摆辗机结构设计说明书

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321 1 绪论1.1 摆动辗压的定义 “摆动辗压”是一种先进的压力加工技术和工艺，与传统压力加工工艺及技术相比，摆辗工艺及设备具有不可比拟的优越性：加工时，摆辗力只有传统锻造力的520，从而大大减少了设备，厂房，基础，安装的费用并可完成普通压力加工工艺难以完成的薄盘类和复杂形状零件的成形。因此可以用较小吨位设备代替大型设备。一般说来，它可较普通平锻机投资低5倍以上；较普通锻锤类设备效率提高3倍以上。同时，摆辗摸具结构简单，换模方便，模具寿命长也是一大优点。摆辗加工后，零件有较好的金属流线，特别是冷摆辗后，由于冷作硬化使抗拉强度和硬度有较大提高，因此可用低碳合金钢，成形后达到高碳合金钢的强度。1.2 摆动辗压的技术概况及其优点 我国对摆动辗压成形技术的研究起步较晚。1972 年上海电机锻造厂开始研制摆辗机, 并从事摆动辗压成形工艺研究工作, 1973 年研制成功第一台2000 kN 卧式摆辗机。从此以后, 摆动辗压技术受到国内众多高等院校、科研单位和生产企业的重视, 对摆辗成形技术的设备设计制造、成形工艺和摆辗理论等方面进行了详细研究工作。1.2.1 在摆辗设备研究方面目前国内已设计、制造了公称压力达36, 100,300, 1000, 1600, 2000, 3000, 4000, 6300 kN 等规格的立式摆辗机, 公称压力从10004000 kN 的卧式摆辗机, 以及用于冷铆接工艺的摆辗铆接机。此外还制成了多用途摆辗机、横轧摆辗复合机、转动辗压机等。摆辗机身结构与国外差异较大, 除有框架式、四柱式外, 还有焊接结构; 摆头结构除有滚动轴承式外, 还有球面静压轴承式和平面静压轴承式。国外摆辗机的摆头运动轨迹是由内、外两个偏心圆环的转动来获得的, 而国内摆辗机的摆头运动轨迹主要是采用偏心楔形块来获得的。周德成、王家勋、张猛、陆其仁、刘汉贵等对摆辗机摆头驱动电机功率的计算以及摆辗机设备吨位的计算进行了大量研究。裴伟才、胡亚民、裴兴华、程培源、刘汉贵、王广春等对摆辗机摆动机构的运动学及其运动轨迹进行了详细的分析研究。倪绍科、周德成、李文录、阎绍泽等对摆辗机摆头所需的平面静压推力轴承、液体球轴承的选择等方面进行了分析与研究。1.2.2 摆辗成形理论研究方面 采用电测法、密栅云纹法、光塑性法、网格法以及小孔流入法等方法研究了摆动辗压变形区内的应力、应变分布, 以及接触面上的单位压力分布、切向应力分布, 并从模拟实验中得到了摆动辗压的变形规律, 将理论分析与实验结果相结合, 得出了摆动辗压金属薄件时中心拉薄的判据。采用主应力法、能量法、上限元法、有限单元法等方法研究了圆柱体、圆环件摆动辗压过程中金属流动规律, 缺陷形成与产生原因, 摆辗变形力和力矩计算。 从不同的角度出发, 采用几何分析与工程计算相结合的方法, 对圆柱体、圆环件摆动辗压的接触轮廓、接触面积计算进行了分析研究。1.2.3 摆辗机的设计理论方面 根据弹性力学理论, 采用有限元方法对摆辗机机身、机架、摆头的应力、应变分布进行了分析研究。1.3 我国摆辗技术发展的期望 为了充分发挥摆辗技术在振兴我国锻压工业中的作用, 我们建议： （1） 据摆辗工艺所长, 积极地有计划地发展品种, 扩大应用范围。当前首先要重视某些成熟的摆辗工艺的应用和推广，例如热摆辗生产高速钢铣刀片、碟形弹簧、汽车半轴及冷辗土推抽承沟道和摆辗铆拉等。推广摆辗工艺对于发展少无削加工, 提高劳动生产率节省能源都有很大意义。与此同时, 要积极研究选择其它适合摆动辗压工艺加工的产品, 研究摆辗模具的材料，包括热处理和良好的润滑剂, 这样就能进一步发挥摆辗在多品种小批量生产方面的优势, 扩大其在机械、农机、国防、轻工、日用五金、工具、农具等工业中的应用范围。 为了做好这项工作, 建议上级机关对摆辗工作给予更大重视, 建议有关院校和科研单位组织力量进行行业调查, 提出发展品种, 扩大摆辗应用范围的切实可行的计划, 以便使摆辗技术的发展纳入国家科技发展和行业改造计划, 积极地、有计划地推动摆辗技术的发展。 （2） 采取多种方式积极开展摆辗技术的学术交流和技术交流活动, 推动摆辗工艺的普及与提高。 摆辗工艺与锤上模锻等常规工艺相比, 尚属新的锻造方法, 由于应用时间较短, 尚未被人们所熟知。有些摆辗工艺水平急待提高, 有些摆辗研究课题急待进行, 个别关于摆辗理论的模糊观念急待澄清（如摆辗机摆头的运动及3Cr2W8V钢制作热摆辗模具的全面经济指标是否合算等等)。还有些工厂准备采用摆辗工艺却不知从何下手, 这也反映了摆辗技术还未被很好地掌握。针对这种情况, 应采用多种方法积极开展摆辗学术交流和情报交流活动。 （3） 加强摆辗技术的科学研究工作, 当前应该做到： 加强摆辗变形机理的研究 开展摆辗模具优化设计方法的研究 加强摆辗模具制造技术的研究 开展摆辗过程中摩擦磨损机理及提高模具寿命的研究 开展通用摆辗机械手的研究。1.4 我国摆辗成型技术的新发展 摆辗技术的新发展已经引起世界各国的重视。在过去几年国际机床展览会上也不断有摆辗机展出。可见摆辗技术决不是像西德奥穆科公司所说的“ 已经销声匿迹” ,而正在大力研究并取得新的进展。 摆辗技术开始提出是为了锻造, 英国和波兰做了大量研究工作, 但作为摆辗热锻,目前在设备和模具方面尚存在一些问题, 还没有大量使用。我国在这方面作了很多研究, 在汽车半轴等的摆辗热锻方面巳取得了可喜的成绩, 值得进一步研究。在摆辗锻造方面, 其发展倾向是冷温锻造,就连多年来一直研究热辗的英国, massy公司也有向冷温辗方向发展的趋势, 这一点是应当引起我们特别注意的。 辗铆装技术的发展, 给摆辗技术提供了新的应用领域, 它比冲击铆接和静压铆接具有更大的优越性, 已为各国所重视, 并得到了广泛的应用。1.5 本课题的目的及意义毕业设计是本科教学计划中最后一个综合性、创造性的教学实践环节，是对学生在校期间所学基础理论、专业知识和实践技能的全面总结，是对学生综合能力和素质的全面检验，也是教学、科研、工程实践三者的重要结合点。毕业设计的主要目的是培养学生综合运用所学知识和技能去分析和解决本专业范围内的工程技术问题；建立正确的设计思想；掌握工程设计的一般程序和方法。通过毕业设计进行工程实践能力的综合训练，使学生走上工作岗位时基本具备应用技术解决工程实际问题的能力。因此，通过毕业设计，应使学生获得以下能力的训练：（1） 培养学生综合运用所学知识解决实际问题的能力和独立思考的能力；（2） 提高技术经济分析和市场调查能力；（3） 训练学生查阅资料，正确运用国家标准和技术语言阐述理论和技术问题的能力；（4） 培养学生学会借鉴前人成果的能力，借鉴成功经验，培养初步科研工作能力；2 总体设计设备主要性能参数：摆辗机公称压力P=1000KN；辗压最大直径=200mm；摆头转速=200r/min；摆角=3。2.1 机身机身是摆辗机的主要部件之一。机身把摆辗机的全部零件联结在一起，组成一台机器。当摆辗机工作时，机身承受全部变形力。机身在变形力的作用下引起弹性变形，会使产品质量和模具寿命受到影响。因此机身的合理设计对减轻摆辗机的重量，提高摆辗机刚度，减小机械加工工时，提高产品质量等都具有直接的影响。摆辗机的机身多采用框架式机身。这类机身分整体式和组合式两种。整体式机身加工装配工作量较小，但需要大型加工设备，运输也比较困难。组合式机身由上横梁，下横梁、立柱和四个拉紧螺栓组成。上下横梁和立柱通过拉紧螺栓组成一个整体。为了精确定位和防止各部分间的相对错移，采用圆形或长方形定位销在水平面的两个方向定位。圆形定位销是在装配后配的，而方形定位销是在装配之前加工好销孔，等装配好后打入定位销。组合式机身加工运输都比较方便，摆辗机大多数采用这种结构。设计机身结构时应该满足以下要求：(1) 机身在满足强度、刚度的条件下，力求重量轻，节省金属。(2) 机身结构力求简单，并使装在机身上的所有部件、零件容易安装、调整、维修和更换。(3) 结构设计应便于铸造或焊接和机械加工。(4) 必须有足够的底面积，保证摆辗机的稳定性。(5) 结构设计应力求减小振动和噪声。(6) 结构设计力求外形美观、大方、匀称。机身结构分为铸造结构和焊接结构两种。铸造结构的材料比较容易供应，消震性能较好，但铸件加工周期长，质量较重，刚度较低，适合成批生产。焊接结构多使用A3钢板，也有用18Mn钢板或其他钢板。焊接结构质量较轻，刚度较好，加工周期短，外形比较美观。焊接结构适合单件小批生产。2.1.1 上、下横梁强度计算摆辗机受力特点是时时受偏心交变载荷作用，因此受力比较复杂。为了简化计算，假设横梁是简支梁，两支点间距为拉紧螺栓的中心距。作用点是偏心集中载荷。集中载荷等于摆辗机的公称压力P。偏心距等于辗压件半径的三分之二。2.1.2 立柱和拉紧螺栓计算摆辗机在工作时，上、下横梁与立柱之间不允许产生错移，为此必须给拉紧螺栓以预紧力，使机身受压，有一定的预压缩量。而拉紧螺栓受拉，有一定的伸长量。当工作时，立柱的预压缩量减小，拉紧螺栓进一步伸长。对于上、下横梁，由于变形量很小，可忽略不计。图是立柱和拉紧螺栓的变形情况简图，图中a)是预紧前的情况，b)是预紧后的情况，c)是摆辗机工作时的情况。图21 立柱和拉紧螺栓变形示意图(a)预紧前(b)预紧后变形(c)工作时变形2.1.3 立柱强度计算立柱是一箱形结构，在箱内为增加强度和刚度布置了一些加强筋。在侧面除开有一个为电加热螺栓而放置导线的小窗1：3外，还可开一个大的窗13，用以安装模具及维修等。立柱计算比普通压机复杂，因为立柱除受预紧力作用，还承受滑块对立柱的作用力。它既受压又受弯。由于摆辗机受偏心载荷的作用，因此滑块倾斜，呈三角形分布对立柱作用。为简化计算，假设立柱是在上下梁处固定的简支梁，作用力是一集中力，作用在力三角形的重心位置上。22 传动系统摆辗机是一种边摆动边送迸的锻压设备，毛坯表面沿螺旋面成形。设备本身由匀速旋转和进给两个运动系统组成。2.2.1 实现螺旋运动的传动方案(1)摆头作匀速旋转，下模带动工件作等速或变速送进运动。这是一种分别传动形式。这种传动形式结构简单、维修方便、容易实现。国内外摆辗机大部分采用这种传动形式。但这种传动形式机身受交变偏心载荷作用，受力复杂。(2)下模固定不动，上模不仅作均匀摆动，同时又作上下往复运动，即上模本身作螺旋运动。这种传动形式较上述传动形式较复杂，需要增加一花键轴和花键套等。但结构比较紧凑。适合小型摆辗机。国内外摆动铆接机大部分采用这种传动形式。(3)上模靠工件摩擦或机械驱动自转，其轴线固定不动，而下模作螺旋运动。这种传动形式的优点是可以消除由于摆动而产生的交变偏心载荷，机身受力均匀稳定，计算简单、准确。机身晃动减小，辗压精度高。2.2.2 机械传动我国摆辗机的摆头运动均采用机械传动方式。它由电机经皮带轮、锥齿轮或蜗轮蜗杆等将旋转运动传给主传动轴，使上模作摆头运动。根据机械传速比不同，摆头机械传动分一下几种：(1) 直接传动。它是利用轴套或联轴节将电机轴与带花键的主传动轴直接联结在一起的传动方式。摆头转速等于电机的转速。这种传动结构简单、紧凑、传动效率高。适合高速摆辗机，小型摆动铆接机就采用这种传动方式。(2) 两级传动。它由电机经大小皮带轮和一对伞齿轮等两级传动将旋转运动传给主传动轴，如图所示。这种形式结构简单，容易加工制造，维修方便；且能起过载保护作用，一旦过载，皮带打滑；传速比较大，可达20左右。锻造摆辗机大部分采用这种结构。(3) 多级传动。它既可调速，也可调整旋转方向。多级传动均右变速箱来实现。多级传动适用于多轨迹摆辗机。这种传动结构复杂，加工和维修都很困难。一般不采用多级传动形式。2.3 滑块滑块是一个传递力的部件。它将油缸的推力传递给工件，使之产生塑性变形，以便达到预期的加工目的。滑块上端通过梯形槽与螺钉和下模固定在一起，滑块下端则和油缸中的活塞杆联结。滑块四周与导轨相配合。工作时，滑块在油缸推动下沿导轨作上下往复运动。2.3.1 滑块结构滑块结构分箱形滑块和圆形滑块两种。箱形滑块结构常采用铸铁HT2040和稀土球铁浇注而成。在设计滑块时，应充分注意铸造工艺性，要合理布置筋板和厚度，合理设计清砂孔的位置、大小及形状，尽量减少壁厚差，以便使铸件容易成形，减少铸造内应力，防止裂纹。箱形滑块中心设有顶料孔，顶料孔视顶料方法不同而不同。顶料分机械顶料和液压顶料两种。箱形滑块为保证导向精度，在滑块四个角上设导向面，以便和机身上的导轨相互滑动配合。导轨和滑块的导向面应保持一定的间隙，一般为01mm左右。如果要求机器的精度高，则取小值。对于没有特殊要求的，可选取较大的数值。这个间隙通常要能够进行调整，四面均能调整的导轨能提高摆辗机的精度，但是调节困难。为调节方便可设计成两个固定导轨，两个可调节的导轨，并使固定导轨承受滑块侧向力，但这种机构精度差些。为提高导向精度，还可设计八面调节导轨间隙的机构，如图2-3。八个导轨面均可单独调节，每个调节面都有一组推拉螺钉。这种结构导向精度高，调节方便。图2-2 四面体调节间隙的滑块一导轨图图2-3 八面体调节间隙的滑块一导轨图为了保证滑块运动精度，滑块导向面应该有足够的长度，即滑块的高度要做的足够高。滑块高度与宽度的比值均要大于l，一般在108132之间。因为在相同导向间隙的情况下，导向部分越长，滑块偏移越小。即滑块导向部分越长，则滑块行程的垂直性越好，精度越高。圆形滑块摆辗机的滑块受力特点是在360度方向上承受交变载荷作用，交变频率和摆头转速相同。滑块受的力计算如下：由上两式可知导向面上所受法向力和摩擦力都很大，而且力沿360方向上周期变化。因此箱形滑块会产生较大幅度的摆动。如果将箱形改成圆形则可以得到很大的改善。主要原因如下：(1) 圆形滑块导轨在360度方向上刚性一致，变形和受力均相同。而箱形滑块却不同，它在360度方向上是变化的。(2) 圆形滑块与导轨的接触面积要比箱形滑块大，因而磨损要小些。(3) 圆形滑块与导轨制造容易保证精度，安装调试方便。而箱形滑块与导轨的间隙、平行度、垂直度等都很难调整得很精确。(4) 圆形滑块的导轨只是一个圆套，容易紧固。而箱形滑块的导轨则要用推拉螺钉紧固，在较大交变载荷作用下，螺钉易松动，会导致导轨刚度下降。3.4 油缸油缸的作用是将油输出的液体能量转换成滑块的机械能。它是摆动辗压机动力源之一。油缸根据摆辗机的结构要求有柱塞式油缸和活塞式油缸两种，以便使滑块回到原位。这种缸的内壁与柱塞不接触，加工简单，缸内壁可防止被拉伤。活塞式油缸是双向作用的油缸，不必配置回程缸。活塞的密封与缸内壁直接接触，所以对内壁加工要求较高。油缸一般是用法兰固定在下横梁上，这种缸在高压油的作用下，缸底、缸的中段和法兰部分的应力状态是不一样的。缸底附近和法兰附近受弯曲，远离这两部分的缸体中段不受弯曲，所以中段圆筒部分可按力学中厚壁筒公式计算。3 传动系统设计3.1 动力的初步选择摆辗机是一种灵活、方便的摆辗成形机具，根据设计任务书的要求，本次设计的摆辗机所需功率不大，所设计的机器要求轻便灵活，能耗不大，动力机只需是一般功率柴油机或汽油机。初步选择汽油机：力帆CP1P68F，额定功率：3kw，转速：3200r/min。3.1.1 按经验公式校核发动机的功率摆辗机工作时所需功率的计算，在摆辗作业过程中，摆辗机工作所需的功率与多种因素有关，设计时，摆辗机工作时所需的功率可按下列经验公式进行估算： （3-1)=101.00.90.750.6=4.05（N/）得： =2.43（）选取的动力功率为故选取的动力适合。3.1.2 验证发动机的功率 根据主机动力输出功率和摆辗作业时单位幅宽功耗可对幅宽进行初步选定。幅宽过大（刀片增多）将导致发动机工作过载，合适的幅宽则可保证主机功率的充分利用。实际中幅宽的初选可采用经验公式B=0.260.29N,但最终的确定必须经过试验确定。对于同一种摆辗机，主机功率大的并不一定有好的作业质量，相反却有可能有功率的浪费，通过试验能合理确定对应幅宽的最佳配套功率，可以避免“大马拉小车”的情况。摆辗幅与发动机的功率有关，并影响摆辗机与动力的配置方式。摆辗幅B与动力输出轴的额定输出功率大体成以下关系（已考虑动力提升能力在内）：B= （0.260.29）N （3-2） 式中N-发动机的额定功率（kw）N=3kw计算得： B=（780870）mm确定摆辗机的摆辗幅为 B=860m。故发动机的功率符合摆辗摆辗幅的要求，发动机的选择符合要求。3.2 摆辗机传动类型的选择摆辗机的类型按刀轴传动方式分：中间传动式摆辗机和侧边传动式摆辗机。中间传动适合于摆辗幅为7502000mm，本设计中摆辗机的摆辗幅为860mm，故采用中间传动。3.3 摆辗机的刀轴转速初步确定在机组前进速度不变的情况下，摆辗机所需功率随刀轴转速的增加而增加，较理想的配合是低刀轴转速和较高的主速度。虽然功耗要增加些，但因为生产率的提高了，仍然能够可以降低单位面积内功率的消耗。近年来，刀轴转速降低的趋势尤为明显。另外带动的摆辗机的刀轴转速一般在200-285r/min，摆辗机由于它的前进速度全部取决于刀辊的前进速度，一般应该控制在80-185 r/min的范围内，否则人的速度跟不上。所以刀轴的转速要相对偏高一点，刀轴转速初步确定为180r/min和135r/min。3.4 传动方案的确定（1）本设计选择采用齿轮传动和带传动，来实现动力到摆辗机轴的运动传递。（2）机器工作分两种速度，一种快速一种慢速，由操纵杆操纵拨叉来控制滑移齿轮位置来实现。4 摆辗机的机构设计4.1计算各轴的设计参数4.1.1传动效率的确定由传动方案可看出，从发动机到摆辗刀动力效率总共改变了十次，从联轴器开始依次选定效率值。表4-1 传动效率的选择099409809609809709809709809940964.1.2各轴输入功率的计算=2.92KW=2.75KW=2.61KW=2.48KW4.1.3各轴传动比分配总传动比的计算如上图所示，该传动方案利用双联动齿轮来实行变速，所以有两套传动比，刀轴转速分别为180r/min和135r/min。则总的传动比分别为=17.8=23.7（1）当总传动比为17.8时，初设锥齿轮实现传动比值i=2，变速箱一轴的转速为 =1600r/min；变速箱一轴到二轴实现传动比为i=3， =523r/min；变速箱二轴到三轴实现传动比为i=2的传动变速，=177r/min ，链传动传动比为1.48,再由链传动传递到摆辗刀轴。（2）当总传动比为23.7时，设锥齿轮实现传动比值i=2，变速箱一轴的转速为 =1600r/min；变速箱一轴到二轴实现传动比为i=4传动变速。=400 r/min，变速箱二轴到三轴实现传动比为i=2的传动变速， =133r/min。链传动传动比为1.48,再由链传动传递到摆辗刀轴。4.1.4 各轴转矩一轴= = =8718N.mm二轴= = =16410N.mm三轴= = =46760N.mm= = =62310N.mm四轴= = =133800N.m= = =178000N.mm4.2 圆锥齿轮的设计与校核计算4.2.1选定齿轮类型、精度、等级、材料及齿轮数(1)摆辗机为一般工作机具，故齿轮选用7级精度（GB1009588）；(2)齿轮材料的选择，由参考文献1表10-121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，二者材料硬度差为40HBS。(3)初步选择主动轮齿数z1=25，从动轮齿数z2=iz1 =75;4.2.2 按齿面接触强度设计按齿面接触疲劳强度计算 （4-1)（1）确定公式内的各种计算数值试选载荷系数Kt=1.3 由参考文献1表10-721选取齿宽系数R=0.5;由参考文献1表10-621可得ZE=189.8MP1/2;由参考文献1图10-21d21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳极限Hliml=600MPa;大齿轮的接触疲劳极限Hlim2=550MPa;计算应力循环次数 N1=60njLh=6032001(830010)=4.608109 N2=4.6018109/4=1.152108由参考文献1图10-921得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1 H1= =0.90600=540MPa (4-2) H2=0.95550=522.5MPa（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值 d1t=36.5mm 计算圆周速度VV= （4-3）=m/s=6.07m/s 计算齿宽bb=Rd1t （4-4）=0.5mm14.5mm计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt=dt1/z （4-5） =36.5/24mm=1.52mm 齿高 h=2.2mt=2.251.52mm=3.42mm b/h=14.5/3.42=4.24计算载荷系数 K=KAKVKK查参考文献1图10-8取 Kv=1.15 查参考文献1表10-3取 =1.2 查参考文献1表10-2取 =1 查参考文献1表10-4取 =1.2403 由 =10.67查参考文献1图10-13得=1.19 得 K=1.01.151.21.2403=1.71按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1= (4-6)= mm39.99mm计算模数m m=d1/z=39.99/241.67mm4.2.3 按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为 (4-7)（1）由参考文献1图10-20c21得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa;（2）由参考文献1图10-1821得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88;（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由式10-12 F1= =303.57MPa F2= = 238.86MPa（4）计算载荷系数K K=KAKVKFKF=11.151.21.19=1.64（5）查取齿形系数由参考文献2表10-521查得YFa1=2.65；YFa2=2.226（6）查取应力校正系数由参考文献1表10-521查得Ysa1=1.58；YFa2=1.764（7）计算大、小齿轮的并加以比较 =0.01379 (4-8) = 0.01644大齿轮的数值大。（8）设计计算 =1.177mm 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，为保证齿面接触强度，故取m=1.5mm,可以算出小齿轮的齿数：=39.99/1.5=26.66=27大齿轮的齿数 =3.227=874.2.4 齿轮几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=271.5mm=40.5mm （4-9）d2=z2m=871.5mm=130.5mm（2）计算锥距R=64mm (4-10)（3）计算齿轮宽度 BR/3=64/3=21.3mm 取B=21mm 验算 Ft=430N =122MPa522.5MPa= 305.89MPa539MPa 合适表5-1 圆锥齿轮的几何尺寸符号公式分度圆直径 齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径齿顶角齿根角分度圆锥角顶锥角根锥角锥距齿宽4.3 圆柱齿轮传动的设计与校核计算4.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按传动方案图，直齿圆柱齿轮精度等级选取用7级精度（GB1009588），材料选择，查齿轮的参考文献1选择小齿轮材料为45号钢（调质），大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 初选小齿轮为z1=40，大齿轮z2=iz1=2.540=100；4.3.2接触强度设计（1）由设计计算公式进行试算，即 (4-11)（2）确定公式内各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3 计算小齿轮传递的转矩 T1=16.41103N.mm (16) 由参考文献1图10-7选取齿宽系数d=1 由参考文献1图10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 由参考文献1图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa； 由式N=60njLh计算应力循环次数N1=608001(830010)=1.152109N2=1.125109/4=2.88108 由参考文献1图10-19查得接触疲劳寿命系数DHN1=0.9；DHN2=0.95 计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，由下式可得H 1=0.9600MPa=540MPa (4-12)H 2=0.95550MPa=522.5MPa（3）计算 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值=mm=36.645mm 计算圆周速度= (4-13)=3.048m/s 计算齿宽b （4-14）=136.645mm=36.645mm 计算齿宽与齿高之比b/h模数 =36.645/40mm=0.916mm （4-15）齿高 h=2.25mt=2.250.916mm=2.06mm b/h=36.645/2.06=17.79 计算载荷系数根据=3.048/s，7级精度，由参考文献1图10-8查得动载系数Kv=1.11直齿轮，假设KA Ft/b100N/mm。由参考文献1表10-3查得KHb=KHa=1.2；由参考文献1表10-2查得使用系数KA=1.5；由参考文献1表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH=1.15+0.18（1+0.6d2）d2+0.2310-3b (4-16)将数据代入后得KH=1.12+0.18（1+0.612）12+0.3110-338=1.416由b/h=8.9, KH=1.45，查参考文献1图10-13得KF=1.4；故载荷系数K=KA K v k H KH=1.51.11.21.416=2.803 按实际的载荷系数校正的算得的分度圆直径，由下式得 d1= =47.34mm (4-17) 计算模数mm=d1/z1 =47.34/40=1.18mm （4-18）（4）按齿根弯曲强度设计由下式得弯曲强度的设计公式为m （4-19） 确定公式内的各计算数值 由参考文献1图10-20c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； 由参考文献1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，； 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由下式得 a （4-20） 计算载荷系数K= K=KA K v k F KF (4-21)=1.5 1.1 1.2 1.37=2.712 查取齿形系数1由表10-5查得=2.40 =2.18。 查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得=1.67 =1.79 计算大、小齿轮的并加以比较=0.0132 （4-22）=0.0163大齿轮的数值大。（5）设计计算 =0.968 （4-23）将模数圆整为标准值m=1.25mm。=47.34/1.25=50 大齿轮的齿数 =382.5=95这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（6）几何尺寸计算 计算分度圆直径=381.25=47.5mm （4-24）=95=118.75mm 计算中心距a=(d1+d2)/2=(47.5+118.75)/2=83.125mm （4-25） 计算齿轮宽度47.5=47.5mm （4-26）取B248mm,（7）验算690/957N （4-27）21.819N/mm100N/mm符合要求。4.3.3 其他各直齿圆柱齿轮的几何尺寸的计算滑移变速的另一对配合齿轮的几何尺寸：=35mm =88mm =2.5 =52.5mm =131.25mm变速箱第二到第三轴的两齿轮的几何尺寸计算： =40mm =80mm =2 i=2 =80mm =160mm5 机械传动部分的计算传统的机械一般采用从电机轴开始传到主轴，再由主轴传到齿轮箱进行变速。5.1 带传动的设计与计算已知传递功率P=1.5KW，大、小带轮转速为1430r/min（1） 设计功率工况系数KA取1.1 Pd=KAP=1.65KW;（2） 传动比 （3） 小带轮有效直径 初选dd1=100mm（4） 大带轮有效直径 （5-1）（5） 带速 （5-2）（6） 初定中心距 根据结构要求 a0取310mm（7） 带的基准长度 （5-3）（8） 实际中心距 （5-4）（9） 小带轮包角 （5-5）（10） 单根带额定功率 查得P1=1.32KW（11） v形带根数 包角修正系数Ka=1.000 带长修正系数KL=0.89 取2（12） 单根v带初张紧力 （5-6） = 88.61 N（13） 作用在轴上的力 （5-7）5.2 齿轮传动的设计与计算要考虑到齿轮会在不同的转速下工作，故承受的载荷就不同，在设计计算的时候，要分别计算在不同转速下齿轮的参数，最后确定一个能够满足两种转速的参数。按照传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。考虑传动功率不是很大,故大小齿轮都选用软硬齿面。由手册查表选的大小齿轮的材料均是45号钢，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4050HRC。选取精度等级，应采用表面淬火，轮齿的变形不大，不需要磨削，故初选7级精度（GB100095-88）。初选小齿轮齿数=15，大齿轮齿数=33。5.2.1 针对转速一的齿轮设计（1）按齿面角接触强度设计由设计公式进行试算 （5-8） 确定公式内的各参数的数值 a 初选载荷系数=1.3； b 计算小齿轮传递的转矩= （5-9） 选取齿宽系数=0.9；c 查得材料的弹性影响系数=189.8；d 按齿面硬度中间值45HRC差的大、小齿轮的接触漂牢强度极限；e 计算应力循环次数 （5-10） f 查的接触疲劳寿命系数；g 计算接触疲劳许用应力； 取失效概率为1，安全系数 S=1， （5-11） 计算a 计算小齿轮分度圆直径 （5-12）b 计算圆周速度 v （5-13）c 计算齿宽b （5-14）d 计算齿宽与齿高之比 模数 （5-15） 齿高 e 计算载荷系数根据圆周速度，7级精度，查得动载荷系数 选取齿间载荷分配系数 按接触强度计算用的齿向载荷分布系数 按弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数 故动载系数f 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 （5-16）g 计算模数 m （5-17）(2)按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式试算 （5-18） 确定公式内的各参数数值a 查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限；b 查得弯曲疲劳寿命系数 ，；c 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4, d 计算载荷系数K （5-19） e 查取齿形系数 ；f 查取应力校正系数 ；g 计算大、小齿轮的并加以比较 （5-20） 小齿轮的数值大 设计计算 （5-21）5.2.2针对转速二的齿轮设计(1)按齿面角接触强度设计由设计公式进行试算 （5-22） 确定公式内的各参数的数值a 初选载荷系数=1.3；b 计算小齿轮传递的转矩= （5-23）选取齿宽系数=0.5；c 查得材料的弹性影响系数=189.8；d按齿面硬度中间值45HRC差的大、小齿轮的接触漂牢强度极限；e 计算应力循环次数 （5-24） f 查的接触疲劳寿命系数； g 计算接触疲劳许用应力； 取失效概率为1，安全系数 S=1， （5-25） 计算a 计算小齿轮分度圆直径 （5-26）b 计算圆周速度 v （5-27）c 计算齿宽b （5-28）d 计算齿宽与齿高之比 模数 （5-29） 齿高 e 计算载荷系数根据圆周速度，7级精度，查得动载荷系数 选取齿间载荷分配系数 按接触强度计算用的齿向载荷分布系数 按弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数 故动载系数f 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 g 计算模数 m (2)按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式试算 （5-30） 确定公式内的各参数数值a 查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限；b 查得弯曲疲劳寿命系数 ，；c 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4, d 计算载荷系数K （5-31）e 查取齿形系数 ；f 查取应力校正系数 ；g 计算大、小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值大 设计计算 （5-32） 对比计算结果，与齿面接触疲劳强度计算的模数m略大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。故可取由弯曲强度算出的模数。 确定齿轮的模数是3mm，大齿轮齿数是33、小齿轮齿数是15。6 主轴的设计与校核计算摆辗机的传动轴在摆辗机中是一个比较重要的零件，它既承受扭转应力又受弯曲应力，所以我们在设计出其结构之后，还要按轴的弯扭强度条件进行校核。轴的设计计算通常都是在初步完成结构设计后进行校核计算，计算准则是满轴的强度或刚度要求，必要是还应校核轴的振动稳定性。6.1 轴上的功率P、转速n和转矩T由前面的性能优化与电测试验得到n取267r/min为最佳，轴上传递的功率为P=2.68kwT=9550000P/n= =62313.75N.mm作用在轴上的力根据资料的样机性能测定与结果的分析摆辗机传动轴外径长度 30200mm转速 200r/min操作人数 1人所以刀滚的直径d2 =300mm初步确定轴的最小直径 先按公式： d =A0 （6-1） 估计最小直径：选取的材料为45#调质处理。查参考文献2表15-3，45钢的A0值为126-103，在此我们取A0=120，于是得：dmin=A0=110=22.3951 mm （6-2）因为在轴要装滑移齿轮的地方要开键槽，会削弱轴的强度，所以轴径要增大57%；即 dmin=25mm6.2 轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案轴的左端利用轴承支撑，中间安装一和滑移齿轮，进行换档变速。(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足滑移齿轮的轴向定位要求