【《钢板翻板机的机构设计》11000字（论文）】

钢板翻板机的机构设计目录TOC\o摘要 1引言 31翻板机研究概述 51.1翻板机工作原理及结构 51.2课题研究意义 61.3国内外研究现状 71.4主要研究方向及方法 91.5主要研究设计目的 102翻板机的关键结构的设计与校核 112.1分配传动比 112.2计算各轴的功率、转速和转矩 143齿轮的选择与校核 163.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 163.2按齿面接触疲劳强度设计 173.3按齿根弯曲疲劳强度设计 183.4几何尺寸计算 193.5圆整中心距后的强度校核 213.6主要设计结论 224主驱动轴的设计与校核 244.1初步估算轴的直径 244.2轴承的选择 244.3轴的校核 254.4轴承的校核 265曲柄滑块传动的设计 325.1曲柄的设计 325.2导轨的设计 335.3滑块和销的设计 34结论 41参考文献 43摘要本课题为基于曲柄滑块传动的翻板机机构设计，翻板机作为预制构件生产线中的主要设备，其效率及性能的好坏直接影响整体生产线的生产工艺和效率。翻板机是一个涉及多样生产的复杂的问题，由于种种原因，现在进行有目的、有重点的设计研究，而无法面面俱到。本文的论述主要介绍研究的动机与目的及研究背景及国内外的发展状况；其次在了解翻板机的工作原理后，介绍了翻板机的总体设计要求，包括翻板机各部件整体布局、电机、轴、轴承、齿轮及其他附属件的选用，最后对选用的结构进行计算和校核，同时对核心的翻板机的机构做了设计与分析，由此完成了对翻板机整体设计。设计要求该翻板机具有翻板可控，不易产生折板、易碎等，操作维护简便，多性能参数测量，改造余地大，改造费用小等特点。本设计经试制已投入实际应用，进而提高翻板可控、工作状态平稳以及不易产生折板等，以适应翻板机飞速发展的要求。 关键词：翻板机，翻板结构，曲柄滑块引言随着社会不断的发展，在机械行业生产的需求也不断的变化，翻板机变得多种多样。在翻板机大的背景下，行业里主流的翻板机形式，它具有周期可控制、工作状态平稳、不易产生折板、易碎等特点。翻板机的研发的设计会涉及到各个领域，包括钢板、铜板、石膏、玻璃、纱布、纸卷等产品。其中翻板机的关键性的设计是驱动机构，其效率和性能的好坏直接影响整体生产线的生产工艺和效率。在当下翻板机中，翻板机的驱动机构，起着重中之重的作用。通过重新设计将其技术融入到翻板机的行列中，以及设备运行平稳、周期可控、工作安全、不易碎板的特点相结合应用于翻板机中。其翻板机的最大的特点是曲柄滑块传动，曲柄滑块机构具有运动副为低副,各元件间为面接触,构成低副两元件的几何形状比较简单,加工方便,易于得到较高的制造精度等优点。传统翻板形式与新型的翻板形式，相对比来看，新型翻板机设备具有，翻转周期可控、不容易产生折板、不易碎、性能稳定，并且运营成本低。随着各个行业的发展，尤其是钢板，铜板等领域的迅速发展，在翻板机中要求更大；尤其是在很多建筑行业更为重要。以上行业如果翻板机出现了问题，会对社会的经济发展、环境、安全状况，造成非常重大的影响。要求翻板机的稳定性和可控性更高，否则将影响着后续的生产。国内的翻板机研究和国外的翻板机研究目前存在着很大的差距，同时也反映出我国在翻板机行业有待提升。在国内很少有工厂拥有完整的翻板机设备装置，广东省的南兴装备股份有限公司代表国内的翻板机制造商，一般以制造为主，在领域研究及翻转可控方面不是很全面。随着国内的机构在不断的提升翻板机领域的研究，其主要在研制曲柄滑块传动的翻板形式。经过在条件非常极端的情况下进行运行测试，其翻板效果非常理想。与此同时研发出相对性能稳定，功能齐全的翻板机尤其重要。在极端条件下测试，参数动态范围比较广泛，可应用于不同的领域，这样翻板机的技术才能适用于更广泛的行业。综上，本设计通过对基于曲柄滑块传动的翻板机机构进行多方面的研究和分析，找出其翻板机不可控的原因以及可以改进的方法，以提升翻板机的工作稳定性和设备的安全性，降低设备发生故障的次数，减少投资成本，该设计对相关翻板机的企业具有非常重要的意义，而且翻板机性能试验装置的研制对装备制造企业的发展也起到十分重要的作用。1翻板机研究概述1.1翻板机工作原理及结构翻板机的研究是基于曲柄滑块传动，衍生出符合普遍行业的翻板机标准。其创新点结合于翻板技术和曲柄滑块的优点，可适用于钢板、铜板、石膏、玻璃、纱布、纸卷等多个对翻板要求极其高的行业自动翻板机属于翻转设备的一种，它在钢铁冶金行业有着广泛的应用，是一种十分实用的专用机械设备。在钢板的生产过程中，随着市场对钢板质量要求的不断提高，翻板检查已成为生产中必不可少的工序。图1为曲柄滑块机构的示意图。常用于将曲柄的回转运动变换为滑块的往复直线运动；或者将滑块的往复直线运动转换为曲柄的回转运动。曲柄滑块具以下特性：承载能力大、利于润滑、磨损轻、寿命长、易于加工[1]。图1曲柄滑块机构图2为翻板机结构图，翻板机的主要结构由电机、减速器、翻板机构组成。其中，翻板机的驱动机构由电机、联轴器、减速器和曲柄滑块机构组成。“电机的作用是为自动翻板机提供动力，减速器的作用是降低转速的同时提高输出扭矩，为翻板机构中的曲柄连杆机构提供低转速、大扭矩的动力，而曲柄滑块机构则是翻板机实现正确动作的变换机构[2]。1-连接臂；2-同步轴；3-曲柄轴；4-曲柄；5-压杆；6-压杆头；7-连接板；8-翻转臂；9-钢板图2翻板机结构图在实际生产线上的通常采用的翻板机构可分为以下三类：（1）气动翻板，翻板力是由气缸产生的，其结构简单、投资较低，但其性能不稳定，翻板周期较难控制，容易产生折板、碎板等现象，生产效率较低。（2）液压翻板，由液压系统提供翻板动力，一般接板杆与抬起杆上均至少有一个液压缸，工作过程比较稳定。但是其同步性控制难度较大，电控部分比较麻烦，液压站成本高，一般只用于大型生产线。（3）机械翻板，按结构又可以细分为四杆机构和六杆机构等不同类型。它由离合器、减速机、曲柄摇杆机构和两组四杆机构等联接而成实现翻板，由于每隔一定时间才进行一次翻板，离合器的作用是在电机连续运转下使翻板机完成间歇作业。机械翻板机工作比较可靠，交接板过程比较平稳。具有翻板周期可控制，工作状态平稳，不易产生折板、碎板等优点。但是因为两个同轴的曲柄传递到翻转臂上的运动放大，设备的安装调试较难[3]。1.2课题研究意义板、铜板、石膏、玻璃、纱布、纸卷等产品,在生产制造、产品检验以及产品运输的某一过程中,要求其以某种特定状态（立式或卧式、上表面或下表面）存在,这样就需要一种用于给产品进行状态转换的设备。翻转设备正是为此而设计的,它是相关产品必不可少的一种设备[4]。由于翻板机的应用场合十分广泛,并且每一种翻板机应用的工况和要求都各不相同，导致了翻板机的专用性非常强,因此需要针对不同的生产条件和要求进行自行设计。翻板机的设计情况目前多为各厂家自行设计，只为达到各自的设计目的,因此很难形成一个统一的标准，再加上设计水平参差不齐,设计手段不够专业,市场上充斥着大量标准各异的设备，这对企业选购产品带来了极大的不便，但于与此同时也加大了翻板机研究的价值[5]。由于翻板机的翻转技术综合了众多学科领域的知识，在实际的应用生产上，仍存在着诸多的问题。国内对于自动翻板机的设计标准、机械加工水平、精度上仍然存在差距。即使从国外引进，在实际运用中也不能完全发挥作用。同时，由于我国工业的高速发展,生产的自动化、无污染和高效率等一系列要求也越来越高。而本人查阅大量的资料,尚未发现国内有较为系统的介绍翻板机的资料和专著,所以更加深入地对此进行研究具有重大意义[6]。1.3国内外研究现状国外翻转机的生产技术已经比较成熟，涵盖了上百种系列及型号的翻转机产品，翻转能力范围0.1吨～120吨。下面介绍几种典型的翻转机类型。美国bushman设备公司所生产的翻转机包括CL型翻转机、L型液压翻转机、头尾架式翻转机、O型翻转机等几乎所有种类的产品。

CL型翻转机、O型翻转机和C型翻转机可统称为柱状外廓翻转机。分析其特点发现：该类翻转机主车体外廓为圆柱状滚圈架，主车体滚转中心即为圆柱中心轴线；利用外廓为圆柱状的内侧L型或U型工作台约束工件，使工作台连同工件围绕虚拟的圆柱中心轴进行滚转实现工件翻转。

其中CL型翻转机工作台为L型，受力均匀，承载重量大，主要用于大型回转零件如钢卷，模具等大型零件的翻转[7]。该翻转机为单自由度，由链条驱动的L型工作台的90°翻转机，负载范围1吨～120吨。

韩国samilmfg公司生产的L型和可变型液压板式翻转机，它的液压缸驱动系统和控制系统均封闭在防尘罩内，其翻转过程如板式翻转机的工作台是板状结构，翻转过程中依靠重力封闭和定位，无需装夹，占用空间小，采用液压驱动翻转[8]。

板式翻转机根据工作台两个定位面间的角度变化分为L型和可变型翻转机。L型翻转机工作台由两个固接成90°的板组成，一般只需一套驱动系统即可完成翻转。可变型翻转机的工作台是由两个板状工作台铰接起来的，左右各有一套驱动系统，翻转时左右两侧互不干涉，可根据工件形状转至不同的角度，因此也可用作某些异形工件的翻转。除此之外，德国和日本的翻转机生产技术也比较成熟。

近几年，翻转机已成为我国制造业的一种不可或缺的设备，特别在机械制造行业更是获得了广泛的应用。随着产业技术的进步，已经开发的翻转机约有十余个产品系列，近百余种规格。下面介绍几种技术比较成熟的翻转机产品。

2003年济南二机床集团公司成功研制了国内首台C型垛料翻转机。该垛料翻转机使用对中囊式夹紧结构将垛料与上料架靠紧，保证垛料的重心和翻转机的中心可以最大限度的重合，以减少翻转时受到的冲击，使翻转过程平稳可靠。

C型翻转机与O型翻转机均属于柱状外廓翻转机，两者结构比较相近，类似于火车翻车机，主要用于汽车自动化生产线上薄板垛料以及形状规则的中小型工件等的翻转，依靠上下平台夹紧工件。

武汉博生工业技术公司生产的头尾架式翻转机包括自由移动式和轨道移动式两种，负载范围达到3吨～20吨。头尾架式翻转机的特点是依靠头尾夹紧装置夹紧工件，有的尾架可移动以方便工件装夹，有的还配有升降系统可调整工件装夹高度，然后由车体两侧的翻转机构在绕自身水平中心轴线回转的同时带动工件一起翻转[9]。这种翻转机构主要用于车体，转向架，型钢等长宽比例较大的工件在机械加工、装配、焊接、检修、清洗或者搬运过程中的翻转变位，不适合截面尺寸较大的工件；而且工件翻转时其纵轴重心坐标应尽量与翻转机的回转中心轴线重合，避免造成工件的偏心矩过大。

目前国内翻转机生产的主要特点是“一次需求，一次设计”；通用程度及互换性较低；没有统一的产品行业标准。1.4主要研究方向及方法随着国内翻板机技术取得了长足的发展，同时翻板机在各个阶段及行业都得到了广泛的应用，但从某种意义上来说，翻板机机构的实际测验和理论发展，还存在较大的上升空间。尽管翻板机的基础理论研究在某一方面取得了进展，但考虑到翻板机所处的工作环境以及行业，还存在多样性复杂性的问题。到目前为止，整套合理的翻板机理论还没有确定出来。从实验的角度出发，将理论的实际研究方法与实践相结合才行。翻板机的结构比较复杂，需要进一步简化，维修、保养和使用层面进一步优化。就翻板机的合理性而言，曲柄滑块传动是一系列的，还需进一步开发相对于的系列产品。在使用方面改进技术诊断，故障分析和翻板状态监视。另外，由于翻板机的标准化不强且不全面，因此从经济角度考虑，有必要进一步提高翻板机的标准化。目前翻板机的理论实践正在结合的过程中，尽管有关的一些理论研究，已经取得了进展，但不缺乏有见地的分析，这是因为在理翻板机论和实践没有相互匹配的情况下，许多分析的结论和数据受到了限制。可以反映出大多数的翻板机设计更加需要实验记录下来的数据支撑。其应用的领域比较广泛，例如钢板、铜板等，特种条件下要确保翻板机在保证现场安全和可靠性的情况下进行工作，并处于常态的工作模式。通过这些基础的条件合理的设计翻板机，不断的改进、优化并基于现有的理论开发稳定、安全的翻板设备奠定基础，从而提升机械密封翻板机的工作能力。为保证钢板在翻转过程中要实现尽可能小的冲击，应考虑以下几方面的问题：①翻转臂在初始位置时不得与钢板接触，以达到空载起动的目的；②在翻转过程中不带钢板一侧的翻转臂要快速越过中点，提前和送钢板一侧的翻臂在不到90°的位置实现交接，然后接送两翻臂同时运动到中点以后的位置完成钢板的交接；③为了减少震动和不产生噪声，要求钢板在即将进行交接时将速度放慢，保证交接平稳，交接完成后应快速返回，从而实现钢板的翻转；④为了提高生产率，翻钢板的过程最好是连续不断地进行[10]。1.5主要研究设计目的课题来源于某翻板机设计公司机械设备之钢板翻板的结构设计部分，主要目标是完成翻板机及其曲柄滑块传动的机械部分设计，同时完成设计过程的计算和结构处理，开展曲柄滑块传动的翻板机校验工作，对企业实际生产过程中的关键问题进行分析，本设计对未来企业翻板机领域研发具有一定促进作用。2翻板机的关键结构的设计与校核2.1分配传动比电机型号为Y355L1-8其中,额定功率P＝185KW、额定电压V＝380V、额定转速＝750r/m、电机效率η＝94.6％。减速器总传动比为i＝224取联轴器的效率η轴承＝0.99，圆柱直齿轮的传动效率η齿轮＝0.98，轴承选择滚动轴承，传动效率取η齿轮＝0.98。因为三级圆柱齿轮减速器的总传动比为i0＝224查表得iⅠ＝6.7iⅡ＝5.8i2.2计算各轴的功率、转速和转矩（1）计算各轴功率0轴P0＝185kwⅠ轴P1＝P0·η联轴器＝185×0.99＝183.15kwⅡ轴P2＝P1·η齿轮·η轴承＝183.15×0.98×0.98＝175.897kwⅢ轴P3＝P2·η齿轮·η轴承＝175.897×0.98×0.98＝168.932kwⅣ轴P4＝P3·η齿轮·η轴承＝168.932×0.98×0.98＝162.242kwⅤ轴P5＝P4·η联轴器·η轴承＝162.242×0.99×0.98＝157.407kw（2）计算各轴转速0轴n0＝750r/mⅠ轴n1＝n0＝750r/mⅡ轴nⅢ轴nⅣ轴nⅤ轴n5＝n4＝3.35r/m（3）计算各轴转矩0轴TⅠ轴TⅡ轴TⅢ轴TⅣ轴TⅤ轴T3齿轮的选择与校核3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数图3为齿轮结构图，齿轮是指轮缘上有齿轮连接啮合传递运动和动力的机械元件，在机械用具中起着关键的作用。齿轮在正常工作状态下，可实现传动等功能，齿轮传动装置是目前应用最广泛且稳定性非常好的机构和传动装置，同时齿轮也是许多机械产品的核心部件。机械用齿轮要满足的技术要求主要有两部分，一部分是脉动循环应力、弯曲应力及表面摩擦应力的一般工况条件，另一部分是包括短期超载及不规则的冲击荷载在内的特殊工况条件。图3齿轮结构图因此，要求齿轮具有较高的强度和良好的过载能力及冲击韧性。其次，工作空间的限制，要求齿轮尺寸不能随机械用具功率的提高而增加过大，否则，会导致齿轮的表面接触疲劳应力及弯曲应力增大，所以，除此之外，齿轮还必须保证材料的接触疲劳及弯曲疲劳性能[11]。（1）选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角取为α＝20°，初选螺旋角β＝14°。（2）翻板机为一般机器，参考各类机器所用齿轮传动的精度等级范围表，选用7级精度。（3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（4）选小齿轮齿数z1＝20大齿轮齿数z2＝u·z1＝6.7×20＝1343.2按齿面接触疲劳强度设计（1）试算小齿轮分度圆直.径，即d1t≥22K确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt＝1.3②计算小齿轮传递的转矩T1＝9.55×10③查表选取齿宽系数Φd＝1④区域系数ZH＝2.433⑤查表得材料的弹性影响系数ZE＝189.8MPa1∕2⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zεαt＝arctan(tanαn/cosβ)＝arctan(tan20°/

cos14°)＝20.562°αat1＝arccos[z1cosαt/(

z1＋2h*ancosβ)]＝arccos[20×

cos20.562°/(20＋2×1×cos14°)]＝31.408°αat2＝arccos[z2cosαt/(

z2＋2h*ancosβ)]＝arccos[134×

cos20.562°/(134＋2×1×cos14°)]＝22.642°εα＝[z1(tanαat1－tanαt')＋z2(tanαat2－tanαt')]/2π＝[20(tan31.408°－tan20.562°)＋134(tan22.562°－tan20.562°)]/2π＝1.645εβ＝Φdz1tanβ/π＝1×20×tan14°/π＝1.588Zε＝4-⑦螺旋角系数Zβ⑧计算接触疲劳许用应力[σH]查图的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1＝600MPa、σHlim2＝550MPa。计算应力循环次数：N1＝60n1jlh＝60×750×1×(2×8×300×15)＝3.24×109N2＝N1/u＝3.24×109/6.7＝4.836×108查图取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.9KHN2＝0.95取失效概率为1%、安全系数S＝1，取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]＝[σH]2＝523MPa试算小齿轮分度圆直径QUOTEd1t≥322×1.3×2.332×＝110.215mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vv=πd②齿宽bb＝Φdd1t＝1×110.215mm＝110.215mm2）计算实际载荷系数KH①查表得，使用系数KA＝1②根据v＝4.328/s、7级精度，查图得，动载系数Kv＝1.12③齿轮的圆周力Ft1＝2T1/d1t＝2×2.332×106/110.215N＝4.24×104NKAFt1/b＝1×4.24×104/110.215N/mm＝384.703N/mm＞110N/mm查表得，齿间载荷分配系数KHα＝1.2④用插值法查表得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷系数KHβ＝1.434由此，得到实际载荷系数KH＝KAKVKHαKHβ＝1×1.12×1.2×1.434＝1.93可得按实际载荷系数算得的分度圆直径QUOTEd1=dt12KH及相应的齿轮模数m＝d1cosβ/z1＝125.732×cos14°/20mm＝6.000mm3.3按齿根弯曲疲劳强度设计(1)试算模数，即Mt≥22K1)确定公式中的各参数值①试选KFt＝1.3。②计算弯曲疲劳强度用重合度系数βb＝arctan(tanβcosαt)＝arctan(tan14°cos20.526°)＝13.140°εαv＝εα/cos2βb＝1.645/cos213.140°＝1.734Yε＝0.25＋0.75③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ＝1－1QUOTE-εbβ1200=1-1.588×14④计算Y由当量齿数Zv1＝Z1/cos3β＝20/cos314°＝21.89Zv2＝Z2/cos3β＝134/cos314°＝146.66查表得，齿形系数YFa1＝2.74YFa2＝2.17查图得，应力修正系数Ysa1＝1.57Ysa2＝1.82查图得，小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1＝500MPa、σFlim2＝380MPa。查图得，弯曲疲劳寿命系数KFN1＝0.85、KFN2＝0.88。取弯曲疲劳安全系数S＝1.4。[σF]1＝K[σF]2＝KYY因为大齿轮的YFaYFaY2)试算模数Mt≥QUOTE22KFtT1YεY=(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据①圆周速度vd1＝m1z1/cosβ＝5.087×20/cosβ＝104.85mm

v＝πd②齿宽bb＝Φdd1＝1×104.85mm＝104.85mm③宽高比b/hh＝(2ha＋c)mt＝(2×1＋0.25)×5.087＝11.45mmQUOTEbh=104.8511.45bh=2)计算实际载荷系数KF①根据v＝4.36m/s,7级精度，查图得，动载系数Kv＝1.12②由Ft1＝2T1/d1＝2×2.332×106/104.85＝4.620×104N，KAFt1/b＝1×4.260×10QUOTE//104.85＝406NQUOTE//mm＞100N/mm，查表得，齿间载荷系数KFα＝1.2。③用插值法查表得KHβ＝1.432，结合b/h＝9.16，查图得KFβ＝1.42。则载荷系数为KF＝KAKVKFαKFβ＝1×1.12×1.2×1.42＝1.91可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m＝QUOTEm12KFKFt=5.087×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，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数5.783mm并就近圆整为标准值mn＝6mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1＝125.732mm，算出小齿轮齿数z1＝d1cosβ/m＝125.732×cos14°/6＝20.32mm。取z1＝21，则大齿轮齿数z2＝uz1＝6.7×21＝140.7，取z2＝141，z1与z2互为质数。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。3.4几何尺寸计算(1)计算中心距a＝QUOTEZ1+Z2mn2cosβ圆整为500mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角β＝arccosQUOTEZ1+Z2mn2a(3)计算分度圆直径d1＝Zd2＝Z计算齿轮宽度b＝Φdd1＝1×129.63＝129.63mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽(5～10)mm，即b1＝b＋(5～10)mm＝129.63＋(5～10)mm＝134.63～139.63mm。取b1＝135mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2＝b＝130mm。3.5圆整中心距后的强度校核将中心距圆整至a'＝500mm(1)齿面接触疲劳强度校核按前面类似做法，各参数为KH＝1.93小齿轮传递的转矩T1＝9.55×106P/n1＝9.55×106×183.5/750N·mm＝2.332×106N·mm齿宽系数Φd＝1分度圆直径d1＝129.63mm传动比U＝6.7区域系数ZH＝2.435材料的弹性影响系数ZE＝189.8MPa1/2重新计算接触疲劳强度用重合度系数αt＝arctan(tanαn/cosβ)＝arctan(tan20°/

cos13.59°)＝20.529°αat1＝arccos[z1cosαt/(

z1＋2h*ancosβ)]＝arccos[21×

cos20.529°/(21＋2×1×cos13.59°)]＝31.002°αat2＝arccos[z2cosαt/(

z2＋2h*ancosβ)]＝arccos[141×

cos20.529°/(141＋2×1×cos13.59°)]＝22.518°εα＝[z1(tanαat1－tanαt')＋z2(tanαat2－tanαt')]/2π＝[21(tan31.002°－tan20.529°)＋141(tan22.518°－tan20.529°)]/2π＝1.657εβ＝Φdz1tanβ/π＝1×21×tan13.59°/π＝1.616Zε＝QUOTE4-εβ31-εβεβε螺旋角系数Z计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Yβ＝1-将上述代入得：σH＝QUOTE2KHT1ϕdd12×1.93×2.332×齿面接触疲劳强度满足要求。(1)齿根弯曲疲劳强度校核按前面类似做法,各参数为KF＝KAKVKFαKFβ＝1.91小齿轮传递的转矩T1＝9.55×106P/n1＝9.55×106×183.15/750N·mm＝2.332×106N·mm齿形系数YFa1＝2.60YFa2＝2.12应力修正系数Ysa1＝1.62Ysa2＝1.83弯曲疲劳强度用重合度系数Yε=0.25+0.75ε齿宽系数Φd＝1模数m＝6mm小齿轮齿数z1＝21将上述代入得：pa≤[σF]1QUOTEσσF2=2KT1YFa189Mpa≤[σF]2齿根弯曲疲劳强度满足要求。3.6主要设计结论齿数z1＝21、z2＝141，模数m＝6mm,压力角α＝20°，螺旋角β＝13.590°，变位系数x1＝x2＝0，中心距a＝430mm，齿宽b1＝135mm、b2＝130mm。小齿轮选用40Cr，大齿轮材料为45钢。齿轮精度为7级。4主驱动轴的设计与校核4.1轴的选择选择轴的材料为吧45钢，经调质处理。查表，得材料的力学性能数据为σb＝650MPa，σ-1＝270MPa，τ-1＝155MPa，E＝2.15×105MPa，按轴所受的转矩进行估算轴的最小直径，得：dmin＝查表，由于材料为45钢，取A＝115，则得：dmin＝A·2故取最小径为75cm4.2轴承的选择轴承是翻板机的重要零件，为了使套圈严格定位，轴承与轴采用过盈配合，要求轴承在装配前必须是清洁的，装配时用专门工具或在过盈配合环上垫上棒或套，不得通过滚动体和保持架传递压力或打击力[12]。根据轴承所受载荷为中等载荷以及同时承受径向力和轴向力的作用，选取角接触球轴承。参照工作要求并根据dп-ш＝82mm，查表选取7271AC型角接触球轴承，其轴的基本尺寸如图4所示：图4轴的设计简图4.3轴的校核通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷(弯矩和扭矩)已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。(1)做出轴的计算简图，如图5所示：图5轴的力学简图(2)轮齿受力分析：圆周力：Ft＝QUOTE2Td=2×2332110130=35878.62N2T径向力：Fr＝QUOTEFttanαcosβ=35878.62×tan20.529°cos13.590轴向力：Fa＝Fttanβ＝35878.62×tan13.590°＝8673.32N(3)计算支反力：水平方向：FNH1＋FNH2－Ft＝0FNH1(l2＋l3)－Ftl3＝0FNH1＝26492.05NFNH2＝9683.57N垂直方向：FNV1＋FNV2－Fr＝0FNV1(l2＋l3)－Frl3－Ma＝0Ma＝FFNV1＝11703.39NFNV2＝2118.77N(4)做出弯矩图，如图6所示：分别按水平面和垂直面计算弯矩：水平方向弯矩：MH＝FNH1·l2＝26492.05×98.5N·mm＝2609466.93N·mm垂直方向弯矩：MV1＝FNV1·l2＝11703.39×98.5N·mm＝1152783.92N·mmMV2＝FNV2·l3＝－2118.77×278N·mm＝－589018.06N·mm总弯矩：M1=MH2+M图6弯矩图(5)按照第三强度理论进行校核σca＝σ2α——折合系数，考虑弯曲应力和扭转切应力循环特性不同的影响。取α＝1;σ——弯曲应力;τ——扭转切应力。弯曲应力计算：σ＝MWW——抗弯截面刚度：抗弯截面系数计算：W＝π所以σ＝M扭转切应力计算：τ＝WT——抗扭截面刚度：抗扭截面系数计算：WT＝π所以τ=将上述数值代入式得：

σ前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表得[σ-1]＝60MPa。因此σca＜[σ-1]，故安全。4.4轴承校核已选轴承型号为7217AC角接触轴承，轴承正装，预计工作时间为40000小时，转速111r/m。(1)计算轴承数据如下：Fa＝8673.32NFt＝35878.62NFr1＝FFr2＝F查表得，7217AC角接触球轴承的派生轴向力Fd＝0.68FrFd1＝0.68Fr1＝0.68×28962.01＝1969417NFd2＝0.68Fr2＝0.68×9622.73＝6543.46N (2)判断松紧端Fd1＝19649.17NFd2＋Fa＝6543.46＋8673.32＝15216.78N＜Fd1所以轴承左端放松，右端压紧。则得，放松端轴承承受的轴向力为：Fa1＝Fd1＝19694.17N压紧端轴承承受的轴向力为：Fa2＝Fd1-Fa＝19694.17－8673.32＝11020.85N(3)计算轴承的当量动载荷Fa1Fr1Fa2Fr2则得，X1＝1，Y1＝0X2＝0.41，Y2＝0.87可得轴承的当量动载荷：P＝fd(XFr＋YFa)（4-5）fd——载荷系数，取1。所以，P1＝fd(X1Fr1＋Y1Fa1)＝1.5×(1×28962.01＋0)＝43443.02NP2＝fd(X2Fr2＋Y2Fa2)＝1.5×(0.41×9622.73＋0.87×11020.85)＝20300.19N则{P1,P2}max＝P1＝43443.02N(4)计算轴的寿命 Lhft——温度系数，查表取ft＝1;ε——指数，对于球轴承，ε＝3;C——基本额定动载荷，查表得C＝65.5Kn。将上述数据代入得，Lh＝105曲柄滑块传动的设计曲柄滑块机构具有运动副为低副，各元件间面接触，构成低副两元件的几何形状比较简单加工方便，易于得到较高的制造精度。具有承载能力大，利于润滑，磨损轻，寿命长，易于加工，成本低等特点，故在机械行业中得到广泛应用[13]。曲柄滑块机构是机械方面应用相当普遍的一种特殊平面四杆机构。这种机构运动及动力性能研究方法与平面铰链四杆机构有所不同。曲柄滑块机构的衍生机构有导杆机构、摇块机构和定块机构，导杆机构用于牛头刨床、插床和回转式油泵中。摇块机构用于摆缸式内燃机和液压驱动装置中。定块机构用于抽水机桶机构和空油泵机构中[14]。5.1曲柄的设计曲柄滑块机构具有运动副为低副，各元件间面接触，构成低副两元件的几何形状比较简单加工方便，易于得到较高的制造精度等优点，因而在包括煤矿机械在内的各类机械中得到了广泛的应用。然而，由于这种机构在多数情况下应用于载荷较重场合，所以在对它的设计时，必须考虑其传动性能尤其是随着现代化工业的发展，曲柄滑块机构的运动速度和承载能力要求都有了大幅度的提高，从对其传动性能提出了更高的要求。由于翻板装置的转动半径为900mm，而齿轮的中心距为500mm，可以选择导轨的长度为700mm，而曲柄的转动要保证导轨转90度，所以必须要求曲柄安装在离轴心坐标为（-250，-250）的位置。故曲柄的中心距为250mm，考虑到由于曲柄自身的重量将引起不必要的更多负荷，故选曲柄的厚度为25mm，但为了加强曲柄的强度、刚度，所以在有孔的需要配合处加长。销孔为48mm，和电动机输出轴配合的孔直径为65mm，根据以上的分析和计算结果可绘出曲柄的三维模型图如图7所示：图7曲柄的三维模型图5.2导轨的设计滑块工作过程中需保证滑块下表面与工作台上表面之间的平行度，同时滑块运动方向与工作台表面需要保证相应的垂直度，需通过导轨保证运动精度[15]。由于齿轮轴的中心高或者是轴承座的中心高是500mm左右，而曲柄的长度控制滑块在导轨里的滑动距离为400mm，滑块的长度为100mm，故导轨长可以设计为450mm的中心高，在加上孔的外圆半径为65mm，根据滑块的厚度为40mm，底的厚度为10mm，故导轨的厚度为50mm。根据以上的分析计算结果可绘制出导轨的三维零件图如图8所示：图8导轨的三维零件图5.3滑块和销的设计滑块在运动过程中受压力Fn和摩擦力fs，初选滑块的长为80mm，宽为50mm，厚为50mm，导块部分厚30mm。fs=Fn×=45609.2×0.21=9577.9N

=F