机械毕业设计（论文）铸造车间振动筛砂机设计【全套图纸】 .doc

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1、摘要本文简要介绍了振动筛砂机的结构和特点，给出了振动筛砂机的设计，并对连杆的设计和传动系统运动方案要点进行了简要说明。本文重点介绍了振动筛砂机各部分设计和校核。本设计主要内容分为三大部分：1. 传动系统运动方案设计2. 减速器机构设计3. 工作机构的设计主要设计传动系统运动方案和工作机构，确定了涡轮涡杆传动的各主要参数，对驱动机构中的各部件进行了选型,设计,校核。本设计的主要特点是：节省投资，控制方便。 关键词 传动系统；连杆机构；运动和动力分析；涡轮蜗杆减速器 全套图纸，加695132052AbstractThis paper introduces the sand-shaker of th

2、e structure and characteristics of the shaker is the design of sand, and link the design and transmission system for a sports programme elements summary statement. This article focuses on the shaker machine sand all parts of the design and verification. The design of the main content is divided into

3、 three parts: 1. Transmission System Design Movement 2. Reducer Design 3. The design work The main drive system design work and sports programmes, identified turbo-drive vortex of the main parameters of the drive mechanism in various parts of the selection, design, check. The design of the main feat

4、ures are: saving investment, convenient control. Keywords Transmission linkage movement Linkage mechanism Kinematics and dynamics Analysis retarder目 录1 绪论11.1 背景介绍11.2方案比较11.3设计方案综述22传动方案设计32.1 传动方案对比分析33连杆机构的设计53.1连杆机构的特点53.2连杆机构的选择53.3平面四连杆机构有曲柄的条件63.4.1铰点位置和曲柄长度的设计73.4.2曲柄摇杆机构的设计74 机构的运动和动力分析94.1

5、概述94.2用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度和加速度分析94.2.1绘制机构运动简图94.2.2作速度分析94.3作加速度分析104.4用矢量方程图解法作平面连杆机构的动态静力分析124.4.1对机构进行运动分析124.4.2确定各构件的惯性力和惯性力偶矩124.4.3机构的动态静力分析135杆件的设计185.1杆件的类型185.2 钢材和截面的选择185.3杆件间的联结185.3.1剪切强度计算185.3.2挤压强度计算195.3.3稳定性的校核206 减速器的设计216.1电动机的选择216.1.1选择电动机类型和机构形式216.1.2 功率的计算216.1.3电动机功率计算216.1

6、.4确定电动机转速226.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比236.2.1 总传动比236.3 计算传动装置的运动和动力参数236.3.1各轴转速246.3.2各轴输入功率246.3.3各轴输入转矩246.4 减速器结构的设计246.4.1机体结构246.4.2铸铁减速器机体的结构尺寸246.5 传动零件的设计计算256.5.1减速器外传动零件的设计256.5.2减速器内传动零件的设计266.6装配图设计第一阶段306.6.1有关零部件的结构和尺寸的确定306.6.2 轴的结构设计316.7滚动轴承的选择346.7.1 选择原则346.7.2 选用方法346.7.3滚动轴承的失效356.8

7、轴承盖上的螺纹强度计算366.9 键的选择和强度校核376.10联轴器的选择计算376.11装配图设计的第二阶段386.11.1轴承端盖结构386.11.2轴承的润滑与密封386.11.3减速器的润滑386.12减速器附件设计396.12.1窥视孔盖和窥视孔396.12.2放油螺塞396.12.3油标396.12.4通气器396.12.5启盖螺钉396.12.6环首螺钉,吊环,和吊钩397 开式齿轮的设计407.1开式齿轮计算公式407.2计算参数的选取407.3确定传动主要尺寸41结 论42致谢43参考文献44附录45英文翻译45中文翻译511 绪论1.1 背景介绍本课题来源于现场实际,属于

8、工程设计。车间振动筛砂机是一种很常见的机械结构，在自动化流水生产线上有着广阔的用途和作用，在石油工业和自动进给的输送系统中都有很好的运用，特别是在一些需要有间歇传动的进给机构中，振动筛砂机承担了相当一部分的工作任务，如自动化的包装流水线上。通过该毕业能使学生将大学四年所学的知识能灵活的运用于实践。对于一个工程的整体设计有了更好的理解。有助于形成工程化的思想,对以后的设计打下很好的基础。随着国民经济的不断发展,多种类型的工件传送机广泛的运用于石油，化工，农业，轻工和服务业等不同的行业的各种场合。同时在各种场合对不同的工况所使用的振动筛砂机也不尽相同，近年来由于振动筛砂机的应用范围的扩大，品种的增

9、多以及质量的不断提高，对加工设计振动筛砂机提出了更高的要求，特别是在一些大型的流水线上，振动筛砂机承担了很重要的工作任务。这些振动筛砂机要求传输距离和速度，精度比较高。为此各厂家为了根据自己的需要，出于经济性和战略方向的考虑，自行设计结构简单可靠，生产价格便宜的振动筛砂机。1.2方案比较经过反复调研，查阅相关资料，我们根据振动筛砂机工况要求，提出了以下三种方案：方案一：直接运用步进电动机和带传动来实现滑架的往复运动，通过步进电动机的正反转程序控制往返运动，用单片机控制驱动电路来设置相关的运动参数。方案二：运用步进电机和齿轮齿条来实现滑架的往返运动，通过步进电机的正反转，齿条固定在滑架上，利用齿

10、轮齿条间的传动来实现往返运动。方案三：运用普通电动机，减速器，连杆机构。通过电动机可以获得运动需要的动力，减速器提供相应的速度和节奏，连杆机构实现不同的速比，节奏，步长以及滑架的运动轨迹。经过可行性调研，我们发现方案三是合理的，也是最有实际意义的，同时，经济性也能很好的实现，方案一中步进电机的功率和工况要求中的中度冲击问题对步进电机的影响不能很好的解决，而且步进电机拥有一个很明显的优点，就是它能够精确的正反转功能，因为步进电机是将电脉冲信号转化为角位移，或线位移的开环控制元件，在非超载的情况下电机的转速，停止的位置只取决于脉冲信号的频率和脉冲数，而不受负载的变化而影响，即给电机加一个脉冲信号,

11、电机则转过一个步距角，这一线性关系的存在，加上步进电机只有同期性的误差而无累积误差等特点，使得在速度控制领域用步进电机来控制变的非常简单，而且低速精度高。 虽然步进电机已被广泛地应用，但步进电机并不能象普通的直流电机，交流电机在常规下使用。它必须由双环形脉冲信号、功率驱动电路等组成控制系统方可使用。因此用好步进电机却非易事，它涉及到机械、电机、电子及计算机等许多专业知识。方案二也存在类似的问题，而方案三都能很好的实现，而且普通电动机容易选择，减速器和连杆机构，结构可靠，稳定性高,可以允许有一定的冲击，故此方案较合理。在整个设计过程中，减速器部分和连杆机构的设计和分析应是本课题的重点，运用机械设

12、计和机械原理的相关内容来设计，设计的主要内容应包括工作机构和传动系统的运动分析，连杆机构的运动和动力分析，减速器的设计，减速器零件的制造及相关工艺流程。本课题的难点的连杆尺寸的分析和动力运动的分析，减速器各轴和齿轮的计算设计。1.3设计方案综述振动筛砂机是一种实现往复传送的机械，电动机通过传动装置，驱动滑架往复移动工件，行程时滑架上的推爪推动工件前进一个步长，当滑架返回时，由于推爪与轴间装有扭簧，推爪得以从工件底面滑过，工件保持不动，当滑架再次向前推进时，已复位，往返推动工件前移。设计意义：振动筛砂机在自动化流水线上的充分运用能提高工厂的生产率，减轻工人的劳动强度，为实现车间无人化提供了可靠的

13、条件。2传动方案设计2.1 传动方案对比分析一台完整的机器，总是由原动部分，传动部分，和执行部分所组成，而传动部分的功能是将原动机的动力或运动形式传递给执行部分或转换成执行机构预期的动作。实践证明，传动部分的质量和成本在整个机器中所占的比例很大，传动方案的选择及布局是否合理在很大程度上决定了机器的工作性能和运转费用。因此，合理拟定与选择传动方案具有十分重要的意义。合理的传动方案，除应满足工作机的性能要求，使用条件和工作可靠外，还应使结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高及使用维护便利等。要同时满足这许多要求，常常是困难的，实际上只能照顾重点要求。现对设计提供的电动机和减速器传动方案

14、进行对比分析。经查阅文献机械零件简明设计手册，方案（A）中减速器为圆柱齿轮展开式二级减速器；方案（B）中减速器为圆锥、圆柱齿轮二级减速器；方案（C）中减速器为下置式蜗杆一级减速器。 显然，方案（C）结构最紧凑，但在长期连续运转的条件下，由于蜗杆传动效率低，功率损失较大；方案（B）的宽度尺寸较方案（A）小，但圆锥齿轮加工比圆柱齿轮困难。 所以，传动方案的选择不但要考虑整个机器的动力特性和运动要求，还要十分注意传动机构的类型特征及应用范围，即在拟定运动简图时通常注意如下几点： （1）带传动承载能力较低，在传递相同扭矩时结构尺寸较啮合传动大，但传动平稳，能缓冲吸震，且有过载打滑保护作用，因此宜放在传

15、动装置的高速级； （2）链传动具有运动不均匀性和多边效应冲击，故宜布置在低速级； （3）蜗杆传动工作平稳，无噪音、传动比大，体积小，重量轻及结构紧凑，但因摩擦发热，其效率较其它普通齿轮啮合传动低，只适宜用于中，小功率和间歇工作的场合。 （4）圆锥齿轮的加工比较困难，特别是大模数圆锥齿轮，应尽量置于高速级，以减小其模数或直径，但圆锥齿轮速度过高时，其精度相应也需提高，还应考虑能否制造及加工成本问题。 （5）斜齿轮传动的平稳性较直齿轮传动好，相应地用于高速级； （6）制动器通常设在高速轴，但制动器后面的传动机构不应设置带传动和摩擦传动。 （7）为简化传动装置，总是将改变运动形式的机构，如（连杆机构

16、，凸轮机构）布置在传动系统的末端或低速级。 （8）传动装置的布局要求结构简单，紧凑，匀称，刚度和强度要好，并适合车间布置情况和工人操作，便于装拆和维修。通过三种方案的对比分析，方案（C）下置式蜗杆传动具有工作平稳，无噪音，传动比大，体积小，结构简单，紧凑，匀称，刚度，强度要好。适合车间布置情况和小批量生产和相对较低的载荷和阻力。因此，我选择方案（C）传动系统3连杆机构的设计3.1连杆机构的特点连杆机构是一种应用十分广泛的机构，机械手的传动机构，折叠伞的收放机构以及人体假肢的设计等，都是连杆机构。连杆机构具有以下特点:1)连杆机构中的运动副一般均为低副，低副两元素为面接触，故在传递同样载荷的条件

17、下，两元素间的压强较小，可以承受较大的载荷。低副两元素间便于润滑，所以两元素不易产生大的磨损。这些条件都能较好的满足重型机械的要求。此外,低副两元素的几何形状也比较简单，便于制造。2)在连杆机构中，当原动件以同样的运动规律运动时，如果改变各构件的相对长度关系，便可以使从动件得到不同的运动规律。3)在连杆机构中，连杆上各不同点的轨迹是各种不同形状的曲线，称为连杆曲线，而且随着各构件相对长短关系的改变，这些连杆曲线的形状也将发生改变，从而可以得到各种不同形状的曲线，我们可以利用这些曲线来满足不同的轨迹要求。由于连杆机构有了上述优点，所以在各种机械和仪表中得到了广泛的应用。4)此外，利用连杆机构可以

18、满足各种运动规律和运动轨迹的设计要求，但要设计一种能够准确实现这种要求的连杆机构却是十分困难的。而且在多数情况下一般只能近似地得以满足。正因为如此，所以如何根据最优化要求来设计四杆机构,使其能够最佳地满足设计要求，一直是连杆机构研究的一个重要课题。近年来对平面连杆机构的研究，不论从研究范围上还是方法上都有很大的进展。从研究范围来说，已不再局限于单自由度四连杆机构的研究,也已注意到对多杆，多自由度平面连杆机构的研究，并且已提出了一些有关这类机构的分析与综合的方法。3.2连杆机构的选择另一方面,在设计要求上也不再局限于运动学要求的范围内，而且已注意到考虑机构的动力特性。根据构成连杆机构的各构件间的

19、相对运动为平面运动还是空间运动，连杆机构可分为平面连杆机构和空间连杆机构两大类，在一般机械中采用的多数是平面连杆机构经分析，参考方案中给出的工作机构是铰链四连杆机构。 图31 铰链四连杆机构简图构件之间都是用转动副连接的四杆机构，成为铰链四杆机构。如图所示：其中，固定不动的杆4称为机架，与机架相连的杆1和杆3称为连架杆，而连接两连架杆的杆2称为连杆。连杆2通常做平面运动，而连架杆1和3则绕各自回转中心A和D转动。其中能做整周回转运动的连架杆称为曲柄，仅能在小于360的某一角度范围内往复摆动的连架杆称为摇杆。 经查阅文献机械设计，在铰链四杆机构中，按照连架杆是曲柄还是摇杆，将其分为三种基本形式：

20、曲柄摇杆机构；双曲柄机构和双摇杆机构。1）曲柄摇杆机构 在铰链四杆机构中，若两连架杆中，有一杆为曲柄，另一杆为摇杆。2）双曲柄机构 具有两个曲柄的铰链四杆机构称为双曲柄机构。双曲柄机构中，通常主动曲柄做等速运动，从动曲柄做变速转动。3）双摇杆机构 若两连杆均为摇杆，则成为双摇杆机构。根据设计要求，机器工作时，沙箱支承摆杆CD绕垂面左右做对称摆动。我们可以判断连架杆CD为摇杆，而根据减速器工作原理，可知连架杆AB可做整周回转运动，因此它是曲柄。综上所述，我们选择方案（1）中的曲柄摇杆机构。 由上述我们所得到的资料，可以给出筛沙机系统的运动简图： 图3-2筛沙机系统运动简图3.3平面四连杆机构有曲

21、柄的条件1.）最短杆与最长杆的长度和应小于或等于其他两杆的长度和,此条件通常为杆长条件。2.）组成该周转副的两杆中必有一杆为四杆中的最短杆。上述条件表明:当四杆机构各杆的长度满足杆长条件时,其最短杆参与构成的转动副都是周转副。由此可知,上述四杆机构中的转动副亦为周转副,而转动副则只能的摆转副。于是,四杆机构有曲柄的条件是各杆的长度需要满足杆长条件,且其最短杆为连架杆或机架。当最短杆为连架杆时,该四杆机构将成为曲柄摇杆机构。3.4连杆设计内容输送机的工作阻力F=3200N，步长S=160，往复次数N=80次/分，行程速比系数K=1.25，高度H=800。输送时滑架受到的阻力F视为常数，该机使用折

22、旧期为10年，每天一班制工作，载荷中有中等冲击，工作环境灰尘较大，工作机构效率为0.95，沙箱往复次数的相对误差不超过，按一般机械厂制造，小批量生产。3.4.1铰点位置和曲柄长度的设计根据行程速比和传动角要求点铰点A的位置及曲柄连杆长度。根据所给条件和现场的要求，和行程速比系数K设计四连杆时，可利用机构在极位时的几何关系，在根据其它辅助条件进行设计。3.4.2曲柄摇杆机构的设计已知摆角及行程速比系数K=1.25和摇杆长度来设计该机构。设计时先按公式=180(K-1)/(K+1)算出极位夹角为20。然后任取一点D,并以此点为顶点作等腰三角形,使两腰之长等于CD, CDC=,作CMCC,再作CN使

23、CCN=90-,得C2M与C1N的交点P。作PC1C2的外接圆,则圆弧C1PC2上任一点A至C1和C2的连线的夹角C1AC2都等于极位夹角,所以曲柄的轴心A应在此圆弧上。设曲柄长度为a,连杆的长度为b，则故AC=b+a,AC=b-a.故a=(AC-AC)/2于是以A为圆心,以为AC半径作弧交AC于点E,则得a=EC1/2,b=AC-EC/2。设计时应注意,曲柄的轴心A不能选在弧段上,否则机构将不满足运动的连续性要求。根据上面的做法可以得出平面四连杆机构的杆长分别为a=134,b=1300,c=b=1300,d=1820mm。3.4.4校核最小传动角在机构运动过程中,传动角的大小是变化的,为了保

24、证机构的传动性能要求,设计时应使40传递力矩较大时，则应使；对于一些受力很小或不常使用的操纵机构，则可允许传动角小些，只要不发生自锁即可。最小传动角与机构中的各杆的长度有关,见式（3.1）=arccos 式（3.1）= arccos =42.740故满足最小传动角的要求。所以可以定出该要求设计的机构的总体尺寸,即L=a=134,L=b=1300,L=c=b=1300,L=d=1820.以上L为杆件AB的长度，L为杆件BC的长度，L为杆件CD的长度，L为杆件AD的长度。 4 机构的运动和动力分析4.1概述用矢量方程图解法作机构的速度和加速度分析, 矢量方程图解法所依据的基本原理是理论力学中的运动

25、合成原理。对机构进行速度和加速度分析时,首先要根据运动合成原理列出机构运动的矢量方程,然后在根据该方程进行作图求解.下面就在机构运动分析:4.2用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度和加速度分析根据构件上已知一点的速度和加速度可以求出另外的点的速度和加速度(包括大小和方向),故在以图解法作机构的速度和加速度的分析时,应先从具备这个条件的构件着手,然后再分析与该构件依次相连的其他各构件。 在用图解法作机构的运动分析时，需先绘出该机构的运动简图，然后再根据运动简图进行速度和加速度分析，现在将求解的步骤说明如下：4.2.1绘制机构运动简图根据前面所绘制的运动简图的方法和步骤，选取尺寸比例尺=L/（），

26、并按照比例尺准确地绘制出机构的运动简图如图1-1所示。图4-1 机构的运动简图4.2.2作速度分析根据以矢量方程图解法求解机构上某点速度的条件可知，其速度求解的步骤应依次求出相应各点的速度和杆件的角速度。1） 求 v=l 式（4.1）=0.134m3.4=0.4556其方向垂直AB，指向与的转向一致。2） 求 因点C及B为同一构件2上的点，故得 = + 方向 CD AB CB 大小 ？ ？图42 运动分析图式中仅及的大小未知，故可以用图解法求解。如图4-2所示，求点P作为速度多边行的极点，并作代表，则速度比例尺= v/（）/= =0.00325（）/。再分别自点B，P作垂直于BC，CD的直线b

27、c,pc,代表，的方向线，两线交于点C，则矢量，即分别代表和，于是见式（4.2） v= 式（4.2）=70 （）/=0.2383） 求 ， 瞬时针 式（4.3） 顺时针 式（4.4） 4.3作加速度分析 与速度分析相同,其加速度求解的步骤也是先依次求出,。然后再求解，,1) 求 因为曲柄作等速回转,故无切向加速度见式（4.5） = 式（4.5）=0.134=1.55 方向由B指向A.2) 求 根据点C 分别相对于点D和点B的的相对运动关系,可得 = + = + + 式（4.6）方向 CD CD BA CBCB大小 ？ ？ 式中仅有和的大小未知，故可用作图法求解。图 4-3 加速度分析图如图4-

28、3所示，取点作为加速度多边形的极点，并作代表，则加速度比例尺（）/ 式（4.6）然后再按上式作图，可求得代表，而其大小为 =0.00775（）/70=0.54253）求，,。根据前述求构件角加速度的方法可得见式（4.7）和式（4.8） = 逆时针 式（4.7） = 顺时针 式（4.8）4.4用矢量方程图解法作平面连杆机构的动态静力分析动态静力分析是工程中常用的方法,它是根据达朗贝尔原理将惯性力和外力加在机构的相应的构件上，用静力平衡的条件求出各运动副中的反力和原动件上的平衡力。进行动态静力分析的步骤首先是求出个构件的惯性力,并把它们视为外力加于产生这些惯性力的构件上。然后在根据静定条件将机构分

29、解为若干个构件组和平衡力作用的构件。而进行力分析的顺序一般是由离平衡力作用的构件最远的构件组(即外力全部为已知的构件组)开始,逐步推算到平衡力作用的构件。4.4.1对机构进行运动分析在前面的运动分析中已经，已经用选定的长度比例尺,速度比例尺,加速度比例尺,作出了机构图及其速度多边形和加速度多边形。4.4.2确定各构件的惯性力和惯性力偶矩对机械进行动态静力分析时需要求出各构件的惯性力,在新机械的设计时,机构的各构件的结构尺寸,质量和转动惯量等参数尚未确定,根据经验初步给出各构件的质量和转动惯量等参数,从而进行静力分析,在此基础上进行各构件的强度验算,再根据验算的结果对构件尺寸进行修正,合理的定出

30、构件的结构尺寸。(1) 计算各杆的质量及转动惯量根据各杆都是拉压杆件,要求力学综合性能较高,选45号钢,各杆应初选直径。查表得密度=7.810/m.见式（4.9）和式（4.10）根据 质量 m=l, 式（4.9） 转动惯量 J=ml 式（4.10）计算见下表4-4。表4-4 杆件质量特性表杆件长度直径重量转动惯量L1341005.8870.069L1300507.8500.09213008022.1050.5571820602.8000.00756各杆除了2杆外,惯性力都可以作用在机架上,所以在进行动态静力分析时可以忽略不计,作用在连杆2上的惯性力及惯性力偶矩为：见式（4.10） P=ma 式

31、（4.10）= m =7.8500.00325（）/1300=33.17M=J 式（4.11） = Ja/l = J/ l=0.0690.145将P及M合并成一个总惯性力P,其作用线从质心S处偏移一距离h，其值为h= M/ P=0.048=484.4.3机构的动态静力分析先将各构件产生的惯性力视为外力加于相应的构件上，并按静定条件将机构分解为两个构件组4，3，2和作用有平衡力的构件1。为便于求解，未知力一般都能分别列于方程的首尾。1)下面对构件4分析图4-4 杆4受力分析由整个杆组平衡条件=0 得 见式（4.11） =0 式（4.11）方向 EF EF EF EF 大小 ？ ？ 上式中未知数有

32、四个，因此先要算出其中两个。对F点取矩=0 对D点取矩=0 由此可以绘制出力的矢量合成图 图4-5 杆5力的分析由图测得2)对构件2，3进行力的分析图4-6 杆2、3的受力分析 式（4.11）方向 DE DE BC BC 大小 此方程未知数超过两个，需求出或才能求出对B点取矩=0 式（4.12） 对E点取矩=0见 式（4.13） 负号表示和假设方向相反。由此可以绘制出力的矢量合成图见下图图4-7 力的矢量合成图由图测的 3).分析连杆2的受力，把连杆2分离出来 对杆件的中点取矩：=0见式（4.14） 式（4.14）图 4-8 对杆件2的受力分析可以绘制出连杆2的力矢量图图4-9 连杆2的力矢量

33、图由上图可以知道4) 求 机构的平衡力 对杆1进行分析图4-10 连杆1的机构的平衡图取见式（4.15） 式（4.15） =5杆件的设计根据上一章已经计算出来的杆件受力情况和工况要求分析杆的类型和一系列的稳定性和截面的设计。5.1杆件的类型杆件是四连杆结构,根据受力的方向判断，属于拉压杆。5.2 钢材和截面的选择1）.拉压杆的综合性能要求比较高，根据经验选45 钢，有关质量系数见下表4-1。表5-1 杆件材料的质量系数材料 MPa MPa % E 45 600 350 16 7800 2062） 选择截面尺寸有上一章各轴之间力的计算可以知道拉压杆所受的外力，根据强度条件可以确定所需横截面面积。

34、见式（4.16）其中许用应力式中S 为大于1的安全系数取1.3于是=式中为极限屈服系数。选连杆2作校核由于所选的是圆形杆件，所以直径为 =2.2由于制造困难和稳定性的考虑，于是取为初选的参数5.3杆件间的联结拉压杆与其它构件之间，或一般构件与构件之间，常采用耳片，销轴，螺栓等相联接。连结件的受力与变形均较复杂，在工程实际中，通常采用简化分析的方法。其要点是：一方面对连接件的受力与应力分布进行简化，从而计算出各部分的名义应力。以下计算轴和耳片的连接。5.3.1剪切强度计算考虑图所示轴销，其受力情况如图所示，可以看出，作用在轴销上的外力有以下特点：外力垂直作用与轴销的轴线，且作用线之间的距离很小（

35、因为轴销一般都是短而粗的）。有受力情况可以看出，轴销主要受剪切力的作用。在工程力学计算中，通常均假设剪切面上的剪应力均匀分布。剪切面上的剪应力不得超过连接件的许用剪应力，即要求 也即其中许用剪切应力等于连接件的剪切极限应力除以安全系数.见式（4.17）即=所以 式（4.17）5.3.2挤压强度计算在外力作用下,销轴与孔直接接触,接触面上的应力称为挤压应力。当挤压应力过大时,在孔,销接触的局部区域内,将产生显著的塑性变形,以至影响孔,销间的正常配合。最大挤压应力发生在该表面的中部。挤压应力为,耳片的厚度为,销或孔的直径为,根据实验分析结果得: 图5-1 轴销受力示意图式中：受压圆柱面在相应径向平

36、面上的投影;最大挤压应力,数值上等于径向截面的平均压应力。由上述分析可知,为防止挤压破坏,最大挤压应力不得超过连接件的许用压应力,即要求为连接件的挤压极限应力除以安全系数.因此,从挤压强度考虑,接头的许用载荷为5.3.3稳定性的校核当作用在细长杆上的轴向力达到或超过一定限度时，杆件可能突然变弯，即产生失稳现象。因此，对于轴向受压杆件，除了应考虑其强度与刚度问题外，还应考虑其稳定问题。1）临界载荷的计算该连杆为两端铰支细长压杆，有材料力学中公式可知，其临界载荷为： 式（4.18）=2）校核45钢的屈服应力，因此，连杆压缩屈服所需之轴向压力为 由以上分析可知,为了保证压杆在轴向压力作用下不致失稳,

37、必须满足下述稳定条件:见式（4.19） 式（4.19）式中:为稳定安全系数;为稳定许用压力.工况为一般中度冲击条件,所以取4, 式（4.20）上述计算说明，细长杆的承压能力是有稳定性要求确定的。6 减速器的设计减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动，蜗轮传动或齿轮-蜗轮传动所组成的独立部件，常在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动的传动装置。减速器由于结构紧凑,效率较高,传递运动准确可靠，使用维护简单，并可成批生产，故在现代机器中应用很广。减速器类型很多，有圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮减速器，蜗杆减速器等。6.1电动机的选择6.1.1选择电动机类型和机构形式电动机是

38、常用的原动机，并且是系列化和标准化产品。机械设计中需要根据工作机的工作情况和运动，动力参数，合理地选择电动机类型，结构形式，传递的功率和转速,确定电动机的型号。电动机有交流电动机和直流电动机之分,工业上常采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最广泛。如无特殊需要,一般优先选用Y系列笼型三相异步电动机，因其具有高效，节能，噪音小，振动小，安全可靠的特点,且安装尺寸和功率等级符合国际标准,适用于无特殊要求的各种机械设备。根据工作场地的要求:每天二班制工作，载荷中有中度冲击，工作环境清洁,室内，三相交流电源。选择电动机为

39、Y系列380V三相笼型异步电动机。6.1.2 功率的计算电动机的功率选择是否合适将直接影响到电动机的工作性能和经济性能。如果选用额定功率小于工作机所要求的功率,就不能保证工作机正常工作,甚至使电动机长期过载而过早损坏,如果选用额定功率大于工作机所需要的功率,则电动机价格高,功率未得到充分的利用,从而增加电能的消耗,造成浪费。在设计过程中,由于振动筛砂机一般为长期连续运转,载荷不变或很少变化的机械,并且传递功率较小，故只需使电动机的额定功率等于或梢大于电动机的实际输出功率,即。这样电动机在工作时就不会过热,一般不需要对电动机进行热平衡计算和校核启动力矩。6.1.3电动机功率计算电动机所需的输出功

40、率见式（6.1） kw 式（6.1）式中 -表示工作机所需的功率;-表示由电动机到工作机间传动装置的总机械效率。工作机所需工作功率一般根据工作机的生产阻力和运动参数见式（6.2） =kw 式（6.2）式中，-表示工作机的生产阻力，N; -表示工作机的线速度，; -表示工作机的阻力矩，； -表示工作机的转速，； -表示工作机的效率。总效率按下式计算见式（6.3） 式（6.3）式中分别为传动装置中每一传动副（齿轮，涡杆，带或链传动）中，每对轴承或每个联轴器的效率，其值可参考表：由已知条件，工作机构的效率为0.95, , N，S160，NS；.因此电动机的额定功率应大于其所需功率取2.2kw.其中:分别为每一传动副,每对轴承,每个连轴器的效率.传动副的效率数值可按下列选取,轴承及连轴器效率的概略值为:滚动轴承 0.98-0.995滑动轴承 0.97-0.99弹性连轴器 0.99-0.995齿轮连轴器 0.99万向连轴器 0.97-0.986.1.4确定电动机转速容量相同的同类电动机,有几种不同的转速系列供使用者选择,如三相异步电动机常用的有四种同步转速,即3000,1500,1000,750r/min(相应的电动机定子绕组的极对数为2,4,6,8)。同步转速为由电流频率与极对数而定的磁场转速,电动机空转时才可能达到同步转速,负载时的转速