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1、0/49第一章 绪论1.1 全自动冲孔机的国外研究现状与发展趋势日新月异的高新技术，带动新材料、新设计、新工艺不断推出新，作为现代化机械中的冲孔机，也以不断创新的先进技术和全新的面貌出现在用户面前。目前两大品类（有孔、无孔）的冲孔机中，都采用了现代电子技术，如票据自动冲孔机采用的票据打孔设备是采用 PLC 控制伺服系统进行票据自动定位，具有定位精度高、生产效率高的特点15。全自动打孔冲孔机中的自动调整、打孔、成型、灯光指示、自动报警、自动排屑等，构成了手动、半自动、自动化产品系统；为了服务于不同用户的需要，小到个人用的经济型订书机，大至机关、企事业单位用的全自动专业冲孔机，都配套完备；面对不同
2、用途，金属、铁圈、胶圈、螺旋圈（金属、塑料），或圆钮、打孔、无孔热熔等各种冲孔机应有尽有；对不同行业、不同业务、不同场合乃至不同零件与其厚度的需要，有专门设计的轻巧型的、办公室用的、专业用的、票据用的、工厂用的产品等，各种冲孔机种类齐全；对于刻意追求形象美观、色泽鲜艳、设计独具个性的用户，现代冲孔机也一改过去的老面孔，出现了各种颜色、多种造型、创意新颖、功能“二合一”、材料多样的装饰型冲孔机。总之，适应时代潮流，适应市场需要，适应用户“上帝”的意愿，冲孔机正向着产品多样化、系列化、功能化、操作简单化、自动化、价位多元化方向发展。目前，我国冲孔机市场也在向国际市场接轨，世界知名的办公与工厂设备厂
3、商如法国宝、彪马、亚大力、美连、意必高、利宝等公司产品相继进入我国市场，欧美的、日本的与我国大陆、特别行政区、澳门特别行政区、省产的冲孔机，各式各样品种不断推出新并展示于中国市场，使广大用户大开眼界，领略各种新潮风格的产品。在日常生产和生活中，冲孔工作随处可见，这样的设备也多种多样，但集送料和冲孔功能于一身的联合冲孔，迄今为止在相关文献发表还不多见。基于此种1/49情况，我这次设计的全自动冲孔机将送料和冲孔功能集于一身，很好的解决了以前的人工送料问题，使结构流程得到很好的简化与缩短，提高了生产效率与工作环境的安全性能，力求做到环保与节省资源的效果，使得冲孔的效率大大的提高。1.2 课题的来源、
4、研究的目的与意义随着市场经济的繁荣，商业活动的效率越来越高，机械日趋成为重要的行业，而机械行业中的零部件如保险管帽孔的冲孔又变得非常重要，但由于传统的保险管帽孔的冲制是：由工人将工件一件一件放置在冲孔模具上，然后冲压机动作完成冲孔，工人再取出工件。该法结构简单，但效率低，成本高，易发生事故12。正是基于上序情况，本课题根据社会的需求将设计出新型的全自动冲孔机。此设计的目的和意义主要是解决传统的的人工上料、取料问题，采用传输装置全自动送料，减少人工压紧工件、劳动强度大、安全可靠性差与模具容易损坏等问题，避免工伤事故；其次是在满足冲孔精度的条件下节省原材料与成本。1.3 本设计的主要工作在一台现代
5、化的机器中,常会包含着机械、电气、液压、润滑、冷却、信号、控制、检测等系统的部分或全部,但是机器的主体,仍然是它的机械系统。无论分解哪一台机器，它的机械系统总是由一些机构组成；每个机构又是由许多零件组成。所以，机器的基本组成要素是机械零件。本次设计的主要工作是在认真分析目前已经得到广泛运用的几种冲孔机的优缺点之后，结合我国目前的保险管帽孔的生产状况，设计出了一台比较先进的全自动冲孔机。要求设计的为保险管帽上冲孔的全自动冲孔机，结构简单，该机要求能在外径为3.59mm，壁厚为0.2mm 的保险管帽（如图1-1）上自动冲出直径为0.8mm2/49的小孔，孔对零件中心的偏差不能超过0.01mm，且每
6、秒冲3件。图1-1 保险管帽针对设计的要求，决定该冲孔机的设计思路为：采用振动料斗自动送料的机构，从料斗出来的加工零件进入分度盘，而分度盘由不完全齿轮带动，分度盘的的旋转使加工零件准确的进入凹模部位等待加工；送料的同时由电动机带动偏心轮轴旋转，偏心轮带动滚动轴承与上模座运动，而上模座的运动使使凸模的冲头完成冲孔任务，偏心轮轴的另外一端装锥齿轮，锥齿轮之间的传动带动不完全齿轮轴运动，不完全齿轮带动分度盘运动，如此循环。根据设计思路，本次设计主要要完成的工作为：1、系统总体方案的设计；2、电动机的选择；3、偏心轮机构的设计；4、不完全齿轮机构的设计；5、锥齿轮的设计；6、轴与零部件的设计；3/49
7、7、模具的设计；第二章 系统总体方案的设计2.1 总体方案的确定由于保险管帽的冲的孔径较小，要求精度高。又由于传统的冲孔是工人将工件一件一件的放置在冲孔模具上，然后冲压机动作完成冲孔，工人再取出工件，该法结构简单，但效率低，成本高，易发生事故。所以本次设计的任务是设计出一台全新的全自动冲孔机，要求自动送料、冲孔与一体。近些年来，国一些工厂和研究单位在开发冲孔机械上做了许多工作，也取得了一定的进展。从控制方式上来分大体可总结为 PLC（可编程控制器）+伺服系统+步进电机或不完全齿轮系统+弹性阻尼装置+异步电动机。PLC（可编程控制器）+伺服系统+步进电机控制具有定位精度高、生产效率4/49高的特
8、点。此控制设计出来的全自动冲孔机能实现全自动操作的功能，生产效率同普通人工送料机相比增加了 90%，节约人力资源 50%。但是此机设计出来占用较大的空间，且要求操作严格与维修费用制造费用较高，不太适合小型企业的使用与制造，耗电较18大。不完全齿轮系统+弹性阻尼装置+异步电动机控制的全自动冲孔机具有结构较简单，外形美观大方，结构合理，占地面积少，能精确的完成自动冲孔任务，要求人员操作的技术水平较低且操作便捷，整台机器耗电量少，价格相对比较便宜，劳动生产率相对普通的人工送料机提高 2 倍左右。但是此机器加工的产品效率较低，使用年限较短，适合小型企业制造与使16用。综上所述，结合所需公司的特点和借鉴
9、其他全自动冲孔机的优缺点，通过对二种冲孔机控制方案的反复论证，确定本冲孔机的控制采用不完全齿轮系统+弹性阻尼装置控制，以三相电动机为动力，模具冲头为工作执行部件，振动料斗为送料部件。利用电动机带动主轴与偏心轮而实现冲孔的总体设计方案。确定传动方案，方案简图如下（图 2-1 所示）：（a）（b）图 2-1 方案简图5/49比较 2 种传动方案，方案(a)采用无级变速电动机带动主轴旋转进行冲孔，方案（b）采用 Y 型电动机带动，采用齿轮减速器减速来达到冲孔的额定转速。比较方案（a）跟（b），显然方案（a）简单方便，占地面积少，结构紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺与经济合理，使用于轴受力较小的传
10、动。方案（b）采用 Y 型电动机，因为 Y 型电动机的转速都比较高，而要求的电动机转速比较小，且采用齿轮减速，增加了成本以与使机构不紧凑，不方便安装加工，占地面积较方案（a）大，适合轴传动受力较大的机构。因为此次冲的孔为小孔，轴受力不大，所以经过比较确定方案（a）为最终方案。2.2 工作原理和创新之处2.2.1 工作原理全自动冲孔机的机械结构简图（如图 2-2）6/49图 2-2 机械结构简图1.振动料斗2.料斗斜槽3.不完全主动齿轮4.不完全从动齿轮5.分度盘 6.凸模7.冲孔模具8.工作台9电机固定板 l0.电机11.联轴器l2.主轴l3.轴承座l4.轴承 l5.偏心轮 l6、l8.锥齿轮
11、l7.轴全自动冲孔机的系统的工作原理简述如下：先启动振动料斗开关，振动料斗开始振动送料，经过料斗斜槽后进入料嘴。料嘴与分度盘的料槽相连，来料（保险管帽）恰好每次只有一个进入分度盘料槽。7/49启动调节冲孔开关，电机开始转动。通过联轴器，凸轮轴轴带动凸轮和锥齿轮旋转。偏心轮带动轴承座，轴承，模具的上模部分运动，当冲孔时，偏心轮给予向前的位移，模具卸料板内的弹簧压缩，凸模完成冲孔；当卸料时，卸料板内弹簧伸长，凸模向后运动，卸料板卸掉已冲好的保险管帽。两锥齿轮啮合改变运动方向，锥齿轮轴旋转。轴带动不完全主动齿轮，不完全从动齿轮和固定在不完全从动齿轮上的分度盘作旋转运动。主轴旋转一周，不完全从动齿轮转
12、1/4周，这样可以把振动料斗出来的有序料一个一个地送到凹模上。主轴旋转一周冲一个保险管帽，从而实现自动冲孔。完成全自动冲孔任务8/492.2.2 创新之处（1）采用不完全齿轮机构（如图3-2所示）作为间隙运动机构，当主动齿轮1转一周时，从动齿轮2转四分之一周，从动齿轮每转停歇四次。当从动齿轮停歇时，主动齿轮上的锁止弧与从动齿轮上的锁止弧互相配合锁住，以保证从动齿轮停歇在锁定位置。当电机高速旋转不完全齿轮机构（如图2-3所示）时，主动齿轮角速度增大，从动齿轮的角速度亦增大，运转中惯性力增大，此时容易发生齿轮间卡死。为此我们在系统中增加了弹性阻尼系统（如图2-4所示）。通过调节弹簧弹力大小来克服齿
13、轮的惯性力。如需在高速下运行，齿轮的惯性力较大，则弹簧的弹力应加大，反之，则弹力应减小。从而保证不完全齿轮能够在高速中正常运行。图2-3 不完全齿轮机构9/49（2）此机构利用冲孔模具的导向作用，省去了冲床的滑块机构；因冲裁力较小，省去了冲床的飞轮机构，因而整个机构得到简化，加工方便。（3）模具通常垂直安装在冲床上完成冲压任务。而本机构利用现有模架，并且考虑到从振动料斗出来的保险管帽是水平的，应而将冲孔模具水平放置即水平方向完成冲孔任务。（4）此机构自身就是一部小冲床和送料机构，解决了占用其它冲床的矛盾。（5）通过采用不完全齿轮和分度盘与弹性阻尼装置在同一变速电机的驱动下与冲孔实现时间上的精准
14、配合使该冲孔机实现了真正的全自动冲孔，不再是以往生产的半自动手工送料，安全省力且提高了送料精度。图2-4 弹性阻尼系统（6）以往采用的冲床功率较大，生产中耗电量大，成本较高。本机构消耗功率500W，大大节省能源，降低成本。（7）本设计采用无级电机变速代替以前复杂的传动与变速装置，它可以任意调节冲孔速度并减少了大量的传动和变速装置使机构结构紧凑、占地面积小且传动效率高、使用维护方便、工艺与经济合理，以往采用的冲床功率较大，采用且10/49对于生产中耗电量大，成本较高的问题，本机构消耗功率500W，大大节省能源，降低成本。第三章 电动机的选择3.1 电动机的类型经查阅相关资料，得到无极变速电动机的
15、类型主要有冶金与起重用变频调速三相异步电动机、电磁调速三相异步电动机、变频调速三相异步电动机等。其主要特点和应用场合如下（表 3-1）：表413名称特点和应用场合冶金与起重用变频调速三相异步电动机，是在 YTSP 系列变频调速三相异步电动机的基础上，根据冶金与起重用三相异步电动机的使用特点而开发的系列产品。开发中综合了生产冶金与起重用直流电动机和交流电梯电机的丰富经验，以与对交11/49YTSZ 冶 金与起重用变频调速三相异步电动机流变频调速的研究成果，电机的电磁设计、结构设计和绝缘系统设计既考虑了对变频电源供电和宽围变频调速的适应能力，又体现了冶金与起重用三相异步电动机过载能力大、机械强度高
16、的特点。与变频调速良好的起、制动功能相结合，特别适用于采用变频调速、短时或断续周期运行、频繁起动和制动的场合。电机基本技术条件符合 IEC600341 和 GB755 国际和国家标准的规定，安装尺寸符合 IEC72 国际标准YCT 电磁调速三相异步电动机YCT 电磁调速电动机是机械工业部组织设计的 Y 系列异步电动机的主要派生系列。电磁调速电动机由拖动电机(Y 系列电动机)。电磁转差离合器和控制器三部份组成，可用于恒转距负载场合，特别适宜在递减转矩负载中使用(例如离心式水泵和风机)、有较明显的节能效果。YCT 系列电磁调速电机能在规定的调速围均匀地、连续地无级调速、并能输出额定转矩，电机在运行
17、中当负载转矩变动时可通过控制器的速度负反馈系统自动调节离合器的励磁电流，使输出转速基本上保持不变。本系列电机有全国统一的技术条件，并且外形安装尺寸，拖动电机与其它易损件全国生产厂均匀统一，可以互换。YCT系列电机的特点：1、无失控区2、调速围广，速度调节平3、具有速度负反馈自动调节系统，转速变化率小4、起动力矩大，起动平衡12/495、结构简单、可靠、使用维护方便6、控制功率小，并能实现多种方式控制应用围YCT 系列电磁调速电机，可用于油漆流水线，装配流水线的传输带，注塑机、印染机、印刷机、水泵、鼓风机、回转炉、拉线机、卷纸机、卷纸机、卷板机、压延机、空调设备、输送设备等YVP 变频调速三相异
18、步电动机YVP 系列变频电机是一种交流、高效、节能型调速电动机，专为匹配变频调速设计制造，是机电一体化的调速节能新产品。与其他调速方式相比，变频调速系统特点有：1、效率高、节能显著；2、调速平滑，能在 5-100HZ 围无极调速3、低频起动时对负载冲击小；4、体积小、重量轻、安装尺寸和 Y 系列基本一样；5、起加起动设备；6、应用围广，在 50HZ 以下可作动电流小不用附恒转矩运行，在 50HZ 以上可作恒功率运行；7、比电磁调速电机结构简单，使用可靠，维修方便。YVP变频调速三相异步电动机能够保证电机长时间低速或高速运行，是目前交流调速方案中最先进的系统之一。广泛应用于数控机床的主轴传动、纺
19、织、化工、冶金、塑胶、轻工、造纸等行业的恒转矩、恒功率调速以与风机水泵等场合的节能调速。13/493.2 电动机的选择1.电动机输出功率的确定(1).不完全齿轮机构所需功率：110009550wwTnP式中：T-不完全齿轮惯性力矩为1.8Nm n-不完全齿轮转速为180/minrw-不完全齿轮机构传动效率 0.98所以，11.8 180100034.69550 0.98wPw(2).冲孔机构所需功率：弹簧受压力43CK=(Gd)/(8)kgf/mmmDN式中：G-线材的钢性模数：不锈钢丝G=7300；d-线径为2mmmD-中径为23mmN-总圈数 8CN-有效圈数N-2=6则有4343CK=(
20、Gd)/(8)=(7300 2)/(8 236)0.20kgf/mmmDN则弹簧所受力为1/0.1020.20 45 2/0.102176.5FKLN式中：L-模具的冲压行程。冲孔机构所需的功率为：12()ZwwwFFFvFvP卸式中：ZF-总冲裁力为133.97N14/491F-克服弹簧的作用力176.5NF卸-卸料力，初步估算为26N则有：32133.97 176.5261045 2320.95wPw（）除此之外，还有导套与导柱的摩擦力,再加上传动件的功率损失，须选用500w以上的电动机，其选择方案由如下几种：(1).YTSZ 冶金与起重用变频调速三相异步电动机型号标称功率Kw额定电流A额
21、定转矩N m诸转转矩额定转矩转动惯量2Kgm重量Kg安装长度mmYTSZ90S-41.13.07.00.250.00317500(2).YCT 电磁调速三相异步电动机型号拖动功率Kw调速围r/min额定转矩N m转速变化率电源（三相交流）重量Kg安装长度mmYCT112-4B0.751250-1254.90.2550Hz、380V53520(3).YVP 变频调速三相异步电动机型号标称功率Kw额定电流A额定转矩N m诸转转矩额定转矩转子转动惯量2Kgm重量Kg安装长度mmYVP90S60.752.57.91.250.002922400综合考虑以上三种特点和应用围，结合设计要求，使结构简单紧凑，
22、成本较低，选择第三种方案，即型号为 YVP90S6 变频调速三相异步电动机。其结构简图（如图 3-1）和相关安装尺寸如下：15/49图 3-1 机构简图安装尺寸标座号HABCDEFGDG90S00.590140100560.0090.00424508720KABACADAABBHDHAL10180175155361301901240016/49第四章 工作机构的设计4.1 偏心轮机构的设计4.1.1 偏心轮机构的总体构思偏心轮采用滚子从动盘形偏心轮机构，直接用滚动轴承作为滚子（选用深沟球轴承），为了设计的方便采用作图法设计。先取推程运动角=60远休止角=60s回程运动角=60近休止角=180s
23、4.1.2 偏心轮基圆半径的确定为了减小偏心轮的尺寸、重量和高速转动时的不平衡，希望有尽可能小的基圆半径。移动滚子从动件盘形偏心轮机构的最小基圆半径，主要受三个条件的限制，即：17/49（1）偏心轮的基圆半径应大于偏心轮的偏心轮轴的半径；（2）保证最大压力角max不超过许用压力角；（3）保证偏心轮实际廊线的最小曲率半径rrminmin3-5mm，以避免运动失真和应力集中。根据上述情况，初选偏心轮的基圆半径为：br=26.5mm4.1.3 其他尺寸的确定因为此次的冲孔的零件高度为 3.7mm，所以设计偏心轮的行程为 10mm，所以偏心轮直径为 74mm，偏心轮宽度为 b=18mm，滚子直径为 1
24、5mm，其他齿轮根据设计的偏心轮轴与运动规律确定。4.2 不完全齿轮机构的设计4.2.1 不完全齿轮机构的介绍不完全齿轮机构是由普通渐开线齿轮机构演化而成的一种间歇运动机构。它与普通渐开线齿轮机构不同之处是轮齿不布满整个圆周，主动轮的等速连续转动转换为从动轮的间歇运7动。18/49图4-1 不完全齿轮图4-1所示为一不完全齿轮机构，当主动轮1转一周时，从动轮2转1/4 周，从动轮每转停歇4次。当从动轮停歇时,1上的锁止弧与2 上的锁止弧互相配合锁住，以保证从动轮停歇在锁定位置。不完全齿轮机构应用广泛，与其它间隙机构相比，其动停时间比不受机构结构的限制，结构简单、制造方便，其缺点是从动轮在每次运
25、动始末，速度均有突变,冲击较大，故一般用于低速、轻载的场合。4.2.2 不完全齿轮的参数设计不完全齿轮采用 45 钢，主动轮调质处理，从动轮常化处理。根据进料分析，主动轮每转一周，从动轮由四工位，即从动轮得停歇数4N，主从动轮外圆直径一样。假定主动轮的实际齿数111Z，中心距78Amm，模数1.5m，压力角20，齿顶高系数11f。(1).按表 15-12，由12()/2Am ZZ可求得12/78/1.552ZZA m(2).从动轮的运动角360/49019/49(3).从动轮每一个运动角中所包含的齿数22/52/413ZZN(4).从动轮每一个锁止弧所跨越的整周节数21113 11 13KZZ
26、 ，即从动轮相邻两锁止弧间的实际齿数210ZK齿槽数与1Z一样为 11 个(5).由图 15-67，按1252ZZ用插齿法求得主动轮首末齿的齿顶高系数10.41f(6).主动轮除首、末齿以外的齿顶圆半径111(2)/21.5(522 1)/240.5aRm Zf(7).主动轮首齿齿顶圆半径(8).主动轮末齿齿顶圆半径111(2)/21.5(522 0.41)/239.615a mRm Zf(9).主动轮的齿根圆半径111(22)/21.5(522 1 2 0.25)/237.125fRm Zfc (10).从动轮的齿顶圆半径222(2)/21.5(522)/240.5aRm Zf(11).主动
27、轮上首齿与末齿中心线间所夹的圆心角111360360ZZ (12).从动轮上锁止凹圆弧半径sR按表 15-12 计算得38.18ssRmmR圆心在主动轮轴心上。(13).主动轮上锁止凸圆弧直径1276.36sDR(13).主动轮首齿工作时重叠系数按表 15-12 计算得111(2)/21.5(522 0.41)/239.615a sRm Zf 20/491.17，合格4.2.3 不完全齿轮阻尼器设计在全自动打孔机中，我采用不完全齿轮机构实现分度动作，当主动轮转一周时，从动轮转1/4周。然而在最初的安装、调试过程中发现，当电机转速较低时，冲孔机能正常运转，而电机转速提高时,主动齿轮角速度增大，此
28、时很容易发生齿轮间卡死。从不完全从动齿轮的角速度变化曲线(图4-2所示)可看出2B1B为中间啮合区，在此区的啮合情况与普通渐开线(完全)齿轮传动一样，为定角速比传动。A2B为开始啮合区,1BB为最后啮合区，在这两区角速度皆有突变。在啮合终止区，角速度从正常速度突变为0,有惯性力矩产生。当电机转速提高时,从动齿轮角速度增大,在啮合终止区角加速度亦增加,惯性力矩随之增大，从而易产生齿轮间卡死。我的解决办法是:在系统中增加弹性阻尼系统。弹性阻尼系统图如图4-3所示。不完全从动齿轮与分度盘组合体受力分析如下：图 4-2 角速度变化曲线21/49图 4-3组合体受到惯性力矩和摩擦力矩的联合作用,受力图如
29、图4-4所示,则组合体的转动微分方程为：RfFFRddJNtw2式中:F 摩擦力;FN 为弹簧力;R为阻尼力到组合体中心的距离。（1）组合体转动惯量的计算从动齿轮在完成一次啮合时,速度从正常转速180r/min 变化到0，速度有突变，因而产生惯性力矩,其力矩大小为twddJM式中:J为转惯量；为角速度。组合体可分成3个简单几何形状的物体(图4-5所示),它们对水平轴的转动惯量分别用J1，J2，J3表示，则组合体的转动惯量22/49J=J1+J2-J3以)3,2,1(,IhrMIII分别表示各部分物体的质量、半径和厚度，则上式中2/2/1412121hrrMJ2/2/2422222hrrMJ2/
30、2/3432333hrrMJ代入数据:1r=0.0619mm，2r=0.039，3r=0.01mm，1h=0.1004mm，2h=0.008mm,3h=0.012mm，=7800kg/m3,计算后得：241014.6mkgJ图 4-4 不完全主动齿轮受力图（2）平均角加速度的计算当主动齿轮的最后一个齿与从动齿轮的末齿啮合时，由于无后续齿，故从动齿轮的角速度从正常角速度30/n变化为0。在设计中，齿轮的分度圆直径为78mm,模数为1.5,故正常齿数为52。齿轮转过一个齿所需时间为st5213123/49则平均角加速度为：20_/2939/)(sradta（3）惯性力矩mNaJM8.1_（4）阻尼
31、系统中弹簧弹力的计算由转动微分方程得)2/(fRJFaN其中：摩擦系数f=0.25；R=0.05m。故NF=72N图 4-5通过在全自动冲孔机中增加阻尼系统,调节弹簧弹力大小来克服不完全从动齿轮的惯性力矩,如需在高速下运行,齿轮的惯性力矩较大,则弹簧的弹力应相应调大,反之,则弹力减小。实践证明,该机运转平稳,达到了预定要求。24/49第五章 锥齿轮传动的设计5.1 选择锥齿轮类型、精度等级、材料与齿数由于工作要求的不同，锥齿轮传动可设计成不同的形式。本次设计的齿轮为直齿圆锥齿轮，转速为1180/minnr，传动比为 1，单向连续运转，载荷较平稳，小批量生产。功率为1120.75 0.98 0.
32、990.728dPPkw，根据本设计的需要选择轴交角为90的标准直齿轮传动。由于此轴的速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）。材料选用 45 钢，硬度为 240HBS。由于本设计为等速传动，所以选择二锥齿轮的大小相等，故取齿数为 Z=26，又由于为开式软齿面，主要失效形式为齿面磨损和轮齿折断，应校核齿根的弯曲疲劳强度，按接触疲劳强度进行设计。5.2 齿面接触强度设计按齿面强度设计：213110171 0.5RHPRZKTdu25/49式中：d1t为小齿轮分度圆直径；K 为载荷系数；T1为锥齿轮传递的转矩；d为齿宽系数；u 为齿数比；ZE为材料的弹性影响系数；H为齿轮接触疲劳强度；
33、1.确定公式的各计算值1）试选载荷系数 Ke=1.5；2）计算锥齿轮传递的转矩；1119550/9550 0.728/18038.6TP nNm3）选取齿宽系数：选取0.3R4）选取重合度系数：取0.88Z5）确定许用应力：由图 5-285c按合金钢调质与查 MQ 线可得。lim1lim2290FFMPa同理由图 5-29 查得lim1lim2700HHMPa由式（5-29）、（5-30）分别求得12lim1min/290 2 1 1/1.3446FPFPFSTNXFY Y YSMPa 12lim1min/700 1 1/1700HPHPHNWHZ ZSMPa 26/492 计算1）初算主动齿
34、轮大端分度圆直径：2310.881.5 38.6101776.31 0.5 0.37000.3 1dmm2）确定齿数和模数：选取1226zz，大端模数11/76.3/262.936mdzmm，取3mmm3）计算主要几何尺寸：1213 2678ddmzmm 2222120.50.5393955.15Rddmm0.3 55.1517dbRmm校核齿根弯曲疲劳强度。由式（5-47）可知122123601 0.5FFSFPRKTY Ybm z计算重合度系数由式（5-21）可知0.250.75/Y而由式（5-12）得121.883.2(1/1/)1.883.2(1/26 1/26)1.634zz因此，0
35、.250.75/1.6340.7Y由图 5-25 查得124.15FSFSYY因为两个齿轮式一样的，校核其中任意一个即可。校核小齿轮的齿根弯曲疲劳强度11222360 1.5 38.64.15 0.7138.1117 3261 0.5 0.3FFPMPa27/49故齿根弯曲疲劳强度足够。5.3 确定锥齿轮的结构尺寸名称名称代号代号计算公式与结果分度圆锥角分度圆锥角21arccot(/)cot145zzarc齿顶高齿顶高ah1 33aahh mmm 齿根高齿根高fh()(1 0.2)33.6fahhc mmm 分度圆直径分度圆直径d3 2678dmzmm 齿顶圆直径齿顶圆直径ad2cos782
36、3cos4582.24aaddhmm 齿根圆直径齿根圆直径fd2cos782 3.6cos4572.91ffddhmm 28/49第六章 轴与零部件的设计6.1 轴的设计6.1.1 偏心轮轴的设计1.确定轴的功率、转速、转矩：npT61055.9式中 p电动机有效功率n电动机转速 n=180r/min节锥距节锥距R2222120.50.5393955.15Rddmm齿顶角齿顶角aarctan(/)arctan(3/55.15)3aahR 齿根角齿根角farctan(/)arctan(3.6/55.15)4ffhR 顶锥角顶锥角a45348aa 根锥角根锥角f45441ff 齿宽齿宽b0.3 5
37、5.1517dbRmm分度圆齿厚分度圆齿厚SmmmS71.42/314.32/29/49代入公式有110.75 0.990.7425dPPkw1180/minnrmmNnpT8.393931807425.01055.91055.96612.求作用在锥齿轮上的受力：已知圆锥齿轮的md值(1 0.5)78(1 0.5 0.3)66.3mRddmm而112/2 39393.75/66.31188.3tmFTdN111tancos1188.3 tan45 cos45=840.3NrtFF111tansin1188.3 tan45 sin45=840.3NatFF3.初步确定轴的最小直径：初 步 估算
38、轴 的 最小 直 径,选 取 轴的 材 料 为 45 钢,调 质 处理,根 据3153625表P取126oA，于是得33min11/1260.7425/18020.2odAP nmm轴的最小直径是安装锥齿轮处的直径 d,根据齿轮孔得21dmm4.轴的结构设计：（1）拟定轴上零件的装配方案轴的装配方案（如图 6-1）所示：30/49图 6-1 轴的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足锥齿轮的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取24dmm，左端用轴端挡圈定位，锥齿轮与轴配合的轮毂孔长度118Lmm，为了保证轴端挡圈只压在齿轮上而不压在轴端上,故-的长度应比1L略短
39、一些,现取17lmm。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24dmm-，由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承 30205 型，其尺寸为255216.25dD Tmmmmmm，故25ddmm-。两滚动轴承相对的端面采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得 30205 型轴承定位轴肩高度0.07229hdhmmddmm-，取，因此。而右轴承左边的端盖距螺纹轴肩的距离为13mm，为了使端盖装拆方便和添加润滑脂，取21l-，同理取21lmm-，28lmm-。取安装偏心轮的轴段32dmm，齿轮的右端与左轴承之间采用圆螺母定位，已知偏心轮毂的宽度为
40、 18mm,为了使圆螺母端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取mml17，偏心轮的左端采用轴肩定位,轴肩高2hmm,取36lmm.轴环宽度hb4.1,取11lmm。31/49在安装圆螺母的轴段，由于圆螺母的厚度为8mm，取mml10，轴承端盖的总宽度为11mm。根据轴承端盖的装拆与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14lmm,故取26lmm-。为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径24dmm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径30Dmm半联轴器与轴配合的轮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端上
41、,故-的长度应略短一些,现取36lmm，经查表确定安装半联轴器轴段的直径为22dmm-。至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.（3）轴上零件的轴向定位齿轮、半联轴器、偏心轮的周向定位均采用平键连接。按d由表 6-1 查得平键截面66b hmmmm，键槽用键槽铣刀加工，长为mm32，半联轴器与轴的配合为7/6Hn；锥齿轮与轴的连接，选用平键为mmmmmm1666，锥齿轮与轴的配合为7/6Hm；同样，偏心轮与轴选用mmmmmm14810的平键，配合为7/6Hm。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为6m。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴段倒角为1
42、45，各轴肩处的圆角半径见零件图。5.求轴上的载荷因此作为简支梁的轴的支承跨距首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定顶轴承的支点位置时,应从手册中查取 a 值（参看图 15-23）。对于 30205 型圆锥滚子轴承，由手册中查得12.5amm。因此作为简支梁的轴的支承跨距mmmmmmmmLLL75.14278.4275.5025.49321，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。32/49从轴的结构图以与弯矩和扭矩图可以看出截面 C 是轴的危险截面。计算截面C 处的HM，VM，M如下：1231123()(49.2550.7542.75)1188.31814.250.7542.75tNHL
43、LL FFNLL2111814.2 1188.3625.9NHNHtFFFN123(NVFLLr1123a1m03F(L+L+L)-F d/2+F L)840.3(49.2550.7542.75)840.3 33.15 160 42.751058.350.7542.75N2111058.3 840.3218NVNVrFFFN10HM2149.2558523.8HtMFNmm3250.75/93.531765.6HHMMNmm11/2840.3 33.1527855.945VamMF dN mm33/49211127855.945840.3 49.2513528.83VVrMMF LN mm 3
44、23218 42.759319.5VNVMFLN mm2222111027855.94527855.945HVMMMN mm222222258523.813528.8360067.1HVMMMN mm22223331765.69319.533104.5HVMMMN mm6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 c）的强度。根据式（15-5）与上式中的数据，以与轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力2222333()60067.1(0.6 39393.75)2.40.1 30caMTMPaW前已选轴材料为 45 钢，
45、调质处理。查表 15-1 得160MPa。因此1ca，此轴合理安全。6.1.2 不完全主动齿轮轴设计1.确定轴的功率、转速、转矩：npT61055.9代入公式有：21230.7425 0.98 0.970.6988PPkw 21180/minnnrmmNnpT8.370751806988.01055.91055.96622.求作用在锥齿轮上的力（1）作用在锥齿轮上的力211188.3ttFFN21840.3NraFF21840.3NarFF圆周力2tF，径向力2rF与轴向力2aF的方向如图示:34/49（2）作用在不完全齿轮上的力：已知，378dmm则有3232/2 37075.75/7895
46、0.7tFTdN33tan950.7tan20346rtFFN 3.初步确定轴的最小直径先按 15-52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3153625表P取126oA，于是得33min22/1260.6988/18019.8odAPnmm轴的最小直径是安装锥齿轮处的直径 d,根据齿轮孔得21dmm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案轴的装配方案如（图 6-2）所示：图 6-2 轴的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足齿轮的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径24dmm，左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈长度18
47、lmm。35/49锥齿轮与轴配合的轮毂孔长度118Lmm，为了保证轴端挡圈只压在齿轮上而不压在轴端上,故-的长度应比1L略短一些,现取17lmm。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24dmm-，由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承 30205 型，其尺寸为255216.25dD Tmmmmmm，故25ddmm-。两滚动轴承相对的端面采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得 30205 型轴承定位肩高度0.07229hdhmmddmm ，取，因此。取安装不完全齿轮的轴段32dmm，已知不完全齿轮轮毂的宽度为15mm，为了使圆螺母端面可靠
48、地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取mml14，不完全齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高2mm,取mmd36，轴环宽度hb4.1,取mml7。齿轮的右端与左轴承之间采用圆螺母定位，圆螺母的厚度为8mm所以取12lmm，为了车削螺纹和形成一个轴肩，取30dmm-轴承端盖的总宽度为11mm。根据轴承端盖的装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求,取左边轴承的右轴承端盖的外端面与轴环左端面间的距离15lmm,故取mml23。同理取mml23，22lmm-。至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.（3）轴上零件的轴向定位锥齿轮、不完全齿轮的周向定位均采用平键连接。按d由表 6-1 查得锥齿轮与轴的连接，选用平键
49、为mmmmmm1666，锥齿轮与轴的配合为7/6Hm；同样，不完全齿轮与轴选用mmmmmm14810的平键，配合为7/6Hm。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合 来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为6m。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴段倒角为1 45，各轴肩处的圆角半径见零件图。5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定顶轴承的支点位置时,应从手册中查取 a 值（参看图 15-23）。对于 30205 型圆锥滚子轴承，由手册中查得36/4912.5amm。因此作为简支梁的轴的支承跨距12353.2543.7542.75139.75LLLmmmmmm根据轴的计
50、算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以与弯矩和扭矩图可以看出截面 C 是轴的危险截面。计算截面C 处的HM，VM，M如下：123233123()(53.2543.7542.75)1188.3950.742.75145043.7542.75ttNHLLL FF LFNLL21321450950.7 1188.31212.4NHNHttFFFFN3123(NVLFLLr2123a1mr3F(L+L+L)-F d/2+F)840.3(53.2543.7542.75)840.3 33.15346 42.751206.643.7542.75N21131206.6840.334620.3NVNVrr