ф32棒材飞剪机的设计毕业设计(编辑修改稿)

ф32棒材飞剪机的设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

表 31所示： 唐 山 学 院 毕 业 设 计 9 表 31 项 目 电动机轴 高速轴 低速工作轴 转速（ r/min） 980 980 480 功率（ kW） 30 30 28 转矩（ N m） 20xx 20xx 1959 传动比 1 1 效率 1 传动箱体内直齿轮设计 齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递的功率可达近十万千瓦，圆周速度可达 200m/s。 齿轮传动的主要特点有： 1）效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传 动的效率为最高。 如一级圆柱齿轮传动的效率可达 99%。 这对大功率传动十分重要，因为即使效率只提高 1%，也有很大的经济意义。 2）结构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。 3）工作可靠、寿命长 设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其他机械传动不可比拟的。 这对车辆及在矿井内工作的机器尤为重要。 4）传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。 齿轮传动获得广泛应用，也就是由于具有这一特点。 但是齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格较贵 ，且不宜用于传动距离过大的场合。 齿轮传动可做成开式、半开式及闭式。 如在农业机械、建筑机械以及简易的机械设备中有一些齿轮传动没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露在外面，这叫开式齿轮传动。 这种传动不仅外界杂物极易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，轮齿也容易磨损，故只用于低速传动。 当齿轮传动装有简单的防护罩，有时还把大齿轮部分地侵入油池中，则称为半开式齿轮传动。 他的工作条件虽有所改善，但仍不能做到严密防止外界杂物侵入，润滑条件也不算最好。 而汽车、机床、航空发动机等所用的齿轮传动，都是装在经过精确加工，而且密封严密 的箱体内，这称为闭式齿轮传动。 它与开式或半开式的相比，润滑及防护等条件最好，多用于重要的场合。 本次设计中夹送机需要两对齿轮，其中一对是主动轴与固定中的夹送辊轴啮合，第二对是夹送辊 轴 之间相同的一对齿轮的捏合，因为两片齿轮一样，因此在本唐 山 学 院 毕 业 设 计 10 设计中只计算校核一片。 变位齿轮传动的设计步骤 ： 从机械原理角度来看，遇到的变位齿轮传动设计问题，可以分为如下两类： （ 1）已知中心距的设计 这时的已知条件是 1z 、 2z 、 m、α、 ，α ， 其设计步骤如下： 1）由式 cos cos， ，α α α α确定啮合角 cos / cos， ，α α α α 2) 由式 1 2 1 22 t a n ( ) / ( )x x z z in v   ，inv α α α确定变位系数和 1 2 1 2(x x z z   ，inv α inv α ) ( ) / ( 2 t a n α ) 3）由式 ym，α α 确定中心距变动系数 (，α α )/ 4）由式 12()x x y  y = 确定齿顶高降低系数 12()x x y  y= （ 2）已知变位系数的设计 这时的已知条件是 1z 、 2z 、 m、α、 1x 、 2x ，其设计步骤如下： 1）由式 1 2 1 22 t a n ( ) / ( )x x z z in v   ，inv α α α 1 2 1 22 t a n ( ) / ( )x x z z in v   ，inv α α α 2）由式 cos cos， ，α α α α确定中心距 cos / cos， ，α α α α 3） 由式 ym，α α 及 12()x x y  y= 确定中心距变动系数 y及齿顶高降低系数 y。 选择材料、热处理、精度等级及齿数 1． 选精度等级、材料 1） 材料及热处理； 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 257HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 217HBS，二者材料硬度差为 40HBS 选小齿轮齿数为 1z =22，大齿轮齿数 21z uz 22 , 取 2z =45。 由 文献 [2] 图 1020c 及图 1021d 按 MQ 等级查得： lim1 610HaMP  lim 2 550HaMP  lim1 290FaMP  lim 2 210FaMP 。 2） 精度等级选用 7 级精度； 3） 由于剪切时无轴向力的产生，所以采用直齿圆柱齿轮。 唐 山 学 院 毕 业 设 计 11 按齿轮齿面接触疲劳强度设计计算 简化设计公式（ 109a）：  3211 HEdtt ZuuTKd  齿宽系数 取 1a 载荷系数 取  接触疲劳许用应力 H  1 limHN HH K S  取 121 , , N H NS K K  代入式中得  10 . 9 0 6 1 0 5 4 9 ( )1 aH MP    2 5501H  ( )aMP 因    12HH 故此应以  2H为计算依据 计算小齿轮传递的转矩 51 1 10 /T P n 10 .N mm 将上述各值代入公式计算所需中心距  3 211 HEdtt ZuuTKd  325 2 2 8 90 4 10 4 109 2  =176mm 按经验公式选取模数 n 1 1m / 17 6 / 22 8tdZ   由于工作压力大，查表取标准模数 nm8 ，所以取 nm8。 校核齿面接触疲劳强度 齿面接触疲劳许用应力 由 文献 [2] 式（ 1020）   limHN HH K S  应力循环次数： 唐 山 学 院 毕 业 设 计 12 1196060 1 29216 10N L an t      2296031 2. 760 1 29 21 6 0. 13 104. 19N L an t      由表 1019 查的接触疲劳寿命系数 120. 90 , 0. 95H N H NKK 由表 109 查得对于失效率低于 1% ， 则取 1S 代入公式得：   1 0 . 9 0 6 1 0 5 4 9 ( )1 aH MP    2 0 . 9 5 5 5 0 5 2 2 . 5 ( )1 aH MP  齿面接触疲劳应力 由 文献 [2] 式（ 1010）  1( 1 )tH E H HKF uZ Z Z b d u 1120xx200 0 292 .3 332 ( )176tTFdN AVK K K K K 由表 105 取  由图 107 取  按对称布置查图 109， 并减小 5% ，则取 1K ， 查图 1010， 取   由表 107 取  由图 1014 取  由图 1015 取   将上述各值代入公式中可得： 1 . 2 5 1 . 0 3 1 . 0 6 3 3 2 1 . 6 ( 2 . 0 2 4 1 )1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 9 1 7 6 1 7 6 2 . 0 2 4H         ( )aMP 因  1H H  2H H 故此满足接触疲劳强度 唐 山 学 院 毕 业 设 计 13 校核根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳许用应力 由 文献 [2] 式（ 1023）  FE FNF KS  由图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数 , 21  FNFN KK 由图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001  ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802  由于对失效率低于 0001 取   10 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 6 ( )1 . 4 aF MP   20 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 9 ( )1 . 4 aF MP  齿根弯曲疲劳应力 由 文献 [2] 式（ 1016）  aatF F S FKF Y Y Ybm  根据 1Z 、 2Z 由图（ 1031）得   根据图（ 1020）   代入式中则得 1 1 1. 03 1. 1 1. 08 28 23 4. 2 0. 6688 290 .1 ( )FaMP       1 222119 0 .1 3 .9 5 8 4 .7 ( )4 .2aaaaF F SFFSaYYYYMP  因  1 1F F ，  2 2F F ， 故此满足齿根弯曲疲劳强度条件。 几何尺寸计算 计算齿数 唐 山 学 院 毕 业 设 计 14 1212 21() 22245ma Z ZZZ ZiZ     计算分度圆直径和齿顶圆直径及齿根圆直径 分度原 直径： 118 22176( )d mz mm   228 45360 ( )d mzmm   齿顶圆直径： 1*1( 2 ) ( 2 2 2 1 ) 81 9 2 ( )aad z h mmm      2 *2( 2 ) ( 4 5 2 1 ) 83 7 6 ( )aad z h mmm      齿根圆直径： 1**1( 2 2 ) ( 2 2 2 1 2 0 . 2 5 ) 81 5 6 ( )fad z h c mmm         2 **2( 2 2 ) ( 4 5 2 1 2 0 . 2 5 ) 83 4 0 ( )fad z h c mmm         计算重合度： 11 1762288( )drmm 22 36022180( )drmm 11 1922296( )aadrmm 22 37622188( )aadrmm 111a r c c o s ( c o s / )a r c c o s ( 8 8 c o s 2 0 / 9 6 ) 1 . 1 8aarr   唐 山 学 院 毕 业 设 计 15 222a r c c o s ( c o s / )a r c c o s (1 8 0 c o s 2 0 / 1 8 8 ) 1 . 1 7aarr   11 1 7 6 9 8 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 09 .0 2 ( / )dnms   1212( t a n t a n ) ( t a n t a n ) / ( 2 )aazz         2 2 ( t a n 1 . 1 8 t a n 2 0 ) 4 5。