SCF-1020B全自動水性覆膜機-涂膠部分設計【三維SW】【15張cad圖紙+說明書完整資料】

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Motor powered by a belt wheel deceleration will need to transfer the power to the belt wheel, belt wheel drives the ceramic coating roller, so as to drive the movement of the device Abstract this thesis research: (1) water dry-type laminated machine overall structure design. (2) analysis of water dry-type laminated machine performance. (3) the choice of motor. (4) transmission system, execution unit and a water dry-type laminating machine. (5) the design of components for the design calculation and check. (6) the use of computer aided design, 3D modeling on Design of parts. (7) to draw the assembly drawing and parts assembly diagram and parts diagram design. Keywords: water dry-type laminating machine, structure design, 3D modeling 目 錄 摘要 II Abstract III 第1章 水性干式覆膜機的發(fā)展狀況 1 第2章 水性干式覆膜機涂膠部總體方案分析及確定 5 2.1 涂膠部整體工作圖 5 2.2涂膠部各個部分的功能介紹 5 2.3壓合部分 8 2.3.1壓合部分的功能 8 2.3.2熱壓合裝置的工作原理 8 2.3.3壓合裝置的調節(jié)原理 8 2.4 涂膠部設計參數 9 2.5 確定電機所需功率 9 2.6傳動比分配 11 第3 章 水性干式覆膜機涂膠機構的計算 13 3.1 帶傳動設計 13 3.2選擇帶型 14 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 14 3.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 15 3.5確定帶的根數z 16 3.6確定帶輪的結構和尺寸 16 3.7確定帶的張緊裝置 16 3.8齒輪的設計計算 18 3.9 軸的設計 24 3.10涂膠輥軸的設計 31 3.11 鍵的選擇與校核 33 3.11.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 33 3.11.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 35 3.12墻板受力分析 36 結論與建議 39 參考文獻 41 致謝 42 第1章 水性干式覆膜機的發(fā)展狀況 水性覆膜機：使用水性環(huán)保膠水覆膜的機器。 覆膜就是將塑料薄膜涂上粘合劑，將其與以紙張為承印物的印刷品，經橡皮滾筒和加熱滾筒加壓后合在一起，形成紙塑合一 的產品。水性覆膜機使用環(huán)保膠水，復合后產品具有透明度高，立體感強，無毒，無氣味，無污染，粘合力好，不需要加熱干燥裝置，高速節(jié)能，適用于包裝裝璜工 業(yè)中紙盒、掛歷、書刊封皮等的覆膜加工，且對覆膜紙的質量沒有太高的要求，是包裝行業(yè)理想的技術設備。從給紙、給膠、壓合、收紙均實現自動化，由輸送皮帶 配合無級變速器可方便地控制各種規(guī)格紙張的輸送及定位。 作為保護和裝飾印刷品表面的一種工藝方式，覆膜在印后加工中占很大的份額，隨便走進一個書店，你就會發(fā)現，大多數圖書都采用這種方式。這是因為經過覆膜的 印刷品，表面會更加平滑、光亮、耐污、耐水、耐磨，書刊封面的色彩更加鮮艷奪目、不易被損壞，印刷品的耐磨性、耐折性、抗拉性和耐濕性都得到了很大程度的 加強，保護了各類印刷品的外觀效果，提高了使用壽命。最值得一提的就是，覆膜可以很大程度地彌補印刷產品的質量缺陷，許多在印刷過程中出現的表觀缺陷，經 過覆膜以后（尤其是覆亞光膜后），都可以被遮蓋。 因此，覆膜工藝在我國廣泛應用于各類包裝裝潢印刷品，各種裝訂形式的書刊、本冊、掛歷、地圖等，是一種很受歡迎的印品表面加工技術。覆膜工藝于20世紀80年代進入我國，由于它的諸多優(yōu)點，在極短時間內便風靡全國，并逐漸成為書刊表面裝飾的寵兒。 如今，人們的環(huán)保意識逐漸增強，相關法律法規(guī)不斷完善，覆膜加工過程中所產生的污染和覆膜制品廢棄時重復利用困難這兩大問題擺在人們面前，提起覆膜，人們往往會想到“白色污染”。許多業(yè)內人士對覆膜的功能以及能否繼續(xù)應用產生懷疑，原國家經濟貿易委員會在 2002年發(fā)布的第32號令中，已將溶劑型即涂覆膜機列入第三批《淘汰落后生產能力、工藝和產品的目錄》中。 可以肯定，在今后的發(fā)展過程中，覆膜技術將會接受越來越多的考驗。覆膜將會怎樣發(fā)展？是完全淘汰還是合理發(fā)展？這些問題都將成為覆膜工藝發(fā)展過程中無法回避的難題。 盡管禁用溶劑型即涂覆膜工藝的規(guī)定已出臺多年，但目前我國仍有許多小型覆膜廠在繼續(xù)使用。據了解，這種工藝主要存在以下問題。 （1）影響操作人員健康，存在火災隱患 溶劑型覆膜由于使用含苯的溶劑，損害操作人員的身體健康，對車間環(huán)境造成極大的污染。同時，隨著周圍有機溶劑濃度的不斷增加，極易因薄膜材料產生的靜電而突發(fā)火災。而且對周圍的環(huán)境來說，覆膜工廠本身就是一個嚴重的污染源，存在潛在危險。 （2）覆膜后的紙張和薄膜材料難以回收，浪費資源 據了解，現在我國造紙纖維80%的來源是依靠回收廢舊紙張，包括紙毛、紙邊等。在印刷品中，書刊封面的用紙量也是巨 大的，如果大批量采用覆膜（特別是即涂型覆膜材料），又無法將紙張和塑料薄膜分離，那么覆過膜的廢舊紙張以及紙邊、紙毛都將無法回收，無法降解，這樣會帶 來無法估計的經濟損失，實際上就是一種資源浪費。 既然溶劑型覆膜有這么大的危害，為什么仍有如此大的市場呢？以下原因或多或少地決定著其存在的理由。第一，用溶劑型膠黏劑的覆膜機已使用多年，設備的發(fā)展 已經很成熟，且覆膜精度有保證，這些機器一般不易壞、維修也不復雜，在長期使用中積累了很多生產和維修方面的經驗，故很多生產廠不愿意把這種還能派得上用 場的溶劑型覆膜機淘汰。第二，溶劑型覆膜工藝推廣幾十年，技術成熟，產品質量有保證。許多企業(yè)及技術人員不愿將一項自己熟練的工藝技術，換成一項自己并不 太熟悉的技術。第三，從成本上考慮，溶劑型覆膜機還是比較便宜的，對印刷廠來講，節(jié)約成本就是爭取利潤。第四，水性覆膜工藝雖然改善了生產過程中的環(huán)境問 題，避免了對操作人員身體的傷害，但相對于溶劑型覆膜工藝來說仍有很多缺陷，如產品質量難以讓人滿意等。 影響覆膜發(fā)展因素 總 體來說，溶劑型覆膜工藝被徹底淘汰是遲早的事情，通過采訪我們也證明了這樣的趨勢。可以預見，溶劑型覆膜已經到了退出歷史舞臺的時刻了。但是，我們是否可 以據此而將覆膜技術全盤否定呢？筆者認為，在目前的情況下，將覆膜技術徹底淘汰的看法是不現實的,以下兩個方面值得引起大家的注意。 (1)印刷廠 利潤難以割舍 對于多數印刷廠來說，覆膜是印后加工中一個很大的利潤點，尤其是現今印刷業(yè)已進入微利時代，對于覆膜加工，印刷廠是難以割舍的。 覆膜一線的操作人員是有害氣體的第一受害者，可以讓我們感到安慰的是，現在的印刷廠（即使是一些小規(guī)模的印刷廠）一 般都能認識到覆膜工藝的危害，并正在設法將可能出現的污染減少到最小，如采用比較環(huán)保的工藝和材料，完善廠房的通風設施等，他們歡迎環(huán)保型的產品，如水性 覆膜、預涂膜等。 (2)出版社 覆膜已經成為習慣 記者在采訪中發(fā)現，覆膜工藝深受出版社推崇，美編在選擇書刊表面的裝飾方法時，往往都首選覆膜，甚至在局部UV上光 時，也要先覆膜再上光?？梢哉f，在是否覆膜的問題上，出版社是起著決定作用的，因為按照一般圖書出版的流程，出版社要先制定方案，印刷廠或者裝訂廠也只是 在執(zhí)行出版社的意愿。一些科教類出版社幾乎對所有的圖書都要進行覆膜。在環(huán)保的問題上，出版社一方顯然沒有印刷廠一方表現得積極。 人們在生活水平提高的同時，對紙質出版物的印刷質量和表面裝飾效果的要求也有了很大的提高。出版社為了追求圖書產品的銷量,必然需要在書刊封面上大做文章。 紙質出版物在經過覆膜加工以后，圖文可以得到保護，視覺效果更佳，尤其是亞光膜給人柔和、高檔、舒服的感覺。 此外，覆膜還可以增加色彩的濃度和亮度，提高色彩對比度，還可以防水，不會粘臟。同時，紙張的張力值、平滑度、抗老 化、抗撕裂、抗戳穿等物理性能普遍提高，減少了紙質品受水分影響而引發(fā)的形變和破損，提高了書籍的剛性和成型穩(wěn)定性，大大提高了印刷品的附加值。況且，覆 膜成本的投入，要遠低于產品的附加值、商品促銷率等的增加。對于出版社來說，既然覆膜有如此多的利處，那又何樂而不為呢? 因此，出版單位同印刷廠應加強溝通，印刷廠應多將覆膜工藝的利弊介紹給出版單位，出版單位在制定書刊裝飾方案時能多考慮到各種工藝的優(yōu)缺點，帶著一種社會責任感去做設計。 預涂膜大約是在1989年開始使用，在歐美國家已得到了廣泛的應用，1996年左右進入亞洲。在進入亞洲的同時，歐 美已經宣布禁止使用即涂膜，改為預涂膜。由于使用較晚，亞洲除日本現已全部使用預涂膜外，其他國家（如中國、韓國等）都處于預涂膜和即涂膜兼用的狀態(tài)。我 國從2000年以后才開始使用預涂膜，現在預涂膜在我國的市場份額仍然很小。 與即涂膜相比，預涂膜有很多優(yōu)點。如減少了污染，對人身體無損傷；不會因紙張性質不同或墨色不同而影響覆膜質量；預涂膜覆膜機操作更簡單，加工后的圖文效果更好；基本消滅了皺褶、氣泡、脫落等現象。最值得一提的是，這是一種環(huán)保型的工藝，整個生產過程對人身體無害。 但預涂膜在我國的推廣還是比較緩慢的，這其中，成本問題是一個很大的影響因素，決定著投資者對預涂膜工藝的熱情。在 最近的一項調查中表明，有超過半數的受訪者認為預涂膜產品在價格方面偏高，因為預涂膜產品屬于印刷耗材，印刷廠在選擇耗材時價格成本是一個不可忽略的問 題。此外，由于我國缺乏紙張和薄膜分離的技術，使得預涂膜在我國無法完全稱為一個環(huán)保型工藝。 針對這種現狀，預涂膜產品應該通過規(guī)模生產降低成本，從而使市場價格越來越接近印刷廠的需求。與此同時，紙膜分離技術的研發(fā)或引進也應引起相關部門的重視，以在無法舍棄覆膜工藝的情況下，實現環(huán)保型覆膜，合理發(fā)展覆膜工藝。 第2章 水性干式覆膜機涂膠部總體方案分析及確定 2.1 涂膠部整體工作圖 上膠指將經由涂布座將膠水涂布于膠膜表面,再經過大干燥滾筒的上方首先進行干燥,將膠中水分揮發(fā)，然后送入壓合部與紙張進行壓合。上膠部主要結構如圖所示。 上膠步驟：為防止膠水涂布到壓合輥上，上膠順序應為：給紙→給膜→上膠→壓合。 圖2-34 上膠部 1-壓膜輥；2-陶瓷涂布輥；3-刮刀；4-膠槽 2.2涂膠部各個部分的功能介紹 涂膠部采用陶瓷網紋輥加刮刀的涂布方式，膠水涂布量小、均勻，配合氣動自動上膠系統(tǒng)，涂膠部分裝有調節(jié)裝置以調節(jié)上膠量的多少，滿足不同印件的要求。 上膠裝置的工作原理 1.涂膠座 涂膠座包含陶瓷涂布輥1及刮刀2，將膠水均勻涂布于膠膜上。刮刀安裝在架刀座3上，兩邊的架刀座可以采用細紋螺桿4進行前后調節(jié)，改變刮刀與涂布輥的角度。陶瓷涂布輥抗腐蝕、抗變形性比鋼輥更好，外表面有細網紋，如圖2-35所示。 圖2-35 陶瓷涂布輥結構圖 1-陶瓷涂布輥；2-刮刀；3架刀座；4-調節(jié)螺桿 2.烘干裝置 膠膜涂上膠水后，繞過干燥滾筒1上方，由熱水機內的電熱管加熱為85℃以上并利用泵送至中空鋼管3，再流入帶有射流形狀曲線水槽2內，再回到加熱箱進行循環(huán)，溫度可自控制，溫度最高120度。使膠水內水份易于蒸發(fā)，并配合將熱風吹入加速干燥，排風機再將含有大量水汽的空氣排出，以達到快速干燥的效果。滾筒中水的溫度設定值隨覆膜速度的提高而升高，最高達到120℃。 圖2-36 干燥壓合滾筒結構圖 1-外壁 ；2-內芯；3-中空管 在干燥壓合滾筒1上方有翅片管加熱器2，它的結構是是采用中間為銅管外壁包裹螺旋形鋁片，增大散熱面積；利用抽風機讓內部的空氣循環(huán)以達到熱能回收的目的。同時抽風機將含有大量水蒸氣的空氣抽出，濕氣外排，大大提高膠水干燥速度。 圖2-37 烘干裝置 1-干燥壓合滾筒；2-翅片管加熱器 圖2-39 膠量控制 1-陶瓷涂布輥；2-刮刀；3架刀座；4-調節(jié)螺桿 2.3壓合部分 2.3.1壓合部分的功能 這部分是覆膜的關鍵，直接關系到覆膜產品的粘結牢度。壓合部是采用加壓、加熱方式將膠膜貼合于紙張表面上。熱壓原理是黏合劑在融熔狀態(tài)下能夠很快地浸潤和滲入到印件表層中，從而獲得牢固的結合界面層。 2.3.2熱壓合裝置的工作原理 使用熱能及壓力將已涂膠的膠膜緊密貼合于紙張上，壓合滾筒內有熱水循環(huán)系統(tǒng)，其加熱系統(tǒng)是由熱水機內的電熱管加熱并利用泵送至中空鋼管，再流入帶有射流形狀曲線水槽內，再回到加熱箱進行循環(huán)，溫度可自控制，溫度最高120℃。 圖2-40 壓合裝置 1-壓合滾筒；2-壓合膠輥；3-油壓系統(tǒng) 2.3.3壓合裝置的調節(jié)原理 1.壓合壓力的調整 壓合膠輥壓力太大會把印刷品邊緣處的膠水擠出，導致印刷品邊緣出現雪花；反之壓力太小也會出現雪花，解決方法是調整施壓輥壓力；施壓輥壓力太大會造成覆膜產品打皺，解決方法是減小壓力；壓合壓力太小或不均，將會使薄膜和紙張之間出現氣泡、貼合不牢，可適當加大施壓輥壓力。壓力的調整是利用液壓系統(tǒng)上的壓力控制器進行壓力調節(jié)，通過油壓系統(tǒng)3將壓合膠輥1升降，提供膠膜和紙張在貼合時所需的壓力，壓力范圍9～12MPa ,一般在10MPa。 壓合膠輥膠質采用優(yōu)質聚脂橡膠，回彈性好、耐高溫、耐磨損，并配有自動給壓、保壓、斷電缷壓的液壓控制系統(tǒng)，在忽然斷電和停機時，壓合膠輥自動脫離，大大延長了膠輥的使用壽命,并保證了薄膜和紙張貼合牢固、表面亮度高。 2.停機后的清洗 膠水在常溫下一般5分鐘左右即可干燥成膜，為保證覆膜質量，停機后應立即對陶瓷輥和刮刀進行清洗。方法是：換下回膠管，插入清洗用膠管（排放到合適位置）先用清水，而后用酒精對陶瓷輥和刮刀進行清洗，用棉絲擦拭干凈。 2.4 涂膠部設計參數 電機通過一級帶傳動，大帶動帶動陶瓷涂布輥，然后陶瓷涂布輥再通過齒輪傳動帶動涂膠輥。 適用薄膜厚度（mm） 0.010-0.025 最小紙張尺寸 400X350 最大紙張尺寸 1020X1050 最高覆膜速度 88m/min(1.47(m.s-1) ) 2.5 確定電機所需功率 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： 從電動機到工作機的傳動總效率為： 其中、、、、分別為V帶傳動、齒輪、滾動軸承、和陶瓷涂布輥的效率，查取《機械基礎》P459的附錄3 選取=0.96 、=0.98（8級精度）、=0.99（球軸承）、=0.96 故 (1)工作機的功率PW 設該工作機在工作時的工作阻力為F=4500N (3)所需電動機功率Pd 又因為電動機的額定功率 查《機械基礎》P499的附錄50，選取電動機的額定功率大于為7.3kW，滿足電動機的額定功率 。 3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： 按《機械設計課程設計手冊（第三版）》P5推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia=3~6。由相關手冊V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為Ia=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n筒=（6~24）×107.01=642~2568r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。 查《機械設計課程設計手冊》得： 選擇，其銘牌如下表1-1： 表2-2 Y系列三相異步電動機 電動機型號 額定功率 KW 滿載轉速 r/min 堵轉轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 質量 Kg 　Y132M-4 　 7.5 同步轉速1500 r/min,4級 1440 2.2 2.2 　81 （a） （b） 圖2.1 電動機的安裝及外形尺寸示意圖 表2.2 電動機的安裝技術參數 中心高/mm 外型尺寸/mm L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝 尺寸A×B 地腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺 寸D×E 裝鍵部位 尺寸F×GD 132 515× 345× 315 216 ×178 12 38× 80 10 ×43 2.6傳動比分配 工作機的轉速 取，則 42 第3 章 水性干式覆膜機涂膠機構的計算 3.1 帶傳動設計 電機功率P=7.5kW,轉速n1=1440r/min, 取，n2=500r/min 表4 工作情況系數 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。 根據算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據P295表13-4查得） 表3 V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 3.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 3.8計算壓軸力 由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=8，則 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。 （a） （b） （c） （d） 圖7-6 帶輪結構類型 根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 3.8齒輪的設計計算 （1）選擇齒輪材料、熱處理方法及精度等級 ① 齒輪材料、熱處理方法及齒面硬度 因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機械基礎》P322表14－10，小齒輪選用45號鋼，調質處理，硬度236HBS；大齒輪選用45號鋼，正火處理，硬度為190HBS。 ② 精度等級初選 減速器為一般齒輪傳動，圓周速度不會太大，根據《機械設計學基礎》P145表5－7，初選8級精度。 選小齒輪齒數Z1=20，則大齒輪齒數為Z2=i Z1，所以=3.5620=71.2 使兩齒輪的齒數互為質數，取值 （2）按齒面接觸疲勞強度設計齒輪 由于本設計中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動，齒輪承載能力主要由齒輪接觸疲勞強度決定，其設計公式為： ② 確定載荷系數K 因為該齒輪傳動是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對軸承是對稱布置，根據電動機和載荷的性質查《機械設計學基礎》P147表5－8，得K的范圍為1.4~1.6， 取K＝1.5。 接觸疲勞許用應力 ?。┙佑|疲勞極限應力 由《機械設計學基礎》P150圖5－30中的MQ取值線，根據兩齒輪的齒面硬度，查得45鋼的調質處理后的極限應力為 =600MPa , =560MPa ⅱ）接觸疲勞壽命系數ZN 應力循環(huán)次數公式為 N=60 n jth 工作壽命每年按300天，每天工作2×8小時，故 th=(300×10×2×8)=48000h N1=60×466.798×1×48000=1.344×109 查《機械設計學基礎》P151圖5－31，且允許齒輪表面有一定的點蝕 ZN1=1.02 ZN2=1.15 ⅲ) 接觸疲勞強度的最小安全系數SHmin 查《機械設計學基礎》P151表5－10，得SHmin＝1 ⅳ）計算接觸疲勞許用應力。 將以上各數值代入許用接觸應力計算公式得 ⅶ）齒寬系數 由于本設計的齒輪傳動中的齒輪為對稱布置，且為軟齒面?zhèn)鲃?，查《機械基礎》P326表14－12，得到齒寬系數的范圍為0.8～1.1。取。 ⅵ）計算小齒輪直徑d1 由于，故應將代入齒面接觸疲勞設計公式，得 ④ 圓周速度v 查《機械設計學基礎》P145表5－7，v1<2m/s，該齒輪傳動選用9級精度。 （1） 主要參數選擇和幾何尺寸計算 ① 齒數 對于閉式軟齒面齒輪傳動，通常z1在20～40之間選取。為了使重合度較大，取z1＝20，則z2＝iz1＝71。使兩齒輪的齒數互為質數，最后確定z2=71。 ② 模數m 標準模數應大于或等于上式計算出的模數，查《機械基礎》P311表14－1，選取標準模數m=3mm。 ③ 分度圓直徑d ④ 中心距a ⑤ 其他幾何尺寸的計算（，） 齒頂高 由于正常齒輪， 所以 齒根高 由于正常齒 所以 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 名 稱 計 算 公 式 結 果 /mm 模數 m 4.5 壓力角 n 分度圓直徑 d1 90 d2 319.5 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 中心距 204.75 （2） 齒根校核 齒根彎曲疲勞強度的校核公式為 ① 齒形系數YF 根據Z1、Z2,查《機械設計學基礎》P153表5－11，得YF1＝2.81，YF2＝2.24 ② 彎曲疲勞許用應力計算公式 ⅰ)彎曲疲勞極限應力 根據大小齒輪的材料、熱處理方式和硬度，由《機械設計學基礎》P154圖5－33的MQ取值線查得 ， ⅱ）彎曲疲勞壽命系數YN 根據N1=6.722>和N2=>，查《機械設計學基礎》P156圖5－34得， YN1=1，YN2=1 ⅲ)彎曲疲勞強度的最小安全系數SFmin 本傳動要求一般的可靠性，查《機械設計學基礎》P151表5－10，取SFmin＝1.2。 ⅳ）彎曲疲勞許用應力 將以上各參數代入彎曲疲勞許用應力公式得 ⅴ）齒根彎曲疲勞強度校核 因此，齒輪齒根的抗彎強度是安全的。 3.9 軸的設計 主要進行的是低速級軸的設計與校核 3.9.1 求作用在帶輪上的力 因已知低速級帶輪的直徑為 ＝500 而 F＝＝＝8926.93 N F＝F＝＝3356.64 N F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。 圖7.1 軸的載荷分布圖 3.9.2 初步確定軸的最小直徑 （1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據課本，取，于是得 ＝112×＝60.36 （2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 查課本表14-1,考慮到轉矩變化很小，故取＝1.3，則： ＝1.3×1495.5×109＝1834.287 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查《機械設計手冊》表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323—2002），其公稱轉矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝65 mm，故取＝65 mm，半聯(lián)軸器的長度L＝142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 mm。 3.9.3 軸的結構設計 （1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑＝80 mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D＝85 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比L1略短一些,現取＝105 mm。 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＝80 mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 297—1994）30217型，其尺寸為d×D×T＝85 mm×150 mm×30.5 mm，故＝＝85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則＝44.5 mm。 ③ 取安裝帶輪處的軸段＝90 mm；帶輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知帶輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊帶輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取＝86 mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h＞0.07d，故取h＝7 mm，則＝104 mm。軸環(huán)寬度,取b＝12 mm。 ④ 軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(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(lián)軸器右端面間的距離,故?。?7.5 mm。 至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 圖7.2 低速軸的結構設計示意圖 表 7.1 低速軸結構設計參數 段名 參數 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 直徑/mm 65 H7/k6 80 85 m6 90 H7/n6 104 85 m6 長度/mm 105 67.5 46 86 12 44.5 鍵b×h×L/mm 20 ×12 ×90 25×14×70 C或R/mm Ⅰ處 2×45o Ⅱ處 R2 Ⅲ處R2.5 Ⅳ處R2.5 Ⅴ處R2.5 Ⅵ處R2.5 Ⅶ處 2.5×45o （2） 軸上的零件的周向定位 帶輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝90 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h＝25 mm×14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70 mm，同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm×12 mm×90 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （3） 確定軸上圓周和倒角尺寸 參考課本表15-2，取軸左端倒角為2×，右端倒角為2.5×。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R2，其余為R2.5。 3.9.4 求軸上的載荷 首先根據結構圖(圖7.2）作出軸的計算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險截面。計算步驟如下： ＝57.1+71.6＝128.7 mm ＝＝＝4 966.34 N ＝＝＝3 960.59 N ＝＝＝2 676.96 N ＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N ＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014 ＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416 ＝＝679.68×71.6＝486 65.09 ＝＝＝322 150.53 ＝＝＝287 723.45 表5.2 低速軸設計受力參數 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 ＝4 966.34 N，＝3 960.59 N ＝2 676.96 N，＝679.68 N 彎矩M ＝283 578.014 ＝152 854.416 ＝486 65.09 總彎矩 ＝322 150.53 ,＝287 723.45 扭矩T 1 410 990 3.9.5 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據課本式(15-5)及表7.2中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，?。?.6，軸的計算應力 ＝＝ MPa＝12.4 MPa 前已選軸材料為45鋼，調質處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。 3.9.6 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載來看，截面C上的應力最大。截面Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但是應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側即可。 （2）截面Ⅳ左側 抗彎截面系數 W＝0.1＝0.1＝61 412.5 抗扭截面系數 ＝0.2＝0.2＝122 825 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990 截面上的彎曲應力 ＝1.48 MPa 截面上的扭轉切應力 ＝11.49 MPa 軸的材料為45鋼，調質處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按課本附表3-2查取。因 ， 經插值后查得 ＝1.9，＝1.29 又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為 ，＝0.88 故有效應力集中系數按式(課本附表3-4）為 ＝1.756 由課本附圖3-2的尺寸系數；由課本附圖3-3的扭轉尺寸系數。 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數為 軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數為 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數 ，取 ，取 于是，計算安全系數值，按課本式（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝65.66 S＝＝＝16.92 ＝＝＝16.38≥S＝1.5 故可知其安全。 （3） 截面Ⅳ右側 抗彎截面系數 W＝0.1＝0.1＝72 900 抗扭截面系數 ＝0.2＝0.2＝145 800 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990 截面上的彎曲應力 ＝1.25 MPa 截面上的扭轉切應力 ＝9.68 MPa 過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并?。?.8，于是得 ＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數為 軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數為 ＝3.33 ＝2.68 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數 ，取 ，取 于是，計算安全系數值，按課本式（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝66.07 S＝＝＝16.92 ＝＝＝11.73≥S＝1.5 故該軸的截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結束。 3.10涂膠輥軸的設計 ① 選擇軸的材料和熱處理 采用45鋼，并經調質處理，查《機械基礎》P369表16－1，得其許用彎曲應力，。 ② 初步計算軸的直徑 由前計算可知：P2=4.026KW,n2=114.56r/min 計算軸徑公式： 即： 其中，A取106。 考慮到有一個鍵槽，將該軸徑加大5%，則 查《機械基礎》P458附錄1，取d=40mm 從動軸的強度校核 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=3762.96N 求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=3762.96×tan200=1369.61N （5）軸長支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×62/124= 684.81 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA×62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62=41.09 Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ft×d2/2=508.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC2=307.56Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 3.11 鍵的選擇與校核 3.11.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 1鍵的選擇 在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示： 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 28 87 8 0 -0.036 0.018 4.0 +0.2 0 3.3 +0.2 0 0.25 0.40 表5-1 帶輪1上鍵的尺寸 2 鍵的校核 1.鍵的剪切強度校核 鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示： 圖5-6 鍵剪切受力圖 鍵的剪切受力圖如圖3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1） =10 M30 （結構合理） 2.鍵的擠壓強度校核 鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100 ） 圖5-7 鍵擠壓受力圖 由 （5-2） =2000 N 又有 （5-3） 8 結構合理 3.11.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 1 鍵的選擇 同上所述，帶輪2上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示： 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 35 108 10 0 -0.036 0.018 4.0 +0.2 0 3.3 +0.2 0 0.25 0.40 表5-2 帶輪2上鍵的尺寸 2 鍵的校核 鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） （5-4） =6.3 M30 （結構合理） 同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。 由 （5-5） =3150 N 又有 （5-6） 6.3 結構合理 3.12墻板受力分析 如圖3-3所示，下橫梁I-I截面受力圖及剪力彎矩圖。 均布載荷 圖3-3 下橫梁受力圖 在I-I截面上彎矩為： （3-13） 截面(Ⅱ-Ⅱ)剪力： （3-17）