开料机机械设计

I第1章绪论1.1研究目的及意义在当使各项技术高速发展的今天，尤其伴随着计算机技术的高速发展，和高端机械制造业也得到了迅猛发展，这两点普遍表现为数控加工中心后处理等等，整个产品生产效率逐渐得到了开发、成长。其中，对于一些复杂形状的零部件，通常需要采用机械加工方法来实现其制造过程，而作为一种特殊用途的机床——开料机也越来越多地被人们所使用。本课题所设计的开料机，主要应用于各类金属管的加工。其特点是能够满足不同规格的金属管材的切割需求。本设计任务就是对开料机异径管及其有关部件进行设计，其中包括传动装置设计与计算及整体结构、检验设计与计算、绘制总装图、异径管装配图、基于所得数据异径管与开料机焊接图等。通过对开料机总体结构设计，使之满足了工作要求和功能要求，从而达到降低加工成本，节约材料和能源的目的。这对降低工人劳动强度和提高生产效率有着积极的意义1.2国内外研究现状国内研究现状我国自动开料机产品种类繁多。随着电子技术和计算机技术在自动开料机中应用范围的扩大，其智能化水平也越来越高，同时也会出现许多新的问题。专家们认为自动开料机今后应实现电子网络一体化并在生产加工、切割精度和金属直径等制约因素上取得突破。带自动控制功能的自动开料机，必将是今后市场上的主角。在严峻形势下，中国在全面、和谐、可持续科学发展观的指导下，对中国自动开料机技术发展进行阐述，并探索自动开料机发展新途径。自动开料机在机械制造业中占有重要地位，它可以广泛应用于冶金、化工、建材等行业。自动开料机工作关系到国民经济各方面，在很多工业及农产品中都是不可或缺的基础生产环节。目前国内自动化程度较低的情况下，自动开料机在很多领域都得到广泛使用。自动开料机在中国属于高能耗作业，其用电量占国民经济能耗总量的12%左右。随着自动化程度越来越高，对自动开料机提出了更高要求，同时也推动着自动开料机向大型化、高速化以及智能化等方面发展。全自动开料机技术水平的提高，关系到国家经济发展。国内钣金加工行业按便携式、中小机器及大、小龙门、开料机划分为3个市场。随着我国经济快速发展，国家政策也支持企业加大对机械产品的开发与生产投入，以满足人们日益增长的物质需求。历经多年技术更迭和工业技术的不断恢复、完善，我国制造业已逐步走向成熟并占据一席之地。随着经济全球化进程的加快，世界各国之间的交流日益频繁，对机械设备要求也随之提高。中国着手强化机械类制造并着力研发创新以激励更多高效便捷机器制造。机床制造企业必须要有自己的品牌才能够获得竞争优势，因此机床生产企业都会加大对自主研发能力的投入。开放国际市场对长远发展至关重要，这是因为中国数控机床产品比其他发展中国家要多得多。随着经济形势的好转，机床行业也正在经历一个快速恢复期，但同时，由于需求疲软导致产能过剩问题日益突出。开料机制造行业反弹现象有望在6个月内加剧，全年有望增长10%左右。由于机床需求上升，机床制造商们正努力降低生产成本并扩大产能。消化了高成本库存，减少了能源及运输成本，销售利润率也会上升。行业竞争环境趋于集中，资源和资本集中在领先的企业上，有利企业的竞争优势将得到改善。国外研究现状当前，日本凭借纸管机设备——开料机技术赚取巨额利润，并在该领域居高不下。在欧共体内部，意大利在制造、包装和出口等方面始终远远领先于欧洲其他国家。这种势头体现出开料机设备向标准化、序列化、综合化标准迈进。在包装行业发展过程当中。整台包装机及装备构成缓慢增加民用及军事先进技术。在未来，开料机将成为一个非常重要的工业产品。开料机设备能在市场激烈竞争中，提升升级速度，加速技术研发。开料机作为一种包装机械，其应用范围越来越广泛，从食品到化工再到纺织等各个领域。世界不断进步，时时刻刻都在发生着改变，每一天都有新面孔出现，科技也不断更新，开料机行业也随之崛起，慢慢地被各个厂家所接受与重视，厂家们也普遍注意到这个行业发展的趋势目前企业正适应着大量智能化生产的要求，而且开料机在技术上与功能上也经历着一系列的技术改造来达到智能化与自动化技术的目的。目前的开料机已由过去简单地把物料从料斗里搬到机器上，发展成为一种新型的机械装置。在多功能化、一体化技术上日趋成熟，打破以往市场开发模型。开料机开料方法及种类现状1、旋转圆盘刀片切割此法采用高速旋转的圆盘刀片切割钢材。可进行快速、准确地切割，而且切割得整齐、无毛刺。2、电动钢锯作为钳工常用的工具，电动钢锯能够有效地切割各种尺寸较小的圆钢、角钢、扁钢以及工件等。3、氧气-乙炔气割氧气-乙炔气割切割是气割的简称，具有设备简单，灵活方便，品质优良等优点，适合切割大块废钢板，铸钢件，废锅炉和废钢结构架等厚而长的废钢。特别是对那些体积大、重量重、形状复杂且又不能用手工加工的零件，更显示出了其独特的优越性。对于废汽车解体、旧船舶解体更能起到灵活、便捷的效果，不受场地窄小、物件尺寸限制，可用于各种情况。4、电动带锯用回转的带状锯条的电动带锯进行锯截。为了确保机器结构的简洁性和工作的可靠性，我们采用了一种旋转圆盘刀片不断向下移动的开料方法，以满足大规模开料的需求。综上所述：我们觉得开料机设备行业历来是个值得重视的、很有潜力的市场，国内多数企业仍采用国外进口的开料机。进口设备价格昂贵，修理不及时，使该厂畏难。因此，国内很多企业开始寻求自主研发的解决方案以解决上述难题。正因为这样一个问题，才让中国有足够的空间去创造发展。因此，在未来的几年里，我国开料机行业会有很大的发展潜力。随着我国经济的飞速发展，我国开料机行业的竞争力也越来越强，自动化技术的成熟会逐渐取代半自动化手工的地位，这也是我国开料机行业发展的必然趋势。因此，开料机企业必须要不断提升自身水平才能适应新时代的要求，为客户提供更优质的服务。目前，我国机械工业生产行业正在不断发展，这一切都会推动国内开料机应用技术良性发展。1.3研究内容该设计旨在为工厂加工金属管提供一种高效的开料机，其中包括开料机机体、切割机刀具和减速齿轮箱的精心设计。本项目是针对金属管开料机上的重要部件——减速器进行研究与分析，在此基础上，根据实际需要确定设计方案。本文涵盖了传动单元的设计和计算，包括电机的挑选、传动方式的选择、整个结构的设计，以及对上述设计计算的详尽审查。其中，还介绍了传动系统中各部件的参数计算方法。最终，根据所获得的数据，制作了一个综合装配图，其中包括减速器和滚筒的组装图。设计参数1.设计制造一台开料机，切割材料为Q235的金属管。2.切管尺寸范围:50-60mm。加工管径壁厚为1cm。3.切管力:F=3500N，满载转速N=1410r/min第2章开料机机械结构总体方案设计2.1开料机方案的拟定方案一：使用锯弓锯割纯金属管：需要锯弓来回往复移动和滑枕上下左右摆动，才能将其切割。传统方法是采用手工方式进行操作，由于操作者经验有限，经常会出现锯切过程不稳定锯齿损伤等问题。时间长了，锯片需更换，产品生产效率不高。方案二：装在旋转钢刀中的两把刀既有主刮削高速旋转运动又有退刀运动。由于这种刀盘能同时完成切削与退刀两种工作过程，所以它是一种高效率的刀具。还有一些是工作效率高、质量好，但是机械结构相对复杂。方案三：采用转动圆盘刀片连续下移，以实现该机结构简单、运行可靠、可满足大批量开料机使用。2.2确定开料机方案在考虑到生产实际需求和设计要求的基础上，我们选择了方案三进行设计。第3章开料机传动装置的设计3.1传动装置的分析发送装置作为一种运动与功率间数据传输的装置，具有以下作用:1.能量分配；2.改变速度；3.运动形式发生了变化。这种驱动装置在该机中占很大比例。3.1.1棍筒传动装置方案的初步拟定方案一：如图3.1所示：图3.1蜗轮蜗杆-圆柱齿轮传动方案二：如图3.2所示：图3.2二级圆柱齿轮传动方案三：如图3.3所示：图3.3圆锥齿轮-圆柱齿轮传动此开料机选择方案三更为合适。第4章开料机传动装置的计算4.1电动机的选择4.1.1选择电动机的功率工作所需的电动机功率：式(4.1)根据公式：式(4.2)传动装置的总效率表示组成传动的各个装置部分运动副效率之乘积，即查附录一，取带传动效率，滚动轴承传动效率，开式圆柱齿轮传动效率，圆锥齿轮传动效率。故总效率式(4.3)将以上数值代入公式，得：4.1.2确定电动机的转速传动比合理范围，取V带传动的传动比，二级圆锥—圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为：式(4.4)本文还对不同类型同步电动机的性能进行了比较，符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min和3000r/min。根据的力量与速度，共有3个附录II适用于电机型号，故有四种齿轮传动比方案，见表4-1。表4-1传动比方案表4-2YEJ100L-6的主要性能主要外形和安装尺寸如表4-2所示。4.2计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比电/n940/70=13.43；2、对各级传动比进行分配:按附录1规定,V带轮传动比合理为2~4,二级圆锥—圆柱齿轮传动比为5~6,因此取V带轮传动比2.64,那么二级圆锥—圆柱齿轮传动比u齿轮传动比ia/i=13.43/2.64=5.09（符合）。表4-3YEJ100L-6的外形和安装尺寸4.3运动参数及动力参数计算4.3.1各轴转速计算Ⅰ轴Ⅱ轴惰轮棍筒4.3.2各轴输入功率计算轴Ⅰ轴Ⅱ惰轮的轴棍筒的轴4.3.3各轴输入转矩计算电动机需要的轴输出转矩：式(4.5)轴Ⅰ轴惰轮轴为棍筒轴为第5章开料机传动零件的设计计算5.1V带轮传动的设计计算确定了计算功率所需条件如下：初步制定了开料机工作寿命为10年、两班制工作制度。根据参考文献[1]表8-7可查得，其工作情况系数，式(5.1)选择V带：根据、n，请查阅参考文献[1]中的图表8-11，以确定A型V带的最佳选择。确保皮带轮速的固定，需要参考其直径并进行验证：根据参考文献[1]表8-6和8-8所载，以基准的马达皮带轮直径式(5.2)所以带速合适。计算大轮的基准直径：式(5.3)根据文献[1]表8-8，呈现出柔和的曲线形态。。以V形皮带的中心距离为基准，确定其长度：根据初定中心距式(5.4)从参考文献[1]表8-2与参考长度选举。计算实际中心距离：：式(5.5)电机滑轮包角：计算带的根数：根据，利用插值法，查参考文献[1]表8-4a得根据，查参考文献[1]表8-4b得利用插值法，根据文献[1]表8-5得使用考文献[1]表8-2得故取根。计算V带的初拉力的最小值：计算压轴力：V带轮的尺寸计算：1)电动机带轮需要的尺寸的计算：其直径为查表，得：bd=11.0，hamin=2.75，hfmin=8.7，e=15±0.3，fmin=9，=34°轮毂宽度B=(z-1)e+2f≥(2-1)×15+2×9≥33mm，取B=35mm轮毂外径da=dd+2ha=106+22.75=111.5mm轮毂孔径的大小根据电动机输出轴的大小确定，通过表4-3得出d孔=28mm、键槽宽度b=8mm的结论。2）减速器机带轮尺寸的计算等:其直径为查参考文献[1]表8-10，得：bd=11.0，hamin=2.75，hfmin=8.7，e=15±0.3，fmin=9，=38°轮毂宽度B=(z-1)e+2f≥(2-1)×15+2×9≥33mm，取B=35mm轮毂外径da=dd+2ha=280+2×2.75=285.5mm3）结构的选择:电动机带轮:∵2.5dd≤dd1≤300mm∴采用腹板式结构，传动方式为行星齿轮减速，通过联轴器连接在一起的两个电机轴与减速器相连并驱动其转动。减速器机带轮：∵dd2≤300mm,并且带轮D1-d1≥100mm∴采用孔板式结构。5.2圆锥齿轮传动的设计计算5.2.1选择齿轮类型，精度等级，材料和牙齿根据[1]表10-1选用小齿轮材料40Cr钢（淬火），硬度280HBS,大齿轮材料45钢（淬火和回火），硬度240HBS。在上述两种材料中选取合适的热处理工艺参数进行渗碳处理，然后对所得零件进行表面硬化处理，最后再通过车削加工完成齿轮装配。选小齿轮齿数z1=21,大齿轮齿数z2=齿×z1=3.9×21=81.9，取z2=82。则齿数比为。5.2.2齿面接触强度设计试选载荷系数Kt=1.3取齿宽系数由参考文献[1]表10-6查的材料的弹性影响系数，大齿轮的接触面的疲劳强度极限由参考文献[1]式10-13可得应力的循环次数为：=60×356×1×(2×8×10×365)=1.247×109=3.194×108根据参考文献[1]图10-19所示，接触面的疲劳寿命系数为kHN1=0.92,kHN2=0.95，这一数值反映了接触面的疲劳寿命特性。该系统的失效概率为1%，同时其安全系数S为1=0.92×600=552Mpa=0.95×550=522.5MPa试计算小齿轮的分度圆直径d1t根据=51.80mm模数mt=d1t/z1=51.80/21=2.47计算其载荷系数：根据，查参考文献[1]表10-3，得齿间载荷分配系数由参考文献[1]表10-2查得使用系数由参考文献[1]表10-9查得故载荷系数按实际载荷系数校正所算得的分度圆的直径为：计算模数m=d1/z1=55.22/21=2.63mm。5.2.3齿根弯曲强度的设计由参考文献[1]图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度的极限值，大齿轮的弯曲疲劳强度极限根据参考文献[1]所示的图表10-18，我们得出了一个劳寿命系数kFN1=0.85,kFN2=0.88的数据，该系数反映了弯曲疲的情况对于该设计，其弯曲疲劳的安全系数为S=1.4=0.85×500/1.4=303.57Mpa=0.88×380/1.4=238.86Mpa节圆锥角：当量齿数：根据参考文献[1]表10-5用插值法可以查得YFa1=2.73，YSa1=1.57YFa2=2.06，YSa2=1.97可得=2.09mm另外考虑到小圆锥齿轮的尺寸不宜太小，因此取m=3mm。5.2.4几何计算锥距离计算：R==126.98mm节圆直径：d1=mz1=63mmd2=mz2=246mm平均节圆直径：dm1=d1(1-0.5)=52.6mmdm2=d2(1-0.5)=205.4mm齿宽：B=R=0.33×126.98=41.9mm齿顶圆直径：da1=m(z1+2cosδ1)=68.8mmda2=m(z2+2cosδ2)=247.49mm齿根圆直径：df1=m(z1-2.4cosδ1)=56.02mmdf2=m(z2-2.4cosδ2)=244.21mm5.2.5受力分析如图5.1所示：图5.1锥齿轮受力分析示意图Ft1=-Ft2=2T1/dm1=2×35.01/52.6=1.33kNFa1=-Fr2=Fttanαsinδ1=1.33×=0.12kNFr1=-Fa2=Fttanαcosδ1=1.33×=0.469kN5.2.6结构设计小型圆锥减速器齿轮:∵轮齿齿根圆与键槽底的距离e<1.6mt时，齿轮与轴形成一体。e<1.6mt的初步估算，因此将齿轮与轴放在一起。大型圆锥形齿轮:∵160mm<da2=247.49mm<500mm160mm<da2=247.49mm<500mm∴齿轮为腹板式结构。其腹板宽度C（3~4）m=9~12mm,又∵多采用齿轮C值不应低于10mm,故取C=12mm。圆锥齿轮的边缘上的腹板D0≈da-(10~14)m=205.79~217.39，取D0=210mm；腹板下缘D3≈1.7D4；（D4为轴径）轮毂宽度l≈(1~1.2)D4；腹板孔的中心圆形D1≈（D0+D3）/2；腹板孔径D2≈(0.25~0.35)(D0-D3)。5.3圆柱齿轮传动设计与计算5.3.1选定齿轮的型号，精度等级，材质和齿数从参考文献[1]表10-8中得出通用减速器精度等级68级，减速器精度等级7级。由参考文献[1]表10-1选择小齿轮材料为QT600-2,硬度为300HBS,大齿轮材料QT600-2,硬度300HBS。将其加工成标准齿形，然后对其齿面作研磨处理，使之成为具有一定粗糙度的磨粒切削表面。选择小齿轮齿数z1=17，大齿轮齿数z2=i齿×z1=1.3×17=22.1，取z2=22。则齿数比为。5.3.2齿面接触强度设计试选载荷系数Kt=1.1取齿宽系数由参考文献[1]表10-6查的材料的弹性影响系数根据参考文献[1]所示的图表10-21（a），小齿轮的接触疲劳强度极限可通过齿面硬度的测量得出，大齿轮的接触疲劳强度极限由参考文献[1]式10-13计算其应力循环的次数=60×91.3×1×(2×8×10×365)=3.199×108=2.472×108根据参考文献[1]中的图表10-19所示，我们得到了接触疲劳寿命的系数kHN1=0.96,kHN2=0.98，这一数值表明了材料的疲劳寿命。考虑到其失效的概率为1%，我们得出了一个安全系数S=1的结论=0.96×700=672Mpa=0.98×700=686MPa试计算小齿轮分度圆直径d1t根据：=51.96mm模数：mt=d1t/z1=51.96/17=3.06mm齿高：h=2.25mt=2.25×3.06=6.87mmb/h=51.96/6.87=7.57计算其载荷系数根据参考文献[1]图10-8所示，该系统的动态载荷系数kv为1.03，达到了7级的精度水平,请查阅参考文献[1]中的表格10-3,，以获取齿间载荷分配系数的相关信息得由参考文献[1]表10-2查得使用系数根据参考文献[1]中的表10-4所示，当小齿轮的非对称布置且7级精度达到一定程度时，我们可以采用插值法进行查询得由b/h=7.57，查参考文献[1]图10-13得故载荷系数按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数m=d1/z1=55.48/17=3.26mm5.3.3齿根弯曲强度设计由参考文献[1]图10-20(a)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。取自参考文献[1]中的图10-18，我们得到了弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.87，kFN2=0.89的数据取弯曲疲劳安全系数S=1.4=0.87×480/1.4=298.29Mpa=0.89×480/1.4=305.14Mpa由参考文献[1]表10-5查得YFa1=2.97，YSa1=1.52YFa2=2.72，YSa2=1.57根据=2.61mm考虑到小圆锥齿轮的尺寸不宜太小，因此取m=2.75mm则小齿轮齿数为z1=d1/m=55.48/2.75≈20大齿轮齿数为z2=1.294×20=25.88，取z2=265.3.4几何尺寸计算分度圆直径d1=mz1=55mmd2=mz2=71.5mm齿宽B=d1=1×55=55mm中心距a=(d1+d2)/2=63.25mm5.3.5结构设计∵齿顶圆直径da1<160mm∴采用实心结构的齿轮。第6章自动开料机轴的设计计算6.1主动轴设计计算6.1.1按扭矩强度条件计算因为小圆锥齿轮的制造采用了40Cr的调质工艺，所以我们选择了40Cr作为轴材料。由此由参考文献[1]表15-3查的A0=126~103，取A0=110式(6.1)主动轴设计草图如图6.1所示图6.1主动轴设计图6.1.2根据计算的弯曲和扭转强度条件合成(A)轴计算简图(即力学模型)，如图6.2所示;图6.2主动轴力学模型解得：解得：解得：(2)做出弯矩图如图6.3所示图6.3主动轴弯矩图(3)校核轴的强度由弯矩图所示：所以他们选择查参考文献[1]表15-1，根据其中W=d3/32所以轴的尺寸是安全的。6.2锥齿轮输出轴设计计算6.2.1按扭矩强度条件计算：由参考文献[1]表15-3查的A0=126~103，取A0=110主动轴设计草图如图6.4所示图6.4锥齿轮输出轴设计图6.2.2根据条件的弯曲和扭转强度的综合计算，我们的车以下结论：(A)轴计算简图(即力学模型)，见图6.5：图6.5锥齿轮输出轴力学模型解得：解得：解得：做出弯矩图如图6.6所示图6.6锥齿轮输出轴弯矩图(2)对轴进行强度校核从弯矩图中可以看出:左边起第5段是危险的断面，因此计算了断面。查阅参考文献[1]表15-1得，根据得，式(6.3)所以轴的尺寸是安全的6.3惰轮轴设计计算按轴增加5％至7％按情况算出扭矩强度因碳钢轴较宽，材质45钢，采用经调整处理后硬度217HBS~255HBS。根据由参考文献[1]表15-3查的A0=126~103，取A0=110式(6.4)，有一轴键所以轴增加5％至7％对于考虑圆形的情况，我们需要将D取为40毫米。传动轴的设计草图，如图6.5所示图6.5惰轮轴设计图6.4棍筒轴设计计算根据扭矩强度的情况由于碳钢制造轴较广泛，取材料为45钢，采用调至处理，硬度为217HBS~255HBS。由参考文献[1]表15-3查的A0=126~103，取A0=110，有一轴键主动轴设计草图如图6.6所示图6.6棍筒轴设计图第7章键联接的选择及计算7.1电机与电动机带轮联接采用平键连接7.1.1选择键连接的类型和尺寸电机轴径d1=28mm，L1=60mm查参考文献[1]表6-1得，选用A型平键8×45GB/T1096-20037.1.2校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考文献[1]表6-2查得许用挤压应[]=100~120Mpa，取其平均值，传递的转矩T=13.82根据得，7.63Mpa<[](合适)。式(7.1)7.2锥齿轮输出轴与小圆柱齿轮联接采用平键连接7.2.1选择键连接的类型和尺寸轴径d1=28mm，L1=52mm请查阅参考文献[1]中的表6-1，以获取相关信息，选用A型平键8×40GB/T1096-20037.2.2检验联结的强度：根据参考文献[1]表6-2所示，钢材作为键、轴和齿轮的材料，其可承受的挤压应力已被确定[]=100~120Mpa，取其平均值，[]=110Mpa，键的工作长度l=L-b=32mm，键和齿轮键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm，传递的转矩T=127.15根据得，81.09Mpa<[](合适)7.3锥齿轮输出轴与大锥齿轮联接采用平键连接7.3.1选择键连接的类型和尺寸轴径d5=45mm，L1=48mm查参考文献[1]表6-1得，选用A型平键14×36GB/T1096-20037.4惰轮轴与惰轮联接采用平键连接7.4.1选择键连接的类型和尺寸轴径d1=40mm，B=55mm查参考文献[1]表6-1得，选用B型平键12×45GB/T1096-20037.4.2校核键连接的强度由参考文献[1]表6-2查得许用挤压应力[]=100~120Mpa，取其平均值，[]=110Mpa，键的工作长度l=45mm，根据n得，98.65Mpa<[](合适)7.5棍筒输出轴与大圆柱齿轮联接采用平键连接7.5.1选择键连接的类型和尺寸轴径d2=30mm，B=55mm选用A型平键8×45GB/T1096-20037.5.2校核键连接的强度根据参考文献[1]表6-2所示，键齿轮和轴所采用的材料均为钢材，因此其可承受的挤压应力已被确定为[]=100~120Mpa，取其平均值，[]=110Mpa，键的工作长度l=L-b=37mm，键和齿轮键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm，传递的转矩T=143.75N.m根据得，=74.01Mpa<[](合适)。第8章滚动轴承设计8.1主动轴的轴承设计计算8.1.1求两轴承受的径向载荷如图8.1所示：图8.1主动轴轴承受力示意图由受力分析可知：则8.1.2计算轴承当量动载荷轴承预计寿命Lh=16×10×365=58400h据参考文献[2]所述，30206轴承的判定系数e为0.37，其基本额定载荷C为43.2kN，而系数Y则为1.6。根据参考文献[1]表13-7所示，Fd可表示为Fr/(2Y)的数值对于滚子轴承Fd1=Fr1/(2Y)=2990/(2×1.6)=934.4NFd2=Fr2/(2Y)=2050/(2×1.6)=640.6NFd2<Fd1+Fae所以轴承2压紧，轴承1放松所以Fa1=Fd1=934.4NFa2=Fd1+Fae=1054.4N所以Fa1/Fr1=934.4/2990=0.313<eFa2/Fr2=1054.4/2050=0.514>e请查阅参考文献[1]中的表13-6以获取中等冲击或中等惯性冲击的结果，其fp值为1.5查阅参考文献[1]表13-4获得ft=1则：P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5×(1×2990+0×815.6)=4485NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.5×(0.4×2050+1.6×1054.4)=3760.56NP1>P2>58400h故所选轴承满足寿命要求。8.2输出轴的轴承设计计算8.2.1求两轴承受的径向载荷如图8.2所示：图8.2锥齿轮输出轴轴承受力示意图由受力分析可知：则：8.2.2计算轴承当量动载荷轴承预计寿命Lh=16×10×365=58400h因轴承在工作条件下受到Fr径向作用和轴向力作用，根据参考文献[2]表12.21的数据，30208轴承承在工作条件下受到Fr径向和轴向力的双重作用，其判断系数e=0.37，基本额定载荷C=63kN，系数Y=1.6根据参考文献[1]表13-7所示，Fd可表示为Fr/(2Y)的数值对于滚子轴承Fd1=Fr1/(2Y)=2690/(2×1.6)=840.6NFd2=Fr2/(2Y)=5820/(2×1.6)=1818.8NQFd1<Fd2+Fae所以轴承1压紧，轴承2放松所以Fa1=Fd2+Fae=1818.8+469=2287.8NFa2=Fd2=1818.8N所以Fa1/Fr1=2287.8/2690=0.8505<e所以Fa2/Fr2=1818.8/5820=0.3125<e查参考文献[1]表13-4得，取ft=1则P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5×(1×2690+0×2287.8)=4035NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.5×(1×5820+0×1818.8)=8730NP1<P2>58400h故所选轴承满足寿命要求。结论本设计是将开料机的动力经减速器传给滚筒，实现两滚筒同向转动，滚筒背面装有单臂支架。在支架的一侧固定有拉板。手轮旋转时螺母压紧套筒及刀片至截断钢管。这次设计、制作了滚筒的转速n=70r/min,小盘片的直径a=80mm,加工管径1cm,电机的额定输出功率P=1.5Kw,满载转速N=1410r/min、一个开料机日运行10小时、负荷波动较小、经校核后即可使用。参考文献[1]赵合玲.浅谈自动化技术在机械设计中的应用[J].中国设备工程,2022(20):228-230.[2]张华明.中望机械CAD、中望3D软件在高职院校《机械制图》教学中的应用研究[J].智能制造,2022(05):119-125.[3]段明艳.浅析机械设计制造的数字化与智能化[J].中国设备工程,2