1、機械設計課程設計計算手冊設計題目飛剪傳動設計 設計任務書1、設計題目：飛剪傳動設計2、設計要求1）。飛剪機用于軋件的剪切，切邊沿軋件運動方向的速度應等于或略大于軋件的運動速度。2）。為了保證軋件剪切斷面的質(zhì)量，飛剪機的一對剪切刀片在剪切過程中需要進行平移運動。3）。剪切刀片的運動軌跡應為閉合曲線，剪切段應盡可能平直，剪切過程中剪切速度應均勻。4）單向運動，頻繁啟動，十年使用壽命，專業(yè)機械廠制造，小批量生產(chǎn)，兩班倒工作。3. 原始技術數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)集編號1234標稱最大剪切力/kN44.556剪切機車車輛規(guī)格/mm 260*6065*6570*7075*75剪切速度/(m/s)0.530.530.53

2、0.534. 設計任務選擇電機。設計工作機構和減速器。選擇一個聯(lián)軸器。畫出減速機傳動圖1，零件工作圖2。編寫設計規(guī)范得 1 分。目錄飛剪整體設計. 3飛剪整體布局3執(zhí)行器設計3電機選擇 4傳動比分布4運動和動態(tài)參數(shù)計算 5傳動部件設計. 6高速齒輪傳動設計 . 6低速齒輪傳動設計 . 9四連桿設計 12軸設計. 13高速軸設計與校核 13中間軸的設計與校核 15低速軸的設計與驗證 17軸承的選擇和檢查21高速軸軸承的選擇與檢查 21中間軸軸承的選擇和檢查 22低速軸軸承的選擇與檢查 23密鑰選擇和驗證減速機外殼及附件的設計. 27減速器本體各部分結構尺寸.27潤滑和密封形式的選擇 29其他設計

3、說明 30參考文獻.31附錄321) 四連桿執(zhí)行機構外形尺寸示意圖.322) 四連桿運動特性參數(shù)表 333) 葉片軌跡344) 葉片速度355) 葉片角度 36一、飛剪整體方案設計一、飛剪機整體布局如圖所示，扭矩由電機輸出，通過彈性聯(lián)軸器將電機的輸出軸與三級減速機的輸入端連接起來。減速機輸出端采用對稱分布的剪切機構。2. 執(zhí)行器設計1）分析運動規(guī)律如圖所示，欄向右移動。AB 段的刀片運動應盡可能筆直以執(zhí)行切割任務。BC段是回縮路線，需要有足夠的傾斜度，以免在回縮時碰到杠鈴。CA段的虛線邊緣的運動規(guī)律可以是相對隨機的。2) 方案選擇備擇方案選項 1：弧替換法在 AB 段中使用圓弧代替直線，使執(zhí)行

4、器進行簡單的圓周運動。選項 2：曲柄導桿機構參考四連桿機構綜合介紹（雪融）P99選項 3：曲柄滑塊機構參考四連桿機構綜合介紹（雪融）P99選項 4：曲柄搖桿機構參考連桿曲線圖集（薛榮、朱喬、傅君度）方案評估和選擇方案1 AB段不夠直，BC段不夠回縮。方案二和三的運動曲線比較復雜。方案4實用，很多運動規(guī)律可以直接從相關書籍中獲得。方案4，四連桿曲柄搖桿機構，被選為執(zhí)行器的設計方案。四連桿參數(shù)選擇參考連桿曲線圖集附錄，選擇圖集13所示的四連桿機構。A=1，B=2.5，C=2，D=3。其中D味架。P = 5， BP = 0。機構運動學特性分析詳見附錄。當L 1 =1m， =1rad/s，V edge

5、 =1.00m/s。為了使V葉片=2.00m/s，L 1 =0.2m，所以取 =10rad/s或95.49r/min。注：切割任務的刀片軌跡在19、18、17、16、15之間，此時速度方向為直線，速度波動為9.82%，在可接受范圍內(nèi)。3.電機選擇以同步轉速為1000r/min的電機為例，電機選型為：Y 225M-6，P量=30KW框架尺寸 180L：D=48，E=110，H=180。4.傳動比的分布5.運動和動態(tài)參數(shù)的計算0軸1 軸2 軸3軸4軸刀名單如下機制功率（千瓦）T( )n(R/MIN)一世n進入輸出進入輸出0軸24233.8798013.79052.707510.990.990.97

6、0.81 軸23.7623.05231.54224.599802 軸22.8422.15843.87818.55258.543軸21.9319.0621931906年95.494軸11.068110680095.49傳動件設計高速齒輪 1 和 2 的設計和檢查項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果1.選擇材料和精度等級小齒輪：40Cr調(diào)質(zhì)，硬度HB=241286HB，平均260HB大齒輪：45鋼調(diào)質(zhì)，硬度HB=229286HB，平均240HB同側齒面精度等級為8級精度2.小齒輪直徑的初步估算采用封閉式軟齒面?zhèn)鲃?，根?jù)齒面接觸強度估算小齒輪分度圓直徑3.確定基本參數(shù)查表，選擇8個精度等級是合理的項目

7、內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果4、檢查接觸面的疲勞強度計算計算判斷強度是否合理指導方針計算：查表：計算：計算：查表：合理的實力項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果5.確定主傳動尺寸6、校核計算齒根彎曲疲勞強度計算計算判斷強度是否合理指導方針計算：計算：合理的實力3、4、5中間齒輪的設計與校核項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果3 和 4 嚙合1.選擇材料和精度等級小齒輪：40Cr調(diào)質(zhì)，硬度HB=241286HB，平均260HB大齒輪：45鋼調(diào)質(zhì)，硬度HB=229286HB，平均240HB同側齒面精度等級為8級精度2.小齒輪直徑的初步估算采用封閉式軟齒面?zhèn)鲃樱鶕?jù)齒面接觸強度估算小齒輪分度圓直徑3.

8、確定基本參數(shù)查表，選擇8個精度等級是合理的項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果4、檢查接觸面的疲勞強度計算計算判斷強度是否合理指導方針計算：查表：計算：計算：查表：合理的實力項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果5.確定主傳動尺寸6、校核計算齒根彎曲疲勞強度計算計算判斷強度是否合理指導方針計算：計算：合理的實力項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果4 和 5 嚙合為了使結構對稱，齒輪4和5的幾何參數(shù)應相同，齒輪5的幾何參數(shù)直接從齒輪4得到。5檔比4檔傳遞力小，工況溫和。因此，在相同工況下，齒輪5的各種應力小于齒輪4的各種應力，嚙合參數(shù)直接由齒輪4的參數(shù)得到，無需設計校核齒輪 4 和 5 的嚙合。列出驅動

9、器主要尺寸3.軸的設計1、高速軸設計與驗證項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果1.材料選擇和熱處理選用40cr，調(diào)質(zhì)，硬度HB=2412862.根據(jù)抗扭強度檢查軸徑表中取C=112，其中P=P 1 =23.76KW，n=n 1 =980r/min得到單鍵軸徑增加3%，取d= 35mmd=35mm3、軸的結構初步設計深溝球軸承6208（d=40，D=80，b=18）的初選初步設計豎井結構如下圖所示4、軸的空間受力分析項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果5、等效彎矩計算1) 空間力分析2) X方向彎矩3) Y方向彎矩4) 合成彎矩5) 扭矩6) 等效彎矩6、根據(jù)彎扭合應力檢查軸的強度查表計算上因此，軸

10、 1 設計為安全的安全2、中間軸的設計與校核項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果1.材料選擇和熱處理選用40cr，調(diào)質(zhì)，硬度HB=2412862.根據(jù)抗扭強度檢查軸徑表中取C=112，其中P=P 2 =22.84KW，n=n 2 =258.54r/min得到單鍵軸徑增加3%，取d= 55mmd=55mm3、軸的結構初步設計深溝球軸承6211（d=55、D=100、b=21）的初選初步設計豎井結構如下圖所示4、軸的空間受力分析項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果5、等效彎矩計算1) 空間力分析2) X方向彎矩3) Y方向彎矩4) 合成彎矩5) 扭矩6) 等效彎矩6、根據(jù)彎扭合應力檢查軸的強度查表計算

11、上因此，軸 2 設計為安全的安全3、低速軸設計與驗證1) 軸 3項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果1.材料選擇和熱處理選用40cr，調(diào)質(zhì)，硬度HB=2412862.根據(jù)抗扭強度檢查軸徑取C=112，其中P=P 3 =21.93KW，n=n 3 =95.49r/min得到單鍵軸徑增加3%，取d=75 mmd=75mm3、軸的結構初步設計深溝球軸承6216（d=80、D=140、b=26）的初選初步設計豎井結構如下圖所示4、軸的空間受力分析項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果5、等效彎矩計算1) 空間力分析2) X方向彎矩3) Y方向彎矩4) 合成彎矩5) 扭矩6) 等效彎矩6、根據(jù)彎扭合應力檢查軸

12、的強度查表計算上因此，軸 3 設計為安全的安全2) 軸 4項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果1.材料選擇和熱處理選用40cr，調(diào)質(zhì)，硬度HB=2412862.根據(jù)抗扭強度檢查軸徑取C=112，其中P=P 4 =21.93KW，n=n 4 =95.49r/min得到單鍵軸徑增加3%，取d=60 mm考慮到軸3和軸4的對稱關系，軸3取軸4的直徑為75mmd=75mm3、軸的結構初步設計深溝球軸承6216（d=80、D=140、b=26）的初選初步設計豎井結構如下圖所示4、軸的空間受力分析項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果5、等效彎矩計算1) 空間力分析2) X方向彎矩3) Y方向彎矩4) 合成彎矩

13、5) 扭矩6) 等效彎矩6、根據(jù)彎扭合應力檢查軸的強度查表計算上因此，軸 4 設計為安全的安全4、軸承選型與驗證一、高速軸軸承的選型與驗證項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果一、軸承參數(shù)選擇深溝球軸承6208（d=40，D=80，b=18）查表油脂潤滑極限轉速n lim =8000r/min2.計算軸承的徑向力計算出來的3.計算當量動載荷4.計算壽命由于采用兩班倒工作，使用壽命為10年，即L d = 58400 hL 10h L d符合要求改用深溝球軸承6308，滿足要求項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果5、限速計算取決于查表滿足要求滿足要求2、中間軸軸承的選型和驗證一、軸承參數(shù)選擇深溝球軸承6

14、211（d=55，D=100，b=21）查表油脂潤滑極限轉速n lim =5600r/min2.計算軸承的徑向力計算出來的3.計算當量動載荷4.計算壽命由于采用兩班倒工作，使用壽命為10年，即L d = 58400 hL 10h L d符合要求改用深溝球軸承6411，滿足要求項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果5、限速計算取決于查表滿足要求滿足要求3、低速軸軸承的選型和驗證1) 軸 3一、軸承參數(shù)選擇深溝球軸承6216（d=80，D=140，b=26）查表脂潤滑極限轉速n lim =4300r/min2.計算軸承的徑向力計算出來的3.計算當量動載荷4.計算壽命傳動裝置尺寸確定后，葉片轉速變?yōu)樵O計

15、值的0.42倍，因此各當量載荷也會相應減少。為了預留保證金，這里取原來的0.5進行計算。由于采用兩班倒工作，使用壽命為10年，即L d = 58400 hL 10h L d符合要求改用深溝球軸承6316，滿足要求項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果5、限速計算取決于查表滿足要求滿足要求2) 軸 4一、軸承參數(shù)選擇深溝球軸承6216（d=80，D=140，b=26）查表脂潤滑極限轉速n lim =4300r/min2.計算軸承的徑向力計算出來的3.計算當量動載荷4.計算壽命傳動裝置尺寸確定后，葉片轉速變?yōu)樵O計值的0.42倍，因此各當量載荷也會相應減少。為了保留保證金，使用原來的0.5進行計算。由于

16、采用兩班倒工作，使用壽命為10年，即L d = 58400 hL 10h L d符合要求滿足要求5、限速計算取決于查表滿足要求滿足要求5. 密鑰選擇和驗證項目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果每個平鍵的初步尺寸確定項目b*h/毫米升/毫米數(shù)字鍵 110*8601鑰匙 2 (1)20*121401鑰匙 2 (2)20*12901關鍵 3 (1)20*121601關鍵 3 (2)25*141401鑰匙 4 (1)20*121601鑰匙 4 (2)25*141401每個鍵的強度檢查1. key 1的強度校驗扭矩鍵接觸長度軸徑查找表計算安全2. key 2（1）的強度檢查扭矩鍵接觸長度軸徑查找表計算安全項

17、目內(nèi)容設計計算依據(jù)及流程計算結果3.鍵2（2）的強度檢查扭矩鍵接觸長度軸徑查找表計算安全如下說明：由于軸3和4的鍵尺寸相同，且軸3的扭矩較大，所以按軸3進行強度校核。4.鍵3（1）的強度檢查扭矩鍵接觸長度軸徑查找表計算安全5.鍵3（2）的強度檢查扭矩鍵接觸長度軸徑查找表計算安全省略鍵 4 (1) 和鍵 4 (2) 強度檢查6、減速箱及配件設計一、減速箱結構尺寸姓名象征尺寸箱座厚度覆蓋層厚度箱座法蘭厚度箱座法蘭厚度箱座底法蘭厚度地腳螺栓直徑地腳螺栓數(shù)量nn=6軸承側連接螺栓直徑箱蓋與箱座連接螺栓直徑連接螺栓間距摘 要190mm軸承端蓋螺栓直徑窺孔蓋螺絲直徑銷釘直徑螺栓扳手空間和法蘭高度安裝螺栓直

18、徑到外箱壁的距離262036到法蘭邊緣的距離241830沉頭孔直徑402850軸承旁凸臺半徑老板身高外箱壁到軸承座端面的距離大齒輪頂圓和壁距齒輪端面到壁面距離蓋肋厚度箱座加強筋厚度軸承端蓋外徑軸承端蓋法蘭厚度軸承側連接螺栓距離軸1端蓋主要尺寸/mm90115140758711121430軸2端蓋主要尺寸/mm12014517010511711121424軸3端蓋主要尺寸/mm14016519012513711121427軸4端蓋主要尺寸/mm140165190125137111214272、潤滑密封形式的選擇1) 軸系軸承采用脂潤滑，齒輪采用油潤滑。在軸承與機殼之間設計有擋油環(huán)，以防止齒輪潤滑油與軸承潤滑脂相互作用。透明蓋與軸之間設計有半粗毛氈密封圈，用于密封油脂。2) 排水塞油封有石棉橡膠紙。3) 窺視孔油封有石棉橡膠紙。7.其他設計說明由于本飛剪所用的減速機一共有四個軸，由于特殊尺寸的限制，箱蓋的