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斜刀片冷剪机设计 摘要摘要 本次设计的目的是能够综合的运用所学的知识，理论，对斜刀片冷剪机进行设计。 首先介绍了了我国当前的剪切机的种类，今后的发展方向，提出剪切机在生产中存在 的问题；然后对斜刀片冷剪机的传动系统进行分析，提出设计方案，最后对剪切机构 的主要零件进行受力分析和强度校核。分别对齿轮的选择，轴的选择，还有轴承和皮 带轮的选择进行了设计计算，以此同时也进行了校核。对齿轮进行设计的时，我采用 的是对齿轮齿面接触疲劳强度进行了计算，并且运用齿根弯曲疲劳强度进行了校核。 在校核过程中，对齿轮的设计校核有了更深的认识，以及如何在剪切机中选用合适的 齿轮。并对剪切机中的主要零部件的润滑方式进行了论述，运用 ATUOCAD 软件，对该 设计的可靠性与经济性进行分析评价。 关键词：斜刀片剪切机；ATUOCAD 软件；设计；校核 Design of cold shear blades oblique Abstract This is designed to comprehensive use of knowledge, theory, the blade cut machine design cold. It introduces the present situation of our countrys shear machine type, the future direction of development, put forward the shear machine in production problems; And then the blade of the transmission system of cold cut machine, the article analyzes the design scheme, then to the main parts of shearing mechanism analysis of stress and intensity. On the choice of gear respectively, the choice of the shaft bearing and pulley, and the selection of design calculation, and, in doing so, also checks. The design of gear, I use is on gear tooth surface contact fatigue strength calculation, and use the tooth root bending fatigue strength checks. In checking process, the design of gear check had a deeper understanding, and how to choose the right in shear machine of the gear. And the shear machine of main components of lubrication method were discussed, use ATUOCAD software, to the design reliability and economical analysis and evaluation. Keywords:Keywords: Inclined blade cutting machine ; ATUOCAD software ；design; checked. 目录 摘要. Abstract 1绪论1 1.1 剪切机的种类1 1.1.1平行刃剪切机1 1.1.2斜刃剪切机1 1.1.3圆盘式剪切机2 1.1.4冲型剪切机3 1.1.5联合剪切机3 1.1.6型材棒料剪切机3 1.2剪切生产中存在的问题.4 2传动方案的选择6 2.1 皮带传动的选择.6 2.2 减速器传动选择.6 2.3 齿轮转动选择.7 3.剪切机电动容量的选择.8 3.1 设计的基本要求.8 3.2 剪切机构.8 3.3 主要参数的确定.9 3.3.1 刀片的行程.9 3.3.2 刀片尺寸.10 3.3.3 理论空行程次数.10 3.4 剪切力的计算.10 3.4.1 单位剪切阻力曲线.10 3.4.2 最大剪切力.11 3.5 电机容量的选择.13 3.5.1H = f()曲线绘制13 3.5.2P=f()曲线的绘制.13 3.5.3 偏心轴上的静力矩计算.13 4 主要零件的强度计算19 4.1 曲轴的设计.19 4.2 曲轴的计算.20 4.3 齿轮的计算与校核.21 4.3.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数.21 4.3.2 设计计算齿面接触接触强度22 1.确定公式内各数值22 2.各参数的计算.22 4.3.2 按弯曲疲劳强度进行较核设计.23 4.4 皮带轮的计算.25 4.4.1 确定计算功率.25 4.4.2 选择带型.25 4.4.3 参数的计算.25 4.4.4 确定中心距 a 和带的基准长度 Ld.25 4.4.5 验算主动轮上的包角 26 4.4.6 确定带的根数.26 4.5 轴承的计算.26 4.5.1 初选轴承.26 4.5.2 验算轴承的平均压力 P27 4.5.3 验算轴承的 PV27 4.5.4 验算滑动速度.27 4.6 大带轮上键的计算.27 4.6.1 初选键及参数.27 4.6.2 校核键的强度.27 5.润滑方法的选择29 5.1 润滑.29 5.1.1 轴承.29 5.1.2 开式齿轮.29 5.1.3 离合机构滑块.29 5.1.4 减速机.29 5.1.5 牙嵌式离合机构.29 5.2 添加剂.30 5.3 添加剂的作用.30 5.4 润滑方法.30 5.5 润滑脂优点和选择注意事项.30 6.设备的可靠性和经济评价31 6.1 设备的可靠性.31 6.2 机械设备的有效度.31 6.3 设备的经济寿命的计算.31 6.4 投资回收期计算.33 结束语.34 致谢.35 参考文献.36 1绪论 1.1 剪切机的种类 剪切机的种类很多。对剪切机的分类，从不同的角度出发，有不同的分法。按剪 切方式可分为横剪和纵剪；按被剪切钢板的温度分为热剪和冷剪；按剪切机得驱动方 式分为钢坯剪切机、钢板剪切机、型钢剪切机和切管剪切机等。通常，按剪切机的剪 刃形状与配置等特点可分为平行刃剪切机、斜刃剪切机和圆盘剪切机。 1.1.1平行刃剪切机 如图 1.1 平行刃剪切机的两个剪刃彼此是平行的，通常用来在热状态下横向剪切方 形及矩形断面的钢坯。也可用来冷剪型材，将刀片作成成型剪刃来剪切非矩形断面的 钢材，有时也用来剪切板材。 图 1.1 平行刃剪切机简图 1.1.2斜刃剪切机 如图 1.2 斜刃剪切机的一个剪刃相对另一个剪刃成某一角度配置。斜刃剪切机按剪 切机构的运动特点也可分为上切式、下切式及复合式等。 图 1.1 斜刃剪切机简图 1.1.3圆盘式剪切机 圆盘剪切机有下列几个机构组成：刀盘旋转传动系统，刀盘径向调整和刀片的侧向 调整，剪切宽度的调整等。剪切宽度的调整实际上就是对机架的距离调整。 早期圆盘式剪切机速度较低，圆盘式剪切机刀片旋转是用电机通过齿轮传动，以 及和万向连接轴来实现的。刀盘径向间隙调整用电机通过蜗杆蜗轮传动是偏心套转动 来实现的。而刀片侧向间隙是 用手动通过蜗轮传动使刀片轴轴向移动来完成的。 随着生产的发展，圆盘式剪切机剪切速度在逐渐提高，由于受到碎边机的限制， 现在大型圆盘剪切机的剪切速度通常为 0.4 米/秒。目前圆盘式剪切机装在横切机组上， 剪切厚度为 0.62.5 毫米，宽度为 7001500 毫米。带钢剪切速度达到 13m/s。刀片传 动通过减速机和 4 个相同尺寸的齿轮同时传动两对刀片。为保证刀片同步，4 个齿轮组 成相当于连杆机构，使齿轮传动的中心距不变，提高了齿轮传动精度，为调整上刀片 径向间隙，上刀片轴承座可沿机架滑道上下移动。滑座移动用针齿摆线减速机，它体 积小速比大调整精度高。刀片轴向距离调整也采用针齿摆线减速机驱动丝杆和螺母来 实现的，为了提高传动精度，传动系统增加了测速装置，进行主传动速度调整。 圆盘剪后设置碎边剪，将剪切下来的板边剪成碎段送到下面的滑槽中，也可对剪 下来的薄板边用卷取机卷起来，然后停车卸卷。为了使切下来的板边的钢板平直，在 出圆盘剪时切边应向下弯曲，现在采用上刀片轴相对下刀片轴移动一个不大的距离或 者上刀片直径比下刀片直径小一些来实现(见图 1.1)。 图 1.1 使钢板保持水平位置的方法 目前，各国都在研究扩大圆盘剪的剪切范围，有的国家已经采用两台连续圆盘剪， 剪切厚度为 10 毫米的钢板，第一台圆盘剪切入板厚的 5%10%，紧接着由第二台圆盘 剪将钢板全部切断，见图 1.2。 在冷轧横切机组上采用不带驱动装置的圆盘剪，其圆盘剪刀片的传动是由带有一 定张力的被剪切的带钢来带动实现拉剪方式。 分条圆盘剪为了提高工作效率，从而采用了两套机架，轮流使用，整体更换使设 备的维修性提高，但投资费用大。 1.1.4冲型剪切机 冲型剪切机广泛用于锻压机械。冲型剪切机的剪切次数很高，通过连续的很多切点或切线，将 板料沿着预定的轮廓切下。装上专用工具后，还能完成其他许多工作，如步冲轮廓，折边，弯型等， 因此是一种万能的板料剪切成型机，适用于单件和小批生产。 1.1.5联合剪切机 联合剪切机主要用来切割条料、板料、型材，并可切口和冲孔，用途广泛，特别使用于钢结构 车间和建筑工地。 1.1.6型材棒料剪切机 这种剪切机的剪刃为成形刃。在冶金机械的型钢轧钢车间，使用型材棒料剪切机对各种断面的 型材棒料轧件进行切头、切尾、切尺寸等。此外，型材棒料剪切机还使用成批、大量生产的轴承、 齿轮、汽车和拖拉机等行业的冷切或热切下料之用。 1.2剪切生产中存在的问题 目前剪切机品种规格发展很快，结构性能和使用性能有明显的改善和提高。剪切生 产中存在的问题主要包括以下几方面：剪切机机械传动装置；剪切机机械传动装置的 防护；剪切机机械传动装置的过载保护装置等。 剪切过程中作用力及其变化规律：剪切力随着 z 的增加而变化，当剪切力 P 为最大 值后，钢板开始产生滑移。剪切力 P 的值是同单位剪切抗力丁有关。单位剪切抗力丁 并非常数，其数值大小和钢板材质、剪切温度、剪切速度、剪刃形状、剪刃间隙及相 对切入深度等因素有关。单位剪切抗力 T 的确定有实验曲线法和理论计算法两种。以 下对影响单位剪切抗力公的因素进行定性的描述： 1) 金属性质：金属材料的强度极限越高，则单位剪切力越大；塑性越低，对应于。 剪切时的相对切入深度越小，即金属断的越早。因此单位剪切抗力与金属的强 度和塑性有关。 2) 剪切温度：钢板剪切时的温度越高，单位剪切抗力越小，对应于剪断时相对切 入深度则越大。 3) 变形速度：热剪时，理论上变形速度与剪切速度成正比关系，单位剪切抗力随 变形速度增加而增加；冷剪时，剪切速度对单位剪切抗力的影响很小，一般可 不加以考虑。 4) 剪刃侧向间隙：剪刃侧向间隙的大小，可以使剪切时的受力状况发生变化。当 侧向间隙由零逐渐增大时，钢板的受力状况分别为压缩-剪切-弯曲状态，侧向 间隙过小或过大都会使单位剪切抗力增加。因此，合理选择和保持剪刃侧向间 隙的大小，对于正确使用剪切机是十分重要的。 5) 刀钝半径：刀钝半径的大小，直接影响单位剪切抗力的大小。刀钝半径越大， 刀就越不“快” ，剪切抗力就越大。但在压入阶段剪切力的计算中，不考虑刀 钝半径的影响是允许的。 6) 剪切断面的宽高比 b/h:当 b/h 小于 1 时，与 b/h 几乎无关；当 b/h 大于 1 时， 值随 b/h 的增大而迅速增大。 除上述因素影响外，压板、剪刃与钢板的摩擦系数及剪刃的几何形状等因素，对单 位剪切抗力也都有一定的影响，但这些因素相对来说影响很小，可以忽略不计。现有 剪切机一般存在占地面积广、噪音大、节拍固定、灵活性差等问题，尚需解决。 2传动方案的选择 图 2.1 剪切机传动方案简图 2.1 皮带传动的选择 由于带和带轮间的摩擦或啮合，皮带托动从动轮一起转动并传递一定动力。带传 动具有结构简单，传动平稳，造价低廉以及缓冲吸振等特点，在近代机械中被广泛应 用，在带传动中，常用的有平带传动，V 带传动，多楔带传动，同步带传动等，其中 V 带传动应用最广。V 带有普通 V 带、窄 V 带 、联组 V 带、齿形 V 带，大楔角 V 带、宽 V 带等多种类型，其中普通 V 带，应用最广，近年来窄 V 带也得到广泛应用。 本剪切机选用普通 V 带 A 型。普通 V 带的主要优点：柔性好，传递较大的摩擦力， 传动比大，结构较紧凑并以具备标准化大批量生产。 2.2 减速器传动选择 减速器是原动机与工作机之间独立的闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大 转矩。 此处采用的是同轴式两级圆柱齿轮减速器，减速器的输入轴端与输出轴端位于用 一轴线的两端，径向尺寸紧凑，效率及可靠性高，工作寿命长，且已标准化，维护简 便。 2.3 齿轮转动选择 齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，型式很多，应用广泛，传递功率可达 近十万千瓦，圆周速度可达 200m/s，最常用为渐开线齿轮传动。齿轮传动可做开式、 半开式、闭式。 齿轮传动主要特点： (1)效率高，在常用机械传动中，以齿轮传动效率为最高。如一级圆柱齿轮传动的 效率可达 99%。这对大功率传动十分重要，因为即使效率只提高 1%，也有很大的经济 意义。 (2)结构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。 (3)工作可靠 寿命长，设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分 可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的。这对车辆及在矿 井内工作的机器尤为重要。 (4)传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。齿轮传动获得广泛应 用。 (5)适用范围广可用于平行轴传动，交错轴传动，定轴轮系传动和动轴轮系传动， 在特大和特小传动中，优点更明显。 (6)易于保证制造质量 加工技术成熟，设备完善，易于得到高质量产品。 由于设计需要故本剪切机采用开式齿轮传动 3.剪切机电动容量的选择 3.1 设计的基本要求 剪切厚度 : ； max 40hmm min 4hmm max 1200bmm 剪切温度:t；20oC 理论剪切次数:6 次/分； 实际剪切次数: 4 次/分； 剪切材质: 钢 101510 1200mm 3.2 剪切机构 剪切机构按平面机构分析是属于活动度为 2 的曲柄连杆机构。曲轴开始旋转时， 存在着一种可能运动（图 2.1） ，以 O 点为旋转中心转动，上刀台 B 下降，下刀台 C 不 动，完成剪切运动。 图 3.1 剪切机构 3.3 主要参数的确定 3.3.1 刀片的行程 刀片行程是剪切机最主要的结构参数，它决定了剪切机的高度。在剪切能力允许 的范围内，它也决定了所能剪切的轧件最大断面高度。 刀片行程根据轧件最大断面高度，剪切终了时刀片的重叠量以及下刀片与辊道表 面的距离等参数（图） ，可按下试计算 图 3.2 平行刀片剪切机（上切式）刀片行程图 1上片；2下片；3轧件；4压板 由文献1,258知： (3.1)SqqfhH 21 式中: H刀片行程（指刀片最大行程） ，mm； h被剪轧件最大断面高度，mm； f轧件上表面与压板之间得距离，此值得选取要保证轧件有一定翘头时，仍然 能通过剪切机，一般取 f=5075mm； q1为了避免上刀受轧件冲撞，而使压板低于上刀的距离，一般取 q1=550mm； q2为了使轧件能顺利通过剪切机，下刀不被轧件磨损，使下刀低于滚道表面 得距离，一般取 q2=520mm； S上下刀片重叠量，一般取 S=525mm。 根据本剪切机参数选取 f=50 mm q1=5 mm q2=5 mm S=6 mm bmax = 1200mm 取 3 故 =h+f+q1+q2+S=40+50+5+5+6=106mm 1 H mmbH9 .623tan1200tan max2 H=+=106+62.9=168.9mm (3.2) 1 H 2 H 3.3.2 刀片尺寸 板坯： l = +（100300）=1200+200=1400mm max b （3.3）式中 l 刀刃长度，mm 被切钢坯横断面的最大宽度,mm;max b 刀片： =(2660)mm hh5 . 165. 0 （3.4） ( 3.5 ) 35 . 2 h b 式中 刀片断面高度，mm； h 被切钢坯断面高度，mm；h 刀片断面宽度，mm； b 3.3.3 理论空行程次数 剪切机的每分钟理论空行程次数代表了剪切机的生产率。理论空行程次数（剪切 次数）的提高受到电动机功率和剪切机结构型式的限制。理论剪切次数是指剪切机每 分钟内连续不断地上下运动的周期次数；实际剪切次数是指剪切机每分钟内实际完成 的剪切次数。本次理论剪切次数、实际剪切次数如下所示： 理论剪切次数 ： 6r/min 实际剪切次数 ： 4r/min 3.4 剪切力的计算 3.4.1 单位剪切阻力曲线 将整个剪切过程中各瞬时德的剪切阻力 ，都分别与一个相对切入深度对应， 它们的关系式 f 3.4.2 最大剪切力 斜刀片剪切机的剪切力由三部分组成 (3.6) 321 pppp 式中 纯剪切力； 1 p 轧件被剪掉部分的弯曲力，即被剪掉部分在剪切时被上刀片沿着 2 p 线（图 3.4）作用产生的弯曲力；AED 钢板在剪切区域（近似地以弧线为界）内的弯曲力，在此区域 3 pEF 内由于上刀片的压力使金属形成局部的碗行弯曲。 1求 p1 查手册 钢 1015 （延伸率）375 b MPa0.27 b h p tan 6 . 0 2 1 （3.7） 2 0.6 10 375 0.27115.917 tan3 KN 2.求 pmax 因为 ： tanbh （3.8） mmb9 .623tan1200tan 可用斜剪刃公式mmh 9 . 62 故 （3.9） XY tg Zkpp b 2 1max 100 1 1 6 . 0 1 式中 系数，实验研究表明，此系数与被剪掉部分的钢板宽度轧件材料zd 延伸率以及刀片倾斜角等因素有关，即，其 f h d fz tan 变化规律(查文献 2，图 8.34)，系数的最大值为 0.95。z 刀片相对侧间隙，即为刀片侧间隙与钢板厚度的比值：Yh h Y 在时，取；当时，取mmh5mm07. 0mmh2010mm5 . 0 a.求 Z tan60.75 tan3 1.179 0.27 10 a h 查文献2,图 8-34 曲线 fZ 得 Z = 0.4 b.求 X,Y =0.05(h = 8mm 取 = 0.5mm) h Y X=10 c.求 pmax XY tg Zkpp b 2 1max 100 1 1 6 . 0 1 2 tan31 1.3 115.917 1 0.4 100 0.27 0.6 0.27 1 375 0.0510 604.275 3.5 电机容量的选择 3.5.1H = f()曲线绘制 3.5.2P=f()曲线的绘制 由文献1,259知：曲柄半径 168.9 84.45mm 22 H R 初取连杆与曲柄半径比 K=10 L=KR=10x84.48=844.5mm 取L=840mm 轧件被切断时切入深度 0 0.32 103.2zhmm 图 3.4 刀片行程曲线 表 3.1 剪切行程与曲柄转角的关系 ）（20406080100120140160180 mmH138.15111.4288.0867.6549.8134.2920.919.520 3.5.3 偏心轴上的静力矩计算 为了精确地计算剪切机传动系统零件强度和电动机功率，必须计算剪切机偏心轴 上的静力矩。 剪切机偏心轴上的静力矩由剪切力 konfpj MMMM （3.10） 式中 偏心轴上的静力矩； j M 剪切力矩； p M 摩擦力矩； f M 空载力矩； kon M P c PjM sincos （3.11） sincos c （3.12） 图 3.6 剪切机构受力简图 内公切线 L BA sin （3.13） 外公切线 L BA sin （3.14） ， 2 A AA d 2 B BB d 2 0 00 d 轴径（安装轴承处直径） 0 ,ddd BA 式中： 的摩擦圆半径轴连杆与曲柄轴之间的销A A 的摩擦圆半径轴连杆与上刀台之间的销B B 刀台滑板与滑槽之间的摩擦系数 故： dA =150mm 、dB =120mm 、dC=140mm 查文献2,482得 05 . 0 A 05 . 0 B 1 . 0 mm dA AA 75 . 3 2 150 05 . 0 2 mm dB BB 3 2 120 05. 0 2 mm d 5 . 3 2 140 05 . 0 2 0 00 当 时23.141 故 84.45 sinsin141.230.0629 840 3.608 故 L BA sin 13.75 3 sin0.051 840 故 c=64.21 0 90cos A Rc 故 sincos c 63.2 1 0 63.20 1000 j MP 当 时141.86 故sinsin L R 84.45 sin141.860.0621 840 3.559 故 c=63.48 0 90cos A Rc 故 sincos c 64.01 PMj 1 604.275 64.0138.68 1000 KN m 同理可算出当时的值142.51 ,143.17 ,143.83 j M, max %5j kon MM （3.15） =5% 27.12 =1.934 考虑共享，取 Mkon=1.934KN m 表 3.2 静力矩各相关参数表 141.23141.86142.51143.17143.83 3.6083.5593.5083.4553.401 (mm) 63.264.0163.2261.6861.59 mKNM j 038.6838.237.2737.22 mKNMkon 1.9341.9341.9341.9341.934 mKNM j 1.93440.61440.13439.20439.154 图 3.7 曲线 f 图 3.8 曲线 fM j 由于是小型剪切机，初选动机 J02-6-26 型 转速：= 970r/min，功率：13KW er n 电动机额定转力矩： Mer=9550N/n=955013/970=128KN.m 由 Mj 图求剪切机平均静力矩 (3.16 40.61440.13439.20439.1540.5 3.5 j iji m M tM M t = KN.m22.73 128 5.632 22.73 er m M M 所选电机的过载系数 则所选电机满足要求。 1.对所选电机进行过载校核： （3.17） 3 max 40.614 10 19.67. 1.5 162 0.85 erer M MKN mM ki 所选电机满足过载要求。 2. 选出的电机还需经过发热校核： 电机满足发热要求是需满足的要求，即 ， ( 3.18) junD NN , 30 nM N erer D 30 nM =N erjun jun （3.19） 式中 电机的功率，KW；电机的额定转速，； D N3=ND er nmin/ r 电机按发热计算出来的等值功率和等值力矩. junjun MN、 由于电机一直工作其等值力矩就是电机的额定力矩，即 mN573=M=M erjun 综上所述可知： junD NN 故所选电机满足发热的要求。 4 主要零件的强度计算主要零件的强度计算 4.1 曲轴的设计 图 4.1 曲轴尺寸简图 max 0 1414604.275344.15dPmm 初取 d0=345mm （4.1） 20 (1.7 2.5)(1.7 2.5) 345586.5 862.5Ldmm 取 L2=600mm （4.2） 0 (0.6 0.85)(0.6 0.85) 345207 293.25bdmm 取 b=240mm （4.3） 0 (1.3 2.1)(1.3 2.1) 345448.5 724.5 A Ldmm 取 LA=600mm （4.4） 0 (1.2 1.5)(1.2 1.5) 345414 517.5 A ddmm 取 dA=450mm （4.5） 0 (0.06 0.1)(0.06 0.1) 34520.7 34.5rdmm 取 r=15mm （4.6） 4.2 曲轴的计算 图 4.14.1 曲轴的受力简图，弯矩图及转矩图 由于所受的剪切力远大于齿轮给曲轴的力，所以忽略齿轮给曲轴的弯矩 maxcos 180 604.275cos 180141.863.559497.5 x PPKN （4.7） maxsin 180 604.275sin 180141.863.559342.96 y PPKN （4.8） 497.5 248.75 22 x xAxB P RRKN （4.9） 342.96 171.48 22 y yAyB P RRKN （4.10） 248.75 30074.625 xx x MR lMN mm （4.11） 171.48 30051.44 yx y MR lMN mm （4.12） 2222 74.62551.4490.64 xy MMMMN mm 合 （4.13） 22 22 90.640.6 40.61493.78MMTMN mm n （4.14） 脉动循环变应力取 =0.6 max 40.614 mj TMMN mmM 总 见图 40.614 I MTMN mm 总 截面 I 的应力 6 2 3 93.78 10 58.613/ 0.2 200 I bI I M N mm W （4.15） 6 . 0 390 235 b s 3 . 14 . 12 . 1 ss SS之间，取在 235 4 58.613 s Is bI SS （4.16） 截面的应力 6 2 3 93.78 10 30/ 0.2 250 b M N mm W n n n （4.17） 235 7.83 30 s s b SS n 故曲轴强度合格 4.3 齿轮的计算与校核 4.3.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1 选用直齿圆柱齿轮传动 2 开式齿轮，速度不高，选用 8 级 3 材料选择：大齿轮 HT300， 250HBS 小齿轮 HT350，260HBS 4 选小齿轮 Z1=23，大齿轮 Z2 = 2.723 =63 传动比 i=2.7 模数 m=12 4.3.2 设计计算齿面接触接触强度 1.确定公式内各数值 由文献4,211-213知： 2 1 3 1 1 32 . 2 H E d t t ZTK d （4.18） 1) 试选载荷系数 Kt=1.3 2) 小齿轮传递的转矩： 55 5 1 1 1 95.5 1095.5 1013 17.24 10 N mm 72 P T n 3) 由文献4,205-210选取齿宽系数d=1.1, 材料的弹性影响系数 1 2 143.7MPa E Z 4) 由文献4,209查得：小齿轮的接触疲劳强度极限， lim1 520MPa H 大齿轮的接触疲劳强度极限 lim2 490MPa H 5) 计算应力循环次数， （每日 8 小时制，每年 300 天工作，工作 15 年） 7 11 7 7 2 6060 15 18 300 153.24 10 3.24 10 1.296 10 2.5 h Nn jL N （4.19） 6) 由文献4,206取接触疲劳寿命系数； 1 0.95 HN K 2 0.98 HN K 7) 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得 1lim1 1 2lim2 2 0.95 520494MPa 1 0.98 490480.2MPa HN H HN H K S K S （4.20） 2.各参数的计算 1) 试算小齿轮分度圆直径 由文献4,212知： 3 2 1 1 3 2 6 1 2.32 1.3 17.24 102.5 1143.7 2.3263.45mm 1.12.5480.2 tE t dH K TZ d 2) 计算圆周速度 v0 (4.21)s/m269 . 0 100060 2 . 19 8 . 267 100060 11 nd v t 4.3.2 按弯曲疲劳强度进行较核设计 3 2 1 2 () FaSa dF Y YKT m z 1.由文献1，图 10-20a查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限; 1 230 FE MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;MPa FE 200 2 2.由文献1，图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数, 1 0.95 FN K 2 0.9 FN K 3.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力 S=1.2 （4.22） 11 1 0.95 230 373.75 1.2 FNFE F K MPa S （4.23） 22 2 0.9 200 150 1.2 FNFE F K MPa S 4.计算载荷系数 K 49 . 1 1 . 11 . 12 . 11 . 1 FFVA KKKKK （4.24） 5.查取齿形系数 由文献1,表 10-5 可查得 69 . 2 1 Fa Y 2 2.268 Fa Y 6.查取应力矫正系数 由文献1,表 10-5 可查得 575 . 1 1 Sa Y 2 1.724 Sa Y 7.计算大小齿轮传递的转矩 6 6 1 40.617 10 15.614 10. 2.6 m M TN mm i 6 2 40.614 10. m TMN mm 8.较核大小齿轮的弯曲疲劳强 由表 10-7 查得齿宽系数 6 . 0d 6 1 1 3232 1 22 1.49 15.614 102.69 1.575 0.6 1223 FaSa F d KTY Y m Z （4.25） = 359.42 1F 6 2 2 3232 2 22 1.49 40.614 102.268 1.724 0.6 1263 FaSa F d KT Y Y m Z （4.26） = 114.99 2F 即齿轮满足弯曲疲劳强度要求 9.几何尺寸计算 a.计算分度圆直径 mmmzd2762312 11 22 12 63756dmzmm b.计算中心距 12 506 2 dd amm （4.27） c.计算齿轮宽度 mmdb d 6 . 1652766 . 0 1 取 B2=165.6mm,B1=180mm d.验算 6 1 1 22 15.614 10 113144.9 276 t T FN d （4.24） ,合适 1.1 113144.9 751.57/100/ 165.6 At K F N mmN mm b 4.4 皮带轮的计算皮带轮的计算 4.4.1 确定计算功率 3 . 143 . 11 . 1PKP Aca 4.4.2 选择带型 根据 Pca和小带轮转速 n1=970r/min 由文献1，图 8-8 取 B 型带。 4.4.3 参数的计算 1.确定带轮和基准直径 dd1和 dd2,由文献1，表 8-3 及 8-7 取 1min 150 d ddmm 2.验算带的速度 1 1 1 1 1 7.61/ 60 100060 1000 p d d n d n Vm s （4.25） 因为 故带速合适 0530v 3.计算从动轮的基准直径 dd2 21 2.8 150420 dd didmm （4.26） 圆整 dd2=425mm 4.4.4 确定中心距 a 和带的基准长度 Ld 初定中心距 21021 27 . 0 dddd ddadd 1130 5 . 395 0 a 取 mma800 0 0 2 1221 0 42 2 a dddd aL dddd d （4.27） 2 150425425 150 2 800 24 800 1600902.7523.632526.38mm 由文献1,表 8-2选取 Ld=2500mm 2 0 dd LL aa （4.28） 25002526.38 800 2 = 786.81 mm 变动范围： min 0.015786.81 0.015 2500749.31 d aaLmm max 0.03786.81 0.03 2500861.8 d aaLmm 4.4.5 验算主动轮上的包角 5 . 57180 12 a dd dd （4.29） 425 150 18057.5159.957.5 786.81 4.4.6 确定带的根数 1）由 dd1=150mm 和 n1=970r/min，查文献4,152得 P0=2.25KW 2）根据 n1=960r/min，i=4.2 和 A 型带，查文献4,150-153得P0=0.3064KW 3）查文献4,155得 K=0.95， KL=1.03 00 14.3 5.7165 2.250.30640.95 1.03 ca aL P Z PP k k 4.5 轴承的计算 4.5.1 初选轴承 对开式四螺栓正滑动轴承 ZHC4-140 轴承所受径向载荷 2222 248.75171.48302.12 xy FRRKN 轴径转速 n=6r/min 轴径直径 d=180mm 轴承宽度 B=270mm 4.5.2 验算轴承的平均压力 P 轴承材料取 ZcuZn16Si4（16-4 硅黄铜） P=12Mpa . V=2m/s PV=10Mpa.m/s （4.30） 3 302.14 10 6.22 180 270 F PMPP dB 4.5.3 验算轴承的 PV 3 302.14 106 0.351/ 60 10001910019100 270 FdnFn PVMPa m sPV BdB 4.5.4 验算滑动速度 /057 . 0 100060 618014 . 3 100060 Vsm dn V 4.6 大带轮上键的计算 4.6.1 初选键及参数 大带轮的轴径 d=42mm 取平键键宽 b=12mm 取键长1.5 263 8470Ldmm h=8mm L=63mm 4.6.2 校核键的强度 由于键的材料为钢,而带轮的材料为铸铁,取最弱的材料的强度极限来较核 铸铁的强度极限MPaMPa p 758070 键的工作长度 l=L-b=70-12=58mm 键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.58=4mm T T kld T p 216 . 0 40584 102102 33 （4.31） mN n N T. 5 . 283 3 970 96 . 0 13 95509550 （4.32） 2 . 61 5 . 283216 . 0 216 . 0 pp MPaT 即所选键满足要求 5.润滑方法的选择 5.1 润滑 在摩擦面间加润滑剂不仅可以降低摩擦，减轻磨损，保护零件不遭锈蚀，而且在采 用循环润滑时还能起到散热降温的作用。由于液体的不可压缩性，润滑油膜还具有缓 冲振的能力。使用膏状的润滑脂，既可防止内部的润滑剂外泄，又可阻止外部杂质侵 入，避免加剧零件的磨损，起到密封作用。 半固体润滑剂主要是指各种润滑脂。它是润滑油和稠化剂的稳定混合物。固体润滑 剂是任何可以形成固体膜以减少摩擦阻力的物质，如石墨、二硫化钼、聚四氟乙烯等。 5.1.1 轴承 选用固体润滑剂，参考滑动轴承的工作性质，故选用锂基润滑脂，这种润滑脂既能 抗水耐高温（工作温度不宜高于 145） ，而且有较好的机械安全性，它是一种多用途 的润滑脂。 5.1.2 开式齿轮 因工作环境和机械性能选用固体润滑剂，钠基润滑脂，这种润滑脂有较高的耐热性， 工作温度可达 120，但抗水性差，由于它能与少量水乳化，从而保护金属免遭腐蚀， 比钙基润滑脂有更好的防锈能力。 5.1.3 离合机构滑块 考虑其工作环境和机械性能选用固体润滑剂，铝基润滑脂，这种润滑脂具有良好的 抗水性，对金属表面有高的吸附能，故可起到很好的防锈作用。 5.1.4 减速机 选用液体润滑剂，工业齿轮油（SY1172-88） 5.1.5 牙嵌式离合机构 石墨钙基润滑脂，这种润滑脂适用于耐潮湿，高负荷，高压力，低速度机械，多用 于人字齿轮，起重机，矿山机械，挖掘机的底盘齿轮及一般开式齿轮润滑。 5.2 添加剂 为了有效地提高边界膜过滤的强度，简单而行之有效的方法是在润滑油中添加一定 量的油性添加剂或极压添加剂。 5.3 添加剂的作用 1）提高润滑剂的油性、极压性和在极端工作条件下更有效工作的能力。 2）推迟润滑剂的老化变质，延长其正常使用寿命。 3）改善润滑剂的物理性能，如降低凝点、消除泡沫、提高粘度、改进其粘温特性等。 5.4 润滑方法 轴承为脂润滑，开式齿轮为脂润滑，离合机构滑块为脂润滑，减速器为液体润滑 （飞溅润滑） ，牙嵌式离合机构为脂润滑。 5.5 润滑脂优点和选择注意事项 使用润滑脂，密封简单，不易脏污，减少损失，不必经常加换润滑油。润滑脂受温 度的影响不大，对载荷性质运动速度的变化等有较大的适应范围。在垂直上不易流失。 加入石墨粉的润滑脂，能形成更坚韧的油膜。当润滑脂中含有鳞片状石墨粉时，可以 填平粗糙平面，减少磨损，并能在往复运动机构中起缓冲作用，避免爬行，消除震动。 但润滑脂流动性差，导热系数小，不能作循环润滑剂，另外，摩擦阻力大，机械效率 低。为提高机械效率，减少管道压力损失，干油集中润滑脂的针入度，一般在 0.1mm 以上。管道短时，针入度可降低一些。 6.设备的可靠性和经济评价 6.1 设备的可靠性 由文献8,10-14知平均寿命 （可修复系统） （6.1）dttRt 0 式中： R(t) 可靠度系数 若则： t etR )( (6.2) 1 0 dtet t 式中：失效率 6.2 机械设备的有效度 已知设备运转十年（29200h） ，发生故率为 14 次每次处理故障花费时间为 320h 计 划检修时间为 1200h 则： (10.3) 7 . 2085 14 29200 n ti MTBF (6.4)h n it MTTR 7 . 405 14 14320120 0 (6.5)% 7 . 83 7 . 405 7 . 2085 7 . 2085 % MTTRMTBF MTBF A 式中: ti 工作时间 t0i 停机修理时间 6.3 设备的经济寿命的计算 由文献9,124-129知年平均总费用： (6.6) 2 1 1 0 0 T C T KK A c 若 Kc 为常数,则： 0 dt Ad c 表 6.1 各年残值表 使 用 年 限 1234567