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编号机械设计课程设计说明书题目设计用于芯片拾取的机构院(系)机电工程学院专业机械设计制造及其自动化学生姓名学号指导教师职称20117月6日目录目录……………………………………………………………………………………11设计任务书…………………………………………………………………………
21.1设计题目…………………………………………………………………………
21.2工作原理…………………………………………………………………………
21.3设计任务…………………………………………………………………………22设计方案的拟定及选择……………………………………………………………
22.1传动方案的选择…………………………………………………………………
22.2电动机的选择……………………………………………………………………
22.
2.1计算总传动比和分配各级传动比………………………………………………
32.
2.2计算传动装置的运动和动力参数………………………………………………43齿轮的设计…………………………………………………………………………54滚动丝杆的设计……………………………………………………………………
94.1水平传动滚动丝杆的设计…………………………………………………………
94.2竖直传动滚动丝杆的设计………………………………………………………155轴的设计…………………………………………………………………………176轴承的选择与校核………………………………………………………………267键连接的选择……………………………………………………………………268联轴器的选择……………………………………………………………………289工作台及导向滑道的设计………………………………………………………2910润滑与密封……………………………………………………………………3011装配图…………………………………………………………………………3012总结……………………………………………………………………………2913参考文献…………………………………………………………………………31计算过程及说明结果
1、设计任务书
1.1设计题目设计用于拾取芯片的机构
1.2工作原理运用两个原动机,通过减速作用,带动工作台完成水平与竖直两个方向的传送运动,两个方向定位准确后利用气动装置吸取芯片,然后丝杆反转,以实现芯片的拾取和贴片过程
1.3设计任务设计的芯片拾取机构能实现3-5次/秒的贴片速度,要求水平移动位移为300~600mm,上下移动位移为10mm设计工作量如下
1、装配图1张(A3)
2、零件图4张(A3)
3、设计说明书1份(10000字以上)
2、设计方案的拟定及选择
2.1传送方案的选择
(1)方案一利用滚珠丝杆传动,刚性好,传递效率高,同步性能好,可以传递较大扭力,定位精度高,摩擦小,适合用于大批量生产的场合,不过频繁换向时容易产生冲击方案二利用同步带传动,传动平稳,消除震动,噪音小,传动比准确,对轴作用力小,结构紧凑,耐油,耐磨性好,抗老化性能,不能承受很大载荷,不允许有污染和工作环境较为恶劣的场所下正常工作比较以上两种方案,为了实现高速的贴片效率及工作的长久性,及对芯片的精确定位,我们选择第二种设计方案
2.2电动机的选择电动机类型的选择优点缺点电动机结构简单,价格低廉,动力源方便功率系数较低,且调速不便,适用于运行环境稳定、调速范围窄的场合液动机调速方便,且传动链较短需配备液压站,成本较高气动机方便实现简单的运动变换有一定的噪声比较以上几种电动机的特点,最终水平传动和竖直传动都选用Y系列的三相异步电动机
(2)电动机容量的选择1)为了实现高速的贴片要求,经计算知丝杆转动的功率=
1.8kw,转速=1500r/min
(3)电动机输出功率考虑传动装置的功率损耗,电动机的输出功率为=/试中η为从电动机到丝杆轴之间的总效率,即其中,,分别为传动系统中联轴器,齿轮传动及轴承的效率,取=
0.99,=
0.96,=
0.98,则==
0.90所以电动机的输出功率为=/=2kw
(4)确定电动机的额定功率选定电动机的额定功率=2kw
(5)电动机的转速由于丝杆的转速较高,单级圆柱齿轮传动的传动比i«5,取传动比i=
1.5,则电动机的转速=1500×i=2250r/min选择符合这一转速的Y90L-2的电动机,其主要参数为额定功率
2.2kw,满载转速2840r/min,额定转矩
2.
22.
2.1计算传动装置总传动比和分配各级传动比采用一级传动,传动比=2840/1500=
1.
892.
2.2计算传动装置的运动和动力参数
(1)计算各轴的转速=/
1.89=1500r/min式中,,,分别为电动机0轴,小齿轮Ⅰ轴,大齿轮Ⅱ轴,丝杆Ⅲ轴的转速
(2)计算各轴的功率=
2.2kwkw
2.05kw=×=
1.99kw
(3)计算各轴的转矩=9550×
2.18/2840=
7.33=9550×
2.05/1500=
13.05=9550×
1.99/1500=
12.67传动装置运动和动力参数计算结果如下表选择方案一=
1.8kw=1500r/min
0.90=2kw=2kw=2250r/min=
2.2kwn=2840r/mini=
1.89转速nr/min0轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴功率Pkw
2..
22.
182.
051.99转矩TNm
2.
27.
3313.
0512.67传动比i
11.891效率
0.
990.
940.97竖直方向传动电动机的选择竖直方向选择SM130系列的型交流伺服电动机,能从低速到高速保持一定的转矩输出,没有象普通步进点饥那样的振动、噪音、发热等问题的存在,没有拖控(不能控制的状态)现象,电机速度平滑,可以根据外负载调节转速,方便实用,所选的电动机型号为SM130-077-30LFB,其主要的参数如下表所示电动机型号满载转速r/min额定功率额定转矩SM130-077-30LFB
30002.4kw
7.
73、齿轮的设计
一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)根据设计的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动;
(2)选用7级精度(GB—10095—88);
(3)材料选择由表10-1选择小齿轮的材料为40Cr(调质),硬度为280HBS大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为240HBS;
(4)齿数比u=
1.89,初选小齿轮齿数为z1=24,大齿轮齿数为z2×u=24×
1.89=
45.
36.取z2=46;
二、按齿面接触强度设计由标准直齿圆柱齿轮的设计公式进行试算d≥
2.32×确定公式内的各计数值
(1)试选载荷系数Kt=
1.3
(2)计算小齿轮传递的转矩T1=
(3)由表10-7选取齿宽系数
(4)由表10-6查得材料的弹性影响系数Zk=
189.8MPa1/2
(5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度=550MPa
(6)计算应力循环次数N1=60n1jLh=N2=
(7)由图10-9取接触疲劳寿命系数=
0.86=
0.88
三、计算
(1)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1由公式计算[]1=×==516MPa[]2=×==484Mpa
(2)试算小齿轮的分度圆直径d1t代入[]中较小的值d≥
2.32×=
2.32×=
29.016mm
(3)计算圆周速度VV=πdn1/60×1000=
4.31m/s
(4)计算齿宽bb=φd·d1t=1×
29.016=
29.016mm5计算齿宽与齿高之比模数mt=d1t/z1=
29.016/24=
1.209齿高h=
2.25mt=
2.72b\h=
29.016/
2.72=
10.676计算载荷系数根据V0=
4.31m\s7级精度查图10-8得到动载荷系数Kv=
1.08直齿轮,KHα=KFα=1由表10-2查得使用系数KA=1用插值法查表10-4得7级精度、小齿轮相对支撑对称布置时KHβ=
1.240由b\h=
10.67,KHβ=
1.240查图10-13得=
1.22;所以动载荷系数K=Ka×Kv×Kha×KHβ=1×
1.08×1×
1.240=
1.3397按实际载荷系数校正分度圆直径d=d×=
29.016×=
29.303mm8计算模数mm=d1/z1=
29.303/24mm=
1.22mm
四、按齿根弯曲强度设计由公式得到弯曲强度的设计公式m≥确定各公式内的计算数值
(1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa
(2)由图10-18取有弯曲疲劳寿命系数=
0.88=
0.9
(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4,则有[]1=×==
314.29MPa[]2=×==
241.57Mpa计算载荷系数KK=Ka×Kv×KFa×kFβ=1×
1.08×1×
1.22=
1.378
(5)查取齿形系数由表10-5查得=
2.65=
2.36
(6)查取应力校正系数=
1.58=
1.58
(7)计算大、小齿轮的并加以比较=
2.65×
1.58/
314.29=
0.01332=
2.36×
1.685/
241.57=
0.01646大齿轮的数据大.
五、设计计算m》==
0.80对比计算结果,有齿面接触疲劳强度计算的模数m小于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所确定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由齿面接触强度算得的模数并取标准值m=3mm,按接触疲劳强度得分度圆直径d1=
29.303在此取d1=75mm,算出小齿轮的齿数Z1=d1/=75/3=25大齿轮齿数Z2=u×Z1=
1.89×25=
47.25,取Z2=48齿轮几何尺寸计算分度圆直径d=mz=3×25=75mmd=mz=3×48=144mm齿顶高h=hm=1×3=3mm齿根高h=h+cm=(1+
0.25)×3=
3.75mm全齿高h=h+h=3+1=4mm齿顶圆直径d=d+2h=75+2×3=81mmd=d+2h=144+2×3=150mm齿根圆直径d=d-2h=75-2×
3.75=
67.5mmd=d-2h=144-2×
3.75=
136.5mm中心距a=d+d/2=
109.5mm齿宽b=d=75mm取B1=80B2=757级精度(GB10095-85)小齿轮40Cr(调质)280HBS大齿轮45钢(调质)240HBS=24=46Kt=
1.3T1Zk=
189.8MPa1/2=600MPa=550MPaN1=
0.86=
0.88[]1=516MPa[]=484Mpad≥
29.016mmV=
4.31m/sb=
29.016mmmt=
1.209h=
2.72b\h=
10.67Kv=
1.08KHα=KFα=1KA=1KHβ=
1.240=
1.22K=
1.339d=
29.303mmm=
1.22mm=500MPa=380MPa=
0.88=
0.9[]1=
314.29MPa[]2=
241.57MpaK=
1.378=
2.65=
2.36=
1.58=
1.58=
0.01332=
0.01646m》
0.80m=3mmZ1=25Z2=48d=75mmd=144mmh=3mmh=
3.75mmh=4mmd=81mmd=150mmd=
67.5mmd=
136.5a=
109.5B1=80B2=75滚动丝杠的设计丝杠与滚动副连接,这样摩擦小,传动效率高
4.1水平传动滚动丝杠的计算由设计要求确定一下已知条件运送的工作台质量=500KG导向面的摩擦系数=
0.15希望的寿命时间=8000h行程长度=300mm单行程所花时间=
0.4s设其加速与减速时间各为=
0.1s设其匀速时间为=
0.2s重定位精度为8um,定位精度15um计算如下1)工作台移动的速度根据+=,可得
0.1+
0.2=
0.3,即=1m/s
(2)初选导程=40mm3)丝杠的转速=/=1/
0.0460=1500r/min4)根据初选导程=40mm及=1500r/min,选择丝杠的公称直径=40mm5)选取丝杠的安装方式本次选取的丝杠为一端固定,另一端自由如下图6轴向工作载荷=1/32+式中为推动工作台运动的最大推力,由于芯片质量相对于工作台质量可以忽略,即=g=
500100.15=
0.75KN;为推动工作台空载运动时的推力,所以==
0.75KN所以=1/32+=
0.75KN7滚珠丝杠的当量动载荷=式中L—滚珠丝杠寿命系数,L=60nT/106其中T为使用寿命时间,h,这里选取T=8000hn为丝杠的转速=1500r/min,可得L=720—轴向工作载荷所以==
0.15=
1.34KN8承载能力选择计算作用于丝杠轴向最大动载荷(N),然后根据值选择丝杠副的型号式中L—滚珠丝杠寿命系数,L=60nT/106其中T为使用寿命时间,h,这里选取T=8000h得L=720—载荷系数(平稳或轻载时为
1.0—
1.2),这里选择=
1.0—硬度系数,这里选取=
1.11所以=
1.
111.
00.15=
1.49KN9滚珠丝杠低径式中—支承方式系数,这里取=
0.039—导轨静摩擦力=
0.75KN—滚珠丝杠两轴承支点间距离,常取
1.1行程+(10~14)得=
1.1300+1440=890mm—丝杠允许最大轴向变形(1/3~1/4)重复定位精度,(1/4~1/5)定位精度.取两种结果的小值这里取=2um得=
0.039=
22.5mm10预期额定动载荷按预期工作时间估算式中—精度系数,这里取=1;—可靠性系数,这里取=
0.44;—当量载荷,=1/2()=1500r/min—使用寿命,=8000h—载荷系数,这里取=
1.0所以
15277.5N11确定滚珠丝杠副的规格代号一选内循环浮动式法兰,直筒单螺母增大钢球预紧二由计算出的在样本中取相应规格的滚珠丝杠副DCT4040-
2.5=40mm,=
2571815277.5,=
32.
322.512)确定预紧力=1/3=250N13)行程补偿值与拉伸力=式中—温度变化值,2~3—滚珠丝杠副有效行程,=行程+(8~14)=700mm所以=
16.52um拉伸力==4068N14)压杆稳定性校核=/K式中—实际承受载荷的能力,N—压杆稳定的支承系数,此次设计采用的是单推—单推式,取=1—刚的弹性模量,
2.1105MPa—滚珠丝杠底径的抗弯截面惯性矩,==
3.
1422.504/64=
12574.2K—压杆稳定安全系数,这里取K=3得=
13.
1422.
10512574.2/
(3300300)=
96.42KN所以此丝杆的选取合格15)刚度的验算滚珠丝杠在轴向力的作用下,将产生伸长或缩短,在扭矩的作用下将产生扭转而影响丝杆导程的变化,从而影响传动精度及定位精度,故应验算满载时的变形量其验算公式如下滚珠丝杆在工作负责F和扭矩T共同作用下,所引起的每一导程的变形量为=式中—刚的弹性模量,
2.1105M,—丝杠的最小截面积,=/4=
3.
1432.32/4=
8.19cm2—扭矩,N*m==75040/
23.
140.94=5082—滚珠丝杠底径的抗弯截面惯性矩+号用于拉伸时,—号用于压缩时得,L==
0.00018=
0.002所以此滚珠丝杠的刚度合格16确定滚珠丝杠副支承用的轴承代号,规格
(1)轴承所受的最大轴向载荷=+=4068+750=48182轴承类型两端固定的支承形式,选背对背60°角接触推力球轴承
(3)轴承内径根据公称直径=40mm,查机械设计手册得=30mm
(4)轴承预紧力1/3=1606N
(5)按样本选轴承型号17功率的计算工作台所受的动能W1=m=50011=500J工作台所受的摩擦力所做的功W2=gS=
0.
1550000.3=225J推动工作台所需的功率P1=(W1+W2)/=(500+225)/
0.4=
1.8kw18螺纹升角的计算已知轴向力的最大载荷Fmax=
0.75KN,导程=40mm公称直径=40mm,=40/
403.14=
0.318得=
17.64°可求得径向力==
0.75/sin
17.64°=
2.47KN.
4.2竖直传动滚动丝杆的设计丝杆的选择过程已知条件由于运动距离很小,时间很短,将整个运动看成是匀速运动,工作台的上下移动速度=
0.2m/s,丝杠的转速=1200r/min1)运送的工作台质量=100KG2)导向面的摩擦系数=
0.153)希望的寿命时间=8000h4行程长度=10mm5单行程所花时间=
0.05s6重定位精度为8um,定位精度15um1工作台的上下移动速度=
0.01/
0.05=
0.2m/s丝杠的转速=
0.
2./
0.0160=1200r/min丝杠的计算2初选导程=10mm3根据所选取的导程,初选丝杠的公称直径=16mm4假定工作台的重量为m=100kg,则丝杠所受的轴向力为=mg=1KN5轴向工作载荷=1/32+=1KN6滚珠丝杠的当量动载荷==1=
8.32KN7承载能力选择=
1.
111.01=
9.23KN8:滚珠丝杠低径=
0.039=
10.7mm9预期额定动载荷按预期工作时间估算=11/(
10010.44)=
0.95KN10确定滚珠丝杠副的规格代号选内循环浮动式法兰,直筒单螺母变位导程预紧由计算出的在样本中取相应规格的滚珠丝杠副NFZ4010-3=10mm=36333950=
32.
310.711确定预紧力=1/3=333N12行程补偿值与拉伸力==
11.
821100.001=
2.6um拉伸力==
1.
95232.
332.3=4068N13压杆稳定性校核=/K=
13.
1422.
110553402.2/
(31010)=368KN
5、轴的设计
(1)小齿轮轴的设计一轴的强度校核计算1求出输出轴上的功率,转速和转矩根据电动机部分所算的结果,则=
2.18kw,=2840r/min,=9550000/=73302求出作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为d=75mm而=2=
195.47N=
195.47=
71.15N=
195.47/=
208.01N3:初步确定轴的最小直径9550000P/()[]式中—扭转切应力,MPa;—轴所受的扭矩,;—轴的抗扭截面系数,—轴的转速,r/minP—轴传递的功率,kw—计算截面处轴的直径,mm[]—许用扭转切应力,MPa这里选取轴的材料为45号钢,取其[]=30MPa,=120由上式可得轴的直径120=11mm4轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案本题的装配方案已在前面分析比较,轴的设计图如下所示
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求,I—II轴段右端需制出一轴肩,故取II—III段的直径=28mm,左端用轴端挡圈定位,按轴端直径D=30mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度=
61.5mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故I—II段得长度应比略短一些,现取=60mm初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据=28mm,有轴承产品目录中初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承332/32,其尺寸为=32mm65mm26mm,故=32mm;而=26mm.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位有手册上查得332/32型轴承的定位轴肩高度h=3mm,因此,取=38mm3取安装齿轮处得轴段IV—V的直径=
36.4mm,齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位已知齿轮轮毂的宽带为80mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取=76mm齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度,故取=
2.6mm,则轴环处的直径=
41.6mm轴环宽度,取=5mm4)轴承端盖的总宽度为18mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离=25mm,故取=43mm5)取齿轮距箱体内壁之距离=16mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=26mm,则=T+s++2=26+8+16+2=52mm=+s-5=16+8-5=19mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度轴上零件的周向定位齿轮,联轴器与轴的周向定位均采用圆头键连接按由教材可查得圆头键截面=10mm8mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样,联轴器与轴的连接,选用圆头键为8mm7mm50mm,,联轴器与轴的配合为H7/k6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m64确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取左轴端倒角为1,右轴端倒角为
1.2,各轴肩的圆角半径见图
(5)求轴上的载荷首先根据轴轴的结构图,做出轴的计算简图,确定轴承的支点位置时,应从手册中查取值对于332/32型轴承,由手册查得=
16.6mm因此作为简支梁的轴的支承跨距=
71.4mm+
73.4mm=
144.8mm.根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面现将计算出的截面C处得,及M的值列于下=500KG=
0.15=8000h=300mm=
0.4s=
0.1s=
0.2s=1m/s=40mm=1500r/min=40mm=1/32+=
0.75KN;=
0.75KN=
0.75KNT=8000h=1500r/minL=720=
1.34KNL=720=
1.0=
1.11=
1.49KN=
0.039=
0.75KN=890mm=2um=
22.5mm=1=
0.44=1500r/min=8000h=
1.
015277.5NDCT4040-
2.5=40mm=
2571815277.5=
32.
322.5=250N~2~3=700mm=
16.52um=4068N=
2.1105MPa=
12574.2=
96.42KN=
8.19cm2=5082L==
0.00018=
0.002=4818=30mm1/3=1606NW1=500JW2=225JP1=
1.8kw=
17.64°=
2.47KN.v=
0.2m/sn=1200r/min=100KG=
0.15=8000h=10mm=
0.05sv=
0.2m/sn=1200r/min=10mm=16mmm=100kg=1KN=
8.32KN=
9.23KN=
10.7mm=
0.95KNNFZ4010-3=10mm=36333950=
32.
310.7=333NC=
2.6um=4068N=368KN=
2.18kw,=2840r/min,=330d=75mm
195.47N
71.15N
208.01N[]=30MPa=12011mm=60mm=28mm32=32=26mm=38mm=
36.4mm载荷水平面H垂直面V支反力F=
99.08N=
96.39N=
36.07N=
35.08N弯矩M=
7075.026=
2575.40=
2574.87总弯矩=8124=7748扭矩T=7330弯矩图按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度根据教材式(15-5)及上表中的数据,以及轴单双向旋转,扭转切应力亦为对称循环变应力,取=1,轴的计算应力=MPa=
2.2MPa选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材表15-1查得[]=60MPa因此[]故安全:精确校核轴的疲劳强度1)判定危险截面截面AIIIII,B只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以截面AIIIIIB,均无需校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面IV和V处过盈配合所引起的应力集中最严重;从受载的情况来看,截面C上的应力最大截面V的应力集中的影响和截面IV的相近,但截面V不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核截面C上虽然应力最大,但应力集中不大,而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核截面VI和VII显然更不必校核由第三章附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小,因而该轴只需校核截面IV左右两侧即可2)截面IV左侧抗弯截面系数=
0.1=
0.132mm=
3276.8mm抗扭截面系数=
0.2=
0.232mm=
6553.6mm截面IV左侧的弯矩M为M=7259=3599截面IV的扭矩为=7330截面上的弯曲应力=3599/
3276.8MPa=
1.1MPa截面上的扭转切应力==7330/
6553.6MPa=
1.1MPa轴的材料为45刚,调质处理由表15-1查得MPa,=275MPa,=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及,按附表3-2查取因r/d=
1.2/32=
0.0375,D/d=
36.4/32=
1.1375,经插值后可查得=
2.0,=
1.5又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为=
0.85故有效应力集中系数按式(按表3-4)为=1+
0.821=
1.82=1+
0.
850.5=
1.425由附图3-2的尺寸系数;由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由附图3-4的表面质量系数为=
0.92轴未经表面强化处理,即=1,则按式(3-12)及式(3-12a)的综合系数为=
1.82/
0.67+1/
0.92-1=
2.80=
1.425/
0.85+1/
0.92-1=
1.76又由3-1及3-2的碳钢的特性系数=
0.1~
0.2,取=
0.1=
0.05~
0.1,取=
0.05于是,计算安全系数值,按式(15-6)~(15-8)则得=275/(
2.
82.91+
0.10)=
33.75=155/(
1.
620.97/2+
0.
050.97/2)=
191.37=
33.
75191.37/=
33.23》S=
1.5故可知其安全3截面IV右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算W=
0.1=
0.
136.4mm=
4822.8544mm抗扭截面系数=
0.2=
0.
236.4mm=
9645.7088mm弯矩M及弯曲应力为M=7529(
71.4-36)/
71.4=3733=3733/
4822.8544MPa=
0.77MPa扭矩及扭转切应力为=7330==7330/
9645.7088MPa=
0.76MPa过盈配合处得,由附表3-8用插值法求出,并取=
0.8,于是得=
3.16=
0.
83.16=
2.53轴按磨削加工,由附表3-4得表面质量系数为故得综合系数为=
3.25=
2.62所以轴在截面IV右侧的安全系数为=275/(
3.
252.91+
0.10)=
29.08=155/(
2.
620.709/2+
0.
050.709/2)=
163.75=
29.
08163.75/=
29.63》S=
1.5故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的
(2)大齿轮轴的设计一轴的强度校核计算1求出输出轴上的功率,转速和转矩=
2.05kw,=1500r/min,=9550000/=135002求出作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d=144mm而=2=
187.5N=
187.5=
68.24N=
187.5/=
199.53N3:初步确定轴的最小直径120=
13.3mm4轴的结构设计
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)=32mm,=35mm,=40mm,=48mm,=41mm=73mm,=70mm=43mm,=53mm,=70mm,=10mm=14mm,=21mm.
(2)初步选择滚动轴承标准精度级的单列圆锥滚子轴承33007,其尺寸为=35mm62mm21mm,
(3)取齿轮距箱体内壁之距离=16mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=21mm,则=T+s++2=21+8+16+2=47mm=+s-10=16+8-10=14mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度
(4)轴上零件的周向定位齿轮,联轴器与轴的周向定位均采用圆头键连接按由教材可查得圆头键截面=10mm8mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样,联轴器与轴的连接,选用圆头键为8mm7mm63mm,,联轴器与轴的配合为H7/k6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m65确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取左轴端倒角为1,右轴端倒角为1,各轴肩的圆角半径见图
(6)求轴上的载荷首先根据轴轴的结构图,做出轴的计算简图,确定轴承的支点位置时,应从手册中查取值对于33007型轴承,由手册查得=
13.5mm因此作为简支梁的轴的支承跨距=66mm+69mm=135mm.根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面现将计算出的截面C处得,及M的值列于下表=
2.2MPa[]=60MPa[]故安全=
3276.8mm=
6553.6mmM=3599=
73301.1MPa=
1.1MPaMpa=275MPa=155MPa=
2.0=
1.5=
0.
851.
821.425=
0.
922.
081.76=
0.1=
0.
0533.
75191.
3733.23安全W=
4822.8544mm=
9645.7088mmM=
37330.77MPa=7330=
0.76MPa=
3.16=
2.
533.
252.
6229.
08163.
7529.63》S=
1.5合格=
2.05kw=1500r/min,=
13500187.5N
68.24N
199.53N
13.3mm=32mm=35mm=40mm=48mm=41mm=73mm,=70mm=43mm=53mm=70mm=10mm=14mm=21mm载荷水平面H垂直面V支反力F=
95.8N=
91.7N=
34.88N=
33.36N弯矩M=
6327.3=
2302.08总弯矩=6733扭矩T=
135006、轴承的选择与校核
一、支撑竖直丝杆轴承的选择由于丝杆竖直放置,所以选用推力轴承,工作中轴承受到的轴向载荷为=1000N,轴承转速n=1200r/n,轴承处轴颈直径为30mm,工作中无冲击
(1)由课本表13-6取载荷系数;
(2)轴承的当量动载荷=×X×=1000×1×
1.0=1000N;
(3)轴承额定动载荷=1000×,式中
(4)由《机械设计手册》初选7006C的角接触轴承,单独承受轴向力,C=15200=14500由课本表13-5得X=1Y=0
(5)验算7006C轴承的寿命即所选轴承的寿命大于预期寿命,符合要求,所以选择7006C轴承
二、支撑水平丝杆轴承的选择由设计的工作条件知轴承受到的径向载荷Fr=2470N轴向载荷Fa=750N,轴承转速n=1500r/min预期计算寿命寿命=8000h装轴承处的轴颈直径选取30mm,所以决定选用深沟球轴承,轴承型号选择过程如下
1.求轴承的轴向载荷与径向载荷的比值,即/=750/2470=
0.
3032.初步计算当量动载荷P根据轴承的当量动载荷公式P=,工作中运动平稳,按照课本表13-6,取按照课本表13-5,X=
0.56,暂时取Y=
1.5,则P=求轴承的基本额定动载荷
4.查《机械设计课程设计》选择C=27000N的6306轴承此时的基本额定静载荷=15200N验证如下求相对轴向载荷对应的e值与Y值相对轴向载荷Fa/C0=750/15200=
0.0493,在表中介于
0.040~
0.070之间,对应的e值介于
0.24~
0.27,Y的值为
1.8~
1.6用线性插值法求Y值Y=
1.6+【(
1.8-
1.6)·(
0.070-
0.06522)/(
0.070-
0.040)】=
1.632X=
0.56Y=
1.632求当量动载荷P.P=
2607.2N验算6304轴承的寿命=即高于预期的寿命,符合要求所以选取型号为6306的轴承=1000NC=8320N=48775h8000h7006C合格P=
2508.2C=22480N6306轴承合格X=
0.56Y=
1.632Y=
1.632C=247508000合格小齿轮轴的轴承型号为单列圆锥滚子轴承332/32,其尺寸为=32mm65mm26mm332/32轴承大齿轮轴的轴承型号为单列圆锥滚子轴承33007,其尺寸为=35mm62mm21mm33007轴承
7、键联接的选择
(1)小齿轮轴与联轴器键的选择联轴器与轴的周向定位均采用圆头平键连接按由教材可查得圆头平键键截面=10mm8mm,键长为63mm键的校核T=
7.33N=50-8=42mm,k=
0.5h=
3.5mm,轴的直径d=24mm,键、轴和轮毂的材料都是钢,由课本表6-2查得许用应力=100-120MPa,取=110MPa,则由键的强度条件有=
27.33/(
3.54224)=
4.15MPa100MPa,所以符合要求小齿轮与轴联接键的选择受到的转矩也为T=
7.33N,选择键的型号为圆头平键=10×8,键长63,符合要求大齿轮与键联接的选择T=
13.05Nmm,选择型号为=8×7,键长度为63=
213.05/(
3.55528)=
8.66MPa100MPa,符合要求大齿轮轴与联轴器键的选择选择型号为=8×7×
63.
8、联轴器的选择
(1)电动机与小齿轮轴联轴器的选择由于电机的转速较高,所以这里选择膜片联轴器,根据电动机轴的直径,选择联轴器型号为JMI2/JMIJ2的联轴器,校核计算转矩==
1.
37.33=
9.53根据[]被连接轴的转速不应该超过所选联轴器允许的最高转速,即,所以合格大齿轮轴与丝杆联轴器的选择选择型号为JMⅠ3/JMⅠJ3竖直电动机与丝杆联接联轴器的选择JMI2/JMIJ2A型平键=68合格A型平键=108合格A型平键=8×7合格A型平键=8×7合格JMI2/JMIJ2JMⅠ3/JMⅠJ3JMI2/JMIJ2工作台及导向滑道的设计由于丝杠不能承受较大的径向力,所以得设计一个导向滑道,滑道可以用光杆导向,我们在此选择槽型轨道导向,导向性好,可承载较大的载荷,如下图所示工作台设计类似下图润滑与密封
(1)轴承的润滑由于运转过程中,轴承内部各元件间存在各种不同程度的相对滑动,存在滑动摩擦,导致摩擦生热和元件的磨损,因此必须对轴承进行润滑由于轴承工作温度为0~30,内径为30mm,最高转速为1500,所以mmr/min,所以选择润滑油粘度为35
(2)齿轮的润滑转动过程中,齿轮啮合也发生摩擦生热,故需润滑采用浸油润滑,由于大齿轮浸油深度不小于10mm,取为油深h=57mm,选用全损耗系统用油L-AN22
(3)导向滑道的润滑按滑动速度和平均压力来选择粘度工作台滑动速度为1m/s,选择的导轨润滑油型号为N
150.减速箱密封减速齿轮传动为闭式,应该密封由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙,轴II及轴IV的轴承两端采用凸缘式端盖,由于采用脂润滑,轴端采用间隙密封装配图整个芯片拾取机构的装配图如下所示
12、总结机械课程设计是课程设计当中及其重要的环节,确定题目后,接着就是选择自己的设计方案,经过将近三周的课设时间,终于把课设做完了,在此过程中我们经历种种挫折,但我们始终坚持到最后,有了许多感触这是大学中的第二个课程设计,接到题目后,我们就到图书馆借了相关的书籍,接下来讨论设计方案,最终选择利用滚动丝杆传动实现芯片拾取过程然后就是分工合作,合理分配任务在此过程中我们遇到了种种挫折,加上丝杆计算的复杂性,我们被很多问题卡住了,但是我们并没有放弃,而是充分利用手上的书籍,电子资源等工具,互相帮助,一起解决难题.,坚持到最后,完成了这次的艰巨任务回顾此次的课程设计,我们感慨甚多,的确,从知道题目到确定方案,以及繁多的计算在设计过程中,我们也犯下了不少的错误,有的是原理上的,有的则是配合上的在一开始构思运动方案和设计系统是,由于缺乏必要的数据,对实际运行结果没有多加考虑,而在经过了相关的查找资料和咨询之后,才发现原先的设计存在问题,无法准确掌握所设计机构的运行流程,导致停滞不前在两星期多的时间里,觉得挺苦的,但是通过它我们可以学到很多的东西,比如进一步熟悉一些制图软件的运用,例如Solidworks,UGCAXA等不仅可以巩固了以前所学过的知识,而且还可以将书上学到的东西系统运用起来,这对我们大四的课程设计和毕业设计会有很大帮助的通过这次课程设计,我们懂得了原理与设计的重要性,虽然我们完成了这次课程设计,但是我们清楚地知道自身的不足,会在以后的学习中不断提高自己因为现有水平有限,设计中会存在不合理的地方,希望老师批评指正,谢谢!
13、参考文献【1】吴宗泽《机械设计实用手册(第二版)》——北京化学工业出版社【2】寇尊权王多《机械设计课程设计》机械工业出版社【3】大连理工大学工程图学教研室,《机械制图》第六版高等教育出版社【4】孙桓,陈作模,葛文杰《机械原理》第七版高等教育出版社【5】濮良贵,纪名刚《机械设计》第八版高等教育出版社【6】《机械设计手册》化学工业出版社【7】乌尔里希.费舍尔等著,云忠,杨放琼译《机械简明手册》湖南科学技术出版社【8】汪德涛,林亨耀主编,设备润滑手册北京机械工业出版社,
2009.9【9】朱孝录《齿轮传动设计手册》——北京化学工业出版社2005【10】岑军键等编,《非标准设备设计手册》.国防工业出版社【11】黄华梁,彭文生主编《机械设计基础》第四版,北京高等教育出版社1。