【正文】 hLjnN ???? 11 60 （ ） ? ?1530082112260 ??????? ?? 8812 2 ????? iNN （ ） 遼寧科 技大學成人教育學院畢業(yè)設計（論文） 第 25 頁 查得接觸疲勞壽命系數(shù) ?HNK ， ?HNK ； ⑦ 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 ? ?1H? ＝ 5 6 41 6 0 i m1 ????SK HHN ? MPa （ ） ? ?2H? ＝ 6791 i m2 ????SK HHN ? MPa （ ） (2) 計算 ① 試算小齒輪分度圓直徑 td1 ，代入 ? ?H? 中較小的值 3 211 )][( HEdtt ZiiTKd ?? ?????? （ ） 1869 32 ?????????????mm ② 計算圓周速度 v 100060 11? ??? ndv t? （ ） 0 0 060 1 2 21 8 6 ?? ??? m/s 計算齒寬 b 18691 ??? td db ? mm （ ） 計算齒寬與齒高之比 hb （ ） 模數(shù) tm ＝ ??Zd t （ ） 齒高 遼寧科 技大學成人教育學院畢業(yè)設計（論文） 第 26 頁 h ＝ tm = （ ） ??hb 計算載荷系數(shù) 根據(jù)圓周速度 ?v m/s、 8 級精度，查表得動載系數(shù) ?vK ； 直齒輪，假設 bFK tA? ，查表得： , ?? FaH KK ? ； 使用系數(shù)取為 AK =1； 8 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， ? ? bK ddH 322 ?????? ??? （ ） 代入數(shù)據(jù)，算得 ?HK = 由 hb ＝ 、 ?HK ＝ ， 查圖表，得 ?FK =,故載荷系數(shù)： ?? HHVA KKKKK ???? （ ） ????? ③ 按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，得： 311 tt KKdd ?? （ ） 1 9 6 1 8 8 6 9 3 ??? mm 計算模數(shù) 11Zdm? （ ） ?? mm 3. 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 : ? ?3 2112 ???????? ??? ???FSaFadYYZ TKm ?? （ ） 遼寧科 技大學成人教育學院畢業(yè)設計（論文） 第 27 頁 (1) 確定公式內(nèi)得各計算數(shù)值 ① 查圖表得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 5001 ?FE? MPa；大齒輪的彎曲疲勞極限4002 ?FE? MPa； ② 查圖表得彎曲疲勞壽命系數(shù) ?FNK , ?FNK ； ③ 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S =,則： ? ? 3 0 5 0 1 ????? SK FEFNF ??MPa （ ） ? ?aFEFNF SK 222 ?? ?? = ?? MPa （ ） ④ 計算載荷系數(shù) K 5 4 5 ????????? ?? FFVA KKKKK （ ） 查取齒形系數(shù)， ?FaY ， ?FaY ⑤ 查取正應力校正系數(shù)， ?SaY , ?SaY ⑥ 計算大小齒輪的 ? ?FSaFa YY?? 并加以比較 ? ? 01 30 0 11 ????F SaFa YY ? （ ） ? ? 01 1 77 22 ????F SaFa YY ? （ ） 大齒輪的數(shù)值大。 4. 幾何尺寸計算 (1) 計算分度圓直徑 mZd ?? 11 （ ） 3151521 ??? mm 127522 ??? mZd mm （ ） (2) 計算中心距 ? ? 7 9 5221 ??? dda 。 大齒輪 齒數(shù)： 2 ????? ZiZ （ ） 取 852?Z 。 遼寧科 技大學成人教育學院畢業(yè)設計（論文） 第 24 頁 2. 按齒面接觸強度設計 先進行試算： td1 ??3 21 )][(1HEdt ZiiTK ?? ???? （ ） (1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ① 試選載荷系數(shù) tK ＝ ； ② 計算小齒輪轉矩 1T ： 1T ＝聯(lián)軸器齒 ?? ?cT （ ） 其中： ?cT KN 齒輪強度的校核 齒輪系統(tǒng)的設計計算如下： 1. 選定齒輪類型，精度登記，材料及齒數(shù)。 m 由于本設計屬于壓力機，轉矩變化較大并有強烈的沖擊載荷，所以使用 ?AK 并按下式計算轉矩： TKT Aca? （ ） ?? KN 上刀臺平衡機構 上刀臺的平衡裝置采用了三點平衡，傳動側有一個平衡油缸，操作側有兩個平衡油缸。用壓縮空氣作為介質。鎖緊螺栓可使鎖緊塊壓緊調(diào)節(jié)螺栓，達到防松的目的。調(diào)節(jié)螺栓下部的球 頭與滑塊相聯(lián)接，連桿體上部的軸瓦與曲軸聯(lián)接。 在連桿機構中，當原動件的運動規(guī)律不變時，可用改變各構件的相對長度來使從動件得到不同的運動規(guī)律。為了延長曲軸壽命，在各軸頸特別是圓角處，最好用磙子碾壓強度。對于中大型壓力機的曲軸則用合金鋼鍛制。 曲軸 曲軸通過連桿可以將旋轉運動改變?yōu)橥鶑椭本€運動或作相反的運動變換。根 據(jù)是否進入油中把摩擦離合器分為 干式與油式兩種。內(nèi)摩擦盤也可以作成碟形，當承壓時，可被壓平而與外盤貼緊；松脫時，由于內(nèi)盤的彈力作用可以迅速與外盤脫離。 圓盤摩擦離合器：圓盤摩擦離合器是 在主動摩擦盤轉動時，由主、從動盤的接觸面遼寧科 技大學成人教育學院畢業(yè)設計（論文） 第 21 頁 間產(chǎn)生的摩擦力矩來傳遞力矩的，有單盤式和多盤式兩種。其中一個半離合器固定在主動軸上；另一個半離合器用導鍵或花鍵與從動軸聯(lián)接，并可由操縱機構使其作軸向移動，以實現(xiàn)離合器的分離與接合。 離合器 離合器在機器運轉中可將傳動系統(tǒng)隨時分離或接合。 傳動比穩(wěn)定 傳動比穩(wěn)定往往是對傳動性能的基本要求。 齒輪傳動的主要特點有： 效率高 在常用的機械傳動中，以齒輪傳動的效率為最高，通常可達 99%。當兩軸對中精度較低時，將引起較大的附加載荷，適用于工作平穩(wěn)的一般傳動，高速傳動時需要有高的對中和制造精度。聯(lián)軸器根據(jù)對各種 軸與軸之間 相對位移有無補償能力可以分為剛性聯(lián)軸器（無補償能力）和撓性聯(lián)軸器兩大類。 m 式中 ： erM —— 電動機的額定力矩 ； maxM —— 偏心軸上的最大靜力矩（ jM ）； i—— 從電動機到偏心軸的總傳動比（ 33?i ）； ?—— 傳動系統(tǒng)的總效率（ ?? ）； K—— 電動機允許的過載系數(shù)（取 2?K ）。 m 考慮到其他運動件的摩擦，取 ?konM KN 遼寧科 技大學成人教育學院畢業(yè)設計（論文） 第 14 頁 ? ??fH? 曲線 圖 刀片行程 H 與剪切機偏心軸轉角 ? 的關系 剪切力矩 pM 和摩擦力矩 fM 圖 剪切機構力三角形 遼寧科 技大學成人教育學院畢業(yè)設計（論文） 第 15 頁 已知 ? ??fPi ? 曲線后，可進一步求出剪切力矩和摩擦力矩。 電機功率的 選擇 本次設計的剪切機工作制為連續(xù) — 啟停工作制，在傳動系統(tǒng)中沒有設置專門的飛輪。 將 1K 、 2K 的值代入式 ()，則冷剪鋼 材 時的純剪切力 1P 為 ???bhP 21 ? （ ） 考慮 2P 、 3P 后，總剪切力 P 根據(jù) 沙里建議，可以按照下式計算 ????????????????XYZhPbb2210011t an1t ??????? 遼寧科 技大學成人教育學院畢業(yè)設計（論文） 第 11 頁 ????????????????XYZPb21 10011t an1???? （ ） 式中 : Z—— 系數(shù)，試驗研究表明，此系數(shù)與被剪掉部分的鋼材寬度 d 、軋 件材料延伸率以及剪刃傾斜角 ? 等因素有關，即 ? ??? ? fhdfZ ???????? ta n，其變化規(guī)律如圖所示 ，系數(shù) Z 最大值 為 ； 圖 系數(shù) Z 與 hd ? ?? tan? 的變化關系 Y—— 剪刃相對側間隙，即剪刃側間隙 ? 與 鋼材厚度 h 的比值： hY ?? （ ） 在 5?h mm 時，取 ?? mm；當 20~10?h mm時，取 ?? mm； 在 mm40mm20 ?? h 時，取 1?? mm。 設 xq 為 作用在剪刃單位長度上的剪切力，則作用在寬度為 dx 微分面積鋼材上的剪遼寧科 技大學成人教育學院畢業(yè)設計（論文） 第 10 頁 切力為 hdxdxqdP xx ??? （ ） 式中： h —— 鋼材的厚度 或多根棒材最大寬度時當量厚度max24bdh?? ； 剪切區(qū)內(nèi)各點的相對切入深度為 h