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机械毕业设计论文
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机械毕业设计1025空心砖设备的研发与改造,机械毕业设计论文
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1 前 言 目前国内制砖设备基本是基于一个原理，挤压式制砖机，其结构复杂，能耗大，无形中消耗了大量的人力物力，从而制约了制砖行业的发展，生产出的泥坯还需专门的场所进行晒泥坯，增加了制砖的周期。现在市场上普遍的一套制砖设备需要几十万，大大的制约了制砖行业的发展，也给目前我国建筑行业主要原材料的生产带了诸多不便，即使有了设备，实际生产中高耗能等问题也制约了制砖行业的发展。 本设计主要是针对现有制砖设备及蜂窝煤机的工作原理进行分析后，结合经营者提出的问题，确定设计方案，以减速箱为主体进行详细的设计计算、校核，绘制详 细零部件及装配图，并对重要零部件的选用进行简单说明。对方案一中的液压部分，在能够达到预期目的的前提下进行改造改为弹簧机构，大大的简化了制砖机方案一的结构，同时也降低了制成本。并对弹簧材料选用、强度设计，行程的计算进行详细的说明。 nts 2 2 课 题 来 源 本设计是根据实际生产中发现的问题，特别是砖厂经营者对现有设备问题的提出：成本高，能耗大，占地广，需要消耗大量人力物力，以解决这些客观而现实的问题为宗旨，结合目前市场用的制砖机和蜂窝煤机的工作原理，进行的创新设计。本设备一旦试制成 功，投入市场，制砖机械行业将出现崭新的一页，有着广阔的市场前景。 暑假期间， 老师 带领我们 对地方制砖设备的考察、并根据砖厂经营者对目前设备 的不满，结合蜂窝煤机与目前市场常用挤压式制砖机的工作原理进行分析，提出的创新设计 ，研发 一种新型制砖设备 ， 之后对设计成型的制砖设备进行 模拟生产，并对生产出来的砖 进行试验分析，解决不合理部分，结合冲床冲压原理，对方案一中液压部分改造为弹簧， 并 进行详细的设计计算。 nts 3 3 总体 方案 的 确定 目前国内制砖设备基本是基于一个原理，挤压式制砖机，其结构复杂 ，能耗大，无形中消耗了大量的人力物力，从而制约了制砖行业的发展，生产出的泥坯还需专门的场所进行晒泥坯，增加了制砖的周期。现在市场上普遍的一套制砖设备需要几十万，大大的制约了制砖行业的发展，也给目前我国建筑行业主要原材料的生产带了诸多不便，即使有了设备，实际生产中高耗能等问题也制约了制砖行业的发展。 本设计主要是针对现有制砖设备及蜂窝煤机的工作原理进行分析后，结合经营者提出的问题，确定设计方案，以减速箱为主体进行详细的设计计算、校核，绘制详细零部件及装配图，并对重要零部件的选用进行简单说明。对方案一中的液压部分，在能够达到预期目的的前提下进行改造 ， 改为弹簧机构，大大的简化了制砖机方案 一的结构，同时也降低了制成本。并对弹簧材料选用、强度设计，行程等 进行详细的 的计算 。 该设备分为三部分：减速箱 立柱及冲压部分 (工作机部分 ) 送料部分 工作原理：采用减速箱对输入信息进行速度调整，再通过偏心轴带动曲柄，引起冲压部分将坯料在模合中冲压成形，最后采用偏心轴与液压部分相结合，将成形砖送出。 nts 4 4 选择电动机与传动比的分配 4.1 电动机 的选用 电动机是常用的原动机，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等 优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。由在皮带轮中获得的条件，按工作要求和条件选取 Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。 查机械设计手册 选用 Y160L-4三相异步电动机， 功率为 P=15KW。 在 推荐的合理传动比范围 内 ，取带传动的传动比0i= 2 4，二级圆柱齿轮减速器的传动比 i = 8 40 故电动机的转速范围为： dn= iwn= (16 160) 52.55 r/min = 840.80 8408 r/min 4.2 计算总传动比并分配各级传动比 电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。 （ 1） 计算总传动比： i =mn/wn=490/25=19.6 （ 2） 分配各级传动比： 1i=4.7，2i=4.25 （ 3） 计算各轴转速： 轴 : n = nm /i0=1470/3=490r/min 轴 : n =n /i1=490/4.7=104.26r/min 轴 : n = n / i2=104.26/4.7=25r/min （ 4）各轴的功率和转矩： 电动机轴输出功率和转矩 ： dp= wp / wp= FxV/（ 1000 w ） 所以：dp= FxV/（ 1000 x w ） 由电动机至工作机之间传动装置的总效率为： nts 5 = 1.2. 23.4式中1、2、3、4、 分别为带传动、轴承传动、齿轮传动、铜套、工作机的效率。 取1= 0.96、2= 0.99、3=0.97、4= 0.98、5= 0.98 则： =0.96 0.99 0.972 0.982= 0.87 dp 9.5kw dT 9550dmpn N m 9550 151470 2.935 105N m 轴 1 的输 入功率和转矩： 1p= dp1= 15 0.96=14.4kw 1TdT0i1N m 2.935 105N m 3 0.96 8.5 105N m 轴 2 的输入功率和转矩： 2p= 1p23=14.4 0.99 0.97=14.256kw 2T1T1i23N m 845280 4.7 0.99 0.97 1.60 106 N m 轴 3 的输入功率和转矩： 3p= 2p23=14.256 0.99 0.97=13.69kw 3T2T2i23 4N m 1.60 106 4.25 0.99 0.972 6.3 106 N m 4.3 各轴的转速、 功率及转矩 ： 如下表 ： 参数 轴 名 电 动 机 轴 1轴 2 轴 3 轴 转 速 1470 490 104 25 功 率 15 14.4 14.255 13.69 转 矩 2.2 104 8.5 105 1.60 106 6.3 106 传动比 3 4.7 4.25 nts 6 5 普通 V 带传动的设计计算 5.1 带传动以及带的分类 带传动是利用张紧在带轮上的带，借助它们间的摩擦或者啮合，在两轴间（或者多轴间）进行运动或动力传递。带传动具有结构简单，传动平稳，价格低廉，不需润滑，维护简单方便以及缓冲吸振等特点，因此在近代机械设计行业中得到了广泛应用 。 V带是机械设计中最常用的带传动之一， V 带有普通 V 带、窄 V带、宽 V 带、大楔角 V带等多种类型，其中普通 V带应用最广，窄 V带的使用也日见广泛。 普通 V带由顶胶、抗拉体（承载层）、底胶和包布组成，如图 11.9 所示。抗拉体由帘布或线绳组成，是承受负载拉力的主体。其上下的顶胶和底胶分别承受弯曲时的拉伸和压缩变形。线绳结构普通 V带具有柔韧性好的特点，适用于带轮直径较小，转速较高的场合。 窄 V 带采用合成纤维绳或钢丝绳作承载层，与普通 V带相比，当高度相同时，其宽度比普通 V带小约。窄 V带传递功率的能力比普通 V 带大，允许速度和挠曲次数高，传动中心距小。适用于大功率且结构要求紧凑的传 动。 普通 V带有 Y、 Z、 A、 B、 C、 D、 E七种型号，窄 V带有 SPZ、 SPA、 SPB、 SPC 四种型号。各种型号带的截面尺寸及带轮沟槽尺寸见 机械设计中 表 11.1 和表 11.2。 5.2 带传动的失效形式和设计准则 5.2.1 带传动的失效形式 打滑：带在带轮上打滑，不能传递动力。磨损：带的工作面磨损 疲劳折断 ：带由于疲劳产生脱层，撕裂和拉端。 带传动的主要失效形式表现为打滑和带的疲劳折断，打滑使得主动轮与被动轮之间不存在确定的相对运动关系（无法确定传动比），失去传动的基本功能，是必须避免的（避免带 传动在承受正常载荷时打滑），为使带传动不发生打滑现象，就必须使初拉力达到足够的值，而初拉力会直接影响带的拉应力，为此带既不发生打滑，也不过早损坏，必须要带传动的参数满足一定的条件，这就是设计的任务。 nts 7 5.2.2 普通 V 带传动的设计准则 在保证带传动不打滑的前提下，具有一定的疲劳强度和寿命 . 5.3 V 带传动的设计计算 5.3.1 确定设计功率 dAP K P(5.1) P 传递的功率 KW AK 工况系数，查机械设计手册。 由已经可得， Y160L-4 三相异步电动机的功率为 P=15KW。 由于承受载荷较大，且载荷变动不小，空载启动，查表取AK=1.2（空载启动，每天工作 10 小时左右 ）。 所以dAP K P=1.2 15=18KW。 5.3.2 选定带型 根据设计功率dP和小轮转速1n，由表 2-1 选择 B 带型号。 dP=18KW nts 8 1n=1470 r/min 根据下表，所以选择 B 系列。 5.3.3 确定传动比 根据实际工作需要可取 变速箱中一轴 的转速为 2n=490r/min 传动比 i=12nn =1470490 =3 5.3.4 小带轮的基准直径 参照设计要求和机械设计手册的关于 V带轮的基准直径系列， 取1dd=133mm 5.3.5 大带轮的基准直径2dd2dd=1(1 )did (4.2) 其中 为弹性滑动率，通常取 0.02。 2dd=3 133（ 1-0.02） =391.02 mm。 参照机械设计手册的关于 V带轮的基准直径系列取2dd=400mm。 5.3.6 带速的计算 V= 11m a x6 0 1 0 0 0ddn V (4.3) 对于普通 V 带 maxV=2530 V= 3 .1 4 1 3 3 2 6 0 06 0 1 0 0 0=18.09 m/s 5.3.7 初定轴间距离0a轴间距离0a0.7（12dd） 0a （12dd） (4.4) 既 3730a 533 也可根据结构要求求定轴间距离。 初定0a=515mm nts 9 5.3.8 所需基准长度0dL0dL= 2210 1 20()2 ( )24dddddda d da (4.5) 0dL= 203 . 1 4 2 6 72 5 3 32 4 5 1 5a =9180mm 查机械设计手册，取0dL=9000mm 5.3.9 实际轴间距 a a 00 2ddLLa =513+90=603mm 5.3.10 带轮包角1a1a=180o 215 7 .3dda =23o (4.6) 1a=180o 23o =157o 5.3.11 单根 V 带传递的额定功率1p根据带型，1dd和1n查机械设计手册 查表得单根 V带的传递功率1p=1.67KW 5.3.12 传动比的额定功率增量1p根据带型，1n和传动比 i查机械设计手册可得。 1p=0.95 kW 5.3.13 V 带的根数 Z Z=11()dalpp p K K (4.7) aK 小带轮包角修正系 数，查机械设计手册可得。aK=0.92 lK 带长修正系数，查机械设计手册可得。 lK=1.21 nts 10 Z=11()dalpp p K K = 15(1 . 6 7 0 . 9 5 ) 0 . 9 2 1 . 2 1=4.2 Z取整数为 4. 5.3.14 单根 V 带的预紧力0F初拉力的大小是 保证带传动正常工作的重要因素。初拉力过小，摩擦力小，容易打滑；初拉力过大，带的寿命低，轴和轴承受力大。推荐单根 V 带张紧后的初拉力0F为 。 0F= 22 . 55 0 0 ( 1 ) daP mvK z v (4.8) m V带每米长的质量，可查机械设计手册得到。 Z 带的根数 0F= 22 . 55 0 0 ( 1 ) daP mvK z v= 22 . 5 1 55 0 0 ( 1 ) 0 . 1 7 5 . 2 10 . 9 2 4 5 . 2 1 =622 N 5.3.15 作用在轴上的力 F 计算压轴力是为了检验轴的刚度，为设计带轮的轴和轴承选择提供数据，它的受力图如下。 图 4.1 轴压力简图 nts 11 F=102 sin 2aFz=2 622 4 sin1572=4867N (4.9) 5.3.16 带轮的结构尺寸 （详见第 6章 带轮的结构设计 ） nts 12 6 带轮的结构设计 6.1 带轮设计的初步分析 设计带轮时，应该使其结构便于制造， 质量小、结构工艺性好、无过大的铸造内应力、质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；轮槽工作面要精细加工，以减少带的磨损 ；各轮槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等 。 6.2 带轮常用的 材料 带轮材料常采用灰铸铁，钢，铝合金或者工程塑料等，灰铸铁应用范围最为广泛，当速度小于 30m/s 时用 HT200，当速度在 25m/s 到 45m/s 之间时，则常用孕育铸铁或者铸钢，也可以用钢板冲压 焊接带轮。小功率传动可以使用铸铝和工程塑料。 6.3 带轮的 结构 带轮由轮缘，轮辐和轮毂三部分组成 带轮的基准直径，最小基准直径和轮缘尺寸可查机械设计手册 轮辐部分分为 实心式 ，辐板和椭圆轮辐等三种，具体设计根据带轮的基准直径参 校机械设计手册参数表决定。三种轮辐图分别如下： 实心式： D(2.5 3)d 如图 6.1 图 6.1 实心式皮带轮 nts 13 腹板式： D300 如图 6.2 图 6.2 腹板式皮带轮 孔板式： D-D1 100 如图 6.3 图 6.3 孔板式皮带轮 轮辐式： D 300 如图 6.4 nts 14 图 6.4 轮副式皮带轮 6.4 带轮的设计步骤 根据直径选取结构型式 根据带的型号确定槽轮尺寸 带轮的其它尺寸由经验公式计算 绘制零件工作图 6.5 带轮的设计计算 6.5.1 根据直径选取结构型式 带轮直接与中心 轴相配合，所以带轮的孔径0d等于中心轴的直径。 既0d=42mm 又1dd=133mm 300mm， 糟型为 B 型。 选取带轮的结构型式为 实心式皮带轮 。 6.5.2 根据带的型号确定槽轮尺寸 根据表 6.1 确定带轮的轮缘尺寸。 nts 15 表 6.1 皮带轮参数表 项目 符号 糟 型 Y Z A B C D 基准宽度 pb 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 基准线上槽深 minah1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 基准线下糟深 minfh4.7 7.0 9.0 8.7 11.0 10.8 14.0 14.3 19.0 19.9 糟尖距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 第一糟对称面到端面的距离 f 71 81 2110 2112.5 2117 3123 最小轮缘厚 min5 5.5 6 7.5 10 12 带轮宽 B B=（ Z-1） e+2f Z 轮糟数 外径 ad 02add d h 轮 糟 角 32o 相应 的基 准直 径 60 / / / / / 34o / 80 118 190 315 / 36o 60 / / / / 475 38o / 80 118 190 315 600 偏 差 1o 30 根据表 6.1计算得到带轮的具体尺寸如表 6.2： nts 16 表 6.2 所选带轮参数表 基准宽度 基准面上槽深 基准面下槽深 糟间距 第一端面对称面至端面的距离 最下轮缘厚 带轮宽 外径 轮糟角 14 3.5 14 19 0.4 2112.5 7.5 85 163 34 1o 6.5.3 带轮的其它尺寸 确定 带轮的其它尺寸由经验公式计算 6.5.4 绘制零件工作图 根据上面求得的相关数据绘制小带轮的零件图如图 6.5： 图 6.5 小带轮零件图 nts 17 7 齿轮的设计 7.1 高速级齿轮传动的设计计算 7.1.1 高速级斜齿轮 此减速箱采用闭式斜齿轮传动，为使结构紧凑，大小齿轮材料选用 ZG45 钢渗碳淬火。由手册查得：齿面硬度 45 50HRC， 569BaMP ， 284SaMP ，齿轮精度采用 8。该 对齿轮为硬齿面齿轮，先按齿根弯曲疲劳强度设计，再按齿面接触疲劳强度校核。 7.1.2 齿根弯曲疲劳强度设计 由公式： 1212F a S andFY Y Y YKTmz g小齿轮转矩 51 1 . 4 4 1 0T N m m g齿轮参数按前面所分配的齿轮有：121 7 , 8 0ZZ， 4.7i 。硬齿轮齿面， 非对称安装，取齿宽系数 1d 。 查手册得，使用系数 1.5AK ，动载系数 1.05VK ，齿向载荷分布系数 1.05K ，按齿面硬化，斜齿轮， / 1 0 0 /AtK F b N m m，齿间载荷分配系数 1.14aK 。 载荷系数 1 . 1 . 5 1 . 0 5 1 . 1 4 1 . 2 2 . 1 1 5A V aK K K K K 。 齿形系数FaY按当量齿数3cosVZZ ；设螺旋角 11 , o 11 3317 1 7 . 9 7c o s c o s 1 1V ZZ o，22 3380 8 5 . 2c o s c o s 1 1V ZZ o，则小齿轮的形位系数1 2.65FaY ，大齿轮形位系数2 2.2FaY ，查手册，得小齿轮应力修正系数1 1.6saY ，大齿轮应力修正系数2 1.9saY 。 由手册参数计算得， t a n t a n 2 0t a n 0 . 4 1c o s c o s 1 1ntaa oo， 22.3ta o。 查得：1 0.041Z ， 2 0 .0 0 7 1Z ，代入齿轮齿数，得 1 0.7a ， 2 0.792a ， 0 . 7 9 2 0 . 7 0 1 . 4 9 2 。 nts 18 由1s i n 0 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 . 0 1 7 t a n 1 1 1 . 0 5dnb Zm o， 查得重合度系数0.87Y 。 0.89Y 。 计算弯曲疲劳许用应力： F L im N X S TFFY Y YS 。 查取材料弯曲疲劳极限应力12 500F L im F L im aMP，齿轮的寿命系数NY为： 小齿轮应力循环次数 8116 0 6 0 4 9 0 1 1 0 2 5 0 1 0 7 . 3 5 1 0hN n t 大齿轮应力循环次数 8226 0 6 0 1 0 4 1 1 0 2 5 0 1 0 1 . 5 6 1 0hN n t 0 . 0 2 0 . 0 2661 813 1 0 3 1 0 0 . 8 1 67 . 3 5 1 0NY N ； 0 . 0 2662 823 1 0 3 1 0 0 . 9 2 71 . 5 6 1 0NY N ；查取尺寸系数 1.1XY （预计齿轮模数小于 5mm）， 2STY 。弯曲疲劳强度安全系数 1.25FS 。 1 1 1115 0 0 0 . 8 1 6 0 1 2 6 5 31 . 2 5F L i m N X S TF FY Y Y M P aS 比较1112 . 6 5 1 . 6 0 0 . 0 0 6 5 6 5 3F a S aFYY ， 2222 . 2 2 1 . 9 0 . 0 0 5 6 7 4 2F a S aFYY ， 2 2 1 121 F a S a F a S aFFY Y Y Y ，应按小齿轮的弯曲疲劳强度进行计算。 5132212 2 2 . 1 5 5 2 . 9 2 3 1 0 2 . 6 5 1 . 6 0 . 8 9 0 . 8 7 5 . 7 8 1 1 7 6 5 3F a S andFY Y Y YKTm m mz g取标准摸数 6nm mm。由公式 12 6 . 0 1 7 8 0 2 9 6 . 4 52 c o s 2 c o s 1 1nm Z Za m m o， 圆整取中心距 a=296mm， 12 6 . 0 1 7 8 0 0 . 9 8 3 1 0 82 2 2 9 6nm Z ZC O S a ， 10.56 o ，与原假设 11o 相近。 nts 19 小齿 轮分度圆的直径11 6 . 0 1 7 1 0 3 . 9 1c o s c o s 1 0 . 5 6nmZd m m o大齿轮分度圆的直径22 6 . 0 8 0 488c o s c o s 1 0 . 5 6nmZd m m o7.1.3校核原假设的系数VK小齿轮的速度11 1 0 3 . 9 1 4 9 0 2 . 6 6 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s ， 由图 6-6b查得： 1.05VK ，与原取值几乎一致。 齿宽1 1 1 0 3 . 9 1 1 0 3 . 9 1db d m m ，取121 0 5 , 9 5b m m b m m。 7.1.3 齿面接触疲劳强度校核： 公式： 1112 6 8 . 4 H E H HKT uZ Z Z Zb d u 由手册查得，弹性系数 1EZ ；节点区域系数 2.35HZ ；重合度系数 0.8Z ；螺旋角系数 0.992Z 。 接触疲劳许用应力： H L im N WHHZZS 由查表：齿轮材料接触疲劳极限应力 1000H L im aMP 。接触疲劳强度计算的寿命系数： 0 . 0 3 0 6 0 . 0 3 0 6771 815 1 0 5 1 0 0 . 8 0 67 . 3 5 1 0NZ N 0 . 0 3 0 6 0 . 0 3 0 6772 825 1 0 5 1 0 0 . 9 1 31 . 5 6 1 0NZ N ； 工作硬化系数 1WZ ；接触疲劳强度安全系数 1HS .00 111 1 0 0 0 0 . 8 1 6 1 8 1 61H L i m N WHaHZZ MPS ； 222 1 1 0 0 0 . 9 1 3 1 9 1 31H L i m N WHZZ MPS ； nts 20 将以上各值代入斜齿轮接触疲劳校核公式： 512211 2 . 5 5 2 . 9 2 3 1 0 4 . 7 1 12 6 8 . 4 2 6 8 . 4 1 2 . 3 5 0 . 8 0 . 9 9 2 9 1 39 5 1 0 3 . 9 1 4 . 7 1H E H aKT uZ Z Z Z M Pb d u g 1HH，结果说明接触疲劳强度安全。 齿轮设计完全满足实际要求。 7.2 二级齿轮的设计 7.2.1 选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数 由 机械设计 表 6-5、表 6-6 查得，该 减速箱采用闭式直齿轮传动，为使结构紧凑，大小齿轮材料选用 ZG45 钢渗碳淬火。 根据机械设计 手册 查得：齿面硬度45 50HRC， 569BaMP ， 284SaMP ，齿轮采用 8 精 度 。 7.2.2 齿面接触疲劳强度 的 设计 计算公式按式 ： 1d= 3 1 217 6 . 4 3d HKT uu 1T=401260.mm，由 机械设计 表 6-10，软齿面齿轮，对称安装，取齿宽系数d=0.8，表 6-7得使用系数Ak=1.5。由 机械设计 图 6-6a 试取动载系数VK=1.15。由 机械设计 图 6-8，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取 K=1.07。由 机械设计 表6-8，按齿面未硬化，直齿轮， 8 级精度，Ak TF/b100N/mm k=1.1。所以K=Ak Vk k k=1.5 1.15 1.07 1.2=2.21。 初步确定节点区域系数HZ=2.5，重合系数 Z=0.9，由 机械设计 表 6-9确定弹性系数EZ=0.99。 齿面接触许用应力 H= limH N WHZZS 由 机械设计 图 6-22 查取齿轮材料接触疲劳极限应力lim1H= 500Mpa，lim2H= nts 21 500Mpa 计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数NY： 小齿轮应力循环次数 260 hN n t60 104 1 10 250 16=2.5 810 大齿轮应力循环次数 60khN n t60 24.5 1 10 250 10=3.68 610 1NY= 0 . 0 3 0 6785 1 0 0 . 8 9 72 . 5 1 0 2NY= 0 . 0 7 5 6765 1 0 0 . 9 4 63 . 6 8 1 0 由 机械设计 手册 查得齿轮的尺寸系数，取小齿轮的尺寸系数为1XY=0.95，大齿轮的尺寸系数为2XY=1（预计齿轮模数小于 5mm），则STY=2。弯曲疲劳强度安全系数FS=1.25； 111 l i mF N X S TFFY Y YS = 1 8 0 0 . 8 9 7 0 . 9 5 2 2731 . 2 5 M P a 222 l i mF N X S TFFY Y YS =1 8 0 0 . 9 4 6 0 . 9 5 21 . 2 5 =288MPa 由 机械设计 手册 查取工作硬化系数wZ=1.15 由 机械设计 手册 查取安全系数HS=1.25 1H=180 0.8971.25=143.5MPa 2H 2 0 0 0 .9 4 61 .2 5M P a =151.4MPa 将数据带入公式1d= 213 14 1 . 6 ( )EHd HZ Z ZKT u u mm 得：1td 168.4mm m= 1td/ 1z=168.4/16=310.525mm，取 m=10mm， 主要尺寸的计算： nts 22 11d mz=10 16=160mm 22d mz=10 68=680mm 1b=d 1d=135.2mm 经圆整取：2b135mm，1b 2b+5=140mm 中心距 a=m（1Z+2Z） /2=10（ 16+68） /2=410mm。 因为小齿轮齿数少于 17，重合度 不足，采取正变位。 变位前重合中心距 为了提高齿轮啮合度 中心距 a=m（1Z+2Z） /2=10（ 16+68） /2=410mm。 采取正变位后，中心距为 a =411mm。 变位后的啮合角 a 由表 6-2， 410c o s c o s c o s 2 0 411aao=0.937， a =20.446o ， 确定变位系数 2 ( )12 t a n 2 0 . 4 4 6 2 0 0 . 0 0 8 9 1 0 8 512xx i n v i n v i n v i n vzz oo， 1212 ( ) 0 . 0 0 8 9 1 0 8 5 0 . 3 6 5 3 4 52 t a n 2 0 t a n 2 0zzxx oo1.0038, 按 x/2=0.501888, z/2=41,查 机械设计 手册 得120 . 5 , 0 . 5 0 0 3 8xx齿轮节园直径： 11 c o s c o s 2 0 1 6 0 1 6 0 . 4 6c o s c o s 2 0 . 4 4 6dd oomm, 22c o s c o s 2 0 6 8 0 6 8 1 . 9 6c o s c o s 2 0 . 4 4 6dd oomm。 按计算结果校核前面的假设是否正确 ： 齿轮节园数度： V= 12 1 6 0 . 4 6 4 9 06 0 1 0 0 0 6 0 0 0 0dn =4.115m/s, 1 4 .1 1 5 1 61 0 0 1 0 0vz =0.66m/s, 由 机械设计 手册 查得：vk=1.04， 5212 2 1 . 8 4 1 0 2 2 9 3 . 4 11 6 0 . 4 6tTFd N, / 1 . 5 2 2 9 3 . 4 1 / 1 3 5 1 1 7 / 1 0 0 /ATK F b N m m N m m , nts 23 假设合理 vk=1.2。 ()1 . 0 0 3 8128212xxzz =0.0122，由 机械设计 图 6-14 查得节点区域系数2.27HZ ， 由 机械设计 图 6-12，图 6-13 查得11/ 0.5Z ，22/ 0 .0 1 5Z ，代入121 6 , 6 8ZZ得，1 0.8 ，2 1.02 。 =1+2=1.82， Z=0.8。 由式 K=Ak Vk k k得： K=Ak Vk k k=1.5 1.04 1.07 1.2=2.003。 由 12112 6 8 . 4H E HKT uZ Z Z Zb d u g得 ： 512211 2 . 0 0 3 1 . 8 4 1 0 4 . 7 1 12 6 8 . 4 2 6 8 . 4 2 . 2 7 0 . 9 9 0 . 8 1 4 0 . 7 31 5 7 . 5 6 8 1 . 9 6 4 . 7 1H E H aKT uZ Z Z Z M Pb d u gH151.4MPa 。 齿轮接触疲劳强度安全。 由计算结果知道，工作应力H比许用应力 H小，为了充分利用材料，齿轮宽为 125mm。 7.2.3 按齿根弯曲疲劳强度校核 计算公式按式 ： F=112 N S a FkT Y Y Yb d m 由 机械设计 图 6-18 得，小齿轮齿形系数1FaY=2.18，大齿轮齿形系数2FaY=2.1，小齿轮应力修正系数1SaY=1.8，大齿轮应力修正系数2SaY=1.89。由 机械设计 图6-20 得重合度系数 Y=0.72。 按式 6-14 得弯曲疲劳许用应力Fnts 24 F=limF N S STFY Y YS 按 机械设计手册 查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力lim1F=280Mpa，lim2F=280Mpa。 由 机械设计 表 6-13 计算弯曲强度计算的寿命系数NY680 . 0 213 1 0 0 . 8 7 12 . 5 1 0NY2NY680 . 0 23 1 00 . 9 1 23 . 6 8 1 0由 机械设计 图 6-25 查取尺寸系数，xY=1，由式 6-14 取STY=2 弯曲疲劳强度安全系数由 机械设计 表 6-12 得Fs=1.25 l i m 1 11 2 8 0 1 . 8 0 . 9 5 2 2 7 31 . 2 5FF N XFYY M P aS l i m 2 22 2 8 0 0 . 9 4 6 0 . 9 5 2 2 8 81 . 2 5FF N XFYY M P aS 比较111Fa FaFYY ，和 222Fa FaFYY 的大小的到 1110 .0 0 8 7F a F aFYY 2220 . 0 0 9 0 3F a F aFYY , 所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 2F= 522222 2 2 . 0 0 3 1 . 8 4 1 0 2 . 1 1 . 8 9 0 . 7 31 2 5 6 8 1 . 9 6 1 0F a F aKT YYYb d m =263Mpa2F=288Mpa, 弯曲疲劳强度足 够。 8 轴的设计 nts 25 选择轴的材料，因为是普通用途、中小功率减速器，故选用 45号钢， 调质处理。 根据许用切应力强度极限估计轴的最小直径，在前面设计时候进行过初步计算。 输入轴的最小直径为 45mm, 中间轴的最小直径为 70mm,输出轴的最小直径为 57.78mm,考虑到在输入轴与输出轴的最外端要开键槽联结联轴器。故最外段的轴应该加到3% 5%，在中间轴要用键联结齿轮，故齿轮段应该加大 3% 5%，从而对上述三个轴计算、取整，取输入轴的直径为 50mm,输出轴直径为 60mm，中间轴的直径为 75mm。 由齿轮的初 步设计可以看出，对小齿轮采用实心式，对大齿轮采用腹板式。 对轴进行初步的设计。对输入轴应该 有如下基本的零件，轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。对中间轴应该有如下基本的零件，轴承端盖两个，轴套 一对，齿轮两个。 输出轴与输入轴类似。 8.1 轴 （高速轴）的设计及强度计算 8.1.1 按扭转强度，初估轴的最小直径 ： 由 机械设计 表 13.1查得 C=118 107， 1 33112 9 2 . 3( 1 0 7 1 1 8 ) 4 9 . 3 5 7 . 3 24 9 0 / m i np KWd C m mnr 由手册查的取标准值： 1d=50mm 8.1.2 轴的初步设计： 根据结构特点，结合以上和后述的相关尺寸，绘制轴的结构见图纸。轴与其安部件的配合情况详见装配图。 8.1.3 轴的强度校核 : （ 1）计算齿轮受力 Ft=2T1/d1=2 292300/50=1.6 410 N Fr= Fttan =1.6 410 tan20 =3868N nts 26 由于在轴 1连接带轮，故该端要加大 3% 5%， 故轴 1的直径范围为 51.5 52.5mm， 由于工况较差 ,取 55mm， 轴的结构设计主要有三项内容：（各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定；其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定；轴的尺寸与大小数据如图： 轴 1： D点 c 点 （ 1） 画出轴的空间受力简图 将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心 O作用于轴 上，轴的受力简图如 小下 图。 （ 2） 画出水平面受力图 ,计算支点反力 ,画水平面弯矩图 ,考虑到 C 和 D 处为可能的危险面，计算出 C和 D 处的弯矩。 支点反力 11160000 29092 5 5tA H B HF TF F Nd C点弯矩 2 9 0 9 1 1 2 3 2 5 8 0 8C H A H cM F l N m m gD点弯矩 2 9 0 9 3 3 0 . 5 9 1 4 4 2 4 . 5D H A H DM F l N m m （ 4） 画出垂直面受力图，计算支点反力和 C、 D 两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图 （ 5） 支点反力 3 8 6 8 3 2 5 8 9 . 42 2 1 0rcAV FlFNR 5 8 9 . 4 3 8 6 8 3 2 7 8 . 6B V A V rF F F N nts 27 C 点弯矩 5 8 9 . 4 3 2 1 8 8 6 0 . 8c v A V cM F l N m m gD 点弯矩 5 8 9 . 4 3 3 0 . 5 1 9 4 7 9 6 . 7d v A V dM F l N m m （ 4）求合成弯矩图如图所示： C 点合成弯矩 2 2 2 23 2 5 8 0 8 1 8 8 6 0 . 8 3 2 6 3 5 3 . 5C C H C VM M M N m m gD 点合成弯矩 2 2 2 29 1 4 4 2 4 . 5 1 9 4 7 9 9 6 . 7 9 3 5 6 1 4D D H D VM M M N m m （ 5）画出转矩 T 图，如上图。 （ 6）计算 C、 D处当量弯矩，画出当量弯矩图 ，如： 22 2 2( ) 3 2 6 3 5 3 0 . 6 2 9 2 3 0 0 3 7 0 4 9 2CCM M a T N m m 22 2 2( ) 9 3 5 6 1 4 0 . 6 2 9 2 3 3 0 0 9 5 1 9 0 9DdM M a T N m m （ 7）校核轴的强度 根据弯矩大小及轴的直径选定 C、 D两面进行强度校核。 由查表得：当 45 钢 569aMPB,按插值法得 9 9aMP -1b。 C 面当量弯曲应力 133 370492 8 6 . 4 0 . 1 0 . 1 5 5 0 . 9 7CC bMM N m mWd C D 面当量弯曲应力 133 951909 8 6 . 5 0 . 1 0 . 1 5 5 0 . 9 6DD bMM N m mWd D C 和 D两面是安全的。 8.2 轴 弯曲许用应力计算 nts 28 c （ 1） 将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，周的支点反力也简化为集中力通过轴承
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