目錄 1 前言 . 1 1.1 課題的來源、設(shè)計要求 . 4 1.2 課題在國內(nèi)（外）發(fā)展概況及存在的問題 . 5 1.3 課題設(shè)計的總體思路 . 5 1.4 本設(shè)計應(yīng)解決的主要問題、意義及實(shí)用價值 . 5 2 總體 方案設(shè)計 . 6 2.1 傳動方案的擬定 . 9 2.2 電動機(jī)的選擇 . 10 2.3 各級傳動比的分配 . 10 3 傳動件設(shè)計 . 12 3.1 帶傳動設(shè)計 . 12 3.2.齒輪傳動設(shè)計 . 14 3.2.1 一級齒輪傳動設(shè)計 . 15 3.2.2 二級齒輪傳動設(shè)計 . 18 3.3 軸的設(shè)計 . 20 3.3.1 軸的最小直徑估算 . 20 3.3.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 21 3.3.3 軸的 校核 . 22 3.4 蝸桿傳動設(shè)計 . 27 3.4.1 蝸輪蝸桿參數(shù)計算 . 27 3.5 滾動軸承 . 28 3.5.1 滾動軸承的選擇 . 28 3.5.2 滾動軸承的潤滑 . 30 3.6 鍵連接的選擇 . 31 3.7 箱體設(shè)計 . 錯誤 !未定義書簽。 5.結(jié)論 . 33 參考文獻(xiàn) . 34 致謝 . 34 附錄 . 35 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 1 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動 系統(tǒng)設(shè)計 摘要： 龍門皮革下料機(jī) 是為了提高工作效率而進(jìn)行設(shè)計 的專用機(jī)床，該機(jī)械主要用于皮革的切削。 通過分析皮革下料機(jī)的設(shè)計要求和設(shè)計原理，確定了 總體方案， 完成了傳動零件的選定 ，設(shè)計非標(biāo)準(zhǔn)件和機(jī)床總體結(jié)構(gòu)。 為實(shí)現(xiàn)下料機(jī)的預(yù)期功能，對其傳動系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計。擬定了傳動方案，分配了各級傳動比，完成了動力和運(yùn)動參數(shù)設(shè)計，以及結(jié)構(gòu)設(shè)計，并進(jìn)行有關(guān)的計算和校核等。根據(jù)下料機(jī)切削皮革的要求，選用曲柄滑塊機(jī)構(gòu)來控制工作行程，對曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動進(jìn)行了分析。所設(shè)計的龍門 皮革下料機(jī)的 工作效率高， 能夠準(zhǔn)確的運(yùn)動 ,傳動平穩(wěn)可靠，使用 安全 ,易于維修，滿足了下料分切干燥要求，工作行程便于調(diào)整，能保證所需皮革樣式準(zhǔn)確的切除。 關(guān)鍵詞： 專用機(jī)床 ；曲柄滑塊機(jī)構(gòu) ；傳動系統(tǒng) Design of the Overall and Transmission Systems of 5T 鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 2 Gantry Machine for Cutting Leather Abstract: 5T Gantry machine for cutting leather is for enhance the working efficiency to carry on the design the special purpose machine, this machinery mainly cuts the leather cutting. Pass after analysis that the machine design demands principle and design principle by a leather, have ascertained an overall plan, have accomplished selects of drive part, have designed the non- standard piece and machine tool overall structure. Be to come true anticipate that function design of transmission systems of machine for cutting. Have designed the drive scheme, have assigned all of the various levels transmission ratio, have accomplished driving force and have moved parameter design and physical design. And make use of what be mimicked knowledge carrying out relevant secretly scheming against and school core and so on. According to lower material machine request cutting a leather , come to control a working stroke selecting and using slider-crank mechanism organization, the organization motion has carried out analysis on slider-crank mechanism. Design Gantry machine for cutting leather of working efficiency high, the nicety move, the transmission were stable , safe in utilization, was apt to maintenance, satisfies the yummy treats minute to cut the dry request, the power stroke is advantageous for the adjustment, could guarantee needed the leather style accurate excision. Key word: single purpose machine； slider-crank mechanism； transmission system 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 3 鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 4 1 前言 1.1 課題的來源、設(shè)計要求 課題是 5T龍門皮革下料機(jī)的總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 5 課題來源于：鹽城市盛和輕工機(jī)械廠。 課題 設(shè)計要求 ： 設(shè)備應(yīng)能滿足下料分切干燥要求且結(jié)構(gòu)簡單、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，工作可靠 ,同時工作行程應(yīng)便于調(diào)整 ,設(shè)備易便于維修 1.2 課題在國內(nèi)（外）發(fā)展概況及存在的問題 改革開放 20 多年來，隨著中國成為皮革工業(yè)大國，皮革機(jī)械行業(yè)也得到了蓬勃發(fā)展。皮革機(jī)械行業(yè)包括制革、制鞋及皮件機(jī)械部分，為皮革工業(yè)生產(chǎn)提供機(jī)械及自動化生產(chǎn)裝備。皮革機(jī)械的發(fā)展，改變了皮革工業(yè)從手工作坊的生產(chǎn)方式到機(jī)械化、半自動化大規(guī)模工業(yè)的生產(chǎn)，提高了產(chǎn)品質(zhì)量，提高了生產(chǎn)效率。 近三年，中國制鞋機(jī)械年銷售額每年都以 20%以上的速度增長 ；去年銷售額增長超過 30%。 隨著中國成為世界鞋業(yè)加工基地，鞋機(jī)企業(yè)完成了創(chuàng)業(yè)初期的資金和技術(shù)積累，今后將會及時根據(jù)鞋廠的工藝改進(jìn)，設(shè)計生產(chǎn)新的機(jī)器，提高新產(chǎn)品開發(fā)能力，創(chuàng)造中國 鞋機(jī)品牌和具有中國特點(diǎn)的鞋機(jī)。中國鞋機(jī)的質(zhì)量已經(jīng)穩(wěn)定，鞋機(jī)出口將有相當(dāng)大的發(fā)展空間。 總的說來，目前中國皮革機(jī)械 工業(yè)已有一定的規(guī)模，各廠家生產(chǎn)的產(chǎn)品，在種類、規(guī)格、數(shù)量、質(zhì)量等方面都有很大的發(fā)展和提高，基本滿足了皮革企業(yè)的需要，部分皮機(jī)已達(dá)到或接近國際 80年代水平并且出口。近年來，一些軍工大企業(yè)也介入皮機(jī)生產(chǎn)，有力地促進(jìn)了皮機(jī) 工業(yè) 的發(fā)展，目前已形成了幾個皮機(jī)生產(chǎn)制造基地和集團(tuán)。 但是，我們不可否認(rèn)這樣一個事實(shí) :皮革制品加 工業(yè) 在中國仍然屬于勞動密集型產(chǎn)業(yè)，即使是目前多數(shù)大中型皮革企業(yè)使用的性能高的機(jī)器設(shè)備依然以 “洋機(jī) ”為主，國產(chǎn)皮機(jī)在質(zhì)量上與國際先進(jìn)皮機(jī)相比還有一定的差距。 “皮革機(jī)械 工業(yè) 基礎(chǔ)差，設(shè)計理論不夠完善，科研力度仍不夠，專業(yè)人才匱乏，以引進(jìn)、仿造為主 ”，這就是中國現(xiàn)階段皮革機(jī)械 工業(yè) 的真實(shí)寫照，同時也是中國皮革機(jī)械水平低、落后的最根本所在。而實(shí)現(xiàn)皮革生產(chǎn)的機(jī)械化、自動化是其發(fā)展的根本出路 。 19 1.3 課題設(shè)計的總體思路 本課題首先需要完成總體設(shè)計：設(shè)計皮革下料機(jī)的總體結(jié)構(gòu)，安裝尺寸，確定機(jī)器的傳動方案和工作原理，分配各級傳動裝置的傳動比，同時根據(jù)需要的生產(chǎn)量確定機(jī)器的工作參數(shù)。 其次，在完成總體設(shè)計的基礎(chǔ)上，需要進(jìn)行傳動裝置設(shè)計：設(shè)計曲柄 滑塊機(jī)構(gòu)，利用齒輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行傳動，結(jié)構(gòu)簡單，傳動比準(zhǔn)確，高效率，低功耗，平穩(wěn)運(yùn)行，具有良好的性能。 1.4 本設(shè)計應(yīng)解決的主要問題、意義及實(shí)用價值 解決的主要問題：通過現(xiàn)代 CAD 技術(shù)對傳動零件的選定，設(shè)計非標(biāo)準(zhǔn)件和機(jī)床總體結(jié)構(gòu)。運(yùn)用 AutoCAD 繪制機(jī)床的總裝配圖、各個零件的零件圖和傳動路線圖，以指導(dǎo)各零件的加工和機(jī)床的設(shè)計。運(yùn)用 Pro/E 進(jìn)行該機(jī)床零件的三維實(shí)體建模，生成三維爆炸視圖，指導(dǎo)該機(jī)床的生產(chǎn)裝配。通過專業(yè)知識核實(shí)所設(shè)計的鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 6 機(jī)床總體結(jié)構(gòu)和各零部件是否合格。 皮革下料專用機(jī)床的設(shè)計制造滿足了技術(shù)發(fā)展的需 要，提高了生產(chǎn)率和產(chǎn)品的精度，增大了設(shè)備的適應(yīng)能力 ,改善了加工工藝，減少了企業(yè)資金的投入。 用戶還可以針對自己的實(shí)際情況做出相應(yīng)的調(diào)整。從生產(chǎn)分析來看，在現(xiàn)代制造業(yè)中，單一品種的大量生產(chǎn)占有相當(dāng)大的比重，若要完成這些生產(chǎn)任務(wù)，不外乎選擇通用機(jī)床、專用機(jī)床或數(shù)控機(jī)床，其中專用機(jī)床是最能適應(yīng)這種生產(chǎn)需要的。 2 總體方案設(shè)計 本課題是 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計。 本課題設(shè)計過程主要分為總體設(shè)計、傳動系統(tǒng)設(shè)計及曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的 Pro/E三維造型三個階段。 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 7 機(jī)械式下料機(jī) 下料機(jī)主要用于 橡膠、塑料 、皮革 、尼龍、紙板、合成材料等非金屬類之下料 ， 以機(jī)械代替手工開裁坯料之用 。 只要配上適當(dāng)?shù)某尚偷赌?，便能獲得各種形狀的制品。 目前，通常下料機(jī)可分為液壓式和機(jī)械式下料機(jī)兩大類。液壓式下料機(jī) 可控性好，精度高，但速度低，能耗大。機(jī)械 式下料 機(jī)速度快，能量消耗小，能滿足高速大批量生產(chǎn)的要求。但是缺乏柔性，不能控制。目前市場上已出現(xiàn)用伺服電機(jī)驅(qū)動的機(jī)械 式下料 機(jī)，這一設(shè)計解決了傳統(tǒng)機(jī)械 式下料 機(jī)不能控制的問題，但是造價昂貴，能耗 也大 。 機(jī)械式下料機(jī)是 通過 曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 將電動機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復(fù)運(yùn)動，對坯料進(jìn)行成形加工 。 考慮到所設(shè)計的下料機(jī)主要是對皮革的切削，工作臺尺寸： L*W 1500*1000mm 要求運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，工作可靠，故采用一級帶傳動和二級圓柱齒輪，該方案結(jié)構(gòu)尺寸大，但有減振和過載保護(hù)作用。 鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 8 機(jī)械式皮 革下料機(jī)總裝圖 機(jī)械式皮革下料機(jī)其特點(diǎn)： 1、結(jié)構(gòu)強(qiáng)度高，機(jī)身不變形，經(jīng)久耐用。 2、設(shè)定容易，操作簡便、靈活。 3、 動作平穩(wěn) ,工作可靠 ， 使用安全 ,易于維修 。 4、噪音低，可改善車間工作環(huán)境 。 考慮到機(jī)床運(yùn)行時要保證所需皮革樣式能夠準(zhǔn)確的切除，所以機(jī)床采用帶傳動，二級齒輪傳動（一對斜齒輪，一對直齒輪）。 機(jī)械式下料機(jī)傳動系統(tǒng)裝配圖 本課題所設(shè)計的下料機(jī) 的工作效率高，能滿足準(zhǔn)確的運(yùn)動，傳動平穩(wěn)可靠，使用安全，易于維修，滿足了下料分切干燥要求，能保證所需皮革樣式準(zhǔn)確的切除。 通過 曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 將電動機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復(fù)運(yùn)動，對坯料進(jìn)行成形加工 ，工作行程就取決了曲軸的偏心距，所以工作行程不能調(diào)整。但可以對工作臺進(jìn)行調(diào)整。 為了完成機(jī)床的設(shè)計，首先對零件進(jìn)行工藝分析 ,主要是結(jié)構(gòu)、尺寸精度、材料的分析；其次根據(jù)基本參數(shù)進(jìn)行設(shè)計；最后確定各個零部件的結(jié)構(gòu)和機(jī)床總5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 9 體結(jié)構(gòu)，畫出各零部件、機(jī)床的二維或三 維圖，運(yùn)用 Pro/E 進(jìn)行該機(jī)床零件的三維實(shí) 體建模，生成三維爆炸視圖。 2.1 傳動方案的擬定 機(jī)器由原動機(jī)、傳動裝置和工作機(jī)三部分組成。其中傳動裝置是將原動機(jī)的運(yùn)動和動力傳遞給工作機(jī)的中間裝置。應(yīng)具備減速、改變運(yùn)動形式或運(yùn)動方向以及將動力和運(yùn)動進(jìn)行傳遞和分配的作用。 下面是皮革下料機(jī)的傳動方案的運(yùn)動簡圖 采用一級帶傳動和二級圓柱齒輪，該方案結(jié)構(gòu)尺寸大，但有減振和過載保護(hù)作用。 傳動方案：采用二級齒輪傳動，由電動機(jī)帶動帶輪 I軸轉(zhuǎn)動，通過一對嚙合帶動 II 軸轉(zhuǎn)動，再由一對直齒輪嚙合帶動曲軸轉(zhuǎn)動，通過曲柄滑塊機(jī)構(gòu)帶動上工作臺上下往復(fù)運(yùn)動。 鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 10 2.2 電動機(jī)的選擇 工作機(jī)所需功率為 wP ，由于工作臺工作最高頻次為 30 次 /min，所以 3 0 3 . 1 4 8 0 3 0 0 . 1 2 5 6 /1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 6 0w dV m s 35 0 1 0 0 . 1 2 5 6 6 . 5 4 21 0 0 0 1 0 0 0 0 . 9 6wwwwFVP k W 電動機(jī)所需功率 0P : woPP (2-1) 從電動機(jī)到工作機(jī)之間的傳動裝置總效率 為： 32 帶 軸 承 齒 輪 (2-2) 查文獻(xiàn)資料 4表 2-4 得 0.96 帶 , 0.99 軸 承 , 0.98 齒 輪 由式（ 2-2）得 320 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 8 9 5 由式（ 2-1）得 6 . 5 4 2 7 . 3 0 90 . 8 9 5wo PP k W 選取電動機(jī)額定功率 Pm ， 使 (1 1 . 3 ) (1 1 . 3 ) 7 . 3 0 9 ( 7 . 3 0 9 9 . 5 0 1 7 )P m P o k W 查文獻(xiàn)資料 4表 2-2 取 7.5Pm kW 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 工作機(jī)轉(zhuǎn)速 wn 為： 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 1 2 5 6 3 0 / m i n3 . 1 4 8 0ww Vnrd 按文獻(xiàn)資料 9表 11-9 推薦的傳動比合理范圍，取 V帶傳動比 2 4i 帶 ，單級圓柱齒輪傳 動 4 6i 齒 輪 ,總傳動比合理范圍 32 144i ，故電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為： ( 3 2 1 4 4 ) 3 0 9 6 0 4 3 2 0 / m i nmwn i n r 綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、結(jié)構(gòu)和帶傳動及減速器的傳動比，選定電動機(jī)的型號為 Y132M-4。 表 1 電動機(jī)性能參數(shù)表 電動機(jī)型號 額定功率 Pw/kW 同步轉(zhuǎn)速/ 1minr 滿載轉(zhuǎn)速/ 1minr 電動機(jī)質(zhì) 量 /kg 總傳動比 V 帶傳動 二級齒輪傳動 Y132M-4 7.5 1500 1440 81 48 2.5 19.2 2.3 各級傳動比的分配 A.傳動裝置的總傳動比為： 1440 4830mwni n B.分配各級傳動比： 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 11 因 1 2 3 4i i i i 帶 齒 輪 齒 輪，取 2.5i 帶 取 12 4.8i 齒 輪 ， 34 4.5i 齒 輪 C.運(yùn)動和動力參數(shù)的計算 a.各軸轉(zhuǎn)速 軸 1 1 4 4 0 / m i n 5 7 6 / m i n2 . 5mnrnri 帶 軸 12 12 5 7 6 / m i n 1 2 0 / m i n4 . 8nri 齒 軸 23 34 1 2 0 / m i n 2 6 . 6 7 / m i n4 . 5nrnri 齒 b.各軸功率 軸 1 7 . 5 0 . 9 6 7 . 2oP P k W k W 帶 軸 21 7 . 2 0 . 9 9 0 . 9 8 6 . 9 9P P k W 軸 承 齒 輪 軸 32 6 . 9 9 0 . 9 9 0 . 9 8 6 . 7 8P P k W 軸 承 齒 輪 c.各軸轉(zhuǎn)矩 軸 11 1 7 . 29 5 5 0 9 5 5 0 1 1 9 . 3 7 5576PT N mn 軸 22 2 6 . 9 99 5 5 0 9 5 5 0 5 5 6 . 2 8 7 5120PT N mn 軸 33 3 6 . 7 89 5 5 0 9 5 5 0 2 4 2 7 . 7 82 6 . 6 7PT N mn 鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 12 3 傳動件設(shè)計 3.1 帶傳動設(shè)計 A.帶傳動的特點(diǎn) 帶傳動由主動輪、從動輪及緊套在其上的環(huán)形傳動帶所組成。 摩擦帶傳動中，傳動帶張緊在主動輪和從動輪上，帶與兩輪接觸面之間產(chǎn)生壓力。當(dāng)主動輪旋轉(zhuǎn)時，由這個壓力所產(chǎn)生的摩擦力拖拽帶運(yùn)動，同理帶又拖拽從動輪旋轉(zhuǎn)，完成運(yùn)動和動力的傳遞。 按帶的截面形狀，帶可分平帶、 V帶、多楔帶和圓形帶等。 V帶又分為普通V 帶、窄 V帶、寬 V 帶、接頭 V 帶、聯(lián)組 V 帶 、齒形 V 帶及大楔角 V帶等 10 多種。其中普通 V 帶應(yīng)用最廣，窄帶則在近十年來應(yīng)用越來越多。 帶傳動的主要優(yōu)點(diǎn)是： a.緩沖和吸振，傳動平穩(wěn)、噪聲?。?b.帶傳動靠摩擦力傳動、過載時帶與帶輪接觸面間發(fā)生打滑，可防止損壞其他零件； c.適用于兩軸中心距較大的場合； d.結(jié)構(gòu)簡單，制造、安裝和維護(hù)等均較為方便，成本低廉。 帶傳動的缺點(diǎn)是： a.不能保證準(zhǔn)確的傳動比； b.需要較大的張緊力，增大了軸和軸承的受力； c.整個傳動裝置的外廓尺寸較大，不夠緊湊； d.帶的壽命較短，傳動效率較低。 鑒于上述特點(diǎn)，帶傳動主要適用于： a.速度較高的場合，多用于原動機(jī)輸出的第一級傳動。帶的工作速度一般為5 30m/s,高速帶可達(dá) 60m/s。 b.中、小功率傳動，通常不超過 50KW。 c.傳動比一般不超過 7，最大用到 10。 d.傳動比不要求十分準(zhǔn)確。 B.帶傳動設(shè)計 a.選擇 V帶型號 (a)確定計算功率 caP 查文獻(xiàn)資料 8表 4-6得工作情況系數(shù) 1.2AK 1 . 2 7 . 5 9c a AP K P k W (b)選擇 V帶型號 按 9caP kW ， 1 1 4 4 0 / m innr ，查文獻(xiàn)資料 8圖 4-1 得 , 選擇 B 型 V 帶 b.確定帶輪直徑 1d 、 2d (a)選取小帶輪直徑 1d 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 13 查文獻(xiàn)資料 8圖 4-11 及表 4-4，選取小帶輪直徑 1 140dd mm (b)驗(yàn)算帶速 11 / ( 6 0 1 0 0 0 ) 1 4 0 1 4 4 0 / ( 6 0 1 0 0 0 ) 1 0 . 5 6 /dv d n m s v 在 5 25m/s 內(nèi)，合適。 (c)確定從動帶輪直徑 2dd 21 2 . 5 1 4 0 3 5 0ddd i d m m 查文獻(xiàn)資料 8表 4-4 選取 2 355dd mm c.確定中心距 a 和帶長 dL (a)初選中心距 0a 1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d （ 3-1） 由式（ 3-1）得 03 4 6 . 5 9 9 0m m a m m 取 0 900a mm (b)求帶的計算基準(zhǔn)長度 0L 2210 1 2 0()2 ( )24 ddo d d ddL a d d a （ 3-2） 由 式（ 3-2）得 20 2 9 0 0 ( 1 4 0 3 5 5 ) / 2 3 5 5 1 4 0 / ( 4 9 0 0 ) L 2590mm 查文獻(xiàn)資料 8表 4-2 選取 2500dL mm (c)計算中心距 a 0 2doLLaa (3-3) 由式（ 3-3）得 2 5 0 0 2 5 9 09 0 0 8 5 52a m m (d)確 定中心距調(diào)整范圍 m a x 0 . 0 3 8 5 5 0 . 0 3 2 5 0 0 9 3 0da a L m m m i n 0 . 0 3 8 5 5 0 . 0 1 5 2 5 0 0 8 1 8da a L m m d.驗(yàn)算小帶輪包角 1 211 1 8 0 6 0ddoodda （ 3-4） 由式（ 3-4）得 1 3 5 5 1 4 01 8 0 6 0 1 6 4 . 9 1 1 2 0855o o o o 故 1 165o ，合適。 e.確定 V帶根數(shù) Z (a)確定額定功率oP 由 1 140dd mm 、 1 1 2 0 0 / m innr 及 1 1 4 6 0 / m innr 根據(jù)文獻(xiàn)資料 8表 4-5，得單根 B 型 V帶的額定功率分別為 2.47kw 和 2.83kw，用線性插值法求1 1 4 4 0 / m innr 時的額定功率 0P 值 0 2 . 8 3 2 . 4 72 . 4 7 1 4 4 0 1 2 0 01 4 6 0 1 2 0 0P k W 2.8kW 鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 14 (b)確定 V帶根數(shù) z 00()ca LPz P P K K （ 3-5） 查文獻(xiàn)資料 8表 4-7得 0 0 .4 6P kW 表 4-8得 0.96K ， 表 4-2得 1.03LK 由式（ 3-5）得 9 2 . 7 9( 2 . 8 0 . 4 6 ) 0 . 9 6 1 . 0 3z 根 根 取 Z=3 根，合適 f.計算單根 V帶初拉力 0F 查文獻(xiàn)資料 8表 4-1得 0 .1 7 /q kg m 22 . 55 0 0 ( 1 )cao PF q vv Z K （ 3-6） 由式（ 3-6）得 29 2 . 55 0 0 ( 1 ) 0 . 1 7 1 0 . 5 61 0 . 5 6 3 0 . 9 6oF 246.82N g.計算對軸的壓力 QF 102 s i n 2QF Z F （ 3-7） 由式（ 3-7）得 1652 3 2 4 6 . 8 2 s i n2QF 1468.25N h.確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 1 140dd mm ，采用實(shí)心輪結(jié)構(gòu) 2 355dd mm ，采用四孔板輪結(jié)構(gòu) 3.2.齒輪傳動設(shè)計 A.齒輪傳動的特點(diǎn) 齒輪傳動是現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用最廣的一種傳動形式。最常用的漸開線齒輪傳動。 齒輪傳動的主要優(yōu)點(diǎn)是： a.瞬時傳動比恒定，工作平穩(wěn)，傳動準(zhǔn)確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運(yùn)動和動力； b.適用的功率和速度范圍廣，功率從接近于零的微小值到數(shù)萬千瓦，圓周速度從很低到 300m/s； c.傳動效率高， =0.92-0.98，在常用的機(jī)械傳動中，齒輪傳動的效率較高； d.工作可靠，使用壽命長； e.外廓尺寸小，結(jié)構(gòu)精湊。 齒輪傳動的主要缺點(diǎn)是：制造和安裝 精度要求較高，需專門設(shè)備制造，成本較高，不宜用于較遠(yuǎn)距離兩軸之間的傳動。 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 15 齒輪傳動應(yīng)滿足的基本要求是 : a.瞬間傳動比不變，沖擊、振動和噪聲小，能保證較好的傳動平穩(wěn)性和較高的運(yùn)動精度； b.在尺寸小、質(zhì)量輕的前提下，輪齒的強(qiáng)度高，耐磨性好，承載能力大，能達(dá)到預(yù)期的工作壽命。 B.齒輪傳動的設(shè)計準(zhǔn)則 對閉式軟齒面齒輪傳動，主要失效形式是齒面點(diǎn)蝕，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計計算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。 對閉式硬齒面齒輪傳動，其齒面抗點(diǎn)蝕能力較強(qiáng)，主要失效形式表現(xiàn)為齒根彎曲疲勞折斷，故按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 進(jìn)行設(shè)計計算，再按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。 對開式齒輪傳動，主要失效形式是齒面磨損和齒根彎曲疲勞折斷，故先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計計算，然后考慮磨損的影響，將強(qiáng)度計算所求得的齒輪模數(shù)適當(dāng)增大。 3.2.1 一級齒輪傳動設(shè)計 A.選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級、齒數(shù) 1z 與 2z 及齒寬系數(shù) d 并初選螺旋角 考慮到該下料機(jī)的功率不大，故大、小齒輪選用 40Cr 調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為 48 55HRC ；屬軟齒面開式傳動，載荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，選 7級精度，小齒輪齒數(shù) 1 20z ，大齒輪齒數(shù) 21 4 . 8 2 0 9 6z iz ，按軟齒面齒輪非對稱安裝查文獻(xiàn)資料 8表 6-5，取齒寬系數(shù) 0.8d ；初選螺旋角 13 。 B.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 a確定公式中各參數(shù)值 213 212 c o sF a S antdFK T Y Y Y Ymz （ 3-8） (a)載荷系數(shù) tK 試選 tK =1.5。 (b)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 1T 1117 . 29 5 5 0 9 5 5 0 1 1 9 . 3 7 5576PT N mn (c)大、小齒輪 的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 lim1F 、 lim2F 查文獻(xiàn)資料 8圖 6-9得， li m 1 380F M P a , li m 2 380F M P a (d)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（工作壽命 10 年 ，每年工作 300 天，兩班制） 9116 0 6 0 5 7 6 1 1 0 3 0 0 1 6 1 . 6 5 9 1 0hN n j L 9821 / 1 . 6 5 9 1 0 / 4 . 8 3 . 4 5 6 1 0N N i (e)彎曲疲勞壽命系數(shù) 1FNK 、 2FNK 查文獻(xiàn)資料 8圖 6-7得， 1 0.92FNK , 2 0.96FNK (f)計算許用彎曲應(yīng)力 1F 、 2F 取彎曲疲勞安全系數(shù) 1.4FS ，應(yīng)力修正系數(shù) 2STY ，則 鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 16 1 1 l i m 1 / 3 8 0 0 . 9 2 2 / 1 . 4 4 9 9 . 4 3F F N F S T FK Y S M P a 2 2 l i m 2 / 3 8 0 0 . 9 6 2 / 1 . 4 5 2 1 . 1 4F F N F S T FK Y S M P a (g)查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù) 3311 / c o s 2 0 / c o s 1 3 2 1 . 6 3vzz 22 / c o s 9 6 / c o s 1 3 1 0 3 . 7 8vzz 查文獻(xiàn)資料 8表 6-4得 1 2.8FaY ， 2 2.19FaY 1 1.55SaY ， 2 1.79SaY (h)計算大 小齒輪的Fa SaFYY 并加以比較 1112 . 8 1 . 5 5 0 . 0 0 8 6 9 4 9 9 . 4 3F a S aFYY 2222 . 1 9 1 . 7 9 0 . 0 0 7 5 2 5 2 1 . 1 4F a S aFYY 因 1 1 2 212 F a S a F a F aFFY Y Y Y，故按小齒輪進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 (i)重合度系數(shù) Y 及螺旋角系數(shù) Y 取 0.7Y , 0.86Y b設(shè)計計算 (a)試算齒輪模數(shù) ntm 由式（ 3-8）得 23 22 1 . 5 1 1 9 3 7 5 c o s 1 3 0 . 7 0 . 8 6 2 . 8 1 . 5 50 . 8 2 0 4 9 9 . 4 3ntm 1.771mm (b)計算圓周速度 v 11 1 . 7 7 1 2 0 5 7 6 1 . 0 9 6 /6 0 1 0 0 0 c o s 6 0 1 0 0 0 c o s 1 3ntm z nv m s (c)計算載荷系數(shù) K 查文獻(xiàn)資料 8表 6-2得使用系數(shù) 1.25AK ；根據(jù) 1 .0 9 6 /v m s 、 7 級精度，查文獻(xiàn)資料 8圖 6-10得動載系數(shù) 1.08K ；斜齒輪傳動取 1.2K ；查文獻(xiàn)資料 8圖 6-13 得 1.24K 。 則載荷系數(shù) 1 . 2 5 1 . 0 8 1 . 2 1 . 2 4 2 . 0 0 9AK K K K K (d)校正并確定模數(shù) nm 33/ 1 . 7 7 1 2 . 0 0 9 / 1 . 5 1 . 9 5n n t tm m K K m m 取 3nm mm c計算齒輪傳動的幾何尺寸 (a)中心距 a 12 3( ) ( 2 0 9 6 ) 1 7 8 . 5 82 c o s 2 c o s 1 3nma z z m m 取 179a mm (b)螺旋角 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 17 12( ) 3 ( 2 0 9 6 )a r c c o s a r c c o s 1 3 . 5 72 2 1 7 9nm z za 13 3412 (c)兩輪分度圓直徑1d、2d 1 3 2 01 6 1 . 7 2c o s c o s 1 3 3 4 1 2nmzd m m 2 3 9 62 2 9 6 . 2 7c o s c o s 1 3 3 4 1 2nmzd m m (e)齒寬 1b 、 2b 1 0 . 8 6 1 . 7 2 4 9 . 3 7 6db d m m 1 ( 5 1 0 )b b m m 取 2 55b mm ， 1 60b mm (f)齒高 h 2 . 2 5 c o s 2 . 2 5 3 c o s 1 3 3 4 1 2 6 . 5 6nh m m m m m C.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 12121 H H E HK T iZ Z Z Zb d i （ 3-9） a確定公式中各參數(shù)值 (a)大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 lim1H 、 lim2H 查文獻(xiàn)資料 8圖 6-8得 l i m 1 l i m 2 1170HH M p a (b)接觸疲勞壽命系數(shù) 查文獻(xiàn)資料 8圖 6-6得 1 0.94HNK 2 0.98HNK (c)計算許用接觸應(yīng)力 1H 、 2H 取安全系數(shù) 1HS ，則 1 1 l i m 1 / 0 . 9 4 1 1 7 0 / 1 1 0 9 9 . 8H H N H HK S M P a 2 2 l i m 2 / 0 . 9 8 1 1 7 0 / 1 1 1 4 6 . 6H H N H HK S M P a 12 ( ) / 2 1 0 9 9 . 8 1 1 4 6 . 6 1 1 2 3 . 2H H H M p a (d)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) HZ 查文獻(xiàn)資料 8圖 6-19得 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 2.44HZ (e)重合度系數(shù) Z 重合度系數(shù) 0.8Z (f)螺旋角系數(shù) Z 螺旋角系數(shù) c o s c o s 1 3 3 4 1 2 0 . 9 8 6Z (g)材料系數(shù) EZ 查文獻(xiàn)資料 8表 6-3得 材料 系數(shù) 1 8 9 .8EZ M pa b校核計算 由式（ 3-9） 鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 18 12121 H H E HK T iZ Z Z Zb d i 22 2 . 0 0 9 1 1 9 3 7 5 4 . 8 12 . 4 4 1 8 9 . 8 0 . 8 0 . 9 8 65 5 6 1 . 7 2 4 . 8 6 0 7 . 5 8 HM p a 故齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求 D.齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 大齒輪：齒頂圓直徑大于 290mm 但小于 500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺寸按文獻(xiàn)資料 8圖 6-26 薦用公式計算。 3.2.2 二級齒輪傳動設(shè)計 A.選擇齒輪材料、熱處理方 法、精度等級、齒數(shù) 3Z ， 4Z 及齒寬系數(shù) d 考慮到該下料機(jī)的功率不大，故大、小齒輪都選用 45 鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度分別為 220HBS 、 260HBS ；屬軟齒面開式傳動，載荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，選 7 級精度，小齒輪齒數(shù) 3 25z ，大齒輪齒數(shù) 43 4 . 5 2 5 1 1 2z iz ，按軟齒面齒輪非對稱安裝查文獻(xiàn)資料 8表 6-5，取齒寬系數(shù) 1.0d B.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 a確定公式中各參數(shù)值 23 232F a S antdFK T Y Ymz （ 3-10） (a)載荷系數(shù) tK 試選 tK =1.5 (b)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 2T 2226 . 9 99 5 5 0 9 5 5 0 5 5 6 . 2 8 7 5120PT N mn (c)大、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 lim3F ， lim4F 查文獻(xiàn)資料 8圖 6-9得， li m 3 240F M P a , li m 4 240F M P a (d)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（工作壽命 10 年 ，每年工作 300 天，兩班制） 8326 0 6 0 1 2 0 1 1 0 3 0 0 1 6 3 . 4 5 6 1 0hN n j L 8743 / 3 . 4 5 6 1 0 / 4 . 8 7 . 6 8 1 0N N i (e)彎曲疲勞壽命系數(shù) 查文獻(xiàn)資料 8圖 6-7得 3 0.96FNK ， 4 0.98FNK (f)計算許用彎曲應(yīng)力 3F 、 4F 取彎曲疲勞安全系數(shù) 1.4FS ，應(yīng)力修正系數(shù) 2STY ，則 3 3 l i m 3 / 2 4 0 0 . 9 6 2 / 1 . 4 3 2 9 . 1 4F F N F S T FK Y S M P a 4 4 l i m 4 / 2 4 0 0 . 9 8 2 / 1 . 4 3 3 6F F N F S T FK Y S M P a (g)查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 查文獻(xiàn)資料 8表 6-4得 3 2.62FaY ， 4 2.19FaY 3 1.59SaY ， 4 1.79SaY 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 19 (h)計算大小 齒輪的Fa SaFYY 并加以比較 3332 . 6 2 1 . 5 9 0 . 0 1 2 6 6 3 2 9 . 1 4F a S aFYY 4442 . 1 9 1 . 7 9 0 . 0 1 1 6 7 3 3 6F a S aFYY 因 3 3 4 434 F a S a F a F aFFY Y Y Y ，故按小齒輪進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 b設(shè)計計算 (a)試算齒輪模數(shù) ntm 由式（ 3-10）得 3 22 1 . 5 5 5 6 2 8 7 . 5 2 . 6 2 1 . 5 91 2 5 3 2 9 . 1 4 1ntm 2.73mm (b)計算圓周 速度 v 32 2 . 7 3 2 5 1 2 0 0 . 4 2 9 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ntm z nv m s (c)計算載荷系數(shù) K 查文獻(xiàn)資料 8表 6-2得使用系數(shù) 1.25AK ；根據(jù) 0 .4 2 9 /v m s 、 7 級精度，查文獻(xiàn)資料 8圖 6-10得動載系數(shù) 1.08K ；斜齒輪傳動取 1.08K 。 則 1 . 2 5 1 . 0 8 1 . 0 8 1 . 4 5 8AK K K K (d)校正并確定模數(shù) nm 33/ 2 . 7 3 1 . 4 5 8 / 1 . 5 2 . 7n n t tm m K K m m 取 3m mm c計算齒輪傳動的幾何尺寸 (a)中心距 34a 3 4 3 4 3( ) ( 2 5 1 1 2 ) 2 0 5 . 522nma z z m m 取 34 206a mm (b)兩輪分度圓直徑 3d 、 4d 33 3 2 5 7 5nd m z m m 44 3 1 1 2 3 3 6d m z m m (c)齒寬 3b 、 4b 3 1 7 5 7 5db d m m 3 ( 5 1 0 )b b m m 取 4 75b mm ， 3 80b mm (d)齒高 h 2 . 2 5 2 . 2 5 3 6 . 7 5h m m m m m C.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 20 22321 H H E HK T iZZb d i （ 3-11） a確定公式中各參數(shù)值 (a)大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 lim3H 、 lim4H 查文獻(xiàn)資料 8圖 6-8得， l i m 3 l i m 4 1170HH M p a (b)接觸疲勞壽命系數(shù) 查文獻(xiàn)資料 8圖 6-6得， 3 0.96HNK 、 4 0.98HNK (c)計算許用接觸應(yīng)力 3H 、 4H 取安全系數(shù) 1HS ，則 3 3 l i m 3 / 0 . 9 6 1 1 7 0 / 1 1 1 2 3 . 2H H N H HK S M P a 4 4 l i m 4 / 0 . 9 8 1 1 7 0 / 1 1 1 4 6 . 6H H N H HK S M P a 34 ( ) / 2 1 1 2 3 . 2 1 1 4 6 . 6 1 1 3 4 . 9H H H M p a (d)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) HZ 查文獻(xiàn)資料 8圖 6-19 得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 2.5HZ b校核計算 由式（ 3-11）得 22 1 . 4 5 8 5 5 6 2 8 7 . 5 4 . 5 12 . 5 1 8 9 . 87 5 7 5 4 . 5H 1 0 2 8 . 6 4 HM p a 故齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求 D.齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 大齒輪：齒頂圓直徑大于 330mm 但 500mm 小于，故選用腹板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺 寸按文獻(xiàn)資料 8圖 6-26 薦用公式計算。 3.3 軸的設(shè)計 3.3.1 軸的最小直徑估算 轉(zhuǎn)軸受彎扭組合作用， 在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計前，其長度、跨距、支反力及其作用點(diǎn)的位置等都未知，尚無法確定軸上彎矩的大小和分布情況，因此也無法按彎扭組合來確定轉(zhuǎn)軸上各段的直徑。為此應(yīng)先按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件估算轉(zhuǎn)軸上僅受轉(zhuǎn)矩作用的軸段的直徑。 3min PdCn (3-12)式中 C 計算常數(shù)，取決于軸的材料和受載情況。 當(dāng)軸段上開有鍵槽時，應(yīng)適當(dāng)增大直徑以考慮鍵槽對軸的削弱： d100mm 時，單鍵槽增大 3，雙 鍵槽增大 7； d 100mm 時，單鍵槽增大 5 7，雙鍵槽增大 10 15。最后對 d 進(jìn)行圓整。 軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查文獻(xiàn)資料 8表 11-3 得， 1 0 3 1 2 6C ， 選取 110C 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 21 軸 I 1331 m i n17 . 21 1 0 2 5 . 5 3576Pd C m mn ,單鍵槽軸徑應(yīng)增大 5% 7%， 即增大 26.81 27.32mm,取 1 m in 38d mm 軸 II 2332 m i n26 . 9 91 1 0 4 2 . 6 4120Pd C m mn ，取 2 m in 45d mm 軸 III 3333 m i n36 . 7 81 1 0 6 9 . 6 82 6 . 6 7Pd C m mn ，取 3 m in 70d mm A.各軸段的直徑 階梯軸各軸段直徑的變化應(yīng)遵循下列原則： a.配合性質(zhì)不同的表面（包括配合表面與非配合表面），直徑應(yīng)有所不同； b.加工精度、粗糙度不同的表面，一般直徑亦應(yīng)有所不同； c.應(yīng)便于軸上零件的裝拆。 通常從初步估算的軸段最小直徑 mind 開始，考慮軸上配合零部件的標(biāo)準(zhǔn)尺寸、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和定位、固定、裝拆、受力情況等對軸結(jié)構(gòu)的要求，一次確定軸段的直徑。具體操作時還應(yīng)注意以下幾個方面問題： a.與軸承配合的軸頸，其直徑必須符合滾動軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)系列。 b.軸上螺紋部分必須符合螺紋標(biāo)準(zhǔn)。 c.軸肩定位是軸上零件最方便可靠的定位方法。軸肩分定位軸肩和非定位 軸肩，定位軸肩通常用于軸向力較大的場合。 d.定位軸肩是為加工和裝配方便而設(shè)置的，其高度沒有嚴(yán)格的規(guī)定。與軸 上傳動零件配合的軸頭直徑，應(yīng)盡可能圓整成標(biāo)準(zhǔn)直徑尺寸系列 。 e.非配合的軸身直徑，可不取標(biāo)準(zhǔn)值，但一般應(yīng)取成整數(shù)。 B.各軸段的長度 各軸段的長度決定于軸上零件的寬度和零件固定的可靠性，設(shè)計時應(yīng)注意以下幾點(diǎn)： a.軸頸的長度通常于軸承的寬度相同。 b.軸頭的長度取決于與其相配合的傳動輪轂的寬度。 c.軸身長度的確定應(yīng)考慮軸上各零件之間的相互位置關(guān)系和拆裝工藝要求，各零件間的間距查文獻(xiàn)資料 1 3.3.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計就是要確定軸的合理外形和結(jié)構(gòu)，以及包括各軸段長度、直徑及其他細(xì)小尺寸在內(nèi)的全部結(jié)構(gòu)尺寸。 軸的結(jié)構(gòu)主要取決以下因素：軸在機(jī)器中的安裝位 置及形式；軸的毛坯種類；軸上作用力的大小和分布情況；軸上零件的布置及固定方式；軸承類型及位置；軸的加工工藝以及其他一些要求。由于影響因素很多，且其結(jié)構(gòu)形式又因具體情況的不同而異，所以軸沒有標(biāo)準(zhǔn)的結(jié)構(gòu)形式，設(shè)計具有較大的靈活性和多樣性。鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 22 但是，不論具體情況人如何，軸的結(jié)構(gòu)一般應(yīng)滿足以下幾個方面的要求： a.軸和軸上零件要有準(zhǔn)確的工作位置； b.軸上零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整； c.軸應(yīng)具有良好的制造工藝性； d.軸的受力合理，有利于提高強(qiáng)度和剛度； e.節(jié)省材料，減輕重量； f.形狀及尺寸有利于減小應(yīng)力集中。 3.3.3 軸的校核 圖 1 曲軸 軸在初步完成結(jié)構(gòu)設(shè)計后，進(jìn)行校核計算。計算準(zhǔn)則是滿足軸的強(qiáng)度或剛度要求。進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計算時，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況，采取相應(yīng)的方法，并恰當(dāng)?shù)剡x取其許用應(yīng)力，對于用于傳遞轉(zhuǎn)矩的軸應(yīng)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計算，對于只受彎矩的軸（心軸）應(yīng)按彎曲強(qiáng)度條件計算，兩者都具備的按疲勞強(qiáng)度條件進(jìn)行精確校核等。 對軸 (曲軸 )進(jìn)行強(qiáng)度校核： A.求軸上載荷 a.求出軸 (曲軸 )上的轉(zhuǎn)矩 T 軸上的傳遞的功率 32 6 . 9 9 0 . 9 9 0 . 9 8 6 . 7 8P P k W 軸 承 齒 輪 則 33 3 6 . 7 89 5 5 0 9 5 5 0 2 4 2 7 . 7 82 6 . 6 7PT N mn b.計算齒輪受力 見圖 2(a) (a)齒輪的分度圓直徑 44 3 1 1 2 3 3 6d m z m m (b)圓周力 6342 2 2 . 4 3 1 0 14451336t TFNd (c)徑向力 1 4 4 5 1 t a n 2 0 5 2 5 9 . 8rtF F t g N c.計算支承反力 (a)軸承的支點(diǎn)位置， 由 7214CJ 角接觸球軸承查手冊， a=26mm 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 23 (b)齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離 1 8 3 / 2 1 2 2 7 2 0 3 3 1 3 1 3 0 8 . 5L m m (c)齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離 2 8 3 / 2 4 4 2 6 1 3 3 1 3 1 6 8 . 5L m m (d)左支點(diǎn)水平面的支反力 0CM ， 1 2 1 2/ ( )N H tF L F L L 1 (1 6 8 . 5 1 4 4 5 1 ) / (1 3 0 8 . 5 1 6 8 . 5 ) 1 6 5 2 . 8NHF N N (e)右支點(diǎn)水平面的支反力 2 1 1 20 , / ( )A N H tM F L F L L 2 (1 3 0 8 . 5 1 4 4 5 1 ) / (1 3 0 8 . 5 1 6 8 . 5 ) 1 2 7 9 8 . 2NHF N N (f)左支點(diǎn)垂直面的支反力 1 2 1 2/ ( )N V rF L F L L 1 6 8 . 5 5 2 5 9 . 8 / (1 3 0 8 . 5 1 6 8 . 5 ) 6 0 1 . 6 N (g)右支點(diǎn)垂直面的支反力 2 1 1 2/ ( )N V rF L F L L 1 3 0 8 . 5 5 2 5 9 . 8 / (1 3 0 8 . 5 1 6 8 . 5 ) 4 6 5 8 . 2N B.畫彎矩圖 見圖 2c、 d、 e） a.截面 B處水平面彎矩 11 1 6 5 2 . 8 1 3 0 8 . 5 2 1 7 1 2 0 0 . 7H N HM F L N m m b.截面 B處垂直面彎矩 1 1 1 6 0 1 . 6 1 3 0 8 . 5 7 8 9 6 3 5V N VM F L N m m 2 2 2 4 6 5 8 . 2 1 6 8 . 5 7 9 0 2 6 3 . 6V N VM F L N m m c.截面 B處合成彎矩 2 2 2 211 2171200. 7 789635HVM M M 2310332. 4 N m m 2 2 2 222 2171200. 7 790263. 6HVM M M 2310547. 3 N m m C.彎扭合成強(qiáng)度校核 通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，危險截面 B a.截面 B處計算彎矩 考慮啟動、停機(jī)影響，扭矩為脈動循環(huán)變應(yīng)力， 0.6 則 222 ()caM M T 2 6 22310547. 3 ( 0. 6 2. 428 10 ) 2731463. 9 N m m b.截面 B處計算應(yīng)力 因齒輪和軸用平鍵進(jìn)行周向固定，故： 鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 24 3 2 3 2( ) 8 5 2 2 9 ( 8 5 9 )3 2 2 3 2 2 8 5d b t d tW d 35 3 5 3 3 .6 8 mm W 危險截面的抗彎截面系數(shù)，單位為 3mm / 2 7 3 1 4 6 3 . 9 / 5 3 5 3 3 . 6 8 5 1 . 0 2c a c aM W M P a M P a c.強(qiáng)度校核 45鋼調(diào)質(zhì)處理，查文獻(xiàn)資料 8表 11-2 得 1 60M Pa ， 1ca 故彎扭合成強(qiáng)度滿足要求。 d.畫轉(zhuǎn)矩圖 圖 2 軸的受力分析及彎扭矩圖 D.軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 a.確定危險截面： 截面 A只承受轉(zhuǎn)矩，故不必校核。截面 B上應(yīng)力最大，但由于過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在該軸段兩端，故也不必校核。截面 VII， VIII 處應(yīng)力接近最大，應(yīng)力集中相近，且最嚴(yán)重，但截面 VII 不受轉(zhuǎn)矩作用，故不必校核。截面VIII 為危險截面，截面 VIII 的左右 兩側(cè)均需校核 b. VIII 截面右側(cè)強(qiáng)度校核 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 25 (a)抗彎截面系數(shù) 3 3 30 . 1 0 . 1 7 1 3 5 7 9 1 . 1W d m m (b)抗扭截面系數(shù) 3 3 30 . 2 0 . 2 7 1 7 1 5 8 2 . 2TW d m m (c)截面 VIII 左側(cè)的彎矩 2310547. 3 ( 1308. 5 41. 5 ) / 1308. 5 2237554 .M N m m (d)截面上的彎曲應(yīng)力 / 2 2 3 7 5 5 4 / 3 5 7 9 1 . 1 6 2 . 5 2b M W M P a (e)截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 63 / 2 . 4 2 8 1 0 / 7 1 5 8 2 . 2 3 3 . 9 2TTT W M P a (f)平均應(yīng)力 彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力， m a x m i n( ) / 2 0m 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力， m a x m i n( ) / 2 3 3 . 9 2 / 2 1 6 . 9 6m M P a (g)應(yīng)力幅 曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力， m a x m i n( ) / 2 6 2 . 5 2ab M P a 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力， m a x m i n( ) / 2 1 6 . 9 6am M P a (h)材料的力學(xué)性能 由文獻(xiàn)資料 8查表 11-2， 45鋼調(diào)質(zhì)，11640275155B M P aM P aM P a (i)軸上環(huán)槽處理論應(yīng)力集中系數(shù) / 2 / 7 1 0 . 0 2 8rd ，/ 8 5 / 7 1 1 . 1 9 7Dd ， 由文獻(xiàn)資料 8附表 1.5，并經(jīng)插值計算 2.0MPa ， 1 .3 5M Pa (j)材料的敏性系數(shù) 由 2r mm ， 640B M Pa 由文獻(xiàn)資料 8圖 2.8，并經(jīng)插值計算 0.82q ，0.85q (k)有效應(yīng) 力集中系數(shù) 1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 ( 2 1 ) 1 . 8 2kq 1 ( 1 ) 1 0 . 8 5 (1 . 3 5 1 ) 1 . 3 0kq (l)尺寸及截面形狀系數(shù) 由 71d mm 查文獻(xiàn)資料 8圖 2-9，得 0.65 (m)扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù) 由 71D d m m 查文獻(xiàn)資料 8圖 2-10，得 0.81 (n)表面質(zhì)量 系數(shù) 軸按磨削加工，由 640B M Pa 查文獻(xiàn)資料 8圖 2-12 得 0 .9 2 (o)表面強(qiáng)化系數(shù) 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理 1q (p)疲勞強(qiáng)度綜合影響系數(shù) / 1 / 1 1 . 8 2 / 0 . 6 5 1 / 0 . 9 2 1 2 . 8 7Kk / 1 / 1 1 . 3 0 / 0 . 8 1 1 / 0 . 9 2 1 1 . 6 9Kk (q)等效系數(shù) 45 鋼： 0 .1 0 .2 ，取 0.1 0 .0 5 0 .1 ，取 0.05 (r)僅有彎曲正應(yīng)力時的計算安全系數(shù) 鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 26 1 275 1 . 5 32 . 8 7 6 2 . 5 2 0 . 1 0amS K (s)僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時的計算安全系數(shù) 1 155 5 . 3 41 . 6 9 1 6 . 9 6 0 . 0 5 1 6 . 6 9amS K (t)彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù) 2 2 2 21 . 5 3 5 . 3 4 1 . 5 01 . 5 3 5 . 3 4caSSSSS (u)設(shè)計安全系數(shù) 查文獻(xiàn)資料 8表 2-2材料均勻，載荷與應(yīng)力計算 精確時： 1 1.5S (v)疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 因 caSS ，故右側(cè)疲勞強(qiáng)度合格 c.截面左側(cè)強(qiáng)度校核 (a)抗彎截面系數(shù) 3 2 3 2( ) 8 5 2 2 9 ( 8 5 9 )3 2 2 3 2 2 8 5d b t d tW d 35 3 5 3 3 .6 8 mm (b)抗扭截面系數(shù) 3 2 3 2( ) 8 5 2 2 9 ( 8 5 9 )1 6 2 1 6 2 8 5T d b t d tW d 31 1 3 7 9 4 .6 9 mm (c)截面 VII 左側(cè)的彎矩 2310547. 3 ( 1308. 5 41. 5 ) / 1308. 5 2237554 .M N m m (d)截面上的彎曲應(yīng)力 / 2 2 3 7 5 5 4 / 5 3 5 3 3 . 6 8 4 1 . 8b M W M P a (e)截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 63 / 2 . 4 2 8 1 0 / 1 1 3 7 9 4 . 6 9 2 1 . 3 4TTT W M P a (f)平均應(yīng)力 彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力， m a x m i n( ) / 2 0m 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力， m a x m i n( ) / 2 2 1 . 3 4 / 2 1 0 . 6 7m M P a (g)應(yīng)力幅 彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力， m a x m i n( ) / 2 4 1 . 8ab M P a 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力， m a x m i n( ) / 2 1 0 . 6 7am M P a (h)過盈配合處的 /k 值 85d mm ， 640B M Pa ，配合為 7/ 6Hn，由文獻(xiàn)資料 8查附表 1-4得 / 3.36k (i)過盈配合處的 /k 值 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 27 / ( 0 . 7 0 . 8 5 ) /kk ，取 / 0 . 8 / 2 . 6 8 8kk (j)疲勞強(qiáng)度綜合影響系數(shù) / 1 / 1 3 . 3 6 1 / 0 . 9 2 1 3 . 4 5Kk / 1 / 1 2 . 6 6 8 1 / 0 . 9 2 1 2 . 7 5Kk (k)僅有彎曲正應(yīng)力時的計算安全系數(shù) 1 275 1 . 9 13 . 4 5 4 1 . 8 0 . 1 0amS K (l)僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時的計算安全系數(shù) 1 155 5 . 1 92 . 7 5 1 0 . 6 7 0 . 0 5 1 0 . 6 7amS K (m)彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù) 2 2 2 21 . 9 1 5 . 1 9 1 . 7 91 . 9 1 5 . 1 9caSSSSS (n)強(qiáng)度校核 查文獻(xiàn)資料 8表 2-2 得 1 1.5S 因 1 .5caSS，故左側(cè)疲勞強(qiáng)度合格 d.靜強(qiáng)度安全系數(shù)校核 該下料機(jī)無大的瞬時過載和嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故無需靜強(qiáng)度校核。 e.繪制軸的零件工作圖 3.4 蝸桿傳動設(shè)計 蝸桿傳動的特點(diǎn) 蝸桿傳動是用來傳遞空間交錯軸之間運(yùn)動和動力的，由蝸桿、蝸輪和機(jī)架 組成。 a.蝸桿傳動的主要優(yōu)點(diǎn)有： (a)傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊； (b)蝸桿傳動相當(dāng)于螺旋傳動，為多齒嚙合傳動，故傳動平穩(wěn)、振動小、躁聲低； (c)當(dāng)蝸桿的導(dǎo)程角小于當(dāng)量摩擦角時，可實(shí)現(xiàn)反向自鎖，即具有自鎖性。 b.蝸桿傳動的主要缺點(diǎn)有： (a)因傳動時嚙合齒面間相對滑動速度大，故摩擦損失大，效率低。不宜用于大功率傳動。 (b)為減輕齒面的磨損及防止膠合，蝸輪一般使用貴重的減摩材料制造，故成本高； (c)對制造和安裝誤差很敏感，安裝時對中心距的尺寸精度要求較高。 3.4.1 蝸輪蝸桿參數(shù)計算 A.主要尺寸設(shè)計 a.選 1z 、 2z 查文獻(xiàn)資料 8表 7-2 蝸桿頭數(shù) 1z 和蝸輪齒數(shù) 2z 的薦用值，選取 1 1z ，鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 28 2 28z b.壓力角 GB100087 88規(guī)定，阿基米德蝸桿的壓力角 的標(biāo)準(zhǔn)值為 20 c.模數(shù) m 查文獻(xiàn)資料 8表 7-1 選取 4m mm ，分度圓直徑 1 40d mm 蝸桿的直徑系數(shù) 10q mm d.導(dǎo)程角 1 11114t a n 0 . 140zmd e.齒頂高系數(shù) *ah * 1ah f.頂隙系數(shù) *c * 0.2c g.分度圓直徑 2d 22 4 2 8 1 1 2d m z m m h.齒頂圓直徑 1ad 、 2ad 11 2 4 0 2 4 4 8ad d m m m *22 2 1 1 2 2 4 1 2 0ad d h a m m m i.齒根圓直徑 1fd 、 2fd *11 2 ( ) 4 0 2 4 ( 1 0 . 2 ) 3 0 . 4fad d m h c m m *22 2 ( ) 1 1 2 2 4 ( 1 0 . 2 ) 1 0 2 . 4d d m h c m m j.中心距 a 12/ 2 / 2 4 0 / 2 1 1 2 / 2 7 6a d d m m B.繪制零件圖 本次設(shè)計的是皮革下料專用機(jī)床，蝸桿傳動只是起微調(diào)工作臺行程的作用。生產(chǎn)同一產(chǎn)品就無需調(diào)節(jié)，故無需強(qiáng)度校核。 3.5 滾動軸承 3.5.1 滾動軸承的選擇 選擇滾動軸承的類型，一般從載荷的大小、方向和性質(zhì)三方面進(jìn)行考慮。 在外廓尺寸相同的條件下，滾子軸承比球軸承承載能力大，適用于載荷較大或有沖擊的場合。球軸承適用于載荷較小、振動和沖擊力較小的場合。 當(dāng)承受純徑向載荷時，通常選用徑向接觸軸承或深溝球軸承；當(dāng)承受純軸向載荷時，通常選用推力軸承；當(dāng)承受較大徑向載荷和一定軸向載荷時，可選用角接觸球軸承，或者將向心軸承和推力軸承進(jìn)行組合，分別承受徑向和軸向載荷。 根據(jù)軸的應(yīng)用場合可知，軸主要受到的徑向力和軸向力。查詢常用滾動軸承的 性能和特點(diǎn)，選擇角接觸球軸承。角接觸球軸承的性能特點(diǎn)：可同時承受徑向負(fù)荷和軸向負(fù)荷，也可承受純軸向負(fù)荷。應(yīng)用場合：適用于剛性較大跨距不大的軸及須在工作中調(diào)整游隙時。 A. I 軸 5T 龍門皮革下料機(jī)總體設(shè)計及傳動系統(tǒng)設(shè)計 29 圖 3 軸 I a. I 軸上的齒輪受力 (a). 112 2 1 1 9 3 7 5 38686 1 . 7 2t TFNd (b). t a n 3 8 6 8 t a n 2 0 1448c o s c o s 1 3 . 5 7rFt (c). t a n 1 4 4 8 t a n 1 3 . 5 7 3 4 9 . 5atF F N b.求反力 (a).查文獻(xiàn)資料 1圓錐滾子軸承 30309，得 a=21mm (b).齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距 離 1 603 8 1 7 7 2 1 2 2 42L m m (c).齒寬中點(diǎn)距由支點(diǎn)距離 2 603 8 1 1 9 5 2 1 1 2 4 22L m m (d).左支點(diǎn)垂直面的支反力 1 2 1 2/ ( )rrF L F L L 1 2 4 2 1 4 4 8 / ( 2 2 4 1 2 4 2 ) 1 2 2 6 . 8 N (e).右支點(diǎn)垂直面的支反力 2 1 1 2/ ( )rrF L F L L 2 2 4 1 4 4 8 / ( 2 2 4 1 2 4 2 ) 2 2 1 . 2N c.確定圓錐滾子軸承 30309 的主要性能參數(shù) 查文獻(xiàn)資料 1得， 12 57 10 、 108rC kN 、 130orC kN 、 0.35e 、 1.7Y d.計算派生軸向力 1sF 、 2sF 11 1 2 2 6 . 8 3 6 0 . 82 2 1 . 7rs FFNY 22 2 2 1 . 2 6 5 . 12 2 1 . 7rs F Y e.計算軸向負(fù)荷 1aF 、 2aF 123 6 0 . 8 3 4 9 . 5 7 1 0 . 3s a sF F N F ， 故軸承 II 被“壓緊”，軸承 I被“放松”，得 21 3 6 0 . 8 3 4 9 . 5 7 1 0 . 3a s aF F F N 113 6 0 . 8asF F N f.確定系數(shù) 1X 、 2X 、 1Y 、 2Y 鹽城工學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 2007 30 113 6 0 . 8 0 . 2 9 41 2 2 6 . 8arF eF 227 1 0 . 3 3 . 2 1 12 2 1 . 2arF eF 查文獻(xiàn)資料 8表 8-10，得 1 1X ， 1 0Y ， 2 0.4X ， 2 1.7Y g.計算當(dāng)量動負(fù)荷 1P 、 2P 故 1 1 1 1 1 1 1 2 2 6 . 8 1 2 2 6 . 8raP X F Y F N 2 2 2 2 2 0 . 4 2 2 1 . 2 1 . 7 7 1 0 . 3 1 2 9 5 . 9 9raP X F Y F N h.計算軸承壽命 hL 查文獻(xiàn)資料 8表 8-7、 8-8，得 1.5pf ， 1tf ，壽命指數(shù) 10/3 1 0 1 0331 6 6 6 7 1 6 6 6 7 1 1 0 8 0 0 0( ) ( ) 1 8 9 3 2 3 4 65 7 6 1 . 5 1 2 9 5 . 9 9thpfCLhn f P 18932346 20000hL h h 故軸承合適 B.III 軸 a.圓錐滾子軸承 30214，所受徑向負(fù)荷 5 2 5 9 .8rFN ，軸向負(fù)荷 0aF ，軸承轉(zhuǎn)速 2 6 .6 7 / m innr ，中等沖擊，常溫下工作 b.查文獻(xiàn)資料 1圓錐滾子軸承 30214的軸承的基本額定動負(fù)荷 132rC kN ，基本額定靜負(fù)荷 175orC kN 。 c.計算 /a orFC并確定 e 值 /0a orFC ，查文獻(xiàn)資料 8表 8-10，得 1 . 5 t a n 1 5 0 . 4e d.計算當(dāng)量動負(fù)荷