資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 分 類 號 密 級 寧寧波大紅鷹學院 畢業(yè)設計(論文) 半自動薄刀分紙機提升機構設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 誠 信 承 諾 我謹在此承諾：本人所寫的畢業(yè)設計（論文）《半自動薄刀分紙機提升機構構設計》均系本人獨立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了注釋，若有不實，后果由本人承擔。 承諾人（簽名）： 年 月 日 摘 要 薄刀分紙機是一種紙板分切機械, 采用薄刀分切（厚度僅為1mm左右）、設有自動、手動砂輪磨削，保持刀刃鋒利，使分切的紙板平滑整齊；紙板通過預壓、分切后再經過壓線來完成產品要求，壓痕不出現裂痕現象；已廣泛應用于瓦楞紙板分切、瓦楞紙板生產線半自動、自動化作業(yè)領域。 關鍵詞：薄刀分紙機，薄刀分切，瓦楞紙板 III Abstract Thin knife paper machine is a kind of cardboard cutting machine, using thin knife cut ( the thickness of only about 1mm ), equipped with automatic, manual grinding, keep blade sharp, make cutting paper smooth and tidy; paperboard by preloading, cut after the line to complete the product requirements, indentation does not appear cracking; has been widely applied to cut corrugated cardboard, corrugated cardboard production line of semi-automatic, automatic operation field. Key Words: Thin knife paper machine, thin knife slitting, corrugated cardboard 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 第1章 緒論 1 1.1 薄刀分紙機 1 1.2提升機構的簡介 1 1.3提升機構的用途和發(fā)展概況 2 1.4 課題設計內容及要求 4 1.5設計參數 4 第2章 提升機構方案設計 5 2.1 動力系統(tǒng)選擇依據 5 2.2 常見機構的特點和應用 5 2.3 傳動機構的確定 8 第3章 蝸輪減速器設計 9 3.1 初選電動機類型和結構型式 9 3.2確定傳動裝置效率 9 3.3 蝸桿傳動設計計算 10 3.3.1 選擇蝸桿、蝸輪材料 10 3.3.2 確定蝸桿頭數Z及蝸輪齒數Z 11 3.3.3 驗算滾筒的速度 11 3.3.4 確定蝸桿蝸輪中心距a 11 3.3.5 蝸桿傳動幾何參數設計 12 3.4 環(huán)面蝸輪蝸桿校核計算 15 3.5 軸的結構設計 17 3.5.1 蝸桿軸的設計 17 3.5.2 蝸輪軸的設計 19 3.6 軸的校核 22 3.6.1 蝸桿軸的強度校核 22 3.6.2 蝸輪軸的強度校核 25 3.7 滾動軸承的選擇及校核 28 3.7.1 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核 28 3.7.2 蝸輪軸上軸承的校核 30 3.8 鍵聯接的強度校核 32 3.8.1 蝸桿軸上安裝聯軸器處的鍵聯接 32 3.8.2 蝸輪軸上裝蝸輪處的鍵聯接 32 第4章 滾珠絲杠提升部分設計計算 34 4.1 精度的選擇 34 4.2絲杠導程的確定 34 4.3 最大工作載荷的計算 34 4.4 最大動載荷的計算 35 4.5 滾珠絲杠螺母副的選型 35 4.6 滾珠絲杠副的支承方式 36 4.7 傳動效率的計算 36 4.8 剛度的驗算 36 4.9 穩(wěn)定性校核 37 4.10 臨界轉速的驗證 38 結 論 39 參考文獻 40 致 謝 41 半自動薄刀分紙機提升機構設計 第1章 緒論 1.1 薄刀分紙機 瓦楞紙板生產線設備，使用薄刀（厚度僅為1mm左右）將瓦楞紙板縱向分切，同時縱向壓線。適用紙板寬度為1800mm左右，分切紙板最高速度可為80m/min。 1.2提升機構的簡介 提升機構是一種大型提升機構械設備。由電機帶動機械設備，以帶動物體升降，完成輸送任務。提升機構是由原始的提水工具逐步發(fā)展演變而來?，F代的提升機構提升量大，速度高，安全性高，已發(fā)展成為電子計算機控制的全自動重型機械。 提升機構主要由電動機、減速器、卷筒（或摩擦輪）、制動系統(tǒng)、深度指示系統(tǒng)、測速限速系統(tǒng)和操縱系統(tǒng)等組成，采用交流或直流電機驅動。按提升鋼絲繩的工作原理分纏繞式提升機構和摩擦式提升機構。纏繞式提升機構有單卷筒和雙卷筒兩種，鋼絲繩在卷筒上的纏繞方式與一般絞車類似。單筒大多只有一根鋼絲繩，連接一個容器。雙筒的每個卷筒各配一根鋼絲繩，連接兩個容器，運轉時一個容器上升，另一個容器下降。纏繞式提升機構大多用于年產量在120萬噸以下、井深小于400米的中。摩擦式提升機構的提升繩搭掛在摩擦輪上，利用與摩擦輪襯墊的摩擦力使容器上升。提升繩的兩端各連接一個容器，或一端連接容器，另一端連接平衡重。摩擦式提升機構根據布置方式分為塔式摩擦式提升機構（機房設在井筒頂部塔架上）和落地摩擦式提升機構（機房直接設在地面上）兩種。按提升繩的數量又分為單繩摩擦式提升機構和多繩摩擦式提升機構。后者的優(yōu)點是：可采用較細的鋼絲繩和直徑較小的摩擦輪，從而機組尺寸小，便于制造；速度高、提升能力大、安全性好。年產120萬噸以上、井深小于2100米的豎井大多采用這種提升機構 提升機構具有以下特點： （1）安全性 所謂安全性，就是不能發(fā)生突然事故。由于提升設備在生產中所占的地位十分重要，其運轉的安全性．不僅直接影響整個的生產，而且還涉及人員的生命安全。因此各國都對提升設備提出了極嚴格的要求。在我國這些規(guī)定包括在《煤礦安全規(guī)程》只中。 （2）可靠性 所謂可靠性，是指能夠可靠地連續(xù)長期運轉而不需在短期內檢修。提升設備所擔負的任務十分艱巨，不僅每年要把數十萬噸到數百萬噸的煤炭和礦石從井下提升到地面，而且還要完成其他輔助工作。一個年產150萬噸的，停產一天就要損失大約20萬元。因此提升機構至少要服務二十年以上而不需大修。 （3）經濟性 提升設備是大型設備之一，功率大，耗電多，大型提升機構的功率超過1000KW。因此提升設備的造價以及運轉費用，也就成為影響生產技術經濟指標的重要因素之一。 1.3提升機構的用途和發(fā)展概況 提升設備是運輸中的咽喉設備,又是最大的耗電設備。西德、瑞典等國是當今世界上制造提升機構較先進的國家,特別是多繩摩擦式提升機構更為突出。在這些國家的豎井中幾乎全部采用較先進的多繩摩擦式提升機構,不僅廣泛采用龐大井塔的塔式多繩摩擦提升機構,而且越來越多地使用較低的井架的落地式多繩提升機構。它們的發(fā)展特點是體積小,重量輕,終端提升量大,提升速度高,襯墊材料摩擦系數大又耐磨,液壓制動,運轉安全可靠,自動化程度高,多機集中控制等。生產的產品供世界上二十多個國家使用。我國提升設備在上述技術方面與發(fā)達國家相比有一定的差距，自動化和多機集中控制技術方面差距大，產品在國際市場上缺乏競爭能力。 內裝式提升機構在我國已有多臺運行，作為高度機電一體化的，節(jié)能新產品應重點發(fā)展。同時開展斜井提摩擦提升和布雷爾提升機構的研制。 目前國外提升機構總的發(fā)展趨向是： (1)向大型化發(fā)展 大型化和要求提升機構大型化之目的主要在于獲得更大的礦產量。1O年前，年產90～120萬t的礦為大型礦。目前，就世界范圍而言， 年產200～300萬t的也不算大，僅僅算中、小型礦 瑞典最大地下礦將達1000 ～2500萬r／a。大型化主要體現在大容量的提升容器。目前．世界上一次提升最大重量已達63t。國外大型提升機構都采用多繩摩擦式提升機構。 (2)向自動化、遙控方向發(fā)展 自動化不僅僅是為了節(jié)省人力，更重要的是適應大生產、集中控制、集中管理、系統(tǒng)聯動的需要．也是保證產量和提高勞動生產率的有效手段 同時也包含減輕勞動強度、節(jié)省人力、電力和提高運行安全性。國外大型提升機構都廣泛采用以多種保護為基礎的自動化運行．并能記錄和處理各種生產數據、運行等資料。英國完善了包括有全功能維護設計的可控硅供電，直接連接直流電動機驅動系統(tǒng)和在井簡中的提升機構控制系統(tǒng) 目前國外主井幾乎都是自動化運行，副井由于機動性大．一般都是采用按鈕控制和在罐籠內遙控。 (3)繼續(xù)發(fā)展多繩提升機構 一般淺井、提升重量不大時．可采用常規(guī)纏繞式提升機構；但當深井、提升重量大時，須采用多繩摩擦式提升機構。有相當一部分提升任務既可采用纏繞式提升機構也可采用多繩提升機構，如果現場條件允許．則多繩摩擦式提升機構更為經濟。目前多繩纏繞式提升機構繼續(xù)向更先進方向投展。有些國家生產的多繩提升機構，塔式和落地式多繩提升機構大致各占5O%。 (4)發(fā)展各種新型和專用提升設備除目前已出現的落地式提升機構、布雷爾提升機構和采用鋼芯膠帶牽引的摩擦式提升機構外； 國外還研制了起重式提升機構、各種不同包圍角的多繩摩擦式提升機構(用于淺井)．另外，還研制了不同形式的無繩提升設備，現已知的有機械式、電磁式、水力式和風動式。 (5)采用“四新”(新技術、新結構、新材料和新工藝)采用“四新” 后，提升機構主軸裝置、制動系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、操縱系統(tǒng)和驅動系統(tǒng)等各部分不斷改進提高，使整個多繩摩擦式提升機構結構朝著體積小、重量輕、效率高的方向發(fā)展。 國內提升機構的發(fā)展趨向是： (1)發(fā)展多繩摩擦輪提升機構，特別是大型落地式多繩提升機構． 以及斜井、斜坡道用的多繩提升機構； (2)不斷改進井研制新型單繩及多繩纏繞式提升機構} (3)可控硅供電及徽電子技術在提升機構上應用，以及可編程序控制器，遙控技術．交交變頻調速等先進技術； (4)研制應用高性能摩擦襯墊．高比壓閘瓦等新技術、新材料； (5)不斷引進、消化、吸收國外先進技術，并用于制造國產提升機構。淘汰落后技術，如塊式閘及角移式閘．氣動制動器，鑄造結構并限制減速器和控制繼電器的使用。 1.4 課題設計內容及要求 （1） 薄刀分紙機是一種紙板分切機械, 采用薄刀分切（厚度僅為1mm左右）、設有自動、手動砂輪磨削，保持刀刃鋒利，使分切的紙板平滑整齊；紙板通過預壓、分切后再經過壓線來完成產品要求，壓痕不出現裂痕現象；已廣泛應用于瓦楞紙板分切、瓦楞紙板生產線半自動、自動化作業(yè)領域。 （2）本課題要求闡述半自動薄刀分紙機的主要特點,分析國內外發(fā)展狀況。提出多種設計方案，并對其優(yōu)、缺點進行分析，完成提升機構部分的設計。 （3） 設計薄刀分紙機提升機械動力部件，用PRO/E軟件對提升機構主要部件建模，自動生成三維圖和二維圖， （4）編寫設計說明書1萬字以上，設計主要零件，進行強度計算，完成設計其它任務。 （5）基本要求 學生在進行設計過程中，應充分發(fā)揮自己獨立思考和創(chuàng)作設計，培養(yǎng)和鍛煉工程實際中的發(fā)現問題和解決問題的能力，反對盲從和抄襲行為。設計期間應完成以下工作： 1） 查閱相關文獻資料，其中外文資料不少于兩篇，外文翻譯不低于2000字，英 文翻譯必須注明出處，并提供原版PDF文件；對半自動薄刀分紙機提升機構的設計、主要傳動零件設計計算、絲杠設計等半自動薄刀分紙機提升機構總圖一份；絲杠、蝸輪蝸桿、箱體等零件圖，圖紙量不少于3張A0#；相關設計計算及應力校核。 1.5設計參數 2） 設計參數： 3） 紙板寬幅：1800(mm) 4） 最高紙板速度 ： 140 (m/min) 5） 分紙刀數線數 ： 5刀8線 6） 最小分切寬度： 200(mm) 7） 最小壓痕寬度： 200(mm) 8） 薄圓刀外徑： 260(mm) 9） 薄圓刀厚度：1 (mm) 10） 電源電壓：220V，50HZ 11） 糾偏量：10(mm) 41 半自動薄刀分紙機提升機構設計 第2章 提升機構方案設計 2.1 動力系統(tǒng)選擇依據 驅動機構主要有液壓驅動、氣動驅動、電動驅動和機械驅動等形式。 液壓驅動具有體積小、出力大、控制性能好、動作平穩(wěn)等特點，它利用油缸、馬達加上齒輪、齒條實現直線運動；利用擺動油缸、馬達與減速器、油缸與齒條、齒輪或鏈條、鏈輪等實現回轉運動。液壓驅動具有潤滑性能好、壽命長的特點，結構緊湊，剛性好。定位精度高，克實現任意位置開停。有很多專業(yè)機械手能直接利用主機的液壓系統(tǒng)。但缺點是需要配備壓力源，系統(tǒng)復雜成本較高。 氣動驅動結構簡單、造價低廉。氣源方便，所需的壓縮氣源一般工廠都有，并且無污染，一般采用的壓力0.4-0.6MPa,最高可達1MPa。缺點是出力小，體積大。由于空氣的可壓縮性大，很難實現中間位置的停止，只能用于點位控制，而且潤滑性較差，氣壓系統(tǒng)容易生銹。 機械式用于簡單的場合。 電動由于減速和回轉運動變往復運動機構，該機構適用于無污染，有電就可以工作，操作簡單方便，在工作場合只需要接通電源即可工作，而工作場合在各個大樓區(qū)域，很容易找到電源。 綜合以上敘述，將選用最后一種電動機作為本提升機構的動力來源。 2.2 常見機構的特點和應用 類型 特點 應用 連桿機構 結構簡單，制造容易，工作可靠，傳動距離較遠，傳遞載荷較大，可實現急回運動規(guī)律，但不易獲得勻速運動或其他任意運動規(guī)律，傳動不平穩(wěn)，沖擊與振動較大。 用于從動件行程較大或承受重載的工作場合，可以實現移動、擺動等復雜的運動規(guī)律或運動軌跡。 凸輪機構 結構緊湊，工作可靠，調整方便，可獲得任意運動規(guī)律，但動載荷較大，傳動效率較低。 用于從動件行程較小和載荷不大以及要求特定運動規(guī)律的場合。 非圓齒輪機構 結構簡單，工作可靠，從動件可實現任意轉動規(guī)律，但齒輪制造較困難 用于從動件作連續(xù)轉動和要求有特殊運動規(guī)律的場合。 槽輪間歇機構 結構簡單，從動件轉位較平穩(wěn)，而且可實現任意等時的單向間歇轉動，但當撥盤轉速較高時，動載荷較大 常用作自動轉位機構，特別適用于轉位角度在45°以上的低速傳動。 凸輪式間歇機構 結構較簡單，傳動平穩(wěn)，動載荷較小，從動件可實現任何預期的單向間歇轉動，但凸輪制造困難 用作高速分度機構或自動轉位機構。 不完全齒輪機構 結構簡單，制造容易，從動件可實現較大范圍的單向間歇傳動，但嚙合開始和終止時有沖擊，傳動不平穩(wěn) 多用作輕工機械的間歇傳動機構 螺旋機構 傳動平穩(wěn)無噪聲，減速比大；可實現轉動與直線移動，傳動平穩(wěn)無噪聲，互換；滑動螺旋可做成自鎖螺旋機構；工作速度一般很低，只適用于小功率傳動 多用于要求微動或增力的場合，如機床夾具以及儀器、儀表，還用于將螺母的回轉運動轉變?yōu)槁輻U的直線運動的裝置。 摩擦輪機構 有過載保護作用；軸和軸承受力較大，工作表面有滑動，而且磨損較快；高速傳動時壽命較低 用于儀器及手動裝置以傳遞回轉運動。 圓柱齒輪機構 載荷和速度的許用范圍大，傳動比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高；制造和安裝精度要求較高，精度低時傳動噪聲較大，無過載保護作用；斜齒圓柱齒輪機構運動平穩(wěn)，承載能力強，但在傳動中會產生軸向力，在使用時必須安裝推力軸承或角接觸軸承 廣泛應用于各種傳動系統(tǒng)，傳遞回轉運動，實現減速或增速、變速以及換向等。 齒輪齒條機構 結構簡單，成本低，傳動效率高，易于實現較長的運動行程；當運動速度較高或為提高運動平穩(wěn)性時，可采用斜齒或人字齒條機構 廣泛應用于各種機器的傳動系統(tǒng)，變速操縱裝置，自動機的輸送、轉向、進給機構以及直動與轉動的運動轉換裝置 圓錐齒輪機構 用來傳遞兩相交軸的運動；直齒圓錐齒輪傳遞的圓周速度較低，曲齒用于圓周速度較高的場合 用于減速、轉換軸線方向以及反向的場合，如汽車、拖拉機、機床等。 螺旋齒輪機構 常用于傳遞既不平行又不相交的兩軸之間的運動，但其齒面間為點嚙合，且沿齒高和齒長方向均有滑動，容易磨損，因此只宜用于輕載傳動 用于傳遞空間交錯軸之間的運動。 蝸輪蝸桿機構 傳動平穩(wěn)無噪聲，結構緊湊，傳動比大，可做成自鎖蝸桿；自鎖蝸桿傳動的效率很低，低速傳動時磨損嚴重，中高速傳動的蝸輪齒圈需貴重的減摩材料(如青銅)，制造精度要求較高，刀具費用昂貴 用于大傳動比減速裝置(但功率不宜過大)、增速裝置、分度機構、起重裝置、微調進給裝置、省力的傳動裝置 行星齒輪機構 傳動比大，結構緊湊，工作可靠，制造和安裝精度要求高，其他特點同普通齒輪傳動；主要有漸開線齒輪、擺線針輪、諧波齒輪3種齒形的行星傳動 常作為大速比的減速裝置、增速裝置、變速裝置，還可實現運動的合成與分解。 帶傳動機構 軸間距離較大，工作平穩(wěn)無噪聲，能緩沖吸振，摩擦式帶傳動有過載保護作用；結構簡單，安裝要求不高，外廓尺寸較大；摩擦式帶傳動有彈性滑動，不能用于分度系統(tǒng)；摩擦易起電，不宜用于易燃易爆的場合；軸和軸承受力較大，傳動帶壽命較短 用于傳遞較遠距離的兩軸的回轉運動或動力。 鏈傳動機構 軸向距離較大，平均傳動比為常數，鏈條元件間形成的油膜有吸振能力，對惡劣環(huán)境有較強的適應能力，工作可靠，軸上載荷較小；瞬時運轉速度不均勻，高速時不如帶傳動平穩(wěn)；鏈條工作時因磨損伸長后容易引起共振，一般需增設張緊和減振裝置。 用于傳遞較遠距離的兩軸的回轉運動或動力。 2.3 傳動機構的確定 根據上述表格和任務書條件，初步選擇渦輪蝸桿傳動機構。但是由于上升過程中不得出現打滑和倒退現象，減速比比較大。最終渦輪蝸桿傳動機構確定傳動機構。 半自動薄刀分紙機提升機構設計 第3章 蝸輪減速器設計 3.1 初選電動機類型和結構型式 電動機是專門工廠批量生產的標準部件，設計時要根據工作機的工作特性、電源種類(交流或直流)、工作條件(環(huán)境溫度、空間位置等)、載荷大小和性質(變化性質、過載情況等)、起動性能和起動、制動、正反轉的頻繁程度等條件來選擇電動機的類型、結構、容量(功率)和轉速，并在產品目錄中選出其具體型號和尺寸。 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產單位一般多采用三相交流電源，因為此，無特殊要求時均應選用三相交流電動機，其中以三相異步交流電動機應用最廣泛。根據 不同防護要求，電動機有開啟式、防護式、封閉自扇冷式和防爆式等不同的結構型式。 Y系列三相籠型異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷式電動機，由于其結構簡單、工作作可靠、價格低廉、維護方便，因此廣泛應用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風機、攪拌機等。對于經常起動，制動正反轉的機械，如起重、提升設備，要求電動機具有較小的轉動慣量和較大過載能力，應選用冶金及起重用三相異步電動機Yz型(籠型)或YzR型(繞線型)。 電動機的容量(功率)選擇的是否合適，對電動機的正常工作和經濟性都有影響。容量選得過小，不能保證工作機正常工作，或使電動機因超載而過早損壞；而容量選得過大，則電動機的價格高，能力又不能充分利用，而且由于電動機經常不滿載運行，其效率和功率因數較低，增加電能消耗而造成能源的浪費。電動機的容量主要根據電動機運行時的發(fā)熱條件來決定。 由以上的選擇經驗和要求，我選用： 三相交流電 Y系列籠型三相異步交流電動機。 3.2確定傳動裝置效率 傳動裝置的效率由以下的要求： (1) 軸承效率均指一對軸承而言。 (2) 同類型的幾對運動副或傳動副都要考慮其效率，不要漏掉。 (3) 蝸桿傳動的效率與蝸桿頭數z1有關，應先初選頭數后，然后估計效率。 此外，蝸桿傳動的效率中已包括了蝸桿軸上一對軸承的效率，因此在總效率的計算中蝸桿軸上軸承效率不再計入。 各傳動機構和軸承的效率為： 法蘭效率： 設計中，電動機與減速器相連的法蘭，相當于一個凸緣聯軸器 一級環(huán)面蝸桿傳動效率: 一對滾動軸承傳動效率： 凸緣聯軸器效率： ——從電動機至工作機主動軸之間的總效率故傳動裝置總效率： ＝， 電動機的輸出功率 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機輸出功率 ＝ 則，＝＝KW 電動機的技術數據 根據計算的功率可選定電動機額定功率，取同步轉速1000，6級 由《簡明機械設計手冊》選用Y100L－6三相異步電動機，其主要參數如下 電動機額定功率：=1.5kw； 電動機滿載轉速：=940 電 流： I=5.6A 3.3 蝸桿傳動設計計算 3.3.1 選擇蝸桿、蝸輪材料 1.選擇蝸桿傳動的類型 采用準平行環(huán)面蝸桿傳動. 2.選擇蝸桿、蝸輪材料，確定許用應力 考慮蝸桿傳動中，傳遞的功率不大，速度只是中等，根據《機械零件課程設計》表5－2，蝸桿選用40Cr，因希望效率高些，耐磨性好故蝸桿螺旋齒面要求：調質HB265285.蝸輪選用鑄錫磷青銅ZQSn10-1，金屬模鑄造，為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用錫磷青銅制造，輪芯用灰鑄鐵HT100制造 由《機械零件課程設計》表5－3查得蝸輪材料的許用接觸應力 [] =190 由《機械零件課程設計》表5－5查得蝸輪材料的許用彎 曲應力 []=44 3.3.2 確定蝸桿頭數Z及蝸輪齒數Z 由《機械零件課程設計》表5－6， 選取Z＝1 則Z＝Z·i＝1×50＝50 故取Z＝50 3.3.3 驗算滾筒的速度 實際傳動比 i＝50/1 工作機滾筒轉速 n＝940/50=18.8 鋼絲繩的提升速度 = 速度誤差 ％＝％＝0.78％<5%，合適 3.3.4 確定蝸桿蝸輪中心距a 1.確定蝸桿的計算功率 式中 K——使用場合系數，每天工作一小時,輕度震動 由《機械工程手冊》查得：K＝0.7； K——制造精度系數，取7級精度， 查得：K＝0.9； K——材料配對系數，齒面滑動速度 < 10 由《機械工程手冊》查得：K＝0.85。 代入數據得 ＝KW 以等于或略大于蝸桿計算功率所對應的中心距作為合理的選取值根據《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2·5－22a，選取蝸桿的中心距：a＝100mm. a＝100mm 由于準平行二次包絡環(huán)面蝸桿為新型得蝸桿,它的優(yōu)點是:接觸面大,導程角,它的值穩(wěn)定且一定,則潤滑好,接. 觸面大應直接根據“原始型”傳動蝸桿設計參數。 3.3.5 蝸桿傳動幾何參數設計 準平行二次包絡環(huán)面蝸桿的幾何參數和尺寸計算表 1.中心距：由《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版） 標準選取a=100mm 2.齒數比：u＝＝50 3.蝸輪齒數：由《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版） 選取 4.蝸桿頭數：由《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版） 選取 5.蝸桿齒頂圓直徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－16 選取 =45mm 6.蝸輪輪緣寬度：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－16 選取b=28mm 7.蝸輪齒距角：＝ 8.蝸桿包容蝸輪齒數：K＝=5 9.蝸輪齒寬包角之半：＝0.5（K－0.45）= 10.蝸桿齒寬：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－16 選取 =53mm 11.蝸桿螺紋部分長度：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－ 16，選取=59mm 12.蝸桿齒頂圓弧半徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－ 16，選取R=82mm 13.成形圓半徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－16 選取=65mm 14.蝸桿齒頂圓最大直徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表 2.5－16，選取=53.8mm 15.蝸輪端面模數：m＝=mm 16.徑向間隙：=0.5104mm 17.齒頂高：h=0.75 m=2.233mm 18.齒根高：h= h+ C=2.7434mm 19.全齒高：h= h+ h=4.9764mm 20.蝸桿分度圓直徑：＝（0.624＋）a ＝40.534mm 21.蝸輪分度圓直徑：＝2a－＝159.466mm 22.蝸輪齒根圓直徑：d＝－2 h=153.9792mm 23.蝸桿齒根圓直徑：d＝－2 h=35.05， 判斷：因為=28.12mm,滿足要求 24.蝸輪喉圓直徑：d＝＋2 h=163.932mm 25.蝸輪齒根圓弧半徑：=82.475mm 26.蝸桿螺紋包角之半： == 27.蝸輪喉母圓半徑：= = =25.88mm 28.蝸輪外緣直徑：由作圖可得=164.95mm 29.蝸桿分度圓導程角：＝ = 30.蝸桿平均導程角：＝ 31.分度圓壓力角：= 32.蝸桿外徑處肩帶寬度： 取3mm 33.蝸桿螺紋兩端連接處直徑：=35mm 34.蝸輪分度圓齒厚： 數據帶入公式得 5.508mm 35.齒側隙：查表4-2-6得 36.蝸桿分度圓齒厚：=4.2984 37.蝸桿分度圓法向齒厚：=4.285 38.蝸輪分度圓法向齒厚：=5.49 39.蝸輪齒冠圓弧半徑：=19.2775 40.蝸桿測量齒頂高： =2.2035 41.蝸桿測量齒頂高： =2。185 3.4 環(huán)面蝸輪蝸桿校核計算 環(huán)面蝸桿傳動承載能力主要受蝸桿齒面膠合和蝸輪齒根剪切強度的限制。因而若許用傳動功率確定中心距，則然后校核蝸輪齒根剪切強度。 由于軸承變形增加了蝸桿軸向位移，使蝸輪承受的載荷集中在2－3個齒上。而且，由于蝸輪輪齒的變形，造成卸載，引起載荷沿齒高方向分布不均，使合力作用點向齒根方向偏移。 因而，蝸輪斷齒主要由于齒根剪切強度不足造成的 校核： 其中 —— 作用于蝸輪齒面上的及摩擦力影響的載荷; —— 蝸輪包容齒數 —— 蝸桿與蝸輪嚙合齒間載荷分配系數; ——蝸輪齒根受剪面積; 公式中各參數的計算 1.的計算 = ——作用在蝸輪輪齒上的圓周力， ——蝸桿喉部螺旋升角 ，4.5 —— 當量齒厚， 滑動速度 = =2.01m/s 根據滑動速度查機械設計手冊3－3－9得 將數據帶入公式得 =N 2.計算得 = 5 3.蝸輪齒根受剪面積 —— 蝸輪齒根圓齒厚； 由上可知 —— 蝸輪端面周節(jié)； —— 蝸輪理論半包角； —— 蝸輪分度圓齒厚所對中心角。 數據帶入公式得 =7.03mm 由上可得 對于錫青銅齒圈 取 查手冊取鑄錫磷青銅，砂模鑄造，抗拉強度=225MPa ， 則 < 3.5 軸的結構設計 3.5.1 蝸桿軸的設計 1.軸的材料選擇 由《機械零件課程設計》表6－1選用45號鋼，調質。 2.最小軸徑的初步計算 由《機械零件課程設計》表6－2，取 ＝105，根據 公式 ㎜ 其中 —— 軸的轉速 ，940r/min —— 軸傳遞的功率 , 1.47kw —— 計算截面處的軸的直徑， mm 將數據代入公式得 =12.2mm 輸出軸的最小直徑是按照聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。 聯軸器的計算轉距，查表15—3，考慮到轉距變化很小，故取Ka=1.3，則 按照計算轉距應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準手冊（GB5843-86）選用YL4型凸緣聯軸器，半聯軸器的孔徑=22mm，故取 =22mm，半聯軸器的長度L=52mm。 3.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 擬訂軸上零件的裝配方案：本題的裝配方案已經在前面分析比較，現選用如圖所示的裝配方案。 1) 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端制 出一軸肩，故取=28mm，左端用軸端擋定位，按軸端直徑 取擋圈直徑D=30mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度=52mm,保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上，而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短一些，故取=50mm. 2) 初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力 的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據 =28mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為d×D×T=35×72×18.25mm， 故==35mm。 3) 已求得蝸桿喉部齒頂圓直徑=45mm，最大齒頂圓直徑=53.8mm，蝸桿螺紋部分長度L=59mm，蝸桿齒寬=53mm，所以取=68mm，=53.8mm，=45mm，=42mm。 4) 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸的右端面間的距離l=20 mm， 故取=40mm. 5) 為避免蝸輪與箱體內壁干涉，應取箱體內壁凸臺之間距離略大于蝸輪的最大直徑，取內壁距離=175mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離， S，取S=8mm（如圖）。 6）在3-4和7-8軸段應各裝一個濺油輪，形狀如圖所示，取其長度L=27.75mm。 所以，可求得： mm， 33.75mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4 軸上零件的周向定位 ； 半聯軸器與軸的周向定位均采用平健聯接。按由手冊查得平鍵截面為mm(GB／T1095--1979)，鍵槽用鍵 槽銑刀加工，長為45mm(標準鍵長見GB／T1096--1979)，半聯軸器與軸的配合為H7／k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑如圖5-1 圖5-1軸肩處的圓角半徑 3.5.2 蝸輪軸的設計 1. 軸的材料選擇 由《機械零件課程設計》表6－1選用45號鋼，調質 =650 2.軸徑的初步計算 由《機械零件課程設計》表6－2，取A＝112，根據公式 ， 其中 —— 軸的轉速 ，18.8r/min —— 軸傳遞的功率 , 0.97kw —— 計算截面處的軸的直徑， mm 將數據代入公式得 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，故需選取聯軸器型號。 聯軸器計算轉距，查表15—3，考慮到轉距變化很小，故取Ka=1.3，則 按照計算轉距應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準手冊（GB5843-86）選用YL11型凸緣聯軸器，半聯軸器的孔徑 =50mm，故取=50mm，半聯軸器的長度L=112mm。 3.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 擬訂軸上零件的裝配方案：本題的裝配方案已經在前面分析比較，現選用如圖所示的裝配方案。 1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端須制出一軸肩，故取=55mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端 直徑取擋圈直徑D=60mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度 L=62mm，保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上，而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比L略短一些，故取=110mm。 2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據 =55mm，由軸承產品目錄中初步選取零基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為 d×D×T= 60×110×23.75mm，故==60mm，而=23.75mm。 3) 取安裝蝸輪處的軸段直徑=65mm，蝸輪左端與左軸承用套筒定位，已知蝸輪輪緣寬度為28mm，所以可取蝸輪輪轂寬度為52mm，為了使套筒端面可靠地壓緊蝸輪，4-5段應略短于輪轂寬度，故取=50mm。 4）蝸輪右端采用軸肩定位，軸肩高度0.07d，取=6mm，則軸環(huán)處直徑=77mm，軸環(huán)寬度，取 =12mm，=12mm，=68mm。 5) 軸承端蓋的總寬度為28mm(由減速器及軸承端蓋的結 構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸的右端面間的距離l=22 mm， 故取=50mm。 6)取蝸輪距箱體內壁之距離a=16mm．考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取 s=8mm（如圖），則 =2+16+8+23.75=49.75mm， 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4.軸上零件的周向定位 蝸輪，半聯軸器與軸的周向定位均采用平健聯接。根據可選蝸輪與軸之間的平鍵尺寸為mm (GB／T1096--1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm(標準鍵長見GB／T1096--1979)，同時保證蝸輪與軸配合有良 好的對中性，選擇輪轂與軸的配合為H7/n6。半聯軸器與軸的聯結按由手冊查得平鍵截面為mm (GB／T1096--1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為100mm (標準鍵長見GB／T1096--1979)，半聯軸器與軸的配合為H7／k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 5.確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑如圖5-2 圖5-2各軸肩處的圓角半徑 3.6 軸的校核 3.6.1 蝸桿軸的強度校核 1．繪軸的計算簡圖 在確定軸承支點位置時，應從手冊上查取a值，對于30207型單列圓錐滾子軸承，a=16mm，所以，作為簡支梁的軸的支撐跨距 =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2．計算作用在軸上的力 =736.67N， =6179.88N， 3．計算支點反力 水平反力： 垂直反力： 4．計算彎矩，作彎矩圖 水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩 5．扭矩圖 由《機械零件課程設計》表6－18 查得折算系數 6．校核軸的強度 由《機械設計》表15-1查得： ，強度足夠。 見圖5-3。 圖5-3 軸的強度 3.6.2 蝸輪軸的強度校核 1．繪軸的計算簡圖 在確定軸承支點位置時，應從手冊上查取a值，對于30212列圓錐滾子軸承，a=22mm，作為簡支梁的軸的支撐 跨距 =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2．計算作用在軸上的力 =6179.88N， =736.67N， 3．計算支點反力 水平反力： 垂直反力： 4．計算彎矩，作彎矩圖 水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩： 5．扭矩圖 由《機械零件課程設計》表6－18 查得折算系數 6．校核軸的強度 由《機械設計》表15-1查得： ， ，強度足夠。 見圖5-4。 圖3-6軸的強度 3.7 滾動軸承的選擇及校核 3.7.1 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核 1．軸承的徑向載荷的計算 2．派生軸向力的計算 查手冊得，圓錐滾子軸承30207型的 α=14o02，10，， 查表d=35mm時，e=0.37，y=1.6； 故 所以，軸承2受壓 則： 3．求當量動載荷 所以，對于軸承1 x=1 ， y=0 對于軸承2 x=0.4 ， y=1.6 4．校核軸承的壽命 查手冊得c=51.5KN ε=10/3 n=940r/min 故 此軸承的壽命滿足要求 3.7.2 蝸輪軸上軸承的校核 1．求徑向載荷 2．計算派生軸向力 查手冊得，圓錐滾子軸承30212型的 ， y=1.5 故 則：軸承2受壓 所以， 3．求當量動載荷 所以，對于軸承1：x=1 ，y=0 對于軸承2：x=1 ，y=0 4．校核軸承的壽命 查手冊 c=97.8KN ，ε=10/3 ，n=18.8r/min 故 此軸承壽命滿足要求。 3.8 鍵聯接的強度校核 3.8.1 蝸桿軸上安裝聯軸器處的鍵聯接 由《機械零件課程設計》表8－1 選用普通平鍵 8×7mm， 取L＝45mm。 由《機械零件課程設計》表8－7 查得， 鍵的工作長度 l＝L－b＝45－8＝37mm， 鍵的工作高度 k＝＝3mm。 由《機械零件課程設計》表8－8 查得， 鍵聯接的許用壓力 ， 所以，，所選平鍵合適。 3.8.2 蝸輪軸上裝蝸輪處的鍵聯接 由《機械零件課程設計》表8－1 選用普通平鍵 18×11mm， 取L＝45mm 由《機械零件課程設計》表8－7 查得 鍵的工作長度 l＝L－b＝45—18=27mm 鍵的工作高度 k＝＝5.5mm 由書表8－8 查得鍵聯接的許用壓力 所以，，所選平鍵合適。 半自動薄刀分紙機提升機構設計 第4章 滾珠絲杠提升部分設計計算 滾珠絲杠副的作用是將旋轉運動轉變?yōu)橹本€運動，其螺旋傳動是在絲杠和螺母滾道之間放人適量的滾珠，使螺紋間產生滾動摩擦。絲杠轉動時，帶動滾珠沿螺紋滾道滾動。螺母上設有返向器，與螺紋滾道構成滾珠的循環(huán)通道。為了在滾珠與滾道之間形成無間隙甚至有過盈配合，可設置預緊裝置。為延長工作壽命，可設置潤滑件和密封件。 4.1 精度的選擇 滾珠絲杠副的精度直接影響電氣機床的定位精度，在滾珠絲杠精度參數中，其導程誤差對機床定位精度最明顯。一般在初步設計時設定絲杠的任意300行程變動量應小于目標設定定位精度值的1/3～1/2,在最后精度驗算中確定。對于車床，選用滾珠絲杠的精度等級4軸為1～3級（1級精度最高），Z軸為2～5級，考慮到本設計的定位精度要求和改造的經濟性，選擇4軸精度等級為3級，Z軸為4級。 4.2絲杠導程的確定 選擇導程跟所需要的運動速度、系統(tǒng)等有關，通常在：4、5、6、8、10、12、20中選擇，規(guī)格較大，導程一般也可選擇較大（主要考慮承載牙厚）。在速度滿足的情況下，一般選擇較小導程（利于提高控制精度），本設計中初選縱向絲杠導程為10。 4.3 最大工作載荷的計算 最大工作載荷是指滾珠絲杠螺母副在驅動工作臺時所承受的最大軸向力，也叫進給牽引力,其實驗計算公式如表4-1所示。 表4-1 實驗計算公式及參考系數 導軌類型 實驗公式 矩形導軌 1.1 0.15 燕尾導軌 1.4 0.2 綜合或三角導軌 1.15 0.15-0.18 表中為考慮顛覆力矩影響時的實驗系數；為滑動導軌摩擦系數；為移動部件總重量。G=200 N 查表3-1選擇綜合導軌，取1.15,取0.18,為200； 算得=1.15×1197+0.18×（3420+200） =1371.55 4.4 最大動載荷的計算 載荷隨時間急劇變化且使構件的速度有顯著變化（系統(tǒng)產生慣性力），此類載荷為動載荷。比如起重機以等速度吊起重物，重物對吊索的作用為靜載，起重機以加速度吊起重物，重物對吊索的作用為動載。 對于滾珠絲杠螺母副的最大動載荷計算公式如下： 式中：—滾珠絲杠副的壽命系數，單位為r，（T為使用壽命，普通機床T取5000-10000h，電氣機床T取15000h；n為絲杠每分鐘轉速）； —載荷系數，一般取1.2～1.5，本設計取1.2； —硬度系數（HRC58時取1.0；等于55時取1.11；等于52.5時取1.35；等于50時取1.56；等于45時取2.40）； —滾珠絲杠副的最大工作載荷，單位為N。 本設計中承受最大切削力條件下最快的進給速度,初選絲杠基本導程，則絲杠轉速。取滾珠絲杠使用壽命，帶入得=90；取，代入，求得 ：=17390N。 4.5 滾珠絲杠螺母副的選型 初選滾珠絲桿副時應使其額定動載荷, 當滾珠絲杠副在靜態(tài)或低速狀態(tài)下長時間承受工作載荷時，還應使額定靜載荷。 根據計算出的最大動載荷,選擇江蘇啟東潤澤機床附件有限公司生產CDM4006-2.5-3型內循環(huán)式滾珠絲杠副，采用雙螺母螺紋式預緊，精度等級為4級，其參數如表3-2所示。 表4-2滾珠絲杠相關參數 則選擇絲杠,CDM4006-2.5-3為外循環(huán)插管式，雙螺母墊片預緊，導珠管埋入式的滾珠絲杠副，尺寸如下： 公稱直徑 d0=40mm 外徑d=39.5mm 導程 Ph=6mm 螺旋角 鋼球直徑 動載荷靜載荷 注釋:滾珠絲杠的結構形式 4.6 滾珠絲杠副的支承方式 滾珠絲杠副的支承主要用來約束絲杠的軸向竄動，為了提高軸向剛度，絲杠支承常用推力軸承為主的軸承組合?？紤]到縱向絲杠長度較大，本設計縱向絲杠采用雙推—簡支支承方式，該方式臨界轉速、壓桿穩(wěn)定性高，有熱膨脹的余地。 4.7 傳動效率的計算 滾珠絲杠的傳動效率一般在0.8～0.9之間，其計算公式如下： = 式中：—螺距升角，根據,可得=2°91′； —摩擦角，一般取=10′。 算得： ==96.67% 4.8 剛度的驗算 滾珠絲杠副工作時受軸向力和轉矩的作用，引起導程的變化，從而影響定位精度和運動的平穩(wěn)性。軸向變形主要包括絲杠的拉伸或壓縮變形、絲杠與螺母間滾道的接觸變形、支承滾珠絲桿的軸承的軸向接觸變形。 因轉矩和絲杠-螺母滾道接觸對絲杠產生的導程變化很小，所以、可以忽略不計，所以絲杠的拉伸或壓縮變形量為：