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机械毕业设计论文
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机械毕业设计374半自动平压模切机,机械毕业设计论文
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l 摘要 机械设计是工科高等学校机械类，机电类等专业必修的一门技术基础课，我们在学习基础知识的同时，也应更加注重对知识的整体运用和实践。半自动平压模切机是印刷包装行业压制纸盒、纸箱等纸制品的专用设备 ,应用非常广泛。本文从拟定运动循环图出发，通过查找机械设计手册，比较不同方案，选择了最合适的传动系统和执行机构，并且对其工作原理，结构设计和几何参数进行了深刻的分析和计算。设计完成后，用 Auto CAD 画出半自动模切机的装配图以及相关的零件图。该模切机具有结构简单，紧凑，效率高，易操作等特点。 关键词： 机械设计 半 自动平压模切机 Auto cad Abstract Mechanical design is engineering colleges machinery, mechanical and electrical and other technical professionals a compulsory basic course, we have to learn the basics, but also should pay more attention to the overall use of knowledge and practice. Semi automatic platen die-cutting machine is the printing and packaging industry to suppress cartons, cardboard boxes and other paper products, special equipment, is widely used. This departure from the intended motion cycle chart, Mechanical Design Handbook by looking to compare different options and choose the most suitable transmission and executive bodies, and its working principle, structure design and geometric parameters of the in-depth analysis and calculations. Design is complete, use Auto CAD draw semi-automatic cutting machine assembly drawings and associated parts diagram. The cutting machine has a simple and compact structure, high efficiency, easy operation and so on. Key words: Mechanical Design Semi automatic die-cutting machine AutoCAD nts 2 第一章 概述 1.1 选题依据 ： 本课题其研究的目标为设计可实现对各种规格的白纸板，厚度在 4mm 以下的瓦楞纸板，以及各种高级精细的印刷品进行压痕、切线、压凹凸。本课题主要研究模切机总体方案设计，模切机传动系统的设计，主执行机构设计（机构选型）及其结构设计，对主要零部件进行强度和力的计算，产要求绘制所设计方案的机构运动简图，绘制模切机的装配和重要零件的零件图 。 1.2 课题的意义 ： 平压平 模切 机是目前应用最广泛的最普遍的类型，也是国内外生产厂家最多的机型。平压平 模切 机可以用于各种类型的 模切 ，既能 模切 瓦楞纸 板、 卡纸 、 不干 胶 ，又能 模切 橡 胶 、海绵、金属板材等，既能人工续纸半 自动 模切 ，也能全 自动 高速联动 模切 。半自动平压模切机的 精准度比比一般的模切机要高。他的工作原理最具有代表性的，所以研究它也及其重要。平压平模切机分为立式、卧式两种。立式模切机俗称“老虎嘴”机，其特点是精准度比圆压圆模切机好，售价便宜，突出的缺点是安全系数低，多年来始终没有彻底解决杜绝伤残事故问题，工伤事故时有发生，在当今国家重点保证人身安全并已立法的大环境下，如果还是解决不了安全问题，必然要退出市场。卧式模切机分为半自动模切机、全自动模切机以及带清废和不带清废四种。它们的共同特点是精准度比较准确，效率比“老虎嘴”机高，比圆压圆低，处于中位。 近二十年来， 平压 模切 机是使用最广泛且技术发展最快的机型。作为一个刚刚毕业的大学生，要想以后在实际的工作当中有自己的技术进步与技术创新，就必须先搞懂基本设备的基本原理以及各个部分的工作原理。为以后实现模切机的数字化和智能化做好充分准备。 当前，国外先进自动平压平模切机的工作速度普遍在 7500 9000 张小时左右。瑞士 BOBST 公司生产的 SPRINT EPA106-PER 自动模切压痕机 (带全清废单元 )达到了 12000 张小时的单机模切压痕速度。与此相比较，我国生产的自动平压平模切机工作速度较低，一般在 5500 7500 张小时左右。从模切精度上讲，国外先进自动平压模切机的模切精度通常可以控制在 0 1mm左右，而国产自动平压模切机的模切精度绝大多数在 0 15ham 0 2mm 范围内，只有少量机型能够达到0 1mm 的模切精度。另外，国产自动平压平模切机在高速工作时，模切精度大幅度下降，并伴有大量噪声，机器磨损非常严重，影响了国产自动平压平模切机在国nts 3 内和国际市场的竞争力。如何解决以上问题，使产品向高速、高精 度、高稳定性的方向 nts 4 第二章 半自动 平 压 模切机 的 方案选型 2.1 送料模切机构 送料机构的选择： 1， 纸板的输送可采用： a.链传动机构； b.带轮传动机构 : 在这里我选用的是链传动机构 其主要理由有以下几点 采用链轮传动可以更好的固定纸板夹子； 链传动无弹性滑动和整体打滑现象 ,因而能保持准确的平均传动比 ,承载能力大，传动效率高，且可实现中心距较大的轴间传动； 模切机在进行模切动作时摩擦较大，易发热，而链传动正好可以适合长时间在恶 劣环境下工作。 图 2-1 双列链传动正视图 2， 纸板停歇可采用： a. 凸轮； b.不完全齿轮 . 我这里选择的是 b不完全齿轮 nts 5 用不完全齿轮机构结构简单 ,工作可靠 ,造价低廉，维修方便。 可以容易的实 现从动件的运动时间和静止时间的比例在很大范围内的调节； 工作时面接触不容易磨损。 在工作时，不完全齿轮带动主动链轮做单向间歇运动，不完全齿轮机构的主动轮每转 3圈 ,从动轮回转一周 ,将链条安放在链轮上，链条随着链轮做间歇运动 ,不完全齿轮的主动轮固定在输入轴 (分配轴 )上 ,从动轮及链轮安装在输出轴上 . 图 2-2 不完全齿轮 nts 6 图 2-3 不完全齿轮啮合 不完全齿轮的齿数为 20，有齿的部分为 126度，无齿的部分为 234度，分度圆 r=25cm齿根圆 r=23.5cm齿顶圆 r=26.5cm。完全齿轮齿数为 50，模数 m=10.6，齿根圆 r=18cm，分度圆 r=21.2cm ，齿顶圆 r=24cm 。根据设计要求知不完全齿轮的转速为 50r/min 。 3， 纸板固定可选用： a.采用刚性弹簧夹； b.采用普通夹子 我在这里选用了 a刚性弹簧夹 刚性弹簧夹 具有刚性弹簧力的作用，可以自动的将纸板夹紧，且可准确平稳的实现走纸运动； 能够准确、方便的实现纸板的夹紧和松开。 nts 7 4.夹紧装置 在递纸过程中，需要将纸板夹紧，于是采用的机构要在在上升到一定位置时可以有一段时间的停歇动，所以要选择具有要可以实现停歇的往复运动的机构，则我们可以选择凸轮机构或者连杆机构。 连杆机构 连杆机构虽然承载能力大，耐冲击。但在进行传递时，传递路线比较长，容易产生较大误差同时机械效率也会降低，连杆及滑块所产生的惯性力难以用一般平衡方法消除，不宜用于高速运动，况且它的设计方法 比较复杂所以不采用它。 凸轮机构 凸轮机构最大优点是只要适当的设计出凸轮的轮廓曲线，就可以使推杆得到各种预期的运动，而且响应快速，机构简单。所以选用凸轮机构。 5平压模切机构 （ 1）下图机构是最简单的往复直线运动机构，曲柄滑块机构，该机构虽然简单，但完全可以实现下模的上下移动和冲压过程，但由于它的承载能力很差，且下模在进行冲压时，必须在纸板上停留片刻才能保证压模效果，因此不能选用此机构。 图 2-4 曲柄滑块机构 （ 2）下面这个六杆机构也能完成工作，但是机构比较复杂，在设计过程中 比较困难，且传动过程较长，能量易损失使传动效率变低，所以不采用这种机构。 nts 8 图 2-5 六杆机构 （ 3）下图是六杆机构，它弥补了上面两个方案缺点， 机构结构稳定承载能力强，且机构结构也不是很复杂，所以采用此方案。 图 2-6 六杆机构 nts 9 各机构的最终选择： 纸板的输送选择链轮传动； 纸板的停歇选择不完全传动； 纸板的固选择刚性弹簧夹， 纸板的夹紧机构选择凸轮机构； 平面模切机构选择平面六杆机构。 2.2 机械运动方案的选择 根据机构的各部分功能，运动规律的形式，应用范围，机械的可调 性，运转速度，承载能力，加速度峰值，机构的动力性能，传动精度的高低，可靠性，经济性，结构是否紧凑（尺寸，结构复杂性，合理性）等要求来选择方案。 根据所设计的半自动平压切模机的工作原理，可把机器完成加工要求的动作分解成几种基本运动。 动力传动机构；输入走纸机构；冲压模切机构。其中动力传动机构又分为动力传递机构和变速转向机构。输入走纸机构分为：纸板的输送机构，纸板的停歇机构和纸板的固定机构。 由上面的分析可列出备选机构列表： 表 2-1 机构类型比较 机构 供选机构类型 夹紧装置 连杆机构 凸轮机构 纸板的输送 链轮传动 皮带轮传动 纸板的停歇 凸轮机构 不完全齿轮 纸板的固定 刚性弹簧夹 普通夹子 急回机构 直动推杆凸轮机构 平面六杆曲柄滑块机构 动力传递机构 联轴器 V 形带 变速转向机构 圆柱齿轮传动机构 单级蜗杆传动机构 圆锥 -圆柱齿轮传动机构 由上述备选机构中选出 3 种典型可行方案如下： 方案 A：皮带轮传动 -凸轮机构 -连杆机构 -普通夹 子 -直动杆凸轮机构 -nts 10 皮带轮 -单级蜗杆传动机构 方案 B：链轮传动 -凸轮机构 -连杆机构 -普通夹子 -直动推杆凸轮机构 -皮带轮 -锥 -圆柱齿轮传动机构 方案 C：链轮传动 -不完全齿轮机构 -凸轮机构 -刚性弹簧夹 -平面六杆曲柄滑块机构 -V 形带 -圆柱齿轮传动机构 方案 A 1、 示意图 图 2-7 传动示意图 A 分析与评定 (1) 机械运动分析 V 带虽然结构简单，传动平稳，维护方便，成本低廉， 不需要润滑以及缓冲、吸震、易维护等特点。 但是 V带也有很多缺点； 滑动损失：皮带在工作时，由于带轮两边的拉力差以及相应的变形经差形成弹性滑nts 11 动，导致带轮与从动轮的速度损失。弹性滑动与载荷、速度、带轮直径和皮带的结构有关，弹性滑动率通常在 1%-2%之间。有的皮带传动还有几何滑动。过载时将引起打滑，使皮带的运动处于不稳定状态，效率急剧下降，磨损加剧，严重影响皮带的寿命。 滞后损失：皮带在运行中会产生反复伸缩，特别是带轮上的绕曲会使皮带体内部产生摩擦引起功率损失。 空气阻力：高速传动时，运动中的风阻将引起转 矩损耗，其损耗值与速度的平方成正比。因此，设计高速皮带传动时，皮带的表面积宜小，尽量用厚而窄的皮带，带轮的轮辐面要平滑，或用辐板以减小风阻。 机械动力分析 蜗杆减速器能够得到很大的转动比，结构紧凑，传动平稳，但传动效率低，易发热，不适宜于在大功率下长期连续工作。为了减摩耐磨，蜗轮齿圈需用贵重的青铜制造，成本较高。直动推杆凸轮机构难以承受较大的生产阻力，如果长期在重载条件下工作，直动推杆凸轮机构将不能满足冲压模切的力学要求； (2) 机械机构合理性 该机构结构简单紧凑，但是，凸轮机构的运用会造成整体机构的尺寸和重量都 变大。 (3) 机械机构经济性 用普通夹子虽然降低了生产成本，但由于其易磨损，需要经常维修，并且不便于纸板的自动化夹紧和松开，达不到一次性夹紧的那种可靠性要求。需要相应的辅助手段来弥补，这使得经济成本还是很大。凸轮机构和蜗杆机构也会使经济成本增加。 这个方案总体上来说机械功能的实现很差。 方案 B nts 12 图 2-8 传动示意图 B 分析与评定： （ 1）机械运动分析 下模向上运动进行模切时会产生较大的生产阻力，上面已经说到直动推杆凸轮机构不能承受很大的阻力，所以选用直动推杆凸轮机构来完成冲压模切并不是很合理；凸 轮机构长时间带动走纸机构进行间歇运动，会使因工作磨损变形产生的微小误差积累，这会造成走纸机构定位的准确性下降，导致各执行机构间的配合运动失调。 （ 2）机械动力分析 直动推杆凸轮机构难以承受很大的生产阻力，不便长期在重载条件下工作，联轴器的传递效率虽然高，但是减速效果差，很难在机械最精简化的情况下满足工作要求。 （ 3）机械结构合理性 该机构结构简单紧凑，但是，凸轮机构的运用会造成整体机构的尺寸和重量都变大。使用普通夹子不仅不便于纸板的自动化夹紧和松开，而且需要相应辅助手段来弥补，不仅增加了机构的尺寸，还使得制 造成本增加。 （ 4） 机械机构经济性 凸轮机构和锥圆柱齿轮的设计、制造较难，用料较大，生产成本较高，况且维修方面的技术含量较高，经济成本较高。 nts 13 总体上，这个方案机械功能的实现较差 方案 C 2-9 传动示意图 C 分析与评定： (1)机械的运动分析 链传动机构没有弹性的滑动和打滑，承载能力大，传动效率高，可实现中心矩较大的轴间传动。双列链轮机构和特殊齿轮在主动轮的带动下完成完成走纸的间歇运动，并且能准确配合冲压模切运动，精度比较高； V 形带和齿轮的组合传动，功率损失较小，机械效率高，可靠性高； 刚性弹簧夹能自动的实 现纸板的夹紧与松开，可靠性较好。 （ 2） 机械的力学分析 平面六杆曲柄滑块机构具有较好的增力性能，在承受载荷，耐磨性，制造难易，重量，加速度和结构复杂性这些具体项目的性能明显优于连杆凸轮组合机构，它可以平稳的完成模切任务。所以选择六连杆机构作为冲压模切机构。 ( 3 ) 机械结构合理性 该机构各构件结构简单紧凑，尺寸设计简单合理，机构重量在可以接受的范围内。 ( 4 ) 机械结构经济性 刚性弹簧夹虽然比普通夹子稍贵，但是它工作可靠且使用寿命长，长远来看很经济。nts 14 平面六杆曲柄滑块机构，加工制造简单，使用寿命长，维修容易 ，经济成本低。其他机构性价比也很高。 综上所述，从机械运动分析、机械动力分析、机械结构合理性和经济性这四个方面综合考虑，方案 C各方面性能最优。固选择方案 C。 2.3 运动循环图的拟定 首先，为保证模切机的平稳运行，防止出现空压，卡纸等不良现象。各个执行机构必须在规定的时间内完成动作，且保证各个机构运行到准确的位置。我主要通过确定冲压模切，走纸两个执行构件的先后顺序来确定半自动平压模切机的运动循环图。 下面是各部件的运动分析 1主轴转角计算 选择变速箱的输出轴为运动分析主轴，已知平面六杆机构的行程速 比系数 K=1.3，由机械原理相关知识 05.2311 KK ,动周期以 156.5 =180 -23.5为分界点，也就是说分为 0 156.5和 156.5 360两个过程。 2、走纸机构的分析 当主轴转角为 0 126时，用来完成间歇运动的不完全齿轮机构发生啮合运动，链轮链条此时处于运动状态；当主轴转角为 126 -360时，用来完成间歇运动的不完全轮齿机构没有参与啮合，链条静止，进行走纸运动。 3、模切机构的分析 当主轴转角为 156.5 360时，下模从行程最低 点开始，在平面六杆机构的带动下向上移动至预定模切位置，然后进行冲压模切，完成相应的模切动作；当主轴转角为 0 156.5时，下模完成模切动作并快速急回运动至行程最低点，即下一个周期的起点。 4、夹紧装置的分析 当主轴转角为 0 -50时，凸轮带动夹子完成推程运动，当主轴从 50 -207进入远休止端，使刚性弹簧夹完成夹纸动作；当主轴转角为 207 -257时，凸轮做回程运动 .当主轴转角为 257 -360时 ,凸轮处于近休止端，使刚性弹簧夹处于夹紧状态。 下面是主轴转角与机构的运动关系表 nts 15 表 2-2 主轴转角与机构的运动关系 主轴转角 0 156.5 360 走纸机构 停止 运动 夹紧装置 送料夹紧 输入走纸 模切机构 滑块上升（模切） 滑块下降（回程） nts 16 第三章 半自动平压模切机的 传动设计 3.1 电动机的选择 选择电动机为原动机，就需要根据所给数据的要求，通过计算得到相关数据，从而选得合适的 电动机。 原始数据有 每小时压制纸板 3000 张 , 传动机构所用电机转速 n 1450r/min，6102 c N，下模移动的行程长度 H 50 0.5mm,下模与滑块的质量可以假设约为120kg。 根据设计要求，机械每小时冲压 3000 次，所以机构主动件的转速 no=3000/60=50r/min , 因为主动件转速较低，所以可以选择转速较低的电动机，选择三相异步笼型交流电动机，封闭式， 380V， Y型； 选择电动机的容量工作机所需的功率 ， 其中生产阻力 6102c 行程速比系数 k 为1.3， s 为有效模切行程、 t为周期， w 为 0.96。 smkkt st 769.113.13.130003600 2.11s w v kwP w 54.313.1 3.13 0 0 03 6 0 0102.1102 36 设 齿轴带 ， 分别为皮带，轴承，齿轮的效率。 齿轴带 23 98.099.096.0 则 895.0 KWPP wo 96.3 选取电动机额定功率 mP ，使 om 3.11 PP ）（ ，查得 4kwmP ，已知工作机转速minr50n w ，电动机转速 minr1450o 。 nts 17 表 3-1 电动机方案选型 方案 型号 额定功率（ kw） 满载时 堵转转矩额定转矩 堵转 电流 额定 电流 最大 转矩 额定 转矩 噪声/dB 净重/kg 转速 r/min 电流/A 效率（ oo） 功率因素cos1 Y112M-2 4.0 2890 8.17 85.5 0.87 2.2 7.0 2.2 79 45 2 Y112M-4 4.0 1440 8.77 84.5 0.82 2.2 7.0 2.2 74 43 3 Y160M1-8 4.0 720 9.82 83 0.73 2.0 6.5 2.0 68 118 综合考虑上述因素，最终选则电动机型号为： Y112M-4。 表 3-2 Y112M-4 电动机安装尺寸 型号 安装尺寸 (mm) 外形尺寸 (mm) A B C D E F G H K AB AC AD HD L Y112M-4 190 140 70 28j6 60 8 24 160 12 245 240 190 265 400 nts 18 图 3-1 电动机 3.2 传动比的分配 各级传动比 1，传动装置的总传动比 8.28501 4 4 0nni wm 2，各级传动比的分配 齿齿带 21 iiii ，初选 5.2i 带 ，则齿轮减速器的传动比为 25.115.2 8.28i ii 带减取 齿齿 21 i3.1i ，可算出1.4ii2 减齿 =2.87，则 齿1i = 01.433.3 4.14 3.3 计算传动装置的运动参数和动力参数。 1，各级转速。 轴 m inr5765.214401 带inn mnts 19 轴 m inr64.14301.4576i nn 1 12 齿 轴 m inr5087.264.143i nn 2 23 齿工作轴 m inr50nn34 2，各轴功率 轴 kw8.3kw96.096.3o1 带PP 轴 kw69.3kw98.099.08.32 11 齿轴 PP 轴 kw58.3kw98.099.069.3223 齿轴 PP 轴 kw54.334 轴PP 3，各轴转矩 轴 m63m5768.39550n9550 111 NNPT轴 m245m64.143 69.39550n9550 222 NNPT 轴 m684m50 58.39550n9550 333 NNPT 轴 m676m50 54.39550n9550 444 NNPT 3.4 V 带传动设计 传动系统中第一级用普通 V带传动，已知电动机功率 P=4kw，转 速 minr1440n1 ，传动比 2i .5，每天工作 8 小时，（以下查表与图均来自西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的机械设计高教第八版 )。 1, 确 定 计 算 功 率 caP ， 由 表 8-7 查 得 工 作 情 况 系 数 1.1AK ，故kw4.4kw41.1mca PKP A 2，选择 V带的带型，根据 1n,caP ， 由图 8-11 选用 A 型。 3，确定带轮的基准直径 1d , 2d ，并校核带速； 选取小带轮的基准直径 d ，由表 8-6,8-8，取小带轮的基准直径 1d =90mm 验算带速 v nts 20 m inr100060 144090100060 ndv 11 =6.78 sm 计算大带轮的 基准直径 d2； 2 2 5 m m9 0 m m2 . 5idd 12 根据表 8-8 可知2d=250mm。 4，确定 V带的中心距 a和基准长度 ld； 根据式 ）（）（ 21o21 dd2add7.0 初选中心距 mm500ao 所需的基准长度 mm6.1 5 9 05 0 04 )902 5 0()2 5 090(25 0 02a4 dd2a2l2o212od ）（ 由表 8-2选取带基准长度 ld=1600mm 计算实际中心距 mm2052 11590-16005002 L d o-Laa do 中心距变化范围为 436 553mm。 5，校核小带轮上的包角 000001201 901 6 14 8 6 3.57901 8 01 8 0a/3.57dd1 8 0a ）（）（ 6，计算单根 V 带的额定功率 Pr，由 1d =90mm，和 1n =1440 minr ， i=2.5 和 A 带型，查表8-4b 的 kw17.0o P ，查表 8-5得 ka=0.952，查表 8-2得 kc=0.99 1 . 1 6 k w0 . 9 9 k w0 . 9 5 20 . 1 71 . 0 6 4kk laoor ）（ PPP 计算 V带的根数 z 79.316.1 4.4z rca PP 取 4 根。 7 计算单根 V 带的初拉力的最小值 mino）（ F ，由表 8-3 得 A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以 22acaam i no 78.61.078.64952.0 4.4952.05.2500qvvzk k5.2500 ）（）（）（ PF =136.5N 应使带实际初拉力 min00 )(FF 。 8计算压轴力最小值 21 6 9s i n5.1 3 642Fz20m i n0p ）（）（ F =1077N nts 21 3.5 减速器的齿轮设计 已知输入功率 kw8.31 P ，小齿轮的转速1n=576r/min，齿数比 4.01，电动机驱动工作寿命 15 年（假设每年工作 300 天）两班 制，以下查表与图均来自西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的机械设计高教第八版 )。 1，选定齿轮类型，精度等级，齿数及材料。 齿轮类型采用斜齿圆柱齿轮。 精度等级选择；模切机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB 10095-88） 材料选择，由表 10 1 可知小齿轮材料选择 40Cr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮材料选 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 可初选择小齿轮 1z =24，大齿轮齿数 2z =24 4.01=97 取 97， 选取螺旋角，一般选 015 2，按齿面接触强度设计 23 EHad1tt1Zu1uk2d ）（HZT 1.确定公式内的各数值。 初选 6.1kt 由图 10-30 选取区域系数 433.2HZ 由图 10-26 查得 87.0,78.0 2a1a ， 2a1aa =0.78+0.87=1.65. 计算应力循环次数， h11 jn60 LN =60 576 1 （ 2 8 300 15） =2.49 910 892 1021.632.4 1011.3 N 计算小齿轮传动转矩 m57 6 8.395 501 NT =6.3 mm10 4 N 由表 10-7 选取齿宽系数 1d 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 21a8.189 MPZ E nts 22 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 a1lim 600 MPH ，大齿轮的接触疲劳强度极限 a2lim 550 MPH 由图 10-19 取得接触疲劳寿命系数 97.092.0 21 HNHN KK ， 计算接触疲劳选用应力 取失效效率为 001 ，安全系数 s=1，所以 aa2l i m22 55260092.0 MPMPSK HNH aa2l i m22 5.55355097.0 MPMPSK HNH a21 75.5422 MPHHH 2.计算 计算小齿轮的分度圆直径 t1d ，由计算公式得 23 4t1 75.5542 8.189433.24 . 0 1015.61.11 103.66.12d ）（ mm4692086d 3t1 计算圆周速度 sm7.1100060 72045100060 ndv 1t1 计算齿宽 b及模数 1nm mm46mm461db t1d 85.124 15c o smm46zc o sdm 01t1nt ntm25.2h =2.25 1085mm=4.16 06.1116.446hb 计算纵向重合度 ， ta nZ318.0 1d =0.318 045.215ta n241 0 计算载荷系数 k 已知使用系数 ka=1，根据 v=1.7 sm ,7 级精度，由图 10-8查得动载系数 kv=1.04。 由表 10-4用插值法查得精度等级为 7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置， 419.1HK ，由表 10-3查得 418.1FK ，06.11hb，由图 10-13 查得 36.1FK ， nts 23 由表 10-3查得 2.1aa FH KK ，故载荷系数 HHVA KKKKK a = 74.1419.12.102.11 。 按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式 mm3.476.174.146kkdd 33tt1 计算模数 mn mm9.124 15c o s3.47zc o sdm011n 3，按齿轮弯曲强度设计由式 3 aaa21d21n c o sYk2mFSF YYZT确定计算参数 计算载荷系数 66.12.136.102.11a FVA KKFKKK 根据纵向重合度 045.2 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数 87.0Y 计算当量齿数， 62.26914.0 241424 03311v C O SC O SZZ 97322 COSZZ V查得齿形系数 由表 10-5查得 1 7 8.258.2 2a1a FF YY ， ， 由表 10-5查得应力校正系数 795.1597.1 2a1a SS YY ， 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 a5001 MPFE ，大齿轮的弯曲强度极限a3802 MPFE 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 96.02 FNK . 计算弯曲疲劳选用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4， 14.307 111 S FK EFF , 57.260 222 S FK EFF 计算大小齿轮的 11FSAFAYY 并且加以比较。 0 1 3 4 1.014.3 0 7 5 9 7.158.2 1 1a1a F SYYF nts 24 0 1 5.057.2 6 0 5 9 7.11 7 8.2 2 2a2a F SYYF 设计计算 3 2204n 0 1 5 00.065.1241 15c o s87.0103.666.12m ）（=1.39mm 对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=1.5mm 已可以满足弯曲强 度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算的分度圆直径 d1=47.3mm 来计算实际应有齿数 84.305.1 15c o s5.47mc o sdz 0n11 所以取1z=31，2z=125。 4几何尺寸计算 计算中心距 mmmmmn 5.12115c o s2 5.1)12531(c o s2 )zza 021 （ 在这里将中心距圆整为 122mm。 按圆整后的中心距修正螺旋角 0n21 46.161222 5.112531a r c c o sa2 mzza r c c o s ）（）（因为 值改变不多，故参数 HZ， ka 等不必修正。 计算大小齿轮分度圆直径 mm4846.1 1 6c o s 5.131c o smzd 0n11 mm1 9 66 .4 61c o s 5.11 2 5c o smzd 0n22 计算齿轮宽度 4 7 . 54 7 . 51db 1d 圆整后取 B2=45mm,B1=50mm 用相同原理可选第二对齿轮的齿数 23,74 . 用相同方法可算得分度圆直径 .803 d 2344 dnts 25 齿宽 753 B804 B02 2.153.6 轴的设计 以低速轴为例进行设计。 已知 IIP =3.58kw ， IIn =50r/min ， IIT =684Nm ，齿轮齿宽 B=80mm, 齿数 =5， = 2.15 。 1、求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 4d =234mm 而 Ft= 232dT N58 461023 4 68 42 3 Fr = Ft Non 2 2 0 42.15co s 20t an5 8 4 6co st an Fa= Fttan =1588N 圆周力 Ft，径向力 Fr 及轴向力 Fa的方向如图 3-2示。 2、 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据机械设计 查取 112oA。 mmnPAd o 5.46333m in 因为轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，所选的直径要与联轴器的孔径相适应，这里为后面选取联轴器提供依据。而且轴端需开键槽，所以要将最小轴径增加 5%，变为 47.5mm。查机械设计手册，取标准直径 58mm。 4、初选轴承 齿轮是斜齿轮，故轴承同时受有径向力和轴 向力的作用。选用角接触球轴承为最佳。以上分析输出端的直径为 48mm，从轴承产品目录中选取滚动轴承的型号为 7212C，它的尺寸（内径外径宽度）为 d D b=60 110 22。 3、选择联轴器 查机械设计图表 14-1，取 AK =1.3 ，则 mNTKTaca 2.8 8 96 8 43.13。 nts 26 根据轴的转速、最小轴径、计算转矩、，查 GB5014-85，选用弹性柱销联轴器，其型号为： 200314.58448 84484 GBJCJCHL，公称转矩为 1250N.m,半联轴器的孔 径为 48，与轴配合的轮毂长度为 84。 1)拟定轴上零件的装配方案 首先我们必须先确定轴上零件的拆装顺序和固定方式，才能确定轴的结构形状。采取齿轮从轴的右端装入，齿轮的右端用套筒固定，左端用轴肩定位。此时，齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。采取过盈配合使轴承对称固定安装于齿轮的两侧，轴向用轴肩固定。初选定轴结构尺寸如下图。 图 3-2 轴上零件装配与轴的结构示例 (2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径（从右到左） 联轴器型号已确定，联轴器的右端用轴端挡圈定位，左端用轴肩进行定 位。故轴段 7 的直径即为相配合的半联轴器的直径，取为 48mm。 轴段 6的轴肩可对联轴器进行轴向定位，轴段 6要比轴段的直径大 5 10mm 即可保证联轴器的可靠性，所以可以取轴段 6 的直径为 567mm。 由于轴段 1 和轴段 5 是放置滚动轴承的 ， 所以轴段的直径取决于滚动轴承内圈直径，为 60mm。考虑拆卸的方便，轴段 4 的直径只要比轴段 5 的直径大 2 3mm 就可以了，这里取为 69mm。 轴段 3处的轴环，右侧可用来定位齿轮，左侧可用来定位滚动轴承，轴环的直径要满足比轴段 2 的直径 (为 69mm)大 5 10mm 的要求，查滚动轴承的 手册，可得该型号的滚动轴承内圈安装尺寸最小为 79mm，故这段直径取为 79mm。 (3) 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联接。对于齿轮，由手册查得平键的截面尺寸宽高 =16 10(GB1095-79)，键槽用键槽铣刀加工，长为 80mm(标准键长见 nts 27 GB1096-79),同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合为 H7/ k6；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键宽高长 =20 12 63，半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6。 （ 4）确定轴的各段长度 轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，轴段 6 的长度比半联轴器的毂孔长度 (为 85mm)要短 2 3mm，故该段轴长取为 82mm。 同理，轴段 2 的长度要比齿轮的轮毂宽度 (为 75mm)短 2 3mm，故该段轴长取为72.5mm。 轴段 1 的长度即滚动轴承的宽度 , 齿轮轮毂长为 75mm,同时考虑到齿轮与箱体内壁就有一距离，可取为 45mm。 轴环 3 宽度可取为 12.5mm。 考虑到轴承端盖的总宽度。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取轴 段 6 的长度为 26mm。 取齿轮距箱体内壁之距离为 10mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 5mm。已知滚动轴承宽度为 22mm， ,则轴段 4 的长度为 36mm。 (5)由于轴端需要倒角，可取 2 45。 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 (1)画受力简图 图：轴的空间受力。 图和图 ： 轴上作用力分解为垂直面受力和水平受力。 零件作用于轴上的分布载荷或转矩，可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。 轴上的支反力 (图 ) 水平面内支反力 由 5.1 7 675.58 HBt FF从而得出 6.1945HBF 又因为 HBHAt FFF 从而可知 HAF =3900.1 垂直面内支反力 (图 ) 由 5.176VAF 5.117rF+2DFa 9.2519VAF nts 28 又 9.3159.2 5 1 92 2 0 4 VArVB FFF图 ： 垂直面的弯矩图 图 ： 水平面上的弯矩图 支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异，一般可按图 5 取定，其中 a值参见滚动轴承样本，跨距较大时可近似认为支反力位于轴承宽度的中点。故 mml 5.176 。 图：合成弯矩 mmNFM HAH 85.2 2 8 1 5 575.58 mmNFM VAv 15.1 4 8 0 4 475.581 mmNDFLFLFM arVAv 5.370122)5.58(2 垂直面的弯矩图和水平面上的弯矩图，按 M 22VH MM 计算合成 mmNM 2.2719781 mmNM 52.2311382 3 图 ： 转矩图 图：当量弯矩转矩 按脉动循环变化计算 , 取修正系数 为 0.6 , 则 4104006840006.0 T N.mm (2)校核轴的强度 危险截面的判断 对危险截面进行校核来判断轴的强度是否满足要求，而轴的危险截面多发生在当量弯矩较大且轴的直径较小处或当量弯矩最大处。根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知，截面处弯矩最大 ,属于危险截面； 22221m a x 4104002.271978 TMM =4923141.65N.mm C-C、 D-D 截面尺寸，仅受纯转矩作用，虽 D-D 截面尺寸最小，但由于轴最小直径是按扭转强度确定的，计算时已经留有余地。故强度肯定满足，无需校核弯扭合成强度。 强度校核：考虑键槽的影响，查表计算， 31.0 DW 错误 !未找到引用源。 查表得 b 1 275 MPa 所以 安全 。 nts 29 图 3-3 轴的载荷分析图 nts 30 3.7 轴承的选择和校核 已知轴承的预计寿命为 hL=40800h，转速 n=50r/min，4aF=76.78N。 由以上数据可选用 角接触球轴承 7216C， 查滚动轴承样本知 7216C 的基本额定动载荷 C=61000N，基本额定静载荷0C=48500N 1、求两轴承的径向载荷 35.46439.25191.3900FF 222VA2HA1 rF N 079.19719.3156.1945FF 222VB2HB2 rF N 2、求两轴承的计算 轴向力 查机械设计可知 70000C 型轴承，轴承派生力rd eFF ，其中判断系数 错误 !未找到引用源。 ,可初取 e =0.4，所以 11 4.0 rd FF =1857.43N， 22 4.0 rd FF =788.43N 故dAaa FFF 41=76.78+184.792=261.5N， dBaB FF =788.8N 01CFa =0.058， 02CFa =0.0162 查表 13-5 可得 425.0Ae ， 385.0Be 所以可得dAaa FFF 41=2761N， dBaB FF =758N rAdA FF 31.0=143.214N，rBdB FF 308.0=186.73N 01CFa =0.052， 02CFa=0.015 两次计算的0CFa 相差不大，因此确定 425.0Ae ， 385.0Be ， aAF =2761N， aBF =758N。 3、求轴承当量动载荷 P 因为Ara eFF 58.011，Bra eFF 385.022查表 13-5 得径向载荷系数和轴向载荷系数。 轴承 A 44.0AX ， 33.1AY ；轴承 B 1BX ， 0BY nts 31 因工作情况平稳，查表 13-6 得pf=1.5，则 由 P =pf（ XrF+YaF）得 AP =1.5（ 0.44 1643.35+1.33 758） =48162N BP =1.5（ 1 1971+0） =2310N 4、验算轴承寿命 因为BA PP ，所以按轴承 A的受力大小验算。由 366 )4816261000(5060 10)(6010 Ah PCnL=58000h hL=40800h 故所选用轴承满足寿命要求 。 第四章 半自动平压 模切机 的模切机 构设计 nts 32 4.1 平面六杆滑块机构设计 图 4-1 六杆曲柄滑块机构的分析图 AB=b-a,BC=e， CD=c，
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