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1、目录摘要摘要 4AbstractAbstract 50 文献综述文献综述 60.1 飞剪机的现状 60.2 曲柄连杆式飞剪机的结构特点 60.3 飞剪机的发展趋势 71 引言引言 92 曲柄连杆式飞剪机总体设计曲柄连杆式飞剪机总体设计102.1 传动初始条件102.2 选择传动方案103 剪切机构的设计和相关计算剪切机构的设计和相关计算113.1 剪切机构各尺寸的确定113.1.1 设计剪切机构运动简图113.1.2 曲柄的尺寸设计123.1.3 计算刀架尺寸133.2 连杆刀架的力分析143.2.1 力的分析143.2.2 连杆力矩图163.2.3 结构设计164 电动机的选择及各轴转矩电动
2、机的选择及各轴转矩174.1 电动机的选择174.1.1 传动总效率174.1.2 传动总功率174.1.3 选取电动机184.1.4 总传动比184.2 各轴功率和转矩1914.2.1 各轴转速194.2.2 各轴功率194.2.3 各轴转矩195 传动装置设计传动装置设计205.1 一级斜齿轮设计205.1.1 齿轮材料与齿数选择205.1.2 按齿面接触疲劳强度设计205.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计225.1.4 几何尺寸245.2 二级直齿轮设计255.2.1 选择齿轮材料和齿轮齿数255.2.2 按齿面接触强度设计255.2.3 按齿根弯曲强度设计275.2.4 齿轮几何尺寸29
3、5.3 尺寸几何表296 轴及轴上各零件的校核轴及轴上各零件的校核306.1 高速轴及轴上各零件的校核306.1.1 高速轴的校核306.1.2 轴承寿命的计算346.2 中速轴及轴上各零件的校核366.2.1 中速轴的校核366.2.2 轴承的寿命计算406.2.3 键的校核426.3 一号低速轴及轴上各零件的校核426.3.1 轴的校核426.3.2 轴承的寿命计算476.3.3 键的校核496.4 二号低速轴及轴上各零件的校核496.4.1 轴的校核4926.4.2 轴承的寿命计算536.4.3 键的校核557 箱体结构和箱体上各构件的设计箱体结构和箱体上各构件的设计557.1 下箱体和
4、下箱体上的各构件557.2 中箱体和中箱体上各构件设计567.3 箱盖和箱盖上各构件的设计577.4 箱壁厚和各螺钉的直径577.5 润滑密封设计588 小结小结58参考文献参考文献58致谢致谢603曲柄连杆式飞剪机设计摘要：摘要：飞剪机是在轧件运动中对轧件进行剪切的一种设备，是整条工作线中的重要机械设备,这直接关系到轧制线的生产效率和产品切口质量。随着连续式轧机的发展,特别是在钢材的产量和品种不断增加的现代，要求轧钢向高速连续化发展的今天，飞剪机得到了广泛的应用。此次设计着重设计曲柄连杆式飞剪机的减速传动部分，并设计了曲柄连杆式飞剪机各杆件的尺寸。传动装置传递了电动机的转速和转矩，传动装置是
5、飞剪机执行剪切任务的基本，精密的传动才能使上下剪切机构达到剪切同步。本文主要设计的是去柄连杆式飞剪机的传动装置，并对传动装置各传动件进行强度校核。而在剪切执行机构中，合理的杆件长度是为了使四杆机构传动平稳。关键词：关键词：轧钢 曲柄连杆 飞剪机 减速器4Design of Crank Flying shearDesign of Crank Flying shearAbstractAbstract：The flying shear machine is a kind of equipment for shear on the strip in rollingmotion，and the shea
6、ring machine is an important equipment in the whole work process.Thework directly of flying shear machine related to the quality of rolling line productionefficiency and product quality of incisions.Flying shear is widely used with the developmentof continuous rolling mill,especially the increase in
7、 steel output and varieties of modern,therolling speed is faster and more efficient now.The design focuses on the design of crank flying shear part reducer,and in this design,thatis the bar size of the crank connecting rod type flying shear machine.The retarder transfers the motor speed and torque.T
8、he reducer is flying shear machine shearsthe basic task execution.And driving to precision shear mechanism to achievesynchronization under shear.This paper is designed to two gear reducer.And in this paper,that is checking the strengthof the reducer of the transmission parts.While in shear actuator,
9、the length of the bar isreasonable in order to make the four bar mechanism smooth transmission.Key words:Key words:steel rolling,crank connecting link,flying shear,reducer50 文献综述0.1 飞剪机的现状最早的飞剪机出现在十九世纪末，是一台使用蒸汽驱动，并利用惯性力进行剪切的飞剪机。但是这种飞剪机不仅重量过大，而且结构复杂，所以出现的时间很短。后来就被在美国出现的由电动机带动曲柄和偏心轴进行飞剪的飞剪机所取代，但是复杂的惯性
10、力依旧是飞剪机的一个难题，后来真正消除复杂惯性力的是摩尔根式飞剪机。之后各国科研学者在摩尔根式飞剪机的基础上对飞剪机进行优化和创新，逐渐演变成现代的飞剪机。大约上世纪 80 年代，随着改革开放，飞剪机的技术被引入中国，伴随着 20 多年的发展，中国自主研制的飞剪机在国际上也得到一定的地位。0.2 曲柄连杆式飞剪机的结构特点从十九世纪末到现在经过 100 多年的发展，飞剪机衍生出了不同的种类。而现在应用较多的有圆盘式飞剪机、滚筒式飞剪机、曲柄连杠杆式飞剪机、曲柄偏心式飞剪机、摆动式飞剪机和曲柄偏心摇杆式飞剪机等。而不同的飞剪机拥有不同的特点。曲柄连杆式飞剪机是通过电动机提供动力，通过减速器减速并
11、传递动力，通过曲柄连杆把曲柄的回转运动转化为连杆端点的竖直位移。曲柄连杆式飞剪机在轧件过程中要求刀架近似垂直于轧件表面，以满足剪切精度和要求；而且刀刃水平移动速度应该近似等于轧件水平移动的速度，以免刀刃和轧件产生干涉，破坏刃口。曲柄连杆式飞剪机由两个剪切机构组成：上剪切机构和下剪切机构，上、下剪切机构为对称分布，分别连在两个反向同速转动的轴端，两个剪切机构在剪切过程中，运动应该保持一致，为了保证将轧件完全剪切，上下剪切机构的刀刃需要有 24mm的重合度。飞剪机的一个技术特性被称为切入角，即刀刃接触轧件表面产生法向剪切力时，曲柄和竖直线的夹角，这个角度取值应该合理，如果曲柄过短轧件直径过大，切入
12、角就会很大，曲柄上受到的力矩也会变大，长此以往，曲柄容易出现弯曲变形甚至6断裂。如果切入角很小，曲柄的强度和寿命虽得到保证，但是剪切效率也随之下降，所以咬入角不能过大也不能过小，一般取值在 3040范围内。曲柄连杆式飞剪机的剪切执行部分结构简单，尺寸调制和日常维护保养也较为方便，控制环节较少，精度也较高。但是飞剪机对传动装置的要求很苛刻，剪切机构工作环境较差，灰尘很多，冲击较强，这些对传动机构都是致命的，因此曲柄连杆式飞剪机的传动装置在设计强度刚度上都需要进行加强。这也是曲柄连杆式飞剪机的减速器有别于一般减速器的一大特点。0.3 飞剪机的发展趋势如今的曲柄连杆式飞剪机仍然有着很多的缺陷，剪切力
13、大，使得电动机选择范围窄，剪切过程中，较强的冲击使得传动减速箱内的轴和轴承的使用寿命都很低，为了满足强度刚度以及寿命的要求，往往在设计减速器的时候都采用高强度材料和重型轴承，而执行剪切时所需的高转矩，齿轮都是使用的大尺寸高模数以满足各方面的强度要求。这些材料的使用也无疑增加了减速器整体的重量和成本。飞剪机结构简单，设计也不复杂，所以对材料的选择才是设计曲柄连杆式飞剪机的核心，高强度材料才能满足大转矩，才能承受住较强的冲击。但是现在的材料在满足强度的要求前提下，尺寸依然很大，而且高强度材料的高成本也不利于飞剪机的发展。于是开发新型的低成本高强度材料成为了优化飞剪机机构的当务之急。新型的材料也成为
14、了飞剪机的研究方向。随着科技的不断发展，未来会有越来越多的新型材料被发现，选择使用这些新型材料锻造飞剪机，不仅可以降低飞剪机减速器的整体重量和整体尺寸，而且高强度材料也能使减速器轴和轴承的寿命得到大幅度提升，从另一个方面降低使用成本。随着计算机技术的发展，利用计算机对飞剪机构的运动建模，进行有限元分析成为可能。利用计算机技术对飞剪机进行虚拟设计，不仅可以避免人工设计中可能出现的错误，还能随时根据新型材料的变化，改变飞剪机减速器的尺寸，能够更快地对曲柄连杆式飞剪机的剪切机构和传动减速箱进行优化，简单方便。而且在这个追求高效追求全自动的社会中，人力操作开启暂停飞剪机变得落后。利用计算机对飞剪机下达
15、指令，让飞剪机自动开启和暂停，也成为了飞剪机的一个研究方向。7飞剪机的最终发展目标应该是小而轻，能达到全自动执行剪切任务。新型的材料，高效的计算机技术，利用现代技术的优势，两个最终目标就会在不久的将来变成现实。81 引言曲柄剑连杆式飞剪机传递动力大，能够平稳剪切钢材，采用二级齿轮减速，减速平稳可靠，剪切机构直接连接在减速低速轴上，结构紧凑，剪切机构结构简单，剪切机构传动效率高，轧件整齐，并且能够在轧件运动过程中对轧件进行剪切。但是剪切过程冲击较强，需要使用高强度材料锻造轴，增加成本；所需电动机功率大，可选择电动机较少；剪切力大，较强的冲击，使得靠近剪切机构一侧的轴承寿命偏低；减速器重量大，体积
16、大。因此传动构架是在曲柄连杆式飞剪机构中一个最重要的部分，传动机构不仅要把电动机的传递转速进行减速，也需要将电动机传递的转矩进行放大，然后最终传递给剪切机构剪切轧件，因此精密的传动构件设计成为了设计曲柄连杆式飞剪机的关键。如何利用现有的材料设计出能够承受住飞剪机的冲击和剪切力的传动构件，成为本论文的切入点。9计算和说明2 曲柄连杆式飞剪机总体设计2.1 传动初始条件题目给出的条件有：(1)剪切轧件规格：2020(2)轧件速度：2.5m/s(3)剪刃重合度：4mm(4)单机构法向剪切力：132kN；单机构侧向推力：9kN；(5)工作机主轴转速：220r/min机构最小传动角不小于 33，剪刃水平
17、速度误差小于3%；两班制，单向运转，有中等冲击振动；使用电动机，三相交流，电压 380V/220V；两年一次大修，一年一次中修，半年一次小修；使用折旧期为 8 年；专业机械厂制造，小批量生产。2.2 选择传动方案根据以上题目给出的条件可采用展开式二级齿轮减速器，其传动原理图如下：结果图 1 曲柄连杆式飞剪机机构件图Fig.1 Crank flying shear mechanism parts diagram10计算和说明结果图 2 双四柄飞剪执行机构件图Fig.2 Four double handle flying shear actuator parts diagram3 剪切机构的设计和
18、相关计算3.1 剪切机构各尺寸的确定3.1.1 设计剪切机构运动简图11计算和说明图 3 剪切机构示意图Fig.3 Schematic diagram of shearing mechanism3.1.2 曲柄的尺寸设计查阅资料可知，曲柄的长度和轧件的规格以及切入角有关，当刀刃接触轧件产生最大法向剪切力时，此时曲柄和竖直线的夹角被称为切入角，切入角不能过大，也不能过小，过大或过小都会影响力的传递，降低刀刃的使用寿命，切入角的取值范围为：30 40。设 40设曲柄中心到刀刃的距离为Lo；轧件的边长为h；曲柄半径为L1；刀架长度L5；切入角。Lo L1 L5由以上重合度为，数据可列公式：结果12计
19、算和说明hL0 L5221h ；cos L12L1L1h ；21cos结果L155mm其中 40；h 20mm；4mm；则可解得L1 52.17，取L155mm。实际切入角cos 13.1.3 计算刀架尺寸曲柄L155mm,连杆L2392mm，摇杆L3485mm，h 解得 38.52L1固定铰链中心距L4330.5mm；固定铰链连线和竖直线的夹角L2392mm 3.56；连杆和刀架是刚性连接，其夹角 99.86。当刀架L3485mm和曲柄同是处于竖直状态即刀架曲柄处于同一直线时，摇杆和竖直线的夹角 49。列出矢量方程式：vc vb vbcL4330.5mm 3.56 99.86 49方向L3L
20、1L2大小？利用速度矢量法计算连杆的角速度，选择比例尺 1mm=0.01m/s。画出速度矢量图：13计算和说明结果图 4 速度矢量图Fig.4 The velocity vector diagram220曲柄速度vb2L11.27m/s；60摇杆的速度vc1.61m/s；根据曲柄竖直时各构件之间的夹角关系，画出如上速度矢量图，根据比例尺可知道连杆的速度v连杆 vbc1.24m/s;由于连杆的长度L2392mm，v连杆3.16rad/s所以连杆的角速度连杆L2又因为连杆和刀架刚性连接，所以刀架的角速度为：刀架 连杆3.16rad/s；又因为刀刃的速度应该和轧件的前进速度相等：v刃 v刀架 v曲柄
21、，v刀架 v刃 v曲柄；v刃2.5m/s，v曲柄1.27m/s，v所以v刀架1.23m/s，所以刀架的长度L5刀架388mm。刀架由于齿轮中心距为 880mm。而刀刃重合度为4mm，所以刀架实880 4L5387mm际长度L555 387mm23.2 连杆刀架的力分析14计算和说明3.2.1 力的分析由于刀刃的侧向推力为 9kN，根据力矩平衡，以连杆刀架固定铰接点为中心点，如图所示结果图 5 连杆受力分析图Fig.5 Analysis of connecting rod bearing由力矩平衡公式可得F拉F推L58889.97N；L2F拉8889.97N根据余弦公式可得如图拉力作用点和推力作
22、用点之间的距离为L6596.15mm，而此时为刀刃切入的时候，连杆和摇杆的夹角F拉11571N；50.2，则摇杆对连杆的总拉力F拉sinF拉11571N摇杆与L6的夹角为 89.96，所以总拉力在垂直L6方向的分力为F分 F拉sin 11564.6N，又以刀刃定点为中心点，根据力F分11564.6N矩平衡，所以：15计算和说明F水平F分596.1517814.42N；L5结果F水平17814.4N此时摇杆和竖直方向夹角为44；摇杆总拉力在竖直方向的cos8323.27N。分力为F竖直2 F拉F竖直28323.3N任务书给出的剪切力实际为两个剪切机构法向剪切力的总和，一个剪切机构的法向剪切力实际
23、大小为F剪132kN；所以图中F竖直1 F竖直2 F剪140.3kN。F竖直1140.3kN3.2.2 连杆力矩图第一段在连杆上计算，求值点到拉力作用点的距离为 x0 x 392M1 F拉 x第二段在刀架上计算，求值点到刚性铰接点的距离为 x0 x 387M2 F拉392 F水平 x画出力矩图：图 6 连杆力矩图Fig.6 The connecting rod moment diagram16计算和说明3.2.3 结构设计(1)曲柄采用偏心圆盘结构，刀架和连杆与轴承外衬套相连，轴衬内部选用轴承为两个 GB/T283-2007 NJ312E 系列圆柱滚子轴承并排安装以提高单个轴承使用寿命。(2)
24、连杆和摇杆的连接部分的轴承选用两个 GB/T283-2007NJ306E系列圆柱滚子轴承，并排安装以提高单个轴承使用寿命。(3)摇杆采用三板连接结构，如图所示：图 7 摇杆结构图Fig.7 Rocker structure diagram三块钢板使用三套螺栓螺母紧固。(4)摇杆固定点的轴承选用两个 GB/T283-2007 NJ306E 系列圆柱滚子轴承，并排安装以提高单个轴承使用寿命。(5)轴承端盖使用止动垫片和圆螺母配合固定轴衬，上剪切机构和下剪切机构使用相反螺纹的圆螺母。4 电动机的选择及各轴转矩4.1 电动机的选择4.1.1 传动总效率齿轮的传动效率：齿1 齿2 齿3 0.97；轴承的
25、传动效率：轴承1 轴承2 轴承3 轴承4 轴承5 0.99；联轴器的传动效率：联 0.993上剪切机构传动效率：结果17计算和说明535=0.862d1 3齿轴承联 0.97 0.99 0.993结果d1=0.862下剪切机构传动效率：2424d2 齿轴承联 0.97 0.99 0.993=0.897d2=0.8974.1.2 传动总功率剪切机构由两部分构成，所以输入功率的计算需要两个剪切机构输出所需输入功率相加，即Pd Pd1 Pd2由于切入角 38.5剪切机构所需转矩：T F竖直1L1sin F水平L1cosmm；T 5588.9N由所需转矩可以计算出所需功率：PPd1Tn129kW；95
26、50P1129149.4kW；d10.862Pd1=149.4kWPd2=143.5kWP129Pd22143.5kW；d20.897Pd=292.9kW则Pd=292.9kW.4.1.3 选取电动机由于工作机转速为n=220r/min;i1 i235；且i1=1.31.5i2;取i1=4.48；i2=3.2;n i1i2n3153r/min;由Pd292.9kW 和n 3153r/min;选取电动机同步转速为 3000r/min;选择电动机型号 Y2-335L-2。18计算和说明该电动机额定功率为 315kW；转速为 3000r/min0.035轴直径D 950.013mm；轴伸尺寸E 17
27、0mm。结果4.1.4 总传动比nd3000r/minn=220r/mini nd13.636；i i1i2；i1=1.31.5i2n则可算出i1=4.37；i2=3.124.2 各轴功率和转矩4.2.1 各轴转速nd3000r/mini1=4.37i2=3.12高速轴转速n1 nd3000r/min中速轴转速n1686.5r/mini1n2220r/mini2n13000r/minn2686.5r/minn3220r/min低速轴转速n3 n44.2.2 各轴功率n4220r/minP高290.8kW高速轴功率P高 Pd联290.8kW中速轴功率P中 P高齿1轴承1279.2kW低速轴输入功
28、率P低入 P中齿2轴承2268.2kW；由于在一号低速轴时有一部分功率被分出用于下剪切机构的运动，所以低速轴的输入功率只有一部分到达二号低速轴维持上剪切机构的运动。一号低速轴输出功率P出1128.8kW；P中279.2kWP低入=268.2kWP出1128.8kW19计算和说明二号低速轴输出功率P出2128.8kW；4.2.3 各轴转矩高速轴转矩T高 9550P高925.7Nmn1P中3884.5Nmn2P出5589.1Nmn3结果P出2128.8kWT高925.7Nm中速轴转矩T中 9550T中3884.5N m低速轴输出转矩T低出 9550T低出5589.1N m5 传动装置设计5.1 一
29、级斜齿轮设计5.1.1 齿轮材料与齿数选择(1)选择材料：可查阅资料，选择主动轮材料为 40Cr(调质)，其硬度为 280HBS；选择从动轮材料为 45 钢（调质），其硬度为 240HBS。(2)齿数选择：i1=4.37选择小齿轮齿数为Z122；大齿轮齿数为Z2 i1Z197(3)初选螺旋角：145.1.2 按齿面接触疲劳强度设计2KtT1i 1 ZHZE由资料可知公式d1t3diH(1)确定上式中各计算数值1)选取10.765；20.86则 1 21.625；220计算和说明2)试选Kt1.63)取齿宽系数d1；4)选择区域系数ZH2.4335)材料的弹性影响系数ZE189.8MPa；6)取
30、小齿轮的接触疲劳强度Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550MPa；7)题目已知两班制为 16h，工作 8 年，设每年工作 300 天；Lh 300168 3840012结果21则应力循环次数N1 60n1 jLh 6.912109N2N11.582109i18)查取接触疲劳系数小齿轮接触疲劳系数KHN10.88；大齿轮接触疲劳系数KHN20.94。9)安全系数S110)计算许用接触应力：KHN1lim1528MPaSK大齿轮许用接触应力H2HN2lim2517MPaSH2522.5MPa许用接触应力HH 12小齿轮许用接触应力H1(2)计算:1)试算小齿轮分度圆直径：d1
31、t321.6925.71034.37 1 2.433189.811.6254.37522.52计算和说明可得d1t120.5mm结果2)计算圆周速度d1tn1v 18.92m/s6010003)计算齿宽和模数齿宽b dd1t120.5mmd1tcos5.31模数mnZ1齿高h 2.25mn11.96mmb齿宽和齿高的比值10.077h4)计算纵向重合度 0.318d Z1 tan 1.7445)计算载荷系数 K查资料可知KA1.5；8 级精度，则动载系数KV1.35；齿间载荷分布系数KH KF1.2插值计算齿向载荷分布系数KH1.475；KF1.4载荷系数K KAKVKHKH3.58466)按
32、实际载荷系数计算分度圆直径Kd1 d1t3157.67mmd1157.67mmKtd cos6.557)计算模数mn1Z15.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计弯曲疲劳强度公式为：2KT1Ycos2YFaYSamn32FdZ122计算和说明(1)确定上式各参数值1)计算载荷系数K KAKVKFKF3.402；结果232)根据纵向重合度1.744，查得螺旋角影响系数Y0.88；3)计算当量齿数ZV1Z2106.18cos3Z124.083cos ZV24)用插值法查齿形系数YFa12.6476；YFa22.17515)用插值法查应力校正系数YSa11.5808；YSa21.79496)计算大小齿轮的
33、YFaYSa，并比较F可查得材料弯曲疲劳极限：FE1500MPa;FE2380MPa弯曲疲劳寿命系数：KFN10.82;KFN20.85取弯曲疲劳安全系数S1.4通过上述数据可得：F1KFN1FE1292.86MPa;F2SKFN2FE2230.71MPa;SYFa1YSa10.01429;F1计算和说明YFaYSa大齿轮的数值较大F(2)计算1)设计计算将上述数据带入设计公式中可得：3223.402925.710 0.88cos 143mn0.0169212221.625得mn 4.82对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决
34、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YFa2YSa20.01692;F2结果定的承载能力，仅与齿轮直径有关，取mn=6mm，可满足弯曲强度。但为了同是满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1157.67mm 来计算应有齿数。于是有小齿轮实际齿数Z1d1cos26；mnmn=6mmZ126Z2114大齿轮实际齿数Z2 Z1i1114；5.1.4 几何尺寸(1)算出中心距a 433mm。(2)通过中心距验算出螺旋角的正确值：arccosZ1 Z2mn2cos432.85mm，圆整后中心距为Z1 Z2mnaa 433mm 14.07514.075；24计算和说明因值改
35、变不多，故参数、K、ZH等值不需要修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径：Z m小齿轮分度圆直径d11n160.8mm；cos结果d1160.8mmd2705.2mm大齿轮分度圆直径d2(4)计算齿宽：b dd1160.8mmZ2mn705.2mm。cosB1165mmB2161mm圆整后小齿轮齿宽B1165mm;大齿轮齿宽B2161mm。(5)齿顶圆直径：小齿轮齿顶圆直径da1 d1 2mnh*a172.8mm；大齿轮分度圆直径da2 d2 2mnh*a717.2mm。5.2 二级直齿轮设计5.2.1 选择齿轮材料和齿轮齿数(1)齿轮材料查阅资料可得选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为
36、 280HBS大齿轮材料为 45 钢（调质）；(2)初选齿数：i2 3.12小齿轮齿数Z130;大齿轮齿数Z2 Z1i2945.2.2 按齿面接触强度设计齿面接触强度公式为KtT2i 1 ZE3d1t 2.32diH225计算和说明1)试选载荷系数Kt1.3；32)计算小齿轮传递的转矩：T2 3884.510Nmm；3)选取齿宽系数d1；14)查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa2；5)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳极限：小齿轮的接触疲劳极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550MPa；6)计算应力循环次数9小齿轮应力循环次数N1 60n2 jLh1.58210；N大
37、齿轮应力循环次数N21 5.07108。i2由于二级从动齿轮同时和两个齿轮啮合，所以，应力循环次数：N3 2N21.011097)查取接触疲劳寿命系数：小齿轮接触疲劳系数KHN1 0.94;大齿轮接触疲劳系数KHN20.98。8)安全系数S19)计算许用接触应力：KHN1lim1小齿轮许用接触应力H1564MPa;SKHN2lim2大齿轮许用接触应力H2539MPa。S取用较小值，即大齿轮的许用接触应力H539MPa。(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径(1)确定上式中各计算数值结果26计算和说明31.33884.54103.12 1189.8d1t 2.32313.125392结果可得d1t2
38、17.76mm。2)计算圆周速度：d1tn2圆周速度v 7.827m/s。6010003)计算齿宽和模数齿宽b dd1t217.76mm;d1t7.26mm;模数mtZ1齿高h 2.25mt16.33mm;b217.76齿宽和齿高的比值13.33；h16.334)计算载荷系数查资料可知KA1.5；8 级精度，则动载系数KV1.22；齿间载荷分布系数KH KF1；用插值法查得齿向载荷分布系数KH1.506；并查得KF1.46。载荷系数K KAKVKHKH2.766)按实际的载荷系数校正小齿轮分度圆直径，可得：Kd1 d1t3279.72mmd1279.72mmKtd7)计算模数m 1 9.32。
39、Z15.2.3 按齿根弯曲强度设计齿根弯曲强度的设计公式为m 32KT2 YFaYSa2dZ1F27计算和说明(1)确定上式中各计算数值1)计算载荷系数K KAKVKFKF2.6718结果282)用插值法查齿形系数YFa12.52；YFa22.1923)用插值法查应力校正系数YSa11.625；YSa21.7844)计算大小齿轮的YFaYSa，并比较F查得材料弯曲疲劳极限：小齿轮弯曲疲劳极限FE1500MPa;大齿轮弯曲疲劳极限FE2380MPa；弯曲疲劳寿命系数：小齿轮弯曲疲劳寿命系数KFN10.85;大齿轮弯曲疲劳寿命系数KFN20.89取弯曲疲劳安全系数S1.4通过上述数据可得：F1KF
40、N1FE1303.57MPa;F2SKFN2FE2241.57MPa;SYFa1YSa10.01349；F1YFa2YSa20.01619；F2YFaYSa数值较大F小齿轮大齿轮大齿轮的计算和说明(2)设计计算将上述数据带入设计公式中可得：322.67183884.5410m 30.016191302结果m=8mmZ135Z2110可得m7.2对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于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，可取由弯曲强度所得的模数，圆整为标准值m=8mm，按齿面接触疲劳
41、强度所得的分度圆直径d1279.72mm，算出小齿轮实际齿数Z1大齿轮实际齿数Z2 Z1i2110；这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，有满足了齿根弯曲疲劳强度，并且结构紧凑，避免浪费。5.2.4 几何尺寸(1)计算分度圆直径小齿轮分度圆直径d1 Z1m 280mm；大齿轮分度圆直径d2 Z2m 880mm(2)计算中心距a d1d2580mmmd135；md1280mmd2880mm(3)计算齿轮齿宽b dd1280mma 580mmB1285mm则取小齿轮齿宽B1285mm;大齿轮齿宽B2280mm。(4)计算齿顶圆直径：小齿轮齿顶圆直径da1 d1 2mh*a296mm；B22
42、80mm29计算和说明大齿轮齿顶圆直径da2 d2 2mh*a896mm。5.3 尺寸几何表:根据以上数据列出尺寸几何表表 1 齿轮尺寸几何表Tab.1 Gear dimension table结果30齿数 Z模数 m齿宽 b分度圆直径 d螺旋角中心距a齿高 h一级齿轮啮合齿轮 1266mm165mm齿轮 21146mm161mm二级齿轮啮合齿轮 1齿轮 2齿轮 3358mm1108mm1108mm285mm280mm280mm160.8mm705.2mm280mm880mm880mm14.075-433mm13.5mm580mm18mm880mm6 轴及轴上各零件的校核6.1 高速轴及轴上各
43、零件的校核6.1.1 高速轴的校核高速轴采用齿轮轴，由于齿轮材料为 40Cr，所以轴的材料也使用 40Cr，查得A0112(1)计算最低轴径dmin A03P151.4mmn1由于电动机轴径为 95mm，故选择轴承内径d0120mm；计算和说明轴受力简化图：结果图 8 受力分析图Fig.8 Force diagram(2)水平看时的受力分析图 9 水平方向受力分析Fig.9 Force analysis of the horizontal direction轴上各数据P高290.8kW;T高925.7Nm；n13000r/min；20；螺旋角 14.075；分度圆直径d1160.8mm。通过资
44、料可知公式：2T高tanFt111511.13N；Fr1 Ft14319.39Nd1cosFa Ft1tan 2886.12N；FNH1 FNH2 Ft1通过公式FNH1107.2 FNH2439.2FNH19210.62NFNH1 9210.62N可以算出F 2300.51NNH2FNH22300.51N31计算和说明(3)计算弯矩 MH以左端点为定点，设力矩求值点到左端点的距离为 x当0 x 107.2 时MH FNH1 x结果32当 107.2 x 536.4 时MH FNH2536.4 x力矩最大的时候出现在x 107.2 时：MHmax FNH1107.2 987378.88Nmm可
45、画出弯矩图：图 10 水平方向受力弯矩图Fig.10 The horizontal stress bending moment diagram(4)垂直看时的受力分析：图 11 垂直方向受力分析图Fig.11 Force diagram of vertical direction通过受力分析图可列出公式MaFad1232085.65Nmm2计算和说明FNV1 FNV2 Fr1FNV1536.4 MaFr1429.2 0FNV1 3888.83N可得F 430.56NNV2(5)计算弯矩MV以左端点为定点，设力矩求值点到左端点的距离为 x当0 x 107.2 时MV FNV1 x;结果FNV13
46、888.83NFNV2430.56N当 107.2 x536.4 时MVFNV2536.4 x当x 107.2 时MV1 FNV1107.2 416882.49NmmMV2 FNV1107.2 Ma184796.94Nmm可以画出弯矩图如下图图 12 垂直方向受力弯矩图Fig.12 The vertical stress bending moment diagram(6)计算合弯矩 M2代入公式M M2H MV2则M1M2Hmax MV11071778.03Nmm2M2M2Hmax MV21004523.25Nmm画出合弯矩图33计算和说明结果图 13 合弯矩图Fig.13 The resul
47、tant bending moment diagram(7)轴的校核M2T由公式ca1可得W2危险截面在最大受力处，及齿轮处3415774.77；则可算出W 0.1d1取 0.6；将数据带上上述公式M2Tca2.61MPa1,W2ca2.61MPa符合要求。6.1.2 轴承寿命的计算(1)计算合力FNH1 9210.62NFNV1 3888.83N由于轴上受力为；F 2300.51NF 430.56NNH2NV222 FNV则可由公式算出合力大小，其公式为FrFNH则合力大小为：22 FNV19997.93N;轴承 1 合力大小Fr1FNH122 FNV22340.46N;轴承 2 合力大小F
48、r2FNH2(2)轴上派生轴向力由公式Fd 0.68Fr可算出34计算和说明Fd1 0.68Fr1 6798.59NFd2 0.68Fr21591.51N结果Fa Ft1tan 2886.12N；Fd2 Fa4477.63N；由于Fd1 Fd2 Fa，所以轴承 1 放松，轴承 2 被压紧。则Fa1 Fd16798.59N，Fa2 Fd1 Fa3912.47NFa通过公式算出的值FrFa10.68，则X11,Y10;Fr1Fa21.670.68,则X20.41，Y20.87Fr2根据条件，可知飞剪机有较强冲击，故取载荷系数fp1.8当量动载荷根据公式P fpXFr YFa可得：轴承 1 的当量动
49、载荷P1 fpXFr1 YFa117996.27；轴承 2 的当量动载荷P2 fpXFr2 YFa27854.18；(3)计算轴承寿命106C寿命公式为Lh；n1P其中 3；查标准，选择轴承为向心推力球轴承GB/T292-20077324AC。其额定动载荷C 210kN。106 C Lh11.84 年8827.5h=1.84 年；则轴承 1 的寿命为Lh160n1P1106 C Lh222.12 年106189.8h=22.12 年；轴承 2 的寿命为Lh260n1P235计算和说明符合要求6.2 中速轴及轴上各零件的校核6.2.1 中速轴的校核(1)材料选用中速轴的材料同样使用 40Cr，查
50、得A0112计算最低轴径dmin A03结果P中77.8mm；n2为了保证轴的刚性和强度，同样选用轴承内径即轴的最小直径为 120mm。画出受力分析图：图 14 中速轴受力图Fig.14 Speed shaft force diagram轴上各数据和力的大小：36计算和说明P中279.2kW；T中3884.5N m；n2686.5r/min；20；结果FNH118163.26N螺旋角 14.075分度圆直径d2280mmFt2 Ft111511.13N;Fr2 Fr14319.39N；Fa Ft1tan 2886.12NFt22T中27746.72N；Fr2 Ft2 tan 10098.98N