小型印刷厂单头铁丝订书机的设计说明书

毕 业 设 计题 目 小型印刷厂单头铁丝订书机的设计 学 院专 业班 级学 生学 号指导教师二一一 年 五 月 三十 日济南大学毕业设计- I -摘 要随着我国印刷工业的不断发展和装订自动化技术的不断提高，市场对铁丝订书设备的需求不断加大。同时，随着人们健康环保意识的不断增强，使得人们对订书设备工作性能的要求越来越高，特别是从事印刷装订工作的劳动者们。正是基于这种情况，一种新型自动化铁丝订书机机开始在市场上出现。本文对铁丝订书机的研究分为两个部分：第一部分是对铁丝订书机的传动系统结构进行设计计算，利用以往设计减速器的知识来设计这部分，传动结构主要是通过V带传动和链传动。还涉及到一些零部件的设计计算和校核。第二部分主要是对铁丝订书机的工作部分即机头进行阐述，并没有涉及到计算方面，但是参考大量的有关书籍和文献后方才对这部分做出了明确的表达。在对本课题的研究和论文的编写过程中，参考了大量文献，对于一些重要的信息作了系统的归纳总结。使文章更具有说服力，并且突出了课题研究的重要意义。关键词：铁丝订书机；传动结构；V 带传动；链传动济南大学毕业设计- II -ABSTRACTWith the continuous development of the printing industry and binding automation technology continues to improve, the market demand for the wire stapler equipment is increasing. Meanwhile, as people continue to enhance health awareness, the demand for the stapler device performance have become increasingly improving, particularly those who engaged in printing and binding work. It is with this situation, a new type of automatic wire stapler machine begins to appear on the market.Research on the wire stapler is divided into two parts: The first part is the transmission wire stapler structure design calculations, using the previous design knowledge to design the gear part, transmission structure mainly through the V belt drive and chain drive. It also involves the design of some parts calculation and verification.The second part is mainly the work of the wire part of the stapler head to elaborate and does not relate to computing, but a large number of relevant reference books and literature to make this part only after a clear expression. On this topic in the research and thesis writing process, the reference to the extensive literature, some important information for a systematic summarized. Make the article more persuasive, and highlights the importance of research.Key words：Wire stapler；Transmission structure；V belt drive；Chain drive济南大学毕业设计- III -目 录摘要.IABSTRACT .II1 前言.11.1 铁丝订书机的发展状况.11.2 研究的目的及意义.12 设计课题.32.1 设计铁丝订书机的传动装置.32.2 设计内容及参数. .42.3 工作条件.42.4 总体结构.53 总体设计.63.1 电动机的选择63.2 计算总传动比以及分配各级传动比63.3 计算传动装置的运动和动力参数.74 传动零件的设计计算.94.1 V 带传动的设计计算.94.2 V 带轮的设计124.3 滚子链传动的设计计算.134.4 滚子链连轮的设计.155 轴的设计与校核.175.1 高速轴的设计计算.175.2 低速轴的设计计算.256 滚动轴承的选择与校核.276.1 高速轴滚动轴承的选择276.2 受力分析.276.3 验算轴承的寿命277 键的选择与校核.297.1 电动机轴上键的选择与校核.297.2 高速轴上键的选择与校核297.3 低速轴上键的选择与校核.30济南大学毕业设计- IV -8 工作机头的阐述.329 结论.33参考文献.34致谢.35济南大学毕业设计- 1 -1 前言1.1 铁丝订书机的发展状况随着印刷业发展，国内外对装订设备的要求越来越高。各种型号的的铁丝订书机问世！针对这些研究现状列举一些型号订书机以及它的性能特点：TD101 型单头铁丝订书机,该机经久耐用，操作方便，外型美观。它设有校车调整装置，具有平订或骑马订功能，适用于装订各类书刊、杂志、簿本、及皮革泡塑硬纸板等，是机关、院校、最理想的装订设备。紫光 TD102 单头铁丝订书机,本机专门用于装订书籍、簿本和杂志，还可用于皮革、泡塑、硬纸板等特殊材料订合，具有平订和骑订两种形式。本机还有手动校车调整装置和电器保护装置，可分档调速，使用安全可靠、方便，是印刷装订的必需设备。紫光 TD104 单头铁丝订书机,本机除了具有 TD102 型的基本装订功能外，还有一个特点是可满足装订特大开本（对开）的特殊要求。本机还有手动校车调整装置和电器保护装置，可分档调速，使用安全可靠、方便，是印刷装订的必需设备。TD202 系列多头铁丝订书机是集 404 多头骑马订书机和 TD101 单头订书机性能优势,专为中小印刷厂设计的一种新型订书机.它定位准确,备有可调节自动定位装置既能骑马订又能平订.而且体积小,效率高.操作简便 价格低廉.可装 1-4 个机头,8 开本一下书页双订一次完成.本机可配 2-4 个机头.,最近本厂改进了设计和工艺，生产出了国内唯一的一款高性能订书机，它具有以下特点：（1）国内唯一在 TD202 上采用双导柱结构，使机器的装订精度更高，运行更平稳，更有效的保护订头不被损坏。 （2）国内唯一采用镀硬铬导柱，使机器的使用寿命更长，维修率更低。 （现国内订书机全部采用单导柱普通软轴） （3）国内唯一采用三维立体设计，使机器更人性化，装订尺寸范围更大，可装订非标准骑马和平订尺寸，国内唯一订书机有此功能。（4）国内唯一采用激光数控切割加工，使机器的外型更美观，装配精度更高。1.2 研究的目的及意义针对国内外铁丝订书机研究现状，铁丝订书机的研究还有待深入。在印刷的整个工艺过程中,印后装订设备与印前、印刷设备相比,都处于较落后的状态。不少从事书刊印刷的中小企业, 大量的装订作业仍处于手工、半机械化、半自动化作业。装订作为整个印刷加工的最后一道工序,愈来愈显出其重要作用。铁丝订书机在中、小型印刷企业里使用广泛,并在装订各种书籍及杂志中发挥了重要作用。铁丝钉书机的作用主要是钉书机头,目前常用的钉书机头有两种输料形式, 虽有区别, 但工作过济南大学毕业设计- 2 -程基本相同。然而操作人员普遍对装订设备原理、 工作过程缺乏整体认识和系统的理解,往往顾此失彼难以调整到位,误认为设备发生故障。因此,有必要对铁丝订书机的工作中常出现的问题, 做以简单分析, 以便更好地使用、调整与维修保养,有效利用设备提高装订质量和效率 。6通过大量查找资料，并没有发现太多关于本课题的研究内容。但是曾经有人研究过自动订书机运动方案设计，主要研究如何实现订书机的连续订书功能，他们通过电动机带动齿轮传动，再经过凸轮传动，在凸轮近休阶段可以实现进料功能，这样凸轮转一周完成一次订书动作。最后我要设计一款也能实现连续订书功能的订书机，他要克服以往一些铁丝订书机的缺点，并且有自己的创新特点。大多数铁丝订书机是通过两级 V 带传动来驱动的，但是这明显是一个缺点，会降低带的速度，从而给订书机带来一些麻烦。针对这个问题，就有了研究的意义。济南大学毕业设计- 3 -2 设计课题本章主要讲述铁丝订书机的工作条件，设计内容及参数，传动装置设计以及整体结构布置.2.1 设计铁丝订书机的传动装置在日常生活中，我们经常遇到批量装订问题，如打印店里装订已打印好的纸张、出版社小批量装订图书、实验室装订试验报告册等。如果使用传统方法装订，即使用普通手动铝钉订书机，工作效率太低且耗费人力；如果使用大型的装订机，成本太大，并且很不实用。本次毕业设计的任务就是设计小型印刷厂使用的单头铁丝订书机的传动系统结构。至于铁丝订书机的工作部分比较复杂，所以暂不予考虑设计。针对铁丝订书机的传动部分，有多种工作方式。如齿轮传动、链传动、V 带传动等等。设计之初综合考虑，至少经过两次减速装置才能达到要求的传动比，因此得到几种传动方案，例如：两级齿轮传动、两级 V 带传动、两级链传动、一级齿轮传动加一级 V 带传、一级齿轮传动加一级链传动、一级 V 带传动加一级链传动。有了这么多传动方案，进行初步的分析比较。齿轮传动是机械传动中重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递功率可达数十万千瓦，圆周速度可达 200m/s。齿轮传动的主要特点有：1）效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。如一级圆柱齿轮传动的效率可达 99%。这对大功率传动十分重要，因为即使效率只提高 1%，也有很大的经济意义。2）结构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。3）工作可靠、寿命长 设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其他机械传动所不能比拟的。这对车辆及在矿井内工作的机器尤为重要。4）传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。齿轮传动获得广泛应用，也就是由于具有这一特点。但是齿轮传动的制造安装精度要求高，价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。带传动是一种挠性传动。带传动的基本组成零件是（主动带轮和从动带轮）和传动带。当主动带轮转动时，利用带轮和传动带间的摩擦或啮合作用，将运动和动力通过传动带 2 传递给从动带轮。带传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，在近代机械中应用广泛。链传动是一种挠性传动，它由链条和链轮（小链轮和大链轮）组成。通过链轮济南大学毕业设计- 4 -轮齿与链条链节的啮合来传递运动和动力。链传动在机械制造中应用广泛。与摩擦型的带传动相比，连传动无弹性滑动和整体打滑现象，因此能保持准确的平均传动比，传动效率较高；又因链条不需要像带那样张得很紧，所以作用于轴上的径向压力较小；链条用金属材料制造，在同样的使用条件下，链传动的整体尺寸较小，结构较为紧凑；同时，链传动能在高温和潮湿的环境下工作。与齿轮传动相比，链传动的制造与安装精度要求较低，成本也低。在远距离传动时，其结构比齿轮传动轻便得多。链传动的主要缺点是：只能实现平行轴的同向传动；运转时不能保持恒定的瞬时传动比；磨损后易发生跳齿；工作时有噪声；不宜用在载荷变化很大、高速和急速反向的传动中。链传动主要用在要求工作可靠，两轴相距较远，低速重载，工作环境恶劣，以及其他不宜采用齿轮传动的场合 。1综合考虑最终选择最佳的传动系统方案：电动机作为动力系统，经过第一级 V 带传动减速，再通过第二级滚子链传动减速，得到不同的转速，从而使装订速度不同。针对铁丝订书机工作情况等，综合考虑要求传动比在一定范围内即可。2.2 设计内容及参数小型印刷厂单头铁丝订书机的总体设计：该机设有校车调整装置，具有平订或骑马订功能，适用于装订各类书刊、杂志、簿本、及皮革泡塑硬纸板等。主要设计内容有：设计铁丝订书机的传动系统，主要分为 V 带传动和链传动，并且具有平订和骑马订的功能.主要技术参数:表 2-1装订厚度 0.2-25mm装订速度 130-200 次/ 分电机功率 380V 0.55kW机器重量 200Kg外形尺寸 920*710*1420mm2.3 工作条件本次设计的单头铁丝订书机主要用于小型印刷厂，从事纸张、图书、手册、杂济南大学毕业设计- 5 -志的装订工作。这样的场合比较通风，周围的环境比较干燥，铁丝订书机的工作量不是很繁重，并且载荷变化较小，传动平稳。2.4 总体结构图总体结构图分为三部分，第一部分是电动机通过 V 带传动将动力传到高速轴，第二部分是通过链传动将动力传给低速轴，第三部分是工作台。图 2.1 总体结构构图济南大学毕业设计- 6 -3 总体设计本章主要讲述订书机电动机的选型，总体传动比的计算以及分配传动比，传动装置的运动和动力参数。3.1 电动机的选择根据所给的技术参数选择合适的电动机，电动机的额定电压是 380V，额定功率是 0.55kW，由此选择的是 Y 系列三相异步电动机。下面是电动机的技术参数：表 3-1堵转转矩 最大转矩电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min) 额定转矩 额定转矩质量/Kg同步转速 1500r/min,4 极Y801-4 0.55 1390 2.4 2.3 173.2 计算总传动比以及分配各级传动比根据给定的技术参数装订的速度是 130-200 次/分钟，因此铁丝订书机的转速是130200r/min。电动机的计算转速应是它的满载转速 1390r/min。传动装置的总传动比要求应为：(3.1)wmni所以铁丝订书机的总传动比范围是： 13092i即 7.5.6在已知总传动比要求时，如何合理的分配各级的传动比，要考虑一些几点：1)各级传动机构的传动比应尽量在推荐范围内选取（参见机械设计课程设计手册表 1-8 或表 13-2） 。2）应使传动装置结构尺寸较小，重量较轻。3）应使各传动件尺寸协调，结构匀称合理，避免干涉碰撞。传动装置的实际传动比要由选定的齿数或标准带轮直径准确计算，因而与要求的传动比可能有误差。一般允许工作机实际转速与要求转速的相对误差为 （35）%济南大学毕业设计- 7 -。2表 3-2传动类型 传动比V 带传动 7链传动 6所以选择第一级 V 带传动的传动比 ，第二级链传动的传动比 。5.20i 41i3.3 计算传动装置的运动和动力参数3.3.1 各轴转速(3.2)1201inim式中， 为电动机满载转速，r/min； 、 分别为 1、2 轴的转速，r/min ；1mn2轴为高速轴，2 轴为低速轴； 、 依次为电动机轴至 1 轴、2 轴间的传动比。0i1所以: min)/(139456i/.201201rinim3.3.2 各轴功率(3.3)120120ddP式中， 为电动机轴输出功率，kW； 、 为 1.、2 轴的输入功率，dPkW； 、 依次为电动机轴与 1 轴，1 轴与 2 轴间的传动效率。012根据机械设计课程设计手册表 1-7 机械传动和摩擦副的效率概略值表 3-3济南大学毕业设计- 8 -种类 效率 V 带传动 0.96链传动 0.96滚动轴承 0.99（一对）所以：)(496782.0.960.5.0)(2796.12120 kWPkWdd 3.3.3 各轴转矩(3.4)12012201iTidd式中， 为电动机轴的输出功率，dTmN(3.5)ddnPT950式中， 、 为轴的输入转矩，1T2 mN所以： )(78.31905.950mNnPTdd )(132.49.06.45.278.3)(6278.31012201 mNiiTdd 各轴的运动和动力参数如下表：表 3-5轴号 转速（r/min） 功率（ ）kW转矩（ ）mN0 1390 0.55 3.7788济南大学毕业设计- 9 -1 556 0.52272 8.97842 139 0.496782 34.132234 传动零件的设计计算本章主要设计铁丝订书机传动部分，分为 V 带传动的设计计算和链传动的设计计算，同时对带轮和链轮进行设计计算。4.1 V 带传动的设计计算4.1.1 已知条件和设计内容设计 V 带传动时的已知条件包括：带传动的工作条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率 P；小带轮转速 大带轮转速 或传动比 。1n2ni1设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带轮的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力、张紧装置等。设计铁丝订书机的第一级普通 V 带传动。已知电动机的功率是 ，满kWP5.0载转速 ，传动比 ，每天工作 8 小时。min/1390rn5.20i4.1.2 设计步骤和方法（1）确定计算功率计算功率 是根据传递的功率 P 和带的工作条件而确定的caP(4.1)KAca式中： -计算功率， kW；caKA-工作情况系数，参见机械设计（第八版）西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著 主编 濮良贵 纪名刚 副主编 陈国定 吴立言（以下略写）表 8-7；P-所需传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功率，kW 。1由表 8-7 查得工作情况系数 KA=1.1，故 )(605.1kWPAca济南大学毕业设计- 10 -（2）选择 V 带的带型根据计算功率 =0.605 和小带轮转速 n1=nd=1390r/min,从机械设计（第八版）caP图 8-11 中选取普通 V 带带型。所以选取 Z 型 V 带。（3）确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v1）初选小带轮的基准直径 dd1根据 V 带的带型，参考机械设计（第八版）表 8-6 和表 8-8 确定小带轮的基准直径 dd1，应使 。min1)(d所以初选小带轮的基准直径 dd1=71mm。2）验算带速 v根据机械设计（第八版）式（8-13）计算带的速度。带速不宜过低或过高，一般应使 v=5 25m/s，最高不超过 30m/s。(4.2)/(1648.506397106smndv因为 5m/sv30m/s，所以带速合适。3）计算大带轮的基准直径由 计算，并根据机械设计（第八版）表 8-8 加以圆整。12di(4.3)(5.17.212 mid圆整后得 dd2=180mm。（4）确定 V 带的中心距 a，并选择 V 带的基准长度 Ld1）根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合机械设计（第八版）式（08-20 ）初定中心距 a0。(4.4)5027.1)1807()8(. 2add所以：初定中心距 a0=200mm。2）计算相应的带长 Ld0。由机械设计（第八版）式（ 8-22）计算带所需的基准长度。(4.5)(12.809204)718(17)(2220mLaddadd济南大学毕业设计- 11 -由机械设计（第八版）表 8-2 选带的基准长度 Ld=800mm。3）计算中心距 a 及其变化范围。由机械设计（第八版）式（8-23）传动的实际中心距近似为(4.6)(19521.8090maLd考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要常给出中心局的变动范围，按机械设计（第八版）式（8-24）(4.7)(18305.9miniaLd(4.8)(29.maxd（5）验算小带轮上的包角 1由式（8-7 ）可知，小带轮上的包角 1 大于大带轮上的包角 2。又由式（8-6）可知，小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使(4.9)90148153.7)(.121ad（6）确定带的根数 z(4.10)LArcaKP)(0为了使各根 V 带受力均匀，带的根数不宜过多，一般应少于 10 根。否则，应选择横截面积较大的带型，以减少带的根数。1）计算单根 V 带的额定功率 Pr。由 dd1=71mm 和 n1=1390r/min，查表 8-4a 得 P0=0.31kW。根据 n1=1390r/min，i=2.5 和 Z 型带，查表 8-4b 得P 0=0.03kW。查表 8-5 得 Ka=0.915，查表 8-2 得 KL=1.00，于是济南大学毕业设计- 12 -(4.11)(31.00.195.0kWPKr Lr2）计算 V 带的根数 z。(4.12)947.31.065rca所以取 2 根 V 带。（7）确定带的初拉力 F0由式（8-6 ） ，并计入离心力和包角的影响，查表 8-3 得 q=0.06Kg/m，可得单根V 带所需的最小初拉力为(4.13)(49)( 1648.501648.52.0)5.()(min0 2i 2min0NFqvzKPca对于新安装的 V 带，初拉力应为 1.5（F 0） min；对于运转后的 V 带，初拉力应为 1.3（F 0） min。安装时应保证初拉力 F0 大于上述数值，但也不应过大。（8）计算带传动的压轴力 p为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力 pF(4.14)(182148sin920NFzpp4.2 V 带轮的设计4.2.1 V 带轮的设计内容根据带轮的基准直径和带轮的转速等已知条件，确定带轮的材料，结构形式，轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求 。14.2.2 带轮的材料常用用的带轮材料为 HT150 或 HT200。转速较高时可以采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。小功率时可采用铸铝或塑料。济南大学毕业设计- 13 -综合考虑后，大小带轮均采用的材料是 HT150。4.2.3 带轮的结构形式V 带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。根据轮辐结构的不同， V 带轮可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。V 带轮的结构形式于基准直径有关。当带轮基准直径为 （d 为安装带轮的州的直径，mm） ，可采用实心式；当d5.2时，可采用腹板式；当 ，同时 时，可采用md30 md30mdD101孔板式；当 时，可采用轮辐式 。d01小带轮轴 ,大带轮轴 。综合考虑后，小带轮采用实心式，19d482大带轮采用腹板式。4.2.4 V 带轮的轮槽V 带轮的轮槽于所选用的 V 带的型号相适应，见机械设计表 8-10。V 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使 V 带工作面的夹角发生变化。为了使 V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将 V 带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40 。V 带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圆，也不应与轮槽底部接触，为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度 和 。minahinf1表 4-1 轮槽截面尺寸 d槽型 dbminahinfe minf与 对应的 Z 8.5 2.00 7.0 12 0.37 34 4.3 滚子链传动的设计计算4.3.1 已知条件和设计内容设计链传动时的已知条件包括：链传动的工作条件，传动位置与总体尺寸限制，所需传递的功率 P，主动链轮转速 ，从动链轮转速 或传动比 。1n2ni设计内容包括：确定链条型号、链节数 和排数，链轮齿数 、 以及链轮的pL1z2济南大学毕业设计- 14 -结构、材料和几何尺寸，链传动的中心距 、压轴力 、润滑方式和张紧装置 。apF1已知主动链轮转速 ，传动比 ，载荷平稳，中心线水平布置。min/561rn4i4.3.2 设计步骤和方法（1）选择链轮齿数取小链轮齿数 ，大链轮的齿数 。19z 761942iz（2）确定计算功率根据机械设计（第八版）表 9-6 查得 ，由图 9-13 查得 ，选择0.AK52.1zK单排链，则计算功率为(4.15)(7.09.65.210. kWPKzAca （3）选择链条型号和节距根据 以及 ，查图 9-11 可选 08A-1,。查表 9-1，链条kWPca7.0min/561rn节距 。m12（4）计算链节数和中心距初选中心距 (4.16)(63581(7.2503p)0( ma）（取中心距 ，相应的链长节数为50(4.17)83.16507.129762975020 21210ppLapzza取链长节数 节。p查表 9-7 得到中心距修正系数 ，则链传动的最大中心距为24693.1f(4.18)(4897617.0mazLp（5）计算链速 v，确定润滑方式(4.19)(24.10675106smpzn济南大学毕业设计- 15 -由 和链号 08A-1，查图 9-14 可知采用滴油润滑。smv24.（6）计算压轴力 pF有效圆周力为：(4.20)(0537.24.2960510 NvPe 链轮垂直布置时的压轴力系数 ，则压轴力为FpK(4.21)(6.0537.P4.4 滚子链链轮的设计链轮由轮齿、轮缘、轮辐和轮毂组成。链轮设计住户要是确定其结构和尺寸，选择材料和热处理方法 。14.4.1 链轮的材料链轮轮齿要有足够的耐磨性和强度。由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮多，所受的冲击也较大，故小链轮应采用较好的材料制造。结合机械设计表 9-5，并且链轮无剧烈振动和冲击，所以选择大小链轮均用 40钢。经过淬火、回火等热处理加工。4.4.2 链轮的结构小直径的链轮可制成整体式；中等尺寸的链轮可制成孔板式；大直径的链轮，常可将齿圈用螺栓连接或焊接在轮毂上。所以小链轮设计成整体式，大链轮设计成孔板式。4.4.3 链轮的基本参数和主要尺寸链轮基本参数是配用链条的节距 p，套筒的最大外径 ，排距 和齿数 z。链1dtp轮的主要尺寸和计算公式见机械设计表 9-3 和表 9-4。根据公式计算得出大小链轮的相关尺寸和基本参数如下表：表 4-2 小链轮的主要尺寸名称 符号 数值（mm）链轮轴径 kd40分度圆直径 77.16齿顶圆直径 a 84齿根圆直径 f 69.24济南大学毕业设计- 16 -齿高 ah4确定的最大轴凸缘直径 gd63表 4-3 大链轮的主要尺寸名称 符号 数值（mm）链轮轴径 kd40分度圆直径 230.54齿顶圆直径 a 241齿根圆直径 f 222.62齿高 ah4确定的最大轴凸缘直径 gd217表 4-4 滚子链链轮轴想吃廓尺寸名称 符号 数值（mm）齿宽 单排 1fb7.3005齿侧倒角 公 称a 1.651齿侧半径 公 称xr12.7齿全宽 fnb7.3005济南大学毕业设计- 17 -5 轴的设计与校核本章主要内容包括两部分，一是高速轴的结构设计、计算及校核，二是低速轴的结构设计及计算。5.1 高速轴的设计计算5.1.1 求轴上的功率 P1、转速 n1 和转矩 T1。若取带轮传动的效率是 0.96，滚动轴承的效率是 0.99。则：(5.1)(527.09.605.011 kWd (5.2)min(.2301rinm(5.3)(4.89756.9511 NnPT5.1.2 求作用在带轮上的力因已知高速级大带轮的分度圆直径为 d2=180mm最小初拉力 取 NF49min0)(5.7349.15.min00 NF压轴力 =188NP圆周力 =73.5N0t径向力 =188NPrF5.1.3 初步确定轴的材料和最小直径先按机械设计式（15-2）初步估计轴的最小直径。选取轴的材料是 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 A0=112，于是得：济南大学毕业设计- 18 -(5.4)(6.10527.1330min mPAd此轴的最小直径显然是安装小链轮处的直径 d1-2，为了使所选的轴直径 d1-2 与小链轮的孔径相适应，故需同时选取小链轮的直径。综合考虑得：安装小链轮处轴的直径 d1-2=40mm，安装大带轮处轴的直径 d4-5=48mm。5.1.4 轴的结构设计（1）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。1）为了满足小链轮的定位要求，1-2 段轴右端需制出轴肩，定位轴肩的高度 h一般取为 ，故取 d2-3=45mm；轴端用轴端挡圈定位，按轴端直径取h1.07.挡圈直径 D=50mm，小链轮与轮轴配合的轮毂长度（即小链轮的排距 Pt）L1=Pt=14.38mm，为了保证轴端挡圈只压在小链轮上面而不压在轴的端面上，故取1-2 段轴的长度应比 L1 略短一些，取 l1-2=12mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用。所以选择深沟球轴承，参照工作要求并根据 d2-3=45mm。根据机械设计课程设计手册由轴承产品目录中选取滚动轴承 6009，其尺寸为 。在此采用双轴承并支撑，mBD16754同时安放在轴 2-3 段。在轴承右端采用轴肩定位，由手册中 6009 型深沟球轴承的定位轴肩高度 h=3mm，因此 d3-4=51mm。定位轴肩的宽度 。mhb4.715.4.3）取安装大带轮处的轴段 d4-5=48mm，大带轮的左端与轴承之间采用轴肩定位。已知大带轮的轮毂长度是 78mm，为了使轴肩可靠地定位大带轮，故此轴段应略短于轮毂宽度，所以取 l4-5=74mm。4）根据轴承端盖的设计资料以及装拆和便于轴承加润滑脂的要求，取轴承端盖的外端面与小链轮右端面间的距离 l=33.4mm，轴承端盖的厚度为 26.6mm。所以轴段 d2-3=33.4+26.6+16+16=92mm。5）取大带轮距箱体内壁之间的距离 a=18mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距离箱体内壁一段距离 s，取 s=6mm。故取定位轴肩 l3-4=24mm。（2）轴上零件的周向定位带轮、链轮与轴的周向定位均采用平头平键连接。根据机械设计（第八版）表6-1 查得大带轮安装处的平键截面 bh=14mm9mm 键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择大带轮轮毂与轴的配合为 ；小链轮与轴的连接选用平头平键为 12mm8mm10mm，为了保证对中性67nH济南大学毕业设计- 19 -所以配合为 。滚动轴承与轴的周向定位由过度配合来保证，此处选轴的直径尺67nH寸公差为 m6。（3）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴两端倒角为 ，2 截面处的圆角为 ，其余圆角为 。452R1R图 5.1 轴的结构图5.1.5 求轴上载荷首先根据轴的结构图 5.1 作出轴的受力简图 5.2。在确定轴承的支点位置是时，应从机械设计课程设计手册中查取 B 值。对于 6009 型深沟球轴承，B=16mm。济南大学毕业设计- 20 -1rF1t 389038106NHFNVF 2rF2t1 2A B 3 4 C 5图 5.2 总体受力图根据上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果作出水平面上的弯矩图 MH 图 5.3 和垂直面上的弯矩图 MV 图 5.4。然后按下式计算总弯矩并作出 M 图 5.5。 1tFNHF2tFHM济南大学毕业设计- 21 -图 5.3 水平弯矩图1rF2rFNVFVM图 5.4 垂直弯矩图(5.5)2VHMM图 5.5 总弯矩图作出扭矩图 T 图 5.6。济南大学毕业设计- 22 -T图 5.6 扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 B 是轴的危险截面。现将计算出的截面 B 处的 、 及 的值列于下表：HMV表 5-1载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F =325.5537NNF=452.6564NNF弯矩 M =29999.6898Nmm =43542.65893NmmM总弯矩 =52876.6918NmmM扭矩 T Nmm310679.8T5.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 B)的强度.根据机械设计式(15-5)及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环应力,取 ,轴的计算应力6.0(5.6) )(8269.5451.0)10679.8(69.52873322 MPaWTMca 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理。又机械设计表 5-1 查得 ，01因此 ，故安全。1ca5.1.7 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面 1，A，2，B，3，4，C，5 都受到扭矩的作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以1，A，B ，3，4，C ，5 截面都不需要校核了。从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，只需要校核 2 截面左右两侧即可。济南大学毕业设计- 23 -（2）截面 2 左侧抗弯截面系数(5.7)(6401.0. 333 mdW抗扭截面系数(5.8)(2842. 333T截面 2 左侧的弯矩(5.9)(749.6389061.587mNM截面 2 左侧的弯曲应力(5.10)(567.640.2MPaWb截面 2 左侧的扭矩 )(19.83mNT截面 2 左侧的扭转切应力(5.11)(60.128067.3MPaWT轴的材料是 45 钢，调质处理。由机械设计表 15-1 查得 ，aB640， 。MPa2751Pa15截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计附表 3-2 查取。因 ， ，经插值后可查得0.4dr2.4dD，8.145.又由机械设计附图 3-1 可得轴的材料敏感系数为，2.0q.故有应力集中系数按式（机械设计附表 3-4）为(5.12)3825.14.85.01176qk又由机械设计附图 3-2 的尺寸系数 ，由机械设计附图 3-3 的扭转尺寸系数76。86.0济南大学毕业设计- 24 -轴按磨削加工，由机械设计附图 3-4 得表面质量系数为 92.0轴未经表面强化处理，即 ，按机械设计式（ 3-12）及式（3-12a）得综合系数1q为 (5.13)6945.12.086.35132.7.kK又由机械设计3-1 及3-2 得碳钢的特性系数，取.0.，取15. 05于是，计算安全系数 值，按机械设计式（15-6）（15-8）则得caS(5.14)5.138.917.06.247.024.5.95.16.1.086.432.7221 SSSKcama故可知其安全。（3）截面 2 右侧抗弯截面系数(5.15)(5.912451.0. 333 mdW抗扭截面系数(5.16)(82. 333T截面 2 右侧的弯矩(5.17)(749.62389061.587mNM截面 2 右侧的弯曲应力(5.18)(87.5.912746MPaWb截面 2 右侧的扭矩济南大学毕业设计- 25 -)(10679.83mNT截面 2 右侧的扭转切应力(5.19)(427.1825.3MPaWT过盈配合处的 ，由机械设计附表 3-8 用插值法求出，并取 ，于是得k k8.016.3k(5.20)53.2.80.轴按磨削加工，由机械设计附图 3-4 得表面质量系数为 9.故得综合系数为(5.21)62.19.053.215.3.6.kK所以轴在截面 2 右侧的安全系数为(5.22)5.17.29.875.129.80.4.0.46.1575.1.89.32721 SSSKScama故该轴的 2 截面右侧的强度也是足够的。5.2 低速轴的设计计算5.2.1 求轴上的功率 P2、转速 n2 和转矩 T2。若取链轮传动的效率是 0.96，滚动轴承的效率是 0.99。则：济南大学毕业设计- 26 -(5.22)min)/(13945612rin(5.23)(496782.0.0.01212 kWPd )13.965783012 mNiTi (5.24)5.2.2 求作用在大链轮上的力因已知低速级大链轮的分度圆直径为 d=230.5412mm有效圆周力为 NFte0537.2径向力 pr64.5.2.3 初步确定轴的材料和最小直径先按机械设计式（15-2）初步估计轴的最小直径。选取轴的材料是 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 A0=112，于是得：(5.25)(12.739468.0123min mPd到目前为止，此轴的最小直径显然是安装大链轮处的直径，综合考虑得：安装大链轮处轴的直径 d1-2=40mm。5.2.4 轴的结构设计（1）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。1）为了满足大链轮的定位要求，1-2 段轴右端需制出轴肩，定位轴肩的高度 h一般取为 ，故取 d2-3=45mm；轴端用轴端挡圈定位，按轴端直径取h1.07.挡圈直径 D=50mm，大链轮与轮轴配合的轮毂长度（即大链轮的排距 Pt）L1=Pt=14.38mm，为了保证轴端挡圈只压在小链轮上面而不压在轴的端面上，故取1-2 段轴的长度应比 L1 略短一些，取 l1-2=12mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用。所以选择深沟球轴承，参照工作要求并根据 d2-3=45mm。根据机械设计课程设计手册由轴承产品目录中选取滚动轴承 6009，其尺寸为 。在轴承右端采用轴肩定mBD16754位，由手册中 6009 型深沟球轴承的定位轴肩高度 h=3mm，因此 d3-4=51mm。定位济南大学毕业设计- 27 -轴肩的宽度 。综合考虑取 。mhb4.715.4.1 ml3044）根据轴承端盖的设计资料以及装拆和便于轴承加润滑脂的要求，取轴承端盖的外端面与大链轮右端面间的距离 l=33.4mm，轴承端盖的厚度为 26.6mm。所以轴段 d2-3=33.4+26.6+16=76mm。（2）轴上零件的周向定位链轮与轴的周向定位均采用平头平键连接。根据机械设计（第八版）表 6-1 查得大链轮与轴的连接选用平头平键为 12mm8mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，为了保证对中性所以配合为 。滚动轴承与轴的周向定位由过度配合来保证，此67nH处选轴的直径尺寸公差为 m6。（3）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴两端倒角为 ，2 截面处的圆角为 ，其余圆角为 。452R1R图 5.7 低速轴结构图6 滚动轴承的选择与校核6.1 高速轴滚动轴承的选择根据高速轴受到的载荷以及转速等要求，选用深沟球轴承。根据安装轴承处直径的大小从而确定轴承的型号，选用深沟球轴承 6009，标记为滚动轴承 6009 GB/T 276-1994。基本参数及尺寸如下表：表 7-1基本尺寸/mm 安装尺寸/mm基本额定动载荷 Cr基本额定静载荷 C0r极限转速/（r/min）轴承代号d D B sradDasr/kN脂润 油润济南大学毕业设计- 28 -min min max min 滑 滑6009 45 75 16 1 51 69 1 21.0 14.8 8000 100006.2 受力分析根据高速轴设计时得到的参数计算出轴承受到FrHFrV图 7.1 受力图水平方向上的径向力力 325.5537NrHF垂直方向上的径向力上 =452.6564NrV合成后的到滚动轴承受到的当量动载荷为(6.1)(57.64.5237.22 NFPrVrH 6.3 验算轴承的寿命