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畢業(yè)論文(設計) 題目：飛剪機傳動裝置的設計  目 錄 內(nèi)容摘要 1 關鍵詞 1 Abstract 1 Key words 1 1.緒論 2 1.1飛剪機的概述 2 1.2傳動裝置的概述 3 2.傳動方案的確定 3 2.1電動機的選擇 4 2.2傳動方案的確定 5 2.3傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6 3.主要零部件的設計計算與校核 7 3.1減速級齒輪的設計與校核 7 3.2傳動級齒輪的計算與校核 12 3.3軸的設計與校核 13 3.4鍵的選擇與校核 23 3.5軸承的選用與校核 24 4.零部件的選取及潤滑 26 4.1對離合器性能的要求 26 4.2對制動器性能的要求 26 4.3飛剪機箱體結(jié)構(gòu) 26 4.4飛剪機傳動裝置的潤滑 27 結(jié)論 28 參考文獻 30 致謝 31 飛剪機傳動裝置的設計 內(nèi)容摘要：飛剪機是冶金工業(yè)的重要裝備，它為冶金行業(yè)的發(fā)展注入了新的生機。隨著現(xiàn)代化鋼材生產(chǎn)的產(chǎn)量和品種的不斷增加，要求軋鋼生產(chǎn)向高速，連續(xù)化生產(chǎn)方式發(fā)展的今天，飛剪機的需求量不斷增加。因此，作為其核心部位的傳動裝置，就顯得尤為重要。傳動裝置是為機械提供動力的裝置，它處于能量流系統(tǒng)的中間位置，主要用于將原動機的運動和動力傳給執(zhí)行機構(gòu)。它具有基礎性和獨立性，其性能的優(yōu)劣直接影響著飛剪機的性能。本文根據(jù)設計要求，通過對相關齒輪、軸以及相關傳動部件的設計計算，完成了對傳動裝置的設計，使其符合設計要求，達到使用目的。 關鍵詞：傳動裝置 齒輪 軸 設計 Abstract：The shearing machine which has injected vigorous into the development of metallurgical industry is the major equipment of metallurgical industry. With the continuous increase of modernization steel production and varieties, and the developing requirement for high speed ,continuous means of rolling production process, the demand of shearing machine is constantly increasing. So, the transfer device which is regarded as the main parts of shearing equipment is particularly important. It takes the middle position in the flowing process of energy system, provides power for machine, and is always used for delivering the movement and motivation to the actuating mechanism. Considering its basic and independent characteristics, the quality of transfer device directly influences the function of shearing machine. According to the design requirements, this paper finished the design for transfer device through the careful design counting of the gears、axles and other relevant transfer devices and finally achieved the purposes of practice. Key words：Transmission Gear Shaft Design 1.緒論 1.1飛剪機的概述 1.1.1飛剪機的認識及分類 飛剪機是在軋件運動中對軋件實施剪切工藝的一種設備，是連續(xù)式軋鋼生產(chǎn)線上不可缺少的，非常關鍵的設備之一。特別是隨著現(xiàn)代化鋼材生產(chǎn)的產(chǎn)量和品種的不斷增加，要求軋鋼生產(chǎn)向高速，連續(xù)化生產(chǎn)方式發(fā)展的今天，飛剪機的需求量不斷增加，自然而然的對飛剪機的設計和制造質(zhì)量提出了更高的要求。由于是運動中對軋件實施剪切，因此，對飛剪的運動特性，反應靈敏性，以及工作穩(wěn)定可靠等各方面都必須有很高的要求。 飛剪機的剪切工藝主要包括：對連軋生產(chǎn)線上的軋件實施切頭、切尾，切定（倍）尺，以及事故處理和軋件的樣品剪切等。 飛剪機的分類方法有很多種，主要有：按照軋制線上生產(chǎn)鋼材的品種不同分為，鋼坯飛剪機、板帶飛剪機、型鋼飛剪機和高速線材飛剪機等；按其機體結(jié)構(gòu)和剪切形式不同分為，曲柄連桿式飛剪機、擺式飛剪機、滾筒式飛剪機、圓盤式飛剪機；按工作方式又可分為連續(xù)式飛剪機、起停式飛剪機和連續(xù)—起停復合式飛剪機。 1.1.2飛剪機的設計要求 (1)速度要求 飛剪機的剪切速度應與軋件同步，最理想的狀態(tài)是在剪切時，飛剪機的剪刃在軋件運動方向上的速度應等于或略大于軋件運動速度（俗稱拋鋼）。但此時必須要考慮飛剪機剪切時的動態(tài)速降。 (2)剪切質(zhì)量要求 為保證軋件剪切斷面（平直）質(zhì)量，要求飛剪機的一對剪切刀片在剪切過程中作平移（平行移動）運動，剪刃間的刀片側(cè)隙應盡可能保持不變，同時，兩刀片始終與軋制中心線相垂直。 (3)剪刃要求 剪刃的運動軌跡應是一條封閉曲線，在剪切段應盡量平直，在剪切過程中要求剪切速度均勻，并且不能出現(xiàn)相碰卡死現(xiàn)象。剪切完后，剪刃仍恢復到固定的初始位置，不影響軋件自由通過。 (4)刃側(cè)隙要求 應能根據(jù)不同的軋件厚度，甚至軋件形狀，合理方便地調(diào)整剪刃側(cè)隙及重合量，以保證剪切工藝的正常實施。 (5)精度要求 盡量減少參與剪切運動的機構(gòu)零部件的數(shù)量和重量，以降低剪切機構(gòu)運動的慣量值（即飛輪矩），減少速度變化量，提高飛剪機剪切機構(gòu)的靈敏性穩(wěn)定性和定位精度，從而提高飛剪機的剪切定尺精度。 (6)輔助設備要求 合理配置適合于飛剪機的同步機構(gòu)及前后設備，如夾送測速輥，或末架軋機，撥鋼管（槽）等。此項因飛剪機結(jié)構(gòu)選型及工作方式不同而不同，以保證飛剪機剪切速度與軋件速度始終保持線性系從而保證剪切定尺精度和剪切質(zhì)量。 1.2傳動裝置的概述 1.2.1傳動裝置的認識 古語常說“路遙知馬力”，這句話其實就是從正面肯定了傳動裝置的地位，一臺好的機器只有具備了良好的傳動裝置，才能構(gòu)成良性的動力結(jié)構(gòu)，使其發(fā)揮出應有的作用和效力，因此，說傳動裝置具有“心臟”的價值一點也不為過。 在各種機械系統(tǒng)中都大量存在各種運動構(gòu)件，他們分別具有傳動、操作和執(zhí)行功用。根據(jù)其功能的不同，我們把它們分別稱為傳動系統(tǒng)（其中包括變速裝置、起停與換向裝置、制動及安全保護裝置等部分），執(zhí)行系統(tǒng)、操縱系統(tǒng)，總稱機械運動系統(tǒng)。傳動系統(tǒng)處于能量流系統(tǒng)的中間位置，它主要用于將原動機的運動和動力傳給執(zhí)行機構(gòu)。 1.2.2傳動裝置的任務 第一，將動力機輸出的速度降低或提高，以適合工作（執(zhí)行）機構(gòu)的需要。 第二，直接用動力機進行調(diào)速不經(jīng)濟或不可能時，采用變速傳動來滿足工作（執(zhí)行）機構(gòu)經(jīng)常要變速的要求。 第三，將動力機輸出的轉(zhuǎn)矩，變換為工作（執(zhí)行）機構(gòu)所需要的力矩或力。 第四，將動力機輸出的等速旋轉(zhuǎn)運動，轉(zhuǎn)變?yōu)楣ぷ鳎▓?zhí)行）機構(gòu)所要求的按某種規(guī)律變化的旋轉(zhuǎn)運動。 第五，實現(xiàn)由一個或多個動力機驅(qū)動若干個相同或不相同速度的工作（執(zhí)行）機構(gòu)。 第六，由于受到動力機或工作（執(zhí)行）機構(gòu)機體外形、尺寸等的限制，或為了安全和操作方便，執(zhí)行機構(gòu)不宜與動力機直接聯(lián)系，也需要用傳動裝置來連接。 2.傳動方案的確定 2.1電動機的選擇 2.1.1電動機選擇應考慮的問題 第一，根據(jù)機械的負載性質(zhì)和生產(chǎn)工藝對電動機的起動、制動、反轉(zhuǎn)、調(diào)速等要求，選擇電動機類型。 第二，根據(jù)負載轉(zhuǎn)矩、速度變化范圍和起動頻繁程度等要求，考慮電動機的溫升限制、過載能力和起動轉(zhuǎn)矩，選擇電動機的容量，并確定冷卻通風方式，所選電動機容量應留有余量，負荷率一般取0.8～0.9。過大的備用容量會使電動機的效率降低，對于感應電動機，其功率因數(shù)將變壞，并使按電動機最大轉(zhuǎn)矩校驗強度的機械造價提高。 第三，根據(jù)使用場所的環(huán)境條件，如溫度、濕度、灰塵、雨水、腐蝕和易燃易爆氣體等考慮必要的保護方式，選擇電動機的結(jié)構(gòu)形式。 第四，根據(jù)企業(yè)的電網(wǎng)電壓標準和對功率因數(shù)的要求，確定電動機的電壓等級和類型。 第五，根據(jù)生產(chǎn)機械的最高轉(zhuǎn)速和對電力傳動調(diào)速系統(tǒng)的過渡過程性能的要求，以及機械減速機構(gòu)的復雜程度，選擇電動機的額定轉(zhuǎn)速。 此外，選擇電動機還必須符合節(jié)能要求，考慮運行可靠性、設備的供貨情況、備品備件的通用性、安裝檢修的難易，以及產(chǎn)品價格、建設費用及考慮生產(chǎn)過程中前后期電動機容量變化等各因素。 2.1.2電動機功率的選擇 由已經(jīng)條件知，需要剪裁的材料是φ50的棒料，剪切速度V0=2m/s，剪切長度為L=2.5m,剪切機構(gòu)主軸的轉(zhuǎn)速為n=270r/min,剪切力矩M=28186.72N·m. 所需電動機功率計算： 式中——電動機功率，； ——電動機的過載系數(shù)，取3； ——傳動效率，經(jīng)計算得； ——力矩分配系數(shù)，. 代入相關數(shù)據(jù)得，P=231kw. 根據(jù)電動機功率，參照相應的直流電動機標準進行預選，選擇的電動機必須具有轉(zhuǎn)動慣量小且啟動力矩大的特點，查機械設計手冊，選擇Z4-315-42型電動機，其額定功率Pd=284kw，額定轉(zhuǎn)速為680r/min. 2.2傳動方案的確定 通過分析，初步確定以下兩種傳動方案： 1.電動機 2.聯(lián)軸器 3.離合器 4.制動器 5.傳動齒輪 圖2-1.傳動方案1 1.電動機 2.聯(lián)軸器 3.中間減速機 4中間聯(lián)軸器 5飛剪機本體 圖2-2.傳動方案2 兩種方案的對比: (1)方案2減速機內(nèi)部齒輪和軸承受到的沖擊載荷小，因而整機壽命長，而且根據(jù)需要還可以更換不同速比的減速機，對飛剪機的改造升級有利，方案1傳動比一旦確定就不易更改。 (2)方案2傳動方案中采用中間減速器和中間聯(lián)軸器，在同樣電動機功率和傳動比的情況下比方案1中多出了中間減速機箱體和中間聯(lián)軸器的重量，并且由于聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動慣量的存在而消耗電動機的能量。 (3)方案2比方案1多出了兩個中間傳動環(huán)節(jié)，由于齒輪副側(cè)隙以及聯(lián)軸器誤差的存在，影響飛剪機本體剪切的速度。 綜上所述，由于方案2傳動的環(huán)節(jié)較多而導致產(chǎn)品整體質(zhì)量較重，而且剪切精度較低，因此方案1更適合本次飛剪機的要求，故選取方案1作為本次設計的傳動方案。 2.3傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2.3.1總傳動比的計算與分配 傳動裝置應有的總傳動比為： 式中 ——總傳動比； ——電動機滿載轉(zhuǎn)速； ——主軸轉(zhuǎn)速。 代入相關數(shù)據(jù)得i=2.52. 由于減速的范圍較小，所以可用一級減速通過傳動齒輪傳遞到工作軸的方案。即i=2.52. 2.3.2各軸轉(zhuǎn)速 電動機軸： 高速軸： 低速軸： 2.3.3各軸輸入功率 電動機軸功率： 高速軸： 低速軸I： 低速軸II： 其中 ——聯(lián)軸器的傳動效率； ——滾動軸承的傳動效率； ——圓柱齒輪的傳動效率。 2.3.4各軸轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)矩計算公式為： 代入數(shù)據(jù)求得： 高速軸： TI=3948.64N·m 低速軸I： TII=9550N·m 低速軸II：TIII=9170.83N·m 3.主要零部件的設計計算與校核 3.1減速級齒輪的設計與校核 3.1.1選擇齒輪類型、精度等級、材料、齒數(shù)及螺旋角 (1)按圖2-1所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 (2)傳動裝置為一般工作機構(gòu)，故選用7級精度。 (3)查表選擇小齒輪材料為40Cr，作調(diào)制處理，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，作調(diào)制處理，硬度為240HBS。 (4)閉式齒輪傳動一般轉(zhuǎn)速較高，為了提高傳動的平穩(wěn)性，減小沖擊振動，以齒數(shù)相對較多為好。小齒輪的齒數(shù)可取為Z1=20～40。 故取Z1=40，則大齒輪齒數(shù)Z2=2.5240=101 (5)為了不使軸承承受過大的軸向力，斜齒圓柱齒輪傳動的螺旋角β不宜選的過大，常在8～20°之間選擇，故初選螺旋角β=10°。 3.1.2按齒面接觸強度設計 設計計算公式為： (1)確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值[1] ①試選Kt=1.6. ②查圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.47. ③查圖10-26得：， . 則. ④小齒輪的轉(zhuǎn)矩 ⑤由表10-7查得齒寬系數(shù)φd=1. ⑥由圖10-6知材料的彈性影響系數(shù).ZE=189.8Mpa1/2 ⑦由圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限：=600Mpa. 按齒面硬度查得大齒輪的接觸疲勞強度極限：=550Mpa. ⑧計算應力循環(huán)次數(shù)： ⑨由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9，KHN2=0.94. ⑩計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1. 則： (2)計算 ①試計算小齒輪分度圓直徑d1t. 計算公式為： 代入數(shù)據(jù) ②計算圓周速度 ③計算齒寬b及模數(shù)mnt ④計算縱向重合度 ⑤計算載荷系數(shù)K[1] 查表10-2知，使用系數(shù)KA=1. 根據(jù)v=7.1m/s，7級精度。 由圖10-8查得：動載系數(shù)KV=1.16. 查表10-4得：KHβ=1.45. 圖10-13得：KFβ=1.45. 查表10-3得：KHα=KFα=1.4. 故載荷系數(shù) . ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 ⑦計算模數(shù)mn 3.1.3按齒根彎曲強度計算 設計計算公式： (1)確定計算參數(shù)[1] ①計算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度εβ=2.24，由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.92. ③計算當量齒數(shù)： 公式為 代入數(shù)據(jù)得ZV1=41.88，ZV2=105.75. ④查取齒形系數(shù) 查表10-20c知：YFα1=2.38，YFα2=2.18. ⑤查取應力校正系數(shù) 查表10-5知：YSa1=1.674，YSa2=1.79. ⑥查圖10-20c知： 小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500Mpa， 大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380Mpa. ⑦查圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88. ⑧計算彎曲疲勞強度許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ⑨計算大小齒輪的，并加以比較。 ?。? 大： 比較知大齒輪的數(shù)值大。 (2)設計計算 代入數(shù)據(jù)得：mn=4.59. 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=227mm來計算應有的齒數(shù)。于是有： 取Z1=45，則Z2=uZ1=113. 3.1.4幾何尺寸的計算 (1)計算中心距 將中心距圓整為401mm. (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變較小，故參數(shù)、、等不必修正。 (3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度 圓整后取B2=230mm，B1=235mm. (5)結(jié)構(gòu)設計 齒輪結(jié)構(gòu)如圖3-1： 圖3-1.齒輪結(jié)構(gòu)圖 (6)具體尺寸計算如下表（單位：mm） 表3-1.齒輪參數(shù)表 齒寬 B1=235，B2=230 分度圓直徑 d1=228.42，d2=573.58 齒頂高 ha=5 齒根高 hf=6.25 全齒高 h=11.25 齒頂圓直徑 da1=238.42，da2=583.58 齒根圓直徑 df1=215.92，df2=561.08 中心距 a=401 齒數(shù)比 u=2.52 齒數(shù) z1=45，z2=113 螺旋角 β=9.924° 3.2傳動級齒輪的計算與校核 傳動級齒輪的設計與校核方法同上述減速機齒輪的設計與校核，具體設計過程省略，計算結(jié)果如下表： 表3-2齒輪參數(shù)表 齒寬 B1=340，B2=335 分度圓直徑 d1=d2=335 齒頂高 ha=6 齒根高 hf=7.5 全齒高 h=13.5 齒頂圓直徑 da1=da2=347 齒根圓直徑 df1=df2=320 中心距 a=335 齒數(shù)比 u=1 齒數(shù) z1=z2=45 螺旋角 β=9.92° 3.3軸的設計與校核 3.3.1高速軸的設計 (1)初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。查表取A0=110，于是得 高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dI，為了使所選的軸徑dI與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KATI，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選用HL7型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為6300000N·mm.半聯(lián)軸器的孔徑d1=85mm，故取dI=85mm，半聯(lián)軸器的長度L=172mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=132mm. (2)軸的結(jié)構(gòu)設計 ①擬定軸上零件的裝配方案 經(jīng)分析比較，選用下圖所示的裝配方案： 圖3-2.高速軸的裝配方案 ②根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 第一，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I軸段左端需制出一軸肩，故取II軸段的直徑dII=92mm，右端采用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=95mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=132mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I軸段的長度應比L1略短一些，取lI=130mm。 第二，初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dII=92mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取型號為32219單列圓錐滾子軸承，其基本尺寸dDT=95mm170mm45.5mm，故dIII=95mm。 第三，取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=12mm，滾動軸承距箱體內(nèi)壁的距離s=10mm，故lIII=45.5+12+10+4=71.5mm.滾動軸承左端采用軸肩進行軸向定位，查手冊得32219型軸承的定位軸肩高度h=5mm，因此dIV=105mm。 第四，已知IV軸段上的齒輪輪轂寬度是235mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lIV=231mm.齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.07d，故取h=8mm，則dV=121mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取lV=15mm。 第五，軸承端蓋的總寬度為30mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端與半聯(lián)軸器的端面的距離l=40mm，故lII=70mm。 第六，根據(jù)軸承的尺寸得dVII=95mm，lVII=45.5mm；取dVI=105mm，根據(jù)安裝要求lVI=367mm。 ③軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。根據(jù)dIV=105mm，查得平鍵截面bh=28mm16mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為180mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵為bhl=22mm12mm110mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 ④確定軸上圓角和倒角的尺寸 查表得，軸段倒角為2.545°，各軸肩處的圓角半徑見圖3-2。 3.3.2中間軸的設計 (1)初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。查表取A0=110，于是得 中間軸的最小直徑顯然是安裝離合器處軸的直徑dI，為了使所選的軸徑dI與離合器的孔徑相適應，故需同時選離合器的型號。 離合器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KATI，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于離合器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選用雙錐摩擦離合器，其公稱轉(zhuǎn)矩14320000N·mm。離合器的孔徑d=110～140mm，故取dI=120mm，離合器與軸配合的轂孔長度L1=389mm。 (2)軸的結(jié)構(gòu)設計 ①擬定軸上零件的裝配方案 經(jīng)分析比較，選用下圖所示的裝配方案： 圖3-3.中間軸的裝配方案 ②根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 第一，為了滿足離合器的軸向定位要求，I軸段左端需制出一軸肩，故取II軸段的直徑dII=126mm，離合器與軸配合的轂孔長度L1=389mm，取lI=389mm。 第二，初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dII=126mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取型號為32026單列圓錐滾子軸承，其基本尺寸dDT=130mm200mm45mm故dIII=130mm。 第三，取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=15mm，滾動軸承距箱體內(nèi)壁的距離s=10mm，故lIII=45+15+10+4=74mm.滾動軸承左端采用軸肩進行軸向定位，查手冊得32026型軸承的定位軸肩高度h=7mm，因此dIV=144mm。 第四，已知IV軸段上的齒輪輪轂寬度是230mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lIV=226mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.07d，故取h=12mm，則dV=168mm，軸環(huán)寬度b≥1.4h，取lV=20mm。 第五，軸承端蓋的總寬度為30mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端與離合器的端面的距離l=40mm，故lII=70mm。 第六，根據(jù)軸承的尺寸得dVII=130mm，lVII=74mm；取dVI=144mm，VI軸段上齒輪的輪轂寬度為340mm，故取lVI=336mm；取dVIII=126mm。 ③軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。根據(jù)dIV=144mm，查得平鍵截面bh=36mm20mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為180mm。同理，VI軸段上平鍵截面為bh=36mm20mm，長度為280mm。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 ④確定軸上圓角和倒角的尺寸 查表得，軸段倒角為2.545°，各軸肩處的圓角半徑見圖3-3。 3.3.3輸出軸的設計 (1)初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。查表取A0=115，于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝制動器處軸的直徑dI，為了使所選的軸徑dI與制動器的孔徑相適應，故需同時選制動器的型號。 根據(jù)制動器型號取dI=120mm，l1=500mm. (2)軸的結(jié)構(gòu)設計 ①擬定軸上零件的裝配方案 經(jīng)分析比較，選用下圖所示的裝配方案： 圖3-4.輸出軸的裝配方案 ②根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 第一，為了滿足制動器的軸向定位要求，I軸段左端需制出一軸肩，故取II軸段的直徑dII=126mm；軸承端蓋的總寬度為30mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端與制動器的端面的距離l=40mm，故lII=70mm。 第二，初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dII=126mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取型號為32026單列圓錐滾子軸承，其基本尺寸dDT=130mm200mm45mm，故dIII=130mm，lIII=45mm。 第三，取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=17.5mm，滾動軸承距箱體內(nèi)壁的距離s=10mm，故lVII=45+17.5+10+4=76.5mm，dVII=130mm。 第四，已知VII軸段上軸承右端采用軸肩進行軸肩定位，查手冊得32026型軸承的定位軸肩高度h=7mm，因此dVI=144mm.VI軸段上齒輪輪轂寬度是335mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lVI=331mm.齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.07d，故取h=12mm，則dV=168mm，軸環(huán)寬度b≥1.4h，取lV=20mm。 第五，dIV=144mm，dVIII=126mm，根據(jù)安裝要求，確定lIV=257.5mm。 ③軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。根據(jù)dVI=144mm，查得平鍵截面bh=36mm20mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為280mm。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 ④確定軸上圓角和倒角的尺寸 查表得，軸段倒角為2.545°，各軸肩處的圓角半徑見圖3-4。 3.3.4軸的校核 (1)高速軸的校核 ①求作用在齒輪上的力 圓周力 徑向力 軸向力 ②求軸上的載荷 經(jīng)過計算得出下列數(shù)據(jù)： 表3-3.高速軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=26716N FNH2=7858N FNV1=834276N·mm FNV2=3597552N·mm 彎矩M MH=3953968N·mm MV1=834276N·mm MV2=3597552N·mm 總彎矩 M1=4041025 N·mm M2=5345675 N·mm 扭矩T T1=3948640 N·mm 圖3-5.高速軸上的彎扭圖 ③按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力： 軸的材料為45鋼調(diào)制，由表查得=60Mpa。因此，＜，故安全。 (2)中間軸的校核 ①求作用在齒輪上的力 圓周力 徑向力 軸向力 ②求軸上的載荷： 表3-4.中間軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=8236N FNH2= -31951N FNV1=8230N·mm FNV2=-16993N·mm 彎矩M MH1=1185984N·mm MH2=6358249N·mm MV1左=-485718N·mm MV1右=1185120N·mm MV2左=-3381607N·mm MV2右=-1711464N·mm 總彎矩 M1左=1281593 N·mm，M1右=1676624 N·mm M2左=7201569 N·mm，M2右=6584560 N·mm 扭矩T TII=9550000 N·mm 圖3-6.中間軸上的彎扭圖 ③按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力： 軸的材料為45鋼調(diào)制，由表=60Mpa。因此，＜，故安全。 (3)輸出軸的校核 ①求作用在齒輪上的力 圓周力 徑向力 軸向力 ②求軸上的載荷 經(jīng)過計算得出下列數(shù)據(jù)： 表3-5.輸出軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=14996N FNH2=39755N FNV1=8489N·mm FNV2=11741N·mm 彎矩M MH=5923420N·mm MV1=3353155N·mm MV2=1749409N·mm 總彎矩 M1=6806655N·mm M2=6176353 N·mm 扭矩T TIII=9170830 N·mm 圖3-7.輸出軸上的彎扭圖 ③按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力： 軸的材料為45鋼調(diào)制，由表查得=60Mpa。因此，＜，故安全。 3.4鍵的選擇與校核 3.4.1高速軸上鍵的選擇與校核 (1)軸與聯(lián)軸器上鍵的校核 ①選擇鍵的連接類型和尺寸：選用圓頭普通平鍵連接。 根據(jù)dI=85mm，查取鍵的截面尺寸為bh=22mm14mm，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=110mm. ②校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂三者中最弱材料的許用應力=100～120Mpa，取其平均值=110Mpa，鍵的工作長度l=L-b=110-22=88mm。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.514=7mm. 可見，連接的擠壓強度不夠，考慮到相差較大，因此改用雙鍵，相隔180°布置。雙鍵的工作長度l=1.588=132mm. 即滿足要求。 (2)與齒輪連接的鍵的校核 ①選擇鍵的連接類型和尺寸：選用圓頭普通平鍵連接。 根據(jù)dVI=105mm，查取鍵的截面尺寸為bh=28mm16mm，取鍵長L=180mm. ②校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂三者中最弱材料的許用應力=100～120Mpa，取其平均值=110Mpa，鍵的工作長度l=L-b=180-28=152mm.鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.516=8mm. 滿足要求。 3.4.2中間軸和輸出軸上鍵的校核 校核公式為： 中間軸 ： 符合要求。 輸出軸 ： 符合要求。 3.5軸承的選用與校核 3.5.1高速軸上圓錐滾子軸承的校核計算 選用圓錐滾子軸承32219，查表知其額定動載荷Cr=302000N，額定靜載荷C0r=448000N。 圖3-8.軸承受力圖 (1)作用在軸承上的負荷 A： B： (2)軸向負荷 軸承內(nèi)部軸向力： 故軸承B被壓緊。 所以Fa1= Fd1=9751N， Fa2=-Fd1+ FA=9751+6049=15800N (3)計算當量動載荷Pr 軸承A：e=0.42 查取x1=1，y1=0，fp=1.2 當量動載荷： 軸承B，e=0.42 查取x2=0.4，y2=1.4，fp=1.2 比較知Pr1＞Pr2，所以按軸承A的大小驗算。 即 因此，所選軸承滿足壽命要求。 3.5.2中間軸和輸出軸軸承的選用和校核 中間軸軸承選用圓錐滾子軸承32026，查表知其額定動載荷Cr=335000N，額定靜載荷C0r=568000N，e=0.42，Y=1.4，Y0=0.8. 輸出軸軸承選用圓錐滾子軸承32026，查表知其額定動載荷Cr=335000N，額定靜載荷C0r=568000N，e=0.42，Y=1.4，Y0=0.8. 經(jīng)校核，二者均符合要求。 4.零部件的選取及潤滑 4.1對離合器性能的要求 飛剪機的啟動過程階段,實際上是響應機構(gòu)對階躍信號的動態(tài)響應過程。因此離合器的綜合響頻及性能是影響飛剪機啟動特性的主要因素。離合器的綜合響應時間對飛剪機的運動不產(chǎn)生影響,只影響剪切的倍尺長度,但其變化量范圍小,對定尺精度的影響可忽略。另外為了保證離合器綜合響應時間的穩(wěn)定性,在使用過程中,應保持離合器系統(tǒng)壓力的穩(wěn)定。 4.2對制動器性能的要求 制動器性能是影響飛剪機綜合性能的主要因素,它限制和制約著飛剪機的剪切速度。制動段時通過制動器實現(xiàn)摩擦制動的減速過程，要求制動器的系統(tǒng)綜合響應快，制動過程中動載荷變化要連續(xù)平穩(wěn)。 對制動器的動作順序進行控制時，應對壓力干涉予以考慮，在滿足控制要求的前提下，采取延時控制措施，避免離合器與制動器的運動干涉。 根據(jù)以上種種對離合器和制動器的要求，我們選用了轉(zhuǎn)動慣量低，響應速度快，傳動力矩大，結(jié)構(gòu)緊湊的軸向雙錐摩擦式離合器制動器作為傳遞動力的關鍵部件。工作時，控制裝置將推力盤內(nèi)外摩擦片（即內(nèi)外片）壓合在一起，產(chǎn)生制動效果；停止時，由于恢復彈簧的作用，使內(nèi)外摩擦片脫離，恢復初始狀態(tài)，等待下次動作。制動器的動作原理和離合的基本一致。 4.3飛剪機箱體結(jié)構(gòu) 飛剪機在工作時產(chǎn)生很大的沖擊和震動，所以飛剪機傳動部分的箱體結(jié)構(gòu)需要具有良好的穩(wěn)固性，基于這一點，飛剪機傳動裝置的軸承座設計成一個整體，有別于通過鋼板焊接連接結(jié)構(gòu)。這種設計雖然使得減速機的重量有所增加，但是其剛性也大大提高，飛剪機傳動裝置工作的安全性得到保障。在設計傳動裝置箱體結(jié)構(gòu)時，并非不考慮經(jīng)濟性。飛剪機傳動裝置的箱體一般采用L型結(jié)構(gòu)，與長方形箱體相比最顯著的優(yōu)點就是節(jié)約了空間，減少了重量。另外，由于增加了重點部位的材料，使得承受沖擊的載荷得到提高，剛性因此得到提高。由于以前國外設計的圖紙一般都采用矩形箱體，為了增加穩(wěn)定性，軸承座厚度相應提高，連接軸承座的鋼板的厚度隨之增加，使整個箱體結(jié)構(gòu)復雜、重量重、在輸出齒輪處浪費了空間、增加了制造成本。另外，箱體改為L型還可以將輸出軸處的大齒輪的支撐由不對稱改為對稱，這樣提高了齒輪的嚙合精度，使傳動裝置運行更平穩(wěn)。 4.4飛剪機傳動裝置的潤滑 鋼廠線材軋機的使用環(huán)境相當惡劣, 長期處于高溫、潮濕的狀態(tài), 并且軋制速度高, 其傳動裝置在高速、重載工況下運行。所以潤滑是必不可少的。 4.4.1齒輪的潤滑 主齒輪在傳動時，相嚙合的齒面有相對滑動，因此就要發(fā)生摩擦和磨損，若在齒和齒的嚙合面加注潤滑油，可以降低金屬的接觸強度，減少摩擦損失，還可以加快散熱以及防止銹蝕，所以必須對齒輪進行潤滑。 綜合各種因素，我們采用噴油潤滑的方式。噴油潤滑由專門的設備供給高壓油，在機身內(nèi)部布置油路管道，噴嘴直接噴到兩齒嚙合面上。 4.4.2軸承的潤滑 軸承的潤滑也采用稀油潤滑，噴油潤滑時噴油的油液濺到箱壁上的這些油液通過油溝流入軸承內(nèi)，起到潤滑的作用。 結(jié)論 本文是在相關理論為指導的基礎上，結(jié)合實際，通過對飛剪機整體結(jié)構(gòu)的認知，選擇了相對較為合適的傳動方案，并通過各方面的資料按照自己既定的方案一步步的進行分析、設計、計算以及校核。總體概括如下： (1)在傳動方案的選擇中，為了減少產(chǎn)品的質(zhì)量，減小齒輪副側(cè)隙以及聯(lián)軸器所造成的誤差，中間不再采用減速器，而是在第一級傳動過程中直接實現(xiàn)減速。 (2)為了保障飛剪機在高速運轉(zhuǎn)下正常工作且性能穩(wěn)定，在輸出軸上分別使用離合器和制動器。離合器采用雙錐摩擦式離合器，在工作時，控制裝置將推力盤內(nèi)外摩擦片壓合在一起，產(chǎn)生制動效果；停止時，由于恢復彈簧的作用，使內(nèi)外摩擦片脫離，恢復初始狀態(tài)，等待下次動作。制動器的動作原理和離合的基本一致。 (3)電動機的選擇也是一個很重要的環(huán)節(jié)，需要采用大啟動扭矩、低轉(zhuǎn)動慣量的直流電動機。根據(jù)所計算的最大剪切力及功率，參照相應的直流電動機標準選擇Z4-315-42型直流電動機。 (4)傳動裝置中齒輪采用硬齒面斜齒圓柱齒輪，齒輪精度7級；為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。 (5)軸的精度為6級，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6；滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，選擇與聯(lián)軸器連接處的軸徑尺寸公差為m6。 (6)潤滑也是傳動裝置的重要部分，齒輪在傳動時，相嚙合的齒面有相對滑動，因此就要發(fā)生摩擦和磨損，若在齒和齒的嚙合面加注潤滑油，可以降低金屬的接觸強度，減少摩擦損失，還可以加快散熱并且可以防止銹蝕，所以必須對齒輪進行潤滑。綜合各種因素，采用噴油潤滑的方式。 上述各方面是本設計的主要內(nèi)容及結(jié)論，經(jīng)校核，均滿足要求。最終確定傳動裝置如圖5-1。 圖5-1.傳動裝置總裝配圖 參考文獻 [1]濮良貴，紀名剛等.機械設計.北京：高等教育出版社，2006：143～383. 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