机械毕业设计36对称式剪板机

齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 1 摘要 本次 的设计题目是对称式剪板机， 对称式剪板机是由铸铁铸成的机身，采用低传动方式，主轴装在工作台下面，因此是机器的结构布局非常紧凑，工作起来也颇为便利，容易维修。 其工作原理是 :用电动机通过二级减速器带动曲柄滑块机构， 使切刀做往复的在竖直方向的垂直运动，在此过程中， 由切刀进行对板料的切削。设计参数：最大冲切力为 10t,滑块行程为 16mm,剪切次数为 40次 /分钟。 关键词 ：剪板机 冲切力 设计 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 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 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 3 目录 摘要 . 1 ABSTRACT . 2 第 1 章 绪论 . 4 第 2 章 方案的论证 . 5 2.1 液压传动方案 . 5 2.2 凸轮运动结构方案 . 7 2.3 曲柄滑块机构方案 . 8 2.4 方案比较 . 9 2.5 方案的确定 .10 第 3 章 方案设计 . 11 3.1 电动机的选择 . 11 3.2 皮带轮的设计 .15 3.3 齿轮的设计 .21 3.4 轴的设计 .29 3.5 曲柄滑块 的设计 .39 3.6 其它部位的设计及方案改进 .44 结束语 .45 参考文献 .46 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 4 第 1 章 绪论 对 称式剪板机是由铸铁铸成的机 身，采用低传动方式，主轴装在工作台下面，因此是机器的结构布局非常 紧凑，工作起来也颇为便利，容易维修。 本机器还设有后挡料机构，在限定的范围内可以调整拌料的宽度，在剪 切大量的同一宽度的板料时，可大大提高劳动率。 本机器的工作原理是用电动机通过二级减速器带动一曲柄滑块机构，使滑块（即切刀）作往复的在竖直方向的垂直运动， 再此过程中，有切刀进行对板料的剪切。 本机器一般应用在：电器、电机、航空、船舶、建筑、五金行业及薄板作业车间等单位，作为板材，剪料 之用。 适用于金属板料的冷切（板料的强度极限 B50公斤 /mm2） 本设计主要内容是传动方案的设计，针对机器的主要部件 曲柄滑块机构，这种进行了运动分析，并由于制造加工误差对运动的影响进行了更深一步的分析。并且在方案论证时， 对液压传动方案进行了较为深入的分析。 由于时间仓促，调研不足和个人的能力有限，遗漏、错误不妥之处在所难免，希望老师给予批评和指导。 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 5 第 2 章 方案的论证 2.1 液压传动方案 图 2-1 剪板机液压系统原理图 将板料送进 剪板机，板料依靠挡料杆来定位（结构如图纸所示） ,按动按钮开关，（ DT 通电，便立即键入工序），压力油经减压阀 3、单向阀 4 进入主缸的上腔， 由于主缸、相串联，主缸的下腔的作用面积等于主缸上腔的作用面积，故两缸串联同步，推动刀架向下。主缸下腔的回油经阀 6 向蓄能器 8 充油，回收刀架下降部分的势能，并使主缸下腔建立被压，使刀架下降的速度平稳。 当刀架上的刀刃接触板料后，进入工序 2，这时上下刀刃剪切板料，板料切断后，刀架碰形成快关 1XK。使 2DT 通电，阀 7 作为接入电路，其余电磁铁断电，进入工序 3，这时泵的排油经 阀 2 卸荷，蓄能器 8 中齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 6 的压力油经阀 6 进入液压主缸的下腔， 使串联主缸、的活塞带动刀架上升。主缸中的上腔的油液经电磁阀 10 流 回油箱。 刀架上升碰行程开关 2XK 后，进入工序 4，道家停止运动。这时电磁铁状态同工序 3，蓄能器 11 与 主缸下腔相同。故向上的压力油平衡刀架自重，使刀架悬空，泵输出的油经阀 2 卸荷回油箱。 由以上分析可知，该系统中，阀 2 用于调足剪切力， 并在刀架回程时使泵 1 卸荷，阀中 9 是安全阀，保护蓄能器 8，蓄能器 8 起其被压平衡作用，防止刀架超速下降，并能回收能量，在刀架悬空时托住刀架。 俩个主液压缸的同 步采取串联液压缸实现。由于工作中对剪切角大小的要求不是很高，所以对同步精度的要求不高。工作时由于泄露而使剪切角超过允许范围时，或当板料厚度改变要调整剪切角时，可通过截至阀组 5 来调整，如果打开中间 和右面俩个截至阀时，蓄能器 8 的油进入缸下腔，而上腔油排入油箱，使活塞上升，剪切角变大。 表 1 1剪切机液压系统工作表 电磁铁 动作顺序 1DT 2DT 备注 1 压料 + - 泵 1 供油 按钮开关发信号 2 剪切 + - 泵 1 供油 按钮末端1XK 发信号 做下一个动作 3 缸 、 回程 - + 蓄能器 8 供 油 行程末端 2XK发信号 刀架停止运动 4 刀架悬空 - + 蓄能器 8 供油 行程末端 2XK发信号 刀架停止运动 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 7 该系统用了恒功率变量泵 1和电磁溢流阀 2，系统溢流损失少，蓄能器 8回收刀架下降过程的能量，供刀架上升用，整个回程油泵卸荷，所以该系统的最大特点是节能、效率高，并且切削板料的厚度比一般机械高。 图 2-2 凸轮机构 2.2 凸轮运动结构方案 其工作原理如下： 主轴的转动带凸轮转动，凸轮回转使鱼凸轮接触的推杆（切刀作往复运动，往复运动的规律由凸轮轮廓曲线的形状决定。 2.2.1 方案轮廓曲线 的设计 由已知 设计任务的要求，在推程应有一最大的加速度来产生切削板料的 力，经查凸轮上推杆的常用运动规律的图例、选择推杆按 正 弦 加速度规律运动 15。 切刀 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 8 2.2.2 凸轮基本尺寸的确定 1、 凸轮结构中的作用力与凸轮结构的压力角 由 图 2 2 凸轮受力图可得在理想状态下凸轮的受力 P cos = P=cos 凸轮结构在图示位置的压力角 压力角 根据实践经验在推程时许用压力角取 的值一般是：对直动杆取 =30，对摆动杆取 =35 45。在回 程时，由于这时推动推杆的力 P，而是比推程力 P 大 很多的力，允许采用较大的压力角。故取 =30 2、 凸轮及圆半径的确定 根据对心直动磙子推杆盘形凸轮机构的诺模图， 有已知假设凸轮转动过运动角 0=45时， 推杆以正 弦 加速度上升行程 h=4mm， =30查的值为 0.26,根据 h/ 0=0.26和 h=4mm,求凸轮的基准直径 0 0=0.26h 15.38mm 3、 滚子推杆滚子半径的选择 r=(0.10.15) 0 =(0.10.15)*15.38 =1.542.31mm 2.3 曲柄滑块机构方案 工作原理： 通过主轴带动曲柄作旋转运动，曲柄再通过连杆使滑块做上下往复运动，从而进行切削运动。 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 9 图 1-3 曲柄划块机构 2.4 方案比较 2.4.1 液压方案 优点 ： 液压剪板机由于采用液压传动，工作平稳、噪音小、安全可靠，又可以进行单次、连续、分段剪切；剪切角在一定范围内时可调的 . 缺点： 液压系统是利用液体作为中间传动介质来传递动力的。 在液压元件和系统中各相对滑动件或各配合面间不可 避免存在泄漏。油温的变化会引起油液的粘度变化，影响液压传动工作的平稳性，所以，环境适应能力小。由于污染会使液压元件磨损和堵塞，使性能变坏，寿命缩短，因此防止油液的污染和良好的过滤。重要一点是：液压元件制造精度较高，因而价格较高。使用和维修要求较高的技术水平和一定的专业知识 7。 2.4.2 凸轮方案 优点 ：可根据从动件的 运动规律来选择机构的尺寸和确定凸轮轮廓线的画法。 缺点：一般凸轮机构用于控制机构而不是用于执行机构。并且由于w 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 10 对凸轮轮廓的精度要求较高，所以不能承受较大的力的作用。 如选用此方案，按强度校核 公式 3： H=ZE bpF/ H公斤 /mm2 F 凸轮 与从 动件接触处的发向力（公斤） B 凸轮与从动件接触处的发向力（公斤） ZE 综合弹性系数（ 2/ mmKg ） ZE=0、 48 )21/(212 EEEE （ E1、 E2分别为凸轮和从动件接触端材料的弹性模量，选钢对钢ZE=60、 6） H选取所列表中最大值为 20Cr 渗碳淬火钢 H=3HRC F=25、 000 公斤 把已知带入得 bF 553.80 106 实际的生产不可能选取凸轮与从动件的接触宽度所以不选用此方案。 2.4.3 曲柄滑块方案 优点：结构简单，因而加工比较简单，易得到较高的制造精度，造价低廉。 缺点：由于采用 双曲柄机构对曲柄的选择需要更高的制造和安装精度。在实习期间，接触的剪板机也是典型的曲柄滑块机构。 综上分析论证，曲柄滑块机构作为执行机构是较为合理的，因而，我选择的执行机构是曲柄滑块机构。 2.5 方案的确定 用电动机带动二级减速器（皮带轮、齿轮机构）带动主轴上 的曲柄滑块机构。 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 11 第 3 章 方案设计 3.1 电动机的选择 由于设计的 机器的切削力为 25吨，根据诺沙里公式 10： P=0.6 b xtgah2(H-Zxtga6.0+xbyx21011) 式中： b 被剪板料的强度极限，实际中的板料 b =500N/mm2 x=被剪板料的延伸率 x =25% 上刀刃倾斜角 =2.5 h 被剪板料厚度 Z 被剪部分弯曲力系数 Z=0.95 y 前刃倾向角间隙相对值 y=0.083 X 压具影响系数 X=7.17 P 剪切角 P=25 103 9.8 =245000N 把已知数据带入 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 参照锻压机械样本用类比的方法 ， 选择电动机的功率为 7.5KW4。 转速的确定： 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 12 由于传动由皮带轮和齿轮组成的，按推荐的传动副选择比较合理的范围 ，三角带传动比 i1=2 4，二级圆柱齿轮减速器传动比 i2=8 4011，则 总的传动比的合理范围为 ia=16 160，则电动机转速可选范围为： nd =ia nw =(16 160)nw nw 主轴转速 nw=40转 /分钟 （行程次数取 40次每分钟） nd=(16 160) nw=640 6400转 /分钟 由于 Y系列电动机为全封闭自扇冷式，并且易于启动，可用于某些需要大启动转矩的机器上，所以选择 Y系列电动机。 查 2符合这一范围的有 750 r/min、 1000 r/min、 1500 r/min、 3000r/min，其基本数据如 表 3-1所示 4。 表 3-1 Y系列三相异步电动机的技术数据 型 号 功 率 满载时 额定电流 额定转矩 电 流 (A) 转速(r/min) 功 率 (%) 功率因数 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、使转矩过大，而 750 r/min 使传动比有些小，还有一些其它原因，综上所述应选电动机为 Y160m 8，其主要性能如 表 3-2 所示 。 表 3-2 Y160m_6技术数据 型 号 功 率 满载时 额定电流 额定转矩 电 流 (A) 转速(r/min) 功 率 (%) 功率因数 Y160m_6 7.5 17.0 970 86 0.78 6.5 2 外形和安装尺寸如 图 3-1所示 4。 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 13 图 3-1 电动机的安装尺寸 3.1.1 计算传动装置的运动和动力参数 计算传动装置的合理传动比 id=zhumnn=40970=24.25 id = i1. i2 i1 三角胶带传动比 ， i1取 3 i2 圆柱齿轮传动比 ， i2=324.25 8 3.1.2 计算运动和动力参数 1、 各轴转速 n =1inm nm 电动机满载转速 i1 电动机到 I 轴的传动比 n =1inm = 3970 =323.33 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 14 n =)( 21 iinm=83970=40.42 2 各轴的功率 各个 传动部 件传动效率 5 三角带传动 0.94 0.97 y1=0.955 圆柱齿轮 0.94 0.96 y2=0.95 滑动轴承（每对） 0.97 0.99 y3=0.98 ya= y1. y2. y32 ya 传动效率 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 各轴转矩 电动机转矩 Td=9550.wdnpTd 电动机转矩 Pd 电动机功率 nw 满载转速 Td =9550. wdnp=95509705.7=73.84N.m T =Td. i1.y3.y1 =73.84 3 0.955 0.98 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 15 =207.32N.m T = Td. i1. i2. y1 .y2. y32 =207.32 8 0.95 0.98 =1528.68N.m 3.2 皮带轮 的 设计 带传动是由固联于主动轴的带轮（主动轮）、固联于从动轴的带轮（从动轮）和紧套在两轮上的带组成的。当原动机驱动主动轮 时，由于带和带轮间的摩擦（或啮合），便拖动从动轮一起转动，并传递一定的动力。 带传动的特点：结构简单、传动平稳、造价低廉以及缓冲及吸振等特点。 3.2.1 确定计算功率 Pca = KA.P 式中： P 传动的额定功率 P =7.5KW KA 工作情况系数，以载荷变动较大，软启动，每天工作小时数 10(h) Pca =1.2 7.5 =9KW 3.2.2 选择带型 在带传动中，常用的有平带传动、 V带传动、多楔带传动和同步带传动等。 平带传动结构简单，带轮也容易制造，在中心距较大的情况下应用较多。常用的平带有帆布芯平带、编制平带（棉织、毛织和缝合棉布带）、绵纶片复合平带等数种。其中以帆布芯平带应用最广，它的规格可查国家标准或手册。 在一般机械传动中，应用最广的是 V带传动。 V带的横截面呈等腰梯形，带轮上也可做出相应的轮槽。传动时， V带只和轮槽的两侧面接齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 16 触，既以两侧面为工作面。根据槽面摩擦的原理，在同样的张紧力下，V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。这是 V带传动性能上的最大主要优点。再加上 V带传动允许的传动比较大，结构紧凑，以及 V带多已标准化并大量生产等优点，因而我选择 V带传动。 由 Pca =9KW，小带轮转速 n1=nw=970r/min 查的 B型 V带 5 3.2.3 确定带轮的基准直径 D1 和 D2 初选小带轮的基准直径 D1 取主动轮基准直径 D1=132mm4 3.2.4 验算带的速度 V V =100060 11 nD=100060 970132 =6.7m/s 由于 V过小，则表示所选的 D1过小，这样使所需的有效拉力 Fe过大，既需要的根数过多，于是带轮的宽度、轴径及轴承的尺寸都随之增大。 取 D1=160mm V=100060 11 nD=100060 970160 =8.12m/s 35m/s 带的速度合适 3.2.5 计算从动轮的基准直径 D2 D2= i1. D1 =3 160 =480mm 并按照 V带轮的基准直径系列进行圆整，圆整后： D2=475mm4 3.2.6 确定 V 带的基准直径和传动中心距 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 17 根据 0.7（ D1+ D2） a0 2（ D1+ D2） 424.9 a0 1214 初步确定中心距 a0=600mm 根据带传动的几何关系， 按下式计算所需要的基准长度 Ld Ld 2a0+2（ D1+ D2） +02124)(aDD 2 600+2(475+132) +6004 )132475(2 2202.49mm 选带的基准长度 4 Ld =2240mm 再根据 Ld计算实际中心距 由于 V带传动的中心距一般是可以调整的，故可以采用下式近似计算，即 a a0+2 dL-Ld 600+2 49.22022240 618.76mm = 620mm 考虑安装调整和补偿预紧力（如带伸长而松弛后的张紧的需要）中心距的变动范围为： amin =a-0.015Ld=620-0.015 2240 =586.4mm amax=a+0.03Ld=620+0.03 2240 =687.2mm 3.2.7 验算主动轮 上的包角 1 根据对包角的要求，应保证： 1 180 -a DD 12 60 120 (至少 90 ) 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 18 1 180 -620132475 60 180 -33.19 146.81 120 满足要求 3.2.8 确定带的根数 Z Z=Lca KKpp p)( 0 式中： Ka 考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数，查得 =019 KL 考虑带的不同长度时的包角系数，简称长度系数，查得 KL =0.92 P0 单根 V带的基本额定功率，查得 =1.69 P 计入传动比的影响时，单根 V带额定功率的增量，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 计算预紧力 F0（考虑离心力的不利影响） 单根 V带的所需 的预紧力为 5： F0=500zvpca (ak5.2 -1)+9v2 q-V带单位长度的质量，查 10得 q=0.17kg/m F0=50012.86 9 (91.05.2-1)+0.1 7 8.122 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 19 =172.59N 由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动安装新带时的预紧力应为上述预紧力的 1.5倍。 3.2.10 计算带传动作用在轴上 的力 Q 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力 Q,如果不考虑带的两边的压力差，则轴力可以近似地按带的两边的预紧力F0的合力来计算。 Q=2ZF0 sin21=2 6 172.59 sin281.146 =1984.81N 式中： Z 带的根数 F0 单根带的预紧力 1 主动轮上的包角 3.2.11 V 带轮的结构设计 材料：采用铸铁 HT20010， V 带轮的轮槽尺寸 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 20 图 3-2 V 带轮的轮槽尺寸 小带轮的结构 图 3-3、小带轮的结构尺寸 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 21 大带轮的结构 图 2-4、大带轮的结构尺寸 3.3 齿轮的设计 齿轮传动时机械中最主要的一类传动，型式很多，应用广泛，传递的功率可达数十万千瓦，圆周速度可达 200m/s。 齿轮传动的特点是： 效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率最高， 如一级援助齿轮传动的效率可达 99%。这对大功率传动十分重要，因为即使效率值提高 1%，也有很大的经济意义。 结构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需要的空间尺寸一般较少。 工作可靠、寿命长 设计制造合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可达一、二十年之久，这也是其它机械传动所 不能比拟的。 传动比平稳 传动比平稳往往是对传动性能能的基本要求。齿轮传动获得广泛的应用，也就是由于具有这一特点。 但是齿轮的制造和 安装精度 要求 高 ， 易磨损 ， 价格较贵，且不用齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 22 于传动距离过大的场合。 3.3.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1 齿轮类型的选择 按下图所示的传动方案选择直齿圆柱齿轮较合理（结构简单、造价低廉） 1、电动机 2、皮带轮 3、 曲 柄划块机构 4、刀架 5、离合器 6、齿轮 图 2-5、剪板机传动简图 2 由于此工作机器属于中等冲击，且传动比较大，选择 小 齿轮的材料为 40Cr，调质后表面淬火，齿面硬度为 48 55HCR，取 51.5HCR。大齿轮的材料为 40Cr，经调质处理，齿面硬度为 241 286HRC14。 3 选取精度等级 大齿轮因表面只经过调质处理，故其精度等级选择 8级精度。小齿轮因其表面调质后表面淬火，故其精度等级初选 7级精度 9。 4 选小齿轮齿数 Z1=20，则 Z2=i.Z1=8 20=160 3.3.2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 23 d1t 2.32 mmZTk HEdt 23 1 )(1. 式中： kt 载荷系数 选 T1 小齿轮传递的转矩 T1=6 11p95.5 10 . n = 6 7 . 0 29 5 . 5 1 0 3 2 3 . 3 3 =2.0735 105N.mm d 齿宽系数 小齿轮作悬臂布置 0.4 d0.6 取 d=0.5 ZE 材料的弹性影响系数 ZE=189.8 Mpa 按小齿轮齿面硬度 51.5HRC，查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlrn=1170Mpa 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60 323.33 1 (1 8 300 30) =1.397 109 （取一班制， 8 小时、 300 天、 30 年） N2=1.397 109/8 =1.746 108 查得接触疲劳许用应力 KHN1=1.0 KHN2=1.1 取失效概率为 1%， 安全系数 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 计算 1 试 算小齿轮分渡圆直径 d1t,代入 H中较小的值 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 24 mmZTkdHEdtt41.5865106.1596032.2)11708.189(8185.0100735.23.132.2)(1.32.233 2532112 计算圆周速度 V V= smnd t /99.0100060 33.32341.58100060 . 11 3 计算齿宽 mmdb td 21.2941.585.0. 1 4 计算齿宽与齿高比 模数 mmZdmtt 92.220/41.58/ 11 齿高 mmmht 57.692.225.225.2 4460.457.6/921.2/ hb 5 计算载荷系数 kv 根据 V=0.99m/s,8 级精度，查得动载系数 kv=1.10 k 齿间载荷分配系数，直齿轮，假设b.Ft kA 100N/mm2 查得 kH =kH =1.2 kA 使用系数 查得 kA=1.50 kH 齿向载荷分配系数 查得 kH =1.22 kF 8 级精度，并经调质淬火处理，查得弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数 kF =1.16 故载荷系数 K= kA.kv. k. kH 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 25 =1.50 1.10 1.2 1.22 =2.4156 6 按实际的载荷系数校正所算得的分渡圆直径 d1=d1t.KtK3 =58.4.3.14156.23 =71.81mm 7 计算模数 m=11Zd=2071.81=3.590 3.3.3 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为： 批 M ).(.23211FSaFadYYZKTmm F 弯曲疲劳寿命系数 F =SK FEFN 11. KFN1 弯曲疲劳寿命系数，查得 KFN1=0.90 KFN2=0.92 FE 弯曲疲劳强度的极限，查得 FE1=430MPa FE2=435MPa S 弯曲疲劳安全系数 S=1.4 则弯曲疲劳许用应力 F1 =SK FEFN !1.=4.1 43090.0 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 26 =276.43MPa F2=4.1 43592.0 =285.86MPa K 载荷系数 K=KA .KV.K . KF =1.5 1.10 1.2 1.16 =2.2968 查取齿形系数 YF 1=2.80 YF 2=2.136 查取应力校正系数 Ysa1=1.55 Ysa2=1.837 计算大 /小齿轮的 FSaFa YY . 11并加以比较 111 .FSaFa YY=43.276 55.180.2 =0.01570 211.FSaFa YY=86.285 837.1136.2 =0.01373 小齿轮的数值较大 M 0157.0205.0100735.22968.22325 =4.21 对计算结果，有齿根弯曲疲劳强度计算的模数大于有齿根弯曲疲劳强度计算的模数。模数的大小主要取决于 弯曲强度所决定的承载的能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 27 齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 4，查 2并就近圆整为标准值 m=4,按接触强度算得的分渡圆直径 d1=71.81mm Z1=md1= 71.814=17.95 取 Z1=30 Z2=u.Z1=8 30=240 3.3.4 几何尺寸计算 1 计算分渡圆直径 d 1= Z1.m=30 4=120mm d 2= Z2.m= 240 4=960mm 2 计算中心距 a=2 )( 21 dd =2 960120 =540mm 3 计算齿轮宽度 查 3 b= d.d1=0.9 120mm=108mm 圆整，取 B1=103mm B2=108mm 4 验算 Ft=112dT=72 100735.225 =5759.72N bFK tA=36 22.575950.1 =239.97N/mm 100N/m 合适 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 28 3.3.5 结构设计 小齿轮采用实心式结构，其结构尺寸如下： 图 3-6 小齿轮结构尺寸 大齿轮采用轮辐式结构，其结构齿轮如下： 图 3-7、大齿轮结构尺寸 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 29 3.4 轴的设计 轴是 组成机械的一个重要零件，它支承其他回转件并传递转矩，同时它又通过轴承和机架连接。所以轴上零件都围绕轴心线做回转运动，形成一个以轴为基准的组合体 轴系部件。所以，在轴的设计中，不能只考虑轴本身，还必须和轴系零件的整个和结构密切联系起来。 轴设计的特点是：在轴系部件的具体结构未定之前，轴上力的作用点和支点之间的跨距无法精确确定，故弯矩大小和分布情况不能求出，因此在轴的设计中，必须把轴的强度计算和轴系零部件结构设计交错进行，边画图、边计算、边修改。 3.4.1 拟定轴上零件的装配方案 传动轴的装配方案：套筒、皮带轮、轴承端盖从左端向右安装离合器、齿轮、轴承端盖从 轴的右侧向左安装。 1 和 9、轴端挡圈 2、皮带轮 3 和 7、套筒 4 和 5、机壁 6、轴肩 8、齿轮 图 3-8、传动轴的装配方案 3.4.2 轴上零件的定位 为了防止轴上零件变力时发生沿轴向或周向德相对运动，轴上零齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 30 件除了有游动或空转的要求外，都必须进行轴上和周向定位，以保证其准确的工作位置。 1 零件的轴向定位 如图 所示 3-8，轴上的零件是以三轴肩、套筒轴承端盖来保证的。套筒定位的优点：结构简单，定位可靠，轴上不需要开槽，钻孔和切制螺纹，因而不影响轴的疲劳强度，主要用于轴上两个零件之间的定位 16。 2 零件的周向定位 周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对的转动，本设计中用的周向定位的零件是键。 3.4.3 各段直径和长度的确定 长度有机器 的结构尺寸来确定的，而各段的直径详见轴的计算。 1 轴的强度校核计算 由于主动轴和传动轴都是既要承受弯矩又承受扭矩的轴。 传动轴的强度校核计算 （ 1） 求输出轴上的功率 P，转速 n 和轴的转矩 T P =7.02KW N =323.33r/min T =207.32N.m （ 2） 求皮带轮上的力和力矩及作用在轴上的齿轮上的力 T 皮 =Td i =73.84 3 0.955 0.98 =207.32N.m F 皮 =1984.81N 用 F1来代表皮带轮的力， T1代表皮带轮上作用的力矩， F2代表作用在齿轮上的力。 F2t=dT2(d=m.z)=3107232.2072 =5758.89N F2r= F2t.tg n=5758.89 tg20 =1871.18N 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 31 Ft 代表圆周力 Fr 代表径向力 2 初步确定轴的最小直径 先 估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45#钢，调质处理。查资料得 A0=126 103 ,取 A0=126 dmin= A0.np3 =126 33.32302.73 =35.15mm 由 2并参照样机初选最小直径定为 55mm 3.4.4 轴的结 构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 装配方案选用图 3-8 的装配方案 2 根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 （ 1） 、为了防止轴向窜动，在轴的右 端制出轴肩，并且可以满足小齿轮轴向定位的要求，轴肩的宽度为 12mm3。 （ 2） 、 取安装齿轮处的周端的直径 d=55mm,齿轮左端与轴肩采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 36mm，齿轮左端的轴肩高度 h (0.070.1)d4， 取 h=8mm。 （ 3） 、 轴左端的皮带轮依靠左端的轴承端盖，右端通过套筒与右端阶梯轴来定位。 （ 4） 、 轴承的选择 由于 滚动 轴承 是现代机器中广泛应用的部件之一，它是 依靠主要元件间的滚动接触来支承运动转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦力小，功率消耗少，启动容易等优点。 深沟球 轴承主要承受径向载荷 ,也可同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高转速时了用来承受纯轴向 载荷工作中允许内、外圈周线偏斜量 8 16 ，大量生产，价格最低 5。 所以 我选择深沟球 轴承 。 材料的选择 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 32 选择锡青铜，这类材料主要用于中速重载及承载变载荷轴承 10。 （ 5）、 轴的其它尺寸由机器本身所决定， 其中 L1=190mm， L2=1360mm， L3=220mm。 （ 6） 、轴上零件的周向定位 齿轮、皮带轮与轴的周向定位均采用平键联接，由查得键面 b h=16 10,键槽用键槽铣刀加工，长为 88mm4， 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对称性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7n68。 （ 7） 、 确定轴上的圆角和倒角尺寸。 零件倒角 C与圆角半径 R的推荐值轴段倒角为 1.6 45，各轴肩出的圆角半径为 R1.612。 2 求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，并根据轴的计算简图做出轴的弯矩图，扭矩图和计算弯矩图 6。见图 2-8 从轴的结构图和轴的弯矩图中可以看出 C 处的计算弯矩最大，是轴的危险面，现将其 Mh， Mv， m 及 mca 的计算过程如下： 对 A 截 面处： 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) 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 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齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 34 图 2-9、传动轴的应力图 =1500 12081.1984 =158.78N 垂直 弯矩 ： MV1=RV1.L2 =199.59 1500 =299385N.mm 水平弯矩： MH2=F2t L3 =5758.89 160 =921422.4N.mm 总弯矩： m2= 2221 MhMv = 22 4.9 2 1 4 4 22 9 9 3 8 5 =968840.73N.mm 计算弯矩： mc 2= 22 )(2 piTm = 232 )1032.2076.0(73.968840 =976793.86N.mm 3 按弯扭合成应力校核轴的强度 轴上承受最大计算弯矩的截面的强度（按第三强度理论） c =Wmc 2 c 计算弯曲应力 mc 2 危险截面的弯矩 W 抗弯截面模量 W=323d 齐齐哈尔大学毕业设计（论文）用纸 35 =3255.3 = 4209.24 c =24.4209 86.976793=59.80MPa 根据选定的材料 45#钢，调质处理查得 -1=60MPa 因此， c -1， 故 安 全图 3-10 传动轴结构尺寸 3.4.5 主 动 轴的强度校核计算 1 求输出轴上的功率 P，转速 n 和转矩 T -1=60MPa P =6.53KW N =40.42r/min T =1528.68N.m 2 求齿轮上所受的力 F1t， F1r 大齿轮与小齿轮相互作用，依据牛顿第三定律有 F1t=-F2t =5758.8