半自动平压模切机的设计（三维建模CAD图纸）

半自动平压模切机的设计（三维建模CAD图纸） 半自动平压模切机的设计(三维建模CAD图纸) 半自动平压模切机 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。作者设计的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。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 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 和探讨。作者运用优秀的 Auto cad 将设计的装置形象, 直观的描绘出来了。该模切机具有结构简单,紧凑,效率高,易操作的特点。 关键词:机械设计 半自动平压模切机 Auto cad? Semi?automatic?die?cutting?machine? Abstract? Mechanical? design? is? an? engineering? college? machinery,? electrical? and? other? specialized? types? of? a? compulsory? basic? course? of? technology,? we? study? the? basic? knowledge?at?the?same?time,?should?also?pay?more?attention?to?the?knowledge?of?the? overall? application? and? practiceThe? author? designed? semi?automatic? die?cutting? machine? is? the?printing?and?packaging? industry?press?boxes,?cartons?and?other?paper? products?and?special?equipment.?This?paper?proposed?the?motion?cycle?chart?from?the? start,? through? the? search? of? mechanical? design? manual,? comparison? of? different? options,? select? the?most? suitable? transmission?system?and?executing?mechanism,?and? its? working? principle,? structure? design? and? geometric? parameters? of? an? in?depth? analysis? and? discussionThe? excellent? Auto? CAD? will? design? the? device? image,? intuitive? outlinedThe? cutting? machine? has? the? advantages? of? simple? structure,? compact?structure,?high?efficiency,?easy?to?operateKey?words:Mechanical?Design Semi?automatic?die?cutting?machine AutoCAD 1? 第一章 概述? 1.1课题来源 本课题属于自主选题, 其研究目标为设计可对各种规格的纸板、厚度在 4 mm 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、压凹凸的模切机。 本论文主要研究设计传动系统,进行机构设计,对主要零部进行力和强度进行计 算,并要绘制所设计方案的机构运动简图,绘制模切机的装配图和重要零件的零 件图。? 1.2?课题研究目的及意义 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 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 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。万丈高楼平 地起,作为一个刚刚毕业的大学生,要想有自己的技术进步与技术技术创新,就 得先搞懂基本设备的基本原理。为以后实现模切机的数字化和智能化做准备。 2? 第二章 方案选型? 2.1? 根据工艺动作要求拟定运动循环图 为保证机器的正常运行,防止出现卡纸,空压等不良现象的出现,个个执行 机构必须在规定的时间内完成动作,并且保证机构的运行到准确的位置。在设计 半自动平压模切机运动循环图时,我主要确定冲压模切,走纸两个执行构件的先 后顺序。 各部件运动分析 1主轴转角运算 选择变速箱的输出轴为运动分析主轴,平面六杆机构的行程速比系数 K1.3,根据机械原理有关知识 ?,并知该运动周期以 156.5?180?-23.5?为分界点,分为 0???156.5?和 156.5???360?两 个过程 2、模切机构的分析 当主轴转角为 0?---156.5?,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,进行冲压模切;当主轴转角为 156.5? --360?,下模完成模切动作,快速急回运动至行程最低点即下一周期起点。 3、走纸机构的分析 当主轴转角为 0?-156.5?,特殊齿轮组(用于完成间歇运动)没有啮合运 动,链轮链条处于静止状态;当主轴转角为 156.5?-360?,特殊齿轮组轮齿 参 与啮合,带动链轮链条运动,进行走纸运动。 4、夹紧装置的分析 当主轴转角为 0?---156.5?,带动夹子的凸轮走过推程,进入远休止使刚 性弹簧夹完成夹纸动作;当主轴转角为 156.5?--360?,凸轮处于近休止状 态 使刚性弹簧夹处于夹紧状态。 表 2-1 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) 3? 2.2? 送料模切机构选型 送料: 1,纸板的输送:a双列链传动机构; b 带轮传动机构 选用 a双列链采用传动机构 ?采用链轮更易固定纸板夹子; ?链传动机构是多对齿轮同时啮合,承载能力大,传动效率高,并且可实现中 心 距较大的轴间传动; ?模切时摩擦较大,易发热,而双列链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:a凸轮;b特殊齿轮 选用 b特殊齿轮链轮 ?采用特殊齿轮加工和维修方便,工作可靠; ?易实现从动件的运动时间与静止时间的比例在较大范围内调节; ?工作时面接触为间歇运动,不易磨损。 主动链轮做单向间歇运动,选择齿轮(4个)与不完全齿轮(1个)组合,将 链条安放在完全齿轮上,在将完全齿轮与不完全齿轮连接,不完全齿轮转动 带动 完全齿轮转动。分别在这两个齿轮上装有凸形和凹形圆弧板,以起到锁止弧的作 用。 4? 图2-2 不完全齿轮 图2-3 不完全齿轮啮合 不完全齿轮的齿数为15,有齿的部分为108度,无齿的部分为252度,分度圆 r25cm齿根圆r23.5cm齿顶圆r26.5cm。完全齿轮齿数为40,模数m10.6,齿根 圆r18cm,分度圆r21.2cm ,齿顶圆r24cm 。根据设计要求知不完全齿轮的 转速为50r/min 。 3,纸板的固定:a刚性弹簧夹;b普通夹子 选用 a刚性弹簧夹 ?刚性弹簧夹具有刚性弹簧力的作用,不仅可以自动的将纸板夹紧,而且可以准 确平稳的实现走纸运动; ?能准确、方便、自动的实现纸板的夹紧和松开动作。 图 2-4 刚性弹簧夹 4.夹紧装置的机构 在送纸后,要将纸板夹紧,因此机构在上升到一 定位置后需要有一段时间的停歇,所以要选择具有一端停歇的往复移动的机构, 可选取不完全齿轮、凸轮机构或连杆机构。 (一) 不完全齿轮 由于不完全齿轮有较大的冲击力, 所以只适合低速轻载场合并且多使用与有特殊 5? 要求的专用机械中,所以我们不采用它。 (二) 连杆机构 连杆机构进行传递时,传递路线较长,易产生较大误差同时机械效率也会降低, 而连杆及滑块所产生的惯性力难以用一般平衡 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 消除,不宜用于高速运动,所 以也不采用它。 三)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,而且相应快速,机构简单。所以选用凸轮机构很适合。 5平压模切机构 (1)下图机构为最简单的往复直线运动机构之一,曲柄滑块机构,不难看 出该机构虽然简单,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在纸板上停留片刻才能保证压模效果,所以不 能选用此机构。 图2-5 曲柄滑块机构 (2)下面两个冲压机构也能完成工作,但是机构比较复杂,设计比较困难, 并且传动过程较长,能量易损失,传动效率低,所以不采用这两种机构。 6? 图 2-6 六杆机构 (3)图是六杆机构,它弥补了方案一承载能力差和方案二传动效率低的缺点 机构结构稳定承载能力强,且机构结构并不复杂,所以采用此方案。 图 2-7 六杆机构 最终选型:纸板的输送选用双列链轮传动;纸板的停歇殊齿轮组选用特殊齿 轮;纸板的固选用刚性弹簧夹,其中的夹紧机构用凸轮机构;平面模切选用平 面 六杆机构。? 2.3? 机械运动方案的评定和选择 根据机构的功能,运动规律的形式,传动精度高低,机构的工作性能,应用范 围可调性,运转速度,承载能力,机构的动力性能,加速度峰值,可靠性,经济 性,(制造难易,能耗大小),结构紧凑(尺寸,重量,结构复杂性)等要求来选 择方案。 根据半自动平压切模机的工作原理, 把机器完成加工要求的动作分解成若 干 种基本运动。 “半自动平压模切机”主要由三大部分组成,即: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。冲压模切机构为急回机构。对于本机构,我们必须从以下方面做重要分 析 1设计实现下模往复移动的机构时,要同时考虑机构应满足运动条件和动 力条件。 7? 2为满足机器工艺需要,各机构执行构件的动作在规定的位置和时间上必 须协调,准确。 (3)毫无疑问,作为一个优秀的设计工作者,也应特别注意合理性和经济性 备选机构列表: 表 2-2 机构类型比较 机构 供选机构类型 纸板的输送 双列链轮传动 皮带轮传动 纸板的停歇机构 凸轮机构 特殊齿轮组 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----普通夹子----直动杆凸轮机构----联 轴器 ----单级蜗杆传动机构 方案 B:双列链轮传动----凸轮机构----普通夹子----直动推杆凸轮机构 ----联 轴器----锥--圆柱齿轮传动机构 方案 C:双列链轮传动----特殊齿轮组----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 8? 图 2-8 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,维护方便,成本低廉,冲击力小,传动平稳,噪声小,但是 易磨损、打滑,传动效率低,寿命较短,走纸运动的精度不高,很难实现走纸定 位与冲压模切两者之间的协调性。 2 机械动力分析 蜗杆减速器,结构紧凑,环境适应好,但传动效率低,易发热,不适宜于连续长 期工作。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; 3 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。 4 机械机构经济性 使用普通夹子会降低了生产成本,但由于其易磨损,维修成本大,并且不便于纸 板的自动化夹紧和松开,需要相应辅助手段,经济成本还是很大。凸轮机构和蜗 杆机构也会是经济成本增加。 总体上机械功能的实现很差 方案 B 9? 图 2-9 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运动时会产生很大的生产阻力, 但是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, 将会使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,最终引起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。 (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, 增加了机构的尺寸。 (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。 总体上机械功能的实现较差 10? 方案 C 2-10 传动示意图 C 1机械的运动分析 双列链传动机构承载能力大,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,精度高; V 形带和齿轮的组合传动,功率损失小,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 (2)机械的力学分析 平面六杆曲柄滑块机构具有良好的力学性能,在承受载荷,加速度,耐磨性,制 造难易,重量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。如果加上飞轮的调节,它能大大的降低因短时间承受 很大生产阻力而带来的冲击震动。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,机构重量适中。 4 机械结构经济性 平面六杆曲柄滑块机构设计,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。最重要是能很好的循环工作,这才是最大的经济效 11? 益。 综上所述,从、机械运动分析、机械动力分析、机械结构合理性与经济性这四个 方面综合考虑,方案 A各方面性能最优。? 2.4?电动机的选型 表 2-3 常用原动机类型 运动形式 类型 连续转动 电动机 柴油机 油压马达 气压马达 往复运动 直动电动机 液压机 往复摆动 摆动油缸 摆动气缸 考虑到原动机的机械特性与工作机相匹配,选择电动机为原动机,电动机在 起动,过载运转,调速和控制等方面都有良好的性能 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,? 6?10?2? Rc? N, 下模移动的行程长度 H=50?0.5mm。 下模与滑块的质量约 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 no3000/6050r/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? 6?10?2? Rc? 行程速比系 数 k为 1.3s 为有效模切行程、t’为周期,? w h 为 0.96? s? m? k? k? t? s? t? 7691? 1?31? 31? 3000? 3600? 21? 1? '? s? w?v + + ? kw?Pw? 543? 1?31? 31? 3000? 3600? 10?21?10?2? 3?6 +? - 设 齿 轴 带 , , h h h 分别为皮带,轴承,齿轮的效率。 齿 轴 带 h h h h × × ? 2?3? 980?990?960 × × 则? 8950 h? KW? P? P? w? o? 963 h 选取电动机额定功率? m?P? ,使? o?m? 31?1? P?P? ) ( - ,查得? 4kw?m ?P? , 已知工作机转速? min? r?5?nw ,电动机转速? min? r?1450?o h 12? 表 2-4 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/mi n 电 流 /A 效率 (? o? o? ) 功 率 因 素 j?cos? 1 Y112M-2 4.0 2890 8.1 7 85.5 0.87 2.2 7.0 2.2 79 45 2 Y112M-4 4.0 1440 8.7 7 84.5 0.82 2.2 7.0 2.2 74 43 3 Y132M1- 6 4.0 960 9.4 0 84 0.77 2.0 6.5 2.0 71 75 综上所述 4点,最终选型为:Y112M-4 表 2-5 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 19 0 14 0 70 28 j6 60 8 24 16 0 12 24 5 24 0 19 0 26 5 40 0 13? 图 2-11 电动机 14? 第三章 机械传动设计? 3.1?传动比的分配 各级传动比 1,传动装置总传动比? 828? 50? 1440? n? n? i? w? m 2,分配各级传动比 齿 齿 带? 2?1? i?i?i?i × × ,初选? 2?i 带 ,则齿轮减速器的传动比 为? 414? 2? 828? i? i? i 带 减 按展开式的布置,取 齿 齿? 2?1? i?31?i ,可算出? 1.3? i? i2? 减 齿 3.33,则 齿?1?i? ? 324? 333? 414 3.2?计算传动装置的运动参数和动力参数。 1,各级转速。 ?轴? min? r?720? 2? 1440? i? 1? m 带? n? n? ?轴? min? r?167? 324? 720? i? n? n? 1? 1? 2 齿 ? 轴? min? r?50? 333? 167? i? n? 3?n? 2? 2 齿 ?工作轴? min? r?50?3?n?4?n 2,各轴功率 ?轴? kw?83?kw?960?963?o?1 带 h?P?P? ?轴? kw?963?kw?980?990?83?2? 1?1 ? 齿 轴h h?P?P? ?轴? kw?583?kw?980?990?693?2?2?3 ? 齿 轴h h?P?P? ?轴? kw?543?3?4 轴 h?P?P? 3,各轴转矩 ?轴? m?450?m? 720? 83? 9550? n? 9550? 1? 1? 1 × × ? N?N? P? T 15? ?轴? m?211?m? 167? 693? 9550? n? 9550? 2? 2? 2 × × ? N?N? P? T? ?轴? m?684?m? 50? 583? 9550? n? 9550? 3? 3? 3 × × ? N?N? P? T? ?轴? m?676?m? 50? 543? 9550? n? 9550? 4? 4? 4 × × ? N?N? P? T? 3.3V?带传动设计 设计传动系统中第一级用普通 V 带传动,已知电动机功率 P4kw,转 速? min? r?1440?n1 ,传动比? 2?i ,每天工作 8小时,(以下查表,图均来自《机械 设 计》高教地八版 1, 确 定 计 算 功 率? ca?P? , 由 表 8-7 查 得 工 作 情 况 系 数? 11 ?A?K? , 故? kw?44?kw?4?11?m?ca ? P?K?P? A? 2,选择 V带的带型,根据? 1?n?,?ca?P? ,由图 8-11 选用 A 型。 3,确定带轮的基准直径 dd,并验算带速: ?初选小带轮的基准直径 d1,由表 8-6,8-8,取小带轮的基准直径 d190mm ?验算带速 v? min? r? 1000?60? 1440?90? 1000?60? n?d? v? 1?1 p p 6.78? s? m? ?计算大带轮的基准直径,d2? 180mm?90mm?2?id?d? 1?2 根据表 8-8 d2180mm 4,确定 V带的中心距 a和基准长度 ld ?根据式 ) ( ) (? 2?1?o?2?1? d?d?2?a?d?d?70 +? + 初选中心距? mm?550?ao ?所需的基准长度? mm?1428? 500?4? ?90?180?? ?180?90?? 2? 500?2? a?4? d?d? 2? a?2?l? 2? o? 2? 1?2? o?d - + ++ - + p p ) ( 由表 8-2 选取带基准长度 ld1400mm ?计算实际中心距? mm?486? 2? 14281440? 500? 2? ldol? a?a? d? o + + 中心距变化范围为 465?528mm 5,验算小带轮上的包角 16? 0?0? 0? 0?0? 1?2? 0? 1? 90?169? 486? 357? 90?180?180?a?/?357?d?d?180?a - - - - ) ( ) ( 6,计算单根 V带的额定功率 Pr,由 d190mm,和 n11440? min? r? ,i2 和 A带型, 查表 8-4b 的? kw?170?o DP? ,查表 8-5 得 ka0.985,查表 8-2 得 kc0.96? 1.17kw?0.96kw?0.98?0.17?1.064?k?k? l?a?o?o?r × × + × × D + ))(? P?P?P? ?计算 V带的根数 z? 763? 171? 44? z? r? ca ? P? P? 取 4根。 7计算单根 V带的初拉力的最小值? min?o) (F? , 由表 8-3 得 A型带的 单位长度质量 q0.1kg/m,所以? 2?2? a? ca?a? min?o? 786?10? 786?4?9850? 44?9850?52? 500?qv? v?z?k? k?52? 500+- + × × - )( ) ( ) (? P? F? 130N 应使带实际初拉力? min?0?0? ?F?F 8,计算压轴力最小值? 2? 169? sin?130?5?2?F?z?2? 0? min?0?p × × ) ( ) (F? 1294N? 3.4?减速器的齿轮设计 设计此带式减速器的高级齿轮传动,已知输入功率? kw?83?1 ?P? ,小齿轮转 速 n1720r/min,齿数比 4.32,电动机驱动工作寿命 15 年(设每年工作 300 天) 两班制,以下查表,图均来自《机械设计》高教地八版 1,选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数。 ?选用斜齿轮圆柱齿轮传动 ?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 选择小齿轮材料为 40Cr(调质)硬度为 280HBS,大 齿 轮材料为 45钢(调质)硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。 ?选择小齿轮 z120,大齿轮齿数 z220?4.3286.4 取 87, ?选取螺旋角,初选? 0?14 b 2,按齿面接触强度设计? 2? 3? E?H? a?d? 1?t? t?1? ]?[? Z? u? 1?u?k?2? d? ) (? H? Z?T s x ? × F × 17? 1.确定公式内的各计算数值 ?试选? 61?kt ?由图 10-30 选取区域系数? 4332 ?H?Z? ?由图 10-26 查得? 820?740? 2?a?1?a x x , ,? 2?a?1?a?a x x x + 0.74+0.871.61 ?计算应力循环次数,? h?1?1? j?n?60? L?N 60?720?1?(2?8?300?15) 3.119?10? 8? 9? 10?207? 324? 10?113? 2 ?N? ?计算小齿轮传动转矩? m? 720? 83?9550? 1 × ? N?T? 5.04? mm?10?4 × N? ?由表 10-7 选取齿宽系数? 1?d F ?由表 10-6 查得材料的弹性影响系数? 2? 1? a?8189? MP?ZE ?由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限? a?1?lim? 600MP?H s , 大齿 轮的接触疲劳强度极限? a?2?lim? 550MP?H s ?由图 10-19 取得接触疲劳寿命系数? 960?910? 2?1 ? HN?HN? K?K? , ?计算接触疲劳选用应力 取失效效率为? 0?0?1? ,安全系数 s1,所以? a?a? 1?lim?1? 1? 546?600?910?]?[? MP?MP? S? KHN? H s s? a?a? 2?lim?2? 2? 528?550?960?]?[? MP?MP? S? KHN? H s s? a? 2?1? 537? 2? ]?[?]?[? ]?[? MP? H?H? H + s s s 2.计算 ? 试 计 算 小 齿 轮 分 度 圆 直 径? t?1?d? , 由 计 算 公 式 得? 2?3? 4? t?1? 537? 8189?4332? 4.32? 2?5.3? 611?1? 10?045?61?2? d? ) (mm?45?91224?d? 3?t?1?计算圆周速度? s? m?71? 1000?60? 720?45? 1000?60? n?d? v? 1?t?1 p p ?计算齿宽 b及模数? 1?n?m 18? mm?45?mm?45?1?d?b? t?1?d F ? 182? 20? 14?cos?mm?45? 1?z? cos?d? m? 0? t?1? nt × b? nt?m?252?h 2.25?18mm4.905? 179? 9054? 45? h? b ?计算纵向重合度 b x , b b x? tan?Z?3180? 1?d F 0.318? 5861?14?tan?20?1? 0 ?计算载荷系数 k 已知使用系数ka1, 根据 v1.7? s? m? ,7级精度, 由图 10-8查得动载系数kv1.04。 由表 10-4 用插值法查得 7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置,? 321 b?H?K? ,由 表 10-3 查得? 4181 b?F?K? ,? 179? h? b ,由图 10-13 查得? 321 b?F?K? ,由表 10-3 查得? 21?a?a ? F?H? K?K? ,故载荷系数 b?H?H?V?A? K?K?K?K?K? a ? 771?4181?21?041?1 ?按实际的载荷系数校正所得分度圆直径,由式? mm?5446? 61? 771? 45? k? k? d?d? 3?3? t? t?1 ?计算模数 mn? mm?262? 2? 14?cos?5446? z? cos?d? m? 0? 1? 1? n b 3,按齿轮弯曲强度设计由式? 3? a?a? a? 2 1?d? 2? 1? n? ]?[? cos?Y?k?2? m? F? S?F?Y?Y? Z? T s x b b F 确定计算参数 ?计算载荷系数? 651?21?321?041?1?a b?F?V?A? K?KF?K?K?K? ?根据纵向重合度? 9031 b x ,从图 10-28 查得螺旋角影响系数? 880 b?Y? ?计算当量齿数,? 8921? 9140? 20? 14? 20? 0?3?3? 1? 1?v ? COS?COS? Z? Z b? 2495? 3? 2? 2 b?COS? Z? ZV? ?查得齿形系数 由表 10-5 查得? 2142?802? 2?a?1?a ? F?F? Y?Y? , , 由表 10-5 查得应力校正系数? 7751?551? 2?a?1?a ? S?S? Y?Y? , ?由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限? a?500?1? MP?FE s ,大 齿轮的弯曲强 19? 度极限? a?380?2? MP?FE s ?由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数? 980?2 ?FN?K ?计算弯曲疲劳选用应力 取弯曲疲劳安全系数 S1.4? 57303?]?[? 1?1? 1 ? S? F?K? E?F? F s s ,? 57241?]?[? 2?2?2 ? S? F?K? E?F? F s s ?计算大小齿轮的? ]?[? 1?1? F? SA?FA?Y?Y s 并且加以比较。? 014300? 57303? 551?802? ]?[? 1? 1?a?1?a ? F? S?Y?YF s? 016270? 57241? 7751?2142? ]?[? 2? 2?a?2?a ? F? S?Y?YF s 设计计算? 3? 2? 2?0?4? n? 016270? 011?20?1? 14?cos?880?10?045?651?2? m ) ( 1.52mm 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 mn2.0mm 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 d146.54mm 来计算应有齿数? 5822? 2? 14?cos?5446? m? cos?d? z? 0? n? 1? 1 b 取 z123,z299 4几何尺寸计算 ?计算中心距? mm?mm? mn? 73125? 14?cos?2? 2??99?23?? cos?2? ?z?z? a? 0? 2?1 + + b ( 将中心距圆整为 126mm ?按圆整后的中心距修正螺旋角? 0?n? 4814? 126?2? 2?19?23? arccos?]? a?2? m?2?z?1?z? [?arccos + + )( ) ( b 因为b 值改变不多,故参数? H?Z?, , b x? k?a? 等不必修正 ?计算大小齿轮分度圆直径? mm?547? 4814?cos? 2?23? cos? m?z? d? 0? n?1? 1 b 20? mm?5204? 4814?cos? 2?99? cos? m?z? d? 0? n?2? 2 b ?计算齿轮宽度? 47.5?47.5?1?d?b? 1?d F 圆整后取 B245mm,B150mm? 3.5?轴的设计 以低速轴为例进行设计。 已知? III?P? 3.58kw ,? III?n? 50r/min ,? III?T? 684 N m × ,齿轮齿 宽 B115mm, 齿 数 74,b ? "?6?'?3?11?o 。 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? 4?d? 259.5? mm? 而 F?t? ? 2? 3?2? d? T? N?871? 10?5259? 684?2? 3 - F?r? F?t? N? o? n? 20311? "?6?'?3?11?cos? 20?tan? 871? cos? tan o b a F?a? F?t?tanb 311.20×0.24673476.78N 圆周力 F?t?,径向力 F?r?及轴向力 F?a?的方向如图 4?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? 110 ?o?A? 。? mm? n? P? A?d? o? 542?3? 3? 3? min 因为轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径,需开键槽,所以要将最小轴径 增加 5%,变为 44.625mm。查《机械设计手册》,取标准直径 45mm。 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 45mm,从轴承产品目录中选取滚动轴承的 型 号为 7210C,它的尺寸(内径×外径×宽度)为 d×D×b50×100×21。 3、选择联轴器 查《机械设计》图表,取? A?K? 1.3 ,则? m?N?T?K?T? a?ca × ? 2889?684?31?3? 。 21? 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:? 85?5014? 84?45? 84?45? 3 -? GB? JC? JC? HL? ,公称转矩为 930N.m,半联轴器的孔 径为 45,与轴配合的轮毂长度为 84。 1拟定轴上零件的装配方案 要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 使轴 承对称固定安装于齿轮的两侧,轴向用轴肩固定。初步选定轴结构尺寸如下 图。 图 3-1 轴上零件装配与轴的结构示例 2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 6的直径即为相配合的半联轴器的直径,取为 45mm。 轴段5的轴肩可对联轴器进行轴向定位, 轴段5要比轴段6的直径大5~10mm 即可保证联轴器的可靠性,所以可以取轴段 5 的直径为 52mm。 由于轴段 1和轴段 4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 55mm。 考虑拆卸的方便, 轴段 3的直径只要比轴段 4的直径大 1~2mm 就行了,这里取为 58mm。 轴段 2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 3 的直径为 59mm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 65mm,故这段直径最终取为 66mm。 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16×10GB1095-79,键槽用键槽铣刀加工,长为 80mm标 准键长见 GB1096-79,同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6;同样,半联 轴器与轴的联接,选用平键为 14×9×63,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。 22? (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 3的长度要比齿轮的轮毂宽度为 116mm短 2~3mm,故该段轴长 取为 112mm。 轴段 1的长度即滚动轴承的宽度,查手册为可取为 21mm。 轴环 2宽度可取为 18mm。 轴承端盖的总宽度为 18mm。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 l27mm,故取轴段 5 的 长 度为 45mm。 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 21mm,齿轮 轮 毂长为 100mm,则轴段 4的长度为:10+5+115-113+2138mm 5取轴端倒角为 2×45?。 6、按弯扭合成校核 1画受力简图 图?:轴空间受力 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? 2? 4?t? HB?HA? F? F?F 455.08N 垂直面内支反力图? ?VA?F? 2? 4?r?F? -? l? d?F?a? 2? 4? 2? 196311? -? 169?2? 5259?47305 -79.52 N? ?93278??196311?4 - - - ? VA?r?VB? F?F?F? 400.03 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 23? 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? mm?l? 169?38?113?18 + + 。 图?:合成弯矩 垂直面的弯矩图和水平面上的弯矩图,按 M=? 2?2? V?H? M?M + 计算合成 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a 为 0.6 , 则? 252241?420402?60 ?T a N.mm 2校核轴的强度 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,a-a 截面处弯矩最大, 且截面尺寸也非最大,属于危险截面; a-a 截 面 处 当 量 弯 矩 为 ? 2?2?2?2? 252241?160712 + + ? T?M?M?a?ca a 299100N.mm b-b 截面处当量弯矩不大但是轴径较小,也属于危险截面。 b-b 截 面 处 当 量 弯 矩 为 ? 2?2?2?2? 252241?53227 + + ? T?M?M?b?ca a 257798N.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较为宽裕地确定的,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,? 3?a? cm?16 ?W? (b0.16cm,t0.1cm)? 3?3? 816?10? cm?d?W?a ? 16? 098299 ? W? M?a?ca?a? ca s 18.7MPa? 816? 806267 ? W? M?b?ca?b? ca s 15.94MPa 查表得? b?]?[? 1 - s =50 MPa , 所以安全。 24? 图 3-2 轴的载荷分析图? 3.6?轴承的选择和校核计算 已知轴承的预计寿命为? '?h?L? 40800h,转速 n50r/min,? 4?a?F? 76.78N。 如上以 选用角接触球轴承 7210C, 查滚动轴承样本知 7210C 的基本额定动载荷 C30600N,基本额定静载荷? 0?C? 20000N 1、求两轴承的径向载荷? 8?9461?.52?9?7?08455?F?F? 2?2?2?VA? 2? HA + + ?rA?F? N? 7?206?6?1300?4?48455?F?F? 2?2?2?VB? 2? HB?B + + ?r?F? N 25? 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? r?d? eF?F ,其中判断 系数 e? 0?C? F?a? ,可初取 e 0.4,所以? rA?dA? F?F? 40 184.79N,? rB?dB? F?F? 40 242.51N 故? dA?a?aA? F?F?F + ? 4? 76.78+184.792261.5N,? dB?aB? F?F 242.51N? 20000? 5261? 0 ? C? F?aA? 0.013075,? 20000? 51242? 0 ? C? F?aB? 0.0121254 查表可得? 3820 ?A?e? ,? 3800 ?B?e? 所以可得? dA?a?aA? F?F?F + ? 4? 446.29N,? dB?aB? F?F 242.51N? rA?dA? F?F? 3820 176.47N,? rB?dB? F?F? 3800 230.38N? 20000? 71483? 0 ? C? F?aA? 0.022315,? 20000? 8226? 0 ? C? F?aB? 0.0121225 两次计算的? 0?C? F?a? 相差不大,因此确定? 3820 ?A?e? ,? 3800 ?B?e? ,? aA?F? 446.92N,? aB?F? 242.51N。 3、求轴承当量动载荷 P? 因为? A? rA? aA? e? F? F ? 9660? 98461? 29446? ,? B? rB? aB? e? F? F ? 3790? 37606? 38230? 查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数 轴承 A? 450 ?A?X? ,? 4741 ?A?Y? ;轴承 B? 1 ?B?X? ,? 0 ?B?Y? 因工作情况平稳,查取? p?f? 1.2,则 由 P ? p?f? (X? r?F?+Y? a?F?)得? A?P? 1.2×(0.45×461.98+1.474×446.29)1038.86N? B?P? 1.2×(1×606.67+0)728.004N 4、验算轴承寿命 因为? B?A? P?