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I摘 要 本文主要介绍的是三面切书机工艺过程，主要工作部件的设计计算。用三把切刀切净书芯、杂质等的机器称为三面切书机。三面切书机可作为单机使用，也可以作为装订联动线中的一个机组，其区别是单机裁切高度大，联动机裁切高度小。具体设计内容包括：蜗杆减速器，直齿轮传动，曲轴，压紧机构以及各种连接用零件。蜗杆减速器结构紧凑，能够实现交错轴间的传动，节约空间，并且可以利用其自锁性作为安全装置。曲轴作为时序控制系统，集中控制各个机构间的同步化。 关键词：三面，曲轴，同步化IIABSTRACT In this paper, the three sides of the machine cutting process and the main components Design and Calculation.With all three of the exotic net movements, impurities such as the cutting machine known as the three sides of the machine.Design elements include specific：Worm Reducer、Gears、Crankshaft、Pinched agencies And various parts connected with the design.Worm Reducer compact structure, to achieve staggered between the drive shaft, space-saving, and can use its self-locking of a safety device.As a crankshaft timing control system, centralized control of various inter-agency synchronization.Keywords: three sides, Crankshaft, Synchronization 毕业设计(论文)3目 录 第 1 章 绪论11.1 切书机的构造特点11.2 国内切书机的技术水平11.3 国外切书机技术发展趋势和水平21.4 我国切书机生产的未来之路2第 2 章 总体方案设计42.1 总体布局设计42.2 三面切书机的工作原理 42.3 三面切书机的主要机构52.4 执行机构的运动循环分析7第 3 章 设计计算93.1 减速器的设计计算 9 3.1.1 蜗轮蜗杆的传动设计9 3.1.2 蜗轮蜗杆的结构设计123.2 裁切机构传动部件的设计计算24 3.2.1 齿轮传动的设计计算243.2.2 传动轴的设计计算283.2.3 曲轴的设计计算353.3 压紧机构的设计计算39结论 41参考文献 42致谢 43 毕业设计(论文)1第 1 章 绪论 切书机是广泛用于印刷企业印前及印后的裁切设备用于各种纸张印刷品的加工。随粉国家经济的迅速发展使切书机得以在更为广泛的使用范围来为各行各业服务。三面切书机主要作为装订生产线的组成部分。1.1 切书机的构造特点目前国内已有多种型号、多种规格、不同大小的切纸机可供各行各业用户选择但它们的结构基本相似都由下列几个主要部件组成:切刀、切杆、切纸台、侧规、后挡纸规及压纸器、机座。切刀是切纸机的重要部件切刀又长又重.处于机器的前方，固定在刀架上当它向底座移动时，完成裁切工作。刀片的角度及材料要依据被切材料的特性来选用和调节，现有适合不同硬度材料的切刀可供选择。切杆是切书机另一个重要部件位于切纸台面上一个沟槽中，正对切刀下方.作用是防止切刀每次切过纸垛后与金属切纸台相撞.否则切刀就极易变钝甚至断裂。侧规和后挡规的作用是在裁切之前.调正纸垛的位里.将纸垛准确定位在切刀下方。侧规是固定不动的而后挡规能移动，可根据不同的裁切长度进行调整。压纸器是一个与切刀平行的金属棒与切纸台成 90 度，它有两个功能:一是裁切之前将纸垛中的空气排出，另一个是在裁切过程中将纸垛牢牢地固定在原位。切纸台是切书机的工作台，要求平面度、平直度精度高，刚性好，保证推纸运行平稳，受冲击不位移确保裁切精度。1.2 国内切书机的技术水平切书机的技术性能水平首先表现在安全可靠性包括人身安全和机器运行安全等方面:其次是裁切精度高精度保持性好自动化程度高，操作方便等。国产切书机技术水平与国际先进水平有一定的差距主要表现在控制系统比较落后:从控制系统来讲.我国刚开始在机上配备 PLC 系统.而国际上已经采用全线计算机控制利用计算机对各种执行部件进行监控和调整同时可预设参数，实行计算机控制下的自动调整大大缩短了 毕业设计(论文)2辅助时间并保证了工作可靠。配套性差:国产切书机很少能配上成套设备，如裁切及装订生产线。安全保证系统不够先进和齐全。操作方便程度及外观存在一定的差距。目前国外切书机控制方式基本上都采用微机程序控制而国内的切纸机产品还主要以数显为主同时各种规格机械式切书机缺乏可靠安全保护装。微机控制切书机是发展的趋势并正以比较快的速度取代其它控制方式。因此国产切纸机要获得更广泛应用和全面落实取代进口并进入国际市场必须自主创新.努力的方向如下:研发采用更先进的控制系统:齐备全方位的安全保护系统:提高机械耐用性和可靠性.具备提供配备上成套设备的能力:提供操作使用快捷方便的程序;具有新的造型提高全方位的外观质，;提高切纸机的裁切精度。适用于各行各业的各种裁切要求及规格.特别是精度的保持性和稳定性亟待提高。1.3 国外切书机技术发展趋势和水平国外切书机技术水平发展较快，主要表现在自动化程度的提高，如自动取纸、闯纸、裁切、卸纸等全方位自动化整个生产线只需两个人操作可以十分轻松而流畅地完成。大大提高了工作效率，还可降低劳动强度。另外对切书机的安全保障、裁切精度及精度保持，零部件的使用寿命及主要零部件的装卸及维修的便捷，如切刀等零部件都有创新.如:切纸机的安全系统采用多回路红外光电保护，双手同步按钮。刀体防跌落安全电子锁.裁切过载保护、全封闭的防护罩，对人身和机器全方面的安全保护。切书机可实现系统故障诊断、机械系统保养记录表和维修记录(包括刀的变动和夹紧力)。提高工作台的技术水平包括铸件的材料、工作面的精度及表面镀硬铬达到耐用和永不生锈的目的。通过微机处理程控切书机，控制集机、电、光、液与数字技术一体化操作。全面落实提高切书机的外观包括整机的造型、色彩等。随着服务领域内产品不断更新国外切书机裁切幅面可达 2500 一 3000mm。1.4 我国切书机生产的未来之路 毕业设计(论文)3国内外切纸机总体水平都在提高，自动化程度也愈来愈高。但自动切纸机的编程存在一个误区.那就是企图实现的功能太多.造成操作和软件方面的许多问题。国外一些切纸机公司正在试图简化切纸机的控制软件。自动切纸机在技术上也存在一些问题主要是纸张不是完全稳定的材料，因为经过印刷整个过程后经过印刷压力及吸收水分纸张后无法保持原先的尺寸造成裁切精度误差的加大。国内厂家也应注意这方面的问题。目前我国印刷机械总体水平还落后国际先进水平 15 年以上，随粉国家经济实力的提高和科技发展迅速加快印刷界科技创新的成果显著这种差距正在逐步缩小。国内切书机企业共有 30 多家，有实力的企业仅有几家。为适应国内外切书机的快速发展，应联合起来扩大实力.走切书机高，新，快发展之路。 毕业设计(论文)4第 2 章 总体方案设计2.12.1 总体布局总体布局2.1.12.1.1 机型选择机型选择根据机械生产效率来看，属于 中等批量生产，可选用自动机型。但从经济性角度分析，可以去掉自动送料机构。根据工艺路线分析，实际需要 2 个工位，一个进料、裁切工位，另一个是出料工位。2.1.22.1.2 执行机构执行机构根据工艺，确定自动机由下列执行机构组成：1 供书机构 2 裁切机构 3 出书机构2.2 三面切书机的工作原理三面切书机的工作原理如图 2-1 所示。把裁切物送到压舌 10 的下面并齐整地放入夹书器的侧规 12 和挡规 9 组成的定位规矩内定位。压舌 10 在弹簧的作用下向下移动，自动将书叠压紧。夹书器 11 沿导轨将书叠自动送至压书板 4 下面的裁切位置。压书板 4 在千斤杆 5 的带动下下降，将书叠 6 压住压紧。夹书器的压舌 10 上抬，夹书器 11 沿导槽 8 自动退回。左右侧刀 2和 7 同时下落，按规定尺寸裁切书刊的天头和地脚，并迅速上升回复到原来停止裁切的位置。门刀 3 在侧刀上升的同时开始下落，按规定尺寸裁切书刊的切口边，裁切完毕后也迅速上升，同样回复到原来停止裁切的位置。压书板 4 自动上升，接触对书叠的压力。出书机构的推书爪（或称机械手）将被裁切好的书刊从裁切面板平稳地推到机器后面的输送带上。三面切书机由裁切刀片、送书机构、送书压紧机构、压书机构、裁切机构、和放书机构等组成。 毕业设计(论文)5图 2-1 三面切书机的工作原理1-工作台面 2-左侧刀 3-门刀 4-压书板 5-千斤杆 6-毛本书 7-右侧刀 8-导槽 9-挡规 10-压舌 11-夹书器 12-侧规 2.3 三面切书机的主要机构2.3.1 裁切刀片三面切书机的主要零件是裁切刀片。裁切刀片，图 2-2，由刀架和刀片两部分组成。刀片的刀刃要求由硬度高、耐磨的碳钢或合金钢制造。刀片裁切角 的大小，对裁切质量有直接的关系，应根据被裁切物的抗切力的大小选取。 角越小，刀刃就越锋利，裁切机的磨损和功率消耗就越少，被裁切的产品也就越齐整，切口光洁。但 角太小，刀刃强度和耐磨性就会相应地降低，裁切速度和裁切质量反而会下降。因此，在刀片材料允许的情况下，并在考虑被裁切物的抗切力大小的前提下， 角应尽量小。常用刀片裁切角 一般在 1625之间。裁切较硬的纸张或纸板时， 角还可以略为增大。裁刀的运动形式如图 2-3 所示。 角一般为 5左右， 角一般为 45左右。为简化机构，现采用斜刃刀片。 毕业设计(论文)6 图 2-2 裁切刀片 图 2-3 裁刀的运动形式1-刀片 2-刀架2.3.2 自动供书机构装订联动线中的三面切书机都装有自动供书机构，其结构如图 2-4 所示。图 2-4 自动供书机构1-毛本书 2-推书板 3-推书小车2.3.3 裁切机构裁切机构是三面切书机的主体，机器在正常运转过程中，刀架作升降运动，裁刀下降时为裁切动作，同时送书器复位；上升或静止的同时，完成装书（自动或手动） 、送书等动作。裁切机构由曲轴、连杆、牵臂组成的间歇运动机构和刀架、刀片等机件组成。曲轴转 毕业设计(论文)7过一周，通过牵臂带动裁切机构作一次升降运动，完成一次裁切动作。利用蜗杆减速器的自锁特性，防止裁刀由于重力作用而下降，保证了机器运转的安全。2.3.3.1 刀架的结构设计设计要求中纸叠（书）有 4 种型号，64 开8 开，见表 2-1。纸叠（书）的摆放方式影响到裁切刀片的布置。表 2-1 产品尺寸开度毛尺寸净尺寸八开393.5273375260十六开273262.3260185三十二开196.75136.5185130六十四开136.598.3712080书脊线 ( a ) ( b ) 图 2-5 毛本书的摆放方案纸叠（书）有两种摆放方案，如图 2-5，图 a 中书脊线共线，推书机构只需要将纸叠（书）推到同一位置，然后定位，裁切即可。这种方案易于保证纸叠（书）定位的精确性，但是压紧机构过于复杂化。图 b 为纸叠（书）中心线共线，在裁切不同尺寸纸叠（书）时，推书机构需要推进到不同位置，但是只需要在同一中心位置定位，压紧即可。相对于前一方案，变化推书的行程要比变换压紧机构容易，结构也更为简单。作为经济型的三面切书机，本设备采用后一种纸叠（书）的摆放方案，由此定下切刀的布置方案。2.4 确定执行机构的运动循环机器组成区段现在对三面切书机的推杆，压板，刀架三个部分进行分析。根据工艺要求，这三 毕业设计(论文)8个机构的运动循环分别包括下列区段：1 推杆 推书前进的时间，返回运动时间为，在初始位置停留时间2 压板 压板下降运动时间，压紧时的停留时间，返回运动时间3 刀架 刀架下降运动时间，返回运动时间这台自动机械采用曲轴分配轴作为集中时序控制系统，分配轴匀速旋转，每转完成一个工作循环。因此可用分配轴的转角表示各机构的运动循环。与工作循环时间对应的分配轴总转角应为，各执行机构各区段对应的转角之和都等于0360pp整理如图 2-6 图 2-6 工作循环图推书块压书板刀架曲轴 毕业设计(论文)9第 3 章 设计计算3.1 减速器的设计计算3.1.1 蜗轮蜗杆的传动设计：3.1.1.1 选择蜗杆传动类型根据 GB/T 10085-1988 的推荐，利用渐开线蜗杆（ZI）3.1.1.2 选择材料考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度较低，故蜗杆用 45 钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSN10P1 金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。3.1.1.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强度。由机械设计式（11-12） ，传动中心距 22)(HEZZKTa式中： K 载荷系数。2T 蜗轮上的转矩Z 蜗杆传动的接触长度和曲率半径对接触强度的影响系数，简称接触系数。1/21/2a,=160aEZMPMPE 材料的弹性影响系数，单位为对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时，取Z齿面许用接触应力，单位 MPa。H确定式中各参数。3.1.1.3.1 确定作用在蜗轮上的转矩2T按，估取效率，则21Z8 . 0 毕业设计(论文)10661222.2 0.89.55 109.55 10=473464710/20PTN mmN mmni3.1.1.3.2 确定载荷系数 K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；由表 11-5 选取1K使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数15. 1AK则;05. 1VK21. 105. 115 .11VAKKKK3.1.1.3.3 确定弹性影响系数EZ因选用的是铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配，故2/1160MPaZE3.1.1.3.4 确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，从图 11-1da35. 0/1ad18 中可查得9 . 2Z3.1.1.3.5 确定许用接触应力 H根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力 MPaH268应力循环次数 727106060 1120002.6 1020hNjn L 寿命系数 787100.8872.6 10HNK则 0.887 268238HHNHKMPaMPa3.1.1.3.6 计算中心距23160 2.91.21 473464 ()129.613238amm取中心距，因，故从表 11-2 中取模数，蜗杆分160amm20i6.3m 毕业设计(论文)11度圆直径，这时，从图 11-18 中可查得接触系数163dmm1/0.39da 。因为，所以以上计算结果可用。2.7pZPPZZ3.1.1.4 蜗杆与蜗轮得主要参数与几何尺寸3.1.1.4.1 蜗杆轴向齿距6.319.782aPmmm直径系数10q 齿顶圆直径*112632 1 6.375.6aaddh mmm 齿根圆直径*112()632 (1 6.30.2 6.3)47.88faddh mcmm 分度圆导程角638111 蜗杆轴向齿厚116.39.89122aSmmm3.1.1.4.1 蜗轮蜗轮齿数；变位系数；412Z500. 02x验算传动比5 .2024112ZZi传动比误差应在范围内，这时传动比误差为)%53(，是允许的%5 . 2025. 020205 .20蜗轮分度圆直径226.3 41258.3dmZmmmm蜗轮喉圆直径2222(258.32 6.3)270.9aaddhmmmm 蜗轮齿根圆直径2222(258.32 1.2 6.3)243.18ffddhmmmm 蜗轮咽喉母圆半径2211(160258.3)30.8522garadmmmm3.1.1.5 校核齿根弯曲疲劳强度 毕业设计(论文)12 FFaFYYmddKT221253. 1当量齿数22334143.48coscos 11.36vZZ根据，从图 11-19 中查得系数500. 02x243.48vZ22.87FaY螺旋角系数11.36110.9192140140Y 许用弯曲应力 FNFFK从表 11-8 中查得 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 MPaF56寿命系数6699710100.6962.6 10FNKN故 56 0.71138.991FMPaMPa1.53 1.21 4734642.87 0.919221.35263 258.3 6.3FFMPaMPa弯曲强度是满足。3.1.1.6 精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从 GB/T 10089-1988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8 级精度，侧隙种类为 f，标注为8fGB/T 10089-1988。然后由机械设计手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。3.1.2 蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计3.1.2.1 蜗杆基本尺寸设计 根据电动机的功率 P=2.2kw，满载转速为 710r/min，电动机轴径，mmd38电机轴伸长 E=80mm轴上键槽为 10x8。3.1.2.1.1 初步估计蜗杆轴外伸段的直径d=（0.81.0）=30.438mm电机d3.1.2.1.2 计算转矩 毕业设计(论文)1321.5 473464710196cTKTN mm由 Tc、d 根据机械设计课程设计手册第二版表 8-3 可查得选用 GICL2 型鼓形齿式联轴器。确定蜗杆轴外伸端直径为 38mm。GICL2 型鼓形齿式联轴器的结构尺寸如图 3-1图 3-1 GICL2 型鼓形齿式联轴器型号: GICL2公称转矩:1120nTN m许用转速 :4000minrn轴孔直径 、: 1d2dzd30 32 35 38、轴孔长度 L GICL, Y 型: 82轴孔长度 L GICL,J、Z 型: 60 毕业设计(论文)14D: 144D1: 120D2: 75D3: 95B: 67A: 44C1: 12.5C2: 30C: 2.5: e30转动惯量: 20.02kg m润滑脂用量: 100ml重量: 9.7kg许用径向位移 :3.3Y根据 GICL2 型鼓形齿式联轴器的结构尺寸，确定蜗杆轴外伸端直径为 38mm 的长度为 60mm。由机械设计课程设计手册第二版表 10-1 可查得普通平键 GB109679A型键 1040，蜗杆轴上的键槽宽mm，槽深为mm，联轴器上槽深，键0036. 0102 . 000 . 5mmt3 . 31槽长 L=40mm。初步估计 d=64mm。3.1.2.23.1.2.2 蜗轮基本尺寸设计查机械设计 表 11-3 及表 11-4 可计算得蜗轮基本尺寸。蜗轮采用装配式结构，用六角头螺栓联接（100mm）,轮芯选用灰铸铁 2dHT100 ，轮圈选用铸锡磷青铜 ZcuSn10P1 单位：mm中心距 a=160蜗杆头数 1=2Z 毕业设计(论文)15蜗杆齿数 2=41Z齿形角 0=20模数 m=6.3传动比 i=20齿数比 u=20蜗轮变位系数 ；500. 02x蜗杆直径系数 q=10蜗杆轴向齿距 19.782mmapm蜗杆导程 139.564mmzpmz蜗杆分度圆直径 1d =mq=63mm蜗杆齿顶圆直径 *a11a11ad =d +2h =d +2h m=75.6mm蜗杆齿根圆直径 *f11f11ad =d -2h =d -2(h m+c)=47.88mm顶隙 *1.26cc mmm蜗轮分度圆直径 22d =mz =258.3mm蜗轮喉圆直径 22a2=d +2h =270.9admm蜗轮齿根圆直径 22f2=d -2h =243.18fdmm蜗轮齿顶高 *a22221h =()()3.152aaddm hxmm蜗轮齿根高 *f22221h =()()10.712faddm hxcmm蜗轮齿高 22221()13.862afafhhdd2h蜗轮咽喉母圆半径 22130.852garadmm蜗杆轴向齿厚 19.92aSmmm蜗杆法向齿厚 cos9.71naSSmm 毕业设计(论文)16蜗杆节圆直径 11222(2)56.7ddx mm qxmm蜗轮节圆直径 22258.3ddmm蜗轮宽度 10.750.75 75.656.7aBdmmmm顶圆直径 221.5270.9 1.5 6.3280.35eaddmmmmm蜗杆齿宽 12(80.06)(80.06 41) 6.365.898bz mmmmm3.1.2.3 蜗轮轴的尺寸设计与校核蜗轮轴的材料为 45 钢并调质轴的直径与长度的确定3.1.2.3.1 求输出轴上的功率,转速和转矩3P3n3T若取齿轮传动效率,蜗杆传动效率（均包括轴承效率） ，则10.9720.83122.2 0.97 0.81.71PPkw又又311175037.5minmin20rrnni于是3331.719550000955000043548037.5PTN mmN mmn3.1.2.3.2 求作用在蜗轮上的力因已知蜗轮分度圆直径为226.3 41258.3dmzmmmm而 圆周力3222 4354803372258.3tTFNd径向力00tantan2033721252.4coscos11.31nrtFFNN轴向力0tan3372 tan11.31674.4atFFNN3.1.2.3.3 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取，于是得0112A 毕业设计(论文)17333min031.711124037.5PdAmmmmn输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴6d6d器的孔径想适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩，查表 14-1，考虑到转矩变化小，故取，则：3caATK T1.5AK 31.5 435480653220caATK TN mmN mm按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T 5014-85，选用 HL4caT型弹性柱销联轴器，如图 3-2。 图 3-2 HL4 型弹性柱销联轴器型号: 4HL公称转矩:1250nTN m许用转速 :3870minrn轴孔直径、: 1d2dzd55mm轴孔长度 型 : YL112mm轴孔长度 ,型 : J1JZ1L84mm轴孔长度,型 : J1JZL112mm : D195mm 毕业设计(论文)18 : 1D100mm: b45mm: S3mm转动惯量: I20.109kg m质量: m22kgY 型轴孔，其公称转矩为 1250000。半联轴器的孔径，故取N mm55dmm；半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。655dmm112Lmm184Lmm3.1.2.3.4 轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案 a)a)b)b) 毕业设计(论文)19 图图 3-33-3 轴上零件的装配方案显而易见，图 b 较图 a 中多了一个用于轴向定位的长套筒，使机器的零件增多，质量增大。相比之下，可知图 a 中的装配方案较为合理。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度图 3-4 蜗轮轴的基本尺寸结构图（1 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器562Dmm65Dmm与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的184Lmm端面上，故段的长度应比略短一些，现取。1L80lmm（2 2）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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙=62dmm组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30313，其尺寸为，故。6514036dD Tmmmmmm=65ddmm左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由 GB/T 297-94 查得 30313 型轴承的定位轴肩处直径，因此，取。77admm=77dmm30313 圆锥滚子轴承的校核 毕业设计(论文)20径向力00tantan2033721252.4coscos11.31nrtFFNN轴向力0tan3372 tan11.31674.4atFFNN轴承转速,装轴承处的轴颈直径，运转时有轻微冲击，预期计算37.5minrn 65mm寿命。20000 30000hLh求比值674.40.541252.4arFF根据机械设计表 13-5，圆锥滚子轴承的最大 值为 0.35，故此时。earFeF初步计算当量动载荷 P，根据式（13-8a）()praPfXFYF按照表 13-6，1.0 1.2,1.2ppff取按照表 13-5，X=0.4， Y=1.7，则1.2 (0.4 1252.4 1.7 674.4)1976.9PNN根据式（13-6） ，求轴承应有的基本额定动载荷值3666060 37.5 250001976.97574.61010nnLCPNN按照轴承样本查得此轴承的基本额定静载荷。验算如下：024200CN校核 30313 型圆锥滚子轴承的寿命，根据式（13-5）663101019500()()500000300006060 37.51815.1hCLhhhn P?即远高于于预期寿命，所以绝对满足。（3 3）安装蜗轮处的轴段的直径；蜗轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。=70dmm已知蜗轮的宽度，为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮，此轴段应略短于轮毂54Bmm宽度，故取。蜗轮的左端采取轴肩定位，轴肩高度，取，=50lmm0.07hd5hmm 毕业设计(论文)21则轴环处直径。轴环宽度，取。80dmm1.4bh=10lmm（4 4）轴承端盖的总宽度为 12。根据轴承端盖的装拆及便利对轴承添加润滑脂的mm要求，取端盖的外端面与半联轴器端面的距离，故取。30lmm=42lmm（5 5）取蜗轮距箱体内壁之距离。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承16amm位置时，应距箱体内壁一段距离 ，取，已知滚动轴承宽度，则s8smm36Tmm-=(5450)368 16464lTsamm 168 1034laslmm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的周向定位蜗轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按由手册查得平键截面d（GB/T 1096-79） ，键槽用键槽铣刀加工，长为 40(标准键长1811mmb hmmmmGB/T 1095-79)，蜗轮轴键槽深度联轴器上键槽深度0.2007.0t同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴0.2104.4t的配合为。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76Hk尺寸公差为。6m4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表 15-2，取轴端倒角为，各个轴肩处圆角半径分别为 R1.602 45和 R2。轴的结果设计采用阶梯状，阶梯之间有圆弧过度，减少应力集中，具体尺寸和要求见零件图 2（蜗轮中间轴） 。3.1.2.3.5 装蜗轮处轴的键槽设计及键的选择当轴上装有平键时，键的长度应略小于零件轴的接触长度，一般平键长度比轮毂长度短 510mm，由参考文献 1 表 2.430 圆整，可知该处选择键 2.5110，高h=14mm，轴上键槽深度为，轮毂上键槽深度为，轴上键槽宽2.009t2.0014.5t 毕业设计(论文)22度为轮毂上键槽深度为0052.025b026.0026.0125b3.1.2.4 减速器箱体的结构设计根据机械设计课程设计手册表 11-1 可计算得，箱体的结构尺寸如表 3-1： 表表 3-13-1 箱体的结构尺寸箱体的结构尺寸减速器箱体采用减速器箱体采用 HT200HT200 铸造，必须进行去应力处理。铸造，必须进行去应力处理。设计内容设计内容计计 算算 公公 式式计算结果计算结果箱座壁厚度=0.04160+3=9.40.0438amma 为蜗轮蜗杆中心距取12mm箱盖壁厚度1= =0.8512=10mm10.858取110mm箱座凸缘厚度b1.51.5 1218bmm18bmm箱盖凸缘厚度1b111.51.5 1218bmm118bmm箱座底凸缘厚度2b22.52.5 1230bmm230bmm地脚螺钉直径fd0.036120.036 160 1217.76fdamm取20fdmm地脚螺钉数目n4n 轴承旁联接螺栓直径1d10.750.75 2015fddmm115dmm 毕业设计(论文)23盖与座联接螺栓直径2d2(0.5 0.6)(0.5 0.6) 2010 12fddmm取210dmm联接螺栓的间2d距l150 200lmm轴承端盖螺钉直径3d3(0.4 0.5)(0.4 0.5) 208 10fddmm310dmm视孔盖螺钉直径4d4(0.3 0.4)(0.3 0.4) 206 8fddmm48dmm定位销直径d2(0.7 0.8)(0.7 0.8) 107 8ddmm8dmm至外箱12fddd、壁距离1C查表 11-2，126Cmm取130Cmm至凸缘边缘2fdd、距离2C查表 11-2，224Cmm取225Cmm轴承旁凸台半径1R2C125Rmm凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。取 50mm外箱壁至轴承座端面距离1l12(5 10)3025560CCmm160lmm铸造过渡尺寸x、y查表 1-38，3,15xmm ymm蜗轮外圆与内箱壁距离111.21.2 1214.4mm 取116mm 毕业设计(论文)24蜗轮轮毂端面与内箱壁距离2212mm 取214mm 箱盖、箱座肋厚1mm、110.850.85 108.5mmm0.850.85 1210.2mmm轴承端盖外径2D23(5 5.5)DDd轴承外径D轴承旁联接螺栓距离S2SD3.2 裁切机构传动部件的设计计算3.2.1 齿轮传动已知输入功率，输出齿轮转速，传动比，22.2 0.81.76Pkw337.5 /minnr1.875i 工作寿命为 15 年（设每年工作 300 天） ，两班制。3.2.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数3.2.1.1.1 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。3.2.1.1.2 切书机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB 10095-88）3.2.1.1.3 材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40（调质） ，硬度 280HBS 大齿rC轮材料为 45 钢（调质） ，硬度 240 HBS。3.2.1.1.4 选用小齿轮齿数，大齿轮齿数124Z 21.875 2445Z 3.2.1.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）进行试算，即 3211132. 2HEdttZuuTKd3.2.1.2.1 确定公式内得各计算数值 毕业设计(论文)251)试选载荷系数3 . 1tK2)计算小齿轮传递的转矩5551132.295.5 10/95.5 105.603 1037.5TP nN mm3)由表 10-7 选取齿宽系数1.2d4)由表 106 查得材料的弹性影响系数218 .189 MPaZE5)由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPaH6001lim大齿轮的解除疲劳强度极限；MPaH5502lim6)由式 1013 计算应力循环次数8116060 37.5 1 (2 8 300 15)1.62 10hNn jL 7128.64 101.875NN 7)由图 1019 查得接触疲劳寿命系数；10.98HNK21HNK8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得10.98 600588HMPaMPa21 550550HMPaMPa 3.2.1.2.2 计算1)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值td1H3211132. 2HEdttZuuTKd2331.3 5.603 102.875189.82.321.21.875588105.913mmmm2)计算圆周速度v11105.913 37.50.208/60 100060 1000tdnvm s3)计算齿宽 b 毕业设计(论文)2611.2 105.913127.096dtbdmmmm4)计算齿宽与齿高之比hb模数：11105.9134.41324ttdmmmZ齿高：2.252.25 4.4139.93thmmm齿高之比：105.91310.679.93bh5)计算载荷系数已知，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数近似；0.208/vm s1VK 直齿轮，假设，由表 10-3 查得；100/AtK FN mmb2 . 1FHKK根据已知条件，由表 10-2 查得使用系数；1AK由表 10-4 查得 7 级精度、小齿轮相对支承对称布置时bKdH321023. 018. 012. 1将数据代入后得：231.120.18 1.20.23 10127.0961.408HK由，查图 10-13 得，故载荷系数10.67bh1.408HK1.33FK1.25 1 1.2 1.4082.112AVHHKKKKK 6)按实际得载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10-10a）得33112.112105.913124.511.3ttKddmmK7)计算模数m11124.515.1924dmmmZ3.2.1.3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度得设计公式为： 32112FSaFadYYZKTm3.2.1.3.1 确定公式内得各计算值 毕业设计(论文)271)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲MPaFE5001疲劳强度极限MPaFE38022)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数，10.90FNK92. 02FNK3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12）得4 . 1S1110.90 500321.431.4FNFEFKMPaS MPaSKFEFNF71.2494 . 138092. 02224)计算载荷系数K1.25 1 1.2 1.332.394AVFFKKKKK 5)查取齿形系数由表 10-5 查得，12.65FaY22.35FaY6)查取应力校正系数由表 10-5 查得，11.58SaY11.68SaY计算两齿轮的，并加以比较FSaFaYY112.65 1.580.01302321.43FaSaFYY222.35 1.680.01581249.71FaSaFYY大齿轮的数值大3.2.1.3.2 设计计算 32112FSaFadYYZKTm5322 2.394 5.603 100.015811.2 243.944mm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m劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小取决于弯曲强度所决定的承载m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（即模数与 毕业设计(论文)28齿数的乘积）有关，可取由弯曲强的算得的模数 3.944mm 并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮4mmm1124.51dmm齿数11124.51324dZm大齿轮齿数211.875 3260Zu Z这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.2.1.4 几何尺寸计算3.2.1.4.1 计算分度圆直径1132 4128dZmmm2260 4240dZmmm3.2.1.4.2 计算中心距1212824018422ddammmm3.2.1.4.3 计算齿轮宽度11.2 128153.6dbd取，2154Bmm1160Bmm3.2.1.5 验算51122 5.603 108754.7128tTFNNd，合适。1.25 8754.7/71.25/100/153.6AtK FN mN mmN mmb3.2.2 传动轴的尺寸设计与校核传动轴的材料为 45 钢并调质轴的直径与长度的确定3.2.2.1 求输出轴上的功率,转速和转矩d3P3n3T 毕业设计(论文)29若取联轴器传动效率,蜗杆传动效率（均包括轴承效率） ，则10.9720.8223122.2 0.970.81.65PPkw 又311175037.5minmin20rrnni于是3331.659550000955000042020037.5PTN mmN mmn3.2.2.2 求作用在齿轮上的力因已知齿轮分度圆直径为1128dmm而 圆周力3122 4202006565.6128tTFNd径向力00tantan206565.62389.9coscos0nrtFFNN轴向力0tan6565.6 tan00atFFNN3.2.2.3 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取，于是得0112A 333min031.651124037.5PdAmmmmn输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴6d6d器的孔径想适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩，查表 14-1，考虑到转矩变化小，故取，则：3caATK T1.5AK 31.5 435480653220caATK TN mmN mm按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T 5014-85，选用 HL4caT型弹性柱销联轴器，见图 3-2。其公称转矩为 1250000。半联轴器的孔径N mm 毕业设计(论文)30，故取；半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长55dmm655dmm112Lmm度。184Lmm3.2.2.4 轴的结构设计3.2.2.4.1 拟定轴上零件的装配方案对于跨距较大的轴，考虑到轴工作温度升高时的热伸长量，应采用一支点双向固定，另一支点游动的支承结构。作为固定支承的轴承，应能承受双向轴向载荷，故内外圈在轴向都要固定。作为补偿轴的热膨胀的游动轴承，若使用的是内外圈不可分离型轴承，只需固定内圈，其外圈在座孔内应可以轴向游动。如图 3-5 所示。图 3-5 轴上零件的装配方案3.2.2.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度图 3-6 传动轴的基本尺寸结构图 毕业设计(论文)311 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， 轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径；左端轴承用弹性挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴265Dmm60Dmm器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴1112Lmm的端面上，故段的长度应比略短一些，现取。1L80lmm2 2）初步选择滚动轴承。因轴承主要受有径向力作用，可能伴有不大轴向力，故可选用深沟球轴承。圆周力3222 5603009037124tTFNd径向力00tantan2090373289.2coscos0nrtFFNN轴向力是变化的，暂取为 1600N根据工作条件选取深沟球轴承。轴承转速,装轴承处的轴颈直径可在内选取，运转时有轻微37.5minrn 60 70mm冲击，预期计算寿命。20000 30000hLh（1）求比值16000.483356.6arFF根据机械设计表 13-5，深沟球轴承的最大 值为 0.44，故此时。earFeF（2）初步计算当量动载荷 P，根据式（13-8a）()praPfXFYF按照表 13-6，1.0 1.2,1.2ppff取按照表 13-5，X=0.56， Y 暂取一近似中间值 Y=1.5，则1.2 (0.56 3356.6 1.5 1600)5135.6PNN（3）根据式（13-6） ，求轴承应有的基本额定动载荷值3666060 37.5 250005135.619677.31010nnLCPNN（4）按照轴承样本或设计手册选取的 6013 轴承，此轴承的基本额定静32000CN 毕业设计(论文)32载荷。验算如下：024800CN求相对轴向载荷对应的 值和 Y 值e按表 13-5 注 1，对深沟球轴承取，则相对轴向载荷为014.7f ，在表中介于之间，对应的 值为0014.7 16000.94824800af FC0.689 1.030e，Y 值为0.26 0.281.711.55用线性插值法求 Y 值(1.71 1.55) (1.0300.948)1.551.591.0300.689Y故0.56,1.59XY求当量动载荷 P1.2 (0.56 3356.6 1.59 1600)5308.44PN（5）校核 6013 型深沟球轴承的寿命，根据式（13-5）663101032000()()85000300006060 37.55308.44hCLhhhn P即高于预期寿命，所以满足。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精=65dmm度级的深沟球轴承 6013，其尺寸为，故6510018dD Tmmmmmm。=65ddmm左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由 GB/T 297-94 查得 6013 型轴承的定位轴肩处直径，因此，取。65admm=65dmm3 3）安装齿轮处的轴段的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。=70dmm已知齿轮的宽度，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂160Bmm宽度，故取。齿轮的左端采取轴肩定位，轴肩高度，取，=156lmm0.07hd5hmm则轴环处直径。轴环宽度，取。80dmm1.4bh=10lmm4 4）轴承端盖的总宽度为 12。根据轴承端盖的装拆及便利对轴承添加润滑脂的要mm求，取端盖的外端面与半联轴器端面的距离，故取。30lmm=42lmm5 5）取齿轮距箱体内壁之距离。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位16amm 毕业设计(论文)33置时，应距箱体内壁一段距离 ，取，已知滚动轴承宽度，则s8smm18Tmm-=(5450)188 16446lTsamm 168 1034laslmm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3.2.2.4.3 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。按由手册查得平键截面d（GB/T 1096-79） ，键槽用键槽铣刀加工，长为 40(标准键长2012mmb hmmmmGB/T 1095-79)，齿轮轴键槽深度联轴器上键槽深度0.2007.5t同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴0.2104.9t的配合为。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76Hh尺寸公差为。6m3.2.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表 15-2，取轴端倒角为，各个轴肩处圆角半径为 R2。02 453.2.2.53.2.2.5 轴的校核对于仅承受转矩或者主要承受转矩的传动轴，可以直接用转矩法，对承受弯矩、转矩复合作用的轴，常用此法作轴径估算。轴的强度条件为pTTTTTPWW n 扭应力TT转矩轴的抗扭系数，见中国机械设计大典表 21.1-10TW许用应力，见中国机械设计大典表 21.1-8。pT代入数据420200/63128.48=6.66T符合要求根据轴的结构图作出轴的计算简图，见图 3-7 毕业设计(论文)34轴的受力图T=420200Fr2=6565.6NFr1=6565.6NFAH=6863NFBH=6119NFBV=76.37NFAV=83.625NFt1=80NFt2=80NFr2Fr1Ft2Ft1轴的平面受力图FV,FH/N平面弯矩图MV，MH/Nmm合成弯矩图M/Nmm转矩图T/Nmm当量弯矩图Me/Nmm图 3-7 轴的载荷分析图 毕业设计(论文)35根据中国机械设计大典式 21.1-3 计算结果应满足下列强度条件：1eebpMW式中：当量弯矩产生的弯曲应力e当量弯矩eM轴的抗弯截面系数W计算得41.4560eMPaMPa满足要求根据中国机械设计大典表 21.1-9 选取1bp此轴合适的话，那么蜗轮轴也一定合适。3.2.3 曲轴曲轴的材料为 45 钢并调质，轴的直径与长度的确定3.2.3.1 求曲轴上的功率,转速和转矩3P3n3T若取联轴器传动效率,蜗杆减速器传动效率（均包括轴承效率） ，则10.9720.8223122.2 0.970.81.65PPkw 又321137.520minmin1.875rrnni于是3331.659550000955000078787520PTN mmN mmn3.2.3.2 求作用在齿轮上的力因已知齿轮分度圆直径为2240dmm而 圆周力3122 7878756565.6240tTFNd径向力00tantan206565.62389.9coscos0nrtFFNN轴向力0tan6565.6 tan00atFFNN 毕业设计(论文)363.2.3.3 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，调质处理。根据表 15-3，取，于是得0112A 333min031.651124037.5PdAmmmmn轴的最小直径显然是安装轴承的直径。为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适6d6d应，故需同时选取轴承型号。圆周力222 5603009037124tTFNd径向力00tantan2090373356.6coscos11.31nrtFFNN轴向力0tan9037tan11.311807.4atFFNN根据工作条件选取深沟球轴承。轴承转速,装轴承处的轴颈直径可在内选取，运转时有轻微冲20minrn 60 70mm击，预期计算寿命。20000 30000hLh1)求比值1807.40.543356.6arFF根据机械设计表 13-5，深沟球轴承的最大 值为 0.44，故此时。earFeF2)初步计算当量动载荷 P，根据式（13-8a）()praPfXFYF按照表 13-6，1.0 1.2,1.2ppff取按照表 13-5，X=0.56， Y 暂取一近似中间值 Y=1.5，则1.2 (0.56 3356.6 1.5 1807.4)4590.79PNN3)求轴承应有的基本额定动载荷值 毕业设计(论文)373666060 37.5 250004590.7917589.81010nnLCPNN4)按照轴承样本或设计手册选取的 6013 轴承，此轴承的基本额定静载荷32000CN。验算如下：024800CN求相对轴向载荷对应的 值和 Y 值e按表 13-5 注 1，对深沟球轴承取，则相对轴向载荷为014.7f ，在表中介于之间，对应的 值为0014.7 1807.41.0724800af FC1.030 1.380e，Y 值为0.28 0.301.55 1.45用线性插值法求 Y 值(1.55 1.45) (1.380 1.07)1.451.541.380 1.030Y故0.56,1.54XY求当量动载荷 P1.2 (0.56 3356.6 1.54 1807.4)5595.7PN5)校核 6013 型深沟球轴承的寿命，根据式（13-5）663101032000()()150000300006060 205595.7hCLhhhn P即高于预期寿命，所以满足。安装轴承处直径，同传动轴，安装齿轮处结构设计也可参照传动轴。65dmm曲轴采用整体铸造.3.2.4 曲轴的疲劳强度校核曲轴各过渡圆角处，由于应力集中大，是曲轴最容易发生疲劳破坏的部位，因此需要考虑疲劳缺口因数和尺寸因数。疲劳强度的校核公式为：22pS SSSSS1mSK 1mSK 式中 只考虑弯矩作用时的安全因数；S 毕业设计(论文)38只考虑转矩作用时的安全因数；S弯曲和扭转的平均应力mm、弯曲和扭转应力幅；、材料的弯曲和扭转疲劳极限；11、弯曲和扭转时曲轴的疲劳缺口因数；KK、曲轴的尺寸因数；材料对应力循环不对称性的敏感因数、在大多数情况下，曲轴过渡圆角处疲劳强度的计算过程中，分母中的第二项远小于第一项，故可略去。将简化后的两式代入公式得 122211()() ()pSSKK 推荐1.5 3.0pS 式中的和按下式计算：maxmin2yyyMMWmaxmin2xxxTTW式中：曲轴旋转一周过程中，作用在曲柄过渡圆角所在界面处maxminyyMM、的最大和最小绕轴的弯矩；y曲轴旋转一周过程中，作用在曲颈过渡圆角所在截面处的最大和maxmin