機械設(shè)計課程設(shè)計-壓床的設(shè)計與分析

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：壓床的設(shè)計與分析專業(yè)班設(shè)計者：指導(dǎo)教師：_2015年6月27日機械原理壓床機構(gòu)設(shè)計部分一、壓床機構(gòu)設(shè)計要求11. 壓床機構(gòu)簡介12. 設(shè)計內(nèi)容1二、壓床機構(gòu)的設(shè)計31. 連桿機構(gòu)的設(shè)計及運動分析4（1）作機構(gòu)運動簡圖4（2）機構(gòu)運動速度分析6（3）機構(gòu)運動加速度分析7（4）繪制滑塊位移、速度、加速度曲線8（5）機構(gòu)動態(tài)靜力分析10三、執(zhí)行機構(gòu)其他運動方案的設(shè)計13四、凸輪機構(gòu)設(shè)計13機械設(shè)計二級減速器設(shè)計部分一、目的及要求16二、減速器結(jié)構(gòu)分析16三、傳動裝置的總體設(shè)計17（一）選擇電動機17（二）傳動比分配18（三）運動和動力參數(shù)分析計算181. 計算各軸

2、轉(zhuǎn)速192. 計算各軸輸入功率193. 計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩19四、傳動件的設(shè)計計算19（一）帶傳動的設(shè)計19（二）高速級齒輪的設(shè)計與校核21（三）低速級齒輪的設(shè)計與校核25（四）聯(lián)軸器的選擇30（五）軸的設(shè)計與校核301. 低速軸的校核302. 中間軸的校核353. 高速軸的校核40（六）鍵的校核44（七）軸承的校核45五、潤滑密封設(shè)計48六、減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸表49七、主要參考文獻503機械原理壓床機構(gòu)設(shè)計部分一、壓床機構(gòu)設(shè)計要求1. 壓床機構(gòu)簡介圖96所示為壓床機構(gòu)簡圖。其中，六桿機構(gòu)ABCDEF為其主體機構(gòu)，電動機經(jīng)聯(lián)軸器帶動減速器的三對齒輪zl-z2、z3-z4、z5-z6將轉(zhuǎn)速降低，然

3、后帶動曲柄1轉(zhuǎn)動，六桿機構(gòu)使滑塊5克服阻力Fr而運動。為了減小主軸的速度波動，在曲軸A上裝有飛輪，在曲柄軸的另一端裝有供潤滑連桿機構(gòu)各運動副用的油泵凸輪。E屮3“52屮3加7/-I7/IZ2. 設(shè)計任務(wù)：（1）平面連桿機構(gòu)的設(shè)計及運動分折已知：尺寸hl、h2,構(gòu)件3的上、下極限角，滑塊的沖程H,比值CE/CD、EF/DE,最小傳動角丫min各構(gòu)件質(zhì)心S的位置，曲柄轉(zhuǎn)速n1o要求:1）設(shè)計各構(gòu)件的運動尺寸，作機構(gòu)運動簡圖；2）按指定位置作機構(gòu)的速度和加速度多邊形；3）作滑塊的運動線圖（s-少、v-少、a-少畫在一個坐標系中）；（2）給出實現(xiàn)鍛壓要求的執(zhí)行機構(gòu)的其他運動方案簡圖，并進行對比分析（3

4、）平面連桿機構(gòu)的的力分析已知：滑塊所受工作阻力，結(jié)合前面連桿機構(gòu)設(shè)計和運動分析所得結(jié)果，不考慮摩擦。要求：1)按給定位置確定機構(gòu)各運動副中的反力；2)確定加于曲柄上的平衡力矩Mb,并在坐標紙上作出平衡力矩曲線(4) 飛輪設(shè)計已知：機器運動的許用速度不均勻系數(shù)，力分析所得平衡力Mb，驅(qū)動力矩Md為常數(shù)。飛輪安裝在曲柄軸A上。要求：確定飛輪的轉(zhuǎn)動慣量Jf。(5) 凸輪機構(gòu)構(gòu)設(shè)計已知：從動件沖程H，偏距e，許用壓力角a.推程運動角6。，遠休止角6s，回程運動角60，從動件的運動規(guī)律見表1，凸輪與曲柄共軸。要求：1) 按許用壓力角a確定凸輪機構(gòu)的基本尺寸.選取滾子半徑rr；2) 繪制凸輪實際廓線。(6

5、) 確定電動機的轉(zhuǎn)速及功率、型號(7) 聯(lián)軸器的選擇(8) 設(shè)計該機器的傳動裝置1) V帶傳動設(shè)計計算2) 二級圓柱齒輪減速器設(shè)計計算(包括齒輪傳動設(shè)計，軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校核，軸承選型設(shè)計及壽命計算，平鍵連接選型及強度計算)；3) 減速器的圖紙設(shè)計要求:繪制減速器的裝配圖A0;繪制齒輪零件圖1張;繪制軸的零件圖1張；繪制箱座的零件圖。(9) 設(shè)計課程設(shè)計說明書，包括設(shè)計任務(wù)、設(shè)計參數(shù)、設(shè)計計算過程等。二、壓床機構(gòu)的設(shè)計1傳動方案設(shè)計(1)基于擺桿的傳動方案斗優(yōu)點：結(jié)構(gòu)緊湊，在C點處，力的方向與速度方向相同，所以傳動角丫二90。，傳動效果最好；滿足急回運動要求；缺點：有死點，造成運動的不確定,

6、需要加飛輪，用慣性通過；六桿機構(gòu)A優(yōu)點：能滿足要求，以小的力獲得很好的效果；缺點：結(jié)構(gòu)過于分散：5RA6瓦優(yōu)點：結(jié)構(gòu)緊湊，滿足急回運動要求；缺點：機械本身不可避免的問題存在。綜合分析：以上三個方案，各有千秋，為了保證傳動的準確性，并且以滿足要求為目的，我們選擇方案三。設(shè)計內(nèi)容連桿機構(gòu)的設(shè)計及運動分析單位mm(°)mmr/min符號h1h2H3P'P''HCE/CDEF/DEn1數(shù)據(jù)50140220601201501/21/4100機構(gòu)滿足最大傳動角要求。（1）作機構(gòu)運動簡圖：根據(jù)相關(guān)尺寸,已知：hl=50mm,h2=140mm,h3=220mm,曠二60。二1

7、20。，a二22.27mm/s23'33EFDE1BS1DS2如右圖所示，為處于兩個極限位置時的狀態(tài)。根據(jù)已知條件可得：h150tan0=0=12.8°h2220a=a'-0=60°-12.8°=47.2°1B-'卩=a''-0=120°-12.8°=107.2°AD=vh1*h1+h3*h350*50+220*220=225.61mm2、連桿機構(gòu)的設(shè)計及運動分析3EF'=H=150mmnDE=150mmnCD=100mm,CE=50mm,EF=37.5mm在三角形ACD和AC

8、'D中用余弦公式有:CD*CD+AD*AD-AC*ACcosB=2*DC*ADnAC=173.9mmDC'2+AD2-AC'2cosa=2*CD'*ADnAC'=272.5mmBC=AC+AC=223.2mm2AB=AC-AC=49.3mm2BS2=1319DS3=90；計算圖中尺寸可得：ABBCCDDEEF49.1mm222.9mm100mm150mm37.5mm7(2)機構(gòu)運動速度分析:以滑塊移動到偏離上極限30°為例，機構(gòu)在此位置時各桿件的位置及速度多邊形如圖：已知：n1=100r/min；-12n60l罟2“=10.47聞人逆時針AB0

9、.514m/s方向大?。縱C丄CDvB丄ABVvCB丄BCo1=10.47rad/sv=0.514m/sBv=0.2688m/sCBW=1.2059rad/s2v=0.3316m/sCW=3.316rad/s3w=5.4960rad/s4v=0.4974m/sEv=lx0.001=0.2688m/sv=lx0.001=0.3316m/sCBBCCPcW=1.2059rad/so=3.316rad/s23V=1.5V=0.4974m/sECw=V/0.0375=5.4960rad/s帚=Fv'+EvFE方向豎直丄DE丄EF大小?0.4974?4FEv=0.4719m/sFv=0.4719

10、m/s（方向向下）F(3)機構(gòu)運動加速度分析：以滑塊移動到偏離上極限30°為例，機構(gòu)在此位置時各桿件的位置及加速度多邊形如圖：an=w2L=10.4712x0.0491=5.38m/s2B1ABan=w2L=1.20592x0.2229=0.324152m/s2CB2CBan=w2L=3.3162x0.1=1.0996m/s2CD3CDan=w2L=5.49602x0.0375=1.1327m/s2FE4EFa=1.5aEcan=5.38m/s2Ban=0.324152m/s2CBan=1.0996m/S2CDan=1.1327m/s2FEa=an+at=a+an+atcCDCDBC

11、BCB方向?丄CDCDBACB丄BC大小:?V?VV?a=a+an+atFEFEFEFeFEFE方向：豎直丄CDFE丄EF大?。?？VV?a=lx0.001=4.87m/s2Cpca=1.5a=7.31m/s2ECa=lx0.001=4.66m/s2（BC桿件中點為s）s2ps22a=0.5a=3.655m/s2（DE桿件中點為s）s3E3a=at/1=4.28/0.2229=19.2014rad/s2（BC桿件中點的角加速度）2 CBCBa=atCD/1=4.75/0.1=47.5rad/s2（DE桿件中點的角加速度）3 CDCD(4)繪制滑塊位移、速度、加速度曲線a=4.87m/s2Ca=7

12、.31m/s2Ea=4.66m/S2s2a=3.655m/s2s3a=19.2014rad/s22a=47.5rad/s2329%©丿2A牛"2Ao妙勸誹Fi'4I彳味）皿£）來綱4丿f914(5)機構(gòu)動態(tài)靜力分析計算及說明主要結(jié)果以30°為例對構(gòu)件4進行力的分析，如下示意圖：F54F34F=291.78NF二一F二F二291.78N3434.5445分析構(gòu)件3和2:以30°為例對構(gòu)件3進行力的分析，如下示意圖：GFt3163r（注：由于c點的受力對于后邊的求解沒有影響故不做出受力的圖示）對C點取距，由工C=0可得:F63L+GZ-F/

13、+0CDSJSJH-JH-JF.=199,INFt=199,1N63以30°為例對構(gòu)件2進行力的分析，如下示意圖：FFG2（注：圖中所示的FL為原F與M的總慣性力）對C點取距，由zc=0可得：12FJc+G2lg2+Ft/2二0Ft12二26.8N分析以構(gòu)件3、2組成的桿組的受力情況：以30°為例對構(gòu)件3、2組成的桿組受力的分析,如下示意圖：F"Ft12=26.8NF43繪制力的多邊形F+G+Ft+S3363F-1x10=620.059N12M(h為fh=hF=19.9312合力F與實際機構(gòu),12n63+FS2原點距離,M=19.93說明中未給出的數(shù)據(jù)見表。三、執(zhí)

14、行機構(gòu)其他運動方案的設(shè)計的確定f0.45r=4mmr陝i跖從動件行程h17許用壓力角耳303推程運動角4於遠怵止角叭2亍回程運動角/呂亍推程運動規(guī)律回程運動規(guī)律2.位移的計算取5。為一個分段，分別計算推程和回程的位移1)推程由公式s=h1-cosM/2得55。10o15o20o25o30os0.3441.3492.9334.9687.2909.710535o40o45o50o55oS12.03114.06615.65016.65617.002）回程.(2兀5、sin由公式s-h1-5+(50丿52兀0得55o10o15o20o25o30os16.97716.82416.42215.69914.

15、60313.159535o40o45o50o55o60os11.4259.4977.5035.5763.8412.398565。70o75o80o85o還IQ凸輪輪廓如下:s1.3060.5780.1770.0230機械設(shè)計二級減速器設(shè)計部分一目的及要求（一）課程設(shè)計的目的1、通過機械設(shè)計課程設(shè)計，綜合運用機械設(shè)計課程和其它有關(guān)選修課程的理論和生產(chǎn)實際知識去分析和解決機械設(shè)計問題，并使所學(xué)知識得到進一步地鞏固、深化和發(fā)展。2、學(xué)習機械設(shè)計的一般方法。通過設(shè)計培養(yǎng)正確的設(shè)計思想和分析問題、解決問題的能力。3、進行機械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖、查閱設(shè)計資料和手冊，熟悉標準和規(guī)范。（二）已知

16、條件1、展開式二級齒輪減速器產(chǎn)品（有關(guān)參數(shù)見名牌）2、動力來源：電壓為380V的三相交流電源；電動機輸出功率P=2.2KW。3、工作情況：一班制，連續(xù)單向運行，載荷有輕微沖擊。4、使用期：10年，每年按300天計。5、檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。6、工作環(huán)境：室內(nèi)常溫，灰塵較大。（三）工作要求1、畫減速器裝配圖一張（A0圖紙）；2、零件工作圖二至三張（傳動零件、軸、箱體等等）；3、對傳動系統(tǒng)進行結(jié)構(gòu)分析、運動分析并確定電動機型號、工作能力分析；4、對傳動系統(tǒng)進行精度分析，合理確定并標注配合與公差；5、設(shè)計說明書一份。（四）結(jié)題項目1、檢驗減速器能否正常運轉(zhuǎn)。2、每人一

17、套設(shè)計零件草圖。3、減速器裝配圖：A0；每人1張。4、零件工作圖：A3；每人共2張、齒輪和軸各1張。5、課題說明書：每人1份。（五）完成時間共4周二減速器結(jié)構(gòu)分析（一）分析傳動系統(tǒng)的工作情況1、傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。2、傳動方案的特點：特點：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導(dǎo)致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷

18、分布有均勻的現(xiàn)象。3、電機和工作機的安裝位置：電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端；工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端。圖一：（傳動裝置總體設(shè)計圖）初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。三傳動裝置的總體設(shè)計（一）、選擇電動機1、選擇電動機系列按工作要求及工作條件，選用Y系列三相交流異步電動機。2、選電動機功率（1）、工作機所需輸入功率（取工作機的效率"w=°95）,在力學(xué)分析中已經(jīng)找到了最大的M，M二54.73N/mdd門Md54.73x10.471Pab0.71KWw1000q1000x0.95xq（2）、傳動裝置總效率annn2n3na帶齒輪軸承聯(lián)軸器查表12-8

19、確定各部分效率如下：V帶傳動效率：n=0.95帶閉式齒輪傳動效率：n=0.97（精度8級）齒輪角接觸球軸承效率：n=0.99軸承聯(lián)軸器效率：n=0.99聯(lián)軸器得n=0.95x0.972x0.993x0.99=0.859a（3）、電機的實際輸出功率P071P十0.83KWdn0.859a3、確定電動機轉(zhuǎn)速所選電動機的額定功率Ped應(yīng)等于或稍大于電動機的實際輸出功率Pd,即p>0.83KW，電動機的可選轉(zhuǎn)速范圍ednixixnd選取電動機的型號為Y802-2,機座中心高H=80mm,額定功率P1.1KW，滿載轉(zhuǎn)速為2825r/min,軸伸長E=40mm,伸出端ed直徑D=19mm，詳細參數(shù)見

20、表19-3.（二）、傳動比分配總傳動比i-竺-2825-28.25總n100岷帶'人減速器i、帶咼速級齒輪傳動比為i-（1.31.5）iJ1.4x144.431減速器則低速級齒輪傳動比為i23.162i1（三）運動和動力參數(shù)分析計算1.計算各軸轉(zhuǎn)速P-0.71KWwn=0.95帶n上4=0.971齒輪n=0.99軸承n=0.99聯(lián)軸器n=0.859aP-0.83KWdi28.25總i14減速器i4.4311 3.162n1n_m_'帶2825=1412.5r/min2“1=1412.5r/minn2n120=318.85r/min4.43n3_n2=匚2.計算各軸輸入功率P=P

21、d耳帶=0.71x0.95=0.6745KW尸2=P耳軸承耳齒輪=0.6745x0.98x0.97=0.6477KWP=Pg耳軸承耳齒輪=0.6477x0.98x0.97=0.622KW3.計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩P06745T=9550=9550x=4.56Nm1 n12825P206477厶=9550丄=9550x=19.4Nm2 n2318.85P30622厶=9550丄=9550x=58.9Nm3 n100.9四傳動件的設(shè)計計算（一）.帶傳動的設(shè)計計算1確定V帶截型工作情況系數(shù)機械設(shè)計教材表計算功率單班制每天工作8小時，軟啟動，載荷變化較小，由7-7得K=1.2AP二KAP=1.2x0.83二

22、0.996KWcAV帶截型根據(jù)Pc和n1，由圖7-12選取Z型V帶2、確定V帶輪基準直徑小帶輪基準直徑由圖7-12及表7-4選取dd1=50mm大帶輪基準直徑n2825dd2=dd1常=50X兀=100mm由表7-5知，帶輪基準直徑中恰有此值，取dd2二100mm“2=318.85r/m“3=100.9r/p二0.6745KWP2=0.6477KWP3二0.622KWT=4.56NmT2=19.4NmT3=58.9NmPc二°.996KWd=100mmd2in驗算帶速v二叫l(wèi)"nl=宀50X2840二7.40m/s60x100060x10003.確定中心距及V帶基準長度0.

23、7(d+d)<a<2(d+d)及d、d初定中心距dld20dld2dld2疋心得l05mm<a<300mm,初定a=250mm00丫c兀/77、(d-d)2L2a+(d+d)+d2dld02dld24a計算V帶基準長度02X250+兀(50+100)+(l00-50)2738.l2mm24x250V帶基準長度由表7-2選取L800mmd實際中心距擬將帶傳動設(shè)計成中心距可調(diào)的及結(jié)構(gòu)，采用近似計算L-La沁a+d28lmm02d-dal80O-d2dlX57.3ola驗算小帶輪包角i0050180o-_x57.3o169.804。>l20。28l4. 確定V帶根數(shù)單根

24、V帶基本額定功率由表7-6P0.28KW1單根V帶額定功率增量由表7-8AP0.03KW1小帶輪包角修正系數(shù)由表7-9線性插值求得K0.98a帶長修正系數(shù)由表7-2K1LP0996V帶根數(shù)z>c3.27a4(P+AP)kk(0.28+0.03)x0.98x111aL取z45. 計算初拉力v帶單位長度質(zhì)量由表7-1q0.06kg/m單根V帶的初拉力v7.40m/sL738.12mmdL800mmda169.804。>120。1P0.28KW1AP0.03KW1K0.98aK0.98az4q0.06kg/mP25F500（-1）+qv20vzka099625500xx（-1）+0.06

25、x7.435224N7.435x50.98作用在軸上的載荷F-2ZFsin2-2x4x24xsin1698-239.05NQ022（二）高速級齒輪的設(shè)計與校核1.選擇齒輪材料并確定初步參數(shù)（1）選擇齒輪材料及其熱處理由表8-1選取小齒輪：40Cr,調(diào)制處理，齒面硬度為260HBW大齒輪：45鋼，調(diào)制處理，齒面硬度為230HBW（2）初選齒輪選取小齒輪齒數(shù)Z128則大齒輪齒數(shù)ziz4.43x28124211（3）選擇齒寬系數(shù)屮d和傳動精度等級初估小齒輪直徑d30mm，初選螺旋角卩-15。i估照表8-8選取齒寬系數(shù)屮d則“估屮/估30mm齒輪圓周速度v-兀1-兀x30x1412.5-333m/s估

26、60x100060x1000參照表8-9，齒輪精度選為8級（4）計算許用接觸應(yīng)力1）計算兩齒輪許用循環(huán)次數(shù)Nl,N2N60nt60x1x1412.5x（10x250x8）1.695x1091 1n“N1.695x109“N3-3.83x1082 i4.4312）壽命系數(shù)Z由圖8-24得：Y1,Y1（不允許有一定量電蝕）NN1N23）接觸疲勞極限&Hlim由圖8-20a，查MQ線得&=720MPa&=580MPaHlim1Hlim24）安全系數(shù)S參照表8-11，取S=1HH5）許用接觸應(yīng)力&，根據(jù)式8-14得HF24N0F239.05NQz281z1242d30m

27、m1估B15ov3.33m/s估N1.695x1091N3.83x1082Y1,Y1N1N2&=720MPaHlim1&=580MPHlim2S=1H7HlimPn1=720MPah1SH7-Hlim2_N2580MPaH2SH2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪的主要參數(shù)（1）確定各相關(guān)的參數(shù)值laL720MPalaL580MPaH2p06477T=9.55x106丄=9.55x106x=4.38x103Nm1n11412.52)確定載荷系數(shù)K使用系數(shù)K按電動機驅(qū)動，輕微沖擊，查表8-4取K=1.25AA動載系數(shù)K按8級精度和速度，查圖8-11，取K=1.13VV齒間載荷分配系數(shù)K

28、a2KJ2x25x°38x103-12.2Nmm<100NmmAbd130x30T=4.38x103NmK=1.25AK=1.13V2kTaI二12.2Nmm<100Nmmbd1K=1.4a齒向載荷分配系數(shù)KP由圖8-14a，取K=1.05PK=1.05P由表8-5，取K=1.4aK=2.0763)確定彈性系數(shù)ZE由表8-6得Z=190、.：MPaEZ=190E4)5)確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH由圖8-16得ZH=2.43由式8-24計算得ZH=2.43確定重合度系數(shù)z£端面重合度5=a1.88-3.2cosPr11、1.88-3.2一+<28124丿r11)+

29、Izz丿12/cosl5o二1.685=1.68a載荷系數(shù)K二KKKK二1.25x1.13x1.4x1.05二2.076AVaP縱向重合度£-AtanP-tan15o-2.39>1p兀兀I1重合度系數(shù)因£>1，由式8-23得，Z£=0va1p=0786)確定螺旋角系數(shù)由式8-22得Z0=.：cos0=Jcos15o=0.98(2)求所需小齒輪直徑d,由式8-21得1di>3：.2KTu+i屮ud12x2.076x4.38x1034.43+1(2.43x190x0.77x0.98飛與初估大小基本相符4.435802=20mmZ二0.78Z=0.98

30、02KTu+1(ZZZZ1屮ud=20mmm=1mmn確定模數(shù)m，中心距a等主要幾何參數(shù)n1)模數(shù)m="1w卩=1mmnz122b=35mm31由表8-7取標準模數(shù)m=1n2)中心距amza=n12cos0+z)1xC28+124)=78.68mm，取a=79mm2xcos15oa=79mm3)螺旋角0m0=arccosn0=15.84。:+z)1x(28+124)l-4i=arccos=15.84。2a2x794)分度圓直徑mz=n_1-=cos0cos15.84o1x28=29.105mm=mA=1x124=128.894mmcos0cos15.84o（注意：齒輪直徑應(yīng)精確到三位

31、小數(shù)）5）確定齒寬b=屮d=1x29.105=29.105mmd1d=29.105mmid=128.894mmib=29.105mm大齒輪齒寬=b=30mmb=30mm小齒輪齒寬b=b+5=35mm123.齒面接觸疲勞強度校核：2KTu+1u=2.43x190*mpax0.77x0.98x<lb=464MPaH2卩x2.076x438x103x皿=287.63MPa4.4330x302結(jié)論：齒面接觸疲勞強度足夠4.齒根彎曲疲勞強度校核（1）計算許用彎曲應(yīng)力1）壽命系數(shù)YN由圖829取YN12）極限應(yīng)力bFlim由圖8-25a取b=300MPaFlim1b=220MPaFlim23)尺寸系

32、數(shù)Ya由圖830取Y=Y=1a1a2bFlim1=300MPa4)安全系數(shù)SF參照表811，取S=1.6Fb=220MPaFlim25)計算許用彎曲應(yīng)力L由式8-16得F2bYY2x300x1x1b=fiim1n1n2=375MPaF1SF2bYYlb=Flim2N1N2F2SF(2)計算齒根彎曲應(yīng)力1.6=2x220x1x1=275MPa1.6Y=Y=1a1a2S=1.6Fb=375MPab=275MPaF21）齒形系數(shù)YFa當量齒數(shù)zv1z=1COS328cos315.84o二31.45z二31.45v1空=139.27COS3pCOS315.84oz=139.27v2Y=2.51Fa1由

33、圖8-18取Y=2.51Fa1Y=2.18Fa2Y=2.18Fa22）應(yīng)力修正系數(shù)Y°Sa由圖819取Y=1.63SalY=1.82Sa23）重合度系數(shù)Yg33亠山荷IX召令(tana)(tan20。)”端面壓力角a=arccos擊=arccos=2o.72。t(cos卩丿(cosl5.84o丿基圓螺旋角卩=arctan(tan卩cosa)=14.86。bt當量齒輪端面重合度由式8-288=a=1.80ancos2Pcos214.86ob075075由式8-27Y=0.25+=0.25+'=0.681881.80aN4) 螺旋角系數(shù)Y查圖8-31得Y=0.87PP5) 齒根彎

34、曲應(yīng)力由式8-25得2KTYYYYO1Fa1Sa18PF1bdm1n2x2.076x4.29x1000x2.51x1.63x0.681x0.8729.105x29.105x150.97MPa<O=375MPaYY“cr2.18x1.82O=OFa2Sa2一50.97xF2F1YY2.51x1.63Fa1Sa1I49.43MPa<O=275MPaF2結(jié)論：齒根彎曲疲勞強度足夠(三)低速級齒輪的設(shè)計與校核1.選擇齒輪材料并確定初步參數(shù)(1) 選擇齒輪材料及其熱處理由表8-1選取小齒輪：40Cr,調(diào)制處理，齒面硬度為260HBW大齒輪：45鋼，調(diào)制處理，齒面硬度為230HBW(2) 初選

35、齒輪選取小齒輪齒數(shù)z1=30則大齒輪齒數(shù)ziz3.18x3095211(3) 選擇齒寬系數(shù)屮和傳動精度等級初估小齒輪直徑d40mm，初選螺旋角P=15。1估照表8-8選取齒寬系數(shù)屮d=則彳古一屮/諂一40mma2o.720tP14.86ob81.80anY 0.6818Y =0.87Pz301z952d40mm1估P15o齒輪圓周速度v估=磐籌=Kx40x318.85=6.68m/s估60x10060x100參照表8-9,齒輪精度選為8級（4）計算許用接觸應(yīng)力1）計算兩齒輪許用循環(huán)次數(shù)N1,N2N=60ynt=60x1x318.85x（10x250x8）=3.83x10811nN3.83x10

36、8=1=1.21x108i13.162）壽命系數(shù)Z由圖8-24得:NZ=1,Z=1（不允許有一定量點蝕）N1N23)接觸疲勞極限OHlim由圖820a,查MQ線得oHlim1=720MPaOHlim2=580MPa4)安全系數(shù)SH參照表8-11，取S=1H5)許用接觸應(yīng)力o，根據(jù)式8-14得Hv=6.68m/s估N二3.83x1081N二1.21x1082z=1,Z=1N1N2OHlim1=720MPaOHlim2=580MPaS=1H1350=720MPa0=580MPaH2P20622匚=9.55x106-A=9.55x106x=1.86x104Nmm2n2318.852）確定載荷系數(shù)K使

37、用系數(shù)K按電動機驅(qū)動，輕微沖擊，查表8-4取K=1.25AA動載系數(shù)K按8級精度和速度，查圖8-11，取K=1.13VVT?=1.86x104nmmK=1.25AK=1.13V0=Hlim1"N1=720MPah1SH0=Hlim2_N2=580MPaH2SH2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪的主要參數(shù)（1）確定各相關(guān)的參數(shù)值齒間載荷分配系數(shù)Ka2KTbd=2x心x86x104=28.44Nmm<100Nmm40x402KT一=28.44Nbd1<100Nmmmm由表8-5,取K=1.4aK=1.4aK=1.05PK2.083)4)由表8-6得Z190MPaE確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)

38、ZH由圖8-16得ZH=2.43確定彈性系數(shù)ZEZ=190EZH=2.435)確定重合度系數(shù)Z由式8-24計算得£端面重合度8a1.88-3.2(11)+Izz丿、12丿(11丫1.88-3.2+13095丿cosl5o二1.68cosP8-1.68a縱向重合度£-"八1tanp1x3。tan15o2.56>1p兀兀1I1重合度系數(shù)因£p>1，由式8-23得，Ze='1£斗倔0.771a6)確定螺旋角系數(shù)由式8-22得Zp-*：cospcos15o0.98(2)求所需小齒輪直徑d,由式8-21得d1-3：.2KTu+Io十丿

39、H丿12x2.08x1.86x1043.16+1(2.43x190x0.77x0.983.16580233.25mmsp2.56>1Z=0.98d-33.25m1齒向載荷分配系數(shù)Kp由圖8-14a，取Kp丸05載荷系數(shù)KKKKK1.25x1.13x1.4x1.052.08AVaP53與初估大小基本相符確定模數(shù)m，中心距a等主要幾何參數(shù)n1)dcosp33.25xcos15°_30模數(shù)m1nz1由表8-7取標準模數(shù)m=1n2）中心距a+z)2mzan142cosp2xcos15o1乙0+95)64.7mm，取a=65mma=65mm3）螺旋角0+z)20=arccosD2cos0

40、1 x(30+95)仁=arccos=15.94o2 xcos15o0=15.94o4）分度圓直徑d、d1=31.20mmcos15.94omz1x95=n2=9880mmcos0cos15.94on1=cos0d=31.20mm1d=98.80mm1(注意：齒輪直徑應(yīng)精確到三位小數(shù))5）確定齒寬bb=屮d=1x31.20=31.20mmd1b=31.20mm大齒輪齒寬b=b=32mm2b=b=32mm2小齒輪齒寬b=b+8=40mm123.齒面接觸疲勞強度校核.2KTu+1.uo=ZZZZHHE&0bd212x1.14x1.86x1043.16+1=2.43x190x0.77x0.9

41、8x56x4623.16W=464MPaH2結(jié)論：齒面接觸疲勞強度足夠=53.85MPab=b+8=40mm12o=53.85MPa<1o=464MPaH24.齒根彎曲疲勞強度校核（1）計算許用彎曲應(yīng)力1）壽命系數(shù)YN2）極限應(yīng)力oFlim由圖829取YN1由圖825a取o=300MPaFlim1oFlim2=220MPa3)尺寸系數(shù)Ya由圖830取Y=Y=1a1a24)安全系數(shù)SF參照表811，取S=1.6F5)計算許用彎曲應(yīng)力Io由式8-16得FY =Y=1N1N2o=300MPaFlim1o=220MPaFlim2Y =Y=1a1a2S=1.6F2tYY2x300x1x1t=Fli

42、m1N1N2=375MPaF1SF2tYY2x220x1x11.6t=75MPat=275MPaF2t=fiim2n1n2=275MPaF2SF(2)計算齒根彎曲應(yīng)力1.61）齒形系數(shù)YFa當量齒數(shù)zv1z=1COS3B30=33.74cos315.94oz=33.74v1由圖8-18取90厶COS3B=106.86cos315.94oz=106.86v2YFa1二2.51Y=2.19Fa2Y=2.51Fa12）應(yīng)力修正系數(shù)YSa由圖8-19取Y=1.64Sa1Y=1.81Sa2Y=2.19Fa23）重合度系數(shù)Y£(tana)(tan20oa=arccosn=arccost(cosB

43、丿(cos15.94o丿端面壓力角=20.73。基圓螺旋角B=arctan(tanBcosa)=arctanlan15.94oxcos20.73。bt當量齒輪端面重合度14.96o由式8-28£an£=acos2Bcos214.96ob=1.8由式8-274）螺旋角系數(shù)Y5）齒根彎曲應(yīng)力0.75=0.25+£aN查圖8-31得=0.25+075=0.671.8Y=0.87P由式8-25得Y=1.64Sa1Y=1.81Sa2a=20.73。tB=14.96ob=1.8Y=0.67£Y=0.87P2KTYYYYb=2FalSalU卩F1bdm1n2x2.08

44、x2.51x1.86x104x1.64x0.67x0.8731.20x31.20x2=190.73MPa<b=375MPaYY2.19x1.81b=bFa2Sa2=190.73Xf2f1yY2.51x1.64Fa1Sa1I=183.66MPa<lb=275MPaF2結(jié)論：齒根彎曲疲勞強度足夠（四）聯(lián)軸器的選擇初估低速軸的最小直徑低速軸的材料為45鋼，C值根據(jù)課程設(shè)計指導(dǎo)書表3-1選取rpJd>C3=110x313n1100.90h1i0.622=20.54mm取d=21mm1有鍵槽軸徑加大4%，d=21x1.04=21.84mm，取d=25mm11低速軸扭矩為5-89X104

45、N/mmNm根據(jù)表17-1，選擇TL5型彈性套柱銷聯(lián)軸器（五）軸的設(shè)計與校核1.高速齒輪軸的設(shè)計初估齒輪軸受扭段的最小軸徑齒輪軸的材料為40Cr,C值根據(jù)課程設(shè)計指導(dǎo)書表3-1選取d1>C、n=103x=8.05mm'1有鍵槽軸徑加大4%，d=8.05x1.04=8.37mm，取d=15mmdId+2(0.070.1)d1211，取d=18mm2dud+(13),須0或5結(jié)尾，取d=20mm323b=275MPaF1d=21mmid=25mmid1=8°5mmd=15mmid=18mm2d=20mm3d二d+2(0.07-0.1)d二24433根據(jù)齒輪分度圓的大小，選取齒輪軸段的直徑d=26mm5d=24mm6軸徑確定后，初定軸承型號，采用角接觸球軸承軸承,型號為7204C,從而查得軸承寬度B二14mmd=244d=26mm5d=24mm6B二14mm根據(jù)箱體的尺寸，確定各軸段的長度。由機械設(shè)計中的普通V帶輪結(jié)構(gòu)尺寸可得:L>(z1)e+2f=5