各類型剪板機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計畢業(yè)設(shè)計論文(編輯修改稿)
2025-07-21 03:14 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 3 大齒輪機(jī)構(gòu) 第6章 軸的設(shè)計 軸是組成機(jī)器的主要零件之一。一切做回轉(zhuǎn)運(yùn)動的傳動零件，都必須安裝在軸上才能進(jìn)行運(yùn)動及動力的傳遞，軸主要是支撐回轉(zhuǎn)零件及傳遞運(yùn)動和動力。軸按照承受載荷的不同，可分為以下三類：（1）轉(zhuǎn)軸 既承受彎矩又承受扭矩。 （2）心軸 只承受彎矩不承受扭矩。 （3）傳動軸 只承受扭矩不承受彎矩。按軸線形狀的不同，可分為兩種：（1）曲軸 通過連桿可以將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動改變?yōu)橥鶑?fù)直線運(yùn)動，或作相反的運(yùn)動變換。（2）直軸 直軸又可按外形分為光軸和階梯軸[4]。本次設(shè)計的剪板機(jī)采用的是直軸。 主動軸設(shè)計軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼廉價，對應(yīng)力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學(xué)處理的辦法提高耐磨性和抗疲勞強(qiáng)度。在載荷一定的情況下，好的材料能提高軸的工作性能及壽命，但同時要考慮到材料的經(jīng)濟(jì)性，故采用45號鋼，并做調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻(xiàn)[8]得 =103～126，取=116，=60MP。軸的失效形式：主要有斷裂、磨損、超過允許范圍的變形和振動等，對于軸的設(shè)計應(yīng)滿足下列要求：1. 足夠的強(qiáng)度。2. 足夠的剛度。3. 振動的穩(wěn)定性[4]。 軸徑的最小許用值根據(jù)扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計算公式[9] ≥ (61) =116=深溝球軸承、套筒和軸端擋圈從軸的左端依次安裝，深溝球軸承、套筒、齒輪、軸端擋圈從軸的右側(cè)依次安裝。軸承選擇6014型深溝球軸承。 軸上的零件定位1. 軸向定位軸上的零件是以軸肩、套筒來保證的。2. 周向定位限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，本次設(shè)計采用鍵來固定。類比工廠樣機(jī)，確定主軸的各段直徑及長度。 繪制主軸上零件的裝配圖及軸的結(jié)構(gòu)圖根據(jù)以上計算及裝配定位要求[10]，繪制主軸上零件的裝配圖及軸的結(jié)構(gòu)圖如圖61所示。 圖61 主軸的機(jī)構(gòu)幾裝配圖，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T= kW ， =30r/min ， = Nm、大齒輪與小齒輪相互作用，依據(jù)牛頓第三定律=，===2(100103)N=(d為小齒輪的分度圓直徑)= =tg20176。N=所以=+，=軸上曲柄的作用力，由于制動帶的作用，傳到曲柄上的轉(zhuǎn)矩只有主軸的1/3，作用在雙曲柄的徑向力，為== /(32)=(32)N=3. 主軸的受力分析主軸的受力如圖62所示，由圖根據(jù)物體的平衡條件[11]可知 已知：=135mm，=1180mm，=135mm，=50mm，=，==，=解方程組得=，=，=，===(135+1180+135)50/(135+1180+135+50)=mm==135Nmm= Nmm ==(135+1180)1180 Nmm = Nmm==(135+1180+135)135 Nmm = Nmm由圖35可以看出C截面為最危險截面，按第四強(qiáng)度理論[9]校核=圖62 主軸的受力分析圖=MPa=＜[σ1]=60MPa 安全 從動軸的設(shè)計類比主軸，選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 ≥ (62)=116mm=軸承、套筒、皮帶輪、軸端擋圈從左端向右依次安裝。軸承、套筒、齒輪、軸端擋圈依次從軸的右端向左安裝，軸承選擇6007型深鉤球軸承。類似主動軸，傳動軸的零件裝配及軸的機(jī)構(gòu)如圖63所示。 圖63 傳動軸的結(jié)構(gòu)及裝配圖 第7章 齒輪設(shè)計齒輪傳動是機(jī)械傳動中最重要最常用傳動之一,效率高,機(jī)構(gòu)緊湊,工作可靠,壽命長,傳動比穩(wěn)定。缺點(diǎn)是造價高，安裝精度高，易磨損[4]。 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)根據(jù)設(shè)計的傳動方案選擇直齒圓柱齒輪傳動。由于機(jī)器工作時屬于中等沖擊，選取大小齒輪的材料均為45Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度：小齒輪271～316HBS，大齒輪為241～286HBS，取中間值，[8]。 因其表面經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理，故選用8級精度。選小齒輪齒數(shù)為Z1=20，大齒輪齒數(shù)Z2=uZ1=820=160 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計公式[4]進(jìn)行試算，既： ≥ (71)===105Nmm=105 Nmm==5. 接觸疲勞強(qiáng)度按齒面硬度查得[4]大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限=610MPa，小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=650MPa=602401（303008）=109===109查得[4]=, =8. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效效率為1%，安全系數(shù)=1，有==650=650MPa==610=671MPa將以上所有數(shù)據(jù)代入公式(71)有d1t≥ = == =m/s====模數(shù) ===齒高 ====根據(jù)=，8級精度，查得動載系數(shù)=。直齒輪假設(shè)≥100N/mm。由表查得==；=；查得齒向載荷分配系數(shù)用內(nèi)差法得 =，并且=，8級精度，并調(diào)質(zhì)處理，查得彎曲強(qiáng)度計算用的齒向載荷分布系數(shù)=；故載荷系數(shù) === ==mm= ==mm= 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由齒根彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式[4]： ≥ (72)查得[8]小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=426MPa。大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=430MPa。查得=，=。取彎曲疲勞安全系數(shù) = 由得==== =載荷系數(shù) ===。、小齒輪的并加以比較====小齒輪的數(shù)值大 ≥==對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)
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