1、畢業論文(設計)題目：飛剪機傳動裝置的設計目 錄內容摘要1關鍵詞1Abstract1Key words11.緒論21.1飛剪機的概述21.2傳動裝置的概述32.傳動方案的確定32.1電動機的選擇42.2傳動方案的確定52.3傳動裝置的運動和動力參數63.主要零部件的設計計算與校核73.1減速級齒輪的設計與校核73.2傳動級齒輪的計算與校核123.3軸的設計與校核133.4鍵的選擇與校核233.5軸承的選用與校核244.零部件的選取及潤滑264.1對離合器性能的要求264.2對制動器性能的要求264.3飛剪機箱體結構264.4飛剪機傳動裝置的潤滑27結論28參考文獻30致謝31飛剪機傳動裝置的設

2、計內容摘要：飛剪機是冶金工業的重要裝備，它為冶金行業的發展注入了新的生機。隨著現代化鋼材生產的產量和品種的不斷增加，要求軋鋼生產向高速，連續化生產方式發展的今天，飛剪機的需求量不斷增加。因此，作為其核心部位的傳動裝置，就顯得尤為重要。傳動裝置是為機械提供動力的裝置，它處于能量流系統的中間位置，主要用于將原動機的運動和動力傳給執行機構。它具有基礎性和獨立性，其性能的優劣直接影響著飛剪機的性能。本文根據設計要求，通過對相關齒輪、軸以及相關傳動部件的設計計算，完成了對傳動裝置的設計，使其符合設計要求，達到使用目的。關鍵詞：傳動裝置 齒輪 軸 設計Abstract：The shearing machi

3、ne 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,

4、 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 t

5、he 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 care

6、ful design counting of the gears、axles and other relevant transfer devices and finally achieved the purposes of practice.Key words：Transmission Gear Shaft Design1.緒論1.1飛剪機的概述飛剪機的認識及分類飛剪機是在軋件運動中對軋件實施剪切工藝的一種設備，是連續式軋鋼生產線上不可缺少的，非常關鍵的設備之一。特別是隨著現代化鋼材生產的產量和品種的不斷增加，要求軋鋼生產向高速，連續化生產方式發展的今天，飛剪機的需求量不斷增加，自然而然的對飛

7、剪機的設計和制造質量提出了更高的要求。由于是運動中對軋件實施剪切，因此，對飛剪的運動特性，反應靈敏性，以及工作穩定可靠等各方面都必須有很高的要求。飛剪機的剪切工藝主要包括：對連軋生產線上的軋件實施切頭、切尾，切定（倍）尺，以及事故處理和軋件的樣品剪切等。飛剪機的分類方法有很多種，主要有：按照軋制線上生產鋼材的品種不同分為，鋼坯飛剪機、板帶飛剪機、型鋼飛剪機和高速線材飛剪機等；按其機體結構和剪切形式不同分為，曲柄連桿式飛剪機、擺式飛剪機、滾筒式飛剪機、圓盤式飛剪機；按工作方式又可分為連續式飛剪機、起停式飛剪機和連續起停復合式飛剪機。1.1.2飛剪機的設計要求(1)速度要求 飛剪機的剪切速度應與軋

8、件同步，最理想的狀態是在剪切時，飛剪機的剪刃在軋件運動方向上的速度應等于或略大于軋件運動速度（俗稱拋鋼）。但此時必須要考慮飛剪機剪切時的動態速降。(2)剪切質量要求 為保證軋件剪切斷面（平直）質量，要求飛剪機的一對剪切刀片在剪切過程中作平移（平行移動）運動，剪刃間的刀片側隙應盡可能保持不變，同時，兩刀片始終與軋制中心線相垂直。(3)剪刃要求 剪刃的運動軌跡應是一條封閉曲線，在剪切段應盡量平直，在剪切過程中要求剪切速度均勻，并且不能出現相碰卡死現象。剪切完后，剪刃仍恢復到固定的初始位置，不影響軋件自由通過。(4)刃側隙要求 應能根據不同的軋件厚度，甚至軋件形狀，合理方便地調整剪刃側隙及重合量，以

9、保證剪切工藝的正常實施。(5)精度要求 盡量減少參與剪切運動的機構零部件的數量和重量，以降低剪切機構運動的慣量值（即飛輪矩），減少速度變化量，提高飛剪機剪切機構的靈敏性穩定性和定位精度，從而提高飛剪機的剪切定尺精度。(6)輔助設備要求 合理配置適合于飛剪機的同步機構及前后設備，如夾送測速輥，或末架軋機，撥鋼管（槽）等。此項因飛剪機結構選型及工作方式不同而不同，以保證飛剪機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量。1.2傳動裝置的概述傳動裝置的認識古語常說“路遙知馬力”，這句話其實就是從正面肯定了傳動裝置的地位，一臺好的機器只有具備了良好的傳動裝置，才能構成良性的動力結構，

10、使其發揮出應有的作用和效力，因此，說傳動裝置具有“心臟”的價值一點也不為過。在各種機械系統中都大量存在各種運動構件，他們分別具有傳動、操作和執行功用。根據其功能的不同，我們把它們分別稱為傳動系統（其中包括變速裝置、起停與換向裝置、制動及安全保護裝置等部分），執行系統、操縱系統，總稱機械運動系統。傳動系統處于能量流系統的中間位置，它主要用于將原動機的運動和動力傳給執行機構。1.2.2傳動裝置的任務第一，將動力機輸出的速度降低或提高，以適合工作（執行）機構的需要。第二，直接用動力機進行調速不經濟或不可能時，采用變速傳動來滿足工作（執行）機構經常要變速的要求。第三，將動力機輸出的轉矩，變換為工作（執

11、行）機構所需要的力矩或力。第四，將動力機輸出的等速旋轉運動，轉變為工作（執行）機構所要求的按某種規律變化的旋轉運動。第五，實現由一個或多個動力機驅動若干個相同或不相同速度的工作（執行）機構。第六，由于受到動力機或工作（執行）機構機體外形、尺寸等的限制，或為了安全和操作方便，執行機構不宜與動力機直接聯系，也需要用傳動裝置來連接。2.傳動方案的確定2.1電動機的選擇2.1.1電動機選擇應考慮的問題第一，根據機械的負載性質和生產工藝對電動機的起動、制動、反轉、調速等要求，選擇電動機類型。 第二，根據負載轉矩、速度變化范圍和起動頻繁程度等要求，考慮電動機的溫升限制、過載能力和起動轉矩，選擇電動機的容量

12、，并確定冷卻通風方式，所選電動機容量應留有余量，負荷率一般取0.80.9。過大的備用容量會使電動機的效率降低，對于感應電動機，其功率因數將變壞，并使按電動機最大轉矩校驗強度的機械造價提高。 第三，根據使用場所的環境條件，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方式，選擇電動機的結構形式。 第四，根據企業的電網電壓標準和對功率因數的要求，確定電動機的電壓等級和類型。 第五，根據生產機械的最高轉速和對電力傳動調速系統的過渡過程性能的要求，以及機械減速機構的復雜程度，選擇電動機的額定轉速。此外，選擇電動機還必須符合節能要求，考慮運行可靠性、設備的供貨情況、備品備件的通用性、安裝檢

13、修的難易，以及產品價格、建設費用及考慮生產過程中前后期電動機容量變化等各因素。2.1.2電動機功率的選擇由已經條件知，需要剪裁的材料是50的棒料，剪切速度V0=2m/s，剪切長度為L=2.5m,剪切機構主軸的轉速為n=270r/min,剪切力矩M=28186.72N·m.所需電動機功率計算： 式中電動機功率，； 電動機的過載系數，取3；傳動效率，經計算得；力矩分配系數，.代入相關數據得，P=231kw.根據電動機功率，參照相應的直流電動機標準進行預選，選擇的電動機必須具有轉動慣量小且啟動力矩大的特點，查機械設計手冊，選擇Z4-315-42型電動機，其額定功率Pd=284kw，額定轉速

14、為680r/min.2.2傳動方案的確定通過分析，初步確定以下兩種傳動方案：1.電動機 2.聯軸器 3.離合器 4.制動器 5.傳動齒輪圖2-1.傳動方案11.電動機 2.聯軸器 3.中間減速機 4中間聯軸器 5飛剪機本體圖2-2.傳動方案2兩種方案的對比:(1)方案2減速機內部齒輪和軸承受到的沖擊載荷小，因而整機壽命長，而且根據需要還可以更換不同速比的減速機，對飛剪機的改造升級有利，方案1傳動比一旦確定就不易更改。(2)方案2傳動方案中采用中間減速器和中間聯軸器，在同樣電動機功率和傳動比的情況下比方案1中多出了中間減速機箱體和中間聯軸器的重量，并且由于聯軸器轉動慣量的存在而消耗電動機的能量。

15、(3)方案2比方案1多出了兩個中間傳動環節，由于齒輪副側隙以及聯軸器誤差的存在，影響飛剪機本體剪切的速度。綜上所述，由于方案2傳動的環節較多而導致產品整體質量較重，而且剪切精度較低，因此方案1更適合本次飛剪機的要求，故選取方案1作為本次設計的傳動方案。2.3傳動裝置的運動和動力參數2.3.1總傳動比的計算與分配傳動裝置應有的總傳動比為：式中 總傳動比； 電動機滿載轉速； 主軸轉速。代入相關數據得i=2.52.由于減速的范圍較小，所以可用一級減速通過傳動齒輪傳遞到工作軸的方案。即i=2.52.2.3.2各軸轉速電動機軸：高速軸：低速軸：2.3.3各軸輸入功率電動機軸功率：高速軸：低速軸I：低速軸

16、II：其中 聯軸器的傳動效率；滾動軸承的傳動效率；圓柱齒輪的傳動效率。2.3.4各軸轉矩轉矩計算公式為： 代入數據求得：高速軸： TI=3948.64N·m低速軸I： TII=9550N·m低速軸II：TIII=9170.83N·m3.主要零部件的設計計算與校核3.1減速級齒輪的設計與校核 3.1.1選擇齒輪類型、精度等級、材料、齒數及螺旋角(1)按圖2-1所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。(2)傳動裝置為一般工作機構，故選用7級精度。(3)查表選擇小齒輪材料為40Cr，作調制處理，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，作調制處理，硬度為240HBS。(4)

17、閉式齒輪傳動一般轉速較高，為了提高傳動的平穩性，減小沖擊振動，以齒數相對較多為好。小齒輪的齒數可取為Z1=2040。故取Z1=40，則大齒輪齒數Z2=2.5240=101(5)為了不使軸承承受過大的軸向力，斜齒圓柱齒輪傳動的螺旋角不宜選的過大，常在820°之間選擇，故初選螺旋角=10°。按齒面接觸強度設計設計計算公式為：(1)確定公式內的各個計算數值1試選Kt=1.6.查圖10-30，選取區域系數ZH=2.47.查圖10-26得：， . 則.小齒輪的轉矩由表10-7查得齒寬系數d=1.由圖10-6知材料的彈性影響系數.ZE=189.8Mpa1/2由圖10-21d按齒面硬度查

18、得小齒輪的接觸疲勞強度極限：=600Mpa.按齒面硬度查得大齒輪的接觸疲勞強度極限：=550Mpa.計算應力循環次數：由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.9，KHN2=0.94.計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1.則： (2)計算試計算小齒輪分度圓直徑d1t.計算公式為： 代入數據計算圓周速度 計算齒寬b及模數mnt計算縱向重合度計算載荷系數K1查表10-2知，使用系數KA=1.根據v=7.1m/s，7級精度。由圖10-8查得：動載系數KV=1.16.查表10-4得：KH=1.45.圖10-13得：KF=1.45.查表10-3得：KH=KF=1.4.故載荷系數 .按

19、實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑計算模數mn3.1.3按齒根彎曲強度計算設計計算公式： (1)確定計算參數1計算載荷系數根據縱向重合度=2.24，由圖10-28查得螺旋角影響系數Y=0.92.計算當量齒數：公式為 代入數據得ZV1=41.88，ZV2=105.75.查取齒形系數查表10-20c知：YF1=2.38，YF2=2.18.查取應力校正系數查表10-5知：YSa1=1.674，YSa2=1.79.查圖10-20c知：小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500Mpa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380Mpa.查圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85，KFN2=0.88.計

20、算彎曲疲勞強度許用應力，取彎曲疲勞安全系數S=1.4計算大小齒輪的，并加以比較。小：大：比較知大齒輪的數值大。(2)設計計算代入數據得：mn=4.59.對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=227mm來計算應有的齒數。于是有： 取Z1=45，則Z2=uZ1=113.幾何尺寸的計算(1)計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、等不必修正。(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑(4)計算齒輪寬度圓整后取B2

21、=230mm，B1=235mm.(5)結構設計齒輪結構如圖3-1：圖3-1.齒輪結構圖(6)具體尺寸計算如下表（單位：mm）表3-1.齒輪參數表齒寬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齒數比u=2.52齒數z1=45，z2=113螺旋角=9.924°3.2傳動級齒輪的計算與校核傳動級齒輪的設計與校核方法同上述減速機齒輪的設計與校核，具體設計過程省略，計算結果如下表：表3-2齒

22、輪參數表齒寬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齒數比u=1齒數z1=z2=45螺旋角=9.92°3.3軸的設計與校核3.3.1高速軸的設計(1)初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。查表取A0=110，于是得高速軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑dI，為了使所選的軸徑dI與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩Tca=KATI，考慮到轉矩變化很小，故取KA=1.3，則：按照計算轉矩應小于聯軸器公稱

23、轉矩的條件，查手冊選用HL7型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為6300000N·mm.半聯軸器的孔徑d1=85mm，故取dI=85mm，半聯軸器的長度L=172mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=132mm.(2)軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案經分析比較，選用下圖所示的裝配方案：圖3-2.高速軸的裝配方案根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度第一，為了滿足半聯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.半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=132mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的

24、端面上，故I軸段的長度應比L1略短一些，取lI=130mm。第二，初步選擇滾動軸承。因軸承同時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dII=92mm，由軸承產品目錄中初步選取型號為32219單列圓錐滾子軸承，其基本尺寸dDT=95mm170mm45.5mm，故dIII=95mm。第三，取齒輪距箱體內壁的距離a=12mm，滾動軸承距箱體內壁的距離s=10mm，故lIII=45.5+12+10+4=71.5mm.滾動軸承左端采用軸肩進行軸向定位，查手冊得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

25、筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lIV=231mm.齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，故取h=8mm，則dV=121mm，軸環寬度b1.4h，取lV=15mm。第五，軸承端蓋的總寬度為30mm，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端與半聯軸器的端面的距離l=40mm，故lII=70mm。第六，根據軸承的尺寸得dVII=95mm，lVII=45.5mm；取dVI=105mm，根據安裝要求lVI=367mm。軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。根據dIV=105mm，查得平鍵截面bh=28mm16mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工

26、，長為180mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣半聯軸器與軸的連接選用平鍵為bhl=22mm12mm110mm，半聯軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。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圖3-2。3.3.2中間軸的設計(1)初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。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，故需同時選離合器的型號。離合器的計算轉矩

27、Tca=KATI，考慮到轉矩變化很小，故取KA=1.3，則：按照計算轉矩Tca應小于離合器公稱轉矩的條件，查手冊選用雙錐摩擦離合器，其公稱轉矩14320000N·mm。離合器的孔徑d=110140mm，故取dI=120mm，離合器與軸配合的轂孔長度L1=389mm。(2)軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案經分析比較，選用下圖所示的裝配方案：圖3-3.中間軸的裝配方案根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度第一，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度L1=389mm，取lI=389mm。第二，初步選擇滾動軸承

28、。因軸承同時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dII=126mm，由軸承產品目錄中初步選取型號為32026單列圓錐滾子軸承，其基本尺寸dDT=130mm200mm45mm故dIII=130mm。第三，取齒輪距箱體內壁的距離a=15mm，滾動軸承距箱體內壁的距離s=10mm，故lIII=45+15+10+4=74mm.滾動軸承左端采用軸肩進行軸向定位，查手冊得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，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lIV=226mm。齒輪的左端采用軸肩定

29、位，軸肩高度h0.07d，故取h=12mm，則dV=168mm，軸環寬度b1.4h，取lV=20mm。第五，軸承端蓋的總寬度為30mm，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端與離合器的端面的距離l=40mm，故lII=70mm。第六，根據軸承的尺寸得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。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dIV=144mm，查得平鍵截面bh=36mm20mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為180mm。同理，VI軸段上平鍵截面為bh

30、=36mm20mm，長度為280mm。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。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圖3-3。3.3.3輸出軸的設計(1)初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。查表取A0=115，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝制動器處軸的直徑dI，為了使所選的軸徑dI與制動器的孔徑相適應，故需同時選制動器的型號。根據制動器型號取dI=120mm，l1=500mm.(2)軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案經分

31、析比較，選用下圖所示的裝配方案：圖3-4.輸出軸的裝配方案根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度第一，為了滿足制動器的軸向定位要求，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，取端蓋的外端與制動器的端面的距離l=40mm，故lII=70mm。第二，初步選擇滾動軸承。因軸承同時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dII=126mm，由軸承產品目錄中初步選取型號為32026單列圓錐滾子軸承，其基本尺寸dDT=130mm200mm45mm，故dIII=130mm，lIII=45m

32、m。第三，取齒輪距箱體內壁的距離a=17.5mm，滾動軸承距箱體內壁的距離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行軸肩定位，查手冊得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h0.07d，故取h=12mm，則dV=168mm，軸環寬度b1.4h，取lV=20mm。第五，dIV=144mm，dVIII=126mm，根據安裝要求，確定lIV=

33、257.5mm。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dVI=144mm，查得平鍵截面bh=36mm20mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為280mm。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。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圖3-4。3.3.4軸的校核(1)高速軸的校核求作用在齒輪上的力圓周力徑向力軸向力求軸上的載荷經過計算得出下列數據：表3-3.高速軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=26716N FNH2=7

34、858NFNV1=834276N·mm FNV2=3597552N·mm彎矩MMH=3953968N·mmMV1=834276N·mm MV2=3597552N·mm總彎矩M1=4041025 N·mm M2=5345675 N·mm扭矩TT1=3948640 N·mm圖3-5.高速軸上的彎扭圖按彎扭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的強度，軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0.6，軸的計算應力：軸的材料為45鋼調制，由表查得=60Mpa。因此，故安全。(2)中間軸的校

35、核求作用在齒輪上的力圓周力徑向力軸向力求軸上的載荷：表3-4.中間軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=8236N FNH2= -31951NFNV1=8230N·mm FNV2=-16993N·mm彎矩MMH1=1185984N·mmMH2=6358249N·mmMV1左=-485718N·mm MV1右=1185120N·mmMV2左=-3381607N·mm MV2右=-1711464N·mm總彎矩M1左=1281593 N·mm，M1右=1676624 N·mmM2左=72015

36、69 N·mm，M2右=6584560 N·mm扭矩TTII=9550000 N·mm圖3-6.中間軸上的彎扭圖按彎扭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的強度，軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0.6，軸的計算應力：軸的材料為45鋼調制，由表=60Mpa。因此，故安全。(3)輸出軸的校核求作用在齒輪上的力圓周力徑向力軸向力求軸上的載荷經過計算得出下列數據：表3-5.輸出軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=14996N FNH2=39755NFNV1=8489N·mm FNV2=11741N·

37、;mm彎矩MMH=5923420N·mmMV1=3353155N·mm MV2=1749409N·mm總彎矩M1=6806655N·mm M2=6176353 N·mm扭矩TTIII=9170830 N·mm圖3-7.輸出軸上的彎扭圖按彎扭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的強度，軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0.6，軸的計算應力：軸的材料為45鋼調制，由表查得=60Mpa。因此，故安全。3.4鍵的選擇與校核高速軸上鍵的選擇與校核(1)軸與聯軸器上鍵的校核選擇鍵的連接類型和尺寸：選用圓

38、頭普通平鍵連接。根據dI=85mm，查取鍵的截面尺寸為bh=22mm14mm，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=110mm.校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂三者中最弱材料的許用應力=100120Mpa，取其平均值=110Mpa，鍵的工作長度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，連接的擠壓強度不夠，考慮到相差較大，因此改用雙鍵，相隔180°布置。雙鍵的工作長度l=1.588=132mm.即滿足要求。(2)與齒輪連接的鍵的校核選擇鍵的連接類型和尺寸：選用圓頭普通平鍵連接。根據dVI=105mm，查取鍵的截面尺寸為bh=28mm

39、16mm，取鍵長L=180mm.校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂三者中最弱材料的許用應力=100120Mpa，取其平均值=110Mpa，鍵的工作長度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。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軸承的選用與校核高速軸上圓錐滾子軸承的校核計算選用圓錐滾子軸承32219，查表知其額定動載荷Cr=302000N，額定靜載荷C0r=448000N。圖3-8.軸承受力圖(1)作用在軸承上的負荷A：B：(2)軸向負荷軸承內部軸向力： 故軸承B被壓緊。所以Fa1= F

40、d1=9751N，Fa2=-Fd1+ FA=9751+6049=15800N(3)計算當量動載荷Pr軸承A：e=0.42查取x1=1，y1=0，fp=1.2當量動載荷：軸承B，e=0.42查取x2=0.4，y2=1.4，fp=1.2比較知Pr1Pr2，所以按軸承A的大小驗算。即 因此，所選軸承滿足壽命要求。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，查表知其額定動載荷Cr=335000N，額定靜載荷C0r=568000N

41、，e=0.42，Y=1.4，Y0=0.8.經校核，二者均符合要求。4.零部件的選取及潤滑4.1對離合器性能的要求飛剪機的啟動過程階段,實際上是響應機構對階躍信號的動態響應過程。因此離合器的綜合響頻及性能是影響飛剪機啟動特性的主要因素。離合器的綜合響應時間對飛剪機的運動不產生影響,只影響剪切的倍尺長度,但其變化量范圍小,對定尺精度的影響可忽略。另外為了保證離合器綜合響應時間的穩定性,在使用過程中,應保持離合器系統壓力的穩定。4.2對制動器性能的要求制動器性能是影響飛剪機綜合性能的主要因素,它限制和制約著飛剪機的剪切速度。制動段時通過制動器實現摩擦制動的減速過程，要求制動器的系統綜合響應快，制動過

42、程中動載荷變化要連續平穩。對制動器的動作順序進行控制時，應對壓力干涉予以考慮，在滿足控制要求的前提下，采取延時控制措施，避免離合器與制動器的運動干涉。根據以上種種對離合器和制動器的要求，我們選用了轉動慣量低，響應速度快，傳動力矩大，結構緊湊的軸向雙錐摩擦式離合器制動器作為傳遞動力的關鍵部件。工作時，控制裝置將推力盤內外摩擦片（即內外片）壓合在一起，產生制動效果；停止時，由于恢復彈簧的作用，使內外摩擦片脫離，恢復初始狀態，等待下次動作。制動器的動作原理和離合的基本一致。4.3飛剪機箱體結構飛剪機在工作時產生很大的沖擊和震動，所以飛剪機傳動部分的箱體結構需要具有良好的穩固性，基于這一點，飛剪機傳動裝置的軸承座設計成一個整體，有別于通過鋼板焊接連接結構。這種設計雖然使得減速機的重量有所增加，但是其剛性也大大提高，飛剪機傳動裝置工作的安全性得到保障。在設計傳動裝置箱體結構時，并非不考慮經濟性。飛剪機傳動裝置的箱體一般采用L型結構，與長方形箱體相比最顯著的優點就是節約了空間，減少了重量。另外，由于增加了重點部位的材料，使得承受沖擊的載荷得到提高，剛性因此得到提高。由于以前國外設計的圖紙一般都采用矩形箱體，為了增加穩定性，軸承座厚度相應提高，連接軸承座的鋼板的厚度隨之增加，使整個箱體結構復雜、重量重、在