压床课题设计说明书 - 图文

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目： 压床的设计与分析

专业 班 设计者： 指导教师：

2015 年 6 月 27 日

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目录

机械原理 压床机构设计部分

一、压床机构设计要求 - - - - - - - - - - - - - - - - - 1

1.压床机构简介 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 1 2.设计内容 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 1 二、压床机构的设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 3

1.连杆机构的设计及运动分析 - - - - - - - - - - - - 4 （1）作机构运动简图 - - - - - - - - - - - - - - 4 （2）机构运动速度分析 - - - - - - - - - - - - - 6 （3）机构运动加速度分析 - - - - - - - - - - - - 7 （4）绘制滑块位移、速度、加速度曲线 - - - - - - 8 （5）机构动态静力分析 - - - - - - - - - - - - - 10 三、执行机构其他运动方案的设计 - - - - - - - - - - - 13 四、凸轮机构设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 13

机械设计 二级减速器设计部分

一、目的及要求 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 16 二、减速器结构分析 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 16 三、传动装置的总体设计 - - - - - - - - - - - - - - - - 17 （一）选择电动机 - - - - - - - - - - - - - - - - - 17 （二）传动比分配 - - - - - - - - - - - - - - - - - 18 （三）运动和动力参数分析计算 - - - - - - - - - - - 18 1.计算各轴转速 - - - - - - - - - - - - - - - - 19 2.计算各轴输入功率 - - - - - - - - - - - - - - 19 3.计算各轴输入转矩 - - - - - - - - - - - - - - 19 四、传动件的设计计算 - - - - - - - - - - - - - - - - 19 （一）带传动的设计 - - - - - - - - - - - - - - - - 19 （二）高速级齿轮的设计与校核 - - - - - - - - - - - 21 （三）低速级齿轮的设计与校核 - - - - - - - - - - - 25 （四）联轴器的选择 - - - - - - - - - - - - - - - - 30 （五）轴的设计与校核 - - - - - - - - - - - - - - - 30 1.低速轴的校核 - - - - - - - - - - - - - - - 30 2.中间轴的校核 - - - - - - - - - - - - - - - 35 3.高速轴的校核 - - - - - - - - - - - - - - - 40 （六）键的校核 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 44

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（七）轴承的校核 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 45 五、润滑密封设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 48 六、减速器箱体结构尺寸表 - - - - - - - - - - - - - - 49 七、主要参考文献 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 50

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机械原理 压床机构设计部分 一、压床机构设计要求 1.压床机构简介 图9—6所示为压床机构简图。其中，六杆机构ABCDEF为其主体机构，电动机经联轴器带动减速器的三对齿轮z1-z2、z3-z4、z5-z6将转速降低，然后带动曲柄1转动，六杆机构使滑块5克服阻力Fr而运动。为了减小主轴的速度波动，在曲轴A上装有飞轮，在曲柄轴的另一端装有供润滑连杆机构各运动副用的油泵凸轮。 2.设计任务： （1）平面连杆机构的设计及运动分折 已知：尺寸h1、h2, 构件3的上、下极限角，滑块的冲程H，比值CE／CD、EF／DE，最小传动角γmin各构件质心S的位置，曲柄转速n1。 要求：1）设计各构件的运动尺寸，作机构运动简图； 2）按指定位置作机构的速度和加速度多边形; 3) 作滑块的运动线图（s-φ、v-φ、a-φ画在一个坐标系中）; （2）给出实现锻压要求的执行机构的其他运动方案简图，并进行对比分析 （3）平面连杆机构的的力分析 已知：滑块所受工作阻力，结合前面连杆机构设计和运动分析所得结果，不考虑摩擦。 1

要求：1）按给定位置确定机构各运动副中的反力； 2)确定加于曲柄上的平衡力矩Mb，并在坐标纸上作出平衡力矩曲线 （4）飞轮设计 已知：机器运动的许用速度不均匀系数，力分析所得平衡力Mb，驱动力矩Md为常数。飞轮安装在曲柄轴A上。 要求：确定飞轮的转动惯量JF。 （5）凸轮机构构设计 已知：从动件冲程H，偏距e，许用压力角[α]．推程运动角δ0。，远休止角δs，回程运动角δ0'，从动件的运动规律见表1，凸轮与曲柄共轴。要求： 1）按许用压力角[α]确定凸轮机构的基本尺寸．选取滚子半径rr； 2）绘制凸轮实际廓线。 （6）确定电动机的转速及功率、型号 （7）联轴器的选择 （8）设计该机器的传动装置 1）V带传动设计计算 2）二级圆柱齿轮减速器设计计算（包括齿轮传动设计，轴的结构设计及强度校核，轴承选型设计及寿命计算，平键连接选型及强度计算）; 3)减速器的图纸设计 要求:绘制减速器的装配图A0；绘制齿轮零件图1张;绘制轴的零件图1张；绘制箱座的零件图。 （9）设计课程设计说明书，包括设计任务、设计参数、设计计算过程等。 2

二、压床机构的设计 1.传动方案设计 (1).基于摆杆的传动方案 优点： 结构紧凑，在Ｃ点处，力的方向与速度方向相同，所以传动角??90?，传动效果最好；满足急回运动要求； 缺点： 有死点，造成运动的不确定， 需要加飞轮，用惯性通过； (2).六杆机构A 优点： 能满足要求，以小的力获得很好的效果； 缺点： 结构过于分散： 2.1.3.六杆机构B 3

优点： 结构紧凑，满足急回运动要求； 缺点： 机械本身不可避免的问题存在。 综合分析：以上三个方案，各有千秋，为了保证传动的准确性，并且以满足要求为目的，我们选择方案三。 2、连杆机构的设计及运动分析 设计内容 单位 符号 数据 h1 50 mm h2 140 H3 220 连杆机构的设计及运动分析 （o） ρ' 60 ρ'' 120 H 150 mm CE/CD 1/2 EF/DE 1/4 r/min n1 100 机构满足最大传动角要求。 （1） 作机构运动简图： 根据相关尺寸， 已知：h1?50mm,h2?140mm,h3?220mm , '''?3?60?,?3?120?，?3?22.27mm/s2 EF1BS21DS31?,?,?. DE4BC2DE2如右图所示，为处于两个极限位置时的状态。 根据已知条件可得：h150tan??????12.8? h2220???'???60??12.8??47.2? ???''???120??12.8??107.2? AD?h1*h1?h3*h3?50*50?220*220?225.61mm4

EF'?H?150mm?DE?150mm ?CD?100mm,CE?50mm,EF?37.5mm在三角形ACD和AC'D中用余弦公式有： CD*CD?AD*AD?AC*AC 2*DC*AD?AC?173.9mmcos??DC'2?AD2?AC'2cos?? 2*CD'*AD?AC'?272.5mm ?BC?AC'?AC?223.2mm2 AC'?ACAB??49.3mm2BS2?131.9,DS3?90; 计算图中尺寸可得： AB BC CD DE EF 49.1mm 222.9mm 100mm 150mm 37.5mm 5

计 算 及 说 明 主要结果 （2）机构运动速度分析： 以滑块移动到偏离上极限30°为例，机构在此位置时各杆件的位置及速度多边形如图： 已知：n1=100r/min； ?1 = n1100?2? =10.47rad/s 逆时针 ?2? = 6060v = ?1·lAB ? 0.514m/s B?1=10.47rad/s vC = vB + vCB 方向 ⊥CD ⊥AB ⊥BC 大小 ? √ ? vB=0.514m/s ?0.2688m/svwCB?1.2059rad/s2 v?0.3316m/sw?3.316rad/sw?5.4960rad/sC34 vwCB2?lBC?0.001?0.2688m/s?1.2059rad/svC?lpc?0.001?0.3316m/s?3?3.316rad/s VE?1.5VC?0.4974m/sw4?VFE/0.0375?5.4960rad/s vvF = vE + vFE E?0.4974m/s 方向 竖直 ⊥DE ⊥EF 大小 ? 0.4974 ? 6

v ?0.4719m/s(方向向下) F （3）机构运动加速度分析： 以滑块移动到偏离上极限30°为例，机构在此位置时各杆件的 F?0.4719m/s v位置及加速度多边形如图： nnaB?w21LAB?10.4712?0.0491?5.38m/s2aCB?w22LCB?1.20592?0.2229?0.324152m/s2aCD?w23LCD?3.3162?0.1?1.0996m/s2aFE?w24LEF?5.49602?0.0375?1.1327m/s2aE?1.5acnnaB?5.38m/s2aCB?0.324152m/s2nn aCD?1.0996m/s2naFE?1.1327m/s2 n ac?anCD?atCD?aB?anCB?atCB 方向 ? ⊥CD C→D B→A C→B ⊥BC 大小：? √ ? √ √ ? aF?aE?aFE?aFE 方向：竖直 ⊥CD F→E ⊥EF 大小： ? √ √ ? 7

nt

aC?lpc?0.001?4.87m/s2aE?1.5aC?7.31m/s2as2?lps2?0.001?4.66m/s(BC杆件中点为s2)as3?0.5aE?3.655m/s(DE杆件中点为s3)22aC?4.87m/s2 aE?7.31m/s2 as2?4.66m/s2 ?2?atCB/lCB?4.28/0.2229?19.2014rad/s2(BC杆件中点的角加速度)?3?atCD/lCD?4.75/0.1?47.5rad/s(DE杆件中点的角加速度)2as3?3.655m/s2 ?2?19.2014rad/s2 （4）绘制滑块位移、速度、加速度曲线 8

?3?47.5rad/s2 9

（5）机构动态静力分析 ①分析构件5和4 以30°为例对构件5进行力的分析，作如下示意图： 构件5力平衡： F5 Fr F65 F45 G F65?F45?F5?Fr?G?0 其中F?F5?Fr?G?290.5N 选取比例尺10N/mm,作如下受力分析图：（如左图所示） F65?lAB?10?27.07NF45?LPB?10?291.78N 10

F65?27.07NF45?291.78N 计 算 及 说 明 主要结果 以30°为例对构件4进行力的分析,如下示意图： F54 F34 F34??F54?F45?291.78N F34?291.78N ②分析构件3和2: 以30°为例对构件3进行力的分析,如下示意图: Ft34 FS3 G3 Ft63 （注：由于c点的受力对于后边的求解没有影响故不做出受力的图示） 对C点取距，由?C?0可得： Ft63lCD?G3lg3?FS3lS3?F43l43?0?Ft63 ?199，1NFt63?199，1N 以30°为例对构件2进行力的分析,如下示意图：11

FS2 F'S2 G2 Ft12 （注：图中所示的FS2为原FS2与M12的总惯性力） 对C点取距，由?C?0可得： ' Ft32BCt12l?G2lg2?F?26.8Nt12S2l?0 ?F Ft12?26.8N ③分析以构件3、2组成的杆组的受力情况： 以30°为例对构件3、2组成的杆组受力的分析,如下示意图: F43 FS3 Fn63 Ft63 F'G3 S2 G2 Fn12 Ft12 12

F43? FS3?G3?Ft63?Fn63?FS2? 绘制力的多边形： F12?lfh?10?620.059N ?M?hF12?19.93 (h为合力F12与实际机构原点距离， 注：说明中未给出的数据见表。 三、执行机构其他运动方案的设计 M?19.93 四、凸轮机构设计 1.凸轮基圆半径r0的确定 由诺模图得：h/r0=0.45 r0=37.8mm 滚子半径：rr=4mm 13

2.位移的计算 o取5为一个分段，分别计算推程和回程的位移 1）推程 ??????由公式 s?h?1-cos? ?????/2得 ???0??? oooooo? 5 10 15 20 25 30 s 0.344 1.349 2.933 4.968 7.290 9.710 ooooo? 35 40 45 50 55 S 12.031 14.066 15.650 16.656 17.00 2）回程 ??2???? ?sin?????'? ??由公式 s?h?1-‘??0??得 ?2??0?? ???? ? oooooo5 10 15 20 25 30 s 16.977 16.824 16.422 15.699 14.603 13.159 oooooo35 40 45 50 55 60 s 11.425 9.497 7.503 5.576 3.841 2.398 ooooo65 70 75 80 85 ??14

s 1.306 0.578 0.177 0.023 0 凸轮轮廓如下： 15

机械设计 二级减速器设计部分 一．目的及要求 （一）课程设计的目的 1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。 2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。 3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。 （二）已知条件 1、展开式二级齿轮减速器产品（有关参数见名牌） 2、动力来源：电压为380V的三相交流电源；电动机输出功率P=2.2KW。 3、工作情况：一班制，连续单向运行，载荷有轻微冲击。 4、使用期：10年，每年按300天计。 5、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。 6、工作环境：室内常温，灰尘较大。 （三）工作要求 1、画减速器装配图一张（A0图纸）； 2、零件工作图二至三张（传动零件、轴、箱体等等）； 3、对传动系统进行结构分析、运动分析并确定电动机型号、工作能力分析； 4、对传动系统进行精度分析，合理确定并标注配合与公差； 5、设计说明书一份。 （四）结题项目 1、检验减速器能否正常运转。 2、每人一套设计零件草图。 3、减速器装配图：A0；每人1张。 4、零件工作图：A3；每人共2张、齿轮和轴各1张。 5、 课题说明书：每人1份。 （五）完成时间 共4周 二．减速器结构分析 （一）分析传动系统的工作情况 1、传动系统的作用： 作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的16

运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。 2、传动方案的特点： 特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。 3、电机和工作机的安装位置： 电机安装在远离高速轴齿轮的一端； 工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。 Iη2 η3 IIη1 η5 Pw Pd III η4IV 图一:(传动装置总体设计图) 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 三．传动装置的总体设计 （一）、选择电动机 1、选择电动机系列 按工作要求及工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。 2、选电动机功率 ??0.95w （1）、工作机所需输入功率（取工作机的效率）, 17

在力学分析中已经找到了最大的Md，Md?54.73N/m Pw?Md??AB54.73?10.471??0.71KW 1000?w1000?0.95??a2η齿轮 Pw?0.71KW （2）、传动装置总效率 η??η带η3轴承η联轴器查表12-8确定各部分效率如下：V带传动效率：η带＝0.95闭式齿轮传动效率：η齿轮＝0.97(精度8级) 角接触球轴承效率：η轴承＝0.99联轴器效率：η联轴器＝0.99得η?＝0.95?0.972?0.993?0.99＝0.859η带＝0.95 η齿轮＝0.97 η轴承＝0.99 η联轴器＝0.99 （3）、电机的实际输出功率 Pd?PW0.71??0.83KW η?0.859η?＝0.859 Pd?0.83KW 3、确定电动机转速 所选电动机的额定功率Ped应等于或稍大于电动机的实际输出功率Pd，即Ped?0.83KW，电动机的可选转速范围 选取电动机的型号为Y802-2，机座中心高H=80mm，额定功率Ped?1.1KW，满载转速为2825r/min，轴伸长E=40mm，伸出端直径D=19mm，详细参数见表19-3. （二）、传动比分配 总传动比 i总?取 i带?2'nd?i带?i减速器?nn满n?2825?28.25 100i总?28.25 ，则 i减速器?i总?14 i带i总i1i减速器?14 高速级齿轮传动比为 i1?(1.3~1.5)i减速器?1.4?14?4.43 则低速级齿轮传动比为 i2??3.16 i1?4.43 （三）、运动和动力参数分析计算 1.计算各轴转速 i2?3.16 18

2825n?m??1412.5r/min1i2带n1420n?1??318.85r/min 2i4.431n318.85n?2??100.9r/min3i3.1622.计算各轴输入功率 nn?1412.5r/min1 n?318.85r/min2 n?100.9r/min3 P?P???0.71?0.95?0.6745KW1d带P?P?????0.6745?0.98?0.97?0.6477KW 21轴承齿轮P?P?????0.6477?0.98?0.97?0.622KW32轴承齿轮3.计算各轴输入转矩 P0.6745T?95501?9550??4.56N?m1n28251P0.6477T?95502?9550??19.4N?m 2n318.852P0.622T?95503?9550??58.9N?m3n100.93P?0.6745KW 1P?0.6477KW2P?0.622KW3 T?4.56N?m1T?19.4N?m2 T?58.9N?m3 四．传动件的设计计算 （一）.带传动的设计计算 1.确定V带截型 工作情况系数 单班制每天工作8小时，软启动，载荷变化较小，由机械设计教材表7-7得 KA?1.2 计算功率 P?KP?1.2?0.83?0.996KW cAV带截型 根据P和n，由图7-12 选取Z型V带 1c 2、确定V带轮基准直径 小带轮基准直径 由图7-12及表7-4 选取d大带轮基准直径 d?dnd1?50mm P?0.996KWc d2m?50?2825?100mm d1n1412.51d2?100mm d d2?100mm 由表7-5知，带轮基准直径中恰有此值，取d19

nd1n1???50?2840?7.40m/s 验算带速 v?60?100060?1000 3.确定中心距及V带基准长度 初定中心距 ?dv?7.40m/s 0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2) 及dd1、dd2得105mm?a0?300mm，初定a0?250mm2(d?d)d1L'd?2a0?(dd1?dd2)?d224a0 ?计算V带基准长度 ?2?250??2(50?100)?(100?50)?738.12mm4?2502 L'd?738.12mm V带基准长度 由表7-2选取Ld?800mm 实际中心距 拟将带传动设计成中心距可调的及结构，采用近似计算 Ld?800mm Ld-L'd?281mm a?a0?2d-d?1?180-d2d1?57.3oa验算小带轮包角 100-50?180o-?57.3o?169.804o＞120?281o ?1?169.804o＞120? 4.确定V带根数 单根V带基本额定功率 由表7-6 P1?0.28KW 单根V带额定功率增量 由表7-8 ?P1?0.03KW 小带轮包角修正系数 由表7-9线性插值求得 K??0.98 带长修正系数 由表7-2 KL?1 V带根数 z?P1?0.28KW ?P1?0.03KWK??0.98K??0.98 Pc0.996??3.27?4 (P0.28?0.03）?0.98?11?ΔP1)kakL（ 取z5.计算初拉力 ?4 z?4 V带单位长度质量 由表7-1 q?0.06kg/m 单根V带的初拉力 q?0.06kg/m 20

Pc2.5F0?500(-1)?qv2vzka0.9962.5?500??(-1)?0.06?7.4352?24N7.435?50.98作用在轴上的载荷 F0?24N α1169.8?FQ?2ZF0sin?2?4?24?sin?239.05N 22(二)高速级齿轮的设计与校核 1.选择齿轮材料并确定初步参数 （1）选择齿轮材料及其热处理 由表8-1选取 小齿轮：40Cr，调制处理，齿面硬度为260HBW 大齿轮：45钢，调制处理，齿面硬度为230HBW （2）初选齿轮 选取小齿轮齿数 z1?28 则大齿轮齿数 z2?i1z1?4.43?28?124 （3）选择齿宽系数?d和传动精度等级 初估小齿轮直径d1估?30mm，初选螺旋角??15o 照表8-8选取齿宽系数 ?d齿轮圆周速度 v估?FQ?239.05N z1?28 z2?124 d1估?30mm ?1，则b估??dd1估?30mm ???15o ?d1n160?1000??30?1412.560?1000?3.33m/s v估?3.33m/s 参照表8-9，齿轮精度选为8级 （4）计算许用接触应力 1）计算两齿轮许用循环次数N1，N2 N1?60?n1tn?60?1?1412.5?(10?250?8)?1.695?109N11.695?109N2???3.83?108i14.43N1?1.695?109 N2?3.83?108 2）寿命系数 ZN 由图8-24得：YN1?1,YN2?1（不允许有一定量电蚀） 3） 接触疲劳极限?Hlim 由图8-20a，查MQ线得?Hlim1=720MPa ?Hlim2=580MPa 4）安全系数SH 参照表8-11，取SH=1 5）许用接触应力[?H]，根据式8-14得 YN1?1,YN2?1 ?Hlim1=720MPa ?Hlim2=580MP SH=1 21

??H1???Hlim1ZN1?720MPa SH??H2???Hlim2ZN2SH ?580MPa??H1??720MPa ??H2??580MPa 2.按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数 （1）确定各相关的参数值 1）计算小齿轮的转矩 T1 P0.647761T?9.55?10?9.55?106??4.38?103N?m 1n1412.512)确定载荷系数K T?4.38?103N?m1 使用系数KA 按电动机驱动，轻微冲击，查表8-4取KA=1.25 动载系数KV 按8级精度和速度，查图8-11，取KV=1.13 齿间载荷分配系数K? KA=1.25 KV=1.13 2KAT12?1.25?4.38?103 ??12.2N?mm?100N?mm bd130?30 由表8-5，取K??1.4 齿向载荷分配系数K? 由图8-14a，取K?=1.05 载荷系数 K?KAKVK?K??1.25?1.13?1.4?1.05?2.076 3）确定弹性系数ZE 由表8-6得ZE?190MPa 4）确定节点区域系数ZH 由图8-16得ZH=2.43 5）确定重合度系数Z? 由式8-24计算得 端面重合度 ????1.88-3.2??2KAT1?12.2N?mm?100N?mmbd1 K??1.4 K?=1.05 K?2.076 ZE?190 ZH=2.43 ???11?????cos? ??z1z2?????1.68 ?1???1o ??1.88-3.2????cos15?1.68 ?28124??? 纵向重合度 ??? ?dz11?28tan??tan15o?2.39?1 ?? 22

重合度系数 因???1，由式8-23得，Z??1???1?0.78 1.65Z??0.78 6)确定螺旋角系数 由式8-22得 Z??cos??cos15o?0.98 （2）求所需小齿轮直径d1,由式8-21得 Z??0.98 2KT1u?1?ZHZEZ?Z??d1?3??H??du??3????2 2d1?32KT1u?1?ZHZEZ?Z????H??du??????2?32?2.076?4.38?104.43?1?2.43?190?0.77?0.98????20mm14.43?580??20mm 与初估大小基本相符 （3）确定模数mn，中心距a等主要几何参数 1）模数 mn?d1cos??1mm z1mn?1mm 由表8-7取标准模数 mn=1 2）中心距a a?mn?z1?z2?1??28?124???78.68mm，取a=79mm o2cos?2?cos15a=79mm 3）螺旋角? ??arccosmn?z1?z2?1??28?124??arccos?15.84o 2a2?79??15.84o 4）分度圆直径 d1、d2 mz1?28d1?n1??29.105mmocos?cos15.84 mnz21?124d1???128.894mmocos?cos15.84d1?29.105mmd1?128.894mm （注意：齿轮直径应精确到三位小数） mm 5）确定齿宽b b??dd1?1?29.105?29.105 大齿轮齿宽 b2?b?30mm b?29.105mm b2?30mm 小齿轮齿宽 b1?b2?5?35mm b1?35mm23

3.齿面接触疲劳强度校核 ?H?ZHZEZ?Z?2KT1u?1bd12u 2?2.076?4.38?1034.43?1?2.43?190mpa?0.77?0.98???287.63MPa 4.4330?302???H2??464MPa 结论：齿面接触疲劳强度足够 4.齿根弯曲疲劳强度校核 (1)计算许用弯曲应力 1）寿命系数YN 由图8-29取YN1?YN2?1 YN1?YN2?12)极限应力?Flim 由图8-25a取?Flim1?300MPa ?Flim2?220MPa ?Flim1?300MPa3）尺寸系数Ya 由图8-30取 Ya1?Ya2?1 ?Flim2?220MPa4）安全系数SF 参照表8-11，取SF=1.6 5）计算许用弯曲应力??F? 由式8-16得 Ya1?Ya2?1SF=1.6 ??F1??2?Flim1YN1YN2SF??2?300?1?1?375MPa1.62?220?1?1?275MPa1.6??F2??2?Flim2YN1YN2SF ??F1??375MPa ??F2??275MPa （2）计算齿根弯曲应力 1）齿形系数YFa 当量齿数 zv1?zv2?z128 ??31.45cos3?cos315.84o zv1?31.45 z2124??139.27 33ocos?cos15.84zv2?139.27 YFa1?2.51 由图8-18取 YFa1?2.51 YFa2?2.18 2）应力修正系数YSa 由图8-19取 YSa1?1.63 YSa2?1.82 3）重合度系数Y? YFa2?2.18 24

?tan?n端面压力角 ?t?arccos??cos??基圆螺旋角 ?tan20o?????arccos?cos15.84o???o???2o.72 ? ?t?2o.72o ?tan?cos?t??14.86o ?b?arctan当量齿轮端面重合度 由式8-28 ??n??b?14.86o ??cos2?b?1.68?1.80 2ocos14.86??n?1.80 由式8-27 Y??0.25?0.75??N0.75?0.25??0.681 1.80Y??0.681 Y?=0.87 4)螺旋角系数 Y? 查图8-31得 Y?=0.87 5）齿根弯曲应力 由式8-25得 ?F1??2KT1YFa1YSa1Y?Y?bd1mn2?2.076?4.29?1000?2.51?1.63?0.681?0.8729.105?29.105?1 ?50.97MPa???F1??375MPa ?F2??F1?49.43MPa???F2??275MPaYFa2YSa22.18?1.82?50.97?YFa1YSa12.51?1.63 结论：齿根弯曲疲劳强度足够 （三）低速级齿轮的设计与校核 1.选择齿轮材料并确定初步参数 （1）选择齿轮材料及其热处理 由表8-1选取 小齿轮：40Cr，调制处理，齿面硬度为260HBW 大齿轮：45钢，调制处理，齿面硬度为230HBW（2）初选齿轮 选取小齿轮齿数 z1?30 则大齿轮齿数 z2?i1z1?3.18?30?95 （3）选择齿宽系数?d和传动精度等级 初估小齿轮直径d1估?40mm，初选螺旋角??15o 照表8-8选取齿宽系数 ?d z1?30 z2?95 ?1，则b估??dd1估?40mm d1估?40mm ??15o 25

齿轮圆周速度 v估??d1n160?100???40?318.8560?100?6.68m/s v估?6.68m/s 参照表8-9，齿轮精度选为8级 （4）计算许用接触应力 1）计算两齿轮许用循环次数N1，N2 N1?60?n1tn?60?1?318.85?(10?250?8)?3.83?108N13.83?108N2???1.21?108i13.16 N1?3.83?108 N2?1.21?108 2）寿命系数 ZN 由图8-24得：ZN1?1,ZN2?1（不允许有一定量点蚀） 3） 接触疲劳极限?Hlim 由图8-20a，查MQ线得?Hlim1=720MPa ?Hlim2=580MPa 4）安全系数SH 参照表8-11，取SH=1 5）许用接触应力[?H]，根据式8-14得 ZN1?1,ZN2?1 ?Hlim1=720MPa ?Hlim2=580MPa SH=1 ??H1???Hlim1ZN1?720MPa SH??H2???Hlim2ZN2SH ?580MPa??H1??720MPa ??H2??580MPa 2.按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数 （1）确定各相关的参数值 1）计6 算小齿轮的转矩T2 P0.622T?9.55?102?9.55?106??1.86?104N?mm 2n318.8522)确定载荷系数K 使用系数KA 按电动机驱动，轻微冲击，查表8-4取KA=1.25T?1.86?10N?mm24KA=1.25 动载系数KV 按8级精度和速度，查图8-11，取KV=1.13 齿间载荷分配系数K? KV=1.13 2KAT12?1.25?1.86?104 ??28.44N?mm?100N?mm bd140?40 由表8-5，取K??1.4 26

2KAT1?28.44N?mmbd1?100N?mm K??1.4齿向载荷分配系数K? 由图8-14a，取K?=1.05 载荷系数 K?KAKVK?K??1.25?1.13?1.4?1.05?2.08 3）确定弹性系数ZE 由表8-6得ZE?190MPa 4）确定节点区域系数ZH 由图8-16得ZH=2.43 5）确定重合度系数Z? 由式8-24计算得 K?=1.05 K?2.08ZE?190 ZH=2.43 ??11???? 端面重合度 ????1.88-3.2??cos? ?z??1z2??? ????1.68 ?1???1 ??1.88-3.2????cos15o?1.68 ?3095??? 纵向重合度 ????dz11?30tan??tan15o?2.56?1 ??1?1?0.77 1.68???2.56?1 重合度系数 因???1，由式8-23得，Z????Z??0.77Z??0.98 6)确定螺旋角系数 由式8-22得 Z??cos??cos15o?0.98 （2）求所需小齿轮直径d1,由式8-21得 2KT2u?1?ZHZEZ?Z??d1?3??H??du??????2 42?2.08?1.86?103.16?1?2.43?190?0.77?0.98??3???33.25mm13.16?580? 2 d1 ?33.25mm 与初估大小基本相符 （3）确定模数mn，中心距a等主要几何参数 d1cos?33.25?cos15o??1 1）模数 mn?z130 由表8-7取标准模数 mn=1 mn?1 2）中心距a a?mn?z1?z2?1??30?95???64.7mm，取a=65mm o2cos?2?cos15a=65mm 27

3）螺旋角? m?z?z2?1??30?95?o ??arccosn1 ?arccos?15.94o2cos?2?cos15 ??15.94o 4）分度圆直径 d1、d2 mnz11?30??31.20mmcos?cos15.94o mz1?95d1?n2??98.80mmcos?cos15.94od1?d1?31.20mm d1?98.80mm （注意：齿轮直径应精确到三位小数） mm 5）确定齿宽b b??dd1?1?31.20?31.20 大齿轮齿宽 b2?b?32mm 小齿轮齿宽 b1?b2?8?40mm 3.齿面接触疲劳强度校核 b?31.20mm b2?b?32mm b1?b2?8?40mm ?H?ZHZEZ?Z?2KT1u?1bd12u2?1.14?1.86?1043.16?1 ?2.43?190?0.77?0.98??53.85MPa 23.1656?46???H2??464MPa 结论：齿面接触疲劳强度足够 4.齿根弯曲疲劳强度校核 (1)计算许用弯曲应力 1）寿命系数YN 由图8-29取YN1?YN2?12)极限应力?Flim 由图8-25a取?Flim1?300MPa ?Flim2?220MPa 3）尺寸系数Ya 由图8-30取 Ya1?Ya2?1 4）安全系数SF 参照表8-11，取SF=1.6 5）计算许用弯曲应力??F? 由式8-16得 ?H?53.85MPa???H2??464MPa YN1?YN2?1 ?Flim1?300MPa ?Flim2?220MPaYa1?Ya2?1SF=1.6 28

??F1??2?Flim1YN1YN2SF??2?300?1?1?375MPa1.62?220?1?1?275MPa1.6??F2??2?Flim2YN1YN2SF ??F1??75MPa ??F2??275MPa （2）计算齿根弯曲应力 1）齿形系数YFa 当量齿数 zv1?z130??33.74 33ocos?cos15.94z290??106.86 cos3?cos315.94ozv1?33.74 zv2?zv2?106.86YFa1?2.51 由图8-18取 YFa1?2.51 YFa2?2.19 YFa2?2.192）应力修正系数YSa 由图8-19取 YSa1?1.64 YSa2?1.81 3）重合度系数Y? YSa1?1.64 ?tan?n端面压力角 ?t?arccos??cos??基圆螺旋角 ?tan20o?????arccos?cos15.94o???o???20.73 ?YSa2?1.81 ?t?20.73 o ?tan?cos?t??arctan?tan15.94o?cos20.73o??14.96o ?b?arctan当量齿轮端面重合度 由式8-28 ??n??b?14.96o ??cos2?b?1.68?1.8 2ocos14.96??n?1.8 由式8-27 Y??0.25?0.75??N?0.25?0.75?0.67 1.8 Y??0.67Y?=0.87 4)螺旋角系数 Y? 查图8-31得 Y?=0.875）齿根弯曲应力 由式8-25得 29

?F1?2KT2YFa1YSa1Y?Y?bd1mn 2?2.08?2.51?1.86?104?1.64?0.67?0.87?31.20?31.20?2 ?190.73MPa???F1??375MPa ?F1?275MPa ?F2?183.66MPa???F2??275MPaYFa2YSa22.19?1.81??F1?190.73?YFa1YSa12.51?1.64 结论：齿根弯曲疲劳强度足够 （四）联轴器的选择 初估低速轴的最小直径 低速轴的材料为45钢，C值根据课程设计指导书表3-1选取 P0.622取d1?21mm d1?C31?110?3?20.54mmn1100.90 d1?21mm 有键槽轴径加大4%，d1?21?1.04?21.84mm，取d1?25mm 45.89?10N/mmNm 低速轴扭矩为d1?25mm 根据表17-1，选择TL5型弹性套柱销联轴器 （五）轴的设计与校核 1.高速齿轮轴的设计 初估齿轮轴受扭段的最小轴径 齿轮轴的材料为40Cr，C值根据课程设计指导书表3-1选取 d1?C3P10.6745?103?3?8.05mm n11412.5d1?8.05mmd1?15mm 有键槽轴径加大4%，d1?8.05?1.04?8.37mm，取d1?15mm ，取d2?18mm d2?d1?2(0.07~0.1)d1d2?18mm d 3?d2?(1~3),须0或5结尾，取d3?20mm d3?20mm 30

d4?d3?2(0.07-0.1)d3?24 d4?24 d5?26mm d6?24mm 根据齿轮分度圆的大小，选取齿轮轴段的直径d5?26mm d6?24mm 轴径确定后，初定轴承型号，采用角接触球轴承轴承，型号 为7204C,从而查得轴承宽度B?14mm 根据箱体的尺寸，确定各轴段的长度。 B?14mm 由机械设计中的普通V带轮结构尺寸可得： （z?1）e?2f?53mm取L?55mm L?11L1?55mmL2 ?51mm L2?51mm L3?27mm L4?60mm L5?33mm L6?32 2.中间轴的设计 初估齿轮轴受扭段的最小轴径 齿轮轴的材料为40Cr，C值根据课程设计指导书表3-1选取 d1?C3P20.6477mm 取d1?21mm ?103?3?13.04mmn2318.65L?27mm3LL4?60mmL?33mm56?32 d1?21mmd 2?d1?2(0.07~0.1)d1，取d2?27mm d2?27mm d 3?d2?(1~3),须0或5结尾，取d3?30mm d3?30mm 有键槽轴径加大4%取d4?27?1.04?29mm d4?29mmd5?21mm 7206C,从而查得轴承宽度B=16mm 根据箱体的尺寸，确定各轴段的长度。 L1=54mm L2=39mm L3=7mm L4=29mm L5=54mm 3.低速轴的设计 31

d5?21mm 轴径确定后，初定轴承型号，采用角接触球轴承，型号为B=16mm L1=54mm L2=39mm L3=7mm L4=29mm （1）低速轴的设计 根据联轴器的型号，确定d1?25mm d 2?d1?2(0.07~0.1)d1，取d2?29mm L5=54mm d1?25mm d2?29mm d 3?d2?(1~3),须0或5结尾，取d3?30mm d4?d3?2(0.07~0.1)d3d3?30mm ，取d4?37mm d4?37mm d5?d3 取d5?30mm d5?30mm 取轴肩 d6?40mm d7?d3?2(0.07~0.1)d3?34mm d6?40mm d7?34mm 轴径确定后，初定轴承型号，采用角接触球轴承，型号为 7207C,从而查得轴承宽度B=17mm 根据箱体的尺寸，确定各轴段的长度。 L1=54mm L2=31mm L3=7mm L4=39mm L5=27mm L6=51mm 4.低速轴的校核 1）画轴的空间受力图（图1） B=17mm L1=54mm L2=31mm L3=7mm L4=39mm 2）画垂直面受力图，求出轴上垂直面的载荷，求得垂直面支反L5=27mm 力（图2） 2T32?5.89?104 齿轮1的切向力 F????1192N d198.80L6=51mm F?? 1192N 由?MA?0得 F??AC?FBV?AB?0 FBV?524N FBV?524N FAV?729.64N ?MBN ?0得 FAV?AB?F?CB?0 FAV?729.64 3）画水平面受力图，求出轴上水平面的载荷，求得水平面支反力（图3） 32

齿轮1 的径向力 Fr?F?tan??1192?tan20??433.8N Fr?433.8NFBH?191N 由?MA?0得 Fr?AC?FBH?AB?0 FBH?191N ?MB?0得 FAH?AB?F?CB?0 FAH?243N= 4)绘制垂直面弯矩MV图（图4） MIV?FAV?AB?667?69.5?4536.5N/mm FAH?243N MIV?4536.5N/mm 5）绘制水平面弯矩MH图（图5） .5N?mm MIH??FAH?AB??243?69.5??16888MIH??16888.5N? 6）绘制合成弯矩图（图6） 22截面ⅠMI?MIV?MIH?49337N?mm ⅠMI?49337N?mm 7）绘制转矩T图（图7） 8）绘制当量弯矩Me图（图8） 轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴材料为45钢调制，由表 ???11-1查得??-1W??60MPa，??0W??100MPa，??-1W?0.6 ??0W? Me1左?M12???T??60688N?mm2??-1W??60MPa ??0W??100MPa ??Me1右?M???T??49337N?mm212 ??-1W??0.6 ??0W?Me1d?3?21.62mm0.1??-1W?Me1左?60688N?mmMe1右?49337N?mmd?21.62mm 因为d=37mm>28.49mm结论：直径符合要求 d=37mm>28.49mm 33

34

5.中间轴的校核 35

1）画轴的空间受力图（图1） 2）画垂直面受力图，求出轴上垂直面的载荷，求得垂直面支反力（图2） 2T22?1.94?104 齿轮1的切向力 F?1???1243N d131.20 F?1?1243N 2T22?1.94?104 齿轮2的切向力 F?2???393N d298.80F?2?393N 由 ?MA?0得 F?1?73.5-FBV?183?Ft2?113.5?0 ?MB?0得 F?1?109.5-FAV?183?Ft2?68.5?0 FBV?745N FBV?745N FAV?891N FAV?891N 3）画水平面受力图，求出轴上水平面的载荷，求得水平面支反力（图3） 齿轮1 的径向力: Fr1?F?1tan??1243?tan20??452N Fr1?452N 齿轮2的径向力： Fr2?F?2tan??393?tan20??143N Fr2?143N 由 ?MA?0得 F?1?73.5-FBH?183-Ft2?114.5?0 ?MB?0得 F?1?109.5-FAH?183-Ft2?68.5?0 FBH?92.068N FAH?216.93N FAH?216.93NFBH?92.068N 4)绘制垂直面弯矩MV图（图4） MIV??FAV?73.5?-891?73.5?65488.5.N?mmM??V?MIV?352?41?5106.5N?mmMⅢV?(MIV/73.5)?54?11714.2N?mm36

MIV?65488.5.N?mmM??V?5106.5N?mmMⅢV?11714.2N?m 5）绘制水平面弯矩MH图（图5） .3N?mm MIH??FAH?52.5??216.93?73.5?15944 MIH?15944.3N?m M?H?MIH?235.07??6306.48N?mm （MIH/73.5）?54?48114N?mm MIIIH?M?H??6306.48N? 6）绘制合成弯矩图（图6） 22MI?MIV?MIH?6740.5N?mm MI?6740.5N?mmMII?51444.5N?mmMIII?49519.5N?mm 22MII?MIIV?MIIH?51444.5N?mm22MIII?MIIIV?MIIIH?49519.5N?mm7）绘制转矩T图（图7） 8）绘制当量弯矩Me图（图8） 轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴材料为40Cr调制，由表????-1W??0。5811-1查得??-1W??70MPa，??0W??120MPa，??MeI左?M???T??67401.5N?mm2I2??-1W??0。58 ??0W???0W???-1W??70MPa ??0W??120MPa I截面 MeI右?M???T??68334.2N?mm2I22 MeI左?67401.5N?mmMeI右?68334.2N?m52660.65N?mm ?51444.5N?mmMeIII?49519.05N?mm MeII左?MII?(?T)2?52660.65N?mm2.5N?mm II截面 MeII右?MII?(?T)2?51444 III截面 MeIII?MIII2?(?T)2?49519.05N?mm 9）校核危险截面处轴的直径 由轴的结构图和当量弯矩图可知，I，II，III，处可能是危险 截面： I截面：dI?3Me1?21.37mm＜27mm， 0.1??-1W?dI?21.37mm 所以合格。 37

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