鋼板翻板機的機構設計目錄TOC\o摘要 1引言 31翻板機研究概述 51.1翻板機工作原理及結構 51.2課題研究意義 61.3國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 71.4主要研究方向及方法 91.5主要研究設計目的 102翻板機的關鍵結構的設計與校核 112.1分配傳動比 112.2計算各軸的功率、轉速和轉矩 143齒輪的選擇與校核 163.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 163.2按齒面接觸疲勞強度設計 173.3按齒根彎曲疲勞強度設計 183.4幾何尺寸計算 193.5圓整中心距后的強度校核 213.6主要設計結論 224主驅動軸的設計與校核 244.1初步估算軸的直徑 244.2軸承的選擇 244.3軸的校核 254.4軸承的校核 265曲柄滑塊傳動的設計 325.1曲柄的設計 325.2導軌的設計 335.3滑塊和銷的設計 34結論 41參考文獻 43摘要本課題為基于曲柄滑塊傳動的翻板機機構設計，翻板機作為預制構件生產(chǎn)線中的主要設備，其效率及性能的好壞直接影響整體生產(chǎn)線的生產(chǎn)工藝和效率。翻板機是一個涉及多樣生產(chǎn)的復雜的問題，由于種種原因，現(xiàn)在進行有目的、有重點的設計研究，而無法面面俱到。本文的論述主要介紹研究的動機與目的及研究背景及國內(nèi)外的發(fā)展狀況；其次在了解翻板機的工作原理后，介紹了翻板機的總體設計要求，包括翻板機各部件整體布局、電機、軸、軸承、齒輪及其他附屬件的選用，最后對選用的結構進行計算和校核，同時對核心的翻板機的機構做了設計與分析，由此完成了對翻板機整體設計。設計要求該翻板機具有翻板可控，不易產(chǎn)生折板、易碎等，操作維護簡便，多性能參數(shù)測量，改造余地大，改造費用小等特點。本設計經(jīng)試制已投入實際應用，進而提高翻板可控、工作狀態(tài)平穩(wěn)以及不易產(chǎn)生折板等，以適應翻板機飛速發(fā)展的要求。 關鍵詞：翻板機，翻板結構，曲柄滑塊引言隨著社會不斷的發(fā)展，在機械行業(yè)生產(chǎn)的需求也不斷的變化，翻板機變得多種多樣。在翻板機大的背景下，行業(yè)里主流的翻板機形式，它具有周期可控制、工作狀態(tài)平穩(wěn)、不易產(chǎn)生折板、易碎等特點。翻板機的研發(fā)的設計會涉及到各個領域，包括鋼板、銅板、石膏、玻璃、紗布、紙卷等產(chǎn)品。其中翻板機的關鍵性的設計是驅動機構，其效率和性能的好壞直接影響整體生產(chǎn)線的生產(chǎn)工藝和效率。在當下翻板機中，翻板機的驅動機構，起著重中之重的作用。通過重新設計將其技術融入到翻板機的行列中，以及設備運行平穩(wěn)、周期可控、工作安全、不易碎板的特點相結合應用于翻板機中。其翻板機的最大的特點是曲柄滑塊傳動，曲柄滑塊機構具有運動副為低副,各元件間為面接觸,構成低副兩元件的幾何形狀比較簡單,加工方便,易于得到較高的制造精度等優(yōu)點。傳統(tǒng)翻板形式與新型的翻板形式，相對比來看，新型翻板機設備具有，翻轉周期可控、不容易產(chǎn)生折板、不易碎、性能穩(wěn)定，并且運營成本低。隨著各個行業(yè)的發(fā)展，尤其是鋼板，銅板等領域的迅速發(fā)展，在翻板機中要求更大；尤其是在很多建筑行業(yè)更為重要。以上行業(yè)如果翻板機出現(xiàn)了問題，會對社會的經(jīng)濟發(fā)展、環(huán)境、安全狀況，造成非常重大的影響。要求翻板機的穩(wěn)定性和可控性更高，否則將影響著后續(xù)的生產(chǎn)。國內(nèi)的翻板機研究和國外的翻板機研究目前存在著很大的差距，同時也反映出我國在翻板機行業(yè)有待提升。在國內(nèi)很少有工廠擁有完整的翻板機設備裝置，廣東省的南興裝備股份有限公司代表國內(nèi)的翻板機制造商，一般以制造為主，在領域研究及翻轉可控方面不是很全面。隨著國內(nèi)的機構在不斷的提升翻板機領域的研究，其主要在研制曲柄滑塊傳動的翻板形式。經(jīng)過在條件非常極端的情況下進行運行測試，其翻板效果非常理想。與此同時研發(fā)出相對性能穩(wěn)定，功能齊全的翻板機尤其重要。在極端條件下測試，參數(shù)動態(tài)范圍比較廣泛，可應用于不同的領域，這樣翻板機的技術才能適用于更廣泛的行業(yè)。綜上，本設計通過對基于曲柄滑塊傳動的翻板機機構進行多方面的研究和分析，找出其翻板機不可控的原因以及可以改進的方法，以提升翻板機的工作穩(wěn)定性和設備的安全性，降低設備發(fā)生故障的次數(shù)，減少投資成本，該設計對相關翻板機的企業(yè)具有非常重要的意義，而且翻板機性能試驗裝置的研制對裝備制造企業(yè)的發(fā)展也起到十分重要的作用。1翻板機研究概述1.1翻板機工作原理及結構翻板機的研究是基于曲柄滑塊傳動，衍生出符合普遍行業(yè)的翻板機標準。其創(chuàng)新點結合于翻板技術和曲柄滑塊的優(yōu)點，可適用于鋼板、銅板、石膏、玻璃、紗布、紙卷等多個對翻板要求極其高的行業(yè)自動翻板機屬于翻轉設備的一種，它在鋼鐵冶金行業(yè)有著廣泛的應用，是一種十分實用的專用機械設備。在鋼板的生產(chǎn)過程中，隨著市場對鋼板質量要求的不斷提高，翻板檢查已成為生產(chǎn)中必不可少的工序。圖1為曲柄滑塊機構的示意圖。常用于將曲柄的回轉運動變換為滑塊的往復直線運動；或者將滑塊的往復直線運動轉換為曲柄的回轉運動。曲柄滑塊具以下特性：承載能力大、利于潤滑、磨損輕、壽命長、易于加工[1]。圖1曲柄滑塊機構圖2為翻板機結構圖，翻板機的主要結構由電機、減速器、翻板機構組成。其中，翻板機的驅動機構由電機、聯(lián)軸器、減速器和曲柄滑塊機構組成?！半姍C的作用是為自動翻板機提供動力，減速器的作用是降低轉速的同時提高輸出扭矩，為翻板機構中的曲柄連桿機構提供低轉速、大扭矩的動力，而曲柄滑塊機構則是翻板機實現(xiàn)正確動作的變換機構[2]。1-連接臂；2-同步軸；3-曲柄軸；4-曲柄；5-壓桿；6-壓桿頭；7-連接板；8-翻轉臂；9-鋼板圖2翻板機結構圖在實際生產(chǎn)線上的通常采用的翻板機構可分為以下三類：（1）氣動翻板，翻板力是由氣缸產(chǎn)生的，其結構簡單、投資較低，但其性能不穩(wěn)定，翻板周期較難控制，容易產(chǎn)生折板、碎板等現(xiàn)象，生產(chǎn)效率較低。（2）液壓翻板，由液壓系統(tǒng)提供翻板動力，一般接板桿與抬起桿上均至少有一個液壓缸，工作過程比較穩(wěn)定。但是其同步性控制難度較大，電控部分比較麻煩，液壓站成本高，一般只用于大型生產(chǎn)線。（3）機械翻板，按結構又可以細分為四桿機構和六桿機構等不同類型。它由離合器、減速機、曲柄搖桿機構和兩組四桿機構等聯(lián)接而成實現(xiàn)翻板，由于每隔一定時間才進行一次翻板，離合器的作用是在電機連續(xù)運轉下使翻板機完成間歇作業(yè)。機械翻板機工作比較可靠，交接板過程比較平穩(wěn)。具有翻板周期可控制，工作狀態(tài)平穩(wěn)，不易產(chǎn)生折板、碎板等優(yōu)點。但是因為兩個同軸的曲柄傳遞到翻轉臂上的運動放大，設備的安裝調(diào)試較難[3]。1.2課題研究意義板、銅板、石膏、玻璃、紗布、紙卷等產(chǎn)品,在生產(chǎn)制造、產(chǎn)品檢驗以及產(chǎn)品運輸?shù)哪骋贿^程中,要求其以某種特定狀態(tài)（立式或臥式、上表面或下表面）存在,這樣就需要一種用于給產(chǎn)品進行狀態(tài)轉換的設備。翻轉設備正是為此而設計的,它是相關產(chǎn)品必不可少的一種設備[4]。由于翻板機的應用場合十分廣泛,并且每一種翻板機應用的工況和要求都各不相同，導致了翻板機的專用性非常強,因此需要針對不同的生產(chǎn)條件和要求進行自行設計。翻板機的設計情況目前多為各廠家自行設計，只為達到各自的設計目的,因此很難形成一個統(tǒng)一的標準，再加上設計水平參差不齊,設計手段不夠專業(yè),市場上充斥著大量標準各異的設備，這對企業(yè)選購產(chǎn)品帶來了極大的不便，但于與此同時也加大了翻板機研究的價值[5]。由于翻板機的翻轉技術綜合了眾多學科領域的知識，在實際的應用生產(chǎn)上，仍存在著諸多的問題。國內(nèi)對于自動翻板機的設計標準、機械加工水平、精度上仍然存在差距。即使從國外引進，在實際運用中也不能完全發(fā)揮作用。同時，由于我國工業(yè)的高速發(fā)展,生產(chǎn)的自動化、無污染和高效率等一系列要求也越來越高。而本人查閱大量的資料,尚未發(fā)現(xiàn)國內(nèi)有較為系統(tǒng)的介紹翻板機的資料和專著,所以更加深入地對此進行研究具有重大意義[6]。1.3國內(nèi)外研究現(xiàn)狀國外翻轉機的生產(chǎn)技術已經(jīng)比較成熟，涵蓋了上百種系列及型號的翻轉機產(chǎn)品，翻轉能力范圍0.1噸～120噸。下面介紹幾種典型的翻轉機類型。美國bushman設備公司所生產(chǎn)的翻轉機包括CL型翻轉機、L型液壓翻轉機、頭尾架式翻轉機、O型翻轉機等幾乎所有種類的產(chǎn)品。

CL型翻轉機、O型翻轉機和C型翻轉機可統(tǒng)稱為柱狀外廓翻轉機。分析其特點發(fā)現(xiàn)：該類翻轉機主車體外廓為圓柱狀滾圈架，主車體滾轉中心即為圓柱中心軸線；利用外廓為圓柱狀的內(nèi)側L型或U型工作臺約束工件，使工作臺連同工件圍繞虛擬的圓柱中心軸進行滾轉實現(xiàn)工件翻轉。

其中CL型翻轉機工作臺為L型，受力均勻，承載重量大，主要用于大型回轉零件如鋼卷，模具等大型零件的翻轉[7]。該翻轉機為單自由度，由鏈條驅動的L型工作臺的90°翻轉機，負載范圍1噸～120噸。

韓國samilmfg公司生產(chǎn)的L型和可變型液壓板式翻轉機，它的液壓缸驅動系統(tǒng)和控制系統(tǒng)均封閉在防塵罩內(nèi)，其翻轉過程如板式翻轉機的工作臺是板狀結構，翻轉過程中依靠重力封閉和定位，無需裝夾，占用空間小，采用液壓驅動翻轉[8]。

板式翻轉機根據(jù)工作臺兩個定位面間的角度變化分為L型和可變型翻轉機。L型翻轉機工作臺由兩個固接成90°的板組成，一般只需一套驅動系統(tǒng)即可完成翻轉?？勺冃头D機的工作臺是由兩個板狀工作臺鉸接起來的，左右各有一套驅動系統(tǒng)，翻轉時左右兩側互不干涉，可根據(jù)工件形狀轉至不同的角度，因此也可用作某些異形工件的翻轉。除此之外，德國和日本的翻轉機生產(chǎn)技術也比較成熟。

近幾年，翻轉機已成為我國制造業(yè)的一種不可或缺的設備，特別在機械制造行業(yè)更是獲得了廣泛的應用。隨著產(chǎn)業(yè)技術的進步，已經(jīng)開發(fā)的翻轉機約有十余個產(chǎn)品系列，近百余種規(guī)格。下面介紹幾種技術比較成熟的翻轉機產(chǎn)品。

2003年濟南二機床集團公司成功研制了國內(nèi)首臺C型垛料翻轉機。該垛料翻轉機使用對中囊式夾緊結構將垛料與上料架靠緊，保證垛料的重心和翻轉機的中心可以最大限度的重合，以減少翻轉時受到的沖擊，使翻轉過程平穩(wěn)可靠。

C型翻轉機與O型翻轉機均屬于柱狀外廓翻轉機，兩者結構比較相近，類似于火車翻車機，主要用于汽車自動化生產(chǎn)線上薄板垛料以及形狀規(guī)則的中小型工件等的翻轉，依靠上下平臺夾緊工件。

武漢博生工業(yè)技術公司生產(chǎn)的頭尾架式翻轉機包括自由移動式和軌道移動式兩種，負載范圍達到3噸～20噸。頭尾架式翻轉機的特點是依靠頭尾夾緊裝置夾緊工件，有的尾架可移動以方便工件裝夾，有的還配有升降系統(tǒng)可調(diào)整工件裝夾高度，然后由車體兩側的翻轉機構在繞自身水平中心軸線回轉的同時帶動工件一起翻轉[9]。這種翻轉機構主要用于車體，轉向架，型鋼等長寬比例較大的工件在機械加工、裝配、焊接、檢修、清洗或者搬運過程中的翻轉變位，不適合截面尺寸較大的工件；而且工件翻轉時其縱軸重心坐標應盡量與翻轉機的回轉中心軸線重合，避免造成工件的偏心矩過大。

目前國內(nèi)翻轉機生產(chǎn)的主要特點是“一次需求，一次設計”；通用程度及互換性較低；沒有統(tǒng)一的產(chǎn)品行業(yè)標準。1.4主要研究方向及方法隨著國內(nèi)翻板機技術取得了長足的發(fā)展，同時翻板機在各個階段及行業(yè)都得到了廣泛的應用，但從某種意義上來說，翻板機機構的實際測驗和理論發(fā)展，還存在較大的上升空間。盡管翻板機的基礎理論研究在某一方面取得了進展，但考慮到翻板機所處的工作環(huán)境以及行業(yè)，還存在多樣性復雜性的問題。到目前為止，整套合理的翻板機理論還沒有確定出來。從實驗的角度出發(fā)，將理論的實際研究方法與實踐相結合才行。翻板機的結構比較復雜，需要進一步簡化，維修、保養(yǎng)和使用層面進一步優(yōu)化。就翻板機的合理性而言，曲柄滑塊傳動是一系列的，還需進一步開發(fā)相對于的系列產(chǎn)品。在使用方面改進技術診斷，故障分析和翻板狀態(tài)監(jiān)視。另外，由于翻板機的標準化不強且不全面，因此從經(jīng)濟角度考慮，有必要進一步提高翻板機的標準化。目前翻板機的理論實踐正在結合的過程中，盡管有關的一些理論研究，已經(jīng)取得了進展，但不缺乏有見地的分析，這是因為在理翻板機論和實踐沒有相互匹配的情況下，許多分析的結論和數(shù)據(jù)受到了限制。可以反映出大多數(shù)的翻板機設計更加需要實驗記錄下來的數(shù)據(jù)支撐。其應用的領域比較廣泛，例如鋼板、銅板等，特種條件下要確保翻板機在保證現(xiàn)場安全和可靠性的情況下進行工作，并處于常態(tài)的工作模式。通過這些基礎的條件合理的設計翻板機，不斷的改進、優(yōu)化并基于現(xiàn)有的理論開發(fā)穩(wěn)定、安全的翻板設備奠定基礎，從而提升機械密封翻板機的工作能力。為保證鋼板在翻轉過程中要實現(xiàn)盡可能小的沖擊，應考慮以下幾方面的問題：①翻轉臂在初始位置時不得與鋼板接觸，以達到空載起動的目的；②在翻轉過程中不帶鋼板一側的翻轉臂要快速越過中點，提前和送鋼板一側的翻臂在不到90°的位置實現(xiàn)交接，然后接送兩翻臂同時運動到中點以后的位置完成鋼板的交接；③為了減少震動和不產(chǎn)生噪聲，要求鋼板在即將進行交接時將速度放慢，保證交接平穩(wěn)，交接完成后應快速返回，從而實現(xiàn)鋼板的翻轉；④為了提高生產(chǎn)率，翻鋼板的過程最好是連續(xù)不斷地進行[10]。1.5主要研究設計目的課題來源于某翻板機設計公司機械設備之鋼板翻板的結構設計部分，主要目標是完成翻板機及其曲柄滑塊傳動的機械部分設計，同時完成設計過程的計算和結構處理，開展曲柄滑塊傳動的翻板機校驗工作，對企業(yè)實際生產(chǎn)過程中的關鍵問題進行分析，本設計對未來企業(yè)翻板機領域研發(fā)具有一定促進作用。2翻板機的關鍵結構的設計與校核2.1分配傳動比電機型號為Y355L1-8其中,額定功率P＝185KW、額定電壓V＝380V、額定轉速＝750r/m、電機效率η＝94.6％。減速器總傳動比為i＝224取聯(lián)軸器的效率η軸承＝0.99，圓柱直齒輪的傳動效率η齒輪＝0.98，軸承選擇滾動軸承，傳動效率取η齒輪＝0.98。因為三級圓柱齒輪減速器的總傳動比為i0＝224查表得iⅠ＝6.7iⅡ＝5.8i2.2計算各軸的功率、轉速和轉矩（1）計算各軸功率0軸P0＝185kwⅠ軸P1＝P0·η聯(lián)軸器＝185×0.99＝183.15kwⅡ軸P2＝P1·η齒輪·η軸承＝183.15×0.98×0.98＝175.897kwⅢ軸P3＝P2·η齒輪·η軸承＝175.897×0.98×0.98＝168.932kwⅣ軸P4＝P3·η齒輪·η軸承＝168.932×0.98×0.98＝162.242kwⅤ軸P5＝P4·η聯(lián)軸器·η軸承＝162.242×0.99×0.98＝157.407kw（2）計算各軸轉速0軸n0＝750r/mⅠ軸n1＝n0＝750r/mⅡ軸nⅢ軸nⅣ軸nⅤ軸n5＝n4＝3.35r/m（3）計算各軸轉矩0軸TⅠ軸TⅡ軸TⅢ軸TⅣ軸TⅤ軸T3齒輪的選擇與校核3.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)圖3為齒輪結構圖，齒輪是指輪緣上有齒輪連接嚙合傳遞運動和動力的機械元件，在機械用具中起著關鍵的作用。齒輪在正常工作狀態(tài)下，可實現(xiàn)傳動等功能，齒輪傳動裝置是目前應用最廣泛且穩(wěn)定性非常好的機構和傳動裝置，同時齒輪也是許多機械產(chǎn)品的核心部件。機械用齒輪要滿足的技術要求主要有兩部分，一部分是脈動循環(huán)應力、彎曲應力及表面摩擦應力的一般工況條件，另一部分是包括短期超載及不規(guī)則的沖擊荷載在內(nèi)的特殊工況條件。圖3齒輪結構圖因此，要求齒輪具有較高的強度和良好的過載能力及沖擊韌性。其次，工作空間的限制，要求齒輪尺寸不能隨機械用具功率的提高而增加過大，否則，會導致齒輪的表面接觸疲勞應力及彎曲應力增大，所以，除此之外，齒輪還必須保證材料的接觸疲勞及彎曲疲勞性能[11]。（1）選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為α＝20°，初選螺旋角β＝14°。（2）翻板機為一般機器，參考各類機器所用齒輪傳動的精度等級范圍表，選用7級精度。（3）材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質），齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質），齒面硬度為240HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)z1＝20大齒輪齒數(shù)z2＝u·z1＝6.7×20＝1343.2按齒面接觸疲勞強度設計（1）試算小齒輪分度圓直.徑，即d1t≥22K確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt＝1.3②計算小齒輪傳遞的轉矩T1＝9.55×10③查表選取齒寬系數(shù)Φd＝1④區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8MPa1∕2⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zεαt＝arctan(tanαn/cosβ)＝arctan(tan20°/

cos14°)＝20.562°αat1＝arccos[z1cosαt/(

z1＋2h*ancosβ)]＝arccos[20×

cos20.562°/(20＋2×1×cos14°)]＝31.408°αat2＝arccos[z2cosαt/(

z2＋2h*ancosβ)]＝arccos[134×

cos20.562°/(134＋2×1×cos14°)]＝22.642°εα＝[z1(tanαat1－tanαt')＋z2(tanαat2－tanαt')]/2π＝[20(tan31.408°－tan20.562°)＋134(tan22.562°－tan20.562°)]/2π＝1.645εβ＝Φdz1tanβ/π＝1×20×tan14°/π＝1.588Zε＝4-⑦螺旋角系數(shù)Zβ⑧計算接觸疲勞許用應力[σH]查圖的小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1＝600MPa、σHlim2＝550MPa。計算應力循環(huán)次數(shù)：N1＝60n1jlh＝60×750×1×(2×8×300×15)＝3.24×109N2＝N1/u＝3.24×109/6.7＝4.836×108查圖取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.9KHN2＝0.95取失效概率為1%、安全系數(shù)S＝1，取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即[σH]＝[σH]2＝523MPa試算小齒輪分度圓直徑QUOTEd1t≥322×1.3×2.332×＝110.215mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備①圓周速度vv=πd②齒寬bb＝Φdd1t＝1×110.215mm＝110.215mm2）計算實際載荷系數(shù)KH①查表得，使用系數(shù)KA＝1②根據(jù)v＝4.328/s、7級精度，查圖得，動載系數(shù)Kv＝1.12③齒輪的圓周力Ft1＝2T1/d1t＝2×2.332×106/110.215N＝4.24×104NKAFt1/b＝1×4.24×104/110.215N/mm＝384.703N/mm＞110N/mm查表得，齒間載荷分配系數(shù)KHα＝1.2④用插值法查表得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷系數(shù)KHβ＝1.434由此，得到實際載荷系數(shù)KH＝KAKVKHαKHβ＝1×1.12×1.2×1.434＝1.93可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑QUOTEd1=dt12KH及相應的齒輪模數(shù)m＝d1cosβ/z1＝125.732×cos14°/20mm＝6.000mm3.3按齒根彎曲疲勞強度設計(1)試算模數(shù)，即Mt≥22K1)確定公式中的各參數(shù)值①試選KFt＝1.3。②計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)βb＝arctan(tanβcosαt)＝arctan(tan14°cos20.526°)＝13.140°εαv＝εα/cos2βb＝1.645/cos213.140°＝1.734Yε＝0.25＋0.75③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yβ＝1－1QUOTE-εbβ1200=1-1.588×14④計算Y由當量齒數(shù)Zv1＝Z1/cos3β＝20/cos314°＝21.89Zv2＝Z2/cos3β＝134/cos314°＝146.66查表得，齒形系數(shù)YFa1＝2.74YFa2＝2.17查圖得，應力修正系數(shù)Ysa1＝1.57Ysa2＝1.82查圖得，小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim1＝500MPa、σFlim2＝380MPa。查圖得，彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1＝0.85、KFN2＝0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4。[σF]1＝K[σF]2＝KYY因為大齒輪的YFaYFaY2)試算模數(shù)Mt≥QUOTE22KFtT1YεY=(2)調(diào)整齒輪模數(shù)1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)①圓周速度vd1＝m1z1/cosβ＝5.087×20/cosβ＝104.85mm

v＝πd②齒寬bb＝Φdd1＝1×104.85mm＝104.85mm③寬高比b/hh＝(2ha＋c)mt＝(2×1＋0.25)×5.087＝11.45mmQUOTEbh=104.8511.45bh=2)計算實際載荷系數(shù)KF①根據(jù)v＝4.36m/s,7級精度，查圖得，動載系數(shù)Kv＝1.12②由Ft1＝2T1/d1＝2×2.332×106/104.85＝4.620×104N，KAFt1/b＝1×4.260×10QUOTE//104.85＝406NQUOTE//mm＞100N/mm，查表得，齒間載荷系數(shù)KFα＝1.2。③用插值法查表得KHβ＝1.432，結合b/h＝9.16，查圖得KFβ＝1.42。則載荷系數(shù)為KF＝KAKVKFαKFβ＝1×1.12×1.2×1.42＝1.91可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m＝QUOTEm12KFKFt=5.087×對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)5.783mm并就近圓整為標準值mn＝6mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1＝125.732mm，算出小齒輪齒數(shù)z1＝d1cosβ/m＝125.732×cos14°/6＝20.32mm。取z1＝21，則大齒輪齒數(shù)z2＝uz1＝6.7×21＝140.7，取z2＝141，z1與z2互為質數(shù)。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。3.4幾何尺寸計算(1)計算中心距a＝QUOTEZ1+Z2mn2cosβ圓整為500mm。(2)按圓整后的中心距修正螺旋角β＝arccosQUOTEZ1+Z2mn2a(3)計算分度圓直徑d1＝Zd2＝Z計算齒輪寬度b＝Φdd1＝1×129.63＝129.63mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略微加寬(5～10)mm，即b1＝b＋(5～10)mm＝129.63＋(5～10)mm＝134.63～139.63mm。取b1＝135mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即b2＝b＝130mm。3.5圓整中心距后的強度校核將中心距圓整至a'＝500mm(1)齒面接觸疲勞強度校核按前面類似做法，各參數(shù)為KH＝1.93小齒輪傳遞的轉矩T1＝9.55×106P/n1＝9.55×106×183.5/750N·mm＝2.332×106N·mm齒寬系數(shù)Φd＝1分度圓直徑d1＝129.63mm傳動比U＝6.7區(qū)域系數(shù)ZH＝2.435材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8MPa1/2重新計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)αt＝arctan(tanαn/cosβ)＝arctan(tan20°/

cos13.59°)＝20.529°αat1＝arccos[z1cosαt/(

z1＋2h*ancosβ)]＝arccos[21×

cos20.529°/(21＋2×1×cos13.59°)]＝31.002°αat2＝arccos[z2cosαt/(

z2＋2h*ancosβ)]＝arccos[141×

cos20.529°/(141＋2×1×cos13.59°)]＝22.518°εα＝[z1(tanαat1－tanαt')＋z2(tanαat2－tanαt')]/2π＝[21(tan31.002°－tan20.529°)＋141(tan22.518°－tan20.529°)]/2π＝1.657εβ＝Φdz1tanβ/π＝1×21×tan13.59°/π＝1.616Zε＝QUOTE4-εβ31-εβεβε螺旋角系數(shù)Z計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) Yβ＝1-將上述代入得：σH＝QUOTE2KHT1?dd12×1.93×2.332×齒面接觸疲勞強度滿足要求。(1)齒根彎曲疲勞強度校核按前面類似做法,各參數(shù)為KF＝KAKVKFαKFβ＝1.91小齒輪傳遞的轉矩T1＝9.55×106P/n1＝9.55×106×183.15/750N·mm＝2.332×106N·mm齒形系數(shù)YFa1＝2.60YFa2＝2.12應力修正系數(shù)Ysa1＝1.62Ysa2＝1.83彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Yε=0.25+0.75ε齒寬系數(shù)Φd＝1模數(shù)m＝6mm小齒輪齒數(shù)z1＝21將上述代入得：pa≤[σF]1QUOTEσσF2=2KT1YFa189Mpa≤[σF]2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。3.6主要設計結論齒數(shù)z1＝21、z2＝141，模數(shù)m＝6mm,壓力角α＝20°，螺旋角β＝13.590°，變位系數(shù)x1＝x2＝0，中心距a＝430mm，齒寬b1＝135mm、b2＝130mm。小齒輪選用40Cr，大齒輪材料為45鋼。齒輪精度為7級。4主驅動軸的設計與校核4.1軸的選擇選擇軸的材料為吧45鋼，經(jīng)調(diào)質處理。查表，得材料的力學性能數(shù)據(jù)為σb＝650MPa，σ-1＝270MPa，τ-1＝155MPa，E＝2.15×105MPa，按軸所受的轉矩進行估算軸的最小直徑，得：dmin＝查表，由于材料為45鋼，取A＝115，則得：dmin＝A·2故取最小徑為75cm4.2軸承的選擇軸承是翻板機的重要零件，為了使套圈嚴格定位，軸承與軸采用過盈配合，要求軸承在裝配前必須是清潔的，裝配時用專門工具或在過盈配合環(huán)上墊上棒或套，不得通過滾動體和保持架傳遞壓力或打擊力[12]。根據(jù)軸承所受載荷為中等載荷以及同時承受徑向力和軸向力的作用，選取角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dп-ш＝82mm，查表選取7271AC型角接觸球軸承，其軸的基本尺寸如圖4所示：圖4軸的設計簡圖4.3軸的校核通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷(彎矩和扭矩)已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。(1)做出軸的計算簡圖，如圖5所示：圖5軸的力學簡圖(2)輪齒受力分析：圓周力：Ft＝QUOTE2Td=2×2332110130=35878.62N2T徑向力：Fr＝QUOTEFttanαcosβ=35878.62×tan20.529°cos13.590軸向力：Fa＝Fttanβ＝35878.62×tan13.590°＝8673.32N(3)計算支反力：水平方向：FNH1＋FNH2－Ft＝0FNH1(l2＋l3)－Ftl3＝0FNH1＝26492.05NFNH2＝9683.57N垂直方向：FNV1＋FNV2－Fr＝0FNV1(l2＋l3)－Frl3－Ma＝0Ma＝FFNV1＝11703.39NFNV2＝2118.77N(4)做出彎矩圖，如圖6所示：分別按水平面和垂直面計算彎矩：水平方向彎矩：MH＝FNH1·l2＝26492.05×98.5N·mm＝2609466.93N·mm垂直方向彎矩：MV1＝FNV1·l2＝11703.39×98.5N·mm＝1152783.92N·mmMV2＝FNV2·l3＝－2118.77×278N·mm＝－589018.06N·mm總彎矩：M1=MH2+M圖6彎矩圖(5)按照第三強度理論進行校核σca＝σ2α——折合系數(shù)，考慮彎曲應力和扭轉切應力循環(huán)特性不同的影響。取α＝1;σ——彎曲應力;τ——扭轉切應力。彎曲應力計算：σ＝MWW——抗彎截面剛度：抗彎截面系數(shù)計算：W＝π所以σ＝M扭轉切應力計算：τ＝WT——抗扭截面剛度：抗扭截面系數(shù)計算：WT＝π所以τ=將上述數(shù)值代入式得：

σ前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，查表得[σ-1]＝60MPa。因此σca＜[σ-1]，故安全。4.4軸承校核已選軸承型號為7217AC角接觸軸承，軸承正裝，預計工作時間為40000小時，轉速111r/m。(1)計算軸承數(shù)據(jù)如下：Fa＝8673.32NFt＝35878.62NFr1＝FFr2＝F查表得，7217AC角接觸球軸承的派生軸向力Fd＝0.68FrFd1＝0.68Fr1＝0.68×28962.01＝1969417NFd2＝0.68Fr2＝0.68×9622.73＝6543.46N (2)判斷松緊端Fd1＝19649.17NFd2＋Fa＝6543.46＋8673.32＝15216.78N＜Fd1所以軸承左端放松，右端壓緊。則得，放松端軸承承受的軸向力為：Fa1＝Fd1＝19694.17N壓緊端軸承承受的軸向力為：Fa2＝Fd1-Fa＝19694.17－8673.32＝11020.85N(3)計算軸承的當量動載荷Fa1Fr1Fa2Fr2則得，X1＝1，Y1＝0X2＝0.41，Y2＝0.87可得軸承的當量動載荷：P＝fd(XFr＋YFa)（4-5）fd——載荷系數(shù)，取1。所以，P1＝fd(X1Fr1＋Y1Fa1)＝1.5×(1×28962.01＋0)＝43443.02NP2＝fd(X2Fr2＋Y2Fa2)＝1.5×(0.41×9622.73＋0.87×11020.85)＝20300.19N則{P1,P2}max＝P1＝43443.02N(4)計算軸的壽命 Lhft——溫度系數(shù)，查表取ft＝1;ε——指數(shù)，對于球軸承，ε＝3;C——基本額定動載荷，查表得C＝65.5Kn。將上述數(shù)據(jù)代入得，Lh＝105曲柄滑塊傳動的設計曲柄滑塊機構具有運動副為低副，各元件間面接觸，構成低副兩元件的幾何形狀比較簡單加工方便，易于得到較高的制造精度。具有承載能力大，利于潤滑，磨損輕，壽命長，易于加工，成本低等特點，故在機械行業(yè)中得到廣泛應用[13]。曲柄滑塊機構是機械方面應用相當普遍的一種特殊平面四桿機構。這種機構運動及動力性能研究方法與平面鉸鏈四桿機構有所不同。曲柄滑塊機構的衍生機構有導桿機構、搖塊機構和定塊機構，導桿機構用于牛頭刨床、插床和回轉式油泵中。搖塊機構用于擺缸式內(nèi)燃機和液壓驅動裝置中。定塊機構用于抽水機桶機構和空油泵機構中[14]。5.1曲柄的設計曲柄滑塊機構具有運動副為低副，各元件間面接觸，構成低副兩元件的幾何形狀比較簡單加工方便，易于得到較高的制造精度等優(yōu)點，因而在包括煤礦機械在內(nèi)的各類機械中得到了廣泛的應用。然而，由于這種機構在多數(shù)情況下應用于載荷較重場合，所以在對它的設計時，必須考慮其傳動性能尤其是隨著現(xiàn)代化工業(yè)的發(fā)展，曲柄滑塊機構的運動速度和承載能力要求都有了大幅度的提高，從對其傳動性能提出了更高的要求。由于翻板裝置的轉動半徑為900mm，而齒輪的中心距為500mm，可以選擇導軌的長度為700mm，而曲柄的轉動要保證導軌轉90度，所以必須要求曲柄安裝在離軸心坐標為（-250，-250）的位置。故曲柄的中心距為250mm，考慮到由于曲柄自身的重量將引起不必要的更多負荷，故選曲柄的厚度為25mm，但為了加強曲柄的強度、剛度，所以在有孔的需要配合處加長。銷孔為48mm，和電動機輸出軸配合的孔直徑為65mm，根據(jù)以上的分析和計算結果可繪出曲柄的三維模型圖如圖7所示：圖7曲柄的三維模型圖5.2導軌的設計滑塊工作過程中需保證滑塊下表面與工作臺上表面之間的平行度，同時滑塊運動方向與工作臺表面需要保證相應的垂直度，需通過導軌保證運動精度[15]。由于齒輪軸的中心高或者是軸承座的中心高是500mm左右，而曲柄的長度控制滑塊在導軌里的滑動距離為400mm，滑塊的長度為100mm，故導軌長可以設計為450mm的中心高，在加上孔的外圓半徑為65mm，根據(jù)滑塊的厚度為40mm，底的厚度為10mm，故導軌的厚度為50mm。根據(jù)以上的分析計算結果可繪制出導軌的三維零件圖如圖8所示：圖8導軌的三維零件圖5.3滑塊和銷的設計滑塊在運動過程中受壓力Fn和摩擦力fs，初選滑塊的長為80mm，寬為50mm，厚為50mm，導塊部分厚30mm。fs=Fn×=45609.2×0.21=9577.9N

=F