半自动平压模切机的设计.pdf

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1、 1 目录 第一章 概述.1 1.1 课题来源.1 1.2 课题研究目的及意义.1 第二章 方案选型.2 2.1 根据工艺动作要求拟定运动循环图.2 2.2 送料模切机构选型.3 2.3 机械运动方案的评定和选择.6 2.4 电动机的选型.11 第三章 机械传动设计.14 3.1 传动比的分配.14 3.2 计算传动装置的运动参数和动力参数。.14 3.3V 带传动设计.15 3.4 减速器的齿轮设计.16 3.5 轴的设计.20 3.6 轴承的选择和校核计算.24 3.7 平面六杆滑块机构设计.26 3.8 凸轮机构的设计.27 3.9 链条及链轮的设计.28 参考文献 总结 致谢 2 半自

2、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 3 Semi automatic die-cutti

3、ng 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 practice.The author

4、 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 m

5、ost suitable transmission system and executing mechanism,and its working principle,structure design and geometric parameters of an in-depth analysis and discussion.The excellent Auto CAD will design the device image,intuitive outlined.The cutting machine has the advantages of simple structure,compac

6、t structure,high efficiency,easy to operate.Key words:Mechanical Design Semi automatic die-cutting machine AutoCAD 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

7、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 4 原理最具有代表性的。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

8、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。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

9、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K=1.3，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 156.5360两个过程 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 5 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 156.5-36

10、0，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）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

11、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。6 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。图2-2 不完全齿轮 图2-3 不完全齿轮啮合 不完全齿轮的

12、齿数为15，有齿的部分为108度，无齿的部分为252度，分度圆r=25cm齿根圆r=23.5cm齿顶圆r=26.5cm。完全齿轮齿数为40，模数m=10.6，齿根圆r=18cm，分度圆r=21.2cm ，齿顶圆r=24cm 。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；7 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，

13、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

14、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。8 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。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

15、凸轮机构；平面模切选用平面 9 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

16、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。(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

17、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 10 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 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，

18、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；11(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 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

19、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 12 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

20、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 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 13 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

21、，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

22、 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，6102cN，下模移动的行程长度H 500.5mm。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 no=3000/60=50r/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61

23、02c行程速比系数 k 为 1.3 s为有效模切行程、t 为周期，w 为 0.96 smkktst769.113.13.1300036002.11s w v 14 kwPw54.313.13.130003600102.110236 设齿轴带，分别为皮带，轴承，齿轮的效率。齿轴带2398.099.096.0 则895.0 KWPPwo96.3 选取电动机额定功率mP，使om3.11PP）（，查得4kwmP，已知工作机转速minr5nw，电动机转速minr1450o 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

24、/dB 净重/kg 转 速 r/min 电流/A 效率（oo）功 率因 素cos 1 Y112M-2 4.0 2890 8.17 85.5 0.87 2.2 7.0 2.2 79 45 2 Y112M-4 4.0 1440 8.77 84.5 0.82 2.2 7.0 2.2 74 43 3 Y132M1-6 4.0 960 9.40 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

25、 14 70 2860 8 24 16 12 24 24 19 26 40 15 0 0 j6 0 5 0 0 5 0 图 2-11 电动机 16 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 8.28501440nniwm 2，分配各级传动比 齿齿带21iiii，初选2i 带，则齿轮减速器的传动比为 4.1428.28iii带减 按展开式的布置，取齿齿21i 3.1i，可算出1.3ii2减齿=3.33，则齿1i=32.433.34.14 3.2 计算传动装置的运动参数和动力参数。1，各级转速。轴 minr72021440i1m带nn 轴 minr16732.4

26、720inn112齿 轴 minr5033.3167in3n22齿 工作轴 minr503n4n 2，各轴功率 轴kw8.3kw96.096.3o1带PP 轴kw96.3kw98.099.08.3211齿轴PP 轴kw58.3kw98.099.069.3223齿轴PP 轴kw54.334轴PP 3，各轴转矩 轴m4.50m7208.39550n9550111NNPT 17 轴m211m16769.39550n9550222NNPT 轴m684m5058.39550n9550333NNPT 轴m676m5054.39550n9550444NNPT 3.3V 带传动设计 设计传动系统中第一级用普通

27、 V带传动，已知电动机功率 P=4kw，转 速minr1440n1，传动比2i，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caP，由 表8-7 查 得 工 作 情 况 系 数1.1AK，故kw4.4kw41.1mcaPKPA 2，选择 V 带的带型，根据1n,caP，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 d1=90mm 验算带速 v minr100060144090100060ndv11=6.78sm 计算大带轮的基准直径，d2 180mm90mm2

28、idd12 根据表 8-8 d2=180mm 4，确定 V 带的中心距 a 和基准长度 ld 根据式）（）（21o21dd2add7.0初选中心距mm550ao 所需的基准长度 mm14285004)90180()18090(25002a4dd2a2l2o212od）（由表8-2选取带基准长度ld=1400mm 计算实际中心距 mm48621428-14405002ldo-laado 中心距变化范围为 465528mm 5，验算小带轮上的包角 18 000001201901694863.5790180180a/3.57dd180a）（）（6，计算单根 V 带的额定功率 Pr，由 d1=90mm

29、，和 n1=1440minr，i=2和 A 带型，查表 8-4b的kw17.0oP，查表8-5得 ka=0.985，查表8-2得 kc=0.96 1.17kw0.96kw0.980.171.064kklaoor）（PPP 计算 V 带的根数 z 76.317.14.4zrcaPP 取 4 根。7 计算单根 V 带的初拉力的最小值mino）（F，由表 8-3得 A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以 22acaamino78.61.078.64985.04.4985.05.2500qvvzkk5.2500）（）（）（PF=130N 应使带实际初拉力min00)(FF 8，计算压轴力最小值

30、 2169sin13052Fz20min0p）（）（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kw8.31P，小齿轮转速n1=720r/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 101 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 40H

31、BS。选择小齿轮 z1=20，大齿轮齿数 z2=204.32=86.4取 87，选取螺旋角，初选014 2，按齿面接触强度设计 23EHad1tt 1Zu1uk2d）（HZT 19 1.确定公式内的各计算数值 试选6.1kt 由图 10-30选取区域系数433.2HZ 由图10-26查得82.074.02a1a，2a1aa=0.74+0.87=1.61 计算应力循环次数，h11jn60LN =607201（2830015）=3.11910 891020.732.41011.32N 计算小齿轮传动转矩 m7208.395501NT=5.04mm104N 由表10-7选取齿宽系数1d 由表10-6

32、查得材料的弹性影响系数21a8.189 MPZE 由图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a1lim600MPH，大齿轮的接触疲劳强度极限a2lim550MPH 由图 10-19取得接触疲劳寿命系数96.091.021HNHNKK，计算接触疲劳选用应力 取失效效率为001，安全系数 s=1，所以 aa1lim1154660091.0MPMPSKHNH aa2lim2252855096.0MPMPSKHNH a215372MPHHH 2.计算 试 计 算 小 齿 轮 分 度 圆 直 径t 1d，由 计 算 公 式 得234t 15378.189433.24.3225.361.11

33、1004.56.12d）（mm4591224d3t 1 计算圆周速度 sm7.110006072045100060ndv1t 1 计算齿宽 b 及模数1nm 20 mm45mm451dbt 1d 18.22014cosmm451zcosdm0t 1nt ntm25.2h=2.2518mm=4.905 17.9905.445hb 计算纵向重合度，tanZ318.01d=0.318586.114tan2010 计算载荷系数k 已知使用系数ka=1，根据v=1.7sm,7级精度，由图 10-8查得动载系数 kv=1.04。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，32.1HK

34、，由表 10-3查得418.1FK，17.9hb，由图 10-13查得32.1FK，由表 10-3查得2.1aaFHKK，故载荷系数HHVAKKKKKa=77.1418.12.104.11 按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式mm54.466.177.145kkdd33tt 1 计算模数mn mm26.2214cos54.46zcosdm011n 3，按齿轮弯曲强度设计由式 3aaa21d21ncosYk2mFSFYYZT 确定计算参数 计算载荷系数 65.12.132.104.11aFVAKKFKKK 根据纵向重合度903.1，从图10-28查得螺旋角影响系数88.0Y 计算当量齿数，8

35、9.21914.020142003311vCOSCOSZZ 24.95322COSZZV 查得齿形系数 由表 10-5查得214.280.22a1aFFYY，由表 10-5查得应力校正系数775.155.12a1aSSYY，由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a5001MPFE，大齿轮的弯曲强 21 度极限a3802MPFE 由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数98.02FNK.计算弯曲疲劳选用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 57.303111SFKEFF,57.241222SFKEFF 计算大小齿轮的11FSAFAYY并且加以比较。01430.057.30355.180.211a

36、1aFSYYF 01627.057.241775.1214.222a2aFSYYF 设计计算 32204n01627.001.120114cos88.01004.565.12m）（=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 mn=2.0mm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 d1=46.54mm来计算应有齿数 58.22214cos54.46mcosdz0n11 取 z1=23，z2=99 4几何尺寸计算 计算中心距 mmmmmn73.12514cos22)9923(cos2)zza0

37、21（将中心距圆整为126mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 0n48.14126221923arccosa2m2z1zarccos）（）（因为值改变不多，故参数HZ，ka等不必修正 计算大小齿轮分度圆直径 mm5.4748.14cos223cosmzd0n11 22 mm5.20448.14cos299cosmzd0n22 计算齿轮宽度 47.547.51db1d圆整后取 B2=45mm,B1=50mm 3.5 轴的设计 以低速轴为例进行设计。已知IIIP=3.58kw，IIIn=50r/min，IIIT=684N m，齿轮齿宽 B=115mm,齿数=74，=6 311。1、求作用在齿轮上的力

38、 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 4d=259.5 mm 而 Ft=232dTN871105.25968423 Fr=FtNon20.3116 311cos20tan871costan Fa=Fttan=311.200.246734=76.78N 圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa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110oA。mmnPAdo5.42333min 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

39、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dDb=5010021。3、选择联轴器 查机械设计图表，取AK=1.3，则mNTKTaca2.8896843.13。23 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：855014844584453GBJCJCHL，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

40、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

41、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=1610(GB1095-79)，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

42、的配合为 H7/n6；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为 149 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。24（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

43、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 l=27mm，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：105(115-113)+21=38mm (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 24tHBHAFFF=4

44、55.08N 垂直面内支反力(图)VAF24rFldFa24=(2196.31116925.25947.305)=-79.52 N )9 3 2.78(196.3114VArVBFFF=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 25 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mml1693811318。图：合成弯矩 垂直面的弯矩图和水平面上的弯矩图，按M 22VHMM计算合成 图：转矩图 图：当量弯矩转矩 按脉动循环变化计算,取修正系数为 0.6,则 2522414204026.

45、0TN.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2222252241160712TMMaca=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222225224153227TMMbca=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

46、，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，3acm16W（b=0.16cm，t=0.1cm）338.161.0cmdWa 16098.299WMacaaca=18.7MPa 8.16806.267WMbcabca=15.94MPa 查表得b150 MPa，所以安全。26 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hL=40800h，转速 n=50r/min，4aF=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 C=30600N，基本额定静载荷0C=20000N 1、求两轴承的径向载荷 89.4

47、61.529708.455FF222VA2HArAFN 72.06613.00448.455FF222VB2HBBrFN 27 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rdeFF，其中判断系数e=0CFa，可初取e=0.4，所以 rAdAFF4.0=184.79N，rBdBFF4.0=242.51N 故dAaaAFFF4=76.78+184.792=261.5N，dBaBFF=242.51N 200005.2610CFaA=0.013075，2000051.2420CFaB=0.0121254 查表可得382.0Ae，380.0Be 所以可得dAaaAFFF4=

48、446.29N，dBaBFF=242.51N rAdAFF382.0=176.47N，rBdBFF380.0=230.38N 2000071.4830CFaA=0.022315，200008.2260CFaB=0.0121225 两次计算的0CFa相差不大，因此确定382.0Ae，380.0Be，aAF=446.92N，aBF=242.51N。3、求轴承当量动载荷P 因为ArAaAeFF966.098.46129.446，BrBaBeFF379.037.60638.230 查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数 轴承 A 45.0AX，474.1AY；轴承B 1BX，0BY 因工作情况平稳

49、，查取pf=1.2，则 由P=pf（XrF+YaF）得 AP=1.2（0.45461.98+1.474446.29）=1038.86N BP=1.2（1 606.67+0）=728.004N 4、验算轴承寿命 因为BAPP，所以按轴承A 的受力大小验算。由 366)86.103830500(506010)(6010AhPCnL=15910101hhL=40800h 故所选用轴承满足寿命要求。28 3.7 平面六杆滑块机构设计 图 3-3 六杆曲柄滑块机构的分析图 AB=b-a,BC=e，CD=c，AD=d，CG=f，AC=a+b 由设计要求可得极位夹角=错误！未找到引用源。H=50mm 在AB

50、C和BCD中，由余弦定理得：在ABC中，得 错 误！未 找 到 引 用 源。a21900 故 29 d=另外杆 a 为曲柄的条件为：（1）在 a、b、c、d 四杆中，a 为最小，c 为最大；（2）a+cb+d 根据以上分析，可取 l=510mm c=410mm f=310mm 带入以上公式可得 56008.092.122ba 考虑 a 为曲柄的条件，可得各杆长 a=16mm b=29.3mm c=420mm d=367.8mm f=310mm l=510mm 3.8 凸轮机构的设计 设计一对心直动滚子推杆盘形凸轮机构，其工作条件为等速轻载。对推杆得运动要求为，当凸轮转过0120推杆上升 50m