机械毕业设计（论文）-中厚板碎边剪剪切机构的设计（全套图纸） .pdf

辽宁科技大学本科生毕业设计 中厚板碎边剪剪切机构的设计中厚板碎边剪剪切机构的设计 摘要 中厚板被广泛应用在建筑工程、机械制造、容器制造、造船、桥梁建造等方面。中 厚板生产线包括钢坯的轧制，板带的运输，板带的切头尾。碎边剪应用于板带切边后废 边的处理，将圆盘剪切下的废边剪断从而提高生产速度和质量。所以碎边剪的剪切能力 对中厚板生产很重要，碎边剪中的剪切机构直接决定了碎边剪的剪切能力和剪切质量。 本课题以中厚钢板碎边剪为设计对象，设计完成碎边剪的剪切机构。按课题给定的 设计参数，计算剪切力，选择了电机和减速器，并设计了主传动系统，对齿轮、传动轴、 轴承等零件进行了校核。最终完成了剪切机构的设计，满足了实际生产的需要。 关键词关键词：中厚板；碎边剪；剪切力；剪切机构；传动系统中厚板；碎边剪；剪切力；剪切机构；传动系统 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 辽宁科技大学本科生毕业设计 辽宁科技大学本科生毕业设计 abstract the medium plate is widely used in construction, machinery manufacturing, container manufacturing, shipbuilding, bridge construction and so on plate production line includes billet rolling, plate transport, end cutting strip. scrap shear for plate with a cutting edge after the waste edge processing, the disc shear waste edge cut in order to improve the speed and the quality of the production. in this paper, the shear mechanism of the shear mechanism is designed, which is designed by middle thick steel plate and cut into design object according to the design parameters of the subject, the shear force is calculated, the motor and the reducer are selected, and the main drive system is designed, and the gear, the drive shaft and the bearing parts are checked finally, the design of the shear mechanism is finished, which meets the need of the actual production. keywords: plate; chopper;shearing force;cutting mechanism; drive system 辽宁科技大学本科生毕业设计 1.绪论 1 1.1 中厚板生产线工艺及设备的发展趋势 . 1 1.2 中厚板生产线碎边剪的技术现状 2 1.3 选题背景及设计内容 . 3 1.3.1 选题背景与目的 3 1.3.2 设计内容 4 2.总体设计 . 5 2.1 碎边剪的作用 5 2.2 碎边剪的机构组成及工作原理 5 2.2.1 碎边剪的机构组成 5 2.2.2 碎边剪工作原理 6 2.3 碎边剪的剪切机构及主要部件 7 2.3.1 碎边剪的剪切机构 7 2.3.2 碎边剪剪切机构的主要部件 . 8 3 碎边剪剪切机构的设计及计算 10 3.1 主要计算参数 . 10 3.2 剪切力的计算 . 10 3.3 电机的选择 . 12 3.4 减速器的选择 . 14 3.5 传动系统的设计（传动齿轮轴的设计与计算） . 15 3.5.1 传动系统齿轮轴的设计 . 15 3.5.2 传动系统齿轮轴校核 . 17 4. 主要零件的设计与强度校核 23 4.1 上右齿轮轴齿轮的设计 . 23 辽宁科技大学本科生毕业设计 4.2 上右齿轮轴齿面强度及齿根强度校核 . 28 4.2 上右齿轮轴轴承的选择和寿命计算 . 31 4.3 上右齿轮轴键的选择与校核 . 34 5.润滑方式与设备保养、可靠性及经济性分析 35 5.1 润滑方式的选择 . 35 5.1.1 齿轮润滑方式的选择 . 35 5.1.2 轴承润滑方式的选择 . 35 5.2 使用该碎边剪的注意事项、维护规程 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 5.2.1 注意事项 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 5.2.2 维护规程 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 5.3 可靠性及经济性分析 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 结束语 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致谢 . 39 参考文献 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 1 页 1.绪论 1.1 中厚板生产线工艺及设备的发展趋势 世界中厚板的发展已经经历了两次高潮，第一次是 5060 年代，出于工业化和造 船业的需求，需要更宽、更厚、强度更高、韧性更好的中厚钢板。随后全球掀起了中厚 板生产线的建设高潮。 仅以美国为例， 经过新建和改造后的美国中厚板产量猛增， 到 1957 年，它的中厚板产量已提高到了 1000 万吨。第二次高潮是在 7080 年代的日本，出于 经济发展的需要，短短几年的时间里就新建了 17 台中厚轧机。而这也使日本的中厚板 生产很快的走向现代化，到 1979 年的产量已达到了 2030 万吨，有力地推动了日本造船 业的蓬勃发展，造船吨位很快超过 1000 万吨以上，超越美国成为全球第一造船大国。 我国的中厚板发展最早始于 1936 年。在当时的鞍山制铁所（鞍钢前身），第一套中板 轧机建成，属于三辊劳特式轧机。1949 年新中国成立后，在前苏联援助下，我国的中厚 板生产设备和工艺技术水平有极大的提高， 先后建成了 13 套三辊劳特式轧机。 80 年代， 我国开始对三辊劳特式中板轧机进行了不同方式的改造，由三辊加到四辊或双四辊轧 机。基本解决了生产的中厚板宽度窄、长度短、尺寸偏差大、板形差的问题。也提高了 原材料和能源的利用效率。90 年代开始，通过应用先进的电控设备、热处理工艺提高了 轧机的产能和工艺装备水平。 到 2004 年， 我国共有中厚板轧机 29 套， 设计产能达到 1910 万吨。但是能赶上国外发达工业的国家仅有武钢、济钢、南钢、鞍钢的少数几套。其产 品的品种、规格、力学性能等方面也不能满足市场的需求的高强、高压、耐候、耐蚀的 中厚板。随着中国经济高速发展，中厚板销量大幅增长。从 2005 年的 3235.6 万吨增长 到 2013 年的 6829.3 万吨。由于品种、规格、质量等方面还有不足，所以我国每年还需 进口少量高品质的中厚板。预测今年的我国中厚板需求量将达到 8000 万吨。 随着下游行业对中厚板质量要求的提高以及对宽厚板材、专用板材需求的增长， 尤其是造船业的发展，目前中厚板轧机已经满足不了市场对宽厚板的需求。所以中厚板 的发展趋势将是向着更宽更厚的方向发展，并采取控制轧制技术来提高板材的高等级、 高技术含量、高附加值。新建的生产线应用了先进的快冷系统。例如 adco 气雾冷却，u 形管层冷却，直流式层流冷却。开始采用炉外精炼技术，例如 lf 钢包炉和 vd 真空脱气 装置组成的炉外精炼系统。还将炼钢、连铸、轧钢、切割各工序有机的联合布置，在整 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 2 页 个生产流程中实现热衔接，提高产能。对于板形控制的重要设备矫直机技术上，向着有 张力机能的新型矫直机发展，提高矫直力，扩大矫直板厚的范围。检查板形多采用超声 波探伤系统，该技术可以实现 100%的板面探伤。在控制中厚板的尺寸上，剪切系统是最 重要的设备，中厚板轧制过程产生的边部减薄量会影响板的质量，圆盘剪和碎边剪的剪 切效率很大程度上决定的中厚板的生产效率以及产品质量。在热处理技术上，推行控轧 控冷技术，这样产品的热处理量会大幅度减少。目前世界上最先进的是辊低式无氧辐射 炉在我国应用很少。未来的中厚板技术一定向着生产效率高，能耗低，板形良好，板强 度高、韧性好的方向发展。 1.2 中厚板生产线碎边剪的技术现状 在中厚板生产中，如图 1-1。为了保证轧件边部的几何形状，满足轧件宽度方向的 尺寸精度要求，一般采用圆盘剪对其边部进行切边。为了保证生产的连续性，由碎边剪 将其剪下的废料进行碎断。碎边剪是中厚板轧制生产线精整区中的一台主要设备。它的 生产能力与设备状态将直接影响板材的产量。但是其结构复杂、紧凑，工作部件的动作 频繁、冲击载荷大、操作和维护都比较困难。而双边剪又反映了中厚板精整线的技术水 平。在生产过程中，碎边剪应用于很多环节，却故障频发。主要包括碎料卡钢、剪盒外 窜等故障。最典型的事故是在 2003 年武钢某剪切机组改造时引进的碎边剪，在工作中 常出现溜槽卡钢和轴承烧死事故。 图 1-1 中厚板生产流程图 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 3 页 现在大量的碎边剪都是双滚筒式（如图 1-2），因其具有剪切平稳，振动和噪声小、 速度高、生产率高而被广泛应用。按照碎边剪的刀刃可分为平刃式和斜刃式。平刃式结 构简单，其剪切过程是上、下刀刃在宽度方向同时切入，因此剪切抗力较大。斜刃式碎 边剪的上下刀刃是一个逐渐啮合的过程，因此受到的阻力相对较小；但在制造上斜刃式 比较复杂，必须建立准确的斜刀刃曲线方程。近年来还有一种螺旋线剪刃的碎边剪应用 在生产中，其耐磨性能良好，振动和噪声都很小。但其加工非常困难，还有待于深入的 研究。 图 1-2 双边剪工作示意图 1.3 选题背景及设计内容 1.3.1 选题背景与目的 随着中厚板轧制技术的不断革新，整个生产线包括轧钢机和大量的辅助设备都发生 了巨大的变化。轧机是使轧件产生塑性变形，属于主要工作设备。辅助设备是完成必要 的辅助工序的设备，例如碎边剪、圆盘剪等。碎边来自双边剪生产中需要合理的碎边处 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 4 页 理方式，从圆盘剪剪切下来的废边，一般宽度在 550mm。由于圆盘剪切机组会向着更 高效、剪切强度更大和剪切质量更好的方向更新，而作为其主要辅助设备的碎边剪也将 会向着剪切力更大、剪切钢板强度更高和断碎能力更强的方向发展，加之圆盘剪与碎边 剪采取了紧凑式布置，占地面积小。因此对于碎边剪的要求也越来越高。由于碎边剪在 中厚板生产机械辅助设备中的重要地位，围绕碎边剪的技术革新速度也一直很高速。 1.3.2 设计内容 1.绪论及设计方案的选择和论证； 2.碎边剪结构参数的计算、重点力能参数的计算、主电机的选择与校核； 3.主要零部件的设计、强度计算和校核：传动齿轮轴、齿轮、轴承、键； 4.润滑方式的选择； 5.设备的可靠性和经济性分析； 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 5 页 2.总体设计 2.1 碎边剪的作用 在中厚板的生产过程中，为了保证板材边部的几何形状，满足板材宽度方向的尺寸 精度要求，常用圆盘剪对材料的边部进行剪切。在剪切过程中有连续的边部废料产生， 为了保证圆盘剪工作的连续性、高效性，避免发生卡钢的事故。碎边剪的工作就是将其 剪下的废边进行剪断，便于收集和提高生产率。碎边剪是中厚板轧制生产线精整区的主 要辅助设备，它的生产能力和设备情况将对板材的产量产生直接的影响。 2.2 碎边剪的机构组成及工作原理 2.2.1 碎边剪的机构组成 碎边剪是圆盘剪剪切机组的重要辅助设备。 一、其主体主要包括以下几个部分： 1.固定侧剪切机构；2.移动侧剪切机构；3.底座及移动机架；4.固定侧传动装置； 5.移动侧传动装置；6.横移传动装置；7.溜槽导板 图 2-1 碎边剪 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 6 页 二、碎边剪的本体组成： 剪切本体是整个碎边剪的核心部分，它完成了废边的剪碎工作。它主要有以下几个部 分组成： 图 2-1 碎边剪本体 1 液压锁紧螺母; 2 偏心套; 3 偏心套; 4 齿轮轴; 5 轴套副; 6 调整 套; 7 副齿轮; 8 机架; 9 刀盘; 10 剪刃; 11 压紧楔; 12 齿轮轴; 13 编码器; 14 电机、蜗轮减速机 2.2.2 碎边剪工作原理 碎边剪是由两台直流电动机作为动力源分别驱动固定侧和移动侧的剪切机构。固定 侧剪切力矩的传递路线如下：直流流电动机联轴器减速器固定侧剪切机 构。移动侧的传递路线与固定侧的路线完全相同。固定侧剪切机构、固定侧电机及减速 器直接固定在底座上，底座用地脚螺栓固定在地基上，而移动侧剪切机构、移动侧电机 及减速器安装在横移架体上，用于不同宽度的板材剪切（宽度范围为 14002600mm） ， 横移机架由横移传动装置驱动移动。 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 7 页 2.3 碎边剪的剪切机构及主要部件 2.3.1 碎边剪的剪切机构 剪切机构是整个碎边剪的核心部分，用于完成废边的碎剪工作。它主要是由上剪切 轴装配、下剪切轴装配、剪切调整机构（侧隙调整机构）构成，如图 2-2。 图 2-2 碎边剪右侧视图 上、下剪刃分别安装在上、下刀盘上，上、下刀盘分别装于上下剪刃轴上，上、下 剪刃轴是通过一对速比为 1 的齿轮副啮合传动，这样可以实现上下剪刃同步联动，完成 剪切工作。剪切调整机构（侧隙调整机构）是由电机驱动蜗轮减速器，蜗轮减速器驱动 齿轮轴的传动，齿轮轴的转动带动外齿轴套传动下刀轴做轴向的移动，使剪刃的侧隙改 变，从而实现适应剪切不同的厚度的板材（范围为 525mm）。 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 8 页 2.3.2 碎边剪剪切机构的主要部件 1.刀具部分 滚筒式碎边剪因为是随着刀片的旋转运动同时在剪切并挤压钢板的，作为切头的碎 边剪使用时，它的剪切厚度最高可达到 45mm，剪切工作中，剪刃做旋转运动，被剪切钢 板运动速度最高为 1.5m/s。 双滚筒式碎边剪主要由上下两个同步旋转并安装有 4 个剪刃 组成(如图 2-3)。 图 2-3 右侧刀盘 2.斜齿轮传动部分 本碎边剪上下滚筒的同步齿轮采用主副齿轮结构。以便齿轮在无侧间隙情况下工 作，减少或消除冲击载荷。上右齿轮轴为主动轴，下右齿轮轴为从动轴。从动轴上的主 齿轮与轴做成一体，而副齿轮则与主齿轮的轮毂滑动配合。主副齿轮通过挤压装在主齿 轮轮毂的销钉和装在副齿轮上的销钉连接，主副齿轮同时与装在主动轴上的齿轮啮合。 副齿轮始终越前主齿轮一个角度，这就保证了上下滚筒的同步齿轮在无侧间隙下工作 （如图 2-4）。 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 9 页 图 2-4 斜齿轮主传动剖视图 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 10 页 3 碎边剪剪切机构的设计及计算 3.1 主要计算参数 剪切材质：普碳钢/低合金钢/刃具钢 剪料强度极限：800mpa 剪料厚度：525mm 碎边宽度：10-80mm 碎边长度：630-1260mm 最大剪切速度：1.5m/s 剪切温度：200 钢板宽度：1400-2600mm 侧隙调整范围：轴向移动距离 5mm、侧隙 0.5-3mm 3.2 剪切力的计算 由文献6、碎边剪的工作原理可得，在剪切废边时，主传动箱有两根主轴带动上下 滚筒旋转，滚筒上的剪刃相当于一对斜齿轮啮合的情况，又近似于变直径的圆盘剪对碎 边进行剪切，因此，可根据圆盘剪的剪切力公式进行修正计算，得出碎边剪的剪切力公 式： ）（7 . 0 tg 4 . 0 2 += bhp (3-1) 其中： p剪切力，n h板带的厚度，mm 相对切入率， 5 25 . 1 = 剪切角，rad， 2 2 1h 1cos + = ）（ (3-2) 上下刀刃重合量，一般取 5-25mm，mm b 板带的强度极限，mpa 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 11 页 2 0 sin r = (3-3) 其中： 剪刃的曲率半径，mm r0剪刃的回转半径，mm 刀片平面与轴心线的夹角，rad 由设计参数得：h=24mm b =800mpa %10 5 =（65 号钢） =20mm = 20 mm400 0 =r 计算得相对切入率 ： 125. 01 . 025. 125. 1 5 = 计算剪刃的曲率半径 mm45.3419 20sin 400 sin 22 0 = r （3-4） 计算得剪切角 ： 9945 . 0 45.34192 15 2 125 . 0 125 1 2 2 1h 1cos= + = + = ）（）（ （3-5） =02.6 1055.0tan= 计算得剪切力p： n hp b 540949 7 . 0 1055. 0 125. 0 4 . 080024 7 . 0 tan 4 . 0 2 2 = += += ）（ ）（ 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 12 页 3.3 电机的选择 根据飞剪机工作制度的不同，采用不同的计算方法。本飞剪机因为每次剪切要求的 加速时间非常短， 特殊情况下只有 0.1s， 所以， 剪切力对电动机的功率实际上没有影响。 所以可以利用等效力矩 rms m来计算电动机的功率。 由文献6得电动机的传动功率为： 0 max rms 02 . 1 r km n = （3-4） 其中: n电动机功率，kw 传动效率，一般取95 . 0 9 . 0 = k考虑到被剪带钢与剪刃摩擦损失对电动机功率的影响，一般取2 . 11 . 1 =k rms m等效力矩，nm max最大剪切线速度， sm 等效力矩 rms m的计算： 2 m rms mm= (3-5) 其中： m总的剪切静力矩 )dcossin2(001. 0+=pm (3-6) 轴承处的摩擦系数，调心滚子轴承的摩擦因数为 0.00180.0025 d轴承处的枢轴直径，mm，d=380mm m剪刃刀片的个数，m=4 实际剪切作用角， ）（ 初 sinarcos2= 0 max 2 tg arcosb r = 初 , rad （3-7） max b废边最大宽度，mm80 max =b 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 13 页 由设计参数得： 92. 0= 2 . 1=k sm5 . 1 max = m=4 002.0= d=240mm mm80 max =b 计算得初始角度 初 ： = =91.87 4002 tan2080 arcos 2 tgb arcos 0 max r 初 （3-8） 计算得实际剪切作用角： rad146 . 0 18 . 4 sin87.91arcos2sinarcos2= ） （）（ 初 （3-9） 计算得总剪切静力矩m ： mn pm = += += 364866 240002. 0cos20sin6.0245.34192540949001. 0 )dcossin2(001. 0 ）（ 计算得等效力矩 rms m： mnmmrms= =111265 2 146 . 0 4 364866 2 m （3-10） 计算得电动机功率n： kw r km n rms 78.498 92 . 0 40002 . 1 5 . 11112652 . 1 02 . 1 0 max = = （3-11） 瞬时最大功率： kw r km n1750 92 . 0 40002 . 1 5 . 13648662 . 1 02 . 1 0 max max = = 直流电动机具有以下优点： 1、传动比分级精细，选择范围广，转速型谱宽，范围 i=228800。 2、直流电动机结构紧凑，体积小，造型美观，承受过载能力强。 3、能耗低，性能优越，减速器效率高达百分之九十六，振动小，噪音低。 4、通用性强，是用维护方便，维护成本低，特别是生产线，只需备用内部几个传动件 即可保证整线正常生产的维修保养。 5、采用新型密封装置，保护性能好，对环境适应性强，可在有腐蚀、潮湿等恶劣环境 中连续工作 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 14 页 z4 系列直流电动机可用直流电源供电， 广泛运用于各类机械的传动源， 转动惯量小 有较好的动态性能，能承受高负荷变化，适用于需平滑调速、效率高、自动稳速、反应 灵敏的控制系统。广泛用于金属切削机床，纺织、印刷、水泥、造纸和冶金工业等调速 要求高的自动化传动系统。 由计算出的电动机的额定功率确定电动机型号为 z4-450-42 型直流电动机： 其基本参数如下： 额定电压：440v 额定功率：500kw 额定转速：400r/min 转动惯量：174 2 kg m 电机质量：6700kg 3.4 减速器的选择 由电动机驱动，经减速器带动一侧剪切机构运动，电机功率 p=500kw，电动机转速 min r400 = 电 n 剪切机构转速: min 35.8r 4 . 0 305 . 130 0 max = = r n剪 公称传动比 i： 2 . 11 8 . 35 400 i n n = 剪 电 因行星齿轮减速器的传动效率可以很高，单级大%99%96；传动比范围广；传动 功率从 12w50000kw；承载能力大；工作平稳；体积和重量比普通齿轮、蜗杆减速器小 得多。结构较复杂，制造精度要求较高，主要用于要求结构紧凑的动力传动中。本减速 器要连接在可移动的底座上， 所以体积小， 重量轻， 结构紧凑满足了碎边剪的结构要求。 尖峰载荷kwpmax1750=,轴伸受纯转矩， 每天 24h 运转， 每小时载荷率按 60%计算， 最高环境温度按 30t = ,大空间安装，油池甩油润滑，底座式安装。 （1）按机械强度公称功率 1 p初选 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 15 页 由文献2，表 15-2-8 得 2 . 2= a k 由文献2表 15-2-13 得碎边剪是强冲击载荷， 每天 24 小时运转再加大 10%）查表 15-2-9 得 5 . 1= a s ,载荷功率 kwp500 2 = 计算，则 kwskpp aa 16505 . 12 . 2500 2m2 = （3-12） 查表 15-2-86 ，按转速 minr400 1= n ，i=11.2，插值法求得 kwp1729 1= 初选 zazd1400-11.2 （2）校核热功率 1g p 按环境温度 t=30，由文献2表 15-2-10 得 15 . 1 1= f ，按小时载荷率 20%，查表 15-2-11 得 56 . 0 2 =f ，按 289 . 0 1729 500 1 2 = p p ,查表 15-2-12 得25 . 1 3 =f则 kwfffpp t 5 . 40225 . 1 56 . 0 15 . 1 500 32122 = (3-13) 查表 15-2-83 的 zazd1400-11.2 得kwpkwp tg 5 . 402679 21 =， 1g p通过。 （3）校核尖峰载荷 kwpkwn 2 . 311217298 . 18 . 11750 1max =n=17.91(r/min)） 3 0min n d p a= (3-14) 总额 pp = 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 16 页 轴承减速器联轴器总 = 0 a -与轴的材料有关的许用扭剪应力系数，由文献2表 5-1 选取，初取 0 a =97 96 . 0 = 联轴器 ，92 . 0 = 减速器 ，92 . 0 = 轴承 mm218 8.35 92.092.096.0500 97 n 33 mind = = p a 所以初选 d=220mm，材料为 35crmo 调质处理 轴初步计划设计为齿轮与轴加工为一体的形式，应结构要求自左端依次需要装配一 个刀盘，一个轴承支承，齿轮，一个轴承支承，一个键槽用于连接减速器。设计齿轮轴 如图 3-1 图 3-1 上右齿轮轴 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 17 页 3.5.2 传动系统齿轮轴校核 1.分析齿轮轴上的受力： 图 3-2 上右齿轮轴力学分析简图 图 3-3 上右齿轮轴力学简图 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 18 页 图 3-4 剪切力的分解图 图中各个力的计算: d 2t ft= （3-15） costantan nttt fffr= （3-16） tan ta ff = （3-17） t-单轴剪切转矩，t=m/2 螺旋角 t 端面压力角 n 法面压力角，tan n =tan t cos ； =509， = 20 n ，螺旋方向：右 mn m t= 5 . 198959 2 397919 2 d=785.541mm cos r pp = （3-18） sin t pp = （3-19） 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 19 页 经计算得： kn d t ft55.506 541.785 5 . 19895922 = = kn fff ntr 12.187 cos9.84tan2055.506costantan tt = = 87.86kntan9.8455.506tan= ta ff knpp6 .58307. 6cos585183cos r = knpp7 .4207. 6sin585183sin t = 计算两端约束的约束力： 图 3-5 垂直面 n 图中约束力： 0=+ nrnr fffp 右左 （3- 20） 2 d fm aa = （3- 21） 0ma-r5 .4322)f(432.5r)25 .432240( n =+fp 左 计算得： knf n 18.799= 左 knf n 46.28= 右 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 20 页 图 3-6 水平面 h 图中约束力： 0 tt =+ hh fffp 右左 （3- 22） 0t5 .4322)f(432.5t)25 .432240( h =+fp 左 解得： knf h 9 .318= 左 knf h 35.230= 右 做弯矩图如下： 图 3-7 h 面弯矩图 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 21 页 图 3-8 n 面弯矩图 图 3-9 扭矩图 图中弯矩经计算得： mnpm n =102487.42240240 t1 mnpm=1400646.583240r240 1 危险截面 a 处，计算该处弯矩如下 mnmmm n =+=+=14043814006410248 222 1 2 1 （3- 23） 图中扭矩 2 t ： mn t t=198959 2 397918 2 1 2 按弯扭应力校核轴的强度： 1 - 22 ca )( + = w tm （3-24） 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 22 页 其中： w抗弯截面系数，w=0.1 3 d ,d=380mm(危险截面 a 直径) 1 - 弯曲疲劳极限，mpa，a270 1 - mp= -折合系数，对称循环变应力，1= 计算结果为： 1 - 3 2222 ca a441000 3801 . 0 198959140438)( = + = + =mp w tm 安全。 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 23 页 4.主要零件的设计与强度校核 4.1 上右齿轮轴齿轮的设计 1.选精度等级、材料及齿数 （1）按剪切机构的同步传动要求及载荷特性， 选用斜齿圆柱齿轮传动， 压力角取为 20 （2）碎边剪为金属切削机床，按表 10-6-2，选用 7 级精度。 （3）材料选择。 由表 10-1-2,选择齿轮材料为 35crmo(调质)， 齿面硬度 310-360hbs。 （4）选齿轮的齿数43 1= z,1=,43 2 =z （5）初选螺旋角 = 9。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）计算齿轮分度圆直径，即 3 2 1 12 + h eh d ht t zzzz tk d (4-1) 1)计算公式中的各个参数。 试选载荷系数3 . 1 t = h k。 h z -区域系数，可查图 10-20，图中曲线上的数据是 () () ()01 . 0 )4343/(42718 . 0 42718 . 0 / 2121 =+=+zzxx，=509，查的3 . 2= h z 计算接触疲劳强度用重合度系数 z 。 =229.20)9cos/20tantan()cos/tan(tan nt arar = +=+= 219.26 )cos912/(43cos20.22943arcos)cosh2/(cosarcos an11at21at zz t () 654.1 /tan20.229219.26tan43 /)tan(tantantanz t22t1at1 = = += ）（ at z ()413 . 3 / )9tan(431/tan 1 =z d 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 24 页 ()420 . 0 654 . 1 413 . 3 413 . 3 1 3 654 . 1 4 1 3 4 =+ =+ =）（ z (4-2) 计算螺旋角系数 z 994 . 0 9coscos= z （4-3） 齿轮传动的转矩 mnt=5 .198959 由表 10-7-2选取齿轮齿宽系数6 . 0= d 。 由表 10-5-2查的材料的弹性影响系数 2 1 8 . 189 mpaze=。 h -许用接触疲劳强度，由图 10-25d 查的齿轮的接触疲劳强度极限为 mpa h 950 lim = 计算应力循环次数为： 7 10296 . 4 200001 8 . 356060= h njln 由图 10-23-2查的接触疲劳寿命系数15 . 1 = hn k。 取失效概率为%1、安全系数为 s=4，由式（10-14-2）得 mpa s k hhn h 17.364 3 95015 . 1 lim = = 2)试算齿轮分度圆直径 mm862.755 17.364 994 . 0 420 . 0 8 . 1893 . 2 1 11 6 . 0 10 5 . 1989593 . 12 12 3 2 3 3 2 1 = + = + ）（ h eh d ht t zzzztk d （2）调整齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 。 sm ndt /417 . 1 100060 8 . 35862.755 100060 = = = 齿宽 b。 mmdb td 517.453862.7556 . 0= 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 25 页 2）计算实际载荷系数 h k 由表 10-2-2查的使用系数0 . 1= a k 根据sm/417. 1=、7 级精度，由图 10-8-2查得动载系数05 . 1 = k。 齿轮的圆周力 kn t ft444.526 862.755 5 .1989592 d 2 t = = ， mmnmmnbfk ta /100/1161517.453/444.5261/=，查表 10-3-2得齿间载荷分配 系数2 . 1= h k。 由表 10-4-2用插值法查的 7 级精度、齿轮相对支承对称布置时，285 . 1 = h k。 则载荷系数为 619 . 1 285 . 1 2 . 105 . 1 1= hhvah kkkkk 3)由式 10-12-2，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 mm k k dd ht h t 224.813 3 . 1 619 . 1 862.755 3 3 1 = 及相应的齿轮模数 mmzdmn679.1843/9cos224.813/cos 11 = 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式 10-20-2试算齿轮模数，即 3 2 1 2 1 cos2 f safa d ft nt yy z yytk m 1)确定公式中的各参数值。 试选载荷系数3 . 1= ft k 由式 10-18-2，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 y 。 =453 . 8 )229.20cos9arctan(tan)cosarctan(tan tb 709 . 1 453 . 8 cos/654 . 1 cos/ 22 = bv 689 . 0 709 . 1 /75 . 0 25 . 0 =+= y 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 26 页 由式 10-19-2，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 y 。 744 . 0 120 9 413 . 3 1 120 1= = = y 计算 f safay y 。 由当量齿数628.449cos/43cos 33 121 =zzz vv ，查图 10-17-2，得齿形系数 38 . 2 = fa y。 由图 10-18-2查得应力修正系数= sa y1.68 f -许用齿根弯曲疲劳强度， s f f lim =， limf -齿轮弯曲疲劳强度极限， 查图 10-24 （e）-2得pa780 lim m f =，安全系数取5 . 1=s,a520 5 . 1 780 lim mp s f f = 0077 . 0 520 68 . 1 38 . 2 = = f safay y 试算齿轮模数 mm yy z yytk m f safa d ft nt 148.12 520 68 . 1 38 . 2 436 . 0 9cos744 . 0 689 . 0 10 5 . 1989593 . 12 cos2 3 2 23 3 2 1 2 1 = = （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 。 mmzmd nt 875.5289cos/43148.12cos 11 = sm nd /99 . 0 100060 8 . 35875.528 100060 1 = = = 齿宽 b。 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 27 页 mmdb d 325.317875.5286 . 0 1 = 齿高h及宽高比hb mmmchh ntnan 333.27148.12)25 . 0 12()2(=+=+= 610.11333.27/325.317/=hb 2)计算实际载荷系数 f k。 根据smv/99. 0=，7 级精度，由图 10-8-2查的动载系数02 . 1 = v k。 由 kn t ft388.752 875.528 5 .1989592 d 2 1 = = ， mmnmmnbfk ta /100/2371325.317/388.7521/=， 查表 10-3-2得齿间载荷分配系数2 . 1= fa k 由表 10-4-2用插值法查得249 . 1 = h k,结合610.11=hb查图 10-13-2,得 23. 1= f k。 则载荷系数为 506 . 1 23 . 1 2 . 102 . 1 1= ffvaf kkkkk 3)由式 10-13-2,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 mm k k mm ft f ntn 758.12 3 . 1 506 . 1 148.12 3 3= 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 n m 大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mmmn18=；为了同时满 足接触疲劳强度，需要按照接触疲劳强度计算得的分度圆直径 1 d =813.224mm 来计算小 齿轮的齿数，即189cos224.813cos 11 = n mdz=43.622 故，取 21 zz =43 1 z 与 2 z 互为质数 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 28 页 mm mzz a n 648.783 9cos2 18)4343( cos2 21 = + = + = ）（ 圆整后的中心距为 a=785mm 圆整后的螺旋角= + = + =83 . 9 7852 18)4343( cos 2 )( cos 21 ar a mzz ar n （2）计算齿轮的分度圆直径 mm541.785 83 . 9 cos 1843 cos 1 1 = = n mz d （3）计算齿轮齿宽 mmdb d 3 . 452541.7856 . 0 1 = 取 b=455mm 5.圆整后斜齿轮的主要参数。 mmmn18= 43zz 21 = =839 旋向：上右齿轮右旋，下右齿轮左旋。 4.2 上右齿轮轴齿面强度及齿根强度校核 1.齿根弯曲疲劳强度校核 根据参考文献2得计算弯曲疲劳强度公式： f sff f yyyytk = 2 1 3 nd 2 aa1 zm cos2 其中 f -许用齿根弯曲疲劳强度， s f f lim =， limf -齿轮弯曲疲劳强度极限，查图 10-24（e）-2得pa780 lim m f =，取安全系数5 . 1=s,a520 5 . 1 780 lim mp s f f = f k -载荷系数，取3 . 1= f k 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 29 页 2 t-齿轮转矩， mn m t=198959 2 397918 2 2 af y -斜齿轮齿形系数，按照当量齿轮的齿数95.4483 . 9 cos/43coszz 33 v =查 图 10-17-2取得75 . 2 a = f y as y -应力修正系数，按照当量齿轮的齿数由图 10-18-2查取得85 . 1 a = s y y -弯曲疲劳强度计算的重合度系数： v 75 . 0 25 . 0 +=y v -当量齿轮重合度， b 2 v cos/=. -端面重合度， b -基圆柱螺旋角， 1625 . 0 costantan tb =，=23 . 9 b ()tan(tantantanz t22t1at1 += at z )cos2/(cosarcos 11at21at +=zz t 其中： t - 端 面 压 力 角 ，3694 . 0 83 . 9 cos/20tancos/tantan nt =， =274.203694 . 0 tanar t 经计算得： = +=+= 241.26 cos9.83)2(43cos20.274/43arcos)cos2/(cosarcos 11at21at zz t () 382.3 /tan20.274241.26tan432 /)tan(tantantanz t22t1at1 = = += ）（ at z 471.323.9cos/382.3cos/ 22 v = b 4725 . 0 371 . 3 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 v =+=+= y y -弯曲疲劳强度计算的螺旋角系数： 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 30 页 = 120 1 y 其中 -轴向重合度，）（ n m/bsin=，455b =mm，b-齿宽。 3737 . 1 )18/(83 . 9 sin455m/bsin n =）（ 8875 . 0 120 83 . 9 3737 . 1 1 120 1= = y d -宽度系数，5792 . 0 541.785/455/b 1d =d 综合上述计算结果得： a520a55.171 43185792 . 0 83 . 9 cos8875 . 0 4725 . 0 85 . 1 75 . 2 10001989593 . 12 zm cos2 f 23 2 2 1 3 nd 2 aa1 mpmp yyyytk sff f = = = 安全。 2.按齿面接触疲劳强度校核 参考文献2 斜齿轮齿面接触疲劳强度条件计算公式： heh h h zzzz d tk + = 12 3 1d 1 其中： h -许用接触疲劳强度，由图 10-25d