抛砂机的毕业设计

目录摘要ABSTRACT1绪论111研究的目的和意义112国内外发展现状12方案论证421设计要求422方案选择及分析43设计论述731抛头设计7311抛头转速选择7312抛头尺寸计算732工作台的设计8321工作台尺寸设计8322工作台与主轴箱间的连杆机构设计9323强度校核1033变速箱的设计12331电机选择12332V带和带轮的设计15333传动部分第一级齿轮设计16334传动部分第二级齿轮设计19335轴上的蜗轮蜗杆设计21336标准直齿锥齿轮设计24337不完全齿轮设计27338轴（输出轴）的设计计算29339轴（中间轴）的设计计算333310轴（输入轴）的设计计算373311轴（蜗轮轴）的设计计算413312轴（凸轮轴）的设计计算443313轴（锥齿轮轴）的设计计算474结论5141设计总结5142设计的缺点和不足51参考文献52致谢53抛砂机的设计摘要抛砂机是解决单件、小批生产造型（型芯）行之有效的设备。抛砂机使用得当时，沿砂箱在高度上的紧实度比较均匀，也不需要补充夯实，紧实度高，而且抛砂机与某些其他造型机械相比振动小，噪声也小。本次设计在研究普通抛砂机的结构及优缺点的基础上，设计出一台抛头固定砂箱运动的自动抛砂机，并且在抛头部分加装一变速装置使之能够在型砂高度增加时抛头转速相应增大，以改善型砂紧实力随型砂高度增加而相对减小的情况。该方案采用了凸轮的时需控制功能以实现抛头转速随着生产过程不断增快并且能够在最后自动返回，这种设计能够完全满足造型的紧实力要求，提高了造型的质量。关键词铸造技术；型砂紧实力；抛砂机DESIGNOFSANDSLINGERABSTRACTTHESANDSLINGERISANEFFICIENTEQUIPMENTFORTHEPRODUCINGOFTHESINGLEUNITMODELCOREINSMALLBATCHWHENTHESANDSLINGERISUSEDAPPROPRIATELY,ITISQUITEEVENINDEGREEOFRAMMINGALONGTHEFLASKINALTITUDE,ANDTHEDEGREEOFRAMMINGISHIGHWITHOUTSUPPLEMENTINGTHERAMMINGMOREOVER，THENOISEOFTHESANDSLINGERISSMALLERCOMPAREDWITHCERTAINOTHERMODELLINGMACHINERYTHISPROGRAMISBASEDONTHEORDINARYSANDSLINGERSSTRUCTUREANDITSADVANTAGESANDDISADVANTAGESITISMADETOBEANAUTOMATICSANDSLINGERWITHAMOVINGSANDBOXBUTFIXEDTHROWS,ANDADDINGAGEARBOXTOTHROWHEADTOENABLEITTOSPEEDUPCORRESPONDINGLYWHENTHEMOLDINGSANDINCREASESHIGHLY,TOIMPROVETHESITUATIONTHATTHEMOLDINGSANDREDUCESITSTIGHTSTRENGTHALONGWITHTHEMOLDINGSANDINCREASEHIGHLYTHISPLANCANACHIEVETHEFIRSTTOSSEVERINCREASINGSPEEDWITHTHEFASTERPRODUCTIONPROCESSWITHTHECAMSTIMINGCONTROLANDCANAUTOMATICALLYRETURNATLASTTHISKINDOFDESIGNCANCOMPLETELYSATISFYTHESHAPEOFTHETIGHTPOWERREQUIREMENTSANDIMPROVETHEQUALITYOFMODELINGKEYWORDSFOUNDRYENGINEERING；MOLDINGSANDTIGHTSTRENGTHSANDSLINGER1绪论11研究目的与意义长期以来，我国中、小型铸造车间，特别是生产铸件品种多、批量小、产品变化比较大的铸造车间，实现机械化生产是比较困难的。如果厂房条件比较差，资金少，技术力量薄弱，则实现机械化生产的具体困难更多1。抛砂机是解决单件、小批生产造型行之有效的设备。近二十年来，在我国铸造生产中抛砂机技术有了比较大的发展，现在在许多中大件、单件小批成批生产的造型工部，抛砂机已成为不可缺少的造型设备之一。抛砂机是以高速旋转的叶片，将型砂抛入砂箱，得到紧实铸型的造型设备。它以机械代替人工加砂与搞实，一般每小时可抛砂，比手工生产效率提高310倍2。3125M这就大大地提高了劳动生产率，减轻了工人体力劳动。而且由于抛出的铸型紧实度均匀，从而也提高了铸件的质量。抛砂机的主要特点是适应性强，对大小高低不同的砂箱均可抛制，也能抛制型芯。工艺装备要求不高，即使手工造型用的也可以使用。这对各类大小铸件，各种批量生产，尤其对不易实现机械化的单件小批量生产的大中型铸件，是较好的方法。此外，抛砂机还有加砂与搞实一道工序完成，动力可直接利用电能，无压缩空气的厂家也能采用，无强烈震动及噪音，工作条件良好等优点3。虽然近几十年来，抛砂机造型在国内外发展很快，我国生产的抛砂机数量很多，但品种不多。很多工厂使用的抛砂机制造质量不高，在使用中遇到了种种问题。因此，设计出一种新型高自动化的抛砂机是解决这一现状的行之有效的方法4。12国外发展现状抛砂机机构的发展,主要是围绕着稳定造型质量,减轻劳动强度,提高生产效率和减少零件磨损等方面进行。近年来比较多的工作是解决前三项问题5。抛砂造型的紧砂过程是将预紧的一团团砂以高速抛向砂箱,并根据模型的特点,以一定的轨迹,将砂团依次排列和还层抛紧。供给高速飞出的一团团预紧砂团的工作,主要由抛砂机的供砂部分等抛头来完成。以一定轨迹依次逐层地抛紧的工作,主要由抛头的移动部分和控制部分来完成6。首先在抛头部分，国外对抛砂头的改进，主要是在于提高砂质量，减少叶片与弧板的磨损，以及扩大抛投对不同生产率的适应性等方面。在提高抛砂质量方面，为提高砂团抛出的方向，有采用摇头抛砂机形式的，抛头可以绕铅垂线左右摆动，其范围是15或20也有采用弧板在抛出口处角度和长度可以调节的装置7；还有的采用宽头抛砂头和多盘式抛砂头，这种抛砂头和砂箱一样宽，在抛砂时只要摇头在砂箱上直线运动一次就能抛一层砂8。多盘式抛砂头是在同一根轴上串有多个抛砂用的叶片盘，每个叶片盘旁装有抽风扇，抛头装在摆动式料斗的底部，每个抛砂叶片盘上方装有型砂的开闭器，抽风盘将型砂从料斗内吸入抛砂头。在扩大抛头对各种生产率的适应性方面，采用统一更换不同宽度叶片，同时改变送砂皮带速度的方法，就可既改变了生产率又保证了紧砂质量。此外，为提高相同尺寸抛头的生产率，出现了三叶片抛头9。在减少叶片与弧板的磨损方面，主要考虑叶片材料和叶片的结构改进9。材料上国外开发出奥氏体高钢叶片，并对此种叶片进行强化处理，用气焊将电极金（ELECTRODEMETAL）在叶片上均匀地堆一层，使其寿命（实际工作抛砂时间）由未处理时的208小时提高到200小时。国外在结构改进方面主要从减少弧板、叶片摩擦作用的弧长和不使叶片与弧板接触两方面进行，研制出了径向进砂抛砂机9。其次是抛砂机的移动部分，国内外对这个部分采用砂箱与抛头之间有一定的相对运动实现，也就是说，采用砂箱静止、抛头运动的方法，也可采用抛头静止、砂箱运动的方法，或两者都有较简单的运动，组成复合运动的方法。目前广泛见到的抛砂机是砂箱静止、抛头运动的方法9。在一般液压传动的双臂式抛砂机上，由于两臂作的是圆弧运动，而砂箱通常是矩形的，这样很难使抛头作等速直线运动。因此，实际上抛头总是在对砂箱做变动速度和曲曲折折轨迹的运动情况下紧实铸型，难以控制紧砂的均匀性和对同一种铸型各次紧砂结果的一致性，也难以稳定合理的抛砂工艺制度。近年来国外出现的桥式抛砂机克服了这种缺点。从目前国外发展看，中型批量不大的铸件，主要采用抛砂机实现造型的机械化。抛砂机的品种较多。如德国就有五十多种，零部件都通用化了。抛砂机的生产率从最小的，到最大达9，几十吨和上百吨的重型铸件，也可用大型抛砂机地坑造型。3/MH370/MH近年来，对于深而狭，如宽80MM，深2M的铸型钢锭模之类，均能完全满足造型紧实度要求，并且在部分大中件采用自硬砂等的情况下，也发展了以自硬砂等作面砂，抛砂机抛背砂的综合造型，更扩大了抛砂机的使用范围。由于抛砂机的推广使用，更向组织流水生产线，提高自动化程度，如实现程序控制、随动控制及磁带式程序控制等方向发展。从我国的情况看，近年来,在我国铸造生产中抛砂机技术有了较大的发展,现在在许多中大件、单件小批成批生产的造型工部,抛砂机已成为不可缺少的造型设备之一。我国中大件、单件小批手工造型在铸造行业中占有相当大的比重,要改变劳动强度大、劳动条件差的状况,用较少的投资来提高生产率,使车间原来的砂处理系统、工艺工装等仍可使用,抛砂机就显示了它特有的适应性,经济效益比较高、投产较快是它的一个主要特点。而就我国发达地区而言，上海近年来，大批制造，抛砂机广泛推广于大中型造型、制芯，为我国大中型造型机械化开辟了过阔的前景，目前我国生产的品种，主要有Z6312D型固定式抛砂机与Z6625型移动式抛砂机两种9。有的厂已实现流水线生产，并且有的厂，如上海重机铸造厂，已实现采用模拟随动和遥控的半自动抛砂机造型。但目前来看，抛砂机生产品种不多，使用上发展还很不平衡，流水生产线及自动半自动控制抛砂机还不多，说明作为大中件造型机械的主要设备抛砂机，在我国还有待大力推广使用。从我国大中件造型大多仍系手工或采用点风动工具操作的情况看，抛砂机造型的采用，对改变铸造生产面貌。促进我国铸造生产四化的进程，将起到积极推广作用。2设计方案21设计要求在了解普通抛砂机的结构及优缺点的基础上，设计出一种能在一小时内完成尺寸为的砂箱的抛砂紧实工作的自动抛砂机，并且要求该抛砂机可以改善型砂1050紧实力随型砂高度增加而相对减小的情况。要求动力装置只用一台电动机。22方案选择与分析抛砂机是以高速旋转的叶片，将型砂抛入砂箱，得到紧实铸型的造型设备。它的结构主要由抛头、工作台、传动机构组成。首先解决抛砂机的运动方式问题。抛砂机的移动部分,除了使抛砂机移动到指定的工作位置外,主要是完成使砂团能依次逐层地紧实铸型的任务。要达到这个主要目的,只要砂箱与抛头之间有一定的相对运动就可以实现。也就是说,可以采用砂箱静止、抛头运动的方法,也可以采用抛头静止、砂箱运动的方法,或者两者都有较简单的运动,组成复合运动的方法。砂箱静止、抛头运动的方法是目前广泛见到的抛砂机运动方法。在一般液压传动的双摇臂式抛砂机上,由于两臂作的是圆弧运动,而通常砂箱是矩形的,这样很难使抛头作等速直线运动。因此,实际上抛头总是在对砂箱作变动速度和曲曲折折轨迹的运动情况下紧实铸型,难以控制紧砂的均匀性和对同一种铸型各次紧砂结果的一致性,也难以稳定合理的抛砂工艺制度。而砂箱运动。抛头静止的方法可以避免上述问题，并且结构也相对简单，故本次设计采用的是抛头静止，砂箱运动的方法。砂箱的运动采用工作台往复运动的形式，工作台的往复运动采用牛头刨床的进给机构，忽略该机构的急回特性，即可实现工作台的匀速往复运动，结构如图21所示。图21工作台运动机构其次解决型砂紧实度随抛出型砂的高度增高而减小的问题。对已确定结构及其参数的抛砂头来说,供砂量是影响铸型紧实硬度的一个因素,只有在合适的供砂量范围内,才能获得工艺要求的铸型硬度,过大或过小的供砂量,都会降低硬度。所以国外发展了可以由抛砂机操作者来控制的,能改变向抛头供砂量大小的装置。例如,在贮砂斗壁上出口处装上电动控制供砂量的间门,当闸门拾高时加大供砂量,闸门降低时减少供砂量。又如,采用改变皮带送砂机上刮砂板的角度,来增减供砂量的装置,刮砂板中的角度是由蜗杆传动装置中来驱动的。这两种方案不论如何改变，其最终结果也是需要人工进行供砂量的控制，并不能实现全部的自动化生产。所以本次设计放弃从供砂量方面考虑，将设计重点转向抛头的转速，已知抛头的转速越大，抛出的型砂的紧实度越高，故在完成一个砂箱的抛砂过程中逐步增大抛头的转速可以实现紧实度的要求。抛砂机的抛头结构已经固定，要想更改抛头的转速就要从抛砂机的传动结构入手，现设计一种可变速传动箱如图22所示，这样就满足本次课题的设计要求接工作台传动接抛头图22变速机构简图最后，已知抛头的结构已经固定，如图23所示即为本次设计所采用的抛头结构。1机头外壳2型砂入口3砂团出口4被紧实的砂团5砂箱图23抛头结构3设计论述31抛头设计本次的课程设计对于抛头部分没有进行改进，故采用我国使用较多的Z6312型抛砂机抛头结构。311抛头转速选择型砂的能否紧实,主要决定于抛出速度。紧实度或硬度是反映抛砂机工作质量的一个参数,一般要求砂型硬度达到90HBS以上10,这就首先要以抛出速度来保证。一般经验数据要求铸铁件为,铸钢件为10。根据我们试验,抛出速度在2035/MS350/MS以上,即可达到一般工艺要求的紧实度。20/MS而抛出速度,也是决定抛头结构尺寸的基础。由公式313160DNV式中V圆周速度，可近似地看作抛出速度D抛头直径N抛头转速由上述公式可知如抛出速度一定,则抛头直径与转速成反比,直径小时,转速要高,直径大时转速可低些,从国内外抛头直径与转速采用范围看,抛头直径由,408M转速由,两者应配合,以获得要求的抛出速度。608/MINR因为本次的课题是在研究普通抛砂机的结构及优缺点的基础上，设计出一台抛头静止砂箱运动的自动抛砂机，并且在抛头部分加装一变速装置使之能够在型砂高度增加时抛头转速相应增大，以改善型砂紧实力随型砂高度增加而相对减小的情况。故在抛头部分的抛出速度选择上要求，抛出的最大速度可达，最低速度应大于。本次30/MS20/MS设计将抛头的转速分为3级，因此可选择、为抛头的三6INR7INR8INR级转速。312抛头尺寸计算此处省略NNNNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等请联系扣扣九七一九二零八零零另提供全套机械毕业设计下载该论文已经通过答辩321工作台尺寸设计由于砂箱尺寸为，根据以上设计要求，工作台的材料可选择灰铸铁1050HT150即可，尺寸要求为。321根据实际工作要求，工作台的往复匀速运动宜选用轨道滚动的方式来相应减小拉动工作台的力的大小，且工作台的行程为1000MM，工作台往复运动一周的时间为10S。322工作台与主轴箱间的连杆机构设计图31工作台传动示意图图32连杆运动轨迹（双点划线为极限位置）为实现往复匀速运动，本次课程设计借用牛头刨床的进给系统11，忽略牛头刨床进给与急回之间的速度差。材料选择直径25MM的45号钢为了设计机械的紧凑性，应将曲柄与摇杆的回转中心的距离适当选择的小一些，根据以往的设计经验，将两回转中心设计在同一条垂直线上，两者之间的距离可选择150MM，选择曲柄度为90MM，以实现方便计算的目的。由图2的连杆运动轨迹可知曲柄与摇杆垂直的两位置即为该运动机构的极限位置。工作台的行程为1000MM即机构下部的滑块的两极限位置之间的距离为1000MM。根据简单的勾股定理可得摇杆长度为。50L183M40设摇杆与滑块之间的连杆在极限位置时与水平面之间的夹角为30，连杆的长度为100MM。323强度校核1工作台受力分析根据铸造工艺基础12查得型砂密度为，忽略砂箱的厚度与铸件315/GCM的大小可知，砂箱的最大质量为；510570KM10根据工程材料13可查的灰铸铁HT150的密度为，忽略滚轮与连杆的质量可得工作台的质量为38G/CM7；故工作台与砂箱的总质量13025102512085MGK为。7893K由工程材料13查铸铁的滚动摩擦系数为。根据滚动摩擦力的计算公式，可求得滚轮与导轨之间的滚动摩擦力为GF059321046NF2工作台传动系统的受力分析取杆受力最大的极限位置进行分析，取连杆进行受力分析，忽略各连杆之间的重力与摩擦，A图33对连杆与滑块受力分析图，F46538COS30AON/538AFN对杆与杆之间的连接点进行受力分析得1图34杆与杆之间的连接点的受力分析图，/538AFN/1538621COS0AOFN则是作用在轴上的里与大小相等方向相反的反作用力。/1F1对摇杆的回转中心取矩得；求得的即为驱/IL6238452IMMIM动轴带动曲柄转动的转矩。由工作台连杆的简图可知，杆所受到的应力最大，故只要使杆满足应力要求，则其他的杆相应的都能满足应力要求。3疲劳强度计算查机械工程师手册15可得直径25MM的45号钢的硬度为217HBS，疲劳强度600MPA。由材料力学公式32可知322/IMLFAD故杆所收到的应力大小为故，杆的强度满足253/0560PA强度要求。33变速箱设计接工作台传动接抛头图35变速箱传动简图331选择电机1计算电机所需功率DP查机械设计实用手册第3页表17带传动效率0961每对轴承传动效率0992圆柱齿轮的传动效率0963直齿圆锥齿轮的传动效率0944联轴器的传动效率09935涡轮蜗杆的传动效率0806卷筒的传动效率0967说明电机至工作台之间的传动装置的总效率1234609609486A2计算推动工作台所需功率的大小由工作台往复运动一周的时间为10S，可求的主轴箱上向工作台输出动力的轴的转速为；上面已经求得的驱动轴带动曲柄转动的转矩，根据公式6/MINR523NIMM331433P954NM可以求得电机向工作台部分输出地总功率为；电动机需要提供给工作台的功率为MN5236P03KW949。80EA3计算抛头消耗的功率的大小抛砂机抛头的功率消耗，在于克服各种阻力，并给予砂团一定的能量。主要包括抛出砂团吸收能量所需功率，克服叶片弧板间摩擦阻力及克服旋转中空气阻力所需功率13。本次设计选择的生产率为，根据经验公式表31，可查得计算的总功率为312/MH，由于本次课程设计中加装了变速装置，故其功率应按照功率损失计算。298PKW表31国内外使用的经验数据表生产率（）3/MH计算总功率（）KW百分比（）一般使用的功率（）KW与计算值比（）经验数据的功率（）KW与计算值比（）12298100723455518615724100172351331842589610019213167187故，所以3215EP32321589390606EPKW4需要的总功率的大小需要的总功率即为推动工作台所需功率与抛头消耗的功率之和，由于推动工作台所需功率非常小，故计算总功率时可直接将抛头消耗的功率记为总功率的大小，即需要的总功率的大小为。4PKW5确定电机转速根据抛砂机需要的总功率为，查机械设计师手册14有4种适用的电动机4PKW型号，因此有4种传动方案如下表表32传动方案方案型号额定功率（）KW转速（）/MINR效率（）额定转矩重量（）KG1Y112M24289086222702Y112M4414408722813Y132M16496086201194Y160M1847208620145由于电动机不仅仅要驱动抛头转动，还要驱动工作台的运动，故电机的转速应尽量选得小一点来满足传动比的需要。故根据最大转速为可以选择方案3取到的最80/MINR小电机转速为。960/MINR6确定抛头传动装置的总传动比和分配传动比三级传动的总传动比依次为，196028NI总2960137NI总39601NI总分配传动比取带传动的传动比为I带取第二级上的传动比为21故第一级上的三个传动比依次为，1I124I13I7计算传动装置的运动和动力参数将传动装置由带轮到连接抛头的轴依次记为轴、轴、轴，01234依次是电机与轴，轴与轴，轴与轴，轴与抛头之间的传动效率。各轴转速轴；轴，；180/MINNR2180/MINR270/INR2360/MINR轴，3327/IR36各轴的输入功率轴；轴；轴；抛头184PKW25PKW347PKW431PKW各轴输入转矩电机；轴；轴37TNM148TNM，；轴，2145292353142TNM，。338表33运动和动力参数表轴名轴轴参数电动机轴一级二级三级一级二级三级抛头转速R/MIN970800800700600800700600601转矩NM3784584435749858141424734581功率KW4384365347341效率0960990950983332V带和带轮的设计1确定V带型号查机械设计16表87得则。根据1AK14CAAPKKW,由机械设计图81116，选择A型V带，取，4CAPKW960/MINR132DM查机械设计表8816取121230981523NDM。2160DM2验算带速V带速在范围内，故带速合适。，1329607/DNMS530/MS3取V带基准长度和中心距DLA初步选取中心距由于即，12120DDA4584AM，取。012553648AM0438M由式34得34000211224DDLAA查机械设计表8216取。0135DLMDM由式35计算实际中心距35002DLA故，470AMAX0351DMIN1549DALM因此中心距的变化范围为。494验算小带轮包角，所以主动轮上包角211160328057385716204DA合适。5求V带根数Z由式36得3600LCAPZK计算得。故取V带的根数为3根。2736计算单根V带的初拉力的最小值查机械设计表8316得0MINF01/QKGM20IN52130CAPKFQVNZV应使带实际初拉力则有作用在轴上压力为。0MIN02SIN78PFZN333传动部分第一级齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1选用直齿圆柱齿轮传动2设备为一般工工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）3材料选择。由机械设计表10116选小齿轮材为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度度为280HBS，而这材料硬度差为40HBS。4初步选择三级小齿轮齿数均为，则三级大齿轮齿数依次为为1213Z4,211212ZI4,ZI7368I9232按齿面接触强度进行设计齿面接触强度计算公式37372131TKTD2DUHEZ3计算1试算小齿轮分度圆直径D1T由计算公式得1121306,0,0TTTMDDM2计算圆周速度由公式3838160TDNV计算可得12345/,4/,49/VMSSMS3计算齿宽B及模数由公式39,310,311得391DTB3101TTMZ31125TH计算可得1234,064,0BBB12345,17TTTMM12396,975,98HMHM4计算载荷系数K取，根据，7级精度，查机械设计A1234/,4/,419/VSVSVMS图10816得，查机械设计表104得12305VVHFK，查机械设计图101316得。123HHK123107FFK故载荷系数1205423AVHK5按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径33311213076,10TTTTTTKKDMDMDM6计算模数M131124,4,42DZZZ4按齿根弯曲强度设计，由公式312312123FASYKTDZ计算可得12367,6,64MM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取三组齿轮的模数为分别为，可满足弯曲强度。为满123M足接触疲劳强度，按接触强度算得小齿轮的分度圆直径分别为，10726D，算出小齿轮齿数；大12043D130DM13126,5,4DZZZM齿轮齿数212236,1450,4ZZ5几何尺寸计算1计算大、小齿轮的分度圆直径112132208,05,0,8DZMDZMDZM2计算中心距132121208,5,0DDDAAA因为该三组齿轮要安装在同一对轴上，故中心距应该相同，因此，调节中心距得，则12315AM；12125,38DMZ；20,0,40313212969Z3计算齿轮宽度，圆整后取。11028DBM120BM，圆整后取。251，圆整后取。13134D126结构设计及绘制齿轮零件（见图纸）334传动部分第二级齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1选用直齿圆柱齿轮传动2设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）3材料选择。由表10116选小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HB，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HB，二者材料硬度差为40HB。4选小齿轮齿数，大齿轮。124Z214Z2按齿面接触强度设计齿面接触强度计算公式37可得试算小齿轮分度圆直径由计算公式得1TD3215810892544TM计算圆周速度由公式38可得37/601VMS计算齿宽及模数BTM由公式39,310,311可得，354BM368T25,82,1067THMH计算载荷系数，取，根据，7级精度，由机械设计图10816KA/VS查得动载系数；由机械设计表10416查得由图101316查得V1426HK；由表查得。故载荷系数124FK1HK108307AVHK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径33176851TTDM计算模数M167324DMZ3按齿根弯曲强度设计由公式312计算得3216850193824M对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得25M的分度圆直径，由，则，此时符合要求1867D1867325DZM2136Z3几何尺寸计算计算大、小齿轮的分度圆直径12362590,362590DZDZM计算中心距12A计算齿轮宽度，取。145DBM1245BM4绘制零件图（见图纸）。335轴上的蜗轮蜗杆设计在本次课程设计中，已知蜗杆的转速为输入功率为，要求涡轮80/MINR1384PKW蜗杆的传动比。80I1选择蜗杆传动类型根据GB/100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）2选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆选用45钢；因希望效率高些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCUSN10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3按齿面接触疲劳强度进行设计根据蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式313，传动中心距313232EZAKT1确定作用在涡轮上的转矩2按，估取效率，则1Z408662221951095093760PTNMNNI2确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数；由机械设计表11516选1K取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数，则15A105VK502AVK3确定弹性影响系数EZ因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故1260EZMPA4确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，从图111816中可查得1DA1D。35Z5确定需用接触应力H根据涡轮材料为铸锡磷青铜ZCUSN10P1，金属模铸造，螺杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表11716中查得涡轮的基本许用应力。MPAH268应力循环次数280601710HNJNL寿命系数78642HK则/10687925NHMPA6计算中心距由公式313可得232971456AM取中心距，因，故从表11216中取模数，蜗杆分度圆直径25M80I5。这时，从图111816中可查得接触系数，因为，因150D1DA3PTZZ此以上计算结果可用。4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1蜗杆轴向齿局；157APM直径系数；0DQ齿顶圆直径；121560AAHM顶隙；05CM齿根圆直径；1238FADC分度圆导程角1RTN57OZD蜗杆轴向齿厚82ASM2蜗轮蜗轮齿数；280Z验算传动比，这时的传动比误差为，是允许的。2180ZI80蜗轮分度圆直径；25804DMZM位系数20X蜗轮齿顶高；21AAHX蜗轮喉圆直径；2052DHM蜗轮齿根高；26FAMXC蜗轮齿根圆直径；193FF蜗轮咽喉母半径221575GARDM5校核齿根弯曲疲劳强度314FFAFYMDKT213当量齿数23084COS57VZ根据，从图111916中可查得齿形系数。20X24V2FAY螺旋角系数019Y许用弯曲应力FNFK从表118中查得由ZCUSN10P1制造的涡轮的基本许用弯曲应力。/70FMPA寿命系数69108372FN521MPA1537604304FPA弯曲强度是满足的。6验算效率315VTAN6905已知；与相对滑动速度有关。571OVVFARCTNSV1508210/60OS61CO7SDM从表111816中用差值法差得；代入式中得，大于原估32,9VVF814计值，因此不用重算。7精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为F，标注为8FGB/T100891988。为了保证传动平稳性需要检测蜗杆轴向齿距偏差，蜗杆轴向齿距累积误差；蜗轮PXPXLF径向综合误差。查表1636得蜗杆轴向齿距偏差、蜗杆轴向齿距积累误IFMF14差、蜗轮径向综合误差。MFPXL25FI718绘制工作图（见图纸）336标准直齿锥齿轮设计1材料选择，热处理方法定精度等级大、小齿轮材料均为20CR，渗碳、淬火，硬度均为5662HRC；由机械设计图102116查得,采用6级精度，即6CGB11365，齿面粗糙度LIMLIM15040HFMPAPA。128AR2初步设计图36直齿锥齿轮示意图选用直齿锥齿轮，按接触强度公式316进行初步设计，即3161312296505MRHKTDCU初步计算结果为103几何尺寸计算齿数取，12Z12UZ分锥角；ARCTN45145O模数，取196DMZ0M分度圆直径；12210DZM齿宽中点分度圆直径1578MR20578MRD外锥距；145SIND中锥距026MRM齿宽取45RB45B齿顶高；11AHX210AH齿根高；112FHMX21FHM顶圆直径；1COS4AADH22SA分度圆齿厚111TAN57TSMXM4校核接触强度强度条件H计算接触应力31721MTHEKAVHEHFUZKDB则13675MPA许用接触应力318LIMHXLVRZS则13486HPA结论满足接触强度。5齿根弯曲强度校核强度条件F由式319计算尺根应力319MTFAVFFASKENKYB则12653250318781620794FMPA211964ASFYPA许用接触应力，查机械设计实用手册15可得，6358FPA1F满足齿根接触强度。2F6锥齿轮工作图（见图纸）337不完全齿轮设计已知输入功率为，小齿轮的转速为，齿数比为1248PKW10/MINR2U首先按照完全齿轮设计，计算出齿轮的各项参数1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1选用直齿圆柱齿轮传动2设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）3材料选择。由表10116选小齿轮材料为20CR2NI4（调质），硬度为350HB，大齿轮为12CR2NI4（调质），硬度为320HB，二者材料硬度差为30HB。4选小齿轮齿数，大齿轮。124Z248Z2按齿面接触强度设计1齿面接触强度计算公式37可得小齿轮分度圆直径1TD4035TM2根据公式38计算圆周速度140358/6VS3根据公式39,310,311计算齿宽及模数得BTM，128DTBM1403582TTDZ25136THM4计算载荷系数，取，根据，7级精度，由机械设计图10816KA/VS查得动载系数；由机械设计表10416查得由图101316查得10V1307HK；由表16查得。故载荷系数127FK1HFK0AVHK5按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式16得3311740546TTDM6计算模数M165824Z3按齿根弯曲强度设计，由公式312计算可得43M对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得5M的分度圆直径，由，则，此时符合要求1406D1406295DZ258Z4几何尺寸计算1计算大、小齿轮的分度圆直径1245,90DZMDZM2计算中心距127A3计算齿轮宽度，取。12DBM120BM间歇设计将主动齿轮上只保留一个轮齿，其他轮齿全部去除。去除部分保留齿根圆，并且在从动齿轮轮齿顶部加工出与主动齿轮齿根圆相配合的圆弧，从而起到防止从动齿轮游动的情况17，具体结构如图所示。图37不完全小齿轮338轴（输出轴）的设计计算1作用在齿轮上的力312TAN967,70489,2061COSCOSTTRNTFFNFNND2初步确定轴的最小直径，估算轴最小直径，轴材料为45钢（调质），查表16得，根据公式320可得012AMIN143203IN0PDA输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选轴的直径与联DD轴器的孔径相适应，故需选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查机械设计表14116，考虑到转矩变化很小，3CAATK故取，则13AK158073NM按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T50142003，选用CAHL6型弹性圆柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，联轴24DM器的长度，联轴器与轴孔配合的长度56LM150LM3轴的结构设计1轴上零件的装配方案图38轴的结构与装配2据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。联轴器与轴配30DMD35M合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故15L段的长度应比略短一些，现取。L48M初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中选择61907，其尺寸为30DM，故；而。DB5135D10LM左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查机械设计使用手册15得61907型轴承的定位轴肩高度，因此取。H067M取安装齿轮处的轴端的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定40D位。已知齿轮轮廓的宽度为，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮45廓宽度，故取。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，L3MH07DH3M则轴环处的直径。轴环宽度，取。46DMB14HL5M轴承盖地总宽度为。根据轴承端盖的装拆方便及便于对轴承添加润滑脂的要求，50取端盖外面与联轴器的右端面的长度距离为，故取。L0L60取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，A16应距离箱体内壁一段距离S，取，已知深沟球轴承宽度为，则S8M1TM108634,402176LL至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表34轴段尺寸表直径24303537464035长度486010176543343轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计表640DM116查得平键截面，键槽采用键槽铣刀加工，长为，同时保证了128BHM36齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为；同样，联轴器与轴的7HN连接，选用平键，联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定87366K位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为M6。4确定轴上的圆角和倒角取轴端倒角为。145O4求轴上的载荷FTFNH1FNH2FRFNV1FNV2MHMHMVMV1MV2MTT图39受力分析图首先根据轴的结构图做出州的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从机械设计实用手册15中查取A值。对于61907型深沟球轴承，。因此，作为简支梁的轴5AM承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。23517628LM计算出危险截面的,记录与表中。,HVM表35力矩表载荷水平面H垂直面V支反力；14376NF29H；1592NF467V弯矩5MM；183MM29VN总弯矩2983748扭矩510T根据选定材料45钢，调质处理，查表得取06，由公式321计16MPA算轴的计算应力为，所以安全。6490CAMPA32122CATW339轴（中间轴）的设计计算1初步确定轴的最小直径根据公式320可得2045DM2求作用在齿轮上的受力22112MIN0759,9367,TAN3916,TAN7049TTRRTTFNFNFNFNDD3轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案图310轴的结构与装配2根据轴向定位的要求确定轴的各段尺寸参照工作要求并根据，由轴承产品目录中选择61906，其尺寸为MIN2045D，故；右端滚动轴承采用轴肩进行轴向DDB3047930DM定位。查机械设计使用手册15得61906型轴承的定位轴肩高度，因此取H06M。2已知箱体厚度为，取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，50MA16在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离S，取，已知深沟球轴承宽度为S8，则；9T1L8164027LM已知，取安装齿轮处的轴端的直径；齿轮的右端与右30D3D轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮廓的宽度为，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，5此轴段应略短于轮廓宽度，故取。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度L43，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取H07DH3M9DMB14H。L5表36轴段尺寸表直径3032393330长度10176543343轴上零件的周向定位二级齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由机械设计表6116查3DM得平键截面，键槽采用键槽铣刀加工，长为，同时保证了齿轮与108BHM6轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为；一级齿轮与轴的连接采用滑7HN键连接，选用滑键，齿轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定156H6位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为M6。4确定轴上的圆角和倒角取轴端倒角为。145O4按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。FT1FT2FNH1NH2NH1FR1FR2NH1MMVMTMH1H2MV2MM图311受力分析图首先根据轴的结构图做出州的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从机械设计实用手册15中查取A值。对于61907型深沟球轴承，。因此，作为简支梁的轴5AM承跨距且高速级速度可调，即齿轮组可以再轴上移动，当齿轮组只能停留在最左，中间和最右三个位置，对这三个位置分别分析1当齿轮组在最左边时此时,。根据15861039LM365L21695M轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。计算出危险截面的,记录与表中。,HVM表37力矩表载荷水平面H垂直面V支反力；19362NF80H；15738NF26V弯矩，145MM29HN；19MM2853VN总弯矩，21465837962205149M扭矩0TN2当齿轮组在最右边时此时,。根据轴253LM36L16的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。计算出危险截面的,记录与表中。,HVM表38力矩表载荷水平面H垂直面V支反力；104582NF296H；1895NF276V弯矩，137MM0HN；103MM284VN总弯矩，213737635220918408M扭矩5810TNM3当齿轮组在中间时此时,。根据轴的2563L6L195计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。计算出危险截面的,记录与表中。,HVM表39力矩表载荷水平面H垂直面V支反力；12879NF53H；1734NF265V弯矩，10MM47HN；1MM2439VN总弯矩，2190567224739146038M扭矩80TN根据选定材料45钢，调质处理，查表得，取06，选取最大的总16MPA弯矩，根据公式321轴的计算应力为，所16735MNM14760CPAM以安全。3310轴输入轴的设计计算1作用在齿轮上的力12121TANTAN28734,836,3178,6738COSCOSTTRRTTFNFNFNFNDD2TAN5OA2初步确定轴的最小直径估算轴最小直径，轴材料为45钢（调质），查表16得，根据公式320可得012A189DM3轴的结构设计1确定轴上零件的装配方案图312轴的结构与装配2根据轴向定位的要求确定轴的各段尺寸为了满足带轮的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径。带轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上25DM148LM而不压在轴的端面上，故段的长度应比略短一些，现取。L45M初步选择滚动轴承。因为轴承承受轴向力和径向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中选择32905，其尺寸为25DM，故。DD2541T25DM左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查机械设计使用手册15得32905型轴承的定位轴肩高度，因此取。H33取安装齿轮处的轴端的直径；齿轮的左端与右轴承之间采用套筒定28D位。已知三个齿轮轮廓及间隙的总宽度为，为了使套筒端面可靠地压紧齿