液压剪板机的结构设计(编辑修改稿)

液压剪板机的结构设计(编辑修改稿)内容摘要：

))(/(91 41   取 mmd 402 主轴前径直径 功率在 时 主轴大径在 75100mm 之间 取 D1=90mm，则 D2=（ ） D1= 取 D2=70mm。 齿轮 模数的初步计算 )()1(16 338 3 221 ][mmjuunzNmjmdj  (36) 式中 nj—— 该轴的计算转速（ r/min） mj —— 按解除疲劳强度计算的齿轮模数（ mm）； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业论文 15 Nd—— 驱动电动机功率（ kw）； u—— 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 1u ，外齿轮啮合取“ +”号 内齿轮啮合取“ — ”号； z1 —— 小齿轮的齿数； m—— 齿宽系数， m=mB （ B 为齿宽， m 为模数），106m ； j —— 许用接触应力（ Mpa） 5 0 028 )12(1 6 3 3 8 3 221 ]1370[24  m ，取 41m 6 5028 )12(1 63 3 8 3 222 ]1 3 7 0[24  m ；取 42m )12(1 6 33 8 3 223 ]1 3 7 0[24  m ；取 43m 套装在轴上的小齿轮还考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防断裂，则其最小齿数 zmin 应为 m in  mDz （ 37） 式中 D—— 齿轮花键孔的外径（ mm），单键槽的取孔中心至键槽槽底的尺寸两倍 M—— 齿轮模数。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业论文 16 Ⅰ轴， D 取 46， m in z Ⅱ轴， D 取 50， m in z 因为 zmin =24，所以满足要求，大齿轮不会与轴相碰。 齿轮强度的校核 由于本设计中主轴上齿轮的转速较低，扭矩较大，因而最为危险。 选择主轴上的齿轮副进行强度校验。 考虑到此机构为一般机械，传递的功率，并不大，工作环境良好且为闭式传动，由于希望齿轮工作寿命长，所以采用大小齿轮硬齿面。 选用材料为 40Cr，加工方法为高频淬火。 查得，大小齿轮的强度极限 MpaB 700 ，屈服极限 Mpas 500 ，硬度48~55HRC，由于所选齿轮的齿数相同，所以对该齿轮同时进行齿根弯曲疲劳强度校核和接触疲劳强度校核。 对齿轮进行齿根弯曲疲劳强度校验 校验小齿轮齿根弯曲疲劳强度的验算公式为：   wjSw M p aBYZ Nnm KKKK  )(191 2 321510 （ 38） 式中 N—— 传递的额定功率，由以上的计算知 N= nj—— 计算转速，由以上的计算知 375njr/min M—— 齿轮的模数， m=4mm； B—— 齿轮的齿数， B=32mm； Z—— 齿轮的齿数， Z=43； Y—— 齿形系数，由文献【 5】表 1，查得 Y=； k1 —— 齿间载荷分布系数，由文献【 5】图 查得 k1 = k2 —— 动载荷系数，考虑齿轮啮合内部因素引起的附加动载荷， 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业论文 17   ndv 查得动载荷系数 k2 =； k3 —— 工作状况系数，由文献【 5】表 查得 k3 =； ks —— 寿命系数 kkkkkQnTNs ； ks —— 工作期限系数；mT k T0160 T—— 齿轮在机床工作期限内的总工作时间，取 T=Ts/p，取Ts=18000h， p 为该变速组的传动副数， p=1，则 T=18000h。 3751n r/min N1—— 齿轮的最低转速； c0 —— 基准循环次数，取弯曲载荷 c0 =2 106 M—— 疲劳曲线指数，取 m=6. 则 2 1 8 0 0 03 7 5606 610  k T kn —— 转速变化系数， kn = kN —— 功率利 用系数， kN = kq—— 材料强化系数， kq=1 则 k s w —— 许用弯曲应力，由文献【 15】式 ，  S YFNFw  lim 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业论文 18 limF—— 计入了齿根应力修正系数之后的实验齿轮的齿根弯曲疲劳的极限应力，查得： MpaF 320lim  sF —— 齿根弯曲强度计算的安全系数， 一般取 sF = YN —— 弯曲强度计算的寿命系数，可根据齿轮的应力循环次数 N 查得，取 YN = 则   M p aS YFNFw 2 5 2 0l i m   综上所述： 1010 52 3215 nm KKKKjSw BYZ N =w 满足使用条件 对齿轮进行齿面接触疲劳强度校验 由校验齿轮接触疲劳强度的验算公式为   jjSj M pauB Nuzm n KKKK  )()1(2088 321310 （ 39） 式中 u—— 齿数比 u= zz65 =1，外啮合取 +号 ks —— 寿命系数 kkkkkQnTNs  m—— 齿轮的模数， m=4mm； B—— 大齿轮的齿宽， B=32mm； Z—— 齿轮的齿数， Z=43； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业论文 19 H—— 许用接触应力， H= szHNHlim （ 310） 式中 limH —— 试验齿轮的齿面接触疲劳强度极限，查得limH =1200Mpa zN —— 接触疲劳强度 计算的寿命系数 【 1】 sH —— 为安全系数，一般取 sH = 所以： H= 1 2 0 11 2 0 0l i m s zHNHMpa 综上所述   HjSH M pauB Nuzm n KKKK  )1(2088 321310 校验合格。 传动轴强度校验 传动轴上的弯曲载荷 齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力 Qa 和输出扭矩的齿轮驱动阻力 Qb 的作用而产生弯曲变形。 当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角20o ，齿面摩擦角 o 时，则 Qa（或 Qb） = )( 10 7 Nm znN （ 311） 式中 N—— 该齿轮传递的全部功率， N= m—— 齿轮的模数，输入输出扭矩齿轮模数 m=4mm；； Z—— 齿轮的齿数，输入扭矩齿轮 Z=48，输出扭矩齿轮 Z=24。 ； n—— 该传动轴的计算工况转速（ nnnnajbjbjajn  n或）； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业论文 20 naj—— 该轴输入扭矩的齿轮计算转矩； naj=750r/min 所以得齿轮驱动力 Qa= 7 5 0484 10 7  =994N 齿轮驱动阻力 Qb= 7 5 0244 10 7  =1988N 验算两支承传动轴的弯曲变形 齿轮变速箱里的传动轴，如果抗弯刚度不足，将破坏轴及齿轮、轴承的正常工作条件，引起轴的横向振动，齿轮的轮齿偏载，轴承内外圈相互倾斜，加剧零件的磨损，降低寿命。 该传动轴为 两支承的实心圆形钢轴，忽略其支承变形，在单一弯曲载荷作用下，其中点挠度为 m z nxN D xlyy ba 433 )( 7 1)( 或 (mm) （ 312） 式中 l—— 两支承间的跨距， l=532mm D—— 该轴的平均直径 D= x—— 齿轮的工作位置至较近支撑点的距离，即 21aj ， x ， x ； 其余参数同上。 则驱动力作用下传动轴中点的挠度 )( 1 4 3 2 4 33  y a mm 驱动阻力作用下传动轴中点的挠度 )( 4 33  y b mm 计算在驱动力和驱动阻力同时作用下，传动轴中点的合成挠度，可按余弦定理计算 c os222 yyyyybabah  （ 313） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业论文 21 式中 ya—— 被验算轴的中点合成挠度（ mm）  —— 驱动力 Qa 和驱动阻力 Qb 在横剖面上，两向量合成时的夹角， )(2    —— 在横剖面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角，按被验算轴的旋转方向计量，由剖面图上可得  值。 啮合角 20o ，齿面摩擦角 o。 由截面图画得 180o ，那么 )(2 oooo  则传动轴中点的合成挠度 0 8 9 3 2 3 22  ohy 查得传动轴的挠度变形允许值 y =，倾角变形允许值  =（ rad） 取 y =，则 y == yh y 传动轴在轴承处的倾角 ly hBA3  （ 313） 10 08  ly hBA  （ rad） 可见 yh y， A  ，挠度和倾角均符合要求。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业论文 22 其他部件的选择以及校验 联轴器的选择 所选的弹性柱销联轴器，它结构简单，制造容易，更换方便，柱销较耐磨，还能补偿两轴相对位移。 它的转矩范围是 （ Nm）， 轴径范围是 9170mm，最高转速在 880011500r/min，轴向许用相对位移   ，径向 许用相对位移是 ，角向许用相对位移 30。 离合器的选择 所选的是正梯形牙行的牙嵌离合器，它是利用两半离合器端面上的牙相互嵌合或脱开以达到主、从动轴的离合。 正梯形牙行的牙的强度高，传递转矩大，结合时冲击比矩形牙小，并可消除牙侧间隙，分离时容易脱开，工作是由轴向分力，当工作面的倾斜角 a=28176。 ，产生的轴向分力不会自动脱开，当 a=1520176。 时，需要轴向压力防止轴向分力使牙自动退出。 我选用的是 a=28176。 的正梯形牙。 轴承的选择及校核 在转动轴上选择的都是面对面的角接 触球轴承，它具有以下的特点 （ 1） 能承受双向轴向载荷，承受能力随接触角的增大而增加； （ 2） 通过预紧可限制轴或外壳的轴向位移； （ 3） 通过预紧可增加轴承的刚度和旋转精度由文献【 15】。 在主轴大径上选的是双向推力角接触球轴承和双列圆滚子轴承，由双向推力角接触球轴承承受两边的轴向力，由双列圆滚子轴承承受径向力。 选择主轴上的角接触球轴承进行校核，其基本额定动载荷 Cr=，Cor=, FFparr YX  （ 314） 15 度的角接触球轴承取 X=， Y 取 1,15 度角接触球轴承是内部轴向力是 ，圆周力 dTFt 112 （ 315） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业论文 23 径向力 tanFF tr （ 316） 式中 d1 —— 小齿轮分度圆直径， mm  —— 分度圆压力角，度 T1 —— 小齿轮传递的转矩。 计算轴承寿命 pcLnN6010 6 （ 317） 式中 c—— 轴承的额定载荷 P—— 轴承所受的力 对于球轴承  取 3， n 取 375r/min， C=Cr= L= 已知该加工中心使用 10 年，两班工作。