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畢業(yè)論文(設(shè)計(jì))
題目：飛剪機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)
目 錄
內(nèi)容摘要 1
關(guān)鍵詞 1
Abstract 1
Key words 1
1.緒論 2
1.1飛剪機(jī)的概述 2
1.2傳動(dòng)裝置的概述 3
2.傳動(dòng)方案的確定 3
2.1電動(dòng)機(jī)的選擇 4
2.2傳動(dòng)方案的確定 5
2.3傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 6
3.主要零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 7
3.1減速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)與校核 7
3.2傳動(dòng)級(jí)齒輪的計(jì)算與校核 12
3.3軸的設(shè)計(jì)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(rùn)滑 26
4.1對(duì)離合器性能的要求 26
4.2對(duì)制動(dòng)器性能的要求 26
4.3飛剪機(jī)箱體結(jié)構(gòu) 26
4.4飛剪機(jī)傳動(dòng)裝置的潤(rùn)滑 27
結(jié)論 28
參考文獻(xiàn) 30
致謝 31
飛剪機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)
內(nèi)容摘要：飛剪機(jī)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(jī)。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(jī)的需求量不斷增加。因此，作為其核心部位的傳動(dòng)裝置，就顯得尤為重要。傳動(dòng)裝置是為機(jī)械提供動(dòng)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(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳給執(zhí)行機(jī)構(gòu)。它具有基礎(chǔ)性和獨(dú)立性，其性能的優(yōu)劣直接影響著飛剪機(jī)的性能。本文根據(jù)設(shè)計(jì)要求，通過(guò)對(duì)相關(guān)齒輪、軸以及相關(guān)傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì)計(jì)算，完成了對(duì)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)，使其符合設(shè)計(jì)要求，達(dá)到使用目的。
關(guān)鍵詞：傳動(dòng)裝置 齒輪 軸 設(shè)計(jì)
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(jī)的概述
1.1.1飛剪機(jī)的認(rèn)識(shí)及分類(lèi)
飛剪機(jī)是在軋件運(yùn)動(dòng)中對(duì)軋件實(shí)施剪切工藝的一種設(shè)備，是連續(xù)式軋鋼生產(chǎn)線上不可缺少的，非常關(guān)鍵的設(shè)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(jī)的需求量不斷增加，自然而然的對(duì)飛剪機(jī)的設(shè)計(jì)和制造質(zhì)量提出了更高的要求。由于是運(yùn)動(dòng)中對(duì)軋件實(shí)施剪切，因此，對(duì)飛剪的運(yùn)動(dòng)特性，反應(yīng)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(jī)的剪切工藝主要包括：對(duì)連軋生產(chǎn)線上的軋件實(shí)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(jī)的分類(lèi)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(jī)、板帶飛剪機(jī)、型鋼飛剪機(jī)和高速線材飛剪機(jī)等；按其機(jī)體結(jié)構(gòu)和剪切形式不同分為，曲柄連桿式飛剪機(jī)、擺式飛剪機(jī)、滾筒式飛剪機(jī)、圓盤(pán)式飛剪機(jī)；按工作方式又可分為連續(xù)式飛剪機(jī)、起停式飛剪機(jī)和連續(xù)—起停復(fù)合式飛剪機(jī)。
1.1.2飛剪機(jī)的設(shè)計(jì)要求
(1)速度要求 飛剪機(jī)的剪切速度應(yīng)與軋件同步，最理想的狀態(tài)是在剪切時(shí)，飛剪機(jī)的剪刃在軋件運(yùn)動(dòng)方向上的速度應(yīng)等于或略大于軋件運(yùn)動(dòng)速度（俗稱(chēng)拋鋼）。但此時(shí)必須要考慮飛剪機(jī)剪切時(shí)的動(dòng)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(jī)的一對(duì)剪切刀片在剪切過(guò)程中作平移（平行移動(dòng)）運(yùn)動(dòng)，剪刃間的刀片側(cè)隙應(yīng)盡可能保持不變，同時(shí)，兩刀片始終與軋制中心線相垂直。
(3)剪刃要求 剪刃的運(yùn)動(dòng)軌跡應(yīng)是一條封閉曲線，在剪切段應(yīng)盡量平直，在剪切過(guò)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(fù)到固定的初始位置，不影響軋件自由通過(guò)。
(4)刃側(cè)隙要求 應(yīng)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(shí)施。
(5)精度要求 盡量減少參與剪切運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)零部件的數(shù)量和重量，以降低剪切機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)的慣量值（即飛輪矩），減少速度變化量，提高飛剪機(jī)剪切機(jī)構(gòu)的靈敏性穩(wěn)定性和定位精度，從而提高飛剪機(jī)的剪切定尺精度。
(6)輔助設(shè)備要求 合理配置適合于飛剪機(jī)的同步機(jī)構(gòu)及前后設(shè)備，如夾送測(cè)速輥，或末架軋機(jī)，撥鋼管（槽）等。此項(xiàng)因飛剪機(jī)結(jié)構(gòu)選型及工作方式不同而不同，以保證飛剪機(jī)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(dòng)裝置的概述
1.2.1傳動(dòng)裝置的認(rèn)識(shí)
古語(yǔ)常說(shuō)“路遙知馬力”，這句話其實(shí)就是從正面肯定了傳動(dòng)裝置的地位，一臺(tái)好的機(jī)器只有具備了良好的傳動(dòng)裝置，才能構(gòu)成良性的動(dòng)力結(jié)構(gòu)，使其發(fā)揮出應(yīng)有的作用和效力，因此，說(shuō)傳動(dòng)裝置具有“心臟”的價(jià)值一點(diǎn)也不為過(guò)。
在各種機(jī)械系統(tǒng)中都大量存在各種運(yùn)動(dòng)構(gòu)件，他們分別具有傳動(dòng)、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(chēng)為傳動(dòng)系統(tǒng)（其中包括變速裝置、起停與換向裝置、制動(dòng)及安全保護(hù)裝置等部分），執(zhí)行系統(tǒng)、操縱系統(tǒng)，總稱(chēng)機(jī)械運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)。傳動(dòng)系統(tǒng)處于能量流系統(tǒng)的中間位置，它主要用于將原動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳給執(zhí)行機(jī)構(gòu)。
1.2.2傳動(dòng)裝置的任務(wù)
第一，將動(dòng)力機(jī)輸出的速度降低或提高，以適合工作（執(zhí)行）機(jī)構(gòu)的需要。
第二，直接用動(dòng)力機(jī)進(jìn)行調(diào)速不經(jīng)濟(jì)或不可能時(shí)，采用變速傳動(dòng)來(lái)滿足工作（執(zhí)行）機(jī)構(gòu)經(jīng)常要變速的要求。
第三，將動(dòng)力機(jī)輸出的轉(zhuǎn)矩，變換為工作（執(zhí)行）機(jī)構(gòu)所需要的力矩或力。
第四，將動(dòng)力機(jī)輸出的等速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，轉(zhuǎn)變?yōu)楣ぷ鳎▓?zhí)行）機(jī)構(gòu)所要求的按某種規(guī)律變化的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。
第五，實(shí)現(xiàn)由一個(gè)或多個(gè)動(dòng)力機(jī)驅(qū)動(dòng)若干個(gè)相同或不相同速度的工作（執(zhí)行）機(jī)構(gòu)。
第六，由于受到動(dòng)力機(jī)或工作（執(zhí)行）機(jī)構(gòu)機(jī)體外形、尺寸等的限制，或?yàn)榱税踩筒僮鞣奖悖瑘?zhí)行機(jī)構(gòu)不宜與動(dòng)力機(jī)直接聯(lián)系，也需要用傳動(dòng)裝置來(lái)連接。
2.傳動(dòng)方案的確定
2.1電動(dòng)機(jī)的選擇
2.1.1電動(dòng)機(jī)選擇應(yīng)考慮的問(wèn)題
第一，根據(jù)機(jī)械的負(fù)載性質(zhì)和生產(chǎn)工藝對(duì)電動(dòng)機(jī)的起動(dòng)、制動(dòng)、反轉(zhuǎn)、調(diào)速等要求，選擇電動(dòng)機(jī)類(lèi)型。
第二，根據(jù)負(fù)載轉(zhuǎn)矩、速度變化范圍和起動(dòng)頻繁程度等要求，考慮電動(dòng)機(jī)的溫升限制、過(guò)載能力和起動(dòng)轉(zhuǎn)矩，選擇電動(dòng)機(jī)的容量，并確定冷卻通風(fēng)方式，所選電動(dòng)機(jī)容量應(yīng)留有余量，負(fù)荷率一般取0.8～0.9。過(guò)大的備用容量會(huì)使電動(dòng)機(jī)的效率降低，對(duì)于感應(yīng)電動(dòng)機(jī)，其功率因數(shù)將變壞，并使按電動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩校驗(yàn)強(qiáng)度的機(jī)械造價(jià)提高。
第三，根據(jù)使用場(chǎng)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(hù)方式，選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)形式。
第四，根據(jù)企業(yè)的電網(wǎng)電壓標(biāo)準(zhǔn)和對(duì)功率因數(shù)的要求，確定電動(dòng)機(jī)的電壓等級(jí)和類(lèi)型。
第五，根據(jù)生產(chǎn)機(jī)械的最高轉(zhuǎn)速和對(duì)電力傳動(dòng)調(diào)速系統(tǒng)的過(guò)渡過(guò)程性能的要求，以及機(jī)械減速機(jī)構(gòu)的復(fù)雜程度，選擇電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速。
此外，選擇電動(dòng)機(jī)還必須符合節(jié)能要求，考慮運(yùn)行可靠性、設(shè)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(jià)格、建設(shè)費(fèi)用及考慮生產(chǎn)過(guò)程中前后期電動(dòng)機(jī)容量變化等各因素。
2.1.2電動(dòng)機(jī)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(zhǎng)度為L(zhǎng)=2.5m,剪切機(jī)構(gòu)主軸的轉(zhuǎn)速為n=270r/min,剪切力矩M=28186.72N·m.
所需電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算：
式中——電動(dòng)機(jī)功率，；
——電動(dòng)機(jī)的過(guò)載系數(shù)，取3；
——傳動(dòng)效率，經(jīng)計(jì)算得；
——力矩分配系數(shù)，.
代入相關(guān)數(shù)據(jù)得，P=231kw.
根據(jù)電動(dòng)機(jī)功率，參照相應(yīng)的直流電動(dòng)機(jī)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行預(yù)選，選擇的電動(dòng)機(jī)必須具有轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小且啟動(dòng)力矩大的特點(diǎn)，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，選擇Z4-315-42型電動(dòng)機(jī)，其額定功率Pd=284kw，額定轉(zhuǎn)速為680r/min.
2.2傳動(dòng)方案的確定
通過(guò)分析，初步確定以下兩種傳動(dòng)方案：
1.電動(dòng)機(jī) 2.聯(lián)軸器 3.離合器 4.制動(dòng)器 5.傳動(dòng)齒輪
圖2-1.傳動(dòng)方案1
1.電動(dòng)機(jī) 2.聯(lián)軸器 3.中間減速機(jī) 4中間聯(lián)軸器 5飛剪機(jī)本體
圖2-2.傳動(dòng)方案2
兩種方案的對(duì)比:
(1)方案2減速機(jī)內(nèi)部齒輪和軸承受到的沖擊載荷小，因而整機(jī)壽命長(zhǎng)，而且根據(jù)需要還可以更換不同速比的減速機(jī)，對(duì)飛剪機(jī)的改造升級(jí)有利，方案1傳動(dòng)比一旦確定就不易更改。
(2)方案2傳動(dòng)方案中采用中間減速器和中間聯(lián)軸器，在同樣電動(dòng)機(jī)功率和傳動(dòng)比的情況下比方案1中多出了中間減速機(jī)箱體和中間聯(lián)軸器的重量，并且由于聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的存在而消耗電動(dòng)機(jī)的能量。
(3)方案2比方案1多出了兩個(gè)中間傳動(dòng)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(jī)本體剪切的速度。
綜上所述，由于方案2傳動(dòng)的環(huán)節(jié)較多而導(dǎo)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(jī)的要求，故選取方案1作為本次設(shè)計(jì)的傳動(dòng)方案。
2.3傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
2.3.1總傳動(dòng)比的計(jì)算與分配
傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為：
式中 ——總傳動(dòng)比；
——電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速；
——主軸轉(zhuǎn)速。
代入相關(guān)數(shù)據(jù)得i=2.52.
由于減速的范圍較小，所以可用一級(jí)減速通過(guò)傳動(dòng)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(dòng)機(jī)軸：
高速軸：
低速軸：
2.3.3各軸輸入功率
電動(dòng)機(jī)軸功率：
高速軸：
低速軸I：
低速軸II：
其中 ——聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率；
——滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率；
——圓柱齒輪的傳動(dòng)效率。
2.3.4各軸轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)矩計(jì)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(shè)計(jì)計(jì)算與校核
3.1減速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)與校核
3.1.1選擇齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料、齒數(shù)及螺旋角
(1)按圖2-1所示的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
(2)傳動(dòng)裝置為一般工作機(jī)構(gòu)，故選用7級(jí)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(dòng)一般轉(zhuǎn)速較高，為了提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性，減小沖擊振動(dòng)，以齒數(shù)相對(duì)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(guò)大的軸向力，斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的螺旋角β不宜選的過(guò)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(qiáng)度設(shè)計(jì)
設(shè)計(jì)計(jì)算公式為：
(1)確定公式內(nèi)的各個(gè)計(jì)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(qiáng)度極限：=600Mpa.
按齒面硬度查得大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限：=550Mpa.
⑧計(jì)算應(yīng)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(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.
則：
(2)計(jì)算
①試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t.
計(jì)算公式為：
代入數(shù)據(jù)
②計(jì)算圓周速度
③計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt
④計(jì)算縱向重合度
⑤計(jì)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(jí)精度。
由圖10-8查得：動(dòng)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(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
⑦計(jì)算模數(shù)mn
3.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算
設(shè)計(jì)計(jì)算公式：
(1)確定計(jì)算參數(shù)[1]
①計(jì)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(jì)算當(dāng)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(yīng)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(qiáng)度極限σFE1=500Mpa，
大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)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(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4
⑨計(jì)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(shè)計(jì)計(jì)算
代入數(shù)據(jù)得：mn=4.59.
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按照接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=227mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有：
取Z1=45，則Z2=uZ1=113.
3.1.4幾何尺寸的計(jì)算
(1)計(jì)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(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑
(4)計(jì)算齒輪寬度
圓整后取B2=230mm，B1=235mm.
(5)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
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(jì)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(dòng)級(jí)齒輪的計(jì)算與校核
傳動(dòng)級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)與校核方法同上述減速機(jī)齒輪的設(shè)計(jì)與校核，具體設(shè)計(jì)過(guò)程省略，計(jì)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(shè)計(jì)與校核
3.3.1高速軸的設(shè)計(jì)
(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(yīng)，故需同時(shí)選聯(lián)軸器的型號(hào)。
聯(lián)軸器的計(jì)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(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊(cè)選用HL7型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)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(zhǎng)度L=172mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=132mm.
(2)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
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(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，取lI=130mm。
第二，初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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(hào)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(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁的距離s=10mm，故lIII=45.5+12+10+4=71.5mm.滾動(dòng)軸承左端采用軸肩進(jìn)行軸向定位，查手冊(cè)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(yīng)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(duì)軸承添加潤(rùn)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(zhǎng)為180mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)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(dòng)軸承與軸的周向定位是過(guò)渡配合來(lái)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(jiàn)圖3-2。
3.3.2中間軸的設(shè)計(jì)
(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(yīng)，故需同時(shí)選離合器的型號(hào)。
離合器的計(jì)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(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于離合器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊(cè)選用雙錐摩擦離合器，其公稱(chēng)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(zhǎng)度L1=389mm。
(2)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
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(zhǎng)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(zhǎng)度L1=389mm，取lI=389mm。
第二，初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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(hào)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(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁的距離s=10mm，故lIII=45+15+10+4=74mm.滾動(dòng)軸承左端采用軸肩進(jìn)行軸向定位，查手冊(cè)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(yīng)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(duì)軸承添加潤(rùn)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(zhǎng)為180mm。同理，VI軸段上平鍵截面為bh=36mm20mm，長(zhǎng)度為280mm。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是過(guò)渡配合來(lái)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(jiàn)圖3-3。
3.3.3輸出軸的設(shè)計(jì)
(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(dòng)器處軸的直徑dI，為了使所選的軸徑dI與制動(dòng)器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選制動(dòng)器的型號(hào)。
根據(jù)制動(dòng)器型號(hào)取dI=120mm，l1=500mm.
(2)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
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(zhǎng)度
第一，為了滿足制動(dòng)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(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端與制動(dòng)器的端面的距離l=40mm，故lII=70mm。
第二，初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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(hào)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(dòng)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(jìn)行軸肩定位，查手冊(cè)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(yīng)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(zhǎng)為280mm。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是過(guò)渡配合來(lái)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(jiàn)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(guò)計(jì)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)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(guò)計(jì)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)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(lèi)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(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=110mm.
②校核鍵連接的強(qiáng)度
鍵、軸和輪轂三者中最弱材料的許用應(yīng)力=100～120Mpa，取其平均值=110Mpa，鍵的工作長(zhǎng)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(jiàn)，連接的擠壓強(qiáng)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(zhǎng)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(lèi)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(zhǎng)L=180mm.
②校核鍵連接的強(qiáng)度
鍵、軸和輪轂三者中最弱材料的許用應(yīng)力=100～120Mpa，取其平均值=110Mpa，鍵的工作長(zhǎng)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(jì)算
選用圓錐滾子軸承32219，查表知其額定動(dòng)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(fù)荷
A：
B：
(2)軸向負(fù)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(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷Pr
軸承A：e=0.42
查取x1=1，y1=0，fp=1.2
當(dāng)量動(dòng)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(yàn)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(dòng)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(dòng)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(rùn)滑
4.1對(duì)離合器性能的要求
飛剪機(jī)的啟動(dòng)過(guò)程階段,實(shí)際上是響應(yīng)機(jī)構(gòu)對(duì)階躍信號(hào)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)過(guò)程。因此離合器的綜合響頻及性能是影響飛剪機(jī)啟動(dòng)特性的主要因素。離合器的綜合響應(yīng)時(shí)間對(duì)飛剪機(jī)的運(yùn)動(dòng)不產(chǎn)生影響,只影響剪切的倍尺長(zhǎng)度,但其變化量范圍小,對(duì)定尺精度的影響可忽略。另外為了保證離合器綜合響應(yīng)時(shí)間的穩(wěn)定性,在使用過(guò)程中,應(yīng)保持離合器系統(tǒng)壓力的穩(wěn)定。
4.2對(duì)制動(dòng)器性能的要求
制動(dòng)器性能是影響飛剪機(jī)綜合性能的主要因素,它限制和制約著飛剪機(jī)的剪切速度。制動(dòng)段時(shí)通過(guò)制動(dòng)器實(shí)現(xiàn)摩擦制動(dòng)的減速過(guò)程，要求制動(dòng)器的系統(tǒng)綜合響應(yīng)快，制動(dòng)過(guò)程中動(dòng)載荷變化要連續(xù)平穩(wěn)。
對(duì)制動(dòng)器的動(dòng)作順序進(jìn)行控制時(shí)，應(yīng)對(duì)壓力干涉予以考慮，在滿足控制要求的前提下，采取延時(shí)控制措施，避免離合器與制動(dòng)器的運(yùn)動(dòng)干涉。
根據(jù)以上種種對(duì)離合器和制動(dòng)器的要求，我們選用了轉(zhuǎn)動(dòng)慣量低，響應(yīng)速度快，傳動(dòng)力矩大，結(jié)構(gòu)緊湊的軸向雙錐摩擦式離合器制動(dòng)器作為傳遞動(dòng)力的關(guān)鍵部件。工作時(shí)，控制裝置將推力盤(pán)內(nèi)外摩擦片（即內(nèi)外片）壓合在一起，產(chǎn)生制動(dòng)效果；停止時(shí)，由于恢復(fù)彈簧的作用，使內(nèi)外摩擦片脫離，恢復(fù)初始狀態(tài)，等待下次動(dòng)作。制動(dòng)器的動(dòng)作原理和離合的基本一致。
4.3飛剪機(jī)箱體結(jié)構(gòu)
飛剪機(jī)在工作時(shí)產(chǎn)生很大的沖擊和震動(dòng)，所以飛剪機(jī)傳動(dòng)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(diǎn)，飛剪機(jī)傳動(dòng)裝置的軸承座設(shè)計(jì)成一個(gè)整體，有別于通過(guò)鋼板焊接連接結(jié)構(gòu)。這種設(shè)計(jì)雖然使得減速機(jī)的重量有所增加，但是其剛性也大大提高，飛剪機(jī)傳動(dòng)裝置工作的安全性得到保障。在設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置箱體結(jié)構(gòu)時(shí)，并非不考慮經(jīng)濟(jì)性。飛剪機(jī)傳動(dòng)裝置的箱體一般采用L型結(jié)構(gòu)，與長(zhǎng)方形箱體相比最顯著的優(yōu)點(diǎn)就是節(jié)約了空間，減少了重量。另外，由于增加了重點(diǎn)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(guó)外設(shè)計(jì)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(yīng)提高，連接軸承座的鋼板的厚度隨之增加，使整個(gè)箱體結(jié)構(gòu)復(fù)雜、重量重、在輸出齒輪處浪費(fèi)了空間、增加了制造成本。另外，箱體改為L(zhǎng)型還可以將輸出軸處的大齒輪的支撐由不對(duì)稱(chēng)改為對(duì)稱(chēng)，這樣提高了齒輪的嚙合精度，使傳動(dòng)裝置運(yùn)行更平穩(wěn)。
4.4飛剪機(jī)傳動(dòng)裝置的潤(rùn)滑
鋼廠線材軋機(jī)的使用環(huán)境相當(dāng)惡劣, 長(zhǎng)期處于高溫、潮濕的狀態(tài), 并且軋制速度高, 其傳動(dòng)裝置在高速、重載工況下運(yùn)行。所以潤(rùn)滑是必不可少的。
4.4.1齒輪的潤(rùn)滑
主齒輪在傳動(dòng)時(shí)，相嚙合的齒面有相對(duì)滑動(dòng)，因此就要發(fā)生摩擦和磨損，若在齒和齒的嚙合面加注潤(rùn)滑油，可以降低金屬的接觸強(qiáng)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(duì)齒輪進(jìn)行潤(rùn)滑。
綜合各種因素，我們采用噴油潤(rùn)滑的方式。噴油潤(rùn)滑由專(zhuān)門(mén)的設(shè)備供給高壓油，在機(jī)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(rùn)滑
軸承的潤(rùn)滑也采用稀油潤(rùn)滑，噴油潤(rùn)滑時(shí)噴油的油液濺到箱壁上的這些油液通過(guò)油溝流入軸承內(nèi)，起到潤(rùn)滑的作用。
結(jié)論
本文是在相關(guān)理論為指導(dǎo)的基礎(chǔ)上，結(jié)合實(shí)際，通過(guò)對(duì)飛剪機(jī)整體結(jié)構(gòu)的認(rèn)知，選擇了相對(duì)較為合適的傳動(dòng)方案，并通過(guò)各方面的資料按照自己既定的方案一步步的進(jìn)行分析、設(shè)計(jì)、計(jì)算以及校核?？傮w概括如下：
(1)在傳動(dòng)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(jí)傳動(dòng)過(guò)程中直接實(shí)現(xiàn)減速。
(2)為了保障飛剪機(jī)在高速運(yùn)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(dòng)器。離合器采用雙錐摩擦式離合器，在工作時(shí)，控制裝置將推力盤(pán)內(nèi)外摩擦片壓合在一起，產(chǎn)生制動(dòng)效果；停止時(shí)，由于恢復(fù)彈簧的作用，使內(nèi)外摩擦片脫離，恢復(fù)初始狀態(tài)，等待下次動(dòng)作。制動(dòng)器的動(dòng)作原理和離合的基本一致。
(3)電動(dòng)機(jī)的選擇也是一個(gè)很重要的環(huán)節(jié)，需要采用大啟動(dòng)扭矩、低轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的直流電動(dòng)機(jī)。根據(jù)所計(jì)算的最大剪切力及功率，參照相應(yīng)的直流電動(dòng)機(jī)標(biāo)準(zhǔn)選擇Z4-315-42型直流電動(dòng)機(jī)。
(4)傳動(dòng)裝置中齒輪采用硬齒面斜齒圓柱齒輪，齒輪精度7級(jí)；為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。
(5)軸的精度為6級(jí)，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是過(guò)渡配合來(lái)保證的，選擇與聯(lián)軸器連接處的軸徑尺寸公差為m6。
(6)潤(rùn)滑也是傳動(dòng)裝置的重要部分，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，相嚙合的齒面有相對(duì)滑動(dòng)，因此就要發(fā)生摩擦和磨損，若在齒和齒的嚙合面加注潤(rùn)滑油，可以降低金屬的接觸強(qiáng)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(duì)齒輪進(jìn)行潤(rùn)滑。綜合各種因素，采用噴油潤(rùn)滑的方式。
上述各方面是本設(shè)計(jì)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(dòng)裝置如圖5-1。
圖5-1.傳動(dòng)裝置總裝配圖
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致謝
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