縱剪線收卷機構(gòu)畢業(yè)設(shè)計

1、<p>　　本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計</p><p><b>　　（2011屆）</b></p><p>　　題 目 縱剪線收卷機構(gòu)的設(shè)計 </p><p>　　學 院 信息與控制工程學院 </p><p>　　專 業(yè) 機電一體化技術(shù)

2、 </p><p>　　班 級 </p><p>　　學 號 </p><p>　　學生姓名 </p><p>　　指導(dǎo)教師 xx

3、 </p><p>　　完成日期 2012.05.20 </p><p>　　縱剪線收卷機構(gòu)的設(shè)計</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　現(xiàn)代社會，包裝技術(shù)應(yīng)用廣泛，金屬材料包裝產(chǎn)品也隨處可見，薄板剪切是金屬材料包裝的重要環(huán)節(jié)，根據(jù)不同包裝尺寸，剪切技術(shù)

4、越來越體現(xiàn)重要地位。</p><p>　　本論文主要介紹了薄板剪切技術(shù)中收卷機構(gòu)的設(shè)計，主要包括收卷機構(gòu)中電機驅(qū)動減速箱帶動主軸旋轉(zhuǎn)，液壓驅(qū)動油缸通過拉桿實現(xiàn)脹瓦開合，脹瓦部分的相關(guān)設(shè)計。電機驅(qū)動減速箱的內(nèi)容，在機械設(shè)計課程設(shè)計時已經(jīng)具體實施過，本文從簡述說；液壓驅(qū)動油缸，相關(guān)液壓回路的設(shè)計；脹瓦部分主要零件的設(shè)計及裝配工藝。</p><p>　　電控系統(tǒng)的設(shè)計主要根據(jù)任務(wù)書的參數(shù)計算選擇

5、出合適的電機，并通過設(shè)計二級斜齒輪傳動實現(xiàn)主軸旋轉(zhuǎn)；液壓系統(tǒng)的設(shè)計主要根據(jù)脹瓦的伸縮范圍選擇合適的液壓缸，并選用合適的液壓元件完成液壓回路的設(shè)計；脹軸部件的設(shè)計主要是主軸和脹瓦部件間的相互配合。</p><p>　　關(guān)鍵詞： 薄板剪切 收卷 電控系統(tǒng) 液壓系統(tǒng) 脹軸部件</p><p>　　Longitudinal Cut The Line Rewinder Design of

6、Organization</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　In the modern society, Packaging technology has been used widely, Metal materials packaging products also are everywhere, Thin shear is

7、 an important link of metal materials packaging. According to the different packing size, Cutting technology is increasingly reflect important position .</p><p>　　This paper mainly introduced the design of o

8、rganization about thin shear technology rewinder. Mainly includes rewinder institutions in motor driver reducer drive shaft rotation. Hydraulic drive oil cylinder through the bars open realize bilge watts, The relevant d

9、esign bilge tile parts. In mechanical design course design, the motor driver reducer content, this paper has specific implementation simple declare; Hydraulic oil cylinder and related hydraulic circuit design; Part of th

10、e main parts bil</p><p>　　The design of the electric control system based on commitments parameter calculation choose the suitable motor, and through the design level two inclined gear transmission realize t

11、he spindle; Hydraulic system design according to the expansion of the main scope of expansion, choose the appropriate hydraulic cylinder, and choose the right hydraulic components complete hydraulic circuit design; Expan

12、sion shaft parts design main spindle and bilge watts is interaction between components.</p><p>　　Keywords：Sheet shear ；Rewinder ；Electronic control system ；Hydraulic system ；Expansion shaft parts</p&g

13、t;<p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘 要i</b></p><p>　　Abstractii</p><p><b>　　目 錄iii</b></p><p><b>　　第一章 緒 論1</b>

14、;</p><p>　　1.1背景與意義1</p><p>　　1.2研究的目的和任務(wù)2</p><p><b>　　1.3研究路線3</b></p><p>　　第二章 電控系統(tǒng)設(shè)計4</p><p>　　2.1電機的選擇4</p><p>　　2.2計算總傳動

15、比及分配各級傳動比5</p><p>　　2.3運動參數(shù)及動力計算5</p><p>　　第三章 傳動零部件的設(shè)計7</p><p>　　3.1傳動齒輪的設(shè)計計算7</p><p>　　3.1.1第一級齒輪傳動零件設(shè)計7</p><p>　　3.1.2第二級齒輪傳動零件設(shè)計13</p><

16、;p>　　3.2傳動軸的設(shè)計計算13</p><p>　　第四章 液壓系統(tǒng)設(shè)計16</p><p>　　4.1設(shè)計要求及設(shè)計構(gòu)思16</p><p>　　4.1.1設(shè)計要求16</p><p>　　4.1.2設(shè)計構(gòu)思17</p><p>　　4.2液壓回路設(shè)計17</p><p&g

17、t;　　第五章 脹軸部件的設(shè)計19</p><p>　　5.1主軸的設(shè)計21</p><p>　　5.2脹瓦部件的設(shè)計19</p><p>　　第六章 結(jié) 論24</p><p><b>　　參考文獻25</b></p><p><b>　　致 謝26</b>

18、;</p><p><b>　　第一章 緒 論</b></p><p><b>　　1.1背景與意義</b></p><p>　　21世紀隨著人民生活水平的提高，對各類商品的包裝質(zhì)量有著極大的要求，特別是灌裝飲料、奶粉行業(yè)的快速發(fā)展，加大了對薄板類罐裝包裝的極大需求，極大地推動了國內(nèi)薄板剪切行業(yè)的發(fā)展。</p>

19、<p>　　薄板裁剪生產(chǎn)線是種適用于馬口鐵、鋁板、硅鋼片、冷軋板、鍍鋅板、銅等自動卷料開卷、校平、高精度裁剪、落料的生產(chǎn)設(shè)備，可分為縱剪線機和波剪線機。本論文中主要敘述縱剪線機?？v剪線機又叫縱剪機組，用于馬口鐵、鍍鋅鐵、硅鋼片、冷軋帶鋼、不銹鋼帶、鋁帶、鋼帶等卷料分條剪切。將金屬卷料裁剪成所需各種寬度的條料，再將條料收成小卷供下道工序使用，是變壓器、電機行業(yè)及其它金屬帶材精密剪切的必需設(shè)備。</p><

20、p>　　薄板剪切行業(yè)在國內(nèi)屬于新興行業(yè)，薄板剪切技術(shù)也不夠完善，存在眾多缺陷，在技術(shù)研發(fā)和創(chuàng)新方面重視不足，仍需大力發(fā)展，需提高機械部分的穩(wěn)定性，并減少投入成本，并在軟件控制方面需大力投入，提高人工智能化水準。</p><p>　　研究該課題可以了解薄板剪切技術(shù)在國內(nèi)的發(fā)展趨勢，以及在發(fā)展中出現(xiàn)的問題，</p><p>　　并通過發(fā)現(xiàn)問題，提出可行性解決方案，解決問題。通過技術(shù)改進，

21、包括機械部分類似于減少投入成本之類的技術(shù)改進，以及控制部分，例如液壓，氣動方面的改進，或者PLC技術(shù)的引用，讓整條生產(chǎn)線注入新鮮的血液，形成完全全自動式生產(chǎn)線。研究縱剪線收卷機構(gòu)，可以了解其在整條縱剪線中所起到的作用，解決在收卷時設(shè)備所出現(xiàn)的問題，達到卷料收卷后平整緊密的效果。研究過程中，對于個人來說也可以掌握機械各功能實現(xiàn)方式和研發(fā)內(nèi)容，掌握簡單的液壓線路的設(shè)計和控制的實現(xiàn)，為以后的工作打下良好的基礎(chǔ)。通過完成機械部分各個元件的設(shè)計，

22、熟悉各類機床加工原理以及零件加工工藝，為以后設(shè)計水平的提高打下基礎(chǔ)。</p><p>　　1.2研究的目的和任務(wù)</p><p>　　本論文研究的目的是完成收卷機構(gòu)（如圖1.1所示）主要部件的設(shè)計，包括電機傳動部分零部件的設(shè)計，簡單液壓控制系統(tǒng)及液壓回路的設(shè)計，脹軸部件的設(shè)計。掌握收卷技術(shù)在薄板剪切技術(shù)中起到的作用，為今后國內(nèi)薄板剪切技術(shù)在技術(shù)改進、技術(shù)創(chuàng)新方面的發(fā)展提供幫助。 </

23、p><p>　　研究的主要任務(wù)是對收卷機構(gòu)進行詳細分析，判斷結(jié)構(gòu)的合理性，如功能實現(xiàn)的方式和準確性，機械部分強度的合理性、安全性，以及機構(gòu)的詳細結(jié)構(gòu)等等，提出設(shè)計和改進方案，并完成收卷機構(gòu)典型機構(gòu)的設(shè)計，如齒輪傳動機構(gòu)，液壓驅(qū)動機構(gòu)，脹軸部件（如圖1.2所示），及其他典型零部件的設(shè)計以到達所需的技術(shù)要求。</p><p>　　圖1.1 收卷機構(gòu)</p><p><

24、;b>　　圖1.2 脹軸部件</b></p><p><b>　　1.3研究路線</b></p><p>　　1．收卷機構(gòu)整體分析，主要包括如何實現(xiàn)收卷，驅(qū)動方式的選擇，收卷機構(gòu)各部件間的協(xié)作分析。</p><p>　　2. 收卷機構(gòu)電機驅(qū)動主軸旋轉(zhuǎn)的分析設(shè)計，主要由電機驅(qū)動，通過齒輪減速箱實現(xiàn)速度調(diào)控，并根據(jù)不同的物料剪切速

25、度，改變電機轉(zhuǎn)速，實現(xiàn)收卷速度的平穩(wěn)性。</p><p>　　3. 收卷機構(gòu)液壓驅(qū)動部分的分析設(shè)計，主軸中套有連桿，油缸驅(qū)動拉桿及脹瓦部件間零件的相互配合，實現(xiàn)脹瓦開合；</p><p>　　4. 脹瓦機構(gòu)及其工作原理分析，主要部件脹瓦、脹塊、滑塊與主軸和拉桿之間的裝配配合，實現(xiàn)脹瓦開合的目的；</p><p>　　5．其他輔助機構(gòu)的相關(guān)設(shè)計介紹；</p>

26、;<p>　　6. 機構(gòu)標準件設(shè)計，詳細數(shù)據(jù)參考標準件手冊進行設(shè)計；</p><p>　　7. 收卷機構(gòu)脹軸部件裝配圖的繪制；</p><p>　　8. 主要零件圖的繪制。</p><p>　　第二章 電控系統(tǒng)設(shè)計</p><p>　　收卷機構(gòu)是薄板縱剪剪切線收卷區(qū)的主要機構(gòu)，起到平穩(wěn)收取裁剪好的薄板，將平整的薄板均勻地收取成為

27、卷筒狀卷料的作用。要實現(xiàn)薄板的收取動作，則需要收卷機構(gòu)具有一根外伸的旋轉(zhuǎn)主軸，軸的旋轉(zhuǎn)一般采用電機控制，軸的速度調(diào)控可增加一個減速裝置，由于收卷時一般要求主軸旋轉(zhuǎn)平穩(wěn)，則減速裝置傳動需平穩(wěn)，故可采用斜齒圓柱齒輪輪實現(xiàn)減速傳動。初步擬定主軸旋轉(zhuǎn)的控制及傳動方式后，先進行電控系統(tǒng)的相關(guān)設(shè)計計算：</p><p><b>　　2.1電機的選擇</b></p><p><

28、;b>　　1．選擇電動機類型</b></p><p>　　由設(shè)計任務(wù)書知：所要剪切的薄板厚度為0.1~3mm,寬度為1250mm，形成卷料后最大直徑為Φ2000mm，最大重量為1.35噸。所要設(shè)計的收卷脹瓦最大直徑為Φ508mm，設(shè)備設(shè)計速度為120m/min。</p><p>　　按一般工作要求及條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。</p

29、><p><b>　　2．選擇電動機容量</b></p><p>　　電動機所需工作功率 Pd=PW/η總 kw （2.1）</p><p>　　其中 η總=η12η24η3 =0.972x0.984x0.99=0.86 （2.2）</p>

30、<p>　　(η總為電機至主軸脹瓦的傳動總效率；η1為齒輪傳動效率，精度為8級；η2為滾子軸承傳動效率；η3為齒式聯(lián)軸器傳動效率)</p><p>　　PW=FV/1000=mgV/1000=1.35x103x9.8x120/60x1000 kw=26.46 kw （2.3）</p><p>　　(PW為主軸旋轉(zhuǎn)端所需功率，F(xiàn)為卷料收取端的有效拉力，V為設(shè)備設(shè)計速度，即主軸

31、旋轉(zhuǎn)速度) </p><p>　　則Pd=30.77 kw 電機額定功率Ped≥Pd </p><p><b>　　3．確定電動機轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　主軸工作轉(zhuǎn)速為： n=60x1000V/πD=75.2 r/min （2.4）</p><p>　　電機驅(qū)通過聯(lián)

32、軸器驅(qū)動減速箱，傳動比為1；二級圓柱齒輪減速器傳動比為i’=8~40，則總傳動比合理范圍為i總’=8~40 。</p><p>　　故電動機轉(zhuǎn)速的可能范圍為 nd’= i總’，n=601.6~3008 r/min （2.5）</p><p>　　符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000和1500 r/min。</p><p>　　根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速

33、，由參考文獻[5]，并綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格及減速器傳動比，選定電動機型號為Y225S-4，其主要性能見表1、表2</p><p>　　表2.1 電動機技術(shù)參數(shù)</p><p>　　表2.2 電動機主要外形和安裝尺寸</p><p>　　2.2計算總傳動比及分配各級傳動比</p><p>　　1．總傳動比 ：

34、 i總=nm/n≈21.43（nm為電機滿載轉(zhuǎn)速） （2.6）</p><p>　　2．分配各級傳動比： i總=i齒1 i齒2io （2.7）</p><p>　　io為聯(lián)軸器傳動比為1，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑接近，由參考文獻[6]查得，取i齒1=4.6，則i齒2=4.65 。</p><p

35、>　　2.3運動參數(shù)及動力參數(shù)計算</p><p>　　為了進行傳動零部件的設(shè)計計算，要先推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩或者功率。將傳動裝置各軸由高速至低速依次定位I軸、II軸和III軸，其中III軸為輸出軸。 </p><p><b>　　1．各軸轉(zhuǎn)速：</b></p><p>　　I 軸 n1= nm =1480 r/min

36、 （2.8）</p><p>　　II 軸 n2= n1/ i齒1=1480/4.6=321.74 r/min （2.9）</p><p>　　III 軸 n3= n2/ i齒2=321.74/4.65=69.19 r/min （2.10）</p>&l

37、t;p>　　2．各軸輸入輸出功率：</p><p>　　I 軸 P1=Pd.η3=30.46 kw P1’= P1.η2=29.85 kw </p><p>　　II 軸 P2=P1.η1.η2=28.96 kw P2’= P2.η2=28.38 kw</p><p>　　III 軸 P3=P2.η1.η2=

38、27.53 kw P3’= P3.η2=26.98 kw</p><p>　　公式（2.11~2.16）</p><p>　　3．各軸輸入輸出轉(zhuǎn)矩：</p><p>　　電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩 Td=9550 Pd/ nm=198.5 N.m （2.17）</p><p>　　I 軸 T1=Td. i

39、o.η3=196.52 N.m T1’= T1.η2=192.58 N.m</p><p>　　II 軸 T2=T1.i齒1.η1.η2= 859.31N.m T2’= T2.η2=842.13 N.m</p><p>　　III 軸 T3=T2.i齒2.η1.η2= 3798.41N.m T3’= T3.η2=3722.44N.m </p>

40、<p>　　公式（2.18~2.23）</p><p>　　表2.3 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果表</p><p>　　第三章 傳動零部件的設(shè)計</p><p>　　收卷機構(gòu)的主軸旋轉(zhuǎn)是通過電機驅(qū)動減速器實現(xiàn)的，且齒輪器為二級減速裝置，采用斜齒圓柱齒輪傳動，通過第二章得出的運動和動力參數(shù)計算結(jié)果表，可以設(shè)計計算出傳動齒輪及傳動軸的相關(guān)參數(shù)，并通過相應(yīng)計算校核

41、，保證傳動零部件的可靠性。</p><p>　　3.1傳動齒輪的設(shè)計計算</p><p>　　3.1.1第一級齒輪傳動零件設(shè)計：</p><p>　　由第二章表2.3知，第一級齒輪傳動中，輸入軸Ⅰ軸傳遞的功率為P1=30.46kw，傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=196.52N.m，轉(zhuǎn)速n1=1480r/min，傳動比i齒1=4.6 。</p><p>　　

42、1.齒輪材料的選擇：</p><p>　　先估計毛坯的制造方法，齒輪直徑d≤500mm時，根據(jù)制造條件，采用鍛料或鑄造毛坯；當d>500mm時，多用鑄造毛坯。根據(jù)參考文獻[5]，選用齒輪材料</p><p>　　小齒輪：20CrMnTi，滲碳淬火，滲碳層深度均為0.8mm，齒面硬度HRC58~62，心部硬度HRC30~42。</p><p>　　大齒輪：QT6

43、00-3，鑄件時效處理。</p><p>　　齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量要求查得</p><p>　　σHlim1=σHlim2=1500MPa </p><p>　　σFlim1=σFlim2=400MPa</p><p>　　2.初定齒輪主要參數(shù)：</p><p>　?。?）按齒面接觸強度估算齒輪中心距：<

44、/p><p>　　齒數(shù)比μ= i齒1=4.6；載荷因素K=2；齒寬因素ba*=0.3；取SHmin=1.1，許用接觸應(yīng)力 σHP=σHmin/SHmin=1363MPa （3.1）</p><p>　　對于αn=20°的標準圓柱斜齒輪，齒輪副材料為剛對剛，精度不高、重合度影響不計，

45、a≥476（μ±1）（KT1/ ba*μσHP2）1/3=391 mm （3.2）</p><p>　　為利于制造和測量，初定a=395mm（應(yīng)盡量圓整成尾數(shù)0或5）</p><p>　?。?）選定模數(shù)ｍn、齒數(shù)Z1、Z2和螺旋角β：</p><p>　　a=ｍn（Z1+Z2）/2cosβ （3

46、.3）</p><p>　　一般Z1=17~30，β=8°~15°。初選Z1=25，β≈10°，則Z2= i齒1Z1=25x4.6=115，</p><p>　　則 ｍn=2 a cosβ/ （Z1+Z2）=2x395xcos10°/25+115=5.6mm </p><p>　　由標準?。韓=6mm，則Z1+Z2

47、=2 a cosβ/ｍn=2x395x cos10°/6=129.6</p><p>　　取 Z1+Z2=129</p><p>　　因為 i齒1=Z2/Z1</p><p>　　所以 Z1+Z2=(1+ i齒1)Z1</p>

48、;<p>　　Z1=(Z1+Z2)/ (1+ i齒1)=23.04</p><p>　　取Z1=23，則 Z2=129-23=106</p><p>　　齒數(shù)比 Z2/Z1=4.61</p><p>　　與i齒1=4.6的要求比較，誤差為0.2%，可用，于是</p><p&g

49、t;　　β=cos-1{ｍn（Z1+Z2）/2 a }= cos-16x129/2x395=11°33′3.6″</p><p><b>　　滿足要求。</b></p><p>　　故齒輪參數(shù)確定為：a=395mm，ｍn=6mm，β=11°33′3.6″</p><p>　　Z1=23，Z2=106，i齒1=4.61 &

50、lt;/p><p>　?。?）計算齒輪分度圓直徑：</p><p>　　小齒輪： d1=ｍnZ1/ cosβ=6x23/cos11°33′3.6″=140.85mm （3.4） </p><p>　　大齒輪： d2=ｍnZ2/ cosβ=6x106/cos11°33′3.6″=649.15mm （3.5）</p&

51、gt;<p><b>　?。?）齒輪寬度：</b></p><p>　　按強度計算要求，取齒寬系數(shù)為bd*=0.9，則齒輪工作寬度</p><p>　　b=d1bd*=140.85x0.9=126.8mm （3.6）</p><p>　　圓整為大齒輪寬度 b2=130mm（取125mm也

52、可以）</p><p>　　取小齒輪寬度 b1=130mm（或135mm）</p><p>　　3.校核齒面接觸疲勞強度：</p><p>　　齒面接觸應(yīng)力 σH=ZHZEZεZβ{KAKVKHβKHαFt（c±1）/bd1μ}1/2 （3.7）</p><p>　　接觸強度安全因素 SH=σHlimZNT

53、ZLZVZRZWZX/σH≥SHmin （3.8）</p><p>　　（1）計算齒面接觸應(yīng)力</p><p><b>　　確定式中各參數(shù)</b></p><p>　?、俜侄葓A上的名義切向力Ft</p><p>　　Ft=2000T1/d1=2000x196.52/140.85 N=2790.49

54、N （3.9）</p><p>　?、谑褂靡驍?shù)KA 取KA=1.10</p><p><b>　?、蹌虞d因數(shù)KV </b></p><p>　　先確定傳動精度因數(shù)C，因為齒輪的同側(cè)面值是按GB/T10095.1-2001的精度等級選取的，傳動精度因數(shù)C即為齒輪精度等級，C=8，得KV=1.12 </p&

55、gt;<p>　?、艽_定齒向載荷分布因數(shù)KHβ</p><p>　　因為小齒輪相對支承的布置是非對稱的，且精度等級為8級，則</p><p>　　KHβ=1.15+0.18[1+0.6(b/d1)2)]（b/d1）2+0.31x10-3b</p><p>　　=1.15+0.18[1+0.6(130/140.85)2](130/140.85)2+0.3

56、1x10-3x130</p><p>　　=1.78 （3.10）</p><p>　　估計KHβ>1.34，故估計正確。</p><p>　?、荽_定齒間載荷分配因數(shù)KHα</p><p>　　由KAFt/b=1.10x290.49/130=2

57、.5N.m＜100N.m，得KHα=1.4</p><p><b>　?、薰?jié)點區(qū)域因數(shù)ZH</b></p><p>　　由β=11°33′3.6″，x1=x2=0，得ZH=2.45</p><p>　?、邚椥韵禂?shù)ZE 取ZE=181.4MPa1/2</p><p>　?、嘀睾隙纫驍?shù)Zε

58、 取Zε=0.78</p><p>　?、崧菪且驍?shù)Zβ 取Zβ=0.99</p><p>　?、庥嬎泯X面接觸應(yīng)力σH</p><p>　　將各數(shù)值代入公式求得 σH=258.96MPa</p><p>　　（2）計算接觸強度安全因素SH </p><p>　?、俳佑|強度計算的壽命因素ZNT&l

59、t;/p><p>　　大小齒輪的齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)</p><p>　　NL1=60jn1t=60x1x1500x40000=3.6x109次 （3.11）</p><p>　　NL2= NL1/μ=7.8x108次 （3.12）</p><p>　　按齒面允許有一定點

60、蝕，得 ZNT1=0.93，ZNT2=1.02</p><p>　?、跐櫥驍?shù)ZLVR ZLZVZR=ZLVR=0.92 （3.13）</p><p>　?、埤X面工作硬化因數(shù)ZW 取ZW=1</p><p>　?、艹叽缫蛩豘X 取ZX=1</p><p&

61、gt;　?、萦嬎憬佑|強度安全因素SH</p><p>　　將上述數(shù)據(jù)代入公式，得SH1=4.96</p><p><b>　　SH2=5.44</b></p><p>　　按一般可靠性要求，選用SHmin=1.1，兩齒輪均符合要求，接觸強度安全。</p><p>　　4.校核齒根彎曲疲勞強度：</p>&l

62、t;p>　　齒根應(yīng)力 σF= KAKVKFβKFαFtYFaYSaYεYβ/bｍn （3.14）</p><p>　　安全因數(shù) SF=σFlimYSTYNTYδrelTYRrelTYX/σF≥SFmin （3.15）</p><p>　?。?）計算齒根彎曲應(yīng)力σF </p><p>

63、<b>　　確定式中各參數(shù)：</b></p><p>　?、購澢鷱姸扔嬎愕凝X向載荷分布因數(shù)KFβ</p><p>　　按b/h=b/（2.25ｍn）=130/（2.25x6）=9.6，KHβ=1.78，查得KFβ=1.75。</p><p>　?、趶澢鷱姸扔嬎愕凝X間載荷分配因數(shù)KFα</p><p>　　按KAFt/b=

64、1.1x2790.49/130=23.6＜100N/mm， KFα=1.4 </p><p>　　③復(fù)合齒形因數(shù)YFS=YFaYSa</p><p>　　按當量齒數(shù) Zv1=Z1/cos3β=23/ cos311°33′3.6″=24， （3.16）</p><p>　　Zv2=Z2/cos3β=106/ cos311

65、76;33′3.6″=113， （3.17）</p><p>　　查得 YFS1=4.35 ，YFS2=3.95</p><p><b>　　④重合度因數(shù)Yε</b></p><p>　　Yε=0.25+0.75/εan （3.18）

66、</p><p>　　其中εan為當量齒輪的端面重合度，由</p><p>　　端面壓力角 αt=arctan（tanαn/cosβ）=20°22′47″ （3.19）</p><p>　　基圓柱上的螺旋角 βb=arctan（tanβcosαt）=10°50′44″ （3.20）</p><

67、;p>　　當量齒輪的端面重合度 </p><p>　　εan=εa/cos2βb=1.6/cos210°50′44″=1.659 （3.21）</p><p>　　所以重合度因數(shù) Yε=0.7</p><p><b>　?、萋菪且驍?shù)Yβ</b></p><p>　　Yβ=1-εβ（β/

68、120°）=1-1.11x11°33′3.6″/120°=0.89 （3.22）</p><p><b>　?、抻嬎銖澢鷳?yīng)力σF</b></p><p>　　σF1= KAKVKFβKFαFtYFS1YεYβ/bｍn=29.3Mpa （3.23）</p><p>　　σF2= K

69、AKVKFβKFαFtYFS2YεYβ/bｍn=26.6Mpa （3.24）</p><p>　?。?）計算彎曲強度安全因數(shù)SF</p><p><b>　　確定式中各因數(shù)：</b></p><p>　?、賾?yīng)力修正因數(shù)YST</p><p><b>　　取 YST=2。</b

70、></p><p>　?、趶澢鷱姸扔嬎愕膲勖驍?shù)YNT</p><p>　　按應(yīng)力循環(huán)數(shù)查取，彎曲應(yīng)力循環(huán)數(shù)與接觸應(yīng)力循環(huán)數(shù)相同，NL1=3.6x109次，</p><p>　　NL2=7.8x108次，均大于循環(huán)基數(shù)NC=3 x106次，故YNT1=YNT2=1。</p><p>　　③相對齒根圓角敏感因數(shù)YδrelT</p&g

71、t;<p>　　小齒輪大齒輪的qs＞1.5，則取YδrelT1=YδrelT2=1。</p><p>　?、芟鄬X根表面狀況因數(shù)YRrelT</p><p>　　按齒根圓角表面粗糙度Rz=6.3μm查取，得YRrelT=1.025。</p><p>　　⑤彎曲強度計算的尺寸因數(shù)YX</p><p><b>　　取YX=

72、0.99。</b></p><p>　?、迯澢鷱姸劝踩驍?shù)SF</p><p>　　SF1=σFlim1YSTYNTYδrelT1YRrelTYX/σF1=27.7 （3.25）</p><p>　　SF2=σFlim2YSTYNTYδrelT2YRrelTYX/σF2=30.5 （

73、3.26）</p><p>　　按一般可靠要求，選用SFlim=1.6，兩齒輪的彎曲強度安全因數(shù)均大于SFlim，彎曲強度安全。</p><p><b>　　5.齒輪尺寸：</b></p><p>　　第一級齒輪尺寸如下：</p><p>　　ｍn=6mm，Z1=23，Z2=106，μ=4.61，β=11°33

74、′3.6″，d1=140.85mm，d2=649.15mm，a=395mm，b2=130mm，b1=130mm 。</p><p>　　da1=152.85mm，da2=661.15mm，df1=128.85mm，df2=637.15mm</p><p>　　3.1.2第二級齒輪傳動零件設(shè)計：</p><p>　　第二級齒輪傳動中，輸入軸Ⅱ軸傳遞的功率為P2=28.

75、96kw，傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=859.31N.m，轉(zhuǎn)速n2=321.74r/min，傳動比i齒2=4.65 。</p><p>　　其中第二級齒輪傳動的設(shè)計方法和校核方法和第一級齒輪傳動方法類似，在此不詳細論述，僅列出第二級齒輪的齒輪特性：</p><p><b>　　1.齒輪的材料：</b></p><p>　　小齒輪：20CrMnTi，滲碳淬火

76、，滲碳層深度均為0.8mm，齒面硬度HRC58~62，心部硬度HRC30~42。</p><p>　　大齒輪：20CrMnTi，滲碳淬火，滲碳層深度均為0.8mm，齒面硬度HRC54~58，心部硬度HRC30~42。</p><p><b>　　2.齒輪尺寸：</b></p><p>　　第二對齒輪尺寸如下：</p><p&

77、gt;　?。韓=8mm，Z1=20，Z2=93，μ=4.65，β=10°42′4.6″，d1=162.83mm，d2=757.17mm，a=460mm，b2=140mm，b1=140mm 。</p><p>　　da1=178.83mm，da2=773.17mm，df1=146.83mm，df2=739.17mm</p><p>　　傳動齒輪的設(shè)計計算及校核，借鑒參考文獻[1]、

78、文獻[5]及文獻[13]。</p><p>　　3.2傳動軸的設(shè)計計算 </p><p>　　1．軸的類型和材料的選用：</p><p>　　由傳動齒輪的設(shè)計計算得知，兩對齒輪傳動中，小齒輪均選用材料20CrMnTi，</p><p>　　齒部滲碳淬火，此類合金結(jié)構(gòu)鋼具有較高的機械強度和較好的淬火性能，其中滲碳淬火處理是為了提高耐磨性，但是選

79、用這類材料做成軸類零件，只能提高軸的強度和耐磨性，對軸的剛度影響很小。不過通過增加軸的直徑、減小軸的支承跨距，甚至采用空心軸結(jié)構(gòu)等，可有效的提高軸的剛度。</p><p>　　故在此將兩對齒輪傳動中的小齒輪均設(shè)計為齒輪軸，軸材料和齒輪材料相同，</p><p>　　選用20CrMnTi，且軸徑和齒輪的分度圓直徑相差不大，可提高軸的剛度。</p><p>　?、褫S和Ⅱ

80、軸均選用齒輪軸，結(jié)構(gòu)大同小異，在此僅以Ⅰ軸為例。</p><p>　　2.初步確定軸的最小直徑：</p><p>　　由第二章表2.3知Ⅰ軸的輸入功率P1=30.46kw，轉(zhuǎn)速n1=1480r/min，由參考</p><p>　　文獻[13]，按無特殊要求、重要性一般，且選擇的材料為20CrMnTi，取C=110，</p><p><b

81、>　　則最小直徑 </b></p><p>　　dmin=C（P1 /n1）1/3=110x（30.46/1480）1/3≈65mm。 （3.27）</p><p>　　取安裝聯(lián)軸器處軸頭的直徑D1-2為Ⅰ軸的最小直徑,且聯(lián)軸器直接與電機連接，由</p><p>　　第二章表2.2知，軸伸尺寸為60X140，查參考文獻[5]，經(jīng)選擇

82、，選用ZL5彈性柱</p><p>　　銷齒式聯(lián)軸器（GB/T5015-2003），其中半聯(lián)軸的孔徑范圍為60~75，怎電機連接</p><p>　　端為60X142，與Ⅰ軸連接端尺寸為70X107，選用最小軸徑D1-2=70mm。</p><p><b>　　3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：</b></p><p>　　（1）軸上零

83、件的軸向定位和固定：</p><p>　?、褫S通過聯(lián)軸器與電機相連接，為滿足半聯(lián)軸器的定位要求，必須制出軸肩，則</p><p>　　軸肩段軸徑D2-3=80mm，輸入軸與電機相連接，收卷機構(gòu)增加制動功能，故增加剎車盤，則與電機連接端軸徑D3-4=90mm，軸承的定位段軸徑D4-5=100mm，齒輪軸與軸承間軸肩定位，軸徑D5-6=110mm，軸徑D5-6段上加工齒輪，齒輪齒根圓直徑為df

84、1=128.85mm，軸的最大直徑必須小于齒輪的齒根圓直徑，則可以滿足。剩余段D7-8=110mm，D8-9=100mm。</p><p>　　D1-2段與半聯(lián)軸器相連，半聯(lián)軸器尺寸為70X107，則1-2段得長度應(yīng)略小于半聯(lián)</p><p>　　軸器上相應(yīng)的長度，取D1-2=100mm；D4-5，D8-9段安裝軸承，且此段直徑為100mm，選用調(diào)心滾子軸承22220C/W33，其尺寸為d

85、xDxT=100mmx180mmx46mm。</p><p>　　故取L8-9=50mm;D6-7取齒輪齒寬長，則D6-7= b1=130mm。</p><p>　?。?）軸上零件的周向定位：</p><p>　　半聯(lián)軸器,剎車盤與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。并按各聯(lián)接處軸徑,查參考文</p><p>　　獻[5],則D1-2段選用平鍵bxh

86、=20mmx12mm，長為70mm，且配合為H7/k6。剎車盤的聯(lián)</p><p>　　接按剎車盤尺寸而定。</p><p>　　則Ⅰ軸的結(jié)構(gòu)大致如圖3.1所示。</p><p>　　圖3.1 Ⅰ軸結(jié)構(gòu)圖</p><p>　　Ⅰ軸材料為20CrMnTi，且尺寸較大，性能數(shù)據(jù)按毛坯直徑d≤200mm選擇，查得</p><p&

87、gt;　　σb=600MPa，σ-1b=400MPa，τ-1=160MPa</p><p>　　在機械設(shè)計課程設(shè)計中，曾大量進行過類似軸的計算校核，再本論文省略校核過程。</p><p>　?、褫S和Ⅱ軸的具體參數(shù)尺寸，詳見附錄圖紙，圖號分別為SJ01-01和SJ01-02。 </p><p>　　第四章 液壓系統(tǒng)設(shè)計</p><p>　　4.

88、1設(shè)計要求及設(shè)計構(gòu)思</p><p>　　收卷機構(gòu)脹瓦的脹緊主要通過液壓系統(tǒng)控制，由油缸驅(qū)動拉桿（圖4.1），其中油缸通過花蘭連接器與主軸相連接，油缸的活塞桿通過聯(lián)軸器與拉桿相連接，活塞桿驅(qū)動拉桿，拉桿拉動擋塊，擋塊與脹塊聯(lián)接，脹塊受力，脹塊、脹瓦、滑塊之間產(chǎn)生相對位置移動，形成脹瓦脹開的動作。收卷機構(gòu)收取卷料時，脹瓦為最大脹開量，保持壓力不變，主軸旋轉(zhuǎn)，油缸隨著主軸一起旋轉(zhuǎn)，油管需固定，通過連接在油缸上的旋轉(zhuǎn)接

89、頭，實現(xiàn)油管不隨油缸及主軸一起旋轉(zhuǎn)的目的。 </p><p>　　1.旋轉(zhuǎn)接頭，2.油缸，3.花蘭連接器，4.聯(lián)軸器，5.主軸，6.拉桿</p><p><b>　　圖4.1 油缸驅(qū)動</b></p><p>　　4.1.1設(shè)計要求：</p><p>　　收卷機構(gòu)在收取卷料前，脹瓦需要先緩緩脹開，克服脹瓦脹開所需的阻力，

90、阻力由零上升到最大值，脹瓦由閉合脹開至最大脹開量。</p><p>　　在收卷過程中，卷料重量慢慢增大，但脹瓦仍需保持最大脹開量，活塞桿位置保持不變，阻力增大，但油缸壓力需保持不變。</p><p>　　卷料收卷結(jié)束后，卸料時，脹瓦緩緩閉合，以便卷料能從脹軸上卸下，活塞桿往回運動，壓力慢慢減下到零。</p><p>　　根據(jù)脹瓦的脹合范圍選擇合適行程的液壓缸驅(qū)動。&

91、lt;/p><p>　　設(shè)計簡單的液壓回路，實現(xiàn)脹瓦所要達到的效果。</p><p>　　4.1.2設(shè)計構(gòu)思：</p><p>　　脹瓦的脹緊和閉合由一個雙作用油缸來驅(qū)動。</p><p>　　選用合適的液壓系統(tǒng)回路，確保能實現(xiàn)在收卷過程中所要達到的壓力效果。</p><p>　　確定所需要的液壓系統(tǒng)回路后，選用合適的液壓

92、元件及數(shù)量，保證回路的暢通及必要的壓力的可測量性。</p><p><b>　　4.2液壓回路設(shè)計</b></p><p><b>　　1.液壓缸的選擇：</b></p><p>　　由設(shè)計要求知，脹瓦的脹緊和閉合需要一個雙作用油缸驅(qū)動，且脹開和閉合時無需有速度差異，故選用的液壓缸為單桿式活塞缸，且油缸和拉桿間由聯(lián)軸器連接

93、，故活塞桿需有外螺紋，則選用Y-HG系列冶金用普通型液壓缸，為雙作用單活塞桿液壓缸。</p><p>　　且脹瓦的開合范圍為470~508mm，（由于裝配原因，可能無法實現(xiàn)最小范圍，但必須保障最大脹開量），脹塊斜角16°，計算得活塞桿能運動的最大距離必須大于132.5mm。</p><p>　　綜上，選用Y-HG1-E150-60x150J型號的液壓缸，其中液壓缸參數(shù)為：缸徑15

94、0mm，活塞桿直徑為60m，行程為150mm，外接螺紋M48x3，額定壓力16MPa。</p><p>　　2.液壓回路的選擇：</p><p>　　首先需要的必須是一個液壓泵，這里選用葉片泵，為了使進到系統(tǒng)中的油液的污染度降低，保證系統(tǒng)可以正常運行，增加一個用于濾除混在液壓油液中的雜質(zhì)的過濾器。</p><p>　　由設(shè)計要求知，要實現(xiàn)當收卷進行時，脹瓦始終保持最

95、大收卷直徑，則需要設(shè)計一個液壓保壓回路。</p><p>　　保壓回路的功用是使系統(tǒng)在液壓缸不動或僅有極微小的位移下穩(wěn)定地維持住壓力。最簡單的保壓回路是使用密封性能較好的的液控單向閥的回路，但是閥類元件處的泄露使這種回路保壓時間不能維持很久。其中蓄能器的功用主要是儲存油液的壓力能，在液壓系統(tǒng)中蓄能器常用來：在短時間內(nèi)供應(yīng)大量壓力油液；維持系統(tǒng)壓力；減少液壓沖擊或壓力脈沖。故可在保壓回路中增加一個蓄能器，利用其維持

96、系統(tǒng)壓力的作用，補充液控單向閥的保壓效果。</p><p>　　由于回路要實現(xiàn)雙作用液壓缸活塞桿來回運動，故需選用換向閥，在此選用四通的。</p><p>　　為了測量方便，在油泵和油缸處各安裝一個壓力表，用于測量液壓油壓力，以保證系統(tǒng)正常運行。</p><p>　　3.總體液壓回路圖：</p><p>　　根據(jù)上述選出的回路及初擬定的液壓元

97、件組合在一起，繪出如圖4.2所示的總體液壓回路圖。</p><p>　　圖4.2 總體液壓回路圖</p><p>　　4．選用的液壓元件：</p><p><b>　　表4.1液壓元件</b></p><p>　　第五章 脹軸部件的設(shè)計</p><p>　　收卷機構(gòu)最主要的部件為脹軸部件（圖5.1

98、所示），其中主軸和脹瓦部件是組成脹軸部件的主要零部件，兩者的設(shè)計計算如下：</p><p>　　1.主軸，2.脹瓦部件</p><p><b>　　圖5.1 脹軸部件</b></p><p><b>　　5.1主軸的設(shè)計</b></p><p>　　主軸是即是電機控制齒輪旋轉(zhuǎn)的最終輸出軸，也是脹軸部

99、件的主要組成部分，所以主軸的設(shè)計即要考慮齒輪傳動的軸的設(shè)計，也要考慮脹瓦部分的配合的設(shè)計，且主軸上安裝有較多零部件，故主軸的設(shè)計較為復(fù)雜：</p><p>　　1．主軸的類型和材料的選用： </p><p>　　主軸為電控系統(tǒng)的輸出軸，為傳遞轉(zhuǎn)矩的傳動軸，根據(jù)絕大多數(shù)軸類零件設(shè)計要求，選用直軸，且主軸不僅僅只是傳遞轉(zhuǎn)矩，其伸出端安裝有脹瓦，要保證脹瓦的開合運動，主軸中間還需增加拉桿，故需

100、設(shè)計為空心軸結(jié)構(gòu)。</p><p>　　主軸為輸出軸，軸徑相對高速軸較大，且主軸上安裝有較多零部件，其中伸出端安裝脹瓦，脹瓦所要收卷的卷料寬度為1250mm，故主軸尺寸偏大且形狀復(fù)雜，為保證主軸良好的機械強度和耐磨性，主軸材料選用40Cr，且毛坯采用鍛件，調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　2.初步確定軸的最小直徑：</p><p>　　由第二章表2.3知主軸的輸入功率

101、P3=27.53kw，轉(zhuǎn)速n3=69.19r/min，由參考</p><p>　　文獻[13]，按無特殊要求、重要性一般，且選擇的材料為40Cr，取C=110，</p><p>　　則最小直徑： dmin=C（P3 /n3）1/3=110x（27.53/69.19）1/3≈80.9mm。 </p><p>　　因為軸上部件靠鍵定位，且主軸中間安裝有拉桿，則最小直徑

102、需放大。</p><p><b>　　3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：</b></p><p>　　軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，根據(jù)軸上安裝部件：油缸、軸承、齒輪、脹瓦，空心軸孔內(nèi)配拉桿，以及擋塊的滑槽。</p><p>　　初步結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖所示 </p><p>　　圖5.2 主軸結(jié)構(gòu)圖</p><p>　　4.確定

103、軸各段長度和直徑：</p><p>　　根據(jù)主軸受力分析，主軸主要受力還是物料的重量及齒輪帶動旋轉(zhuǎn)的旋轉(zhuǎn)力。所以軸承端面為危險截面，因脹瓦的本身直徑較大，為使脹塊和楔塊設(shè)計采取合理尺寸，且主軸有中心孔一安裝拉桿，需加大加長軸的尺寸。</p><p>　　D1-2段與油缸連接，并安裝軸承，油缸附圖；D3-4段安裝有齒輪；D5-6段安裝脹瓦部件。</p><p>　　主

104、軸材料為40Cr鍛件，尺寸較大，性能數(shù)據(jù)按毛坯直徑d≤200mm選擇，查得</p><p>　　σb=700MPa，σ-1b=500MPa，τ-1=185MPa</p><p><b>　　5.計算主軸載荷</b></p><p><b>　?、?軸的受力分析</b></p><p>　　當物料開始

105、收卷時，主軸承擔本身機構(gòu)重量和物料重量，以及轉(zhuǎn)動扭矩，此時主軸為臨界狀態(tài)，由第二章表2.3運動和動力參數(shù)計算結(jié)果表得：</p><p>　　主軸轉(zhuǎn)速n3=69.19r/min，輸入功率P3=27.53kw，輸出功率P3’=26.98kw，傳遞轉(zhuǎn)矩為T3=3198.41N.m</p><p>　　物料機構(gòu)的徑向力：FA=140N（機構(gòu)估重G=5KN，物料估重F=135KN）</p>

106、;<p>　　齒輪的徑向力: FC=7.3KN</p><p>　　齒輪的圓周力: FE=7KN</p><p>　　主軸軸向力: F=0N</p><p>　　圖5.3 主軸受力圖</p><p>　　經(jīng)校核（過程略），軸無嚴重過載，且各危險截面都能達到要求，故主軸合格。</p>&l

107、t;p>　　6.主軸各階段粗糙度確定:</p><p>　　主軸上安裝零部件繁多，配合要求較高，為了達到預(yù)期運動效果，對主軸的精度要求也比較高。如齒輪，軸承與主軸的配合安裝，脹塊在主軸上的滑動，都需要很高的運動精度要求。故對主軸各面粗糙度進行較高的精度設(shè)計，具體設(shè)計參數(shù)參照參考文獻[5]得出。</p><p>　　根據(jù)以上數(shù)據(jù)可繪制主軸零件圖，根據(jù)軸各個階段的不同裝配和功能要求，實現(xiàn)

108、主軸在收卷機構(gòu)中搞得功能。主軸具體參數(shù)參看附圖SJ01-05，其各階段的裝配可參看附圖SJ01.1-00脹軸部件。</p><p>　　5.2脹瓦部件的設(shè)計</p><p>　　脹瓦部件（如圖5.1所示），主要由脹瓦，脹塊，滑塊及相關(guān)零件組成。其中脹瓦和楔塊之間通過定位塊相連接；脹塊和主軸之間為間隙配合，兩塊脹瓦和定距套形成一個整體，可在主軸確定范圍內(nèi)滑動，拉桿和擋塊固定連接，擋塊和滑塊固

109、定連接，拉桿的運動即可帶動脹塊的自由滑動；滑塊固定在楔塊上，滑塊與楔塊的整體間隙配合在脹塊的滑槽內(nèi)；脹塊的滑動，使滑塊也相對在脹塊的滑槽內(nèi)滑動。上述的串聯(lián)運動，實現(xiàn)了脹瓦的脹開與閉合。</p><p>　　脹瓦，2.楔塊，3.滑塊，4.脹塊，5.擋塊，6.定距套，7.定位塊</p><p>　　圖5.4脹瓦部件 </p><p><b>　　脹瓦的選用

110、：</b></p><p>　　脹瓦所承擔的任務(wù)是將卷料收卷支承的作用，外徑應(yīng)盡量保持圓度，故需用一個</p><p>　　無縫管將其分割成三份，且要求脹瓦的伸縮范圍為470~508mm，故選取外徑為Φ515，壁厚為45的20材料的無縫管。每塊脹瓦與脹塊的配合視安裝情況做一定調(diào)整。脹瓦圖參看附圖SJ01-08.</p><p>　　2.其它零部件的選用：

111、</p><p><b>　　（1）脹塊的設(shè)計：</b></p><p>　　脹塊分前后兩塊，套裝在主軸上，兩個脹瓦由定距套定位，其中一個脹塊與拉桿通過擋塊相連接，可在主軸上自由滑動，根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，兩脹塊距離為570mm，行程為160mm，即可使脹瓦直徑變化區(qū)間為470mm～508mm。</p><p>　　前后脹瓦結(jié)構(gòu)大致相同，為三棱錐式空心

112、結(jié)構(gòu)，三斜面在圓周上均布，斜面傾斜度16°。前脹塊相對后脹塊要復(fù)雜，主軸在這里通過導(dǎo)向鍵，使脹塊運動更加精確，根據(jù)設(shè)計尺寸，導(dǎo)向鍵的安裝，主軸前端需出現(xiàn)階梯軸徑，不影響主軸強度，前脹塊圓柱孔設(shè)計階梯狀予以配合安裝；另外需留油槽供潤滑之用。</p><p>　　由于脹塊和主軸屬于高精度配合，重要部件，在設(shè)備運行中易損，所以脹塊材料采用QT500-7，鑄后退火處理。脹塊設(shè)計具體參見零件圖脹塊ⅠSJ01-9,

113、脹塊ⅡSJ01-10。 </p><p><b>　?。?）楔塊的設(shè)計：</b></p><p>　　楔塊一端安裝在脹瓦上，另一端設(shè)計傾斜角為16°，此端通過滑塊與脹塊配合連接。楔塊和脹塊配合設(shè)計，滿足脹瓦軸徑變化區(qū)間需要，斜面傾斜角16°，需打孔形成潤滑油通路，不需要的開口處用堵頭封閉；與脹瓦連接除了螺栓連接外，需采用定位銷定位。

114、楔塊材料選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，具體設(shè)計尺寸參考零件圖楔塊SJ01-15。</p><p><b>　　（3）滑塊的設(shè)計：</b></p><p>　　滑塊需用兩種規(guī)格，每種六塊，其中一種與楔塊相連接，后與脹塊裝配配合，滑塊可在脹塊的滑槽內(nèi)滑動，另外一種與安裝在脹瓦上的小脹瓦相互連接，然后與脹塊相互裝配。兩種滑塊均采用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，具體設(shè)計尺寸參看零件圖滑塊ⅠS

115、J01-12,滑塊ⅡSJ01-13.</p><p>　　主軸與脹瓦部件的相互配合，脹瓦部件中各零部件的配合，可詳見SJ01.1-00脹軸部件的裝配圖。</p><p><b>　　第六章 結(jié) 論</b></p><p>　　畢業(yè)設(shè)計是機械設(shè)計學科學習階段一次非常難得的將理論與實際相結(jié)合的機會，通過這次比較完整的縱剪線收卷機構(gòu)設(shè)計，擺脫了在校單

116、純的理論知識學習的狀態(tài)，親身投入到企業(yè)熟悉產(chǎn)品加工路線及裝配，鍛煉了綜合運用所學專業(yè)基礎(chǔ)知識解決實際設(shè)計問題的能力，通過對設(shè)備整體的掌控、對局部機構(gòu)的取舍，以及對各個細節(jié)的斟酌處理，都使得個人能力得到了良好的鍛煉和提高，實踐經(jīng)驗得以豐富，個人知識儲備也相應(yīng)豐富，對機械設(shè)計行業(yè)也有了深刻的學習和了解，這也正是我們進行畢業(yè)設(shè)計的目的所在。</p><p>　　在經(jīng)過大學生涯最后一個學期的畢業(yè)設(shè)計工作后，終于完成了這份