毕业论文终稿-剪板机传动系统设计（送全套CAD图纸 资料打包）

买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑XXXXX毕业设计论文剪板机传动系统设计系名专业班级学生姓名学号指导教师姓名指导教师职称年月买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763I目录摘要IIIABSTRACTIV第一章绪论1第二章总体设计221设计要求222方案设计2221方案对比2222方案确定4第三章总体参数计算531电动机的选择5311电动机类型选择5312电动机功率的确定5313电动机转速的确定632传动比的分配633运动和动力参数计算6331各轴的转速6332各轴的输入功率6333各轴的输入转矩7第四章各级齿轮传动的设计与校核841第一级齿轮传动8411齿轮的类型8412尺面接触强度较合8413按轮齿弯曲强度设计计算9414几何尺寸计算10415验算1142第二级齿轮传动设计12421齿轮的类型12422尺面接触强度较合13423按轮齿弯曲强度设计计算14424几何尺寸计算15425验算1643开式齿轮传动的设计17431选精度等级、材料和齿数17432按齿面接触疲劳强度设计17买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763II433按齿根弯曲强度设计19434几何尺寸计算20第五章轴及其轴上零件的设计与校核2251轴12252轴22453轴3、轴42654曲轴27541曲轴主要尺寸的确定27542曲轴材料选择及毛坯制造28543曲轴的平衡29544曲轴疲劳强度校核3155轴承及键的校核3656联轴器的选用37561电机轴与轴1上联轴器的选用37562轴3与轴4上联轴器的选用37第六章箱体及附件的设计3861箱体的设计38611箱体的结构设计38612油面位置及箱座高度的确定38613箱体结构的工艺性38614附件的结构设计3962润滑与密封40621轴承润滑40622齿轮润滑40623密封类型的选择40总结41参考文献42致谢43买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763III摘要铡刀式剪板机安装在剪切线上，用于剪切冷状态下的钢板。剪切钢板的前后端，剪出钢板试样及有缺陷的部分以及钢板的最后成品尺寸。本文主要正对剪板机传动系统进行设计，本次采用的传动系统为电动机通过三级齿轮传动减速驱动曲柄滑块机构做往复的直线运动来对钢板进行切削。本文首先，通过对剪板机结构及原理进行分析，在此分析基础上提出了剪板机传动系统的总体结构；接着，对主要技术参数进行了计算选择；然后，对各主要零部件进行了设计与校核；最后，通过AUTOCAD制图软件绘制了剪板机传动系统装配图及主要零部件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用AUTOCAD制图软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键词剪板机，传动系统，齿轮，轴买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763IVABSTRACTGUILLOTINESHEARSMOUNTEDSHEARLINEFORSTEELPLATESHEARCOLDSTATEFRONTANDREARENDSOFTHESHEARPLATE,CUTTHESIZEOFTHEFINALPRODUCTANDTHESTEELSAMPLESDEFECTIVEPARTANDSTEELSHEETTHISARTICLEISONTHECUTTINGDRIVESYSTEMDESIGN,THISDRIVESYSTEMUSEDINTHEMOTORBYTHREEGEARREDUCTIONDRIVESLIDERCRANKMECHANISMRECIPROCATINGLINEARMOTIONTOCUTSTEELSHEETFIRSTLY,BYMAKINGTHESTRUCTUREANDPRINCIPLESOFCUTTINGANALYSIS,THISANALYSISPRESENTSTHEOVERALLSTRUCTUREOFTHETRANSMISSIONSYSTEMONTHEBASISOFCUTTINGNEXT,THEMAINTECHNICALPARAMETERSWERECALCULATEDSELECTIONTHEN,FOREACHOFTHEMAINCOMPONENTSWEREDESIGNANDVERIFICATIONANDFINALLY,THROUGHTHEAUTOCADDRAWINGSOFTWARETODRAWTHECUTTINGTRANSMISSIONASSEMBLYDRAWINGANDMAJORCOMPONENTSFIGTHROUGHTHISDESIGN,THECONSOLIDATIONOFTHEUNIVERSITYISTHEPROFESSIONALKNOWLEDGE,SUCHASMECHANICALPRINCIPLES,MECHANICALDESIGN,MECHANICSOFMATERIALS,TOLERANCESANDINTERCHANGEABILITYTHEORY,MECHANICALDRAWINGANDTHELIKEMASTEREDTHEDESIGNOFGENERALMACHINERYPRODUCTSANDBEABLETOSKILLFULLYUSEAUTOCADMAPPINGSOFTWAREONTHEFUTUREWORKOFGREATSIGNIFICANCEINLIFEKEYWORDSSHEARS,TRANSMISSION,GEARS,SHAFTS买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763V买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763VI买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763VII买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763VIII买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763IX买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763X买文档就送全套CAD图纸QQ414951605一章绪论在使用金属板材较多的工业部门，都需要根据尺寸要求对板材进行切断加工，所以剪板机就成为各工业部门使用最为广泛的板料剪断设备。剪板机目前主要有以下几种（1）平刃剪板机剪切质量较好，扭曲变形小，但剪切力大，耗能大。机械传动的较多，该剪板机上下两刃彼此平行，常用于轧钢厂热剪切初扎方坯和板坯。（2）斜刃剪板机分闸式剪板机和摆式剪板机，剪切质量较前者差，有扭曲变形，但力能消耗较前者小，适用于中大型剪板机。（3）多用途剪板机板料折弯剪板机，即在同一台机器上可完成两种工艺，假期下部进行板料剪切，上部进行折弯，也有的机器前部进行剪切，后部进行板料折弯。（4）专用剪板机气动剪板机大多用在剪切线上速度快，剪切次数高。（5）数控剪板机直接对后挡料器进行位置编程，可进行位置校正，具有多工步编程功能，可实现多步自动运行，完成多工步零件一次性加工，提高生产效率1。对称传动剪板机是一种典型的对称传动的机械，主要用于剪裁各种尺寸金属板材的直线边缘。该设备应用广泛，具有结构简单，维修方便，经济实用的优点。本机器的工作原理动力源电动机通过传动系统传动（三级齿轮传动）减速驱动执行机构曲柄滑块机构，该机构将电动机的旋转运动转化为往复的直线运动，在此过程中，由切刀（固定在滑块上）来进行对板料的切削。买文档就送全套CAD图纸QQ414951605二章总体设计21设计要求设计一剪板机传动系统，其技术参数如下板材长度600012000MM板材宽度10002500MM板材厚度630MM板材强度极限60N/MM2板材延伸率17上刀刃倾角230上下刀刃间的侧间间隙1MM刀刃磨钝系数12曲轴半径105MM剪刀开口210MM剪刀长度2500MM每分钟剪切次数620次/MIN22方案设计剪板机主要是通过滑块上刀片的往复直线运动来实现切断功能，能实现这个目的主要由液压传动和机械传动两种。剪板机主要是通过滑块上刀片的往复直线运动来实现切断功能，能实现这个目的主要由液压传动和机械传动两种。221方案对比（1）方案一液压传动方案剪板机液压传动系统原理图如图21所示，其原理手动换向阀6推向左位（即左位接入系统），此时活塞在压力油的作用下向下运动，对板料进行剪切加工，当加工完成后，将阀6手柄推向右位（即右位接入系统），活塞向上运动，即刀片上抬，到了一定位置，将阀6手柄推入中位，这样活塞就停留在此位置不动。然后剪切第二次时，重复上述操作。手动换向阀6也可改为电气控制的换向阀，从而实现自动连续剪切，提高效率。买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976331油箱2粗过滤器3液压泵4溢流阀5调速阀6手动三位四通换向阀7液压缸8滑块图21液压传动系统原理图液压剪板机采用液压传动，使机器工作时平稳，噪声小，安全可靠，可以进行单次连续剪切，剪板厚度也较机械传动的厚，但是液压系统是利用液体作为中间介质来传递动力的，剪切力大时，油压也相应的高，对液压元件的精度、强度要求也高，制造成本也相应的较高，而且液压系统不可避免的存在，泄露问题，会造成污染，油温的变化会引起油液粘度变化，影响液压传动工作的平稳性，所以适应环境能力小2。另外，液压剪板机的维修也不方便，需要掌握一定的专业知识，因此此次设计不选用此方案。（2）方案二机械传动方案（A）凸轮机构方案图22凸轮机构原理图凸轮机构的工作原理如图22所示主轴的转动带动凸轮传动，凸轮升程时推动滑块（即刀片）作剪切动作。回程时，滑块在弹簧的作用下上升到开始位置，准备下一个动作循环。凸轮机构的优点是可以根据从动件的运动规律来选择机构的尺寸和确定凸轮轮廓线。缺点是凸轮机构一般用于控制机构而不是用于执行机构，因为其工作压力不能太大，否则会严重磨损凸轮的轮廓及推杆，导致该机构不能实现预期的动作要求，不能保证机器的稳定性，因此该方案不予采用。买文档就送全套CAD图纸QQ414951605B）曲柄滑块机构方案曲柄滑块机构的工作原理如图23所示通过主轴转动带动曲柄转动，曲柄通过连杆使滑块作上下往复运动，实现剪切动作。图23曲柄滑块机构原理图该机构具有结构简单、加工容易、维修方便、经济实用的优点，故采用此方案即曲柄滑块机构作为执行机构比较合适3。222方案确定综合考虑，本次剪板机设计的总体方案为电动机经过三级齿轮减速驱动主轴上的曲柄滑块机构，使滑块作往复运动，进行剪切动作，设计传动系统图如图24所示。买文档就送全套CAD图纸QQ41495160524传动系统简图第三章总体参数计算31电动机的选择311电动机类型选择本次设计所选用的电动机的类型和机构形式应根据电源种类、工作条件、载荷大小和性质变化、启动性能、制动、正反转的频率程度等条件来选择。电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源,因此,无特殊要求时,均应采用三相交流电动机。其中异步电动机是交流电动机的一种,它是把电能转化为机械能的一种动力机械,一般以三相异步交流电动机应用最广泛。JR系列电动机为封闭式三相异步电动机,能防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电机内部，效率高，耗能少，性能好，噪音低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。不仅使用于水泵、鼓风机、金属切削机床及运输机械,更使用于灰尘较多、水土飞溅的地方,如碾米机,磨粉机,脱壳机及其它农业机械,矿山机械等。根据工作环境和要求,选用JR系列电动机4。312电动机功率的确定电动机的容量选择的是否合适,对电动机的正常工作和经济性都有影响。容量选的过小,不能保证工作机的正常的工作或使电动机因过载而过早的损坏而容量选的过大,则电动机的价格较高,能力又不能充分利用,而且由于电动机经常不满载运行,其效率和功率因数都较低,增加电能消耗而造成能源的浪费。该剪板机的剪切力根据诺沙里公式5（31）P10601G062BXX2XBYTZTH式中剪切力被剪板料强度极限，实际中的板料640N/MM2BB被剪板料延伸率，17XX被剪板料厚度,HMH30上刀刃倾斜230被剪部分弯曲力系数，095ZZ前刃侧向间隙相对值，0083YY压具影响系数X77X买文档就送全套CAD图纸QQ414951605已知数据代入式（31）170836417062591G253074602TGTP3170KN根据表822，Q11型剪板机技术参数1，类比样机，选取电动机的功率为130KW。313电动机转速的确定已知每分钟剪切次数37次/MIN，即曲轴转速为37R/MINWN由于传动由齿轮组成的。按推荐的传动副传动比较合理的范围，取单级圆柱齿轮传动比26，则总传动比合理范围为8216,则电动机转速可选范围为IAI16160241512R/MINDAWNWN查表191Y系列三相异步电动机的技术数据6,选取JR1256型电动机比较合适,其技术参数如下其额定功率为130KW，级数为6，满载转速980R/MIN。32传动比的分配通过对302500MM剪板机调查，其各级齿轮传动比为4675,38,40721III则，总的传动比为32321I33运动和动力参数计算331各轴的转速1轴MIN/9801RNM2轴I/6427312RI3轴IN/852IN4轴MI/43R买文档就送全套CAD图纸QQ414951605轴MIN/621547835RIN332各轴的输入功率1轴KWP7128901012轴633223轴K1634轴WP579802718234曲轴K45345333各轴的输入转矩电机轴MNNPT84126980359001轴7575112轴MNNPT64103628795090223轴215334轴MNNPT1637485909044曲轴9215整理列表轴名功率KWP/转矩MNT/转速IN/R传动比电机轴1301266849801轴128712541798012轴1236410367287643407买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976383轴11871132749585433684轴576374128541曲轴5475334739115625467第四章各级齿轮传动的设计与校核41第一级齿轮传动411齿轮的类型1）依照设计要求，本设计高速级选用人字形圆柱齿轮传动。2）运转速度不高，查机械设计基础表112，选用8级精度。3）材料选择材料选择选择小齿轮材料为40CR（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。（1）由表63查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE查机械设计基础表115，取，。5SF0H查表114，取区域系数。2ZH（2）由图614按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPA601LIM大齿轮的接触疲劳强度极限H52LI（3）由式611计算应力循环次数91107683019860HJLNN2547（4）由图616查得接触疲劳强度寿命系数901NZ9802NZ（5）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S10，由式1012得MPASHN57069501LIM1ZH3982LI2买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976394）螺旋角820,初选155）齿数初选小齿轮齿数；201Z大齿轮齿数681768432，圆整取412尺面接触强度较合32HED11ZUKT（1）取载荷K（2）两支承相对小齿轮非对称分布，故取80D（3），89EZ52HZ93COSM631598213407017413D21（4）计算模数NMMZDN0216205COS61COS1（5）BD8380（6）计算齿轮圆周速度SNDV/981506314061413按轮齿弯曲强度设计计算因为所选材料硬小于350HBS,所以为软齿面。1）法向模数321COSFSDNYZKTM2）查机械设计基础表113，得载荷系数K133）查机械设计基础表116，得齿宽系数80D由图615查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限382由图616查得弯曲疲劳寿命系数91NZ9602N计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S13，由式1013得买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976310MPASZFENF85310921FEF626224）小齿轮上的转矩MNT175415）齿形系数912COS0331ZV2135CS843322VZ查机械设计基础图118得，71FY52FY查机械设计基础图119得，S81S因为0127853721FSY和比较396202FS大齿轮的数值较大。6）法向模数321COSFSDNYZKTMMMN3610790851725432对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取，圆整后就近取标准模数已可满足弯曲强度。但为了同时满61N1NM足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，D632于是有，圆整取69215COS63COS1NTMDZ271Z则，圆整取940722Z414几何尺寸计算买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763111）中心距MMZAN197315COS297COS21圆整为740MM。2）确定螺旋角231574029ARCOS2ARCOS1ZN3）确定齿轮的分度圆直径MMZDNN21435COS9287214）齿轮宽度圆整为270MMBD68801圆整后取；。B27B27516）齿轮尺寸表将几何尺寸汇于表序号名称符号计算公式及参数选择1法相模数NMM122螺旋角353分度圆直径12,D4,84齿顶高AHM125齿根高F56全齿高H277顶隙CM38齿顶圆直径12,AD168,599齿根圆直径F24,010中心距740MM买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976312415验算（1）齿面接触强度MPAPAUBDKTHHEHZ570726407318352174131COS819221可知是安全的MPAPAUBDKTHEHZ53932440731214706321COS819222校核安全。（2）齿面弯曲强度PAYMBDKTSFNTF358175712183527004311MYSAFF2007112校核安全42第二级齿轮传动设计421齿轮的类型1）依照设计要求，本设计中间级选用斜齿圆柱齿轮传动。2）搓丝机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计基础表112，选用8级精度。3）材料选择材料选择选择小齿轮材料为45（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。（1）由表63查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE查机械设计基础表115，取，。5SF0H查表114，取区域系数。2ZH（2）由图614按齿面硬度查得买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976313小齿轮的接触疲劳强度极限MPAH601LIM大齿轮的接触疲劳强度极限52LI（3）由式611计算应力循环次数81102983016428706HJLNN239（4）由图616查得接触疲劳强度寿命系数801NZ021NZ（5）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S125，由式1012得MPASHN5860981LIM1ZH12LI24）螺旋角820,初选155）齿数初选小齿轮齿数；01Z大齿轮齿数68,37682圆整取422尺面接触强度较合32HED11ZUKT（1）取载荷3K（2）两支承相对小齿轮非对称分布，故取80D（3），819EZ52HZ93COSM239156123681016743D3212、计算模数NM91820COS9COS1ZDN买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763143、MDB963128014、计算齿轮圆周速度SMNDV/895106427340423按轮齿弯曲强度设计计算因为所选材料硬小于350HBS,所以为软齿面。1）法向模数321COSFSDNYZKTM2）查机械设计基础表113，得载荷系数K133）查机械设计基础表116，得齿宽系数80D由图615查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限382由图616查得弯曲疲劳寿命系数9601NZ012N计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S13，由式1012得MPASFENF2369151ZFEF180224）小齿轮上的转矩MNT6741035）齿形系数9125COS331ZV75COS643322VZ查机械设计基础图118得，721FY24FY查机械设计基础图119得，5S761S因为0172369571FSY买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976315和比较01349297642FSY大齿轮的数值较大。6）法向模数321COSFSDNYZKTMMN61803490856741232对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,取,圆整取标准模数已可满足弯曲强度但为了同时满足接触M618M疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数,于是D2391由，取19805COS2391COS1NTDZ则取649638192Z424几何尺寸计算1）中心距MMZAN28591COS20649COS21圆整为860MM。2）确定螺旋角185860249ARCOS2ARCOS1ZN3）确定齿轮的分度圆直径MMZDNN261385COS064749214）齿轮宽度圆整为315MMBD94791圆整后取；。B352B32015）齿轮尺寸表将几何尺寸汇于表序号名称符号计算公式及参数选择买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763161法相模数NMM202螺旋角1853分度圆直径12,D63,7494齿顶高AHM205齿根高F56全齿高H47顶隙C8齿顶圆直径12,ADM2613,79齿根圆直径F,410中心距860MM425验算（1）齿面接触强度MPAPAUBDKTHHEHZ58623136817439150621COS8921可知是安全的MPAPAUBDKTHEHZ561324368126135097428COS819222校核安全。（2）齿面弯曲强度PAYMBDKTSFNTF369157120743915631买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976317MPAYSFAF2931057126481712校核安全43开式齿轮传动的设计前述算得，转速，传动比KWP574MNT1263742MIN/4852RN652I431选精度等级、材料和齿数采用7级精度由表61选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数17Z大齿轮齿数取9424652I32Z432按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即32112HEDTTZUTKD1）确定公式各计算数值（1）试选载荷系数6TK（2）计算小齿轮传递的转矩MNT1263742（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数80D（4）由表63查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE（5）由图614按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H601LIM大齿轮的接触疲劳强度极限PA52LI（6）由式611计算应力循环次数买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976318811047830148560HJLNN78297（7）由图616查得接触疲劳强度寿命系数501NZ802NZ（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S1，由式1012得MPASZHN57069501LIM1H3982LI2（9）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值TD1MT3529814675801263742331计算圆周速度VSNDT/51608321061计算齿宽BMDBT8423581计算齿宽与齿高之比B/H模数MZDMTNT720135齿高463/842/3HBNT计算载荷系数K根据，7级精度，查得动载荷系数SMV/51021VK假设，由表查得NBFTA0买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或13041397631901FHK由于载荷中等振动，由表52查得使用系数25A由表查得31HK查得28F故载荷系数658130215HVAK（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得MDTT/3/31（11）计算模数ZM97201/56/1433按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为321FSDNYZKT（1）确定公式内的计算数值由图615查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限382由图616查得弯曲疲劳寿命系数901NZ2N计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S13，得MPASZFENF234615091FEF7822计算载荷系数买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976320632180215FVAK（2）查取齿形系数由表64查得821FAY23FA（3）查取应力校正系数由表64查得51SAY7612SA（4）计算大小齿轮的，并比较F014562733465821FSAY大齿轮的数据大（5）设计计算MM73201456186023233对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2273MM，并圆整取第一标准模数值M24MM，并按接触强度算得的分度圆直径D51361算出小齿轮齿数取842/1MZ15Z大齿轮齿数取04752I2434几何尺寸计算（1）计算分度圆直径MZDM19682430521（2）计算中心距A4/1（3）计算齿宽宽度取BD3608MB290251综合整理两级齿轮参数如下表序号名称符号参数选择买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976321小齿轮大齿轮1齿数Z15822模数M24MM3分度圆直径21DM1968,304齿顶高AH245齿根高F306全齿高HM547顶隙C68齿顶圆直径21D201,89齿根圆直径43F9,310齿宽21BM285,011中心距A164买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976322第五章轴及其轴上零件的设计与校核51轴1（1）求输入轴上的功率、转速和转矩1P1N1T1287KW；980R/MIN；125417NM（2）初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质）根据课本表153，取得120AMNPD9356807123310MIN因轴上有两个键槽，故直径增大510，取62MM左右。且该段与联轴器配12D合，故选定70MM1（3）轴各段各段尺寸的确定为了满足联轴器的轴向定位，12轴段右端需制出一轴肩，故取23段的直径82MM23D初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求并根据82MM，由指导书表151，初步选取22系列，32217GB/T276，23D其尺寸为，361508BDD故M8934而为了利于固定L634由指导书表151查得D9745取安装齿轮处的轴段78的直径M078齿轮的左端采用轴肩定位。已知齿轮轮毂的宽度为275MM，应使套筒端面可靠地压紧轴承，由套筒长度，挡油67L环长度以及略小于轮毂宽度的部分组成，故L2758为使套筒端面可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取ML156轴承端盖的总宽度为30MM。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976323求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离ML20故取L523LD7445至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。（4）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接轴与半联轴器之间的平键，按70MM12D查得平键截面MHB0长130MM为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为，齿轮轮毂与轴的配合为；6/7KH6/7H滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为M6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表152，取轴端倒角为，其他均为R16452（5）求轴上的载荷根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976324载荷水平面H垂直面V支反力FNN35941H722NFNV50239148B截面弯矩MMLN6401MLMNV36252总弯矩MVH48242MAX扭矩T175（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式155及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计60算应力MPAWTMCA21701254648332222已选定轴的材料为45CR，调质处理。由表151查得。因此70P1，故安全。1CA52轴2（1）轴上的功率P2,转速N2和转矩T2，KWP6123MIN/64287RNMNT6741032（2）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据3DCN机械设计表113，取，于是得12MP58462713ND32该处开有键槽故轴径加大510，且轴的最小直径显然是离合器处的直径。为了使所选的轴直径与离合器器的孔径相适应，故取；VDVMDV10长度为。ML20（3）轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（A）为了满足离合器的轴向定位的要求，轴段左端需制出轴肩，故取买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976325段的直径。MDV15B初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆柱滚子轴承。根据，查机械设计师手册（软件版）选取0基本游隙组，标V4准精度级的圆柱滚子轴承32224，其尺寸为，故MTDD5821，而，滚动轴承采用套筒进行轴向定位，轴肩MDV120MLV58高度，因此，取HD140C取安装齿轮处的轴的直径；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。V2已知齿轮轮毂的宽度为320MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取MLV318DH07，则，。因、两轴在箱体内的长度大致相等，53HDI60DV51取，。LLV2ML0MLV16（4）轴上零件的周向定位查机械设计表，联接圆柱齿轮的平键截面LHB30830（5）求轴上的载荷对于32224型圆柱滚子轴承，A58载荷水平面垂直面支反力FNNH31902852NFV8231N6弯矩MMH4MMV49总弯矩H1672扭矩TNT403（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，即安装齿轮处，取，轴的计算应力0MPAWTMCA613104376198322232前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计，查得，因此，安全。P6011CA买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976326计得，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。ML801235如下图所示。53轴3、轴4设计过程同轴1、轴2此处不再一一复述，设计结果如下（1）轴3轴3的结构及尺寸如下（2）轴4轴4的结构及尺寸如下买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或13041397632754曲轴541曲轴主要尺寸的确定轴上的功率P5,转速N5和转矩T5，KWP7545MIN/62152RNMNT913472（1）最小直径的确定初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据3DCN机械设计表113，取，于是得12MP17062541ND332因轴上有键槽，故直径增大510，取180MM左右。故取180MMD1D（2）曲柄销的直径和长度2D2L在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径。在曲轴设计中，一般趋2D向于采用较大的值，以降低曲柄销的比压，提高连杆轴承工作的可靠性，提高曲轴2的刚度。但是，曲柄销加粗伴随着连杆大头加大，使不平衡旋转质量的离心力增大，对曲轴及轴承的工作带来不利。因为随曲柄销直径增大带来的轴系自振频率增加，会被旋转质量增加引起的自振频率下降所抵消，可能增加扭转振动的危害。此外，曲柄销直径增大也会增加轴承摩擦功率损失，导致轴承温度升高，增加润滑油热负荷。为此，曲柄销直径不应取得较大。曲柄销的长度是再选定的基础上考虑的。2L2D初步选取曲柄销的直径200MM2D曲柄销的长度230MML4买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976328（3）主轴颈的直径和长度1D1L从轴承负荷出发，主轴颈可以比曲柄销细些，因为主轴承最大负荷小于连杆轴承。但是为了最大限度地增加曲轴的刚度，加粗主轴径是有很大好处的。因为第一，加粗主轴径不同于加粗曲柄销那样有很多副作用，加粗主轴颈能增加曲柄轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，但几乎不增加曲轴的转动惯量，故可提高自振频率，减轻扭振危害；第二，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲柄臂，提高其强度提供可能。根据表31，初步选取主轴颈直径200MM1D主轴颈长度58MM。L5（4）曲柄臂曲柄臂是曲轴中最薄弱的部分之一，它在曲柄平面内的抗弯刚度和强度都较差。实践表明由交变弯曲应力造成的曲柄臂断裂是曲轴的主要损坏型式。曲柄臂应选择适当的厚度，宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。曲柄形状应合理，以改善应力分布。现代高速汽油机曲柄的形状大多采用椭圆形和圆形。试验证明椭圆形曲柄具有最好的弯曲和扭转刚度。其优点是尽量去掉了受力小或不受力的部分，其重量减轻，应力分布均匀。但加工方法较复杂，采用模锻或铸造的方法可以直接成型。根据表31,初步选取曲柄臂厚度H（0406）D80120MM取H100MM；曲柄臂宽度B（0511）D100220MM取B220MM。6（5）曲轴圆角曲轴主轴颈和曲柄臂连接的圆角称为主轴颈圆角，曲柄销和曲柄臂连接的圆角称为曲柄销圆角。由于曲柄销圆角和主轴颈圆角是曲轴应力最大的部位，且应力沿圆角轮廓分布也极不均匀，故圆角的轮廓设计十分重要。曲轴圆角半径R应足够大，根据表31,R/0025004,R22352MM，圆角半径1D过小会使应力集中严重。为了增大曲轴圆角半径，且不缩短轴颈有效工作长度，可采用沉割圆角，设计沉割圆角时应该保证曲柄臂有足够厚度。曲轴圆角也可由半径不同的二圆弧和三圆弧组成。当各段圆弧半径选择适当时可提高曲轴疲劳强度，增加轴颈有效承载长度。本次设计遵循以上原则，选取圆角半径R5MM。7542曲轴材料选择及毛坯制造常用的曲轴材料有可锻铸铁，合金铸铁，球墨铸铁，碳素钢和合金钢等，相应的买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976329毛坯也分为铸造与锻造。锻造曲轴一般采用中碳钢或者合金钢制造，毛坯生产需要大型锻压设备，虽然毛坯尺寸比较精确，减少了加工余量，提高了材料利用率，此外，锻造能够使材料的金属纤维成方向性排列，纤维方向和曲轴形状大致相符，这大大提高了曲轴的抗拉强度和弯曲疲劳强度。但是锻造曲轴成本过高，大约是球铁曲轴的37倍。虽然铸造曲轴主要是球铁曲轴有很多缺点，例如弯曲疲劳强度比较低，较容易发生断裂，相同尺寸的球铁曲轴与锻造曲轴相比，刚度差。但它的优点也相当明显，例如球墨铸铁曲轴经正火处理后的机械性能已接近蔌超过一般的中碳钢，尽管钢的疲劳强度比球墨铸铁高，但曲轴的结构复杂，钢曲轴难免会有油孔、过渡圆角和材质上留有缺陷面造成应力集中，从面降低了曲轴的疲劳强度。球铁可以铸造出复杂的曲轴形状，使其应力分布均匀，且球墨铸铁对缺口敏感度低、变形小，使球墨铸铁曲轴的实际弯曲的扭转疲劳强度与正火中碳钢相近。球铁曲轴的耐磨性好，吸振能力强，有较好的自润滑和抗氧化性能。综上分析，本次设计采用球墨铸铁曲轴。543曲轴的平衡（1）曲轴的平衡性分析对曲曲轴轴平衡性的分析可以采用两种方法,矢量图法和数学分析法,此次设计中我采用的是数学分析法（A）分析2PCOS120COS120RVRMR2ININRHR20RVRVRVPP因为所以120COSQJIJIIMR0JIP212COS120JJ取通过第二气缸中心线且垂直于曲轴中心线的平面为力矩的计算基准平面。22003COS0COSIN2RVRRMMRLMRL2200IN12INRHRR2203RRVRHRMRL买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976330令203SINCOS02RVRDMMRL得即3AX0RRRL因为和的公式形态一样RVJI所以2IM03JAXJM可知，0R122003COS210COSIN2JJJRLMRL令得230203INCOSJJDMM即，2302AX0JJRL由上得知一、二级往复惯性力矩的正、反转矢量1JIAB12103IJMRLE12103IJBMRLE2JM220IJAE2220IJE（B）惯性力矩的平衡方法一般,只采用曲轴附加偏角或扇形平衡块的方法将全部平衡掉。其中，K值需要与汽油机的配套装置一道试验确定。对一、二级往复惯性力，不另添置平衡轴，而让其自行存在。由此收起的振动是许可的。为了获得良好的外部平衡性能，应对带平衡块的曲轴进行仔细地静、动平衡，并把活塞组、连杆组的重量严格控制在误差范围内。（2）曲轴平衡块的布置方式曲轴平衡块的作用是用来平衡曲轴不平衡的旋转惯性力和旋转惯性力矩，有时也可以平衡往复惯性力及其力矩，并可以减速小主轴承的负荷。随着汽油机转速的提高，多数离心惯性力和离心惯性力矩已自行平衡的曲轴也配置平衡块，这主要是为了减轻主轴承的最大负荷，保证轴承有良好的润滑条件，减小曲轴和曲轴箱所受的离心惯性力矩。但曲轴配置平衡块后，重量增加，制造工艺复杂，曲轴系统扭转振动自振频率降低。因此，应根据转速，曲轴结构，曲柄排列，轴承负荷以及对平衡的要求等因素买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976331综合考虑是否配置平衡块。一般低速汽油机不需要配置平衡块，高度汽油机则需要配置平衡块。平衡方案的选择，平衡块重量的计算与布置，应该仔细考虑。平衡块的重心应尽量远离曲轴中心线，以提高平衡效果。但平衡块一般不超过曲轴旋转所扫过的范围。平衡块厚度一般与曲柄臂相同。9544曲轴疲劳强度校核本计算采用RICARDO计算方法,该计算方法有两点假设。曲轴的每一曲拐是相互独立的，不受曲轴其他部分受力的影响，并以简支梁的形式支撑在主轴承上。曲轴所受力是以点负荷的形式作用在曲轴上的。如图51图51曲拐受力分析图（1）弯曲应力计算1）曲轴受力计算（A）压缩上止点时的曲轴作用力52MXAMAX2PJLRFF式中，活塞连杆组往复质量力；活塞连杆组旋转质量力；JNPN251082JSNSL5643146010894685（B）燃气作用力买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或13041397633222MAX3148509172534PNFD则A746PJ（C）排气上止点时的曲轴作用力MIN198573422JFN2）单个曲拐危险截面上的弯矩（A）圆角处MXA67435974AMMINI92068NF（B）连杆轴颈中央油孔处MAX67414532BBINI932508M式中，、分别为曲拐危险截面的最大和最小弯AXAMINMAXBINM矩。N3）名义弯曲应力N，MAXANBWMINIB式中，为弯矩，33314760852BMD、为截面的最大、最小名义弯曲应力。MAXNINMPA（A）圆角处MAXAX9357412608ANBMWIMIAPA（B）连杆轴颈中央油孔处买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976333MAXAX1604532978BNBMMPAWINI4）名义弯曲平均应力及名义应力幅为，MAXIN2NMAXIN2N（A）圆角处AXIN14539NAMMPAI28NA（B）连杆轴颈中央油孔处MAXIN0976022NBPAI143NNMA5）弯曲应力，；MNBANB式中，应力集中系数,、为弯曲平均应力及弯曲应力幅；AMPA根据理论应力集中系数由式（53）计算。B1式中，；BOVA045045121229BOFRT3419264387361BPPPPWWDD式中，连杆轴径，曲柄臂厚度。PDMFTM买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或130413976334224F