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三维PROE零件图 7张CAD高清图纸和文档 YC系列 板机 传动系统 设计 三维 PROE 零件图 CAD 图纸 文档 YC 系列

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XXXXX毕 业 设 计 (论 文) 剪板机传动系统设计系 名： 专业班级： 学生姓名： 学 号： 指导教师姓名： 指导教师职称： 年 月目 录摘 要IIIAbstractIV第一章 绪论1第二章 总体设计22.1设计要求22.2方案设计22.2.1方案对比22.2.2方案确定4第三章 总体参数计算53.1电动机的选择53.1.1电动机类型选择53.1.2电动机功率的确定53.1.3电动机转速的确定63.2传动比的分配63.3运动和动力参数计算63.3.1各轴的转速63.3.2各轴的输入功率63.3.3各轴的输入转矩7第四章 各级齿轮传动的设计与校核84.1第一级齿轮传动84.1.1齿轮的类型84.1.2尺面接触强度较合84.1.3按轮齿弯曲强度设计计算94.1.4几何尺寸计算104.1.5 验算114.2第二级齿轮传动设计124.2.1齿轮的类型124.2.2尺面接触强度较合134.2.3按轮齿弯曲强度设计计算144.2.4几何尺寸计算154.2.5验算164.3开式齿轮传动的设计174.3.1选精度等级、材料和齿数174.3.2按齿面接触疲劳强度设计174.3.3按齿根弯曲强度设计194.3.4几何尺寸计算20第五章 轴及其轴上零件的设计与校核225.1轴1225.2 轴2245.3轴3、轴4265.4曲轴275.4.1曲轴主要尺寸的确定275.4.2 曲轴材料选择及毛坯制造285.4.3曲轴的平衡295.4.4曲轴疲劳强度校核315.5轴承及键的校核365.6联轴器的选用375.6.1 电机轴与轴1上联轴器的选用375.6.2轴3与轴4上联轴器的选用37第六章 箱体及附件的设计386.1箱体的设计386.1.1箱体的结构设计386.1.2油面位置及箱座高度的确定386.1.3箱体结构的工艺性386.1.4附件的结构设计396.2润滑与密封406.2.1轴承润滑406.2.2齿轮润滑406.2.3密封类型的选择40总 结41参考文献42致 谢43摘 要铡刀式剪板机安装在剪切线上，用于剪切冷状态下的钢板。剪切钢板的前后端，剪出钢板试样及有缺陷的部分以及钢板的最后成品尺寸。本文主要正对剪板机传动系统进行设计，本次采用的传动系统为电动机通过三级齿轮传动减速驱动曲柄滑块机构做往复的直线运动来对钢板进行切削。本文首先，通过对剪板机结构及原理进行分析，在此分析基础上提出了剪板机传动系统的总体结构；接着，对主要技术参数进行了计算选择；然后，对各主要零部件进行了设计与校核；最后，通过AutoCAD制图软件绘制了剪板机传动系统装配图及主要零部件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如：机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用AutoCAD制图软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键词：剪板机，传动系统，齿轮，轴AbstractGuillotine shears mounted shear line for steel plate shear cold state. Front and rear ends of the shear plate, cut the size of the final product and the steel samples defective part and steel sheet. This article is on the cutting drive system design, this drive system used in the motor by three gear reduction drive slider-crank mechanism reciprocating linear motion to cut steel sheet.Firstly, by making the structure and principles of cutting analysis, this analysis presents the overall structure of the transmission system on the basis of cutting; Next, the main technical parameters were calculated selection; then, for each of the main components were Design and Verification; and finally, through the AutoCAD drawing software to draw the cutting transmission assembly drawing and major components Fig.Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life.Keywords: Shears, Transmission, Gears, Shafts43第一章 绪论在使用金属板材较多的工业部门，都需要根据尺寸要求对板材进行切断加工，所以剪板机就成为各工业部门使用最为广泛的板料剪断设备。剪板机目前主要有以下几种：（1）平刃剪板机：剪切质量较好，扭曲变形小，但剪切力大，耗能大。机械传动的较多，该剪板机上下两刃彼此平行，常用于轧钢厂热剪切初扎方坯和板坯。（2）斜刃剪板机：分闸式剪板机和摆式剪板机，剪切质量较前者差，有扭曲变形，但力能消耗较前者小，适用于中大型剪板机。（3）多用途剪板机：板料折弯剪板机，即在同一台机器上可完成两种工艺，假期下部进行板料剪切，上部进行折弯，也有的机器前部进行剪切，后部进行板料折弯。（4）专用剪板机：气动剪板机大多用在剪切线上速度快，剪切次数高。（5）数控剪板机：直接对后挡料器进行位置编程，可进行位置校正，具有多工步编程功能，可实现多步自动运行，完成多工步零件一次性加工，提高生产效率1。对称传动剪板机是一种典型的对称传动的机械，主要用于剪裁各种尺寸金属板材的直线边缘。该设备应用广泛，具有结构简单，维修方便，经济实用的优点。本机器的工作原理：动力源电动机通过传动系统传动（三级齿轮传动）减速驱动执行机构曲柄滑块机构，该机构将电动机的旋转运动转化为往复的直线运动，在此过程中，由切刀（固定在滑块上）来进行对板料的切削。第二章 总体设计2.1设计要求设计一剪板机传动系统，其技术参数如下：板材长度： 600012000mm板材宽度： 10002500mm板材厚度： 630mm板材强度极限： 60N/mm2板材延伸率： 17%上刀刃倾角： 230上下刀刃间的侧间间隙：1mm刀刃磨钝系数： 1.2曲轴半径： 105mm剪刀开口： 210mm剪刀长度： 2500mm每分钟剪切次数： 620次/min2.2方案设计剪板机主要是通过滑块上刀片的往复直线运动来实现切断功能，能实现这个目的主要由液压传动和机械传动两种。剪板机主要是通过滑块上刀片的往复直线运动来实现切断功能，能实现这个目的主要由液压传动和机械传动两种。2.2.1方案对比（1）方案一：液压传动方案剪板机液压传动系统原理图如图2-1所示，其原理：手动换向阀6推向左位（即左位接入系统），此时活塞在压力油的作用下向下运动，对板料进行剪切加工，当加工完成后，将阀6手柄推向右位（即右位接入系统），活塞向上运动，即刀片上抬，到了一定位置，将阀6手柄推入中位，这样活塞就停留在此位置不动。然后剪切第二次时，重复上述操作。手动换向阀6也可改为电气控制的换向阀，从而实现自动连续剪切，提高效率。1.油箱 2.粗过滤器 3.液压泵 4.溢流阀 5.调速阀 6.手动三位四通换向阀 7.液压缸 8.滑块图2-1 液压传动系统原理图液压剪板机采用液压传动，使机器工作时平稳，噪声小，安全可靠，可以进行单次连续剪切，剪板厚度也较机械传动的厚，但是液压系统是利用液体作为中间介质来传递动力的，剪切力大时，油压也相应的高，对液压元件的精度、强度要求也高，制造成本也相应的较高，而且液压系统不可避免的存在，泄露问题，会造成污染，油温的变化会引起油液粘度变化，影响液压传动工作的平稳性，所以适应环境能力小2。另外，液压剪板机的维修也不方便，需要掌握一定的专业知识，因此此次设计不选用此方案。（2）方案二：机械传动方案（a）凸轮机构方案图2-2 凸轮机构原理图凸轮机构的工作原理如图2-2所示：主轴的转动带动凸轮传动，凸轮升程时推动滑块（即刀片）作剪切动作。回程时，滑块在弹簧的作用下上升到开始位置，准备下一个动作循环。凸轮机构的优点是可以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。缺点是凸轮机构一般用于控制机构而不是用于执行机构，因为其工作压力不能太大，否则会严重磨损凸轮的轮廓及推杆，导致该机构不能实现预期的动作要求，不能保证机器的稳定性，因此该方案不予采用。（b）曲柄滑块机构方案曲柄滑块机构的工作原理如图2-3所示：通过主轴转动带动曲柄转动，曲柄通过连杆使滑块作上下往复运动，实现剪切动作。图2-3 曲柄滑块机构原理图该机构具有结构简单、加工容易、维修方便、经济实用的优点，故采用此方案即曲柄滑块机构作为执行机构比较合适3。2.2.2方案确定综合考虑，本次剪板机设计的总体方案为电动机经过三级齿轮减速驱动主轴上的曲柄滑块机构，使滑块作往复运动，进行剪切动作，设计传动系统图如图2-4所示。图2-4 传动系统简图第三章 总体参数计算3.1电动机的选择3.1.1电动机类型选择本次设计所选用的电动机的类型和机构形式应根据电源种类、工作条件、载荷大小和性质变化、启动性能、制动、正反转的频率程度等条件来选择。电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源,因此,无特殊要求时,均应采用三相交流电动机。其中异步电动机是交流电动机的一种,它是把电能转化为机械能的一种动力机械,一般以三相异步交流电动机应用最广泛。JR系列电动机为封闭式三相异步电动机,能防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电机内部，效率高，耗能少，性能好，噪音低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。不仅使用于水泵、鼓风机、金属切削机床及运输机械,更使用于灰尘较多、水土飞溅的地方,如碾米机,磨粉机,脱壳机及其它农业机械,矿山机械等。根据工作环境和要求,选用JR系列电动机4。3.1.2电动机功率的确定电动机的容量选择的是否合适,对电动机的正常工作和经济性都有影响。容量选的过小,不能保证工作机的正常的工作或使电动机因过载而过早的损坏;而容量选的过大,则电动机的价格较高,能力又不能充分利用,而且由于电动机经常不满载运行,其效率和功率因数都较低,增加电能消耗而造成能源的浪费。该剪板机的剪切力根据诺沙里公式5：= （3-1）式中 剪切力 被剪板料强度极限，实际中的板料=640N/mm2 被剪板料延伸率，=17% 被剪板料厚度, 上刀刃倾斜=230 被剪部分弯曲力系数，=0.95 前刃侧向间隙相对值，=0.083 压具影响系数x=7.7把已知数据代入式（3-1） =3170KN根据表8-2-2，Q11型剪板机技术参数1，类比样机，选取电动机的功率为130KW。3.1.3电动机转速的确定已知每分钟剪切次数：37次/min，即：曲轴转速为=37r/min由于传动由齿轮组成的。按推荐的传动副传动比较合理的范围，取单级圆柱齿轮传动比=26，则总传动比合理范围为 =8216,则电动机转速可选范围为：= =(16160)=241512r/min查表19.1 Y系列三相异步电动机的技术数据6,选取JR125-6型电动机比较合适,其技术参数如下：其额定功率为130KW，级数为6，满载转速980r/min。3.2传动比的分配通过对302500mm剪板机调查，其各级齿轮传动比为：则，总的传动比为：3.3运动和动力参数计算3.3.1各轴的转速1轴 2轴 3轴 4轴 曲轴 3.3.2各轴的输入功率1轴 2轴 3轴 4轴 曲轴 3.3.3各轴的输入转矩电机轴 1轴 2轴 3轴 4轴 曲轴 整理列表轴名功率转矩转速传动比电机轴1301266.84 9801轴128.71254.17 98012轴123.64103.67 287.643.4073轴118.7113274.95 85.43.3684轴576374.12 85.41曲轴54.7533473.91 15.625.467第四章 各级齿轮传动的设计与校核4.1第一级齿轮传动4.1.1齿轮的类型1）依照设计要求，本设计高速级选用人字形圆柱齿轮传动。2）运转速度不高，查机械设计基础表11-2，选用8级精度。3）材料选择：材料选择 选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。（1）由表6.3查得材料的弹性影响系数查机械设计基础表11-5，取，。查表11-4，取区域系数。（2）由图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（3）由式6.11计算应力循环次数（4）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数 （5）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1.0，由式10-12得4）螺旋角：820,初选=155）齿数：初选小齿轮齿数：； 大齿轮齿数：4.1.2尺面接触强度较合（1）取载荷（2）两支承相对小齿轮非对称分布，故取（3）， ，（4）计算模数 （5）（6）计算齿轮圆周速度4.1.3按轮齿弯曲强度设计计算因为所选材料硬小于350HBS,所以为软齿面。1）法向模数2）查机械设计基础表11-3，得载荷系数k=1.33）查机械设计基础表11-6，得齿宽系数由图6.15查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图6.16查得弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1.3，由式10-13得4）小齿轮上的转矩5）齿形系数 查机械设计基础图11-8得：， 查机械设计基础图11-9得：， 因为和比较大齿轮的数值较大。6）法向模数 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取，圆整后就近取标准模数已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有：，圆整取则，圆整取4.1.4几何尺寸计算1）中心距圆整为740mm。2）确定螺旋角：3）确定齿轮的分度圆直径：4）齿轮宽度：圆整为270mm圆整后取；。6）齿轮尺寸表：将几何尺寸汇于表：序号名称符号计算公式及参数选择1法相模数2螺旋角3分度圆直径4齿顶高5齿根高6全齿高7顶隙8齿顶圆直径9齿根圆直径10中心距740mm4.1.5 验算（1）齿面接触强度可知是安全的校核安全。（2）齿面弯曲强度校核安全4.2第二级齿轮传动设计4.2.1齿轮的类型1）依照设计要求，本设计中间级选用斜齿圆柱齿轮传动。2）搓丝机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计基础表11-2，选用8级精度。3）材料选择：材料选择 选择小齿轮材料为45（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。（1）由表6.3查得材料的弹性影响系数查机械设计基础表11-5，取，。查表11-4，取区域系数。（2）由图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（3）由式6.11计算应力循环次数（4）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数 （5）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1.25，由式10-12得4）螺旋角：820,初选=155）齿数：初选小齿轮齿数：； 大齿轮齿数：4.2.2尺面接触强度较合（1）取载荷（2）两支承相对小齿轮非对称分布，故取（3）， ，2、计算模数3、4、计算齿轮圆周速度4.2.3按轮齿弯曲强度设计计算因为所选材料硬小于350HBS,所以为软齿面。1）法向模数 2）查机械设计基础表11-3，得载荷系数k=1.33）查机械设计基础表11-6，得齿宽系数由图6.15查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图6.16查得弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1.3，由式10-12得4）小齿轮上的转矩5）齿形系数 查机械设计基础图11-8得：， 查机械设计基础图11-9得：， 因为和比较大齿轮的数值较大。6）法向模数对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,取,圆整取标准模数已可满足弯曲强度.但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数,于是由，取19则取644.2.4几何尺寸计算1）中心距圆整为860mm。2）确定螺旋角：3）确定齿轮的分度圆直径：4）齿轮宽度：圆整为315mm圆整后取；。5）齿轮尺寸表：将几何尺寸汇于表：序号名称符号计算公式及参数选择1法相模数2螺旋角3分度圆直径4齿顶高5齿根高6全齿高7顶隙8齿顶圆直径9齿根圆直径10中心距860mm4.2.5验算（1）齿面接触强度可知是安全的校核安全。（2）齿面弯曲强度校核安全4.3开式齿轮传动的设计前述算得，转速，传动比4.3.1选精度等级、材料和齿数采用7级精度由表6.1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数大齿轮齿数取4.3.2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即1） 确定公式各计算数值（1）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数（4）由表6.3查得材料的弹性影响系数（5）由图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（6）由式6.11计算应力循环次数（7）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数 （8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S=1，由式10-12得（9）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值计算圆周速度v计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高计算载荷系数K根据，7级精度，查得动载荷系数假设，由表查得由于载荷中等振动，由表5.2查得使用系数由表查得查得故载荷系数（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得（11）计算模数4.3.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的计算数值由图6.15查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图6.16查得弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S=1.3，得计算载荷系数（2）查取齿形系数由表6.4查得（3）查取应力校正系数 由表6.4查得（4）计算大小齿轮的，并比较 大齿轮的数据大（5）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数22.73mm，并圆整取第一标准模数值m=24mm，并按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取大齿轮齿数取4.3.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距 （3）计算齿宽宽度取综合整理两级齿轮参数如下表：序号名称符号参数选择小齿轮大齿轮1齿数Z15822模数m24mm3分度圆直径4齿顶高5齿根高6全齿高7顶隙8齿顶圆直径9齿根圆直径10齿宽11中心距第五章 轴及其轴上零件的设计与校核5.1轴1 （1）求输入轴上的功率、转速和转矩=128.7kW；=980r/min；=1254.17Nm（2）初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质）根据课本表15-3，取得：因轴上有两个键槽，故直径增大5%10%，取=62mm 左右。且该段与联轴器配合，故选定：=70mm（3）轴各段各段尺寸的确定为了满足联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径=82mm初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求并根据=82mm ，由指导书表15-1，初步选取22系列， 32217GB/T 276，其尺寸为，故而为了利于固定由指导书表15-1查得取安装齿轮处的轴段7-8的直径齿轮的左端采用轴肩定位。已知齿轮轮毂的宽度为275mm，应使套筒端面可靠地压紧轴承，由套筒长度，挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组成，故为使套筒端面可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故取 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。（4）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接轴与半联轴器之间的平键，按：=70mm查得平键截面长130mm为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为，齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，其他均为R=1.6（5）求轴上的载荷根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。5.2 轴2（1）轴上的功率P2,转速n2和转矩T2，（2）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据机械设计表11.3，取，于是得：该处开有键槽故轴径加大510，且轴的最小直径显然是离合器处的直径。为了使所选的轴直径与离合器器的孔径相适应，故取；长度为。（3）轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（a）为了满足离合器的轴向定位的要求，-轴段左端需制出轴肩，故取-段的直径。(b) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆柱滚子轴承。根据，查机械设计师手册（软件版）选取0基本游隙组，标准精度级的圆柱滚子轴承32224，其尺寸为，故，而，滚动轴承采用套筒进行轴向定位，轴肩高度，因此，取.(c)取安装齿轮处的轴的直径；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为320mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则，。因、两轴在箱体内的长度大致相等，取， 。（4）轴上零件的周向定位查机械设计表，联接圆柱齿轮的平键截面（5）求轴上的载荷 对于32224型圆柱滚子轴承，载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩T（6）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即安装齿轮处，取，轴的计算应力：前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计， 查得，因此，安全。计得：，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示。5.3轴3、轴4设计过程同轴1、轴2此处不再一一复述，设计结果如下：（1）轴3轴3的结构及尺寸如下：（2）轴4轴4的结构及尺寸如下：5.4曲轴5.4.1曲轴主要尺寸的确定轴上的功率P5,转速n5和转矩T5，（1）最小直径的确定初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据机械设计表11.3，取，于是得：因轴上有键槽，故直径增大5%10%，取=180mm 左右。故取=180mm（2）曲柄销的直径和长度在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径。在曲轴设计中，一般趋向于采用较大的值，以降低曲柄销的比压，提高连杆轴承工作的可靠性，提高曲轴的刚度。但是，曲柄销加粗伴随着连杆大头加大，使不平衡旋转质量的离心力增大，对曲轴及轴承的工作带来不利。因为随曲柄销直径增大带来的轴系自振频率增加，会被旋转质量增加引起的自振频率下降所抵消，可能增加扭转振动的危害。此外，曲柄销直径增大也会增加轴承摩擦功率损失，导致轴承温度升高，增加润滑油热负荷。为此，曲柄销直径不应取得较大。曲柄销的长度是再选定的基础上考虑的。初步选取曲柄销的直径：=200mm;曲柄销的长度=230mm（3）主轴颈的直径和长度从轴承负荷出发，主轴颈可以比曲柄销细些，因为主轴承最大负荷小于连杆轴承。但是为了最大限度地增加曲轴的刚度，加粗主轴径是有很大好处的。因为第一，加粗主轴径不同于加粗曲柄销那样有很多副作用，加粗主轴颈能增加曲柄轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，但几乎不增加曲轴的转动惯量，故可提高自振频率，减轻扭振危害；第二，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲柄臂，提高其强度提供可能。根据表3-1，初步选取主轴颈直径=200mm;主轴颈长度=58mm。（4）曲柄臂曲柄臂是曲轴中最薄弱的部分之一，它在曲柄平面内的抗弯刚度和强度都较差。实践表明：由交变弯曲应力造成的曲柄臂断裂是曲轴的主要损坏型式。曲柄臂应选择适当的厚度，宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。曲柄形状应合理，以改善应力分布。现代高速汽油机曲柄的形状大多采用椭圆形和圆形。试验证明：椭圆形曲柄具有最好的弯曲和扭转刚度。其优点是尽量去掉了受力小或不受力的部分，其重量减轻，应力分布均匀。但加工方法较复杂，采用模锻或铸造的方法可以直接成型。根据表3-1, 初步选取曲柄臂厚度h=（0.40.6）D=80120mm 取h=100mm；曲柄臂宽度b=（0.51.1）D=100220mm 取b=220mm。（5）曲轴圆角曲轴主轴颈和曲柄臂连接的圆角称为主轴颈圆角，曲柄销和曲柄臂连接的圆角称为曲柄销圆角。由于曲柄销圆角和主轴颈圆角是曲轴应力最大的部位，且应力沿圆角轮廓分布也极不均匀，故圆角的轮廓设计十分重要。曲轴圆角半径r应足够大，根据表3-1, r/=0.0250.04,r=2.23.52mm，圆角半径过小会使应力集中严重。为了增大曲轴圆角半径，且不缩短轴颈有效工作长度，可采用沉割圆角，设计沉割圆角时应该保证曲柄臂有足够厚度。曲轴圆角也可由半径不同的二圆弧和三圆弧组成。当各段圆弧半径选择适当时可提高曲轴疲劳强度，增加轴颈有效承载长度。本次设计遵循以上原则，选取圆角半径 r=5mm。5.4.2 曲轴材料选择及毛坯制造常用的曲轴材料有可锻铸铁，合金铸铁，球墨铸铁，碳素钢和合金钢等，相应的毛坯也分为铸造与锻造。锻造曲轴一般采用中碳钢或者合金钢制造，毛坯生产需要大型锻压设备，虽然毛坯尺寸比较精确，减少了加工余量，提高了材料利用率，此外，锻造能够使材料的金属纤维成方向性排列，纤维方向和曲轴形状大致相符，这大大提高了曲轴的抗拉强度和弯曲疲劳强度。但是锻造曲轴成本过高，大约是球铁曲轴的3-7倍。虽然铸造曲轴主要是球铁曲轴有很多缺点，例如弯曲疲劳强度比较低，较容易发生断裂，相同尺寸的球铁曲轴与锻造曲轴相比，刚度差。但它的优点也相当明显，例如球墨铸铁曲轴经正火处理后的机械性能已接近蔌超过一般的中碳钢，尽管钢的疲劳强度比球墨铸铁高，但曲轴的结构复杂，钢曲轴难免会有油孔、过渡圆角和材质上留有缺陷面造成应力集中，从面降低了曲轴的疲劳强度。球铁可以铸造出复杂的曲轴形状，使其应力分布均匀，且球墨铸铁对缺口敏感度低、变形小，使球墨铸铁曲轴的实际弯曲的扭转疲劳强度与正火中碳钢相近。球铁曲轴的耐磨性好，吸振能力强，有较好的自润滑和抗氧化性能。综上分析，本次设计采用球墨铸铁曲轴。5.4.3曲轴的平衡（1）曲轴的平衡性分析对曲曲轴轴平衡性的分析可以采用两种方法,矢量图法和数学分析法,此次设计中我采用的是数学分析法:（a）分析因为所以取通过第二气缸中心线且垂直于曲轴中心线的平面为力矩的计算基准平面。 令得即因为和的公式形态一样所以可知，令得2=30即，由上得知一、二级往复惯性力矩的正、反转矢量 （b）惯性力矩的平衡方法一般,只采用曲轴附加偏角(或扇形)平衡块的方法将全部平衡掉。其中，K值需要与汽油机的配套装置一道试验确定。对一、二级往复惯性力，不另添置平衡轴，而让其自行存在。由此收起的振动是许可的。为了获得良好的外部平衡性能，应对带平衡块的曲轴进行仔细地静、动平衡，并把活塞组、连杆组的重量严格控制在误差范围内。（2）曲轴平衡块的布置方式曲轴平衡块的作用是用来平衡曲轴不平衡的旋转惯性力和旋转惯性力矩，有时也可以平衡往复惯性力及其力矩，并可以减速小主轴承的负荷。随着汽油机转速的提高，多数离心惯性力和离心惯性力矩已自行平衡的曲轴也配置平衡块，这主要是为了减轻主轴承的最大负荷，保证轴承有良好的润滑条件，减小曲轴和曲轴箱所受的离心惯性力矩。但曲轴配置平衡块后，重量增加，制造工艺复杂，曲轴系统扭转振动自振频率降低。因此，应根据转速，曲轴结构，曲柄排列，轴承负荷以及对平衡的要求等因素综合考虑是否配置平衡块。一般低速汽油机不需要配置平衡块，高度汽油机则需要配置平衡块。平衡方案的选择，平衡块重量的计算与布置，应该仔细考虑。平衡块的重心应尽量远离曲轴中心线，以提高平衡效果。但平衡块一般不超过曲轴旋转所扫过的范围。平衡块厚度一般与曲柄臂相同。5.4.4曲轴疲劳强度校核本计算采用Ricardo计算方法,该计算方法有两点假设。曲轴的每一曲拐是相互独立的，不受曲轴其他部分受力的影响，并以简支梁的形式支撑在主轴承上。曲轴所受力是以点负荷的形式作用在曲轴上的。如图5-1图5-1 曲拐受力分析图（1）弯曲应力计算 1）曲轴受力计算（a）压缩上止点时的曲轴作用力： (5-2)式中，活塞连杆组往复质量力；活塞连杆组旋转质量力； （b）燃气作用力：则（c）排气上止点时的曲轴作用力： 2）单个曲拐危险截面上的弯矩（a）圆角处（b）连杆轴颈中央油孔处 式中，、分别为曲拐危险截面的最大和最小弯矩。3）名义弯曲应力 ， 式中，为弯矩，、为截面的最大、最小名义弯曲应力。（a）圆角处 （b）连杆轴颈中央油孔处4）名义弯曲平均应力及名义应力幅为， （a）圆角处 （b）连杆轴颈中央油孔处 5）弯曲应力，；式中，应力集中系数, 、为弯曲平均应力及弯曲应力幅；根据理论应力集中系数由式（5-3）计算。 式中， ；式中，连杆轴径，曲柄臂厚度。式中，主轴颈直径。 则 ，则。 = 圆角处 = 杆轴颈中央油孔处取连杆轴颈中央油孔处的应力集中系数，带入（5-4）得，则 （2）切应力计算 1）扭矩计算 式中，为发动机平均扭矩；将已知条件代入得；最大扭矩式中为系数，两缸机取=10。最小扭矩 2）名义应力连杆轴颈的抗弯截面系数， =63，则式中，分别为名义最大，最小切应力。名义平均切应力及名义切应力幅分别为 3）切应力（a）圆角处理论应力集中系数 式中，为圆角半径，为重叠度，连杆轴颈直径。将代入式（5-4）中得，则切应力集中系数 则式中，、为平均切应力及切应力幅。（b）连杆轴颈中央油孔处理论应力集中系数，将其代入式（5-4）中得，切应力集中系数 则根据以上计算数值参考经验数值14此次设计的曲轴可采用材料40Cr此材料的强度完全满足以上要求。5.5轴承及键的校核已输入轴为例，其他各轴校核过程类似不一一复述：（1）输入轴的轴承1）按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆柱滚子轴承，轴承的预期寿命取为：Lh29200h由上面的计算结果有轴承受的径向力为Fr1=340.43N，轴向力为Fa1=159.90N，2）初步选择滚动轴承型号为30206，其基本额定动载荷为Cr=51.8KN，基本额定静载荷为C0r=63.8KN。3）径向当量动载荷 动载荷为，查得，则有，满足要求。（2）输入轴的键1）选择键联接的类型和尺寸输入轴处选用单圆头平键，尺寸为圆柱齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为。2)校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为键的工作长度，合适，合适5.6联轴器的选用5.6.1 电机轴与轴1上联轴器的选用根据前面计算，输入轴最小直径：取查机械手册，根据轴径和计算转矩选用弹性柱销联轴器： 联轴器转矩计算查表课本14-1， K=1.3，则启动载荷为名义载荷的1.25倍，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用YL13（Y型）凸缘联轴器，其允许最大扭矩T=2500,许用最高转速 n=2600，半联轴器的孔径d=70，孔长度l=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=140。5.6.2轴3与轴4上联轴器的选用根据前面计算，3轴最小直径：取查机械手册，根据轴径和计算转矩选用弹性柱销联轴器： 联轴器转矩计算查表课本14-1， K=1.3，则启动载荷为名义载荷的1.25倍，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用YL20（Y型）凸缘联轴器，其允许最大扭矩T=12500,许用最高转速 n=1700，半联轴器的孔径d=120，孔长度l=202mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=200。第六章 箱体及附件的设计6.1箱体的设计箱体是支承和固定轴系部件、保证传动零件正常啮合、良好润滑和密封的基础零件，因此，应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度，采用铸造的方法制造。为便于轴系部件的安装和拆卸，箱体采用剖分式结构，由箱座和箱盖组成，剖分面取轴的中心线所在平面,箱座和箱盖采用普通螺栓连接，圆柱销定位。箱体是支承和固定轴系部件、保证传动零件正常啮合、良好润滑和密封的基础零件，因此，应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度，采用铸造的方法制造。6.1.1箱体的结构设计首先保证足够的箱体壁厚，箱座和箱盖的壁厚取。其次，为保证箱体的支承刚度，箱体轴承座处要有足够的厚度，并设置加强肋，且选用外肋结构。为提高轴承座孔处的联接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近（以避免与箱体上固定轴承盖的螺纹孔干涉为原则）。为提高联接刚度，在轴承座旁联接螺栓处做出凸台，要有一定高度，以留出足够的扳手空间。由于减速器上各轴承盖的外径不等，各凸台高度设计一致。 另外，为保证箱座与箱盖的联接刚度，箱盖与箱座联接凸缘应有较大的厚度。为保证箱体密封，除箱体剖分面联接凸缘要有足够的宽度外，合理布置箱体凸缘联接螺栓，采用对称均匀布置，并不与吊耳、吊钩和定位销等发生干涉。6.1.2油面位置及箱座高度的确定对于圆柱齿轮，通常取浸油深度为一个齿高，对于多级传动中的低速级大齿轮，其浸油深度不得超过其分度圆半径的1/3。为避免传动零件传动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶圆距油齿底面的的距离不小于3050mm。取45mm。6.1.3箱体结构的工艺性由于采用铸造箱体，所以要注意铸造的工艺要求，例如注意力求壁厚均匀、过渡平缓，外形简单；考虑液态金属的流动性，箱体壁厚不应过薄，砂形铸造圆角半径取；为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向设计成的拔模斜度，以便拔模方便。箱体与其他零件的结合处，如箱体轴承座端面与轴承盖、窥视孔与视孔盖、螺塞等处均做出凸台，以便于机加工。设计箱体结构形状时，应尽量减小机械加工面积，减少工件和刀锯的的调整次数。例如同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便镗孔并保证镗孔精度，取两轴承座孔的直径相同。箱体的加工面与非加工面必须严格分开,加工处做出凸台()。螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑。箱体形状力求均匀、美观。6.1.4附件的结构设计要设计启盖螺钉，其上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成半圆形，以免顶坏螺纹。为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体联接凸缘的长度方向两端各设一圆柱定位销。两销间的距离尽量远，以提高定位精度。定位销直径一般取，取，长度应大于箱盖和箱座联接凸缘的总厚度，以利于装拆。箱体相关尺寸汇总如下：名 称代号一级齿轮减速器计算结果机座壁厚0.04a+3mm8mm30机盖壁厚10.8530机座凸缘厚度b1.525机盖凸缘厚度b11.5125机座底凸缘厚度b22.530地脚螺钉直径df0.036a+12mm16地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d10.75 df16机座与机盖连接螺栓直径d2(0.50.6) df12连接螺栓d2的间距l150200mm轴承端螺钉直径d3(0.40.5) df6窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4) df5定位销直径d(0.70.8) d26df、d1 、d2至外机壁距离c1见表222,16,13df 、d2至缘边距离c2见表220,11轴承旁凸台半径R1c220凸台高度h根据低速轴承座外径确定50外机壁到轴承端面距离l1c1+ c2+(58)mm48内机壁到轴承端面距离l2+ c1+ c2+(58)mm56齿顶圆与内机壁距离11.230齿轮端面与内机壁的距离250机座肋厚mm0.857轴承端盖外径D2轴承座孔直径+(55.5) d3125轴承端盖凸缘厚度e(11.2) d310轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准6.2润滑与密封6.2.1轴承润滑输入轴上轴承：输出轴上轴承：轴承均采用脂润滑。选用通用锂基润滑脂（GB7324-87），牌号为ZGL1。其有良好的耐水性和耐热性。适用于-20至120宽温度范围内各种机械的滚动轴承、滑动轴承及其他摩擦部位的润滑。润滑脂的装填量不宜过多，一般不超过轴承内部空间容积的1/32/3。6.2.2齿轮润滑齿轮的润滑方法采用浸油润滑。在齿轮传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中油的深度不宜超过高速级1/2，亦不应小于1/4。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成