機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)36對(duì)稱式剪板機(jī)

齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 1 摘要 本次 的設(shè)計(jì)題目是對(duì)稱式剪板機(jī)， 對(duì)稱式剪板機(jī)是由鑄鐵鑄成的機(jī)身，采用低傳動(dòng)方式，主軸裝在工作臺(tái)下面，因此是機(jī)器的結(jié)構(gòu)布局非常緊湊，工作起來也頗為便利，容易維修。 其工作原理是 :用電動(dòng)機(jī)通過二級(jí)減速器帶動(dòng)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)， 使切刀做往復(fù)的在豎直方向的垂直運(yùn)動(dòng)，在此過程中， 由切刀進(jìn)行對(duì)板料的切削。設(shè)計(jì)參數(shù)：最大沖切力為 10t,滑塊行程為 16mm,剪切次數(shù)為 40次 /分鐘。 關(guān)鍵詞 ：剪板機(jī) 沖切力 設(shè)計(jì) 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 2 Abstract The subject of the design is symmetrical shear trigger and symmetric shear trigger from the cast iron frame, the end of transmission used, Spindle installed in table below, the use of mechanical layout of the structure of very intensive work up quite convenient and easier to maintain. The working principle is the use of motor driven through two reducer slider crank, make machetes for reciprocating in the vertical direction, the vertical movement, in this process, machetes wrenched right materials for the cutting. Design parameters : maximum shear force of 10 T, slider trip to 16 mm, shear number of 40 times / hours. Keywords : Shear punching power design 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 3 目錄 摘要 . 1 ABSTRACT . 2 第 1 章 緒論 . 4 第 2 章 方案的論證 . 5 2.1 液壓傳動(dòng)方案 . 5 2.2 凸輪運(yùn)動(dòng)結(jié)構(gòu)方案 . 7 2.3 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)方案 . 8 2.4 方案比較 . 9 2.5 方案的確定 .10 第 3 章 方案設(shè)計(jì) . 11 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 . 11 3.2 皮帶輪的設(shè)計(jì) .15 3.3 齒輪的設(shè)計(jì) .21 3.4 軸的設(shè)計(jì) .29 3.5 曲柄滑塊 的設(shè)計(jì) .39 3.6 其它部位的設(shè)計(jì)及方案改進(jìn) .44 結(jié)束語 .45 參考文獻(xiàn) .46 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 4 第 1 章 緒論 對(duì) 稱式剪板機(jī)是由鑄鐵鑄成的機(jī) 身，采用低傳動(dòng)方式，主軸裝在工作臺(tái)下面，因此是機(jī)器的結(jié)構(gòu)布局非常 緊湊，工作起來也頗為便利，容易維修。 本機(jī)器還設(shè)有后擋料機(jī)構(gòu)，在限定的范圍內(nèi)可以調(diào)整拌料的寬度，在剪 切大量的同一寬度的板料時(shí)，可大大提高勞動(dòng)率。 本機(jī)器的工作原理是用電動(dòng)機(jī)通過二級(jí)減速器帶動(dòng)一曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，使滑塊（即切刀）作往復(fù)的在豎直方向的垂直運(yùn)動(dòng)， 再此過程中，有切刀進(jìn)行對(duì)板料的剪切。 本機(jī)器一般應(yīng)用在：電器、電機(jī)、航空、船舶、建筑、五金行業(yè)及薄板作業(yè)車間等單位，作為板材，剪料 之用。 適用于金屬板料的冷切（板料的強(qiáng)度極限 B50公斤 /mm2） 本設(shè)計(jì)主要內(nèi)容是傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì)，針對(duì)機(jī)器的主要部件 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，這種進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)分析，并由于制造加工誤差對(duì)運(yùn)動(dòng)的影響進(jìn)行了更深一步的分析。并且在方案論證時(shí)， 對(duì)液壓傳動(dòng)方案進(jìn)行了較為深入的分析。 由于時(shí)間倉促，調(diào)研不足和個(gè)人的能力有限，遺漏、錯(cuò)誤不妥之處在所難免，希望老師給予批評(píng)和指導(dǎo)。 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 5 第 2 章 方案的論證 2.1 液壓傳動(dòng)方案 圖 2-1 剪板機(jī)液壓系統(tǒng)原理圖 將板料送進(jìn) 剪板機(jī)，板料依靠擋料桿來定位（結(jié)構(gòu)如圖紙所示） ,按動(dòng)按鈕開關(guān)，（ DT 通電，便立即鍵入工序），壓力油經(jīng)減壓閥 3、單向閥 4 進(jìn)入主缸的上腔， 由于主缸、相串聯(lián)，主缸的下腔的作用面積等于主缸上腔的作用面積，故兩缸串聯(lián)同步，推動(dòng)刀架向下。主缸下腔的回油經(jīng)閥 6 向蓄能器 8 充油，回收刀架下降部分的勢(shì)能，并使主缸下腔建立被壓，使刀架下降的速度平穩(wěn)。 當(dāng)?shù)都苌系牡度薪佑|板料后，進(jìn)入工序 2，這時(shí)上下刀刃剪切板料，板料切斷后，刀架碰形成快關(guān) 1XK。使 2DT 通電，閥 7 作為接入電路，其余電磁鐵斷電，進(jìn)入工序 3，這時(shí)泵的排油經(jīng) 閥 2 卸荷，蓄能器 8 中齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 6 的壓力油經(jīng)閥 6 進(jìn)入液壓主缸的下腔， 使串聯(lián)主缸、的活塞帶動(dòng)刀架上升。主缸中的上腔的油液經(jīng)電磁閥 10 流 回油箱。 刀架上升碰行程開關(guān) 2XK 后，進(jìn)入工序 4，道家停止運(yùn)動(dòng)。這時(shí)電磁鐵狀態(tài)同工序 3，蓄能器 11 與 主缸下腔相同。故向上的壓力油平衡刀架自重，使刀架懸空，泵輸出的油經(jīng)閥 2 卸荷回油箱。 由以上分析可知，該系統(tǒng)中，閥 2 用于調(diào)足剪切力， 并在刀架回程時(shí)使泵 1 卸荷，閥中 9 是安全閥，保護(hù)蓄能器 8，蓄能器 8 起其被壓平衡作用，防止刀架超速下降，并能回收能量，在刀架懸空時(shí)托住刀架。 倆個(gè)主液壓缸的同 步采取串聯(lián)液壓缸實(shí)現(xiàn)。由于工作中對(duì)剪切角大小的要求不是很高，所以對(duì)同步精度的要求不高。工作時(shí)由于泄露而使剪切角超過允許范圍時(shí)，或當(dāng)板料厚度改變要調(diào)整剪切角時(shí)，可通過截至閥組 5 來調(diào)整，如果打開中間 和右面?zhèn)z個(gè)截至閥時(shí)，蓄能器 8 的油進(jìn)入缸下腔，而上腔油排入油箱，使活塞上升，剪切角變大。 表 1 1剪切機(jī)液壓系統(tǒng)工作表 電磁鐵 動(dòng)作順序 1DT 2DT 備注 1 壓料 + - 泵 1 供油 按鈕開關(guān)發(fā)信號(hào) 2 剪切 + - 泵 1 供油 按鈕末端1XK 發(fā)信號(hào) 做下一個(gè)動(dòng)作 3 缸 、 回程 - + 蓄能器 8 供 油 行程末端 2XK發(fā)信號(hào) 刀架停止運(yùn)動(dòng) 4 刀架懸空 - + 蓄能器 8 供油 行程末端 2XK發(fā)信號(hào) 刀架停止運(yùn)動(dòng) 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 7 該系統(tǒng)用了恒功率變量泵 1和電磁溢流閥 2，系統(tǒng)溢流損失少，蓄能器 8回收刀架下降過程的能量，供刀架上升用，整個(gè)回程油泵卸荷，所以該系統(tǒng)的最大特點(diǎn)是節(jié)能、效率高，并且切削板料的厚度比一般機(jī)械高。 圖 2-2 凸輪機(jī)構(gòu) 2.2 凸輪運(yùn)動(dòng)結(jié)構(gòu)方案 其工作原理如下： 主軸的轉(zhuǎn)動(dòng)帶凸輪轉(zhuǎn)動(dòng)，凸輪回轉(zhuǎn)使魚凸輪接觸的推桿（切刀作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，往復(fù)運(yùn)動(dòng)的規(guī)律由凸輪輪廓曲線的形狀決定。 2.2.1 方案輪廓曲線 的設(shè)計(jì) 由已知 設(shè)計(jì)任務(wù)的要求，在推程應(yīng)有一最大的加速度來產(chǎn)生切削板料的 力，經(jīng)查凸輪上推桿的常用運(yùn)動(dòng)規(guī)律的圖例、選擇推桿按 正 弦 加速度規(guī)律運(yùn)動(dòng) 15。 切刀 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 8 2.2.2 凸輪基本尺寸的確定 1、 凸輪結(jié)構(gòu)中的作用力與凸輪結(jié)構(gòu)的壓力角 由 圖 2 2 凸輪受力圖可得在理想狀態(tài)下凸輪的受力 P cos = P=cos 凸輪結(jié)構(gòu)在圖示位置的壓力角 壓力角 根據(jù)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)在推程時(shí)許用壓力角取 的值一般是：對(duì)直動(dòng)桿取 =30，對(duì)擺動(dòng)桿取 =35 45。在回 程時(shí)，由于這時(shí)推動(dòng)推桿的力 P，而是比推程力 P 大 很多的力，允許采用較大的壓力角。故取 =30 2、 凸輪及圓半徑的確定 根據(jù)對(duì)心直動(dòng)磙子推桿盤形凸輪機(jī)構(gòu)的諾模圖， 有已知假設(shè)凸輪轉(zhuǎn)動(dòng)過運(yùn)動(dòng)角 0=45時(shí)， 推桿以正 弦 加速度上升行程 h=4mm， =30查的值為 0.26,根據(jù) h/ 0=0.26和 h=4mm,求凸輪的基準(zhǔn)直徑 0 0=0.26h 15.38mm 3、 滾子推桿滾子半徑的選擇 r=(0.10.15) 0 =(0.10.15)*15.38 =1.542.31mm 2.3 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)方案 工作原理： 通過主軸帶動(dòng)曲柄作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，曲柄再通過連桿使滑塊做上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)，從而進(jìn)行切削運(yùn)動(dòng)。 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 9 圖 1-3 曲柄劃塊機(jī)構(gòu) 2.4 方案比較 2.4.1 液壓方案 優(yōu)點(diǎn) ： 液壓剪板機(jī)由于采用液壓傳動(dòng)，工作平穩(wěn)、噪音小、安全可靠，又可以進(jìn)行單次、連續(xù)、分段剪切；剪切角在一定范圍內(nèi)時(shí)可調(diào)的 . 缺點(diǎn)： 液壓系統(tǒng)是利用液體作為中間傳動(dòng)介質(zhì)來傳遞動(dòng)力的。 在液壓元件和系統(tǒng)中各相對(duì)滑動(dòng)件或各配合面間不可 避免存在泄漏。油溫的變化會(huì)引起油液的粘度變化，影響液壓傳動(dòng)工作的平穩(wěn)性，所以，環(huán)境適應(yīng)能力小。由于污染會(huì)使液壓元件磨損和堵塞，使性能變壞，壽命縮短，因此防止油液的污染和良好的過濾。重要一點(diǎn)是：液壓元件制造精度較高，因而價(jià)格較高。使用和維修要求較高的技術(shù)水平和一定的專業(yè)知識(shí) 7。 2.4.2 凸輪方案 優(yōu)點(diǎn) ：可根據(jù)從動(dòng)件的 運(yùn)動(dòng)規(guī)律來選擇機(jī)構(gòu)的尺寸和確定凸輪輪廓線的畫法。 缺點(diǎn)：一般凸輪機(jī)構(gòu)用于控制機(jī)構(gòu)而不是用于執(zhí)行機(jī)構(gòu)。并且由于w 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 10 對(duì)凸輪輪廓的精度要求較高，所以不能承受較大的力的作用。 如選用此方案，按強(qiáng)度校核 公式 3： H=ZE bpF/ H公斤 /mm2 F 凸輪 與從 動(dòng)件接觸處的發(fā)向力（公斤） B 凸輪與從動(dòng)件接觸處的發(fā)向力（公斤） ZE 綜合彈性系數(shù)（ 2/ mmKg ） ZE=0、 48 )21/(212 EEEE （ E1、 E2分別為凸輪和從動(dòng)件接觸端材料的彈性模量，選鋼對(duì)鋼ZE=60、 6） H選取所列表中最大值為 20Cr 滲碳淬火鋼 H=3HRC F=25、 000 公斤 把已知帶入得 bF 553.80 106 實(shí)際的生產(chǎn)不可能選取凸輪與從動(dòng)件的接觸寬度所以不選用此方案。 2.4.3 曲柄滑塊方案 優(yōu)點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，因而加工比較簡(jiǎn)單，易得到較高的制造精度，造價(jià)低廉。 缺點(diǎn)：由于采用 雙曲柄機(jī)構(gòu)對(duì)曲柄的選擇需要更高的制造和安裝精度。在實(shí)習(xí)期間，接觸的剪板機(jī)也是典型的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。 綜上分析論證，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)作為執(zhí)行機(jī)構(gòu)是較為合理的，因而，我選擇的執(zhí)行機(jī)構(gòu)是曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。 2.5 方案的確定 用電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)二級(jí)減速器（皮帶輪、齒輪機(jī)構(gòu)）帶動(dòng)主軸上 的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 11 第 3 章 方案設(shè)計(jì) 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 由于設(shè)計(jì)的 機(jī)器的切削力為 25噸，根據(jù)諾沙里公式 10： P=0.6 b xtgah2(H-Zxtga6.0+xbyx21011) 式中： b 被剪板料的強(qiáng)度極限，實(shí)際中的板料 b =500N/mm2 x=被剪板料的延伸率 x =25% 上刀刃傾斜角 =2.5 h 被剪板料厚度 Z 被剪部分彎曲力系數(shù) Z=0.95 y 前刃傾向角間隙相對(duì)值 y=0.083 X 壓具影響系數(shù) X=7.17 P 剪切角 P=25 103 9.8 =245000N 把已知數(shù)據(jù)帶入 245000=0.6 500 0.255.22tgh （ 1+0.950.256.0 5.2tg +17.7083.050025.010112解得 h=4.13mm 由 h=4.13mm 參照鍛壓機(jī)械樣本用類比的方法 ， 選擇電動(dòng)機(jī)的功率為 7.5KW4。 轉(zhuǎn)速的確定： 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 12 由于傳動(dòng)由皮帶輪和齒輪組成的，按推薦的傳動(dòng)副選擇比較合理的范圍 ，三角帶傳動(dòng)比 i1=2 4，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比 i2=8 4011，則 總的傳動(dòng)比的合理范圍為 ia=16 160，則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為： nd =ia nw =(16 160)nw nw 主軸轉(zhuǎn)速 nw=40轉(zhuǎn) /分鐘 （行程次數(shù)取 40次每分鐘） nd=(16 160) nw=640 6400轉(zhuǎn) /分鐘 由于 Y系列電動(dòng)機(jī)為全封閉自扇冷式，并且易于啟動(dòng)，可用于某些需要大啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩的機(jī)器上，所以選擇 Y系列電動(dòng)機(jī)。 查 2符合這一范圍的有 750 r/min、 1000 r/min、 1500 r/min、 3000r/min，其基本數(shù)據(jù)如 表 3-1所示 4。 表 3-1 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù) 型 號(hào) 功 率 滿載時(shí) 額定電流 額定轉(zhuǎn)矩 電 流 (A) 轉(zhuǎn)速(r/min) 功 率 (%) 功率因數(shù) Y160L_8 7.5 17.7 720 86 0.75 5.2 2 Y160m_6 7.5 17.0 970 86 0.78 6.5 2 Y132m_4 7.5 15.4 1440 87 0.85 7.0 2 Y132S2_4 7.5 15 2920 86.2 0.88 7.0 2 由于 1500 r/min、 3000 r/min、使轉(zhuǎn)矩過大，而 750 r/min 使傳動(dòng)比有些小，還有一些其它原因，綜上所述應(yīng)選電動(dòng)機(jī)為 Y160m 8，其主要性能如 表 3-2 所示 。 表 3-2 Y160m_6技術(shù)數(shù)據(jù) 型 號(hào) 功 率 滿載時(shí) 額定電流 額定轉(zhuǎn)矩 電 流 (A) 轉(zhuǎn)速(r/min) 功 率 (%) 功率因數(shù) Y160m_6 7.5 17.0 970 86 0.78 6.5 2 外形和安裝尺寸如 圖 3-1所示 4。 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 13 圖 3-1 電動(dòng)機(jī)的安裝尺寸 3.1.1 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 計(jì)算傳動(dòng)裝置的合理傳動(dòng)比 id=zhumnn=40970=24.25 id = i1. i2 i1 三角膠帶傳動(dòng)比 ， i1取 3 i2 圓柱齒輪傳動(dòng)比 ， i2=324.25 8 3.1.2 計(jì)算運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 1、 各軸轉(zhuǎn)速 n =1inm nm 電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 i1 電動(dòng)機(jī)到 I 軸的傳動(dòng)比 n =1inm = 3970 =323.33 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 14 n =)( 21 iinm=83970=40.42 2 各軸的功率 各個(gè) 傳動(dòng)部 件傳動(dòng)效率 5 三角帶傳動(dòng) 0.94 0.97 y1=0.955 圓柱齒輪 0.94 0.96 y2=0.95 滑動(dòng)軸承（每對(duì)） 0.97 0.99 y3=0.98 ya= y1. y2. y32 ya 傳動(dòng)效率 ya =0.955 0.95 0.982 =0.87 P = pd y1.3=7.5 0.955 0.98 =7.02Kw P =pd .y1.3. y2.3= pd. y1. y2. y32 =7.5 0.955 0.95 0.982 =6.53KW 3 各軸轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩 Td=9550.wdnpTd 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩 Pd 電動(dòng)機(jī)功率 nw 滿載轉(zhuǎn)速 Td =9550. wdnp=95509705.7=73.84N.m T =Td. i1.y3.y1 =73.84 3 0.955 0.98 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 15 =207.32N.m T = Td. i1. i2. y1 .y2. y32 =207.32 8 0.95 0.98 =1528.68N.m 3.2 皮帶輪 的 設(shè)計(jì) 帶傳動(dòng)是由固聯(lián)于主動(dòng)軸的帶輪（主動(dòng)輪）、固聯(lián)于從動(dòng)軸的帶輪（從動(dòng)輪）和緊套在兩輪上的帶組成的。當(dāng)原動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)主動(dòng)輪 時(shí)，由于帶和帶輪間的摩擦（或嚙合），便拖動(dòng)從動(dòng)輪一起轉(zhuǎn)動(dòng)，并傳遞一定的動(dòng)力。 帶傳動(dòng)的特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)平穩(wěn)、造價(jià)低廉以及緩沖及吸振等特點(diǎn)。 3.2.1 確定計(jì)算功率 Pca = KA.P 式中： P 傳動(dòng)的額定功率 P =7.5KW KA 工作情況系數(shù)，以載荷變動(dòng)較大，軟啟動(dòng)，每天工作小時(shí)數(shù) 10(h) Pca =1.2 7.5 =9KW 3.2.2 選擇帶型 在帶傳動(dòng)中，常用的有平帶傳動(dòng)、 V帶傳動(dòng)、多楔帶傳動(dòng)和同步帶傳動(dòng)等。 平帶傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，帶輪也容易制造，在中心距較大的情況下應(yīng)用較多。常用的平帶有帆布芯平帶、編制平帶（棉織、毛織和縫合棉布帶）、綿綸片復(fù)合平帶等數(shù)種。其中以帆布芯平帶應(yīng)用最廣，它的規(guī)格可查國家標(biāo)準(zhǔn)或手冊(cè)。 在一般機(jī)械傳動(dòng)中，應(yīng)用最廣的是 V帶傳動(dòng)。 V帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上也可做出相應(yīng)的輪槽。傳動(dòng)時(shí)， V帶只和輪槽的兩側(cè)面接齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 16 觸，既以兩側(cè)面為工作面。根據(jù)槽面摩擦的原理，在同樣的張緊力下，V帶傳動(dòng)較平帶傳動(dòng)能產(chǎn)生更大的摩擦力。這是 V帶傳動(dòng)性能上的最大主要優(yōu)點(diǎn)。再加上 V帶傳動(dòng)允許的傳動(dòng)比較大，結(jié)構(gòu)緊湊，以及 V帶多已標(biāo)準(zhǔn)化并大量生產(chǎn)等優(yōu)點(diǎn)，因而我選擇 V帶傳動(dòng)。 由 Pca =9KW，小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=nw=970r/min 查的 B型 V帶 5 3.2.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 D1 和 D2 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 D1 取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑 D1=132mm4 3.2.4 驗(yàn)算帶的速度 V V =100060 11 nD=100060 970132 =6.7m/s 由于 V過小，則表示所選的 D1過小，這樣使所需的有效拉力 Fe過大，既需要的根數(shù)過多，于是帶輪的寬度、軸徑及軸承的尺寸都隨之增大。 取 D1=160mm V=100060 11 nD=100060 970160 =8.12m/s 35m/s 帶的速度合適 3.2.5 計(jì)算從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑 D2 D2= i1. D1 =3 160 =480mm 并按照 V帶輪的基準(zhǔn)直徑系列進(jìn)行圓整，圓整后： D2=475mm4 3.2.6 確定 V 帶的基準(zhǔn)直徑和傳動(dòng)中心距 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 17 根據(jù) 0.7（ D1+ D2） a0 2（ D1+ D2） 424.9 a0 1214 初步確定中心距 a0=600mm 根據(jù)帶傳動(dòng)的幾何關(guān)系， 按下式計(jì)算所需要的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld Ld 2a0+2（ D1+ D2） +02124)(aDD 2 600+2(475+132) +6004 )132475(2 2202.49mm 選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 4 Ld =2240mm 再根據(jù) Ld計(jì)算實(shí)際中心距 由于 V帶傳動(dòng)的中心距一般是可以調(diào)整的，故可以采用下式近似計(jì)算，即 a a0+2 dL-Ld 600+2 49.22022240 618.76mm = 620mm 考慮安裝調(diào)整和補(bǔ)償預(yù)緊力（如帶伸長(zhǎng)而松弛后的張緊的需要）中心距的變動(dòng)范圍為： amin =a-0.015Ld=620-0.015 2240 =586.4mm amax=a+0.03Ld=620+0.03 2240 =687.2mm 3.2.7 驗(yàn)算主動(dòng)輪 上的包角 1 根據(jù)對(duì)包角的要求，應(yīng)保證： 1 180 -a DD 12 60 120 (至少 90 ) 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 18 1 180 -620132475 60 180 -33.19 146.81 120 滿足要求 3.2.8 確定帶的根數(shù) Z Z=Lca KKpp p)( 0 式中： Ka 考慮包角不同時(shí)的影響系數(shù)，簡(jiǎn)稱包角系數(shù)，查得 =019 KL 考慮帶的不同長(zhǎng)度時(shí)的包角系數(shù)，簡(jiǎn)稱長(zhǎng)度系數(shù)，查得 KL =0.92 P0 單根 V帶的基本額定功率，查得 =1.69 P 計(jì)入傳動(dòng)比的影響時(shí)，單根 V帶額定功率的增量，查得 P =0.22 Z=Lca KKpp p)( 0 =92.091.0)22.069.1( 9 5.769 取 Z=6根 3.2.9 計(jì)算預(yù)緊力 F0（考慮離心力的不利影響） 單根 V帶的所需 的預(yù)緊力為 5： F0=500zvpca (ak5.2 -1)+9v2 q-V帶單位長(zhǎng)度的質(zhì)量，查 10得 q=0.17kg/m F0=50012.86 9 (91.05.2-1)+0.1 7 8.122 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 19 =172.59N 由于新帶容易松弛，所以對(duì)非自動(dòng)張緊的帶傳動(dòng)安裝新帶時(shí)的預(yù)緊力應(yīng)為上述預(yù)緊力的 1.5倍。 3.2.10 計(jì)算帶傳動(dòng)作用在軸上 的力 Q 為了設(shè)計(jì)安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動(dòng)作用在軸上的力 Q,如果不考慮帶的兩邊的壓力差，則軸力可以近似地按帶的兩邊的預(yù)緊力F0的合力來計(jì)算。 Q=2ZF0 sin21=2 6 172.59 sin281.146 =1984.81N 式中： Z 帶的根數(shù) F0 單根帶的預(yù)緊力 1 主動(dòng)輪上的包角 3.2.11 V 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 材料：采用鑄鐵 HT20010， V 帶輪的輪槽尺寸 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 20 圖 3-2 V 帶輪的輪槽尺寸 小帶輪的結(jié)構(gòu) 圖 3-3、小帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 21 大帶輪的結(jié)構(gòu) 圖 2-4、大帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 3.3 齒輪的設(shè)計(jì) 齒輪傳動(dòng)時(shí)機(jī)械中最主要的一類傳動(dòng)，型式很多，應(yīng)用廣泛，傳遞的功率可達(dá)數(shù)十萬千瓦，圓周速度可達(dá) 200m/s。 齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)是： 效率高 在常用的機(jī)械傳動(dòng)中，以齒輪傳動(dòng)的效率最高， 如一級(jí)援助齒輪傳動(dòng)的效率可達(dá) 99%。這對(duì)大功率傳動(dòng)十分重要，因?yàn)榧词剐手堤岣?1%，也有很大的經(jīng)濟(jì)意義。 結(jié)構(gòu)緊湊 在同樣的使用條件下，齒輪傳動(dòng)所需要的空間尺寸一般較少。 工作可靠、壽命長(zhǎng) 設(shè)計(jì)制造合理、使用維護(hù)良好的齒輪傳動(dòng)，工作十分可靠，壽命可達(dá)一、二十年之久，這也是其它機(jī)械傳動(dòng)所 不能比擬的。 傳動(dòng)比平穩(wěn) 傳動(dòng)比平穩(wěn)往往是對(duì)傳動(dòng)性能能的基本要求。齒輪傳動(dòng)獲得廣泛的應(yīng)用，也就是由于具有這一特點(diǎn)。 但是齒輪的制造和 安裝精度 要求 高 ， 易磨損 ， 價(jià)格較貴，且不用齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 22 于傳動(dòng)距離過大的場(chǎng)合。 3.3.1 選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 1 齒輪類型的選擇 按下圖所示的傳動(dòng)方案選擇直齒圓柱齒輪較合理（結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低廉） 1、電動(dòng)機(jī) 2、皮帶輪 3、 曲 柄劃塊機(jī)構(gòu) 4、刀架 5、離合器 6、齒輪 圖 2-5、剪板機(jī)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 2 由于此工作機(jī)器屬于中等沖擊，且傳動(dòng)比較大，選擇 小 齒輪的材料為 40Cr，調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為 48 55HCR，取 51.5HCR。大齒輪的材料為 40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為 241 286HRC14。 3 選取精度等級(jí) 大齒輪因表面只經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理，故其精度等級(jí)選擇 8級(jí)精度。小齒輪因其表面調(diào)質(zhì)后表面淬火，故其精度等級(jí)初選 7級(jí)精度 9。 4 選小齒輪齒數(shù) Z1=20，則 Z2=i.Z1=8 20=160 3.3.2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 23 d1t 2.32 mmZTk HEdt 23 1 )(1. 式中： kt 載荷系數(shù) 選 T1 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=6 11p95.5 10 . n = 6 7 . 0 29 5 . 5 1 0 3 2 3 . 3 3 =2.0735 105N.mm d 齒寬系數(shù) 小齒輪作懸臂布置 0.4 d0.6 取 d=0.5 ZE 材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8 Mpa 按小齒輪齒面硬度 51.5HRC，查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlrn=1170Mpa 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60 323.33 1 (1 8 300 30) =1.397 109 （取一班制， 8 小時(shí)、 300 天、 30 年） N2=1.397 109/8 =1.746 108 查得接觸疲勞許用應(yīng)力 KHN1=1.0 KHN2=1.1 取失效概率為 1%， 安全系數(shù) S=1 Mp asKMp asKH L imHNHH L imHNH1 2 8 71 1 7 01.1.1 1 7 011 1 7 00.1.2221113.3.3 計(jì)算 1 試 算小齒輪分渡圓直徑 d1t,代入 H中較小的值 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 24 mmZTkdHEdtt41.5865106.1596032.2)11708.189(8185.0100735.23.132.2)(1.32.233 2532112 計(jì)算圓周速度 V V= smnd t /99.0100060 33.32341.58100060 . 11 3 計(jì)算齒寬 mmdb td 21.2941.585.0. 1 4 計(jì)算齒寬與齒高比 模數(shù) mmZdmtt 92.220/41.58/ 11 齒高 mmmht 57.692.225.225.2 4460.457.6/921.2/ hb 5 計(jì)算載荷系數(shù) kv 根據(jù) V=0.99m/s,8 級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù) kv=1.10 k 齒間載荷分配系數(shù)，直齒輪，假設(shè)b.Ft kA 100N/mm2 查得 kH =kH =1.2 kA 使用系數(shù) 查得 kA=1.50 kH 齒向載荷分配系數(shù) 查得 kH =1.22 kF 8 級(jí)精度，并經(jīng)調(diào)質(zhì)淬火處理，查得彎曲強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù) kF =1.16 故載荷系數(shù) K= kA.kv. k. kH 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 25 =1.50 1.10 1.2 1.22 =2.4156 6 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分渡圓直徑 d1=d1t.KtK3 =58.4.3.14156.23 =71.81mm 7 計(jì)算模數(shù) m=11Zd=2071.81=3.590 3.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： 批 M ).(.23211FSaFadYYZKTmm F 彎曲疲勞壽命系數(shù) F =SK FEFN 11. KFN1 彎曲疲勞壽命系數(shù)，查得 KFN1=0.90 KFN2=0.92 FE 彎曲疲勞強(qiáng)度的極限，查得 FE1=430MPa FE2=435MPa S 彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 則彎曲疲勞許用應(yīng)力 F1 =SK FEFN !1.=4.1 43090.0 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 26 =276.43MPa F2=4.1 43592.0 =285.86MPa K 載荷系數(shù) K=KA .KV.K . KF =1.5 1.10 1.2 1.16 =2.2968 查取齒形系數(shù) YF 1=2.80 YF 2=2.136 查取應(yīng)力校正系數(shù) Ysa1=1.55 Ysa2=1.837 計(jì)算大 /小齒輪的 FSaFa YY . 11并加以比較 111 .FSaFa YY=43.276 55.180.2 =0.01570 211.FSaFa YY=86.285 837.1136.2 =0.01373 小齒輪的數(shù)值較大 M 0157.0205.0100735.22968.22325 =4.21 對(duì)計(jì)算結(jié)果，有齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于有齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)。模數(shù)的大小主要取決于 彎曲強(qiáng)度所決定的承載的能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 27 齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 4，查 2并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=4,按接觸強(qiáng)度算得的分渡圓直徑 d1=71.81mm Z1=md1= 71.814=17.95 取 Z1=30 Z2=u.Z1=8 30=240 3.3.4 幾何尺寸計(jì)算 1 計(jì)算分渡圓直徑 d 1= Z1.m=30 4=120mm d 2= Z2.m= 240 4=960mm 2 計(jì)算中心距 a=2 )( 21 dd =2 960120 =540mm 3 計(jì)算齒輪寬度 查 3 b= d.d1=0.9 120mm=108mm 圓整，取 B1=103mm B2=108mm 4 驗(yàn)算 Ft=112dT=72 100735.225 =5759.72N bFK tA=36 22.575950.1 =239.97N/mm 100N/m 合適 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 28 3.3.5 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)尺寸如下： 圖 3-6 小齒輪結(jié)構(gòu)尺寸 大齒輪采用輪輻式結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)齒輪如下： 圖 3-7、大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 29 3.4 軸的設(shè)計(jì) 軸是 組成機(jī)械的一個(gè)重要零件，它支承其他回轉(zhuǎn)件并傳遞轉(zhuǎn)矩，同時(shí)它又通過軸承和機(jī)架連接。所以軸上零件都圍繞軸心線做回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，形成一個(gè)以軸為基準(zhǔn)的組合體 軸系部件。所以，在軸的設(shè)計(jì)中，不能只考慮軸本身，還必須和軸系零件的整個(gè)和結(jié)構(gòu)密切聯(lián)系起來。 軸設(shè)計(jì)的特點(diǎn)是：在軸系部件的具體結(jié)構(gòu)未定之前，軸上力的作用點(diǎn)和支點(diǎn)之間的跨距無法精確確定，故彎矩大小和分布情況不能求出，因此在軸的設(shè)計(jì)中，必須把軸的強(qiáng)度計(jì)算和軸系零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)交錯(cuò)進(jìn)行，邊畫圖、邊計(jì)算、邊修改。 3.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 傳動(dòng)軸的裝配方案：套筒、皮帶輪、軸承端蓋從左端向右安裝離合器、齒輪、軸承端蓋從 軸的右側(cè)向左安裝。 1 和 9、軸端擋圈 2、皮帶輪 3 和 7、套筒 4 和 5、機(jī)壁 6、軸肩 8、齒輪 圖 3-8、傳動(dòng)軸的裝配方案 3.4.2 軸上零件的定位 為了防止軸上零件變力時(shí)發(fā)生沿軸向或周向德相對(duì)運(yùn)動(dòng)，軸上零齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 30 件除了有游動(dòng)或空轉(zhuǎn)的要求外，都必須進(jìn)行軸上和周向定位，以保證其準(zhǔn)確的工作位置。 1 零件的軸向定位 如圖 所示 3-8，軸上的零件是以三軸肩、套筒軸承端蓋來保證的。套筒定位的優(yōu)點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，定位可靠，軸上不需要開槽，鉆孔和切制螺紋，因而不影響軸的疲勞強(qiáng)度，主要用于軸上兩個(gè)零件之間的定位 16。 2 零件的周向定位 周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對(duì)的轉(zhuǎn)動(dòng)，本設(shè)計(jì)中用的周向定位的零件是鍵。 3.4.3 各段直徑和長(zhǎng)度的確定 長(zhǎng)度有機(jī)器 的結(jié)構(gòu)尺寸來確定的，而各段的直徑詳見軸的計(jì)算。 1 軸的強(qiáng)度校核計(jì)算 由于主動(dòng)軸和傳動(dòng)軸都是既要承受彎矩又承受扭矩的軸。 傳動(dòng)軸的強(qiáng)度校核計(jì)算 （ 1） 求輸出軸上的功率 P，轉(zhuǎn)速 n 和軸的轉(zhuǎn)矩 T P =7.02KW N =323.33r/min T =207.32N.m （ 2） 求皮帶輪上的力和力矩及作用在軸上的齒輪上的力 T 皮 =Td i =73.84 3 0.955 0.98 =207.32N.m F 皮 =1984.81N 用 F1來代表皮帶輪的力， T1代表皮帶輪上作用的力矩， F2代表作用在齒輪上的力。 F2t=dT2(d=m.z)=3107232.2072 =5758.89N F2r= F2t.tg n=5758.89 tg20 =1871.18N 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 31 Ft 代表圓周力 Fr 代表徑向力 2 初步確定軸的最小直徑 先 估算軸的最小直徑，選取軸的材料為 45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。查資料得 A0=126 103 ,取 A0=126 dmin= A0.np3 =126 33.32302.73 =35.15mm 由 2并參照樣機(jī)初選最小直徑定為 55mm 3.4.4 軸的結(jié) 構(gòu)設(shè)計(jì) 1 擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案選用圖 3-8 的裝配方案 2 根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 （ 1） 、為了防止軸向竄動(dòng)，在軸的右 端制出軸肩，并且可以滿足小齒輪軸向定位的要求，軸肩的寬度為 12mm3。 （ 2） 、 取安裝齒輪處的周端的直徑 d=55mm,齒輪左端與軸肩采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為 36mm，齒輪左端的軸肩高度 h (0.070.1)d4， 取 h=8mm。 （ 3） 、 軸左端的皮帶輪依靠左端的軸承端蓋，右端通過套筒與右端階梯軸來定位。 （ 4） 、 軸承的選擇 由于 滾動(dòng) 軸承 是現(xiàn)代機(jī)器中廣泛應(yīng)用的部件之一，它是 依靠主要元件間的滾動(dòng)接觸來支承運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)零件的。與滑動(dòng)軸承相比，滾動(dòng)軸承具有摩擦力小，功率消耗少，啟動(dòng)容易等優(yōu)點(diǎn)。 深溝球 軸承主要承受徑向載荷 ,也可同時(shí)承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最小。在高轉(zhuǎn)速時(shí)了用來承受純軸向 載荷工作中允許內(nèi)、外圈周線偏斜量 8 16 ，大量生產(chǎn)，價(jià)格最低 5。 所以 我選擇深溝球 軸承 。 材料的選擇 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 32 選擇錫青銅，這類材料主要用于中速重載及承載變載荷軸承 10。 （ 5）、 軸的其它尺寸由機(jī)器本身所決定， 其中 L1=190mm， L2=1360mm， L3=220mm。 （ 6） 、軸上零件的周向定位 齒輪、皮帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，由查得鍵面 b h=16 10,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為 88mm4， 同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)稱性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H7n68。 （ 7） 、 確定軸上的圓角和倒角尺寸。 零件倒角 C與圓角半徑 R的推薦值軸段倒角為 1.6 45，各軸肩出的圓角半徑為 R1.612。 2 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，并根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖，扭矩圖和計(jì)算彎矩圖 6。見圖 2-8 從軸的結(jié)構(gòu)圖和軸的彎矩圖中可以看出 C 處的計(jì)算彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)面，現(xiàn)將其 Mh， Mv， m 及 mca 的計(jì)算過程如下： 對(duì) A 截 面處： 垂直支反力： RV1 L2=F2r L3 RV1=232 .LLFr=1500 16018.1871 =199.59N RV2.L2=F2r(L2+L3) RV2=2322 )( L LLF r =1500 )1601500(18.1871 =2070.77N 水平支反力： RH1.L2=-F1(L1+L2) 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 33 RH1=2211 )( L LLF RH1=1500 )1500120(81.1984 =-2143.59N F1.L1=RH2.L2 RH2=211.LLFF 1ABCDTaTRH 1L 1 L?L 3Rv 1F 2rF2tRH2Rv 2RvRv 1Rv 2mvR Hm Hmmv 1F 1RH 1 RH2F 2tMH 1MH 2m 1m 2m a齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 34 圖 2-9、傳動(dòng)軸的應(yīng)力圖 =1500 12081.1984 =158.78N 垂直 彎矩 ： MV1=RV1.L2 =199.59 1500 =299385N.mm 水平彎矩： MH2=F2t L3 =5758.89 160 =921422.4N.mm 總彎矩： m2= 2221 MhMv = 22 4.9 2 1 4 4 22 9 9 3 8 5 =968840.73N.mm 計(jì)算彎矩： mc 2= 22 )(2 piTm = 232 )1032.2076.0(73.968840 =976793.86N.mm 3 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 軸上承受最大計(jì)算彎矩的截面的強(qiáng)度（按第三強(qiáng)度理論） c =Wmc 2 c 計(jì)算彎曲應(yīng)力 mc 2 危險(xiǎn)截面的彎矩 W 抗彎截面模量 W=323d 齊齊哈爾大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）用紙 35 =3255.3 = 4209.24 c =24.4209 86.976793=59.80MPa 根據(jù)選定的材料 45#鋼，調(diào)質(zhì)處理查得 -1=60MPa 因此， c -1， 故 安 全圖 3-10 傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)尺寸 3.4.5 主 動(dòng) 軸的強(qiáng)度校核計(jì)算 1 求輸出軸上的功率 P，轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 T -1=60MPa P =6.53KW N =40.42r/min T =1528.68N.m 2 求齒輪上所受的力 F1t， F1r 大齒輪與小齒輪相互作用，依據(jù)牛頓第三定律有 F1t=-F2t =5758.8