機械畢業(yè)設計36對稱式剪板機

齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 1 摘要 本次 的設計題目是對稱式剪板機， 對稱式剪板機是由鑄鐵鑄成的機身，采用低傳動方式，主軸裝在工作臺下面，因此是機器的結構布局非常緊湊，工作起來也頗為便利，容易維修。 其工作原理是 :用電動機通過二級減速器帶動曲柄滑塊機構， 使切刀做往復的在豎直方向的垂直運動，在此過程中， 由切刀進行對板料的切削。設計參數：最大沖切力為 10t,滑塊行程為 16mm,剪切次數為 40次 /分鐘。 關鍵詞 ：剪板機 沖切力 設計 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 2 Abstract The subject of the design is symmetrical shear trigger and symmetric shear trigger from the cast iron frame, the end of transmission used, Spindle installed in table below, the use of mechanical layout of the structure of very intensive work up quite convenient and easier to maintain. The working principle is the use of motor driven through two reducer slider crank, make machetes for reciprocating in the vertical direction, the vertical movement, in this process, machetes wrenched right materials for the cutting. Design parameters : maximum shear force of 10 T, slider trip to 16 mm, shear number of 40 times / hours. Keywords : Shear punching power design 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 3 目錄 摘要 . 1 ABSTRACT . 2 第 1 章 緒論 . 4 第 2 章 方案的論證 . 5 2.1 液壓傳動方案 . 5 2.2 凸輪運動結構方案 . 7 2.3 曲柄滑塊機構方案 . 8 2.4 方案比較 . 9 2.5 方案的確定 .10 第 3 章 方案設計 . 11 3.1 電動機的選擇 . 11 3.2 皮帶輪的設計 .15 3.3 齒輪的設計 .21 3.4 軸的設計 .29 3.5 曲柄滑塊 的設計 .39 3.6 其它部位的設計及方案改進 .44 結束語 .45 參考文獻 .46 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 4 第 1 章 緒論 對 稱式剪板機是由鑄鐵鑄成的機 身，采用低傳動方式，主軸裝在工作臺下面，因此是機器的結構布局非常 緊湊，工作起來也頗為便利，容易維修。 本機器還設有后擋料機構，在限定的范圍內可以調整拌料的寬度，在剪 切大量的同一寬度的板料時，可大大提高勞動率。 本機器的工作原理是用電動機通過二級減速器帶動一曲柄滑塊機構，使滑塊（即切刀）作往復的在豎直方向的垂直運動， 再此過程中，有切刀進行對板料的剪切。 本機器一般應用在：電器、電機、航空、船舶、建筑、五金行業(yè)及薄板作業(yè)車間等單位，作為板材，剪料 之用。 適用于金屬板料的冷切（板料的強度極限 B50公斤 /mm2） 本設計主要內容是傳動方案的設計，針對機器的主要部件 曲柄滑塊機構，這種進行了運動分析，并由于制造加工誤差對運動的影響進行了更深一步的分析。并且在方案論證時， 對液壓傳動方案進行了較為深入的分析。 由于時間倉促，調研不足和個人的能力有限，遺漏、錯誤不妥之處在所難免，希望老師給予批評和指導。 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 5 第 2 章 方案的論證 2.1 液壓傳動方案 圖 2-1 剪板機液壓系統(tǒng)原理圖 將板料送進 剪板機，板料依靠擋料桿來定位（結構如圖紙所示） ,按動按鈕開關，（ DT 通電，便立即鍵入工序），壓力油經減壓閥 3、單向閥 4 進入主缸的上腔， 由于主缸、相串聯，主缸的下腔的作用面積等于主缸上腔的作用面積，故兩缸串聯同步，推動刀架向下。主缸下腔的回油經閥 6 向蓄能器 8 充油，回收刀架下降部分的勢能，并使主缸下腔建立被壓，使刀架下降的速度平穩(wěn)。 當刀架上的刀刃接觸板料后，進入工序 2，這時上下刀刃剪切板料，板料切斷后，刀架碰形成快關 1XK。使 2DT 通電，閥 7 作為接入電路，其余電磁鐵斷電，進入工序 3，這時泵的排油經 閥 2 卸荷，蓄能器 8 中齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 6 的壓力油經閥 6 進入液壓主缸的下腔， 使串聯主缸、的活塞帶動刀架上升。主缸中的上腔的油液經電磁閥 10 流 回油箱。 刀架上升碰行程開關 2XK 后，進入工序 4，道家停止運動。這時電磁鐵狀態(tài)同工序 3，蓄能器 11 與 主缸下腔相同。故向上的壓力油平衡刀架自重，使刀架懸空，泵輸出的油經閥 2 卸荷回油箱。 由以上分析可知，該系統(tǒng)中，閥 2 用于調足剪切力， 并在刀架回程時使泵 1 卸荷，閥中 9 是安全閥，保護蓄能器 8，蓄能器 8 起其被壓平衡作用，防止刀架超速下降，并能回收能量，在刀架懸空時托住刀架。 倆個主液壓缸的同 步采取串聯液壓缸實現。由于工作中對剪切角大小的要求不是很高，所以對同步精度的要求不高。工作時由于泄露而使剪切角超過允許范圍時，或當板料厚度改變要調整剪切角時，可通過截至閥組 5 來調整，如果打開中間 和右面?zhèn)z個截至閥時，蓄能器 8 的油進入缸下腔，而上腔油排入油箱，使活塞上升，剪切角變大。 表 1 1剪切機液壓系統(tǒng)工作表 電磁鐵 動作順序 1DT 2DT 備注 1 壓料 + - 泵 1 供油 按鈕開關發(fā)信號 2 剪切 + - 泵 1 供油 按鈕末端1XK 發(fā)信號 做下一個動作 3 缸 、 回程 - + 蓄能器 8 供 油 行程末端 2XK發(fā)信號 刀架停止運動 4 刀架懸空 - + 蓄能器 8 供油 行程末端 2XK發(fā)信號 刀架停止運動 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 7 該系統(tǒng)用了恒功率變量泵 1和電磁溢流閥 2，系統(tǒng)溢流損失少，蓄能器 8回收刀架下降過程的能量，供刀架上升用，整個回程油泵卸荷，所以該系統(tǒng)的最大特點是節(jié)能、效率高，并且切削板料的厚度比一般機械高。 圖 2-2 凸輪機構 2.2 凸輪運動結構方案 其工作原理如下： 主軸的轉動帶凸輪轉動，凸輪回轉使魚凸輪接觸的推桿（切刀作往復運動，往復運動的規(guī)律由凸輪輪廓曲線的形狀決定。 2.2.1 方案輪廓曲線 的設計 由已知 設計任務的要求，在推程應有一最大的加速度來產生切削板料的 力，經查凸輪上推桿的常用運動規(guī)律的圖例、選擇推桿按 正 弦 加速度規(guī)律運動 15。 切刀 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 8 2.2.2 凸輪基本尺寸的確定 1、 凸輪結構中的作用力與凸輪結構的壓力角 由 圖 2 2 凸輪受力圖可得在理想狀態(tài)下凸輪的受力 P cos = P=cos 凸輪結構在圖示位置的壓力角 壓力角 根據實踐經驗在推程時許用壓力角取 的值一般是：對直動桿取 =30，對擺動桿取 =35 45。在回 程時，由于這時推動推桿的力 P，而是比推程力 P 大 很多的力，允許采用較大的壓力角。故取 =30 2、 凸輪及圓半徑的確定 根據對心直動磙子推桿盤形凸輪機構的諾模圖， 有已知假設凸輪轉動過運動角 0=45時， 推桿以正 弦 加速度上升行程 h=4mm， =30查的值為 0.26,根據 h/ 0=0.26和 h=4mm,求凸輪的基準直徑 0 0=0.26h 15.38mm 3、 滾子推桿滾子半徑的選擇 r=(0.10.15) 0 =(0.10.15)*15.38 =1.542.31mm 2.3 曲柄滑塊機構方案 工作原理： 通過主軸帶動曲柄作旋轉運動，曲柄再通過連桿使滑塊做上下往復運動，從而進行切削運動。 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 9 圖 1-3 曲柄劃塊機構 2.4 方案比較 2.4.1 液壓方案 優(yōu)點 ： 液壓剪板機由于采用液壓傳動，工作平穩(wěn)、噪音小、安全可靠，又可以進行單次、連續(xù)、分段剪切；剪切角在一定范圍內時可調的 . 缺點： 液壓系統(tǒng)是利用液體作為中間傳動介質來傳遞動力的。 在液壓元件和系統(tǒng)中各相對滑動件或各配合面間不可 避免存在泄漏。油溫的變化會引起油液的粘度變化，影響液壓傳動工作的平穩(wěn)性，所以，環(huán)境適應能力小。由于污染會使液壓元件磨損和堵塞，使性能變壞，壽命縮短，因此防止油液的污染和良好的過濾。重要一點是：液壓元件制造精度較高，因而價格較高。使用和維修要求較高的技術水平和一定的專業(yè)知識 7。 2.4.2 凸輪方案 優(yōu)點 ：可根據從動件的 運動規(guī)律來選擇機構的尺寸和確定凸輪輪廓線的畫法。 缺點：一般凸輪機構用于控制機構而不是用于執(zhí)行機構。并且由于w 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 10 對凸輪輪廓的精度要求較高，所以不能承受較大的力的作用。 如選用此方案，按強度校核 公式 3： H=ZE bpF/ H公斤 /mm2 F 凸輪 與從 動件接觸處的發(fā)向力（公斤） B 凸輪與從動件接觸處的發(fā)向力（公斤） ZE 綜合彈性系數（ 2/ mmKg ） ZE=0、 48 )21/(212 EEEE （ E1、 E2分別為凸輪和從動件接觸端材料的彈性模量，選鋼對鋼ZE=60、 6） H選取所列表中最大值為 20Cr 滲碳淬火鋼 H=3HRC F=25、 000 公斤 把已知帶入得 bF 553.80 106 實際的生產不可能選取凸輪與從動件的接觸寬度所以不選用此方案。 2.4.3 曲柄滑塊方案 優(yōu)點：結構簡單，因而加工比較簡單，易得到較高的制造精度，造價低廉。 缺點：由于采用 雙曲柄機構對曲柄的選擇需要更高的制造和安裝精度。在實習期間，接觸的剪板機也是典型的曲柄滑塊機構。 綜上分析論證，曲柄滑塊機構作為執(zhí)行機構是較為合理的，因而，我選擇的執(zhí)行機構是曲柄滑塊機構。 2.5 方案的確定 用電動機帶動二級減速器（皮帶輪、齒輪機構）帶動主軸上 的曲柄滑塊機構。 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 11 第 3 章 方案設計 3.1 電動機的選擇 由于設計的 機器的切削力為 25噸，根據諾沙里公式 10： P=0.6 b xtgah2(H-Zxtga6.0+xbyx21011) 式中： b 被剪板料的強度極限，實際中的板料 b =500N/mm2 x=被剪板料的延伸率 x =25% 上刀刃傾斜角 =2.5 h 被剪板料厚度 Z 被剪部分彎曲力系數 Z=0.95 y 前刃傾向角間隙相對值 y=0.083 X 壓具影響系數 X=7.17 P 剪切角 P=25 103 9.8 =245000N 把已知數據帶入 245000=0.6 500 0.255.22tgh （ 1+0.950.256.0 5.2tg +17.7083.050025.010112解得 h=4.13mm 由 h=4.13mm 參照鍛壓機械樣本用類比的方法 ， 選擇電動機的功率為 7.5KW4。 轉速的確定： 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 12 由于傳動由皮帶輪和齒輪組成的，按推薦的傳動副選擇比較合理的范圍 ，三角帶傳動比 i1=2 4，二級圓柱齒輪減速器傳動比 i2=8 4011，則 總的傳動比的合理范圍為 ia=16 160，則電動機轉速可選范圍為： nd =ia nw =(16 160)nw nw 主軸轉速 nw=40轉 /分鐘 （行程次數取 40次每分鐘） nd=(16 160) nw=640 6400轉 /分鐘 由于 Y系列電動機為全封閉自扇冷式，并且易于啟動，可用于某些需要大啟動轉矩的機器上，所以選擇 Y系列電動機。 查 2符合這一范圍的有 750 r/min、 1000 r/min、 1500 r/min、 3000r/min，其基本數據如 表 3-1所示 4。 表 3-1 Y系列三相異步電動機的技術數據 型 號 功 率 滿載時 額定電流 額定轉矩 電 流 (A) 轉速(r/min) 功 率 (%) 功率因數 Y160L_8 7.5 17.7 720 86 0.75 5.2 2 Y160m_6 7.5 17.0 970 86 0.78 6.5 2 Y132m_4 7.5 15.4 1440 87 0.85 7.0 2 Y132S2_4 7.5 15 2920 86.2 0.88 7.0 2 由于 1500 r/min、 3000 r/min、使轉矩過大，而 750 r/min 使傳動比有些小，還有一些其它原因，綜上所述應選電動機為 Y160m 8，其主要性能如 表 3-2 所示 。 表 3-2 Y160m_6技術數據 型 號 功 率 滿載時 額定電流 額定轉矩 電 流 (A) 轉速(r/min) 功 率 (%) 功率因數 Y160m_6 7.5 17.0 970 86 0.78 6.5 2 外形和安裝尺寸如 圖 3-1所示 4。 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 13 圖 3-1 電動機的安裝尺寸 3.1.1 計算傳動裝置的運動和動力參數 計算傳動裝置的合理傳動比 id=zhumnn=40970=24.25 id = i1. i2 i1 三角膠帶傳動比 ， i1取 3 i2 圓柱齒輪傳動比 ， i2=324.25 8 3.1.2 計算運動和動力參數 1、 各軸轉速 n =1inm nm 電動機滿載轉速 i1 電動機到 I 軸的傳動比 n =1inm = 3970 =323.33 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 14 n =)( 21 iinm=83970=40.42 2 各軸的功率 各個 傳動部 件傳動效率 5 三角帶傳動 0.94 0.97 y1=0.955 圓柱齒輪 0.94 0.96 y2=0.95 滑動軸承（每對） 0.97 0.99 y3=0.98 ya= y1. y2. y32 ya 傳動效率 ya =0.955 0.95 0.982 =0.87 P = pd y1.3=7.5 0.955 0.98 =7.02Kw P =pd .y1.3. y2.3= pd. y1. y2. y32 =7.5 0.955 0.95 0.982 =6.53KW 3 各軸轉矩 電動機轉矩 Td=9550.wdnpTd 電動機轉矩 Pd 電動機功率 nw 滿載轉速 Td =9550. wdnp=95509705.7=73.84N.m T =Td. i1.y3.y1 =73.84 3 0.955 0.98 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 15 =207.32N.m T = Td. i1. i2. y1 .y2. y32 =207.32 8 0.95 0.98 =1528.68N.m 3.2 皮帶輪 的 設計 帶傳動是由固聯于主動軸的帶輪（主動輪）、固聯于從動軸的帶輪（從動輪）和緊套在兩輪上的帶組成的。當原動機驅動主動輪 時，由于帶和帶輪間的摩擦（或嚙合），便拖動從動輪一起轉動，并傳遞一定的動力。 帶傳動的特點：結構簡單、傳動平穩(wěn)、造價低廉以及緩沖及吸振等特點。 3.2.1 確定計算功率 Pca = KA.P 式中： P 傳動的額定功率 P =7.5KW KA 工作情況系數，以載荷變動較大，軟啟動，每天工作小時數 10(h) Pca =1.2 7.5 =9KW 3.2.2 選擇帶型 在帶傳動中，常用的有平帶傳動、 V帶傳動、多楔帶傳動和同步帶傳動等。 平帶傳動結構簡單，帶輪也容易制造，在中心距較大的情況下應用較多。常用的平帶有帆布芯平帶、編制平帶（棉織、毛織和縫合棉布帶）、綿綸片復合平帶等數種。其中以帆布芯平帶應用最廣，它的規(guī)格可查國家標準或手冊。 在一般機械傳動中，應用最廣的是 V帶傳動。 V帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上也可做出相應的輪槽。傳動時， V帶只和輪槽的兩側面接齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 16 觸，既以兩側面為工作面。根據槽面摩擦的原理，在同樣的張緊力下，V帶傳動較平帶傳動能產生更大的摩擦力。這是 V帶傳動性能上的最大主要優(yōu)點。再加上 V帶傳動允許的傳動比較大，結構緊湊，以及 V帶多已標準化并大量生產等優(yōu)點，因而我選擇 V帶傳動。 由 Pca =9KW，小帶輪轉速 n1=nw=970r/min 查的 B型 V帶 5 3.2.3 確定帶輪的基準直徑 D1 和 D2 初選小帶輪的基準直徑 D1 取主動輪基準直徑 D1=132mm4 3.2.4 驗算帶的速度 V V =100060 11 nD=100060 970132 =6.7m/s 由于 V過小，則表示所選的 D1過小，這樣使所需的有效拉力 Fe過大，既需要的根數過多，于是帶輪的寬度、軸徑及軸承的尺寸都隨之增大。 取 D1=160mm V=100060 11 nD=100060 970160 =8.12m/s 35m/s 帶的速度合適 3.2.5 計算從動輪的基準直徑 D2 D2= i1. D1 =3 160 =480mm 并按照 V帶輪的基準直徑系列進行圓整，圓整后： D2=475mm4 3.2.6 確定 V 帶的基準直徑和傳動中心距 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 17 根據 0.7（ D1+ D2） a0 2（ D1+ D2） 424.9 a0 1214 初步確定中心距 a0=600mm 根據帶傳動的幾何關系， 按下式計算所需要的基準長度 Ld Ld 2a0+2（ D1+ D2） +02124)(aDD 2 600+2(475+132) +6004 )132475(2 2202.49mm 選帶的基準長度 4 Ld =2240mm 再根據 Ld計算實際中心距 由于 V帶傳動的中心距一般是可以調整的，故可以采用下式近似計算，即 a a0+2 dL-Ld 600+2 49.22022240 618.76mm = 620mm 考慮安裝調整和補償預緊力（如帶伸長而松弛后的張緊的需要）中心距的變動范圍為： amin =a-0.015Ld=620-0.015 2240 =586.4mm amax=a+0.03Ld=620+0.03 2240 =687.2mm 3.2.7 驗算主動輪 上的包角 1 根據對包角的要求，應保證： 1 180 -a DD 12 60 120 (至少 90 ) 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 18 1 180 -620132475 60 180 -33.19 146.81 120 滿足要求 3.2.8 確定帶的根數 Z Z=Lca KKpp p)( 0 式中： Ka 考慮包角不同時的影響系數，簡稱包角系數，查得 =019 KL 考慮帶的不同長度時的包角系數，簡稱長度系數，查得 KL =0.92 P0 單根 V帶的基本額定功率，查得 =1.69 P 計入傳動比的影響時，單根 V帶額定功率的增量，查得 P =0.22 Z=Lca KKpp p)( 0 =92.091.0)22.069.1( 9 5.769 取 Z=6根 3.2.9 計算預緊力 F0（考慮離心力的不利影響） 單根 V帶的所需 的預緊力為 5： F0=500zvpca (ak5.2 -1)+9v2 q-V帶單位長度的質量，查 10得 q=0.17kg/m F0=50012.86 9 (91.05.2-1)+0.1 7 8.122 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 19 =172.59N 由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的 1.5倍。 3.2.10 計算帶傳動作用在軸上 的力 Q 為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的力 Q,如果不考慮帶的兩邊的壓力差，則軸力可以近似地按帶的兩邊的預緊力F0的合力來計算。 Q=2ZF0 sin21=2 6 172.59 sin281.146 =1984.81N 式中： Z 帶的根數 F0 單根帶的預緊力 1 主動輪上的包角 3.2.11 V 帶輪的結構設計 材料：采用鑄鐵 HT20010， V 帶輪的輪槽尺寸 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 20 圖 3-2 V 帶輪的輪槽尺寸 小帶輪的結構 圖 3-3、小帶輪的結構尺寸 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 21 大帶輪的結構 圖 2-4、大帶輪的結構尺寸 3.3 齒輪的設計 齒輪傳動時機械中最主要的一類傳動，型式很多，應用廣泛，傳遞的功率可達數十萬千瓦，圓周速度可達 200m/s。 齒輪傳動的特點是： 效率高 在常用的機械傳動中，以齒輪傳動的效率最高， 如一級援助齒輪傳動的效率可達 99%。這對大功率傳動十分重要，因為即使效率值提高 1%，也有很大的經濟意義。 結構緊湊 在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需要的空間尺寸一般較少。 工作可靠、壽命長 設計制造合理、使用維護良好的齒輪傳動，工作十分可靠，壽命可達一、二十年之久，這也是其它機械傳動所 不能比擬的。 傳動比平穩(wěn) 傳動比平穩(wěn)往往是對傳動性能能的基本要求。齒輪傳動獲得廣泛的應用，也就是由于具有這一特點。 但是齒輪的制造和 安裝精度 要求 高 ， 易磨損 ， 價格較貴，且不用齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 22 于傳動距離過大的場合。 3.3.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數 1 齒輪類型的選擇 按下圖所示的傳動方案選擇直齒圓柱齒輪較合理（結構簡單、造價低廉） 1、電動機 2、皮帶輪 3、 曲 柄劃塊機構 4、刀架 5、離合器 6、齒輪 圖 2-5、剪板機傳動簡圖 2 由于此工作機器屬于中等沖擊，且傳動比較大，選擇 小 齒輪的材料為 40Cr，調質后表面淬火，齒面硬度為 48 55HCR，取 51.5HCR。大齒輪的材料為 40Cr，經調質處理，齒面硬度為 241 286HRC14。 3 選取精度等級 大齒輪因表面只經過調質處理，故其精度等級選擇 8級精度。小齒輪因其表面調質后表面淬火，故其精度等級初選 7級精度 9。 4 選小齒輪齒數 Z1=20，則 Z2=i.Z1=8 20=160 3.3.2、按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行計算 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 23 d1t 2.32 mmZTk HEdt 23 1 )(1. 式中： kt 載荷系數 選 T1 小齒輪傳遞的轉矩 T1=6 11p95.5 10 . n = 6 7 . 0 29 5 . 5 1 0 3 2 3 . 3 3 =2.0735 105N.mm d 齒寬系數 小齒輪作懸臂布置 0.4 d0.6 取 d=0.5 ZE 材料的彈性影響系數 ZE=189.8 Mpa 按小齒輪齒面硬度 51.5HRC，查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlrn=1170Mpa 計算應力循環(huán)次數 N1=60n1jLh=60 323.33 1 (1 8 300 30) =1.397 109 （取一班制， 8 小時、 300 天、 30 年） N2=1.397 109/8 =1.746 108 查得接觸疲勞許用應力 KHN1=1.0 KHN2=1.1 取失效概率為 1%， 安全系數 S=1 Mp asKMp asKH L imHNHH L imHNH1 2 8 71 1 7 01.1.1 1 7 011 1 7 00.1.2221113.3.3 計算 1 試 算小齒輪分渡圓直徑 d1t,代入 H中較小的值 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 24 mmZTkdHEdtt41.5865106.1596032.2)11708.189(8185.0100735.23.132.2)(1.32.233 2532112 計算圓周速度 V V= smnd t /99.0100060 33.32341.58100060 . 11 3 計算齒寬 mmdb td 21.2941.585.0. 1 4 計算齒寬與齒高比 模數 mmZdmtt 92.220/41.58/ 11 齒高 mmmht 57.692.225.225.2 4460.457.6/921.2/ hb 5 計算載荷系數 kv 根據 V=0.99m/s,8 級精度，查得動載系數 kv=1.10 k 齒間載荷分配系數，直齒輪，假設b.Ft kA 100N/mm2 查得 kH =kH =1.2 kA 使用系數 查得 kA=1.50 kH 齒向載荷分配系數 查得 kH =1.22 kF 8 級精度，并經調質淬火處理，查得彎曲強度計算用的齒向載荷分布系數 kF =1.16 故載荷系數 K= kA.kv. k. kH 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 25 =1.50 1.10 1.2 1.22 =2.4156 6 按實際的載荷系數校正所算得的分渡圓直徑 d1=d1t.KtK3 =58.4.3.14156.23 =71.81mm 7 計算模數 m=11Zd=2071.81=3.590 3.3.3 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為： 批 M ).(.23211FSaFadYYZKTmm F 彎曲疲勞壽命系數 F =SK FEFN 11. KFN1 彎曲疲勞壽命系數，查得 KFN1=0.90 KFN2=0.92 FE 彎曲疲勞強度的極限，查得 FE1=430MPa FE2=435MPa S 彎曲疲勞安全系數 S=1.4 則彎曲疲勞許用應力 F1 =SK FEFN !1.=4.1 43090.0 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 26 =276.43MPa F2=4.1 43592.0 =285.86MPa K 載荷系數 K=KA .KV.K . KF =1.5 1.10 1.2 1.16 =2.2968 查取齒形系數 YF 1=2.80 YF 2=2.136 查取應力校正系數 Ysa1=1.55 Ysa2=1.837 計算大 /小齒輪的 FSaFa YY . 11并加以比較 111 .FSaFa YY=43.276 55.180.2 =0.01570 211.FSaFa YY=86.285 837.1136.2 =0.01373 小齒輪的數值較大 M 0157.0205.0100735.22968.22325 =4.21 對計算結果，有齒根彎曲疲勞強度計算的模數大于有齒根彎曲疲勞強度計算的模數。模數的大小主要取決于 彎曲強度所決定的承載的能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 27 齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數 4，查 2并就近圓整為標準值 m=4,按接觸強度算得的分渡圓直徑 d1=71.81mm Z1=md1= 71.814=17.95 取 Z1=30 Z2=u.Z1=8 30=240 3.3.4 幾何尺寸計算 1 計算分渡圓直徑 d 1= Z1.m=30 4=120mm d 2= Z2.m= 240 4=960mm 2 計算中心距 a=2 )( 21 dd =2 960120 =540mm 3 計算齒輪寬度 查 3 b= d.d1=0.9 120mm=108mm 圓整，取 B1=103mm B2=108mm 4 驗算 Ft=112dT=72 100735.225 =5759.72N bFK tA=36 22.575950.1 =239.97N/mm 100N/m 合適 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 28 3.3.5 結構設計 小齒輪采用實心式結構，其結構尺寸如下： 圖 3-6 小齒輪結構尺寸 大齒輪采用輪輻式結構，其結構齒輪如下： 圖 3-7、大齒輪結構尺寸 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 29 3.4 軸的設計 軸是 組成機械的一個重要零件，它支承其他回轉件并傳遞轉矩，同時它又通過軸承和機架連接。所以軸上零件都圍繞軸心線做回轉運動，形成一個以軸為基準的組合體 軸系部件。所以，在軸的設計中，不能只考慮軸本身，還必須和軸系零件的整個和結構密切聯系起來。 軸設計的特點是：在軸系部件的具體結構未定之前，軸上力的作用點和支點之間的跨距無法精確確定，故彎矩大小和分布情況不能求出，因此在軸的設計中，必須把軸的強度計算和軸系零部件結構設計交錯進行，邊畫圖、邊計算、邊修改。 3.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 傳動軸的裝配方案：套筒、皮帶輪、軸承端蓋從左端向右安裝離合器、齒輪、軸承端蓋從 軸的右側向左安裝。 1 和 9、軸端擋圈 2、皮帶輪 3 和 7、套筒 4 和 5、機壁 6、軸肩 8、齒輪 圖 3-8、傳動軸的裝配方案 3.4.2 軸上零件的定位 為了防止軸上零件變力時發(fā)生沿軸向或周向德相對運動，軸上零齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 30 件除了有游動或空轉的要求外，都必須進行軸上和周向定位，以保證其準確的工作位置。 1 零件的軸向定位 如圖 所示 3-8，軸上的零件是以三軸肩、套筒軸承端蓋來保證的。套筒定位的優(yōu)點：結構簡單，定位可靠，軸上不需要開槽，鉆孔和切制螺紋，因而不影響軸的疲勞強度，主要用于軸上兩個零件之間的定位 16。 2 零件的周向定位 周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對的轉動，本設計中用的周向定位的零件是鍵。 3.4.3 各段直徑和長度的確定 長度有機器 的結構尺寸來確定的，而各段的直徑詳見軸的計算。 1 軸的強度校核計算 由于主動軸和傳動軸都是既要承受彎矩又承受扭矩的軸。 傳動軸的強度校核計算 （ 1） 求輸出軸上的功率 P，轉速 n 和軸的轉矩 T P =7.02KW N =323.33r/min T =207.32N.m （ 2） 求皮帶輪上的力和力矩及作用在軸上的齒輪上的力 T 皮 =Td i =73.84 3 0.955 0.98 =207.32N.m F 皮 =1984.81N 用 F1來代表皮帶輪的力， T1代表皮帶輪上作用的力矩， F2代表作用在齒輪上的力。 F2t=dT2(d=m.z)=3107232.2072 =5758.89N F2r= F2t.tg n=5758.89 tg20 =1871.18N 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 31 Ft 代表圓周力 Fr 代表徑向力 2 初步確定軸的最小直徑 先 估算軸的最小直徑，選取軸的材料為 45#鋼，調質處理。查資料得 A0=126 103 ,取 A0=126 dmin= A0.np3 =126 33.32302.73 =35.15mm 由 2并參照樣機初選最小直徑定為 55mm 3.4.4 軸的結 構設計 1 擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案選用圖 3-8 的裝配方案 2 根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度 （ 1） 、為了防止軸向竄動，在軸的右 端制出軸肩，并且可以滿足小齒輪軸向定位的要求，軸肩的寬度為 12mm3。 （ 2） 、 取安裝齒輪處的周端的直徑 d=55mm,齒輪左端與軸肩采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為 36mm，齒輪左端的軸肩高度 h (0.070.1)d4， 取 h=8mm。 （ 3） 、 軸左端的皮帶輪依靠左端的軸承端蓋，右端通過套筒與右端階梯軸來定位。 （ 4） 、 軸承的選擇 由于 滾動 軸承 是現代機器中廣泛應用的部件之一，它是 依靠主要元件間的滾動接觸來支承運動轉動零件的。與滑動軸承相比，滾動軸承具有摩擦力小，功率消耗少，啟動容易等優(yōu)點。 深溝球 軸承主要承受徑向載荷 ,也可同時承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最小。在高轉速時了用來承受純軸向 載荷工作中允許內、外圈周線偏斜量 8 16 ，大量生產，價格最低 5。 所以 我選擇深溝球 軸承 。 材料的選擇 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 32 選擇錫青銅，這類材料主要用于中速重載及承載變載荷軸承 10。 （ 5）、 軸的其它尺寸由機器本身所決定， 其中 L1=190mm， L2=1360mm， L3=220mm。 （ 6） 、軸上零件的周向定位 齒輪、皮帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯接，由查得鍵面 b h=16 10,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 88mm4， 同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對稱性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H7n68。 （ 7） 、 確定軸上的圓角和倒角尺寸。 零件倒角 C與圓角半徑 R的推薦值軸段倒角為 1.6 45，各軸肩出的圓角半徑為 R1.612。 2 求軸上的載荷 根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖，并根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖，扭矩圖和計算彎矩圖 6。見圖 2-8 從軸的結構圖和軸的彎矩圖中可以看出 C 處的計算彎矩最大，是軸的危險面，現將其 Mh， Mv， m 及 mca 的計算過程如下： 對 A 截 面處： 垂直支反力： RV1 L2=F2r L3 RV1=232 .LLFr=1500 16018.1871 =199.59N RV2.L2=F2r(L2+L3) RV2=2322 )( L LLF r =1500 )1601500(18.1871 =2070.77N 水平支反力： RH1.L2=-F1(L1+L2) 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 33 RH1=2211 )( L LLF RH1=1500 )1500120(81.1984 =-2143.59N F1.L1=RH2.L2 RH2=211.LLFF 1ABCDTaTRH 1L 1 L?L 3Rv 1F 2rF2tRH2Rv 2RvRv 1Rv 2mvR Hm Hmmv 1F 1RH 1 RH2F 2tMH 1MH 2m 1m 2m a齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 34 圖 2-9、傳動軸的應力圖 =1500 12081.1984 =158.78N 垂直 彎矩 ： MV1=RV1.L2 =199.59 1500 =299385N.mm 水平彎矩： MH2=F2t L3 =5758.89 160 =921422.4N.mm 總彎矩： m2= 2221 MhMv = 22 4.9 2 1 4 4 22 9 9 3 8 5 =968840.73N.mm 計算彎矩： mc 2= 22 )(2 piTm = 232 )1032.2076.0(73.968840 =976793.86N.mm 3 按彎扭合成應力校核軸的強度 軸上承受最大計算彎矩的截面的強度（按第三強度理論） c =Wmc 2 c 計算彎曲應力 mc 2 危險截面的彎矩 W 抗彎截面模量 W=323d 齊齊哈爾大學畢業(yè)設計（論文）用紙 35 =3255.3 = 4209.24 c =24.4209 86.976793=59.80MPa 根據選定的材料 45#鋼，調質處理查得 -1=60MPa 因此， c -1， 故 安 全圖 3-10 傳動軸結構尺寸 3.4.5 主 動 軸的強度校核計算 1 求輸出軸上的功率 P，轉速 n 和轉矩 T -1=60MPa P =6.53KW N =40.42r/min T =1528.68N.m 2 求齒輪上所受的力 F1t， F1r 大齒輪與小齒輪相互作用，依據牛頓第三定律有 F1t=-F2t =5758.8