冲床冲压的自动送料装置设计

宁XX大学毕业设计(论文)冲床冲压的自动送料装置设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日摘 要本次毕业设计是关于冲床冲压的自动送料装置设计的设计。首先对输送机作了简单的概述；接着分析了输送机的选型原则及计算方法；然后根据这些设计准则与计算选型方法按照给定参数要求进行选型设计；接着对所选择的输送机各主要零部件进行了校核。在冲床冲压的自动送料装置设计的设计、制造以及应用方面,目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距,国内在设计制造冲床冲压的自动送料装置设计过程中存在着很多不足。关键词：冲床冲压的自动送料装置设计，传动装置，连杆，减速器目 录摘 要1目 录2第1章 绪论11.1 冲床冲压的自动送料装置设计的发展史11.2 冲床冲压的自动送料装置设计的用途11.3 冲床冲压的自动送料装置设计的优越性11.3.1 冲床冲压的自动送料装置设计的特点11.3.2 冲床冲压的自动送料装置设计与其他工件输送机的比较2第2章 自动送料装置总体方案32.1 课题设计方案32.2 方案一32.3 方案二32.4 方案三42.5 方案四4第3章 连杆机构运动学分析53.1 常规型的几何关系分析53.2 悬点的位移73.3 悬点的速度83.4 悬点的加速度93.5 悬点运动学参数计算分析93.6 连杆的设计123.6.1 选材133.6.2 校核13第4章 电动机选择、传动系统运动和动力参数计算154.1电动机的选择154.2 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配164.3 运动参数和动力参数计算16第5章 传动零件的设计计算185.1 V带传动设计185.2 渐开线斜齿圆柱齿轮设计225.3 低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表285.4 斜齿轮设计参数表33第6章 轴的设计计算336.1 轴的结构设计336.2轴的结构设计366.3 轴的结构设计386.4 校核轴的强度40第7章 轴承的选择和校核447.1 轴轴承的选择447.2 根据滚动轴承型号，查出和447.3 校核轴轴承是否满足工作要求44第8章 键联接的选择和校核468.1 轴大齿轮键的选择468.2 轴大齿轮键的校核46第9章 键联接的选择和校核47第10章 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择4710.1 传动零件的润滑4710.1.1 齿轮传动润滑4711.1.2滚动轴承的润滑4710.2 减速器密封4710.2.1 轴外伸端密封4710.2.2 轴承靠箱体内侧的密封4710.2.3 箱体结合面的密封47第11章 减速器箱体设计及附件的选择和说明48第12章 自动送料装置控制电路设计53总结与展望55参考文献56结束语57致谢5859第1章 绪论进入21世纪，我国工件工业快速发展，深加工产业规模也在飞速扩大,现有工件机械设备生产能力小,不能满足大型加工厂的生成要求。因此,改进和扩大现有工件机械设备是完全必要的。冲床冲压的自动送料装置设计作为工件加工的基础设备， 在我国矿广泛应用几十年。生产实践证明,该设备对品种、粒度、外在水份等适应性强,与其他给料设备相比,具有运行安全可靠、性能稳定、噪音低、维护工作量少等优点,仍不失推广使用的价值。1.1 冲床冲压的自动送料装置设计的发展史运输机设备是矿生产系统的主要设备之一,给设备的可靠性,特别是关键咽喉部位给设备的可靠性,直接影响整个生产系统的正常运行。目前,我国矿使用的给设备主要是冲床冲压的自动送料装置设计和电振工件输送机。 冲床冲压的自动送料装置设计最早研制于20世纪60年代初,70年代,在基础上,更换了驱动装置,改为系列,并一直沿用至今。国外工件输送机发展状况也与国内大相径庭,并没有更高的技术含量,但价格却是国内同类产品的45倍。自20世纪60年代定型后,我国各大矿使用的工件输送机主要是K系列的冲床冲压的自动送料装置设计。1.2 冲床冲压的自动送料装置设计的用途最通用的冲床冲压的自动送料装置设计为K型，一般用于或其他磨琢性小、黏性小的松散粒状物料的给料。冲床冲压的自动送料装置设计适用于矿井和选厂，将碳经仓均匀地装载到输送机或其它筛选、贮存装置上。1.3 冲床冲压的自动送料装置设计的优越性1.3.1 冲床冲压的自动送料装置设计的特点(1) 结构简单,维修量小在冲床冲压的自动送料装置设计中,电动机和减速器均采用标准件,其余大部分是焊接件,易损部件少,用在矿恶劣条件下,其适用性深受使用单位的好评。(2) 性能稳定冲床冲压的自动送料装置设计对的牌号,粒度组成,水分、物理性质等要求不严,当来料不均匀,水分不稳定且夹有大块、橡胶带、木头及钢丝等时,仍能正常工作。(3) 噪音低冲床冲压的自动送料装置设计是非振动式给料设备,其噪音发生源只有电动机和减速器,而这两个的噪音都很低。尤其在井下或仓等封闭型场所,噪音无法扩散,这一点是电动给料机所无法达到的。(4) 安装方便、高度小冲床冲压的自动送料装置设计一般安装在仓仓口,不需另外配制仓口闸门溜槽及电动机支座,安装可一步到位,调整工作量小,而电动工件输送机由于不能直接承受仓压,需要另外安放仓口过渡溜槽,相比之下,冲床冲压的自动送料装置设计占有高度小,节省了建筑面积和投资。1.3.2 冲床冲压的自动送料装置设计与其他工件输送机的比较往复式与振动式工件输送机两种给料方式不同点是给料频率和幅值以及运动轨迹不同。在使用过程中，由于振动式给料机给料频率高，噪声也大；由于它是靠高频振动给料，其振动和频率受物料密度及比重影响较大，所以，给料量不稳定，给料量的调整也比较困难；由于是靠振动给料，给料机必须起振并稳定在一定的频率和振幅下，但振动参数对底板受力状态很敏感，故底板不能承受较大的仓压，需增加仓下给料槽的长度，结果是增加了料仓的整体高度，使工程投资加大；由于给料高度加大，无法用于替换目前大量使用的冲床冲压的自动送料装置设计。冲床冲压的自动送料装置设计毕业设计（论文）第2章 自动送料装置总体方案2.1 课题设计方案 设计方案： 1.采用分离气缸和定位夹紧气缸实现物料的运送和分离 2.利用机械手进行送料 3.采用伺服电机控制工作台进行送料 4、采用电机带动减速器，然后带动连杆机构实现往复运动2.2 方案一采用双作用缸实现物料的分离功能和定位夹紧功能气动送料机由两个基本应用模块组成：物料分离模块及传送模块。物料分离模块由两个双作用气缸组成，分别实现物料的分离功能和定位夹紧功能。为保证真空系统的气流通畅，以提高真空发生器的真空度，回路4中的真空控制回路不安装节流阀。同时，回路4中的所有连接气管应尽可能的短， 以减小空气流通阻力，提高真空度。采用气缸的优点：减少了物料的运送步骤，缩短了加工时间，操作简单。缺点：对物料的放置有很高的精度要求，造价高昂，一般的小型企业不采用2.3 方案二 利用机械手进行送料机械手是以小车形式通过钢绳同滑块联接起来， 由冲床滑块上升运动牵引小车作前进的水平运动完成送料，由通过钢绳连接的重物使小车作复位运动。由小车机械手将工件送至冲床下进行冲孔，提高了生产效率，保证了质量，改善了劳动强度，确保了人生安全。采用机械手送料的优点：送料与冲床节拍相同，可以连续生产。缺点：首先由于整个过程均由机械手实现，所以对机械手的要求度很高，其次，如果工件大小不一要经常更换。2.4 方案三采用伺服电机控制工作台进行送料由单片机产生驱动脉冲信号，步进电机的驱动器收到驱动脉冲信号后，步进电机将会按照设定的方向转动一个固定的角度，将电脉冲转化成交位移。电机的转速由脉冲信号频率来控制决定，再由电机控制工作台进行送料冲压。优点：1、可以连续生产，并且能实现一人控制几台机器2、可靠性高，由于送料机构外部由步进电机控制，所以每次的行程都是固定值。3、低功耗，低电压。在许多没有电力供应的应用场合，较低的功耗和工作电压是生产便捷化的必要条件。4、维护方便，经济实用。冲床冲压的自动送料装置设计结构是由电动机、减速器、联轴器、H形架、连杆、底板(给料槽)、传动平台、漏斗闸门、托辊等组成。2.5 方案四采用电机带动减速器，然后带动连杆机构实现往复运动传动原理：当电动机开动后，经弹性联轴器、减速器、曲柄连杆机构拖动倾斜的底板在托辊上作直线往复运动，当底板正行时,将仓和槽形机体内的带到机体前端;底板逆行时,槽形机体内的被机体后部的斜板挡住,底板与之间产生相对滑动,机体前端的自行落下。将均匀地卸到运输机械或其它筛选设备上。该机设有带漏斗、带调节阀门和不带漏斗、不带调节阀门两种形式。综合以上的比较，选择方案4来设计冲压自动送料机构。第3章 连杆机构运动学分析 运动分析的主要任务是：求出驴头悬点的位移、速度和加速度随时间变化的规律，以便为载荷分析和扭矩计算提供运动学数据。在曲柄角速度等于常数的情况下，问题也就归结为求解悬点位移速度和加速度随曲柄转角的变化规律。3.1 常规型的几何关系分析图2-1 常规型运动简图基本参数及意义表示如下：A前臂长度，mm；C后臂长度，mm；P连杆长度，mm；R曲柄半径，mm；I支承中心到减速器输出轴中心的水平距离，mm；H支承中心到底座底部的高度，mm；G减速器输出轴到底座底部的高度，mm；H-G曲柄回转中心至中心轴承的垂直距离，mm；C与K的夹角；S抽油机的冲程；n抽油机的冲次；P额定悬点载荷； K极距，即支承中心到减速器输出轴中心的距离，mm；J曲柄销中心到支承中心之间的距离,mm；曲柄转角，以曲柄半径R处于12点钟位置作为零度，沿曲柄旋转方向度量；零度线与K的夹角，由零度线到K沿曲柄旋转方向度量；C与P的夹角，称传动角；xC与J的夹角；K与J的夹角；K与R的夹角；P与R的夹角。由图可知： （2-1）式中正负号取决于曲柄旋转方向，曲柄旋转方向的判断为：面向抽油机，井口在右侧，顺时针旋转为“+”，逆时针旋转为“-”。 （2-2） （2-3） （2-4） （2-5） （2-6） （2-7） （2-8） （2-9） （2-10）在有“”式中，“+”用于曲柄顺时针旋转，“-”用于曲柄逆时针旋转。3.2 悬点的位移根据以上几何关系分析结果，对常规的运动学特性进行分析，推导相应公式，得到悬点位移、速度、加速度。本文以常规型抽油机CYJ5-2.5-26HB为例进行研究，并对此抽油机的运动学关系进行计算编程，画出相应的曲线图。图2-2 悬点位移曲线图以悬点处于最低位置（下死点）为计算位移的起点。摆动的角位移为，最大角位移为。根据抽油机四杆结构的几何关系： （2-11） （2-12）悬点位移 （2-13）悬点最大位移 （2-14）在抽油机的设计和使用中，常用的是与的比值，称为位置因素，表示为： （2-15）显然，。当悬点位于下死点时，=0；悬点位于上死点时，=1。其悬点位移的计算结果详见表2-1，得到位移图像如图2-2： 3.3 悬点的速度 图2-3 速度分析示意图 图3-4 悬点速度曲线如图2-3所示，后臂C和曲柄半径R均为绕定点转动，连杆P做平面运动。利用速度投影定理，忽略连杆P变形的影响，连杆两端点（d和b）的速度在连杆轴线上的投影相等。d、b两点分别和O转动，、分别垂直于R和C，将、向连杆轴线投影有： （2-16）则 （2-17）因为，悬点速度为 （2-18）式中为曲柄旋转的角速度，其余参数同前。其悬点速度的计算结果详见表3-1，得到速度图像如图3-4：3.4 悬点的加速度图3-5悬点加速度曲线悬点速度对时间的一次导数即为悬点加速度。对于后置型，悬点加速度公式为： （2-19）其悬点加速度的计算结果详见表2-1，得到加速度图像如图2-5：3.5 悬点运动学参数计算分析表2-1显示了曲柄转角变化时，悬点位移、速度、加速度随其变化的数值，表2-1如下所示。图2-6为曲柄转角变化与悬点位移、速度、加速度之间的关系曲线图，图2-6如下所示。表3-1 悬点参数计算数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.图3-6 悬点位移、速度、加速度曲线从表3-1和图3-6可知，悬点速度最大值为，悬点加速度最大值。3.6 连杆的设计因为抽油机连杆较长，且受压，所以对其进行静强度和稳定性校核。最大连杆力是对连杆进行强度校核或稳定校核的依据。3.6.1 选材根据连杆受力状态及结构尺寸特点，选其材料为45号钢制成的无缝钢管，查机械工程材料实用手册其基本参数为：外径D=80mm，臂厚t=10mm，单位长度理论重量为17.26，抗拉强度，屈服点。3.6.2 校核（1）连杆静强度校核抽油机连杆质量较轻，其运动产生的惯性力及惯性力矩较小。如果忽略连杆运动所产生的惯性力矩，则可认为连杆为二力杆，连杆力为为： （5-27）式中：为抽油机悬点载荷； 为抽油机结构不平衡重；为游梁平衡重重力。对不同曲柄转角下的进行计算，求出的最大值，则连杆的最大应力及强度条件为 （5-28）式中：为连杆的横截面面积，；为连杆材料的许用应力，Mpa；为连杆材料的屈服极限，Mpa；n为安全系数，n=1.52.0。在5.1节中，通过估算得：，且，代入公式（5-28）得 故静强度满足要求。（2）连杆稳定校核受压连杆可按两端铰支处理。 （5-29）当长细比时， （5-30）当90时， （5-31）式中：为连杆长度，； 为连杆惯性半径，；对于管状截面，；是外径，为臂厚；由于D=80，t=10。 故连杆稳定性满足要求。第4章 电动机选择、传动系统运动和动力参数计算4.1电动机的选择1.确定电动机类型 按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw (2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由2表1-7查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.95，5 = 0.96，则传动装置的总效率为 = = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.84143.选择电动机转速由2表13-2推荐的传动副传动比合理范围 普通V带传动 i带=24 圆柱齿轮传动 i齿=35则传动装置总传动比的合理范围为 i总=i带i齿1i齿2 i总=（24）（35）（35）=（18100）电动机转速的可选范围为nd=i总=（18100）=（18100）r/min=1006.685592.67r/min 根据电动机所需功率和同步转速，查2表12-1，符合这一范围的常用同步加速有1500、1000。选用同步转速为:1500 r/min选定电动机型号为:Y112M-44.2 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比=式中nm-电动机满载转速: 1440 r/min; nw-工作机的转速:55.93 r/min。2.分配传动装置各级传动比 i总=i带i齿1i齿2 分配原则： （1）i带i齿 （2）i带=24 i齿=35 i齿1=（1.31.5）i齿2 根据2表2-3，V形带的传动比取i带 =2.6 ，则减速器的总传动比为 i =9.90双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 i齿1 = 3.59低速级的传动比 i齿2 = i/i齿1 =2.764.3 运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算 1440 r/min n= nm / i带 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min n= n / i齿1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/minn= n / i齿2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min2.各轴输入功率 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.各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =39.73T = 9550P/n =98.11 T = 9550P/n =341.69 T = 9550P/n = 915.71表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表项目轴号功率转速转矩传动比0轴5.99144039.732.6轴5.69553.8598.113.59轴5.52154.28341.692.76轴5.3655.90915.71第5章 传动零件的设计计算5.1 V带传动设计1.设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果(1)确定计算功率PcaPca=d查1表8-7取 (2)选择带的型号查1图8-11选用A型带(3)选择小带轮直径查1 表8-6及8-890(4)确定大带轮直径=查1 表8-8 =236=236(5)验算传动比误差0.85%(6)验算带速=6.78(7)初定中心距=(0.72)(90+236)=228.2652=360(8)初算带长=2360+3.14/2(90+236)+(236-90)/(4360)=1246.3=1246(9)确定带的基准长度查1表8-2因为=1246，选用A型带取=1250=1250(10)计算实际中心距离（取整）=362mm(11)安装时所需最小中心距（取整）=362+0.015=343(12)张紧或补偿伸长量所需最大中心距=400mm(13)验算小带轮包角=(14) 单根V带的基本额定功率查1表8-4a插值法=1.06kw=1.06(15) 单根V带额定功率的增量查1表8-5b插值法=0.17kw=0.17(16) 长度系数查1表8-2由 得(17)包角系数查1表8-5插值法0.94(18)单位带长质量查1表8-3=0.10=0.10(19)确定V带根数根7(20)计算初拉力=130.31(21)计算带对轴的压力1787.372.带型选用参数表带型A902366.78362159.8971787.37B=(7-1)15+210=1103带轮结构相关尺寸项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果(1)带轮基准宽bd查1表8-10因选用A型，故取(2)带轮槽宽b=12.93(3)基准宽处至齿顶距离ha查1表8-10(4)基准宽处至槽底距离hf查1表8-10(5)两V槽间距e查1表8-10.0(6)槽中至轮端距离查1表8-10=10(7)轮槽楔角查1表8-10因为118，所以38度38(8)轮缘顶径241.6(9)槽底直径=236-29.0=218218(10)轮缘底径D1查1表8-10，得200(11)板孔中心直径D0=0.5(200+60)=130130(12)板孔直径d040(13)大带轮孔径d查3表12-1-12根据=236，Z7, 所以取d=30d=30(14)轮毂外径d160(15)轮毂长LL=60(16)辐板厚S查3表12-1-12S(0.50.25)B=15.7127.5S25(17)孔板孔数查3表12-1-12个5.2 渐开线斜齿圆柱齿轮设计（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1表10-8选用7级精度级72材料选择查1表10-1小齿轮选用45号钢（调质处理）硬度为250HBS大齿轮选用45号钢（调质处理）硬度为220HBS小齿轮250HBS大齿轮220HBS3选择齿数Z个913.4584选取螺旋角取14度145按齿面接触强度设计（1）试选Kt取1.61.6(2)区域系数ZH由1图10-30（3）a由1图10-26查得a1=0.77 a2=0.871.641.64(4)计算小齿轮传递的转矩T1查表1Nmm(5)齿宽系数d由1表10-71.0(6)材料的弹性影响系数ZE由1表10-6(7) 齿轮接触疲劳强度极限由1图10-21c由1图10-21550540550540（8）应力循环次数N由1式10-13（9）接触疲劳强度寿命系数KHN由1图10-19KHN1 =1.05KHN2 =1.12KHN1 =1.05KHN2 =1.12（10）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由1式10-12得 =(577.5+604.8)=591.15（11）试算小齿轮分度圆直径按1式（1021）试算mm=53.03（12）计算圆周速度vm/s1.54（13）计算齿宽BB1=60B2=55mmB1=60B2=55（14）模数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）计算纵向重合度= 0.318dz1tan1.903（16）计算载荷系数K由1表10-2查得使用系数根据v=1.54 m/s，级精度，由1图查得动载荷系数1.08由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.420由1图查得KF=1.33假定，由1表查得1.4故载荷系数K=KAKVKHKH=11.081.41.42=2.15K=2.15（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径由1式10-1058.52（18）计算模数 mm2.376按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK=11.081.41.33=2.01K=2.01（2）螺旋角影响系数根据纵向重合度= 1.903 ，从1图10-280.880.88（3）计算当量齿数ZV =26.30=90.94（4）齿形系数YFa由1表YFa1=2.591YFa2=2.198YFa1=2.591YFa2=2.198（5）应力校正系数YSa由1表YSa1=1.597YSa2=1.781YSa1=1.597YSa2=1.781（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1图10-20b由1图10-20c400350400350（7）弯曲疲劳强度寿命系数由1图10-18利用插值法可得0.900.950.900.95（8）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.3，由式10-12得（9）计算大小齿轮的并加以比较结论：大齿轮的系数较大，以大齿轮的计算0.0153（10）齿根弯曲强度设计计算由1式10-17=1.743mm1.743结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=58.52 mm来计算应有的齿数。于是由取29，则Z2 = Z1i齿1 =293.59=104.11取Z2 =1043几何尺寸计算（1）计算中心距a=137.1将中心距圆整为137mma=137（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。度13.88（3）计算齿轮的分度圆直径dmm59.74214.26（4）计算齿轮的齿根圆直径dfmm54.74209.26（5）计算齿轮宽度Bb = dd1b=1.059.74=59.74圆整后取：B1 =65B2 =60mmB1 =65B2 =60（6）验算所以合适5.3 低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1表10-8选用7级精度级72材料选择查1表10-1小齿轮选用45号钢（调质处理），硬度为250HBS大齿轮选用45号钢（调质处理）硬度为220HBS小齿轮250HBS大齿轮220HBS3选择齿数Z个U=2.84选取螺旋角取14度145按齿面接触强度设计（1）试选Kt取1.61.6（2）区域系数ZH由1图10-30（3）由1图10-26查得a4=0.88=0.78+0.88=1.661.66(4)计算小齿轮传递的转矩T查表1Nmm(5)齿宽系数d由1表10-71.0(6)材料的弹性影响系数ZE由1表10-6MPa1/2(7) 齿轮接触疲劳强度极限由1图10-21c由1图10-21550540550540（8）应力循环次数N由1式10-13（9）接触疲劳强度寿命系数KHN由1图10-19KHN1 =1.08KHN2 =1.14KHN1 =1.08KHN2 =1.14（10）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由1式得H3= 594=604.8（11）试算小齿轮分度圆直径按1式（1021）试算mm80.53（12）计算圆周速度vm/s=0.65（13）计算齿宽BB3=85B4=80mmB3=85B4=80（14）模数h = 2.25mnt =2.253.137.04b/h =80.53/7.04=11.44度3.13h 7.04b/h =11.44（15）计算纵向重合度= 0.318dz3tan0.3181.025an14=1.98=1.98（16）计算载荷系数K由1表10-2查得使用系数根据v=0.65s，级精度，由1图查得动载荷系数1.1由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.43由1图查得KF=1.35假定，由1表查得1.4故载荷系数K=KAKVKHKH=11.11.41.43=2.20K=2.20（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3由1式10-1089.55（18）计算模数=3.48mm=3.486按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK=1.01.11.41.35=2.079K=2.079（2）螺旋角影响系数根据纵向重合度=1.981图10-280.880.88（3）计算当量齿数ZV=27.3776.63（4）齿形系数YFa由1表YFa3=2.563YFa4=2.227YFa3=2.563YFa4=2.227（5）应力校正系数YSa由1表YSa3=1.604YSa4=1.763YSa3=1.604YSa4=1.763（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1图b由1图400350400350（7）弯曲疲劳强度寿命系数由1图0.920.960.920.96（8）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.3，由式得368336（9）计算大小齿轮的并加以比较结论：大齿轮的系数较大，以大齿轮的计算=0.0117（10）齿根弯曲强度设计计算由1式=2.37结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.5已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=89.55应有的齿数。于是由取35 ，则Z4 = Z3i齿2 =35*2。8=98 取Z4 =983几何尺寸计算（1）计算中心距a将中心距圆整为171mm =171（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。度（3）计算齿轮的分度圆直径dmm90.00252.00（4）计算齿轮的齿根圆直径dfmm83.75=245.75（5）计算齿轮宽度Bb = dd3=1.0*90.00=90.00圆整后取：B3 =95B4 =90mmB3 =95B4 =90（6）验算故合适5.4 斜齿轮设计参数表传动类型模数齿数中心距齿宽螺旋角高速级斜齿圆柱齿轮 mmmm低速级斜齿圆柱齿轮 第6章 轴的设计计算6.1 轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：mm再查 1表15-3， 考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大mm3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果mm且由前面的带轮的设计可得，带轮的孔径为30，mm3030查 2表7-123535因为处装轴承，所以只