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5T龍門皮革下料機總體設計及傳動系統(tǒng)設計
目錄
1前言 1
1.1課題的來源、設計要求 1
1.2課題在國內(nèi)（外）發(fā)展概況及存在的問題 1
1.3課題設計的總體思路 2
1.4本設計應解決的主要問題、意義及實用價值 2
2總體方案設計 3
2.1傳動方案的擬定 3
2.2電動機的選擇 5
2.3各級傳動比的分配 6
3傳動件設計 7
3.1帶傳動設計 7
3.2.齒輪傳動設計 10
3.2.1一級齒輪傳動設計 11
3.2.2二級齒輪傳動設計 14
3.3軸的設計 16
3.3.1軸的最小直徑估算 16
3.3.2軸的結構設計 17
3.3.3軸的校核 18
3.4蝸桿傳動設計 23
3.4.1 蝸輪蝸桿參數(shù)計算 24
3.5 滾動軸承 24
3.5.1滾動軸承的選擇 24
3.5.2 滾動軸承的潤滑 26
3.6 鍵連接的選擇 27
3.7 箱體設計 28
5.結論 29
參考文獻 30
致謝 31
附錄 32
1前言
1.1課題的來源、設計要求
課題是5T龍門皮革下料機的總體設計及傳動系統(tǒng)設計
課題來源于：鹽城市盛和輕工機械廠。
課題設計要求：設備應能滿足下料分切干燥要求且結構簡單、運轉平穩(wěn)，工作可靠,同時工作行程應便于調(diào)整,設備易便于維修
1.2課題在國內(nèi)（外）發(fā)展概況及存在的問題
改革開放20多年來，隨著中國成為皮革工業(yè)大國，皮革機械行業(yè)也得到了蓬勃發(fā)展。皮革機械行業(yè)包括制革、制鞋及皮件機械部分，為皮革工業(yè)生產(chǎn)提供機械及自動化生產(chǎn)裝備。皮革機械的發(fā)展，改變了皮革工業(yè)從手工作坊的生產(chǎn)方式到機械化、半自動化大規(guī)模工業(yè)的生產(chǎn)，提高了產(chǎn)品質量，提高了生產(chǎn)效率。
近三年，中國制鞋機械年銷售額每年都以20%以上的速度增長;去年銷售額增長超過30%。?隨著中國成為世界鞋業(yè)加工基地，鞋機企業(yè)完成了創(chuàng)業(yè)初期的資金和技術積累，今后將會及時根據(jù)鞋廠的工藝改進，設計生產(chǎn)新的機器，提高新產(chǎn)品開發(fā)能力，創(chuàng)造中國鞋機品牌和具有中國特點的鞋機。中國鞋機的質量已經(jīng)穩(wěn)定，鞋機出口將有相當大的發(fā)展空間。?總的說來，目前中國皮革機械工業(yè)已有一定的規(guī)模，各廠家生產(chǎn)的產(chǎn)品，在種類、規(guī)格、數(shù)量、質量等方面都有很大的發(fā)展和提高，基本滿足了皮革企業(yè)的需要，部分皮機已達到或接近國際80年代水平并且出口。近年來，一些軍工大企業(yè)也介入皮機生產(chǎn)，有力地促進了皮機工業(yè)的發(fā)展，目前已形成了幾個皮機生產(chǎn)制造基地和集團。
但是，我們不可否認這樣一個事實:皮革制品加工業(yè)在中國仍然屬于勞動密集型產(chǎn)業(yè)，即使是目前多數(shù)大中型皮革企業(yè)使用的性能高的機器設備依然以“洋機”為主，國產(chǎn)皮機在質量上與國際先進皮機相比還有一定的差距。
“皮革機械工業(yè)基礎差，設計理論不夠完善，科研力度仍不夠，專業(yè)人才匱乏，以引進、仿造為主”，這就是中國現(xiàn)階段皮革機械工業(yè)的真實寫照，同時也是中國皮革機械水平低、落后的最根本所在。而實現(xiàn)皮革生產(chǎn)的機械化、自動化是其發(fā)展的根本出路。[19]
1.3課題設計的總體思路
本課題首先需要完成總體設計：設計皮革下料機的總體結構，安裝尺寸，確定機器的傳動方案和工作原理，分配各級傳動裝置的傳動比，同時根據(jù)需要的生產(chǎn)量確定機器的工作參數(shù)。
其次，在完成總體設計的基礎上，需要進行傳動裝置設計：設計曲柄滑塊機構，利用齒輪結構進行傳動，結構簡單，傳動比準確，高效率，低功耗，平穩(wěn)運行，具有良好的性能。
1.4本設計應解決的主要問題、意義及實用價值
解決的主要問題：通過現(xiàn)代CAD技術對傳動零件的選定，設計非標準件和機床總體結構。運用AutoCAD繪制機床的總裝配圖、各個零件的零件圖和傳動路線圖，以指導各零件的加工和機床的設計。運用Pro/E進行該機床零件的三維實體建模，生成三維爆炸視圖，指導該機床的生產(chǎn)裝配。通過專業(yè)知識核實所設計的機床總體結構和各零部件是否合格。
皮革下料專用機床的設計制造滿足了技術發(fā)展的需要，提高了生產(chǎn)率和產(chǎn)品的精度，增大了設備的適應能力,改善了加工工藝，減少了企業(yè)資金的投入。用戶還可以針對自己的實際情況做出相應的調(diào)整。從生產(chǎn)分析來看，在現(xiàn)代制造業(yè)中，單一品種的大量生產(chǎn)占有相當大的比重，若要完成這些生產(chǎn)任務，不外乎選擇通用機床、專用機床或數(shù)控機床，其中專用機床是最能適應這種生產(chǎn)需要的。
2總體方案設計
本課題是5T龍門皮革下料機總體設計及傳動系統(tǒng)設計。
本課題設計過程主要分為總體設計、傳動系統(tǒng)設計及曲柄滑塊機構的Pro/E三維造型三個階段。
機械式下料機
下料機主要用于橡膠、塑料、皮革、尼龍、紙板、合成材料等非金屬類之下料，以機械代替手工開裁坯料之用。只要配上適當?shù)某尚偷赌?，便能獲得各種形狀的制品。
目前，通常下料機可分為液壓式和機械式下料機兩大類。液壓式下料機可控性好，精度高，但速度低，能耗大。機械式下料機速度快，能量消耗小，能滿足高速大批量生產(chǎn)的要求。但是缺乏柔性，不能控制。目前市場上已出現(xiàn)用伺服電機驅動的機械式下料機，這一設計解決了傳統(tǒng)機械式下料機不能控制的問題，但是造價昂貴，能耗也大。
機械式下料機是通過曲柄滑塊機構將電動機的旋轉運動轉換為滑塊的直線往復運動，對坯料進行成形加工。
考慮到所設計的下料機主要是對皮革的切削，工作臺尺寸：L*W 1500*1000mm
要求運轉平穩(wěn)，工作可靠，故采用一級帶傳動和二級圓柱齒輪，該方案結構尺寸大，但有減振和過載保護作用。
機械式皮革下料機總裝圖
機械式皮革下料機其特點： 1、結構強度高，機身不變形，經(jīng)久耐用。 2、設定容易，操作簡便、靈活。 3、動作平穩(wěn),工作可靠，使用安全,易于維修。4、噪音低，可改善車間工作環(huán)境。
考慮到機床運行時要保證所需皮革樣式能夠準確的切除，所以機床采用帶傳動，二級齒輪傳動（一對斜齒輪，一對直齒輪）。
機械式下料機傳動系統(tǒng)裝配圖
本課題所設計的下料機的工作效率高，能滿足準確的運動，傳動平穩(wěn)可靠，使用安全，易于維修，滿足了下料分切干燥要求，能保證所需皮革樣式準確的切除。通過曲柄滑塊機構將電動機的旋轉運動轉換為滑塊的直線往復運動，對坯料進行成形加工，工作行程就取決了曲軸的偏心距，所以工作行程不能調(diào)整。但可以對工作臺進行調(diào)整。
為了完成機床的設計，首先對零件進行工藝分析,主要是結構、尺寸精度、材料的分析；其次根據(jù)基本參數(shù)進行設計；最后確定各個零部件的結構和機床總體結構，畫出各零部件、機床的二維或三維圖，運用Pro/E進行該機床零件的三維實體建模，生成三維爆炸視圖。
2.1傳動方案的擬定
機器由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。其中傳動裝置是將原動機的運動和動力傳遞給工作機的中間裝置。應具備減速、改變運動形式或運動方向以及將動力和運動進行傳遞和分配的作用。
下面是皮革下料機的傳動方案的運動簡圖
采用一級帶傳動和二級圓柱齒輪，該方案結構尺寸大，但有減振和過載保護作用。
傳動方案：采用二級齒輪傳動，由電動機帶動帶輪I軸轉動，通過一對嚙合帶動II軸轉動，再由一對直齒輪嚙合帶動曲軸轉動，通過曲柄滑塊機構帶動上工作臺上下往復運動。
2.2電動機的選擇
工作機所需功率為，由于工作臺工作最高頻次為30次/min，所以
電動機所需功率:
(2-1)
從電動機到工作機之間的傳動裝置總效率為：
(2-2)
查文獻資料[4]表2-4 得,,
由式（2-2）得
由式（2-1）得
選取電動機額定功率，
使
查文獻資料[4]表2-2 取
確定電動機轉速
工作機轉速為：
按文獻資料[9]表11-9推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動比，單級圓柱齒輪傳動,總傳動比合理范圍，故電動機轉速可選范圍為：
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結構和帶傳動及減速器的傳動比，選定電動機的型號為Y132M-4。
表1 電動機性能參數(shù)表
電動機型號
額定功率
Pw/kW
同步轉速/
滿載轉速/
電動機質量/kg
總傳動比
V帶傳動
二級齒輪傳動
Y132M-4
7.5
1500
1440
81
48
2.5
19.2
2.3各級傳動比的分配
A.傳動裝置的總傳動比為：
B.分配各級傳動比：
因 ，取
取，
C.運動和動力參數(shù)的計算
a.各軸轉速
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
b.各軸功率
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
c.各軸轉矩
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
3傳動件設計
3.1帶傳動設計
A.帶傳動的特點
帶傳動由主動輪、從動輪及緊套在其上的環(huán)形傳動帶所組成。
摩擦帶傳動中，傳動帶張緊在主動輪和從動輪上，帶與兩輪接觸面之間產(chǎn)生壓力。當主動輪旋轉時，由這個壓力所產(chǎn)生的摩擦力拖拽帶運動，同理帶又拖拽從動輪旋轉，完成運動和動力的傳遞。
按帶的截面形狀，帶可分平帶、V帶、多楔帶和圓形帶等。V帶又分為普通V帶、窄V帶、寬V帶、接頭V帶、聯(lián)組V帶、齒形V帶及大楔角V帶等10多種。其中普通V帶應用最廣，窄帶則在近十年來應用越來越多。
帶傳動的主要優(yōu)點是：
a.緩沖和吸振，傳動平穩(wěn)、噪聲??；
b.帶傳動靠摩擦力傳動、過載時帶與帶輪接觸面間發(fā)生打滑，可防止損壞其他零件；
c.適用于兩軸中心距較大的場合；d.結構簡單，制造、安裝和維護等均較為方便，成本低廉。
帶傳動的缺點是：
a.不能保證準確的傳動比；
b.需要較大的張緊力，增大了軸和軸承的受力；
c.整個傳動裝置的外廓尺寸較大，不夠緊湊；d.帶的壽命較短，傳動效率較低。
鑒于上述特點，帶傳動主要適用于：
a.速度較高的場合，多用于原動機輸出的第一級傳動。帶的工作速度一般為5～30m/s,高速帶可達60m/s。
b.中、小功率傳動，通常不超過50KW。
c.傳動比一般不超過7，最大用到10。
d.傳動比不要求十分準確。
B.帶傳動設計
a.選擇V帶型號
(a)確定計算功率
查文獻資料[8]表4-6得工作情況系數(shù)
(b)選擇V帶型號
按，，查文獻資料[8]圖4-1得,
選擇B型V帶
b.確定帶輪直徑、
(a)選取小帶輪直徑
查文獻資料[8]圖4-11及表4-4，選取小帶輪直徑
(b)驗算帶速
在5～25m/s內(nèi)，合適。
(c)確定從動帶輪直徑
查文獻資料[8]表4-4 選取
c.確定中心距和帶長
(a)初選中心距
（3-1）
由式（3-1）得
取
(b)求帶的計算基準長度
（3-2）
由式（3-2）得
查文獻資料[8]表4-2 選取
(c)計算中心距
(3-3)
由式（3-3）得
(d)確定中心距調(diào)整范圍
d.驗算小帶輪包角
（3-4）
由式（3-4）得
故，合適。
e.確定V帶根數(shù)Z
(a)確定額定功率
由、及根據(jù)文獻資料[8]表4-5，得單根B型V帶的額定功率分別為2.47kw和2.83kw，用線性插值法求時的額定功率值
(b)確定V帶根數(shù)
（3-5）
查文獻資料[8]表4-7得
表4-8得 ，
表4-2得
由式（3-5）得
取Z=3根，合適
f.計算單根V帶初拉力
查文獻資料[8]表4-1得
（3-6）
由式（3-6）得
g.計算對軸的壓力
（3-7）
由式（3-7）得
h.確定帶輪的結構尺寸
，采用實心輪結構
，采用四孔板輪結構
3.2.齒輪傳動設計
A.齒輪傳動的特點
齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種傳動形式。最常用的漸開線齒輪傳動。
齒輪傳動的主要優(yōu)點是：
a.瞬時傳動比恒定，工作平穩(wěn)，傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力；
b.適用的功率和速度范圍廣，功率從接近于零的微小值到數(shù)萬千瓦，圓周速度從很低到300m/s；
c.傳動效率高，=0.92-0.98，在常用的機械傳動中，齒輪傳動的效率較高；
d.工作可靠，使用壽命長；
e.外廓尺寸小，結構精湊。
齒輪傳動的主要缺點是：制造和安裝精度要求較高，需專門設備制造，成本較高，不宜用于較遠距離兩軸之間的傳動。
齒輪傳動應滿足的基本要求是:
a.瞬間傳動比不變，沖擊、振動和噪聲小，能保證較好的傳動平穩(wěn)性和較高的運動精度；
b.在尺寸小、質量輕的前提下，輪齒的強度高，耐磨性好，承載能力大，能達到預期的工作壽命。
B.齒輪傳動的設計準則
對閉式軟齒面齒輪傳動，主要失效形式是齒面點蝕，故按齒面接觸疲勞強度進行設計計算，再按齒根彎曲疲勞強度進行校核。
對閉式硬齒面齒輪傳動，其齒面抗點蝕能力較強，主要失效形式表現(xiàn)為齒根彎曲疲勞折斷，故按齒根彎曲疲勞強度進行設計計算，再按齒面接觸疲勞強度進行校核。
對開式齒輪傳動，主要失效形式是齒面磨損和齒根彎曲疲勞折斷，故先按齒根彎曲疲勞強度進行設計計算，然后考慮磨損的影響，將強度計算所求得的齒輪模數(shù)適當增大。
3.2.1一級齒輪傳動設計
A.選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級、齒數(shù)與及齒寬系數(shù)并初選螺旋角
考慮到該下料機的功率不大，故大、小齒輪選用調(diào)質處理，齒面硬度為；屬軟齒面開式傳動，載荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，選7級精度，小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，按軟齒面齒輪非對稱安裝查文獻資料[8]表6-5，取齒寬系數(shù)；初選螺旋角。
B.按齒根彎曲疲勞強度設計
a確定公式中各參數(shù)值
（3-8）
(a)載荷系數(shù) 試選=1.5。
(b)小齒輪傳遞的轉矩
(c)大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限、
查文獻資料[8]圖6-9得，,
(d)應力循環(huán)次數(shù)（工作壽命10年 ，每年工作300天，兩班制）
(e)彎曲疲勞壽命系數(shù)、
查文獻資料[8]圖6-7得，,
(f)計算許用彎曲應力、
取彎曲疲勞安全系數(shù)，應力修正系數(shù)，則
(g)查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)
根據(jù)當量齒數(shù)
查文獻資料[8]表6-4得 ，
，
(h)計算大小齒輪的并加以比較
因，故按小齒輪進行齒根彎曲疲勞強度設計
(i)重合度系數(shù)及螺旋角系數(shù)
取,
b設計計算
(a)試算齒輪模數(shù)
由式（3-8）得
(b)計算圓周速度v
(c)計算載荷系數(shù)K
查文獻資料[8]表6-2得使用系數(shù)；根據(jù)、7級精度，查文獻資料[8]圖6-10得動載系數(shù)；斜齒輪傳動??；查文獻資料[8]圖6-13得。
則載荷系數(shù)
(d)校正并確定模數(shù)
取
c計算齒輪傳動的幾何尺寸
(a)中心距
取
(b)螺旋角
(c)兩輪分度圓直徑、
(e)齒寬、
取，
(f)齒高
C.校核齒面接觸疲勞強度
（3-9）
a確定公式中各參數(shù)值
(a)大、小齒輪的接觸疲勞強度極限、
查文獻資料[8]圖6-8得
(b)接觸疲勞壽命系數(shù)
查文獻資料[8]圖6-6得
(c)計算許用接觸應力、
取安全系數(shù)，則
(d)節(jié)點區(qū)域系數(shù)
查文獻資料[8]圖6-19得 節(jié)點區(qū)域系數(shù)
(e)重合度系數(shù)
重合度系數(shù)
(f)螺旋角系數(shù)
螺旋角系數(shù)
(g)材料系數(shù)
查文獻資料[8]表6-3得 材料系數(shù)
b校核計算
由式（3-9）
故齒面接觸疲勞強度滿足要求
D.齒輪結構設計及繪制齒輪零件圖
大齒輪：齒頂圓直徑大于290mm但小于500mm，故選用腹板式結構，結構尺寸按文獻資料[8]圖6-26薦用公式計算。
3.2.2二級齒輪傳動設計
A.選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級、齒數(shù)，及齒寬系數(shù)
考慮到該下料機的功率不大，故大、小齒輪都選用鋼調(diào)質處理，齒面硬度分別為、；屬軟齒面開式傳動，載荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，選7級精度，小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，按軟齒面齒輪非對稱安裝查文獻資料[8]表6-5，取齒寬系數(shù)
B.按齒根彎曲疲勞強度設計
a確定公式中各參數(shù)值
（3-10）
(a)載荷系數(shù) 試選=1.5
(b)小齒輪傳遞的轉矩
(c)大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限，
查文獻資料[8]圖6-9得，,
(d)應力循環(huán)次數(shù)（工作壽命10年 ，每年工作300天，兩班制）
(e)彎曲疲勞壽命系數(shù)
查文獻資料[8]圖6-7得 ，
(f)計算許用彎曲應力、
取彎曲疲勞安全系數(shù)，應力修正系數(shù)，則
(g)查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)
查文獻資料[8]表6-4得 ，
，
(h)計算大小齒輪的并加以比較
因，故按小齒輪進行齒根彎曲疲勞強度設計
b設計計算
(a)試算齒輪模數(shù)
由式（3-10）得
(b)計算圓周速度v
(c)計算載荷系數(shù)K
查文獻資料[8]表6-2得使用系數(shù)；根據(jù)、7級精度，查文獻資料[8]圖6-10得動載系數(shù)；斜齒輪傳動取。
則
(d)校正并確定模數(shù)
取
c計算齒輪傳動的幾何尺寸
(a)中心距
取
(b)兩輪分度圓直徑、
(c)齒寬、
取，
(d)齒高
C.校核齒面接觸疲勞強度
（3-11）
a確定公式中各參數(shù)值
(a)大、小齒輪的接觸疲勞強度極限、
查文獻資料[8]圖6-8得，
(b)接觸疲勞壽命系數(shù)
查文獻資料[8]圖6-6得， 、
(c)計算許用接觸應力、
取安全系數(shù)，則
(d)節(jié)點區(qū)域系數(shù)
查文獻資料[8]圖6-19得節(jié)點區(qū)域系數(shù)
b校核計算
由式（3-11）得
故齒面接觸疲勞強度滿足要求
D.齒輪結構設計及繪制齒輪零件圖
大齒輪：齒頂圓直徑大于330mm但500mm小于，故選用腹板式結構，結構尺
寸按文獻資料[8]圖6-26薦用公式計算。
3.3軸的設計
3.3.1軸的最小直徑估算
轉軸受彎扭組合作用，在軸的結構設計前，其長度、跨距、支反力及其作用點的位置等都未知，尚無法確定軸上彎矩的大小和分布情況，因此也無法按彎扭組合來確定轉軸上各段的直徑。為此應先按扭轉強度條件估算轉軸上僅受轉矩作用的軸段的直徑。
(3-12)式中C——計算常數(shù)，取決于軸的材料和受載情況。
當軸段上開有鍵槽時，應適當增大直徑以考慮鍵槽對軸的削弱：d>100mm時，單鍵槽增大3％，雙鍵槽增大7％；d100mm時，單鍵槽增大5％～7％，雙鍵槽增大10％～15％。最后對d進行圓整。
軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，查文獻資料[8]表11-3得，，
選取
軸I ,單鍵槽軸徑應增大5%～7%，
即增大26.81～27.32mm,取
軸II ，取
軸III ，取
A.各軸段的直徑
階梯軸各軸段直徑的變化應遵循下列原則：
a.配合性質不同的表面（包括配合表面與非配合表面），直徑應有所不同；
b.加工精度、粗糙度不同的表面，一般直徑亦應有所不同；
c.應便于軸上零件的裝拆。
通常從初步估算的軸段最小直徑開始，考慮軸上配合零部件的標準尺寸、結構特點和定位、固定、裝拆、受力情況等對軸結構的要求，一次確定軸段的直徑。具體操作時還應注意以下幾個方面問題：
a.與軸承配合的軸頸，其直徑必須符合滾動軸承內(nèi)徑的標準系列。
b.軸上螺紋部分必須符合螺紋標準。
c.軸肩定位是軸上零件最方便可靠的定位方法。軸肩分定位軸肩和非定位
軸肩，定位軸肩通常用于軸向力較大的場合。
d.定位軸肩是為加工和裝配方便而設置的，其高度沒有嚴格的規(guī)定。與軸
上傳動零件配合的軸頭直徑，應盡可能圓整成標準直徑尺寸系列。
e.非配合的軸身直徑，可不取標準值，但一般應取成整數(shù)。
B.各軸段的長度
各軸段的長度決定于軸上零件的寬度和零件固定的可靠性，設計時應注意以下幾點：
a.軸頸的長度通常于軸承的寬度相同。
b.軸頭的長度取決于與其相配合的傳動輪轂的寬度。
c.軸身長度的確定應考慮軸上各零件之間的相互位置關系和拆裝工藝要求，各零件間的間距查文獻資料[1]
3.3.2軸的結構設計
軸的結構設計就是要確定軸的合理外形和結構，以及包括各軸段長度、直徑及其他細小尺寸在內(nèi)的全部結構尺寸。
軸的結構主要取決以下因素：軸在機器中的安裝位置及形式；軸的毛坯種類；軸上作用力的大小和分布情況；軸上零件的布置及固定方式；軸承類型及位置；軸的加工工藝以及其他一些要求。由于影響因素很多，且其結構形式又因具體情況的不同而異，所以軸沒有標準的結構形式，設計具有較大的靈活性和多樣性。但是，不論具體情況人如何，軸的結構一般應滿足以下幾個方面的要求：
a.軸和軸上零件要有準確的工作位置；
b.軸上零件應便于裝拆和調(diào)整；
c.軸應具有良好的制造工藝性；
d.軸的受力合理，有利于提高強度和剛度；
e.節(jié)省材料，減輕重量；
f.形狀及尺寸有利于減小應力集中。
3.3.3軸的校核
圖1 曲軸
軸在初步完成結構設計后，進行校核計算。計算準則是滿足軸的強度或剛度要求。進行軸的強度校核計算時，應根據(jù)軸的具體受載及應力情況，采取相應的方法，并恰當?shù)剡x取其許用應力，對于用于傳遞轉矩的軸應按扭轉強度條件計算，對于只受彎矩的軸（心軸）應按彎曲強度條件計算，兩者都具備的按疲勞強度條件進行精確校核等。
對Ⅲ軸(曲軸)進行強度校核：
A.求軸上載荷
a.求出Ⅲ軸(曲軸)上的轉矩T
Ⅲ軸上的傳遞的功率
則
b.計算齒輪受力 見圖2(a)
(a)齒輪的分度圓直徑
(b)圓周力
(c)徑向力
c.計算支承反力
(a)軸承的支點位置，由7214CJ角接觸球軸承查手冊，a=26mm
(b)齒寬中點距左支點距離
(c)齒寬中點距右支點距離
(d)左支點水平面的支反力
，
(e)右支點水平面的支反力
(f)左支點垂直面的支反力
(g)右支點垂直面的支反力
B.畫彎矩圖 見圖2c、d、e）
a.截面B處水平面彎矩
b.截面B處垂直面彎矩
c.截面B處合成彎矩
C.彎扭合成強度校核
通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面的強度，危險截面B
a.截面B處計算彎矩
考慮啟動、停機影響，扭矩為脈動循環(huán)變應力，
則
b.截面B處計算應力
因齒輪和軸用平鍵進行周向固定，故：
——危險截面的抗彎截面系數(shù)，單位為
c.強度校核
45鋼調(diào)質處理，查文獻資料[8]表11-2得 ，
故彎扭合成強度滿足要求。
d.畫轉矩圖
圖2 軸的受力分析及彎扭矩圖
D.軸的疲勞強度安全系數(shù)校核
a.確定危險截面：
截面A只承受轉矩，故不必校核。截面B上應力最大，但由于過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在該軸段兩端，故也不必校核。截面VII，VIII處應力接近最大，應力集中相近，且最嚴重，但截面VII不受轉矩作用，故不必校核。截面VIII為危險截面，截面VIII的左右兩側均需校核
b. VIII截面右側強度校核
(a)抗彎截面系數(shù)
(b)抗扭截面系數(shù)
(c)截面VIII左側的彎矩
(d)截面上的彎曲應力
(e)截面上的扭轉切應力
(f)平均應力
彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力，
扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，
(g)應力幅
曲正應力為對稱循環(huán)彎應力，
扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，
(h)材料的力學性能
由文獻資料[8]查表11-2，45鋼調(diào)質，
(i)軸上環(huán)槽處理論應力集中系數(shù) ，，
由文獻資料[8]附表1.5，并經(jīng)插值計算，
(j)材料的敏性系數(shù)
由，由文獻資料[8]圖2.8，并經(jīng)插值計算，
(k)有效應力集中系數(shù)
(l)尺寸及截面形狀系數(shù)
由 查文獻資料[8]圖2-9，得
(m)扭轉剪切尺寸系數(shù)
由 查文獻資料[8]圖2-10，得
(n)表面質量系數(shù)
軸按磨削加工，由 查文獻資料[8]圖2-12得
(o)表面強化系數(shù)
軸未經(jīng)表面強化處理
(p)疲勞強度綜合影響系數(shù)
(q)等效系數(shù) 45鋼：，取
，取
(r)僅有彎曲正應力時的計算安全系數(shù)
(s)僅有扭轉切應力時的計算安全系數(shù)
(t)彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù)
(u)設計安全系數(shù)
查文獻資料[8]表2-2材料均勻，載荷與應力計算精確時：
(v)疲勞強度安全系數(shù)校核
因，故右側疲勞強度合格
c.Ⅳ截面左側強度校核
(a)抗彎截面系數(shù)
(b)抗扭截面系數(shù)
(c)截面VII左側的彎矩
(d)截面上的彎曲應力
(e)截面上的扭轉切應力
(f)平均應力
彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力，
扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，
(g)應力幅
彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力，
扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，
(h)過盈配合處的值
，，配合為，由文獻資料[8]查附表1-4得
(i)過盈配合處的值
，取
(j)疲勞強度綜合影響系數(shù)
(k)僅有彎曲正應力時的計算安全系數(shù)
(l)僅有扭轉切應力時的計算安全系數(shù)
(m)彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù)
(n)強度校核 查文獻資料[8]表2-2 得
因，故左側疲勞強度合格
d.靜強度安全系數(shù)校核
該下料機無大的瞬時過載和嚴重的應力循環(huán)不對稱，故無需靜強度校核。
e.繪制軸的零件工作圖
3.4蝸桿傳動設計
蝸桿傳動的特點
蝸桿傳動是用來傳遞空間交錯軸之間運動和動力的，由蝸桿、蝸輪和機架組成。
a.蝸桿傳動的主要優(yōu)點有：
(a)傳動比大，結構緊湊；
(b)蝸桿傳動相當于螺旋傳動，為多齒嚙合傳動，故傳動平穩(wěn)、振動小、躁聲低；
(c)當蝸桿的導程角小于當量摩擦角時，可實現(xiàn)反向自鎖，即具有自鎖性。
b.蝸桿傳動的主要缺點有：
(a)因傳動時嚙合齒面間相對滑動速度大，故摩擦損失大，效率低。不宜用于大功率傳動。
(b)為減輕齒面的磨損及防止膠合，蝸輪一般使用貴重的減摩材料制造，故成本高；
(c)對制造和安裝誤差很敏感，安裝時對中心距的尺寸精度要求較高。
3.4.1 蝸輪蝸桿參數(shù)計算
A.主要尺寸設計
a.選、
查文獻資料[8]表7-2 蝸桿頭數(shù)和蝸輪齒數(shù)的薦用值，選取，
b.壓力角
GB100087—88規(guī)定，阿基米德蝸桿的壓力角的標準值為
c.模數(shù)
查文獻資料[8]表7-1 選取，分度圓直徑
蝸桿的直徑系數(shù)
d.導程角
e.齒頂高系數(shù)
f.頂隙系數(shù)
g.分度圓直徑
h.齒頂圓直徑、
i.齒根圓直徑、
j.中心距a
B.繪制零件圖
本次設計的是皮革下料專用機床，蝸桿傳動只是起微調(diào)工作臺行程的作用。生產(chǎn)同一產(chǎn)品就無需調(diào)節(jié)，故無需強度校核。
3.5 滾動軸承
3.5.1滾動軸承的選擇
選擇滾動軸承的類型，一般從載荷的大小、方向和性質三方面進行考慮。
在外廓尺寸相同的條件下，滾子軸承比球軸承承載能力大，適用于載荷較大或有沖擊的場合。球軸承適用于載荷較小、振動和沖擊力較小的場合。
當承受純徑向載荷時，通常選用徑向接觸軸承或深溝球軸承；當承受純軸向載荷時，通常選用推力軸承；當承受較大徑向載荷和一定軸向載荷時，可選用角接觸球軸承，或者將向心軸承和推力軸承進行組合，分別承受徑向和軸向載荷。
根據(jù)軸的應用場合可知，軸主要受到的徑向力和軸向力。查詢常用滾動軸承的性能和特點，選擇角接觸球軸承。角接觸球軸承的性能特點：可同時承受徑向負荷和軸向負荷，也可承受純軸向負荷。應用場合：適用于剛性較大跨距不大的軸及須在工作中調(diào)整游隙時。
A. I軸
圖3 軸I
a. I軸上的齒輪受力
(a).
(b).
(c).
b.求反力
(a).查文獻資料[1]圓錐滾子軸承30309，得a=21mm
(b).齒寬中點距左支點距離
(c).齒寬中點距由支點距離
(d).左支點垂直面的支反力
(e).右支點垂直面的支反力
c.確定圓錐滾子軸承30309的主要性能參數(shù)
查文獻資料[1]得，、、、、
d.計算派生軸向力、
e.計算軸向負荷、
，
故軸承II被“壓緊”，軸承I被“放松”，得
f.確定系數(shù)、、、
查文獻資料[8]表8-10，得，，，
g.計算當量動負荷、
故
h.計算軸承壽命
查文獻資料[8]表8-7、8-8，得，，壽命指數(shù)
故軸承合適
B.III軸
a.圓錐滾子軸承30214，所受徑向負荷，軸向負荷，軸承轉速，中等沖擊，常溫下工作
b.查文獻資料[1]圓錐滾子軸承30214的軸承的基本額定動負荷，基本額定靜負荷。
c.計算并確定值
，查文獻資料[8]表8-10，得
d.計算當量動負荷P
，查文獻資料[8]表8-10，得，，
故
e.計算軸承壽命
查文獻資料[8]表8-7、8-8，得，，壽命指數(shù)
>20000h
軸承合適
3.5.2 滾動軸承的潤滑
潤滑對于滾動軸承具有重要意義。軸承中的潤滑劑不僅可以降低摩擦阻力，，還具有散熱、減小接觸應力、吸收振動、防止銹蝕等。滾動軸承常用的潤滑方式有油潤滑和脂潤滑。潤滑方式與軸承速度有關，一般根據(jù)軸承的值（d為滾動軸承內(nèi)徑，單位mm；n為軸承轉速，單位r/min）作出選擇。
適用于脂潤滑和油潤滑的值界限見
表2
軸承類型
脂潤滑
油潤滑
油浴
滴油
循環(huán)油
油霧
圓錐滾子軸承
10
16
23
30
-
3.6 鍵連接的選擇
鍵連接的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。設計鍵連接時，通常被連接件的材料、構造和尺寸已初步確定，連接的載荷也已求得。因此，可根據(jù)連接的結構特點、使用要求和工作條件來選擇鍵連接的類型；鍵的尺寸則按符合標準規(guī)格和強度要求來取定。鍵的主要尺寸為截面尺寸b、h和長度L。b、h可根據(jù)軸的直徑d由標準中查取；長度L可參照輪廓長度B從標準中選取，一般取L=B-(5-10)mm，導向平鍵的長度則按輪轂寬度及其滑動距離確定（一般輪轂寬度B≈（1.5～2）d）。間的材料一般用強度極限不低于600MPa的碳素鋼，通常用45鋼。當輪轂用非金屬或金屬材料時，鍵可用20鋼或Q235鋼。對重要的鍵連接，在選定的類型和尺寸后，還應進行強度校核。
3.7 箱體的設計
箱體主要由兩塊箱壁（圖4）和一塊工作臺組成。工作臺由4個螺釘固定在箱壁上。其箱壁的左側加工出導軌（曲柄滑塊機構的導軌）
由于III軸是曲軸，考慮到安裝、維修方便，所以安裝曲軸處的箱壁為半環(huán)，曲軸由支承環(huán)托住。箱體（圖5）
圖4 箱壁
圖5 箱體
5 結論
本課題是5T龍門皮革下料機的總體設計及傳動系統(tǒng)設計。
龍門皮革下料機是為了提高工作效率而進行設計的專用機床，該機械主要用于皮革的切削。
設計之初，通過生產(chǎn)制造及用戶企業(yè)的需求調(diào)研，收集相關的設計資料，并對所收集的相關資料進行加工整理，初步確定了設計方案。
皮革下料專用機床的設計制造滿足了技術發(fā)展的需要，提高了生產(chǎn)率和產(chǎn)品的精度，增大了設備的適應能力,改善了加工工藝，減少了企業(yè)資金的投入，同時能滿足下料分切干燥要求且結構簡單、運轉平穩(wěn)，工作可靠,工作行程便于調(diào)整,設備易便于維修。考慮到設計的軸過于長，如果用角接觸球軸承軸承需要經(jīng)常更換。用圓錐滾子軸承則不要經(jīng)常更換。
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附錄
1 5T 龍門皮革下料機 XL50-00 A0
2 下料機傳動系統(tǒng) XL50-01-00 A0
3 小帶輪 XL50-01-01 A3
4 曲軸 XL50-01-03 A3
5 支承環(huán) XL50-01-04 A3
6 大齒輪 XL50-01-07 A3
7 齒輪軸 1 XL50-01-09 A2
8 大帶輪 XL50-01-10 A3
9 齒輪軸 2 XL50-01-13 A3
10 大斜齒輪 XL50-01-15 A3
11 連桿 XL50-01-17 A3
12 軸 XL50-01-18 A3
13 工作臺上半部分 XL50-01-19 A1
14 滑塊 XL50-01-20 A3
15 箱座 XL50-04 A1
33