香皂包装机设计说明书_课程设计说明书(编辑修改稿)

香皂包装机设计说明书_课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

根据 v= m/s， 7 级精度，查图 108 得动载系数 vK =1； 直齿轮， 1  FH KK ； 查表 102 得使用系数 AK =； 由表 104 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对于支承非对称布置时， HK =； 查图 1013 得 FK =； 故载荷 系数 K= AK vK HK HK =1 1 1 = 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 3311 . 4 1 72 3 . 3 tt KKdd = 7）计算模数 m 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 13 页 共 32 页 1 .4 1172 3 .9 711  zdm 按齿根弯曲强度设计 由式（ 105）得弯曲强度的设计公式为  3 2112 Fd saFaz YYKTm  （ 1）确定公式内的各计算数值 1）查图 1020c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE =500MPa；大齿轮的弯曲强度极限2FE =380MPa； 2）查图 1018，取弯曲疲劳寿命系数 1FNK =， 2FNK =； 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=。 由式（ 1012）得：   SK FEFNF 111   = MPaMPa 0 5 0    M P aM P aSK FEFNF   4）计算载荷系数 K   FFvA KKKKK 5）查取齿形系数。 查表 105 得： 1FAY =； 2FAY =（用插值法求得） . 6）查取应力校正系数 查表 105 得： 1SaY = 2SaY =（用插值法求得） 7）计算大、小齿轮的  FSaFaYY 并加以比较。  FSaFaYY 11 =   FSaFaYY 22 = 6 9 3 8 6 4 6  桂林电子科技大学课程设计说明书 第 14 页 共 32 页 大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算 32171 9.  m= 对于计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的的模数 ，并就近圆整为标准值 m=，按接触强度算得的分度圆直径1d =，算出小齿轮齿数 1z = md = 取 1z = 24 2z =2 24=48。 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 mzd 11 =24 1=24mm mzd 22  =48 1=48mm 2）计算中心距 2 48242 21  dda =36 3）计算齿宽宽度 242411  db d 取 B2=24， B1=30。 直齿锥齿轮： 寿命为 5 年（每年按 300 天计算） 传动功率： P 锥 =P3 轴承齿 = = kw 锥齿轮用于转换方向 :  90 20 选择齿轮材料和精度等级 （ 1）查表 101 选择齿轮材料为 45 号调质钢，大小齿轮 都选择硬度为 250HBS。 等级为8 级。 （ 2）选齿轮齿数： 取 Z 锥 7=Z 锥 8=17， 传动比： U=78zz =1，转速： n 锥 =n5=30 r/min 按齿面接触疲劳强度设计 由齿面接触疲劳强度设计公式 d1t    3 212BE u0 . 51Z2 . 9 3RRKT   进行计算。 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 15 页 共 32 页 1）选载荷系数 Kt= 2）计算小齿轮传递的转矩 T1= 106 7nP锥 = 106 (N mm) 3）由表选取齿宽系数 R 4）确定弹性影响系数查表 106 得 ZE= 21MPa 5）确定区域载荷系数标准直齿圆锥齿轮传动 ZH= 6）由公式 1013 计算应力循环次数。 N1=60n1jLh=60 30 1 (2 8 300 5)= 107 N2=60n2jLh=60 30 1 (2 8 300 5)= 107 7）查教材图 1019 曲线得接触疲劳强度寿命系数 KHN1= ， KHN2= 8）查教材图 1021d 得接触疲劳强度极限应力  Hlim1= 600MPa ，  Hlim2=600MPa 9）计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1%，安全系数 Sh=.   1H 5 5 86 0 HHNSK  MPa   5 5 i m22  HHNH SK  MPa 10）由接触强度计算小齿轮的分度圆直径 d1t    3212BE u0 . 51Z2 . 9 3RRKT   =  32210 .30 .510 .3 2 0 2 9 3 .7 51 .65 5 81 8 9 .82 .9 3  = mm 11）计算齿轮的圆周速度 smndv m / 0 0 060 0 0 060 11    12）齿轮的使用系数载荷状况以均匀平稳为依据查表 109 得 KA= dm1=d1( R )= ( )= mm 由图 108 查得 KV= 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 16 页 共 32 页 取 KHa=KFa= 查表 109 得轴承系数 beHK = 所以由公式得 beHFH KKK  1 .5 = = 接触强度载荷系数  HHVA KKKKK  = = 13）按实际的载荷系数校正分度圆直径  3311 rt KKdd mm 模数： 11  zd = 取标准值 m= 14）则计算相关的参数： d1=z1m=17 = d2=z2m=17 =  4511 1c o sa1c o sa 221 rcu urc   4590 12  锥距：2 122d212221  uddR=85 22 =78 mm 15）圆整并确定齿宽 mmRb R   圆整取 b2=25 mm ， b1=25 mm 校核齿根弯曲疲劳强度 1）确定弯曲强度载荷系数  FFVA KKKKK = = 2）计算当量齿数：  45c o s17c o sz 111 zv=24  45c o s17c o sz 222 zv=24 3）查表 105 得 1FAY = 2FAY = 1SaY = 2SaY = 4）计算弯曲疲劳许用应力： 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 17 页 共 32 页 由图得弯曲疲劳寿命系数 KFN1= , KFN2= 取安全系数 SF= 由图（ 1020c）  FN1=440 MPa ,  FN2=440 MPa 按脉动循环变应力确定许用弯曲应力   F FNFNF SK 111   =  MPa=   F FNFNF SK 222   =  MPa= 5）校核弯曲强度： 根据弯曲强度条件公式    FRSaFaF zm YYKT   22 111 2进行校核：  1221111 2 zm YYKTRSaFaF   =   170 . 30 . 51518 1 . 5 82 . 6 52 0 2 9 3 . 7 51 . 6 52 22   =  1F  2222212 2 zm YYKTRSaFaF   =   170 . 30 . 51518 1 . 5 82 . 6 52 0 2 9 3 . 7 51 . 6 52 22   =  2F 满足弯曲强度，所选参数合适。 经校核，其他齿轮均满足强度要求，同理可得： 表 3— 3 齿轮传动参数 小齿轮 材料 硬度 热处理 精度 压力角α 齿宽b1 孔径dh 轮毂D1 轮毂宽L 第一组 40 Cr 280HBS 调质 7 级 20o 30 — — — 第二组 40 Cr 280HBS 调质 7 级 20o 35 — — — 第三组 40 Cr 280HBS 调质 7 级 20o 50 — — — 第四组 45 250HBS 调质 8 级 20o 18 — — — 表 3— 4 小齿轮设计参数 齿轮 类型 传动比 i 设计齿数 z 校核齿数 z 模数 m 小齿轮 d1 大齿轮d2 中心距ao 第一组 直齿 2 17： 34 24： 48 1 30 60 45 第二组 直齿 3 17： 51 19： 57 57 第三组 直齿 8/3 18： 48 27： 72 108 第四组 锥齿 1 17： 17 24： 24 5 105 105 — 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 18 页 共 32 页 大齿轮 材料 硬度 热处理 精度 压力角α 齿宽b2 孔径dh 轮毂D1 轮毂宽L 第一组 45 240HBS 调质 7 级 20o 30 19 30 第二组 45 240HBS 调质 7 级 20o 19 30 第三组 45 240HBS 调质 7 级 20o 19 55 第四组 45 250HBS 调质 8 级 20o 18 — — — 表 3— 5 大齿轮设计参数 第三组齿轮参数计算 [7]： 根据轴颈计算，选择 dh=19mm。 于是，有： D1= l=(~)dh=~(lb)，取 b=55mm δ ==(8)，取 δ =8mm，则 D2= n== D0=(D1+D2)= d0=10~20mm，则。