沖床沖壓的自動送料裝置設計

寧XX大學畢業(yè)設計(論文)沖床沖壓的自動送料裝置設計所在學院專 業(yè)班 級姓 名學 號指導老師 年 月 日摘 要本次畢業(yè)設計是關于沖床沖壓的自動送料裝置設計的設計。首先對輸送機作了簡單的概述；接著分析了輸送機的選型原則及計算方法；然后根據(jù)這些設計準則與計算選型方法按照給定參數(shù)要求進行選型設計；接著對所選擇的輸送機各主要零部件進行了校核。在沖床沖壓的自動送料裝置設計的設計、制造以及應用方面,目前我國與國外先進水平相比仍有較大差距,國內(nèi)在設計制造沖床沖壓的自動送料裝置設計過程中存在著很多不足。關鍵詞：沖床沖壓的自動送料裝置設計，傳動裝置，連桿，減速器目 錄摘 要1目 錄2第1章 緒論11.1 沖床沖壓的自動送料裝置設計的發(fā)展史11.2 沖床沖壓的自動送料裝置設計的用途11.3 沖床沖壓的自動送料裝置設計的優(yōu)越性11.3.1 沖床沖壓的自動送料裝置設計的特點11.3.2 沖床沖壓的自動送料裝置設計與其他工件輸送機的比較2第2章 自動送料裝置總體方案32.1 課題設計方案32.2 方案一32.3 方案二32.4 方案三42.5 方案四4第3章 連桿機構(gòu)運動學分析53.1 常規(guī)型的幾何關系分析53.2 懸點的位移73.3 懸點的速度83.4 懸點的加速度93.5 懸點運動學參數(shù)計算分析93.6 連桿的設計123.6.1 選材133.6.2 校核13第4章 電動機選擇、傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算154.1電動機的選擇154.2 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配164.3 運動參數(shù)和動力參數(shù)計算16第5章 傳動零件的設計計算185.1 V帶傳動設計185.2 漸開線斜齒圓柱齒輪設計225.3 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表285.4 斜齒輪設計參數(shù)表33第6章 軸的設計計算336.1 軸的結(jié)構(gòu)設計336.2軸的結(jié)構(gòu)設計366.3 軸的結(jié)構(gòu)設計386.4 校核軸的強度40第7章 軸承的選擇和校核447.1 軸軸承的選擇447.2 根據(jù)滾動軸承型號，查出和447.3 校核軸軸承是否滿足工作要求44第8章 鍵聯(lián)接的選擇和校核468.1 軸大齒輪鍵的選擇468.2 軸大齒輪鍵的校核46第9章 鍵聯(lián)接的選擇和校核47第10章 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇4710.1 傳動零件的潤滑4710.1.1 齒輪傳動潤滑4711.1.2滾動軸承的潤滑4710.2 減速器密封4710.2.1 軸外伸端密封4710.2.2 軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封4710.2.3 箱體結(jié)合面的密封47第11章 減速器箱體設計及附件的選擇和說明48第12章 自動送料裝置控制電路設計53總結(jié)與展望55參考文獻56結(jié)束語57致謝5859第1章 緒論進入21世紀，我國工件工業(yè)快速發(fā)展，深加工產(chǎn)業(yè)規(guī)模也在飛速擴大,現(xiàn)有工件機械設備生產(chǎn)能力小,不能滿足大型加工廠的生成要求。因此,改進和擴大現(xiàn)有工件機械設備是完全必要的。沖床沖壓的自動送料裝置設計作為工件加工的基礎設備， 在我國礦廣泛應用幾十年。生產(chǎn)實踐證明,該設備對品種、粒度、外在水份等適應性強,與其他給料設備相比,具有運行安全可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、維護工作量少等優(yōu)點,仍不失推廣使用的價值。1.1 沖床沖壓的自動送料裝置設計的發(fā)展史運輸機設備是礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設備之一,給設備的可靠性,特別是關鍵咽喉部位給設備的可靠性,直接影響整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運行。目前,我國礦使用的給設備主要是沖床沖壓的自動送料裝置設計和電振工件輸送機。 沖床沖壓的自動送料裝置設計最早研制于20世紀60年代初,70年代,在基礎上,更換了驅(qū)動裝置,改為系列,并一直沿用至今。國外工件輸送機發(fā)展狀況也與國內(nèi)大相徑庭,并沒有更高的技術(shù)含量,但價格卻是國內(nèi)同類產(chǎn)品的45倍。自20世紀60年代定型后,我國各大礦使用的工件輸送機主要是K系列的沖床沖壓的自動送料裝置設計。1.2 沖床沖壓的自動送料裝置設計的用途最通用的沖床沖壓的自動送料裝置設計為K型，一般用于或其他磨琢性小、黏性小的松散粒狀物料的給料。沖床沖壓的自動送料裝置設計適用于礦井和選廠，將碳經(jīng)倉均勻地裝載到輸送機或其它篩選、貯存裝置上。1.3 沖床沖壓的自動送料裝置設計的優(yōu)越性1.3.1 沖床沖壓的自動送料裝置設計的特點(1) 結(jié)構(gòu)簡單,維修量小在沖床沖壓的自動送料裝置設計中,電動機和減速器均采用標準件,其余大部分是焊接件,易損部件少,用在礦惡劣條件下,其適用性深受使用單位的好評。(2) 性能穩(wěn)定沖床沖壓的自動送料裝置設計對的牌號,粒度組成,水分、物理性質(zhì)等要求不嚴,當來料不均勻,水分不穩(wěn)定且夾有大塊、橡膠帶、木頭及鋼絲等時,仍能正常工作。(3) 噪音低沖床沖壓的自動送料裝置設計是非振動式給料設備,其噪音發(fā)生源只有電動機和減速器,而這兩個的噪音都很低。尤其在井下或倉等封閉型場所,噪音無法擴散,這一點是電動給料機所無法達到的。(4) 安裝方便、高度小沖床沖壓的自動送料裝置設計一般安裝在倉倉口,不需另外配制倉口閘門溜槽及電動機支座,安裝可一步到位,調(diào)整工作量小,而電動工件輸送機由于不能直接承受倉壓,需要另外安放倉口過渡溜槽,相比之下,沖床沖壓的自動送料裝置設計占有高度小,節(jié)省了建筑面積和投資。1.3.2 沖床沖壓的自動送料裝置設計與其他工件輸送機的比較往復式與振動式工件輸送機兩種給料方式不同點是給料頻率和幅值以及運動軌跡不同。在使用過程中，由于振動式給料機給料頻率高，噪聲也大；由于它是靠高頻振動給料，其振動和頻率受物料密度及比重影響較大，所以，給料量不穩(wěn)定，給料量的調(diào)整也比較困難；由于是靠振動給料，給料機必須起振并穩(wěn)定在一定的頻率和振幅下，但振動參數(shù)對底板受力狀態(tài)很敏感，故底板不能承受較大的倉壓，需增加倉下給料槽的長度，結(jié)果是增加了料倉的整體高度，使工程投資加大；由于給料高度加大，無法用于替換目前大量使用的沖床沖壓的自動送料裝置設計。沖床沖壓的自動送料裝置設計畢業(yè)設計（論文）第2章 自動送料裝置總體方案2.1 課題設計方案 設計方案： 1.采用分離氣缸和定位夾緊氣缸實現(xiàn)物料的運送和分離 2.利用機械手進行送料 3.采用伺服電機控制工作臺進行送料 4、采用電機帶動減速器，然后帶動連桿機構(gòu)實現(xiàn)往復運動2.2 方案一采用雙作用缸實現(xiàn)物料的分離功能和定位夾緊功能氣動送料機由兩個基本應用模塊組成：物料分離模塊及傳送模塊。物料分離模塊由兩個雙作用氣缸組成，分別實現(xiàn)物料的分離功能和定位夾緊功能。為保證真空系統(tǒng)的氣流通暢，以提高真空發(fā)生器的真空度，回路4中的真空控制回路不安裝節(jié)流閥。同時，回路4中的所有連接氣管應盡可能的短， 以減小空氣流通阻力，提高真空度。采用氣缸的優(yōu)點：減少了物料的運送步驟，縮短了加工時間，操作簡單。缺點：對物料的放置有很高的精度要求，造價高昂，一般的小型企業(yè)不采用2.3 方案二 利用機械手進行送料機械手是以小車形式通過鋼繩同滑塊聯(lián)接起來， 由沖床滑塊上升運動牽引小車作前進的水平運動完成送料，由通過鋼繩連接的重物使小車作復位運動。由小車機械手將工件送至沖床下進行沖孔，提高了生產(chǎn)效率，保證了質(zhì)量，改善了勞動強度，確保了人生安全。采用機械手送料的優(yōu)點：送料與沖床節(jié)拍相同，可以連續(xù)生產(chǎn)。缺點：首先由于整個過程均由機械手實現(xiàn)，所以對機械手的要求度很高，其次，如果工件大小不一要經(jīng)常更換。2.4 方案三采用伺服電機控制工作臺進行送料由單片機產(chǎn)生驅(qū)動脈沖信號，步進電機的驅(qū)動器收到驅(qū)動脈沖信號后，步進電機將會按照設定的方向轉(zhuǎn)動一個固定的角度，將電脈沖轉(zhuǎn)化成交位移。電機的轉(zhuǎn)速由脈沖信號頻率來控制決定，再由電機控制工作臺進行送料沖壓。優(yōu)點：1、可以連續(xù)生產(chǎn)，并且能實現(xiàn)一人控制幾臺機器2、可靠性高，由于送料機構(gòu)外部由步進電機控制，所以每次的行程都是固定值。3、低功耗，低電壓。在許多沒有電力供應的應用場合，較低的功耗和工作電壓是生產(chǎn)便捷化的必要條件。4、維護方便，經(jīng)濟實用。沖床沖壓的自動送料裝置設計結(jié)構(gòu)是由電動機、減速器、聯(lián)軸器、H形架、連桿、底板(給料槽)、傳動平臺、漏斗閘門、托輥等組成。2.5 方案四采用電機帶動減速器，然后帶動連桿機構(gòu)實現(xiàn)往復運動傳動原理：當電動機開動后，經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機構(gòu)拖動傾斜的底板在托輥上作直線往復運動，當?shù)装逭袝r,將倉和槽形機體內(nèi)的帶到機體前端;底板逆行時,槽形機體內(nèi)的被機體后部的斜板擋住,底板與之間產(chǎn)生相對滑動,機體前端的自行落下。將均勻地卸到運輸機械或其它篩選設備上。該機設有帶漏斗、帶調(diào)節(jié)閥門和不帶漏斗、不帶調(diào)節(jié)閥門兩種形式。綜合以上的比較，選擇方案4來設計沖壓自動送料機構(gòu)。第3章 連桿機構(gòu)運動學分析 運動分析的主要任務是：求出驢頭懸點的位移、速度和加速度隨時間變化的規(guī)律，以便為載荷分析和扭矩計算提供運動學數(shù)據(jù)。在曲柄角速度等于常數(shù)的情況下，問題也就歸結(jié)為求解懸點位移速度和加速度隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。3.1 常規(guī)型的幾何關系分析圖2-1 常規(guī)型運動簡圖基本參數(shù)及意義表示如下：A前臂長度，mm；C后臂長度，mm；P連桿長度，mm；R曲柄半徑，mm；I支承中心到減速器輸出軸中心的水平距離，mm；H支承中心到底座底部的高度，mm；G減速器輸出軸到底座底部的高度，mm；H-G曲柄回轉(zhuǎn)中心至中心軸承的垂直距離，mm；C與K的夾角；S抽油機的沖程；n抽油機的沖次；P額定懸點載荷； K極距，即支承中心到減速器輸出軸中心的距離，mm；J曲柄銷中心到支承中心之間的距離,mm；曲柄轉(zhuǎn)角，以曲柄半徑R處于12點鐘位置作為零度，沿曲柄旋轉(zhuǎn)方向度量；零度線與K的夾角，由零度線到K沿曲柄旋轉(zhuǎn)方向度量；C與P的夾角，稱傳動角；xC與J的夾角；K與J的夾角；K與R的夾角；P與R的夾角。由圖可知： （2-1）式中正負號取決于曲柄旋轉(zhuǎn)方向，曲柄旋轉(zhuǎn)方向的判斷為：面向抽油機，井口在右側(cè)，順時針旋轉(zhuǎn)為“+”，逆時針旋轉(zhuǎn)為“-”。 （2-2） （2-3） （2-4） （2-5） （2-6） （2-7） （2-8） （2-9） （2-10）在有“”式中，“+”用于曲柄順時針旋轉(zhuǎn)，“-”用于曲柄逆時針旋轉(zhuǎn)。3.2 懸點的位移根據(jù)以上幾何關系分析結(jié)果，對常規(guī)的運動學特性進行分析，推導相應公式，得到懸點位移、速度、加速度。本文以常規(guī)型抽油機CYJ5-2.5-26HB為例進行研究，并對此抽油機的運動學關系進行計算編程，畫出相應的曲線圖。圖2-2 懸點位移曲線圖以懸點處于最低位置（下死點）為計算位移的起點。擺動的角位移為，最大角位移為。根據(jù)抽油機四桿結(jié)構(gòu)的幾何關系： （2-11） （2-12）懸點位移 （2-13）懸點最大位移 （2-14）在抽油機的設計和使用中，常用的是與的比值，稱為位置因素，表示為： （2-15）顯然，。當懸點位于下死點時，=0；懸點位于上死點時，=1。其懸點位移的計算結(jié)果詳見表2-1，得到位移圖像如圖2-2： 3.3 懸點的速度 圖2-3 速度分析示意圖 圖3-4 懸點速度曲線如圖2-3所示，后臂C和曲柄半徑R均為繞定點轉(zhuǎn)動，連桿P做平面運動。利用速度投影定理，忽略連桿P變形的影響，連桿兩端點（d和b）的速度在連桿軸線上的投影相等。d、b兩點分別和O轉(zhuǎn)動，、分別垂直于R和C，將、向連桿軸線投影有： （2-16）則 （2-17）因為，懸點速度為 （2-18）式中為曲柄旋轉(zhuǎn)的角速度，其余參數(shù)同前。其懸點速度的計算結(jié)果詳見表3-1，得到速度圖像如圖3-4：3.4 懸點的加速度圖3-5懸點加速度曲線懸點速度對時間的一次導數(shù)即為懸點加速度。對于后置型，懸點加速度公式為： （2-19）其懸點加速度的計算結(jié)果詳見表2-1，得到加速度圖像如圖2-5：3.5 懸點運動學參數(shù)計算分析表2-1顯示了曲柄轉(zhuǎn)角變化時，懸點位移、速度、加速度隨其變化的數(shù)值，表2-1如下所示。圖2-6為曲柄轉(zhuǎn)角變化與懸點位移、速度、加速度之間的關系曲線圖，圖2-6如下所示。表3-1 懸點參數(shù)計算數(shù)值表角度位移速度加速度00.-0.029990.50.0.023290.100.0.0.150.0.0.200.0.0.250.073430.0.300.0.284590.350.0.0.400.0.0.450.0.0.500.0.0.550.0.0.600.0.0.09648650.505550.0.700.0.0.750.0.-0.02277800.0.-0.05472850.0.-0.08214900.0.45849-0.1051950.0.-0.123851000.0.-0.138821051.0.-0.150521101.0.-0.159491151.0.-0.166271201.0.-0.171371251.0.-0.175261301.0.-0.178341351.0.-0.180981401.0.-0.183451451.0.-0.1861501.0.18588-0.18881551.0.-0.191991601.436540.-0.195631651.0.-0.199751701.46570.-0.204311751.0.-0.209221801.0.-0.214331851.-0.01123-0.219421901.-0.04204-0.224241951.-0.07349-0.228472001.-0.10546-0.231742051.-0.1378-0.23372101.-0.1703-0.233962151.-0.2027-0.232192201.-0.23469-0.228112251.-0.26594-0.221522301.-0.2961-0.212322351.-0.3248-0.200512401.-0.35168-0.18622451.-0.37642-0.169582501.-0.39869-0.150892551.-0.41825-0.130432600.-0.43486-0.10852650.-0.44833-0.085362700.-0.45853-0.061292750.-0.46532-0.036482800.-0.46864-0.011122850.-0.468390.2900.-0.464540.2950.-0.457040.3000.-0.445850.3050.-0.430940.3100.-0.412290.3150.-0.389880.3200.23861-0.363710.3250.-0.33380.3300.-0.30020.255113350.-0.262980.3400.-0.222280.3450.-0.17830.3500.-0.131320.3550.00896-0.081720.3600.-0.029990.圖3-6 懸點位移、速度、加速度曲線從表3-1和圖3-6可知，懸點速度最大值為，懸點加速度最大值。3.6 連桿的設計因為抽油機連桿較長，且受壓，所以對其進行靜強度和穩(wěn)定性校核。最大連桿力是對連桿進行強度校核或穩(wěn)定校核的依據(jù)。3.6.1 選材根據(jù)連桿受力狀態(tài)及結(jié)構(gòu)尺寸特點，選其材料為45號鋼制成的無縫鋼管，查機械工程材料實用手冊其基本參數(shù)為：外徑D=80mm，臂厚t=10mm，單位長度理論重量為17.26，抗拉強度，屈服點。3.6.2 校核（1）連桿靜強度校核抽油機連桿質(zhì)量較輕，其運動產(chǎn)生的慣性力及慣性力矩較小。如果忽略連桿運動所產(chǎn)生的慣性力矩，則可認為連桿為二力桿，連桿力為為： （5-27）式中：為抽油機懸點載荷； 為抽油機結(jié)構(gòu)不平衡重；為游梁平衡重重力。對不同曲柄轉(zhuǎn)角下的進行計算，求出的最大值，則連桿的最大應力及強度條件為 （5-28）式中：為連桿的橫截面面積，；為連桿材料的許用應力，Mpa；為連桿材料的屈服極限，Mpa；n為安全系數(shù)，n=1.52.0。在5.1節(jié)中，通過估算得：，且，代入公式（5-28）得 故靜強度滿足要求。（2）連桿穩(wěn)定校核受壓連桿可按兩端鉸支處理。 （5-29）當長細比時， （5-30）當90時， （5-31）式中：為連桿長度，； 為連桿慣性半徑，；對于管狀截面，；是外徑，為臂厚；由于D=80，t=10。 故連桿穩(wěn)定性滿足要求。第4章 電動機選擇、傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算4.1電動機的選擇1.確定電動機類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。2.確定電動機的容量（1）工作機卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw (2)電動機所需的輸出功率為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率總。設1、2、3、4、5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、V形帶傳動、工作機的效率，由2表1-7查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.95，5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為 = = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.84143.選擇電動機轉(zhuǎn)速由2表13-2推薦的傳動副傳動比合理范圍 普通V帶傳動 i帶=24 圓柱齒輪傳動 i齒=35則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i總=i帶i齒1i齒2 i總=（24）（35）（35）=（18100）電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=i總=（18100）=（18100）r/min=1006.685592.67r/min 根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查2表12-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。選用同步轉(zhuǎn)速為:1500 r/min選定電動機型號為:Y112M-44.2 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配1.傳動裝置總傳動比=式中nm-電動機滿載轉(zhuǎn)速: 1440 r/min; nw-工作機的轉(zhuǎn)速:55.93 r/min。2.分配傳動裝置各級傳動比 i總=i帶i齒1i齒2 分配原則： （1）i帶i齒 （2）i帶=24 i齒=35 i齒1=（1.31.5）i齒2 根據(jù)2表2-3，V形帶的傳動比取i帶 =2.6 ，則減速器的總傳動比為 i =9.90雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 i齒1 = 3.59低速級的傳動比 i齒2 = i/i齒1 =2.764.3 運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 1.各軸轉(zhuǎn)速計算 1440 r/min n= nm / i帶 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min n= n / i齒1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/minn= n / i齒2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min2.各軸輸入功率 P0= Pd=5.99 KWP= Pd4 = 5.99 0.95 KW=5.69KW P= P23 =5.69 0.98 0.99 KW=5.52 KWP= P23 =5.520.98 0.99 KW=5.36 KW3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T0 = 9550Pd/n0 =39.73T = 9550P/n =98.11 T = 9550P/n =341.69 T = 9550P/n = 915.71表1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表項目軸號功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳動比0軸5.99144039.732.6軸5.69553.8598.113.59軸5.52154.28341.692.76軸5.3655.90915.71第5章 傳動零件的設計計算5.1 V帶傳動設計1.設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結(jié)果(1)確定計算功率PcaPca=d查1表8-7取 (2)選擇帶的型號查1圖8-11選用A型帶(3)選擇小帶輪直徑查1 表8-6及8-890(4)確定大帶輪直徑=查1 表8-8 =236=236(5)驗算傳動比誤差0.85%(6)驗算帶速=6.78(7)初定中心距=(0.72)(90+236)=228.2652=360(8)初算帶長=2360+3.14/2(90+236)+(236-90)/(4360)=1246.3=1246(9)確定帶的基準長度查1表8-2因為=1246，選用A型帶取=1250=1250(10)計算實際中心距離（取整）=362mm(11)安裝時所需最小中心距（取整）=362+0.015=343(12)張緊或補償伸長量所需最大中心距=400mm(13)驗算小帶輪包角=(14) 單根V帶的基本額定功率查1表8-4a插值法=1.06kw=1.06(15) 單根V帶額定功率的增量查1表8-5b插值法=0.17kw=0.17(16) 長度系數(shù)查1表8-2由 得(17)包角系數(shù)查1表8-5插值法0.94(18)單位帶長質(zhì)量查1表8-3=0.10=0.10(19)確定V帶根數(shù)根7(20)計算初拉力=130.31(21)計算帶對軸的壓力1787.372.帶型選用參數(shù)表帶型A902366.78362159.8971787.37B=(7-1)15+210=1103帶輪結(jié)構(gòu)相關尺寸項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結(jié)果(1)帶輪基準寬bd查1表8-10因選用A型，故取(2)帶輪槽寬b=12.93(3)基準寬處至齒頂距離ha查1表8-10(4)基準寬處至槽底距離hf查1表8-10(5)兩V槽間距e查1表8-10.0(6)槽中至輪端距離查1表8-10=10(7)輪槽楔角查1表8-10因為118，所以38度38(8)輪緣頂徑241.6(9)槽底直徑=236-29.0=218218(10)輪緣底徑D1查1表8-10，得200(11)板孔中心直徑D0=0.5(200+60)=130130(12)板孔直徑d040(13)大帶輪孔徑d查3表12-1-12根據(jù)=236，Z7, 所以取d=30d=30(14)輪轂外徑d160(15)輪轂長LL=60(16)輻板厚S查3表12-1-12S(0.50.25)B=15.7127.5S25(17)孔板孔數(shù)查3表12-1-12個5.2 漸開線斜齒圓柱齒輪設計（一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結(jié)果1選齒輪精度等級查1表10-8選用7級精度級72材料選擇查1表10-1小齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為250HBS大齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS3選擇齒數(shù)Z個913.4584選取螺旋角取14度145按齒面接觸強度設計（1）試選Kt取1.61.6(2)區(qū)域系數(shù)ZH由1圖10-30（3）a由1圖10-26查得a1=0.77 a2=0.871.641.64(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1查表1Nmm(5)齒寬系數(shù)d由1表10-71.0(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE由1表10-6(7) 齒輪接觸疲勞強度極限由1圖10-21c由1圖10-21550540550540（8）應力循環(huán)次數(shù)N由1式10-13（9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由1圖10-19KHN1 =1.05KHN2 =1.12KHN1 =1.05KHN2 =1.12（10）計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由1式10-12得 =(577.5+604.8)=591.15（11）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算mm=53.03（12）計算圓周速度vm/s1.54（13）計算齒寬BB1=60B2=55mmB1=60B2=55（14）模數(shù)h = 2.25mnt =2.252.14=4.815b/h =53.03/4.815=11.01度mnt =2.14h = 4.815b/h =11.01（15）計算縱向重合度= 0.318dz1tan1.903（16）計算載荷系數(shù)K由1表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=1.54 m/s，級精度，由1圖查得動載荷系數(shù)1.08由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.420由1圖查得KF=1.33假定，由1表查得1.4故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.081.41.42=2.15K=2.15（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由1式10-1058.52（18）計算模數(shù) mm2.376按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKFK=11.081.41.33=2.01K=2.01（2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度= 1.903 ，從1圖10-280.880.88（3）計算當量齒數(shù)ZV =26.30=90.94（4）齒形系數(shù)YFa由1表YFa1=2.591YFa2=2.198YFa1=2.591YFa2=2.198（5）應力校正系數(shù)YSa由1表YSa1=1.597YSa2=1.781YSa1=1.597YSa2=1.781（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限由1圖10-20b由1圖10-20c400350400350（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)由1圖10-18利用插值法可得0.900.950.900.95（8）計算彎曲疲勞許用應力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.3，由式10-12得（9）計算大小齒輪的并加以比較結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算0.0153（10）齒根彎曲強度設計計算由1式10-17=1.743mm1.743結(jié)論：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取2 mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來計算應有的齒數(shù)。于是由取29，則Z2 = Z1i齒1 =293.59=104.11取Z2 =1043幾何尺寸計算（1）計算中心距a=137.1將中心距圓整為137mma=137（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。度13.88（3）計算齒輪的分度圓直徑dmm59.74214.26（4）計算齒輪的齒根圓直徑dfmm54.74209.26（5）計算齒輪寬度Bb = dd1b=1.059.74=59.74圓整后?。築1 =65B2 =60mmB1 =65B2 =60（6）驗算所以合適5.3 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結(jié)果1選齒輪精度等級查1表10-8選用7級精度級72材料選擇查1表10-1小齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為250HBS大齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS3選擇齒數(shù)Z個U=2.84選取螺旋角取14度145按齒面接觸強度設計（1）試選Kt取1.61.6（2）區(qū)域系數(shù)ZH由1圖10-30（3）由1圖10-26查得a4=0.88=0.78+0.88=1.661.66(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T查表1Nmm(5)齒寬系數(shù)d由1表10-71.0(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE由1表10-6MPa1/2(7) 齒輪接觸疲勞強度極限由1圖10-21c由1圖10-21550540550540（8）應力循環(huán)次數(shù)N由1式10-13（9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由1圖10-19KHN1 =1.08KHN2 =1.14KHN1 =1.08KHN2 =1.14（10）計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由1式得H3= 594=604.8（11）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算mm80.53（12）計算圓周速度vm/s=0.65（13）計算齒寬BB3=85B4=80mmB3=85B4=80（14）模數(shù)h = 2.25mnt =2.253.137.04b/h =80.53/7.04=11.44度3.13h 7.04b/h =11.44（15）計算縱向重合度= 0.318dz3tan0.3181.025an14=1.98=1.98（16）計算載荷系數(shù)K由1表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=0.65s，級精度，由1圖查得動載荷系數(shù)1.1由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.43由1圖查得KF=1.35假定，由1表查得1.4故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.11.41.43=2.20K=2.20（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3由1式10-1089.55（18）計算模數(shù)=3.48mm=3.486按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKFK=1.01.11.41.35=2.079K=2.079（2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度=1.981圖10-280.880.88（3）計算當量齒數(shù)ZV=27.3776.63（4）齒形系數(shù)YFa由1表YFa3=2.563YFa4=2.227YFa3=2.563YFa4=2.227（5）應力校正系數(shù)YSa由1表YSa3=1.604YSa4=1.763YSa3=1.604YSa4=1.763（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限由1圖b由1圖400350400350（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)由1圖0.920.960.920.96（8）計算彎曲疲勞許用應力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.3，由式得368336（9）計算大小齒輪的并加以比較結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算=0.0117（10）齒根彎曲強度設計計算由1式=2.37結(jié)論：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取2.5已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=89.55應有的齒數(shù)。于是由取35 ，則Z4 = Z3i齒2 =35*2。8=98 取Z4 =983幾何尺寸計算（1）計算中心距a將中心距圓整為171mm =171（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。度（3）計算齒輪的分度圓直徑dmm90.00252.00（4）計算齒輪的齒根圓直徑dfmm83.75=245.75（5）計算齒輪寬度Bb = dd3=1.0*90.00=90.00圓整后?。築3 =95B4 =90mmB3 =95B4 =90（6）驗算故合適5.4 斜齒輪設計參數(shù)表傳動類型模數(shù)齒數(shù)中心距齒寬螺旋角高速級斜齒圓柱齒輪 mmmm低速級斜齒圓柱齒輪 第6章 軸的設計計算6.1 軸的結(jié)構(gòu)設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式：mm再查 1表15-3， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大mm3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結(jié)果mm且由前面的帶輪的設計可得，帶輪的孔徑為30，mm3030查 2表7-123535因為處裝軸承，所以只