榫槽成形半自动切削机说明书

1、机械设计综合课程设计机械设计课程设计计算说明书设计题目梯槽成形半自动切削机院班设计者指导老师2012年6月1日北京航空航天大学机械设计综合课程设计、乙刖百这次课程设计是机械制造与自动化的一个十分重要的学习环节，是对三年以来所学的机械方面的知识进行了一次全面的检查、巩固和提高。这次课程设计是应用所学基础理论、专业知识与技能去分析和解决生产实际问题的一次综合训练。把所学的知识能够综合运用到实际零件的加工当中。通过这次设计使我们巩固了所学的知识理论，加深了印象，使我们能够运用所学到的专业知识解决一些具体的问题。此次课程设计涉及的知识面有机械制图、公差配合、机械设计基础、机械工艺等专业知识、CAXA等

2、基础知识。通过这次课程设计我发现了自己还有许多知识没有掌握牢固，还需要继续坚持不懈的努力与学习。但更多的感触是通过这次毕业设计使我提高、巩固、扩大了自己所学到的理论知识与技能，提高自己设计计算、制图、编写技术文件的能力，学会正确使用技术资料、标准手册等工具书，并在这次设计中培养了我们对机械设计的独立工作能力、初步树立了正确的实际思想，掌握了一定的机械加工设计方法步骤和思路为以后的学习与设计工作打下了良好的基础。2目录绪论11-1设计题目112原始数据及设计要求113设计任务2第一章机构运动简图设计与选择311方案设计31-2方案的运动分析4第二章电动机的选择72-1电动机容量的选择72- 2电

3、动机转速的选择8第三章传动比的分配及动力参数93-1棒槽切削机的总传动比分配93- 2各项动力参数计算9第四章减速器传动零件的设计计算124-1第一级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算124-2第二级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算19第五章轴的设计275 1高速轴结构设计及其计算校核276 2中间轴结构设计及其计算校核335-3低速轴结构设计及其计算校核39第六章滚动轴承的选择与校核446 1高速轴轴承6205寿命校核457 2中间轴轴承6206寿命校核466-3低速轴轴承6208寿命校核47第七章键的选择与校核487 1高速轴上键的选择与校核487 2中间轴的键的选择与校核498 3低速轴的键的选择与校

4、核50第八章箱体和附件的设计518-1联轴器的选择519 2箱体各尺寸设计5210 3减速器附件设计53第九章设计心得体会58参考文献60机械设计综合课程设计绪论11设计题目设计榨槽成型半自动切削机。切削机的组成框图如下图所示原动机传动系统椎槽切削机执行系统该机器为木工机械，其功能是将木质长方形块切削出榨槽，具执行系统工作过程如下图所示。先由构件2压紧工作台上的工件，接着端面铳刀3将工件的右端面切平，然后构件2松开工件，推杆4推动工件向左直线移动，通过固定的桦槽刀，在工件上的全长上开出神槽。12原始数据及设计要求原始数据见下表（单位：mm：XYHLL2L3L4L5L6L750220107030

5、7030201820设计要求及任务：推杆在推动工件切削榨槽过程中，要求工件作近似等速运动。共加工5台，室内工作，载荷有轻微冲击，原动机为三相交流电动机，使用期限为10年,每年工作300天，每天工作16小时，每半年作一次保养，大修期为3年。其他设计参数如下1:工作载荷为3500N,端面载荷2200N,工作效率50件/分13设计任务1) .设计机构系统总体运动方案，画出系统运动简图，完成系统运动方案论证报告2) .完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。3) .设计主要零件，完成2张零件工作图。4) .完成设计说明书一份。第12页第一章机构运动简图设计与选择11方案设计a

6、.说明1 .通过两个凸轮分别控制工件压紧和推杆的工作，再用一曲柄滑块机构（长杆109mm,短杆42.3mm）控制刀的切削2 .一个周期开始时，工件被压紧，进行切削；完全切削完之后工件被松开，之后推杆推动工件；得到榨槽后推杆退出，刀具上升；进入下一个周期3 .由题意知周期为2sb.优缺点优点：由于整个机构大部分为连杆机构，结构较为紧凑，工艺性好，能实现机构所要求的所有动作。通过连杆机构可以实现急回特性，可以实现推杆的快速返回，且传递的载荷允许值较大。缺点：整个执行机构需要同时匹配三个运动，且三个运动之间有时间先后关系，行程匹配难度较大。推杆机构是切削的主要部件，要求切削过程中速度平稳，近似为匀速

7、运动，而连杆机构工作不能保证速度的恒定。同时推杆作为主要工作部件没有过载保护。12方案的运动分析a压紧和端面切削部分曲柄滑块机构（长杆109mm,短杆42.3mm）b推杆运动部分c运动分析推杆行程S4至少为L+L2+L5=12Q可选用120。推动工件时力较大，速度需慢一点,所以设计推进时间为1s,退出时间为0.5s,等待时间为0.5so压紧凸轮压紧时间为0.25s,即可保证整个切削过程都压紧了，在推杆推进时又已经松开。d凸轮轮廓设计推杆凸轮行程图140120伊程行10080604020000,511.52时间t/s压紧凸轮行程图伊程行e根据凸轮行程图可作出凸轮轮廓线（采用作图法）推杆凸轮压紧凸

8、轮第二章电动机的选择Y系列全封闭自扇冷式笼型二相异步电动机具有效率高、性能好、振动小等优点。适用于空气中不含易燃、易爆或腐蚀性气体的场所或无特殊要求的机械上。21电动机容量的选择由工作情况:可知，工作轴每转动一周，桦槽切削刀就切木块一次，同时推杆推动工件一次，而根据生产效率为每分钟50件，故每生产一件产品需要1.2秒。又由设计凸轮的形状，凸轮在一周的半圈里工作，另半圈处于近休位置，最大功率即为推杆推动工件时的功率。根据已知条件由计算得知工作机所需后效功率设：V带效率刀1=0.96轴承的传动效率（一对）刀2=0.99闭式齿轮传动效率43=0.97移动副效率44=0.99凸轮效率45=0.9传动系

9、统的总效率为n=0.962父0.994父0.972M0.99父0.9=0.742所需电动机的功率为cFv35000.12八Pd=0.568kw10001000M0.742由电动机的最小输出功率要求，查表可选择Y系列二相异步电动机且满足Ped>Pd的条件，电动机额定功率Ped应取0.75KW。n=0.742v=0.12m/sF=3500NPd=0.568kwPed=0.75kw22电动机转速的选择根据桦槽切削机的主轴转速(30r/min),按照理想情况，输出轴每转动一周榨槽切刀就切削木块一次，进行一次榨槽切削动作，以此为依据可知，桦槽切削机输出轴的转速应该等于切削机的切削机的工作效率，即榨

10、槽切削机输出轴的转速为nw=30r/min按要求选取同步转速为910r/min的电动机，对应于额定功率为0.75kw的电动机型号应为Y90S6型Y90S6型电机电动机型号额定 功率 (kw)同步转速(r/min)满载 转速 (r/min)总传动比Y90S60.75100091030.3表21电动机性能查看电动机表可知此电动机的中心高为H=90mm,转轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=24mm和nw = 30r/minH=90mmD=24mmE=50mmE=50mm。第三章传动比的分配及动力参数31桦梢切削机的总传动比分配(1)总传动比为nm910oia30.3nw30(2)分配传

11、动装置各级传动比取V带的传动比岛=3,则减速器的传动比i为ia30.3i=10.1i0i3取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i12=J1.4i=J1.4M0.1=3.76则低速级传动比i10.1ci23=2.69$3.7632各项动力参数计算0轴(电动机轴)P0=Pd=0.75kwn0=nm=910r/minPo0.75T=95500=9550乂Nm=7.8Nmn0910ia=30.3ai=10.1i12=3.76i23=2.69巳=0.75kwn0=910r/minT=7.8Nm1轴（高速轴）P=P0=0.75kwM0.96=0.72kwn0910n1=r/min=303.3r/mini0i

12、3P0.72T1=9550=9550MNm=22.67Nmni303.32轴（中间轴）P2=已刈2"3=0.69kwn1303.3n2=r/min=80.66r/mini123.76T2=9550PL=9550m_09Nm=81.69Nmn280.663轴（低速轴）R=*"3=0.66kwn280.66n3=r/min=29.98r/mini232.69艮0.66T3=9550-3=9550MNm=210.24Nm%29.98P=0.72kwn1=303.3r/minT1=22.67NmP2=0.69kwn2=80.66r/minT2=81.69NmF3=0.66kwn3=

13、29.98r/minT3=210.24Nm机械设计综合课程设计表31传动系统的总参数轴名电动机轴1轴2轴3轴功率P/kw输入0.720.690.66输出0.6420.710.680.65转矩T/Nm输入22.6781.69210.24输出7.822.3780.87208.14转速n/(r/min)910303.380.6629.98传动比i33.762.691效率予0.960.960.98第ii页机械设计综合课程设计第四章减速器传动零件的设计计算4一1第一级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1.1.选择配对齿轮的精度等级、材料、齿数初选及螺旋角初定a）榨槽切削机为一般的工作机器，速度不高，冲击振动不大

14、，而且所加工的零件为硬度并不高的木料，故可选择齿轮精度为7级或8级，在此设计计算中选择8级。b）材料：齿轮在工作是受到的是交变作用力，要求齿轮的材质为里韧外硬，一般制造齿轮的材料为调质钢或渗碳钢，在此设计计算中选择调质钢。同时由于小齿轮直接与轴作为一体，所以小齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为260HBS）,大齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为240HBS）,两者硬度相差20HBS。c）标准齿轮的最少齿数为17,齿轮的模数选择第一系列，两啮合齿轮齿数互质，螺旋角范围8至25°,小齿轮的宽度比大齿轮的竟度大5至10mm。1.2齿轮参数设计计算a）选择材料和精度等级考虑主动齿轮的

15、转速不是很高,传动尺寸未严格限制，批量较小，小齿轮选用45钢，调质处理硬度为HB=241-286,平均取为260HB大齿轮选用45钢，调质处理，硬度HB=229-286，平均取为240HB同侧齿面精度选8级精度。b）初步估算小齿轮的直径由附录B中的B1,查得Kt=1.4,Ad=7568级精度45钢大齿轮240HBS小齿轮260HBsKt=1.4Ad=756第61页i：2uu1计算小齿轮传递的转矩T1 = 22.67N mPT1=95501=22.67Nm1二 HP由表214可选取齿宽系数中d=1,初步计算许用接触应力由图224查得接触疲劳强度极限（失效概率为1%。则初步有二 he =710Mp

16、a,二川而2 = 580MpaCTHP1CTHP20.90 Hlim1 = 0.9 710Mpa = 639Mpa0.91Hlim2 = 0.9 580Mpa = 522MpaH limlH lim2HP1HP 2=710Mpa=580Mpa=639Mpa=522Mpa试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得d1 - 756 31.4 22.67 3.76 121.2 52223.76mm = 37.58mmd1 = 40mm初取小齿轮的分度圆直径为d二40mmc）确定基本参数计算小齿轮圆周速度和校核精度等级v = 0.635 m / sv=d1n=0.635m/s601000查表21,取8级精

17、度合理z1 = 31z2 = 117初取齿数为z1=31,z2uizi=116.56Z2取为117确定模数m t = d 1 / z1 =1.29 mmm t = 1 .29 mm查表24,取 m=1.25确定螺旋角= 14.31:=14.31d1 = 40mmd2 = 151mmb = 48mmmn1.25=arccosarccosmt1.29小齿轮的直径为d1=mt4=1.2931=40mm大齿轮的直径为d2=mtz2=1.29117=151mm初步取齿宽为b=dd1=1.240=48mm校核传动误差，齿数未作圆整，传动比不变d）校核齿面接触疲劳强度由式25人=ZhZeZ；ZKaKvKhK

18、Ftu-1H：-d1bu校核齿面解除疲劳强度d-1计算齿面接触应力0H节点区域系数Zh由图217查取，非变位斜齿轮Zh=2.42弹性系数Ze由表215查得，Ze=189.8.N/mm2重合性系数Ze的计算公式由断面重合度与和纵向重合度部确定。其中端面重合度为1，,、，,、；=2：Z1（tan：at1-tan：t）Z2（tan：at2-tan：t）由表25可得二t=arctantan二ncos:=arctantan20”；=20.587cos14.31）Zh=2.42Ze=189.8、N/mm2-t=20.587a一at1db1=arccosb1=arccosda1=arccosa.at2d二a

19、rccosd=arccos由于无变位,=1.68纵向重合度为d1cos«td1+2ha1>40cos20.5874021.25b2c=arccosa2=28.228d2cos«td2二2ha2151cos20.58715121.25端面啮合角-t'=at1=28.228=22.943=%=20.587©,因此端面重合度为bsin：48sin14.31八.=3.02m-1.25螺旋角系数Z:=cos:=cos14.31=0.98使用系数Ka由表27查得Ka=1.50,动载荷系数Kv由表2一6查得KV=1.10齿间载荷分配系数KH查表28。其中222.6

20、7Ft=2Tl/d1=1000=1133.5Nt1140kA%b1.51133.548=35.42N/mm100N/mmkH：=kF：.=二/cos2=1.68/0.9722=1.78cos：b=cos:cos二n/cos二tcos20=cos14.31:0.972cos20.587:二二22.943;t'=1t=20,587:=1.68：=3.02Z.=0.77Z：=0.98Ka=1.50Kv=1.10Ft=1133,5NkH：.=1.78cos%=0.972齿向载荷分布系数KHp查表29,其中非对称支承，调质齿轮的精度为8级精度K h ： = 1 .4044b2Khb=A+B2+C

21、10-3bId1j23=1.170.161.20.6110-40=1.4044齿面接触应力为,H =ZhZeZ 4KaKvKh Kh：Ft u 1d1b u638 MPaH=638MPad-2计算许用接触应力二 HP由式216HP二hmZntZlZvZrZwZxSHlim其中接触强度寿命系数Znt由图2-27查得计算的应力循环次数为N1=60jn1Ln=601303(1035512)=7.74108N2N1=2.05108i由图可以选择Znt1=1.06,Znt2=17齿面工作硬化系数ZW1为Zw2=1.2-HB2-130.240-1302=1.211=7.7410N

22、2=2.05108Znt1-1.06Znt2=1.17Zwi=Zw2=1.14Zxi = Zx2 = 1.0z = z 二z 乙L1 乙L2 乙R1=z = z 乙R2 乙v1=z - 1乙v2接触强度尺寸ZX由表218查得ZX1=ZX2=1.0润滑油膜影响系数为Zl1=Zl2=Zr1=Zr2=Zv1=Zv2=1接触最小安全系数SHlim查表217（一股可靠性），5Hlim=1.05,许用接触应力为710406父1父1父1父1.14x1<ThP1=MPa-817MPa1.05580X1.17X1x1X1X1.14X1HP2"-MPa=736MPa1 .05d-3验算aH=638

23、<6HP(取。HP1和仃HP2中的较小者进行比较)，接触疲劳强度较为合适，齿轮无需进行调整。e)确止主要的传动尺寸中心距为d1+d240+151a=mm=95.5mm2 2进行中心距圆整，取a=95mm由公式2=亿工)品2cos0可求得精确的螺旋角P为a=arccosn(12-15.51合理2a端面模数mt=mn/cosB=1.30mm小齿轮直径d1=(mn/cos口)z1=40.200mm大四轮直径d2=(mn/cosP)z2=151.780mm四九b=48mmb1=54mmb2=48mm小齿轮当量齿数zv1=z1/cos3P=35大的轮当里的数zv2=z2/cosP=131f)齿根完

24、全疲劳强度验算由式211%=KAKvKFpKFa-FYFaYsaYYP、pbmnSHlim=1.05仃HP1=817MPa仃HP2=736MPaa=95mmP=15.51°mt=1.30mmd1=40.200mmd2=151.780mmb1=54mmb2=48mmzv1=35zv2=131进行齿根弯曲疲劳强度校核f-1计算齿根弯曲应力使用系数Ka、动载荷系数Kv和齿间载荷非配系数Kf仪同疲劳接触强度Ka=1.5,Kv=1.10,Kf=1.763。AVFCf.齿向载荷分布系数KFp由图29查得KFp=1.56,其中：b/h=48/(2.25父1.25)=17.1齿形系数由图220(非变

25、位)查得，YFa1=2.64,YFa2=2.18；应力修正系数Ysa由图221查得，YSa1=1.61,YSa2=1.82重合度系数Y为、,cc一0.75一0.75_Y=0.25+=0.25+2鼻=0.67力J/cos%螺旋角系数Yp由图222查得，Yp=0.84齿根弯曲应力为F-fi-KaKvKfPKftYFa1YSa2Y*Yp=210.80MPabCn仃=仃YFYa2=204.92MPaYFa1YSa1f-2计算许用弯曲应力0FP由式217计算许用弯曲应力：K_仃FlimYSTYNTY/relTYRrelTYXkJFPS°Fmin实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限仃Flim由图230查得

26、iim1=300MPa,，im2=270MPa。弯曲强度戢小安全系数SFmin由表217查得，SFmin-1.25oKa-1.5Kv=1.10KFot=1.763Kfp=1.56YFa1=2.64YFa2=2.18Ysa1=1.61Ysa2=1.82Y00.67Yp=0.84仃F1=21Q80MPf1a仃F2=204.92MPf2a仃Flim1=300MPa-Fiim2=270MPa弯曲强度尺寸系数YX由图233查得H1=YX2=1。弯曲强度寿命系数Ynt,由图232查得（应力循环次数同接触疲劳强度校核），查得YNT1=0.86,YNT2=0.89应力修正系数YST1=YST2=2相对齿根圆角

27、敏感及表面状况系数为Y'VrelTIYY'VrelT2RrelTIY1'RrelT2许用齿根弯曲应力为crFP130020.86111_412.8MPa1.2527020.89111CTFP21.25=384.5MPaYxi=Yx2=1Ynti=0.86Ysti=Yst2=2Y/relT1=Y/relT2=YlRrelT1=YlRrelT2=1二FP1=412.8MPa二FP2=384.5MPaf-3弯曲疲劳强度校核CTFP 1FP 2二F1=210.80MPa二F2=204.92MPa弯曲疲劳强度校核合格g）静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核4一2第二级斜齿

28、圆柱齿轮传动的设计计算1.1.选择配对齿轮的精度等级、材料、齿数初选及螺旋角初定a）榨槽切削机为一般的工作机器，速度不高，冲击振动不大，而且所加工的零件为硬度并不高的木料，故可选择齿轮精度为7级或8级，在此设计计算中选择8级。b）材料：齿轮在工作是受到的是交变作用力，要求齿轮的材质为里韧外硬，一般制造齿轮的材料为调质钢或渗碳钢，在此设计计算中选择调质钢。同时由于小齿轮直接与轴作为一体，所以小齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为260HBS）,大齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为240HBS）,两者硬度相差20HBS。c）标准齿轮的最少齿数为17,齿轮的模数选择第一系列，两啮合齿轮齿数互质

29、，螺旋角范围8至25°,小齿轮的宽度比大齿轮的宽度大5至10mm。1.2齿轮参数设计计算a）选择材料和精度等级考虑主动齿轮的转速不是很高，传动尺寸未严格限制，批量较小，小齿轮选用45钢，调质处理硬度为HB=241-286,平均取为260HB大齿轮选用45钢，调质处理，硬度HB=229-286，平均取为240HB同侧齿面精度选8级精度。8级精度45钢大齿轮240HBS小齿轮260HBSb）初步估算小齿轮的直径Kt = 1.4Ad = 756由附录B中的B1,查得Kt=1.4,Ad=756计算小齿轮传递的转矩T1 = 9550且=81.69N m1T1 = 81.69N m由表214可选

30、取齿宽系数中d=1,初步计算许用接触应力0Hp由图224查得接触疲劳强度极限（失效概率为1%。则初步有二 he =710Mpa,二川而2 = 580MpaCTHP1CTHP20.90 Hlim1 = 0.9 710Mpa = 639Mpa0.90 Hlim2 = 0.9 580Mpa = 522MpaHM =710MpaHlim2 = 580MpaHP1 = 639MpaHP2 = 522Mpa试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得di7561.481.692.69121.252222.69mm=59.18mmd1=60mm初取小齿轮的分度圆直径为d60mmc）确定基本参数计算小齿轮圆周速度和

31、校核精度等级-d1n1v 二60 1000二 60 80.6660 1000m/s = 0.253m/sv = 0.253m/sZ1 = 38Z2 = 103mt = 1.579 mmmn = 1 .5mm= 18.20d1 = 60mmd2-162637mmb = 72mm查表21,取8级精度合理初取齿数为4=38,Z2=iz1=102.22Z2取为103确定模数mt=d1/Z1=1.579mm查表24,取m=1.5确定螺旋角B为a=arccosmn=arccos125=18.20口mt1.29小齿轮的直径为d1=mtz1=1.57938=60mm大齿轮的直径为d2=mtz2=1.57910

32、3=162.637mm初步取齿宽为b=dd1=1.260=72mm校核传动误差，齿数未作圆整，传动比不变d）校核齿面接触疲劳强度由式25；h=ZhZeZZ：KaKvKh：Kh：Ftu-1d1bu一C-HP校核齿面解除疲劳强度d-1计算齿面接触应力0H节点区域系数Zh由图217查取，非变位斜齿轮ZH=2.42弹性系数Ze由表215查得，ZE=189.8JN7mm重合性系数Z&的计算公式由断面重合度7和纵向重合度部确定。其中端面重合度为1、r24tan："tan：t）马回、2-。：方由表25可得1t=arctan'tan£J<cosP/二arctantan

33、20ccci；=20.96口cos14.31)Ofat1=arccos'=arccosda1d1cos«t'd1+2ha360cos20.96a,at2=arccos6021.5=27.21Zh=2.41Zeot=189.8,N/mm2atl20.96=27.21db2=arccos=arccosda2d2cos。t+22,at7=23.52at2=arccos162cos27.21=23.52由于无变位，端面啮合角«t'1.65纵向重合度为162+2父1.5，=%=20.96°,因此端面重合度为ott'=1t=2Q96:=1.65

34、bsin72sin18.204.77二mn二1.5螺旋角系数Z:=、cos1=、cos18.20=0.97使用系数Ka由表27查得Ka=1.50,动载荷系数Kv由表2一6查得KV=1.10齿间载荷分配系数Kh查表28。其中281.69Ft=2T1/d11000=2723N60kAFt1.52723=56.7N/mm：100N/mmkH二二kF;72=/cos"b=1.65/0.9562=1.81cos:b=cos:cos二n/cos二tcos20=cos18.200.956cos20.96Ft=2020.4N齿向载荷分布系数KHp查表29,其中非对称支承，调质齿轮的精度为8级精度2b

35、qKhP=A+B+C10b1d1一一_2_3一=1.170.161.20.611072=1.44齿面接触应力为_Fu1HHZEZKaKvKhH：d1bu2=703N/mm2d-2计算许用接触应力0Hp4.77Z=0.78Z：=0.9723Ka=1.50Kv=1.05Ft=2723NkH：=1.81cos1b=0.956Kh：=1.44CTH=703N/m由式216二HP二hmZntZlZvZrZwZxSHlim其中接触强度寿命系数ZNT由图2-27查得计算的应力循环次数为8N1 =60jn1Ln = 60 1 80.66 (10 355 12) = 2.06 10N2N171 = 7.66 1

36、07 iN1 = 2.06 108N2=7.66 107Z NT 1 - 1.05Zwi - =1.2 -HB2 -130 240-130 2=1.2 1.1417001700接触强度尺寸ZX由表218查得ZX1 = ZX2 = 1.0润滑油膜影响系数为ZL1 = Zl2 = ZR1 = Zr2 = Zv1 = Zv2 = 1接触最小安全系数8Hlim查表217 （一股可靠性），5Hlim =1.05,许用接触应力为HP 1710 1.06 1 1 1 1.14 1 - MPa = 809 .4 MPa1.05580 1.17 1 1 1 1.14 1-HP 21 .05MPa = 724 M

37、Pa aad-3 验算Znt2 = 1.15Zwi = Zw2 = 1.14ZX1 = ZX2 = 1.0ZL1 = Zl2 = ZR1二 Zr2 二 ZmSHlim =1.05。HP1 = 809.4MPa二 HP2 = 724MPa由图可以选择ZNT1=1.05,Znt2=1.15齿面工作硬化系数ZW1为CTH703仃hp（取。HP1和。HP2中的较小者进行比较），接触疲劳强度较为合适，齿轮无需进行调整。e）确定主要的传动尺寸中心距为_ di d2 a260162 .637mm2=111 .336 mma = 111 mm进行中心距圆整，取a=111mm由公式a=(z1Z2)M2cos:可

38、求得精确的螺旋角P为aaarccosmn(Z1+Z2)=17.69。合理2a端面模数mt=mn/cosP=1.574mm小齿轮直径d1u(mn/cos-)z159.830mm大齿轮直径d2=(mn/cos：)z2=1162.170mm齿宽b=72mmb1=78mmb2=72mm小齿轮当量齿数zv1=z1/cos3一：=14大齿轮当量齿数zv2=z2/cos3二119f)齿根完全疲劳强度验算:=17.69mt=1.574mmd1=59.830mmd2=1162.b1=78mmb2=72mmzv1=14zv2=119由式211FKaKvKfKft-YFaYsaYYbmnCTFP进行齿根弯曲疲劳强度

39、校核f-1计算齿根弯曲应力使用系数Ka、动载荷系数Kv和齿间载荷非配系数Kf同疲劳接触强度Ka=1.5,Kv=1.10,Ke=1.763。AVF-齿向载荷分布系数KFp由图29查得KFp=1.56,其中:b/h=72/1.52=24齿形系数由图220(非变位)查得，YFa1=2.64,YFa2=2.18;应力修正系数Ysa由图221查得，YSa1=1.61,YSa2=1.82Ka=1.5Kv=1.05Kf：=1.762Kf：=1.54YFa1=2.62YFa2=2.15重合度系数Y为Z0.750.75Y00.25+=0.25+-00.65乜，/cosPb螺旋角系数Yp由图222查得，Yp=0.

40、87齿根弯曲应力为F1=KaKvKfpKf0f3YFaiYsa2Y5P=290MPabn-F2FlYFaYSaL=269MPaYFalYSalf-2计算许用弯曲应力0FP由式217计算许用弯曲应力：a=DFlimYsTYNTY/向TYRrelTYxFPS°Fmin实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限oFl而由图230查得-mi=300MPa产52=270MPa。弯曲强度戢小安全系数SFmin由表217查得，SFmin-1.25o弯曲强度尺寸系数Yx由图233查得YX1=YX2=1。弯曲强度寿命系数YNT,由图232查得（应力循环次数同接触疲劳强度校核），查得YNT1=0.86,YNT2=0.8

41、9o应力修正系数Yst1=Ys"=2SI1SI2相对齿根圆角敏感及表面状况系数为Y=Y=Y=Y=1'VrelT1'VrelT2'RrelT1'RrelT21许用齿根弯曲应力为仃FP1=422.4MPa仃FP2=397.4MPaYSa1=1.62saiYSa2=1.81sa2Y00.65zYp=0.87仃F1=290MPaf1a仃F2=269MPaf2a仃Flim1=300MPa-Fiim2=270MPaSFmin=1.25YX1=YX2=1Ynt1=0.88YST1=YST2=2Y/relT1=Y/relT2=YRrelT1=YRrelT2=1f-3

42、弯曲疲劳强度校核二 fpi = 422.4MPa290 MPa -二 fp2 = 397.4MPa269MPa二弯曲疲劳强度校核合格g）静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核第五章轴的设计51高速轴结构设计及其计算校核a)选择材料和热处理方式根据工作条件，小齿轮的直径(40mm)较小，采用齿轮轴结构，轴的材料和热处理与齿轮的材料和热处理一致，采用45钢调质处理。b)高速轴最小直径的确定45钢调质处理按扭转强度法进行最小直径估算，即dmin=A0f初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。A。值由表13确定：A)=112.P.一0.72.-dimin=Ao3=11231

43、4.9mmn303.3因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽。则d1min=d1min(17%)=14.9(17%)=15.9mm由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不得相差太大，否则难以选择合适的联轴器。所选电动机型号为Y90S6,取dm=24mm,dm为电动机轴直径，同时考虑到小齿轮的直径，综合考虑各因素，取dmin=16mm。d1min =16mmC)高速轴的结构设计各轴段直径长度的确定di:滚动轴承处轴段，滚动轴承选为62054=25mmli:由轴承宽度和套筒确定，取Li=27mmd2：高速级小齿轮轴端，由齿轮传动确定轴径，dd2=42mmI2:由齿

44、轮传动确定L2=54mmd3：过渡段轴段，由前后轴段直径确定d3=32mmI3:由箱体机构尺寸和轴承位置确定L3=91mmd4:滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6205d4=25mm14：轴承宽度确定L4=27mmd5:密封轴段d5=20mm15:由箱体结构确定L5=35mmd6:外伸轴段d5=16mm16:由联轴器确定L6=40mmd）轴的空间受力分析F bv垂直面弯矩图e-2水平面（XY平面）的支反力和弯矩计算如下Fav = 837.8NFbv = 290 NMov =108914N mmFbhFa1 20.1 Fr1 45175= 123.1NFah =123.1NFr1 130-Fa1 2

45、0.1175= 302.9NFbh =302.9NFti130Fav=t1=837.8N13045Fti45290N13045Mov=FavAO=744>d30=108914Nmm_' M hc = 13629.6 N mmMHC=FbhBO=13629.6Nmm''MHC=FahAO=16003Nmm水平面弯矩图''Mhc=16003Nmmf）计算并绘制合成弯矩图根据M22=,Mv+Mh可得MO=109763Nmm''MO=110083NmmMo/N.nnn合成弯矩图MO=109763NmmMO=110083Nmm11008310

46、9763g）计算扭矩并绘制扭矩图CCP"八一T1=9550122.67Nm1扭矩图T1=22.67NmI/N.Kim22670h）计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取:Jbo-由表12查得仃b=600MPa,由表14查得二.1b=55MPa,二.1b=95MPa,则二=55=0.5895由公式MeO=MO十（aT2可求得危险截面O处的当量弯矩22O+(uT)2=110866Nmm二b=600MPa-1b卜55MPa1b-1b卜95MPa1b二二0.58MC=110866Nmm当量弯矩图i）按弯扭合成应力校核轴的强度由表14查得许用弯曲应力为Gb】=55MPa,由式13MeMeW

47、0.1d3十.1bkb I - 55MPa进行校核，截面O的弯曲应力为Mec=17MPa厂-1bWc显然强度满足要求，振动和刚度校拉计算略。二b=17MPa52中间轴结构设计及其计算校核a）选择材料和热处理方式45钢调质处理根据工作条件，小齿轮的直径较小（d=60mm）,采用齿轮轴结构，轴的材料和热处理与齿轮的材料和热处理一致，采用45钢调质处理。b）中间轴最小直径的确定按扭转强度法进行最小直径估算，即dmin=A03P初算nn轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。A。值由表13确定：A0=11222 .9mmA 1 112由于中间轴上存在第二级齿轮的小齿轮，且该小齿轮的直

48、径为60mm,轴段过度时直径变化不能过大，综合考虑各方面因素，最后选定最小轴径dmin=30mm,且该处的轴段用于安放轴承。dmin = 30mmc）中间轴的结构设计各轴段直径长度的确定di:滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6206di=30mmLi:由轴承宽度和套筒确定，取L1=34mmd2：小齿轮轴段，由齿轮啮合确定轴径d2=63mmL2：由齿轮啮合传动确定L2=78mmd3：过渡轴段，由于轴径过渡不能太大，选取d3=48mmL3：由箱体结构等确定L3=10mmd4：安装第一级大齿轮轴段，选取d4=40mmL4：由齿轮和箱体结构等确定L4=45mmd5：轴承安放轴段，选取轴承6206d5=30mmL5：由套筒和轴承宽度等确定L5=42mmd）轴的空间受力分析%其中 BD=60mm,