装空间对弹簧尺寸的限制)来决定弹簧直径、弹簧中径、工作圈数、弹簧的螺旋升角和长度等。查阅相关表格 【1】 ,机械设计中介绍,在选择材料时,应考虑到弹簧的用途、重要程度、使用条件(包括载荷性质,大小极其循环特性,工作持续时间,工南昌航空大学科技学院学士学位论文30作温度和周围介质情况等),以及加工、热处理和经济性等因素。同时,也要参照现有的设备中使用的弹簧,选择出较为合用的材料,我们选择的弹簧材料为65Mn,旋向为右旋总圈数10.5 圈,有效圈数为8 圈,弹簧中径D=16mm,自由高度为45mm。通过对弹簧丝直径的试算我们可以简单校核弹簧是否满足工作要求。其公式为:d1.6 (6.1)Fmax弹簧收到的最大压力K曲度系数C旋绕比许用剪切应力表6.1 弹簧的拉伸强度极限 1钢丝直径 1-1.2 1.4-1.6 1.8-1.2 2.2-2.5 2.8-3.4 B 1800 1750 1700 1650 1600选择C=5,则d=16/5=3.2mm则 内径 D1=D-d=12.8mm外径 D2=D+d=19.2mmK(4C-1)/(4C-4)+0.615/C (6.2)1.19经查表得 0.3 B=510MPa去最大压力 Fmax=220N所以求得 d 1.6 2.56mm/maxKC则我们所选用的弹簧满足要求。由于弹簧所受的载荷为交变载荷,而振筛机的工作是一个长期的过程,因此我们必须对弹簧的疲劳强度和静应力强度进行验算(如果变载荷的作用次数 N10 3,或载荷变化的幅度不大时,可只进行静应力强度计算)弹簧在交变载荷作用下,当弹簧所受载荷在 F1 和 F2 不断变化时,弹簧材料内部所产生的最大和最小循环切应力为 max=(8KD/d 3)F21 (6.3) min=(8KD/d 3)F11 (6.4)F1安装载荷1max KC南昌航空大学科技学院学士学位论文31 1预压变形量F2最大载荷 2最大变形量经过计算 max=325MPa min=0MPa对于上述变应力作用下的普通圆柱螺旋压缩弹簧,疲劳强度安全系数计算值Sca 以及强度条件可按下式计算:Sca= S F【1】 (6.5)式中 0 弹簧脉动循环剪切疲劳强度极限,按交变载荷作用次数N,由下表查出;SF弹簧疲劳强度的设计安全系数,当弹簧的设计计算和材料的力学性能数据精确性很高时,取S F=1.3-1.7。当精确性低时,取SF=1.8-2.2。表6.2 弹簧脉动循环剪切疲劳强度极限变载荷作用次数N 104 105 106 107 0 0.45 B 0.35 B 0.33 B 0.3 B Bt 弹簧材料的拉伸强度极限,单位为MPa,对于65Mn, B =735MPa 0取最小值经计算S ca=由于所取的数字的精确性不是很高,所以求出的安全系数满足要求。maxin075. 57.1320.南昌航空大学科技学院学士学位论文32图6.2 弹簧的结构和受力图弹簧的安装为一端固定,一端可自由转动,我们还需对其进行稳定性校核为了便于制造及失稳想象,我们设计的压缩弹簧的长细比b=H0/D=45/16=2.5Fd1则轴承2 被压紧,所以 F a1=Fd1=550NFa2= Fd1-Fa=71N南昌航空大学科技学院学士学位论文40式中X,Y 分别为径向和轴向动载荷系数,其值如表5.2 所示表 8.2 轴承的动载荷系数 1轴承类型 相对轴向载荷 Fa/Fre Fa/Fre名称 代号 f0*Fa/C0r Fa/C0 X Y X Y判断系数 e角接触球轴承7000C 0.120 1 0 0.44 1.23 0.46通过计算 Fa2/Fr2e由 P=XFr+YFaP1=0.44Fr1+1.23Fa1=0.441249+1.23550=1266NP2=Fr2=1121N实际使用中,用工作小时数表示轴承寿命比较方便,Lh= (10 6/60n)L 1 (8.9)=(10 6/60n)(C/P) qLh额定寿命(h)n轴承转速(r/min)对于本轴承,查表得 C=15.2KN工作转速 n=221rad/min所以 Lh1=(10 6 /60221)(15.2KN/1266N) 3=1.3105 hLh1=(106 /60221)(15.2KN/1121N) 3=1.8105 h计算所得的理论寿命值满足实际对轴承寿命的要求。8.2 滑动轴承的确定8.2.1 轴承的选材轴承材料包括轴瓦、衬层、轴承座及轴颈材料由轴的强度和或刚度决定,常选用纲和合金钢(球墨铸铁)。轴承座材料常选用铸铁和铸钢。小偏心轴处的轴承座由箱体代替,材料为灰铸铁。轴承材料主要是指轴瓦和衬层的材料 。轴瓦是滑动轴承中的重要零件,它的结构设计是否合理对轴承性能影响很大,其在外形结构、定位、油槽开设和配合等方面采用不同的形式以适应不同的工作要求。结合上面的所叙,查阅相关手册 6轴套的材料选择为铜合金(ZcuSn7Pb7Zn3)南昌航空大学科技学院学士学位论文418.2.2 轴套结构的确定轴套的结构由于我们选的是标准件,其结构也随之确定,根据手册所列表格,选择内径为32 的轴套,其尺寸如图8.1 所示。8.3 键的选择在结构设计中,有两处键的选择比较重要,一个是位于大偏心轴上,一个位于偏心盘上面。根据键的选择原则和相关资料上面提到的键的类型,所选择的键为单圆头普通平键,根据 GB1096-79,其型号分别为键 C622 1096-79 和键 C616GB1096-79。图 8.1 滑动轴承轴瓦结构简图南昌航空大学科技学院学士学位论文429 .滑杆等非标准零件的选择9.1 双头螺杆的设计和选择振筛机结构中,双头螺杆起固定的作用,相当于振筛机机体上半部分的骨架,因此,其作用也非常重要,我们要根据装配的要求选择合适的双头螺杆。图 9.1 双头螺杆双头螺杆的尺寸如图所示,材料选用高碳钢 H62,数量为 4 根。从图上我们可以看出,双头螺杆具有双头螺纹,一头固定在下面的三角盘上面,另一端则固定在马蹄定位环上面,这样,双头螺杆及其联接件组成了一个固定的整体。另外,我们设计的振筛机能固定的标准筛的个数是 6 个,因此,必须比较筛组的高度设计选择双头螺杆(即双头螺杆选用高度必须大于筛组的高度)。9.2 滑杆的设计选择滑杆的尺寸如图所示,材料采用 Q235,数目为 3 根。滑杆表面需镀上一定厚度的不锈钢。滑杆一头攻有螺纹,用来固定在托盘上面,另一端则为与夹紧机构配合,筛组可以沿着滑杆上下滑动,由于其要与夹紧机构有配合,所以其截面尺寸必须对照夹紧机构的圆筒的尺寸合理设计。图 9.2 滑杆9.3 马蹄定位环的设计马蹄定位环顾名思义起定位的作用,相对应的,我们可以看到上面的 7 个孔,其中 4 个螺纹孔与双头螺杆配合,3 个光孔与滑竿配合。南昌航空大学科技学院学士学位论文43图 9.3 马蹄定位环上述为比较典型的零件,其它的零件都根据实际工作条件和结构要素设计选用。南昌航空大学科技学院学士学位论文4410.润滑与密封10.1 润滑简介传动装置箱体部分因为要润滑,设置润滑池,因此不能让它有漏油,此外还要安装油标和放油塞等的结构。对封闭在箱体内的减速部分的齿轮采用油浴法润滑。油浴法是指把磨擦表面浸入润滑油池的润滑方法,其允许的最高圆周速度为 12.5-25m/s,我们的齿轮组的最大速度小于这个速度,所以我们采用此方法。若超过这个速度应改用喷油或喷雾润滑法,传运件浸入油中的适宜深度见表 9.1表9.1 推荐的传动件的浸油深度 6传动件类型 圆柱齿轮 锥齿轮 蝸轮 蜗杆 链轮浸油深度 2h-(d/6) (0.5-1)b h-d/6 (0.75-1)h6-12mm 或1.5ph2 齿高 d-分度圆直径 b-齿宽 p-节距10.2 轴承的润滑10.2.1 滚动轴承的润滑滚动轴承中的润滑剂可以减低摩擦阻力,还可以减轻接触应力,吸振,防锈,阻止灰尘沙粒进入轴承的作用,依据轴承部件的结构和工作条件,可以选用润滑油和润滑脂。靠浸入油池的运动件使润滑油飞溅到摩擦表面上的润滑方式称为飞溅润滑,但传动装置箱体内的轴承,在传动件速度不太低时,因优先考虑这种方法。但我们设计的齿轮的最低速度不够高,仅大约为 0.69m/s,所以我们轴承的润滑采用脂润滑,所以我们注意轴承座孔内外侧均需密封,以避免润滑脂的流失。标准筛振机在工作过程中不属于高速运转的工况,对于润滑脂的选择我们选择钙钠基润滑脂(SYB1403-59),表 10.2 是此润滑脂的性能表。南昌航空大学科技学院学士学位论文45表 10.2 滚动轴承润滑脂性能表 6名称 代号 滴点 针入度 25150g应用钙钠基润滑脂(SYB1403-59)ZGN-1ZGN-2120135250-290200-240在 80-100 C,有水分或较潮湿的环境中工作的机械润滑;用于机车,小电动机等的轴承润滑。10.2.2 滑动轴承的润滑滑动轴承中加入润滑的目的是:减少轴承中的摩擦和磨损;将轴承中所产生的热量带走,以及缓冲减震作用。在小偏心轴处设置了滑动轴承。通过计算,轴径的线速度约为0.7mm/s,采用的为铜合金轴套。此润滑确定为油润滑,润滑油类型参照资料选择为全损耗系统用油(GB443-89),代号L-AN15 或L-AN22,在40 C 条件下运动粘度分别为13.5mm 2 /s和19.8-24.2 mm2 /s。10.3润滑方式的选择对于滚动轴承润滑方法的选择采用分散润滑法,也就是在每一对摩擦副由配置在润滑地点附近的各自独立和分离的装置来润滑。我采用在每个需润滑点加置黄油枪润滑口,在润滑时直接用手工加注。而滑动轴承,则通过在托上储存润滑油,通过小偏心轴特有的润滑结构设计以及粉末冶金轴承的功能来完成润滑。10.4 密封轴承端盖外面需要密封以防止脂和润滑油的流失,我们采用粘圈油封密封,内套以各甩油盘,这样能更好的达到密封效果。箱盖与箱体的结合面上也需要密封。特别对于振筛机的剖分式箱体,剖分面的密封尤为重要。轴承座孔的公差带大多为 H7,其圆柱度公差大约为尺寸公差带的1/6-1/4。因此为了不至于破坏轴承支承座孔的几何精度,剖分面上不允许设置密封垫片或涂密封胶,故结合面的表面粗糙度 Ra 值应较小,并通过刮研保证其密封性。铸铁是箱体零件使用最多的一种材料,因为容易获得形状复杂的铸件,虽然静刚度比碳钢件略差,但铸铁的阻尼作用强,动刚度好。南昌航空大学科技学院学士学位论文4611 轴的工艺路线11.1 加工要求轴径为 50 等不同值,其尺寸精度要求为 117,表面粗糙度也有要求,并要求高频淬火,毛坯为锻件。先用查表法确定加工余量。由工艺手册查得:精磨 0.1mm, 粗磨余量为 0.3mm,半精车余量为 1.1mm,粗车余量为 4.5mm 估算毛坯的直径Z=58+4.5+1.1=63.6 把粗车余量修正为 3.9mm,我们取整数值 63,经济精度为2 所以毛坯直径为63 2。11.2 零件各主要部分的作用及技术要求在 的轴段上装上大斜齿轮,为传递运动和动力开有键槽; 上装014.-3 02.-43有角接触球轴承,偏心轴下端 30 部分由于既要装轴承,又要装斜齿轮, 所以其要求的装配公差也不尽相同。有键槽的那部分明显与装配轴承那部分的要求不同。各圆柱配合表面对轴线的径向跳动允差为 0.04mm;工件材料为 45 钢,淬火硬度为 40-45HRC;11.3 工艺分析该零件的各配合表面除本身有一定的精度(相当于 IT7)和粗糙度要求外,对轴线的径向圆跳动还有一定的要求。根据对各表面的具体要求,可采用如下的加工方案其工艺路线为:粗车一半精车-高频淬火一粗磨一精磨。11.4 基准选择为了保证各配合表面的位置的精度,用轴两端的中心孔作为粗、精加工的定位基准。因为加工件为一根偏心轴,其两端的中心孔的选择就不同,其中为了方便磨削加工,大端我们需设置两个中心孔,分别方便大端和小端的加工。为了保证定位基准的精度和粗糙度,热处理后应修研中心孔。11.5 工艺过程该轴的毛坯为 63 的圆钢料。在单件大批量生产中,其工艺过程可按如下安排:南昌航空大学科技学院学士学位论文47表 11.1 大偏心轴的工艺卡工序号 工序名称 工序内容 设备 夹具或辅助设备1 车1、车一端面,转中心孔2、切断,长 1373、车另一端面至长 135,钻两个中心孔,分上中心孔和下中心孔卧式车床 专用夹具2 车1、粗车一端外圆分别至59.1 48 和 59.1 21039.- 039.-2,半精车该端外圆分别至 58.149 和 50.4 22;01.- 01.-3、倒角 1.245;4,粗车另一端外圆分别至 31.568、28.5 16 和 32039.- 039.-8;.5,半精车该端外圆分别至 30.469,27.4 17 和01.- 01.-32 9;.6,切槽:至 25;7,车 M27 X 1mm 螺紋卧式车床 专用夹具3 铣 粗-精铣键槽至 6 26 1804.-09.-立式铣床 专用夹具4 热处理 淬火回火 40-45HRC 5修研中心孔 6 磨1、粗磨一端外圆分别至 50.1 04.-2、精磨该端外圆至 50 2.-3、粗磨另一端外圆至 30.1 04.-4、精磨该端键槽部分端 30 1。另外一部分为 30 02.-4外圆磨床 专用夹具7 钻1.钻孔 16;2,扩孔 18;3、锪圆柱式沉头孔 45立式钻床 专用夹具南昌航空大学科技学院学士学位论文488 内孔倒角 45 内孔倒角 530 C620-1 专用夹具9 钻 钻螺紋底孔 2- 6 立式钻床 专用夹具10 攻 攻螺紋 2-M611 铣 粗-精铣键槽至 6 10 1804.-09.-立式铣床 专用夹具12 检 按图纸要求检验南昌航空大学科技学院学士学位论文49参考文献1濮良贵,纪名刚.机械设计. 北京:高等教育出版社,2001:353-3952刘鸿文, 材料力学. 北京:高等教育出版社,2004:118-1903徐敬,机械设计手册.北京:机械工业出版社,2000:23-197;208-4034孙丽媛,张嘉钰. 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