【文章內容簡介】 5 圖 23 假設 α=0176。時，沖錘沖擊試件，此時沖錘不能實現連續(xù)沖擊試件。 假設 α=15176。時，沖錘沖擊試件，當沖錘沖擊到試件時，曲軸連續(xù)運動。由于沖錘已經與試件接 觸，所以不能實現曲軸的連續(xù)回轉。所以可以在連桿的末端加一個彈簧。在沖錘接觸試件時，彈簧壓縮，當沖錘運動到最低端時，彈簧達到最大變形量，繼續(xù)運動，彈簧恢復變形。 由三心定則得 P 點， P 點的速度與沖錘的速度是相等的，即 P 點的速度 V1=1m/s ωL39。=V1 ω=2πn n=r/60 得 ： L′=(m) 根據余弦定理 ： 39。2 39。75 2220 LL LLLC O S ?? ??? L =(m) 根據正弦定理： ? 得 ： ∠ 3=176。 ∴∠ 1=176。 根據正弦定理： 1sin30sin15d ? 得 ： d=(mm) 即連桿的長度是 （長度太短不適合）。 L” 濟南大學 泉城學院 畢業(yè)設計 6 依次嘗試 α=30176。α=60176。當 α=60176。時，連桿的長度適宜 d=， 取整 d=30mm。 傳動系統(tǒng)的設計 傳動系統(tǒng)主要是靠機械傳動，首先根據任務書中的要求的沖錘的頻率沖錘所做的功來選擇電動機。傳動方式選擇選用齒輪傳動，因為齒輪傳動平穩(wěn)可靠、傳動比精度高、工作效率好、使用壽命長。齒輪傳動的使用功率、轉速和尺寸的范圍都 很寬。能夠實現多級傳動，并保證良好的穩(wěn)定性。確定傳動比保證了沖錘能夠按照一定的速度工作。為了保證沖錘能夠實現變速的功能，選擇滑移齒輪，滑移齒輪在軸上可以移動，用滑鍵或花鍵連接，齒輪嚙合實現變速。電動機將輸出的轉矩動力傳給傳動部分的軸１，軸１傳遞電動機上的扭矩與動力，同時支撐齒輪１，軸２傳遞來自于軸１上的扭矩，支撐齒輪３，齒輪５，齒輪５，齒輪７，齒輪９。軸３傳遞軸２的扭矩和動力支撐齒輪８，齒輪１０，齒輪１２。軸４也能夠傳遞軸２的扭矩和動力，支撐齒輪２和齒輪４。軸３軸４用一個安全離合器連接，若操作人員誤將兩邊傳 動齒輪同時掛入時，軸３是不能傳動的，如果傳動將發(fā)生嚴重事故。因此用安全離合器將軸連接，若操作人員操作失誤將兩側齒輪同時掛入，軸的兩側的轉矩差就會使安全離合器斷開，從而避免事故的發(fā)生。軸４的末端的齒輪和曲軸上的齒輪１：１傳動，其目的主要是要保證曲軸能夠按照一定轉速帶動沖錘平穩(wěn)運動。 電動機的選擇 因為試驗機采用 3 相 380V、 50Hz 的電源供電，所以選用封閉式系列的 ——交流電動機。 （ 1）電動機容量的選擇 工作機所需功率 Pw，查詢《機械設計手冊》，工作情況系數 Ka=。設計方案的總功率 n0=n1n2n3n4n5……n 本設計中的： η聯(lián) ——聯(lián)軸器的傳動效率（ 2 個）， η軸 ——軸承的傳動功率（ 3 對）， η齒 ——齒輪的傳動功率（六對）， η離 ——離合器的傳動功率（ 1 個）。 其中 η聯(lián) =（彈性聯(lián)軸器）， η軸 =（滾子軸承）， η齒 = 為 7 級， η離=（剪切銷離合器）。 η總 =η聯(lián) η軸 3η齒 6η離 = （ 2） 電動機的輸出功率 Pw=Ka1000FV =（ Kw） Pd= Pw/η總 =（ Kw） （ 3）電動機轉速的選 擇 濟南大學 泉城學院 畢業(yè)設計 7 因為試驗機需要的最大轉速為 200r/min 所以只要大于 200 即可 。 （ 4）電動機型號的確定 由《機械設計手冊》選擇電動機的型號為 Y90L4,其中額定功率為 ，滿載轉速 1400r/min?；痉项}目所需的要求。 表 Y90L4 電動機型號 額定功率（ Kw） 滿載轉速（ r/min） 堵轉轉矩 額定轉矩 最大轉矩 額定轉矩 質量（ KG） Y90L4 1400 27 計算傳動裝置的運動和動力參數 傳動裝置的中傳動比及其分配 （ 1）計算傳動比 由于 沖錘的沖擊次數可以隨著主軸轉速的調整而得到改變，要求沖錘的沖擊次數可以在以下范圍內調整： 50、 100、 150、 200 r/min。而電動機的滿載轉速為 1400r/min，所以可確定傳動裝置應有的傳動比為： i=28,14,28/3， 7 （ 2）合理分配各級傳動比 由于所做的傳動系統(tǒng)是可以變速的，所以需要將傳動分成兩部分。根據原理圖軸1 軸 2 為單級減速部分，剩下的為變速傳動部分。 為了便于計算將單級減速部分的傳動比設置成為 n0=7，而變速的部分的傳動比分為n1=4,n2=3,n3=2,n4=，所 以每次傳動只有一個齒輪嚙合。最后一對齒輪只是為了能夠得到的傳動所以 n5=1。 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩的計算 電動機的轉軸速度： n0=1400r/min 功率： Pw= 轉矩 ： ? ? 0 . 2 3 2 11400 .519550nd d9550Td NP ??? 軸 1： n1=1400r/min P1=Pwη聯(lián) η滾 = T1=Tdη聯(lián) η滾 = Nm 軸 2： n2=n1/i0=200r/min P2=P1η單 i1= T2= T1η單 i1= Nm 軸 3： n3（極限最大值） = n2/i4=200r/min P3min=P2 = P3max=P2η齒 η滾 = 濟南大學 泉城學院 畢業(yè)設計 8 T3min= T2η齒 η滾 η離 i4= Nm T3max=T2η齒 η滾 i1= Nm 傳動件 的 設計計算（齒輪） 單級減速器齒輪的計算 表 2 參數 輸入功率 小齒輪轉速 齒數比 小齒輪轉矩 載荷系數 1400r/min 7:1 NM Ⅰ ． 選精度等級、材料及其齒數 （ 1）材料及其熱處理 選擇小齒輪材料為 40Cr(調質 )，硬度為 200HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者的材料硬度差為 40HBS。 （ 2）精度等級選用 7 級精度。 （ 3）試選小齒輪的齒數 Z1=20，大齒輪的齒數 Z2=140 （ 4）由于是閉式軟齒面齒輪，所以應按齒面接觸疲勞強度設計，按齒根彎曲疲勞強度校核。 Ⅱ ． 按齒面接觸疲勞強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算（以下出現的圖，表，公 式都在《機械設計》書上）。按設計計算公式（ 109a）進行試算，即 ? ?3 21t ????????????? HZKT ??? Ⅲ ． 確定公式內的各計算數值 ① 設計 （ 1）試選載荷系數 Kt=。 （ 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 T1。 ? ? 0 . 2 3 2 1ndd9 5 5 0Td NP ?? T1=Tdη聯(lián) η滾 = NM=104 Nmm （ 3）由表 107 選取齒寬系數 d? =1。 （ 4）由表 106 查的材料的彈性影響系數 ZE=。 （ 5）由圖 1021d 按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim1=600MPa：大齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim2=550MPa。 （ 6）由圖 1019 取接觸疲勞壽命系數 KHN1=； KHN2=。 （ 7）計算基礎疲勞許用應力。 濟南大學 泉城學院 畢業(yè)設計 9 取失效概率為 1%，安全系數 S=1，由式（ 1012）得 ? ? ）（ a5 4 06 0 i m11 MPSKH HN ???? ?? ? ? ）（ . 9 502k i m22 MPSKH HN ???? ?? ② 計算 （ 1）試算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入 ? ?H? 中較小的值。 ? ? ）（ 2. 171 3 243 2t1t ????????????????????????? HZTK ???（ 2）計算圓周素的 v。 ）（ m / s4 3 0 0 060 1 4 0 05 9 0 0 060 ndv 11t ?? ?????? ?? （ 3）計算齒寬 b。 b=Φdd1t=(mm) （ 4）計算齒寬與齒高之比 b/h。 模數 ： mt=d1t/z1=（ mm） 齒高 ： h===(mm) b/h=（ 5）計算載荷系數。 根據 v=， 7 級精度，由圖 108 查的動載系數 Kv=； 直齒輪， KHα=KFα=； 由表 102 查得使用系數 KA=； 由表 104 用插值法查的 7 級精度、小齒輪相對支撐非對稱分布時， KHβ=。 由 b/h=， KHβ= 查圖 1013 得 KFβ=；故載荷系數 K=KAKVKHαKHβ=1= （ 6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（ 1010a）得 ： ）（ mm7 4 9 33t1t1???? KK （ 7）計算模數 m。 mm)(287 11 ??? 圓整取模數 m=2mm ③ 校核 濟南大學 泉城學院 畢業(yè)設計 10 查取齒形系數，盈利校正系數由表（ 105） YFa1=； YFa2= FSa1=； YSa2= 大小齒輪均為調制處理，小齒輪的硬度為 28