薄壁零件冲床机构设计机械设计综合课程设计(编辑修改稿)

薄壁零件冲床机构设计机械设计综合课程设计(编辑修改稿)内容摘要：

= 齿形系数： 𝑌𝐹𝑎1 = , 𝑌𝐹𝑎2 = 应力修正系数： 𝑌𝑆𝑎1 = ， 𝑌𝑆𝑎2 = 螺旋角系数： 𝑌𝛽 = 𝜍𝐹1 = 217MPa, 𝜍𝐹2 = 203MPa ② 计算需用弯曲应力 𝜍𝐹𝑃 = 𝜍𝐹𝑙𝑖𝑚𝑌𝑆𝑇𝑌𝑁𝑇𝑌𝑉𝑟𝑒𝑙𝑇𝑌𝑅𝑟𝑒𝑙𝑇𝑌𝑋𝑆𝐹𝑚𝑖𝑛 齿根弯曲疲劳极限 𝜍𝐹𝑙𝑖𝑚1 = 300MPa, 𝜍𝐹𝑙𝑖𝑚2 = 270MPa 弯曲强度最小安全系数： lim  弯曲强度尺寸系数 ： 𝑌𝑋1 = 𝑌𝑋2 = 1 弯曲寿命系数： 𝑌𝑁𝑇1 = , 𝑌𝑁𝑇2 = 𝜍𝐹𝑃1 = 427MPa 𝜍𝐹𝑃2 = 401MP 11 应力修正系数： 𝑌𝑆𝑇1 = 𝑌𝑆𝑇2 = 2 相对齿根圆搅敏感及表面状况系数： 𝑌𝑉𝑟𝑒𝑙𝑇1 = 𝑌𝑉𝑟𝑒𝑙𝑇2 = 𝑌𝑅𝑟𝑒𝑙𝑇1 = 𝑌𝑅𝑟𝑒𝑙𝑇2 = 1 𝜍𝐹𝑃1 = 427MPa， 𝜍𝐹𝑃2 = 401MP ③ 弯曲疲劳强度的校核 𝜍𝐹1 𝜍𝐹𝑃1， 𝜍𝐹1 𝜍𝐹𝑃1 核 无严重过载，无需静载荷校核。 （ 2） 低速级齿轮设计 计算项目 计算内容 计算结果 和精度等级 考虑到主动轮轮速不是很高，故采用斜齿，小齿轮用 40Cr，调制处理，硬度 241～ 286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45钢，调制处理，硬度为 229～ 286HB 平均取 240HB。 8级精度。 2．初步计算小齿轮直径𝑑1 因为采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径， 𝑑1 ≥𝐴𝑑√ 𝐾𝑇1Ψ𝑑𝜎𝐻𝑃2 𝑢:1𝑢3 ，初取 β = 13176。 ， 𝐴𝑑 = 756，动载荷系数 K=，转矩 𝑇1 = 9550 𝑃1𝑛1= m，齿宽系数 Ψ𝑑 = 1 查表基础疲劳强度 𝜍𝐻lim1 = 710Mpa，𝜍𝐻lim2 = 580Mpa 则 𝜍𝐻𝑃1 = 𝜍𝐻lim1 = 639MPa 𝜍𝐻𝑃2 = 𝜍𝐻lim2 = 522MPa 初步计算许用接触应力 𝜍𝐻𝑃 = 522MPa,估算𝑑1 ≥ 756 √5222 : = 初取 𝑑1 = 82mm K= 𝑇1 = m 𝜍𝐻lim1 = 710Mpa 𝜍𝐻lim2 = 580Mpa 𝜍𝐻𝑃1 = 639MPa 𝜍𝐻𝑃2 = 522MPa 𝑑1 = 82mm 参数 校核圆周速度 v和精度等级 圆周速度 v = 𝜋𝑑1𝑛1601000 = 𝜋821000 =，精度等级取 8级精度合理 确定齿数 𝑧1 = 32， 𝑧2 = 𝑧1 𝑖23 = 𝑧1 = 32 𝑧2 = 101 β = 176。 d1 = d2 = 12 32 = ,取 𝑧2 = 101（互质） 确定模数 𝑚𝑡 = 𝑑1𝑧1= 8232 = ，查表取𝑚𝑛 = 确定螺旋角 β = arccos𝑚𝑛𝑚𝑡= arccos =176。 （与估计值接近） 小齿轮 直径 d1 = mtz1 = 32 = 大齿轮直径 d2 = mtz2 = 初步齿宽 b = d1ψd = 1 82 = 82mm 校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。 b = 82mm 接触疲劳强度 由11tH H E A V H H pF uZ Z Z Z K K K d b u       校核齿面解除疲劳强度。 ① 计算齿面接触应力 σH 节点区域系数 ZH = 弹性系数ZE = √N/mm2 重合度系数 Zξ由端面重合度 ξa和纵向重合度ξ𝛽确定，其中： 端面重合度 ξa = 12𝜋[𝑧1(𝑡𝑎𝑛𝛼𝑎𝑡1 −𝑡𝑎𝑛𝛼𝑡′) +𝑧2(𝑡𝑎𝑛𝛼𝑎𝑡2 − 𝑡𝑎𝑛𝛼𝑡′)] 𝛼𝑡 = arctan(𝑡𝑎𝑛𝛼𝑛𝑐𝑜𝑠𝛽 ) = 176。 𝛼𝑎𝑡1 = 𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠𝑑𝑏1𝑑𝑎1= arccos(𝑑1𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡𝑑𝑎1)= 176。 𝛼𝑎𝑡2 = 𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠𝑑𝑏2𝑑𝑎2= arccos(𝑑2𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡𝑑𝑎2)= 176。 由于无变位，端面啮合角 αt′ = αt = 176。 解得 ξa = 𝜍𝐻𝑃1 = 817Mpa 𝜍𝐻𝑃2 = 736MPa 13 纵 向 重 合 度 为 𝜉𝛽 = 𝑏sinβ𝜋𝑚𝑛= 82𝑠𝑖𝑛176。 𝜋 = 1 故 Zξ = √ 1𝜉𝛼= √ = 螺旋角系数 𝑍𝛽 = √cosβ = √𝑐𝑜𝑠176。 = 使用系数 KA = 动载荷系数 𝐾𝑉 = 𝐹𝑡 = 2𝑇1𝑑1= 2 23262082 = 𝐾𝐴𝐹𝑡𝑏 = 82 = 100N/mm 𝐾𝐻𝛼 = 𝐾𝐹𝛼 = cos𝛽𝑏 = cosβcos𝛼𝑛𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡= 齿间载荷分布系数，其中：对称支承，调质齿轮精度等级 8级 𝐾𝐻𝛽 = 𝐴+ 𝐵(𝑏𝑑1)2 +C ∙10。 3𝑏 = 齿面接触应力 σH = ② 计算许用接触应力 σHP 𝜍𝐻𝑃 = 𝜍𝐻𝑙𝑖𝑚𝑍𝑁𝑇𝑍𝐿𝑍𝑣𝑍𝑊𝑍𝑋𝑆𝐻𝑙𝑖𝑚 总工作时间： 𝑡总 = 10 365 8 2 =58400h 应力循环次数： 𝑁𝐿1 = 60γ𝑛1𝑡总 = 109ℎ 𝑁𝐿2 = 𝑁𝐿1𝑖 = 108ℎ 接触强度寿命系数： 𝑍𝑁𝑇1 = , 𝑍𝑁𝑇2 = 接触强度寿命系数： 𝑍𝑁𝑇1 = , 𝑍𝑁𝑇2 = 齿 面 工 作 硬 化 系数 ： 𝑍𝑊1 = 𝑍𝑊2 = −14 𝐻𝐵2。 1301700 = 接触强度尺寸系数： 𝑍𝑋1 = 𝑍𝑋2 = 润滑油膜影响系数： 𝑍𝐿1 = 𝑍𝐿2 = 𝑍𝑅1 = 𝑍𝑅2 =𝑍𝑣1 = 𝑍𝑣2 = 1 接触最小安全系数取 lim  解得许用接触应力： 𝜍𝐻𝑃1 = 817MPa ，𝜍𝐻𝑃2 = 736MPa ③ 验算： σH = 𝜍𝐻𝑃2 = 736MPa 接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。 5. 确定主要尺寸 中 心 距 ： a = 𝑑1:𝑑22 = 圆整取a = 171mm 由公式 a = (𝑧1:𝑧2)𝑚𝑛2𝑐𝑜𝑠𝛽 可求得精确的螺旋角 β = arccos(𝑧1:𝑧2)𝑚𝑛2𝑎 = 176。 合理 端面模数 𝑚𝑡 = 𝑚𝑛𝑐𝑜𝑠𝛽 = 2𝑐𝑜𝑠176。 = 小齿轮直径 𝑑1 = 𝑚𝑛 ∙𝑧1 = 大齿轮直径 𝑑2 = 𝑚𝑛 ∙ 𝑧2 = 齿宽 b = 82mm 𝑏1 = 90mm 𝑏2 = 82mm 小齿轮当量齿数 𝑍𝑉1 = 𝑧1𝑐𝑜𝑠𝛽3 = 取 35 大齿轮当量齿数 𝑍𝑉2 = 𝑧2𝑐𝑜𝑠𝛽3 = 取 110 15 疲劳强度验算 σF = KA ∙ KV ∙K𝐹𝛽 ∙K𝐹𝛼 ∙ Ftbmn∙YFa ∙YSa ∙ Yε∙Yβ ≤ σHP ① 计算齿根弯曲应力 使用系数 𝐾𝐴 = 动载荷系数 𝐾𝑉 = 齿间载荷分配系数 𝐾𝐹𝛼 = 齿向载荷分配系数 𝐾𝐹𝛽 = 重合度系数： 𝑌𝜀 = + 𝜀𝑎v= 齿形系数： 𝑌𝐹𝑎1 = , 𝑌𝐹𝑎2 = 应力修正系数： 𝑌𝑆𝑎1 = ， 𝑌𝑆𝑎2 = 螺旋角系数： 𝑌𝛽 = 𝜍𝐹1 = , 𝜍𝐹2 = ② 计算需用弯曲应力 𝜍𝐹𝑃 = 𝜍𝐹𝑙𝑖𝑚𝑌𝑆𝑇𝑌𝑁𝑇𝑌𝑉𝑟𝑒𝑙𝑇𝑌𝑅𝑟𝑒𝑙𝑇𝑌𝑋𝑆𝐹𝑚𝑖𝑛 齿根弯曲疲劳极限 𝜍𝐹𝑙𝑖𝑚1 = 300MPa, 𝜍𝐹𝑙𝑖𝑚2 = 270MPa 弯曲强度最小安全系数： lim  弯曲强度尺寸系数 ： 𝑌𝑋1 = 𝑌𝑋2 = 1 弯曲寿命系数： 𝑌𝑁𝑇1 = , 𝑌𝑁𝑇2 = 应力修正系数： 𝑌𝑆𝑇1 = 𝑌𝑆𝑇2 = 2 相对齿根圆搅敏感及表面状况系数： 𝑌𝑉𝑟𝑒𝑙𝑇1 = 𝑌𝑉𝑟𝑒𝑙𝑇2 = 𝑌𝑅𝑟𝑒𝑙𝑇1 = 𝑌𝑅𝑟𝑒𝑙𝑇2 = 1 𝜍𝐹𝑃1 = 427MPa， 𝜍𝐹𝑃2 = 401MP ③ 弯曲疲劳强度的校核 𝜍𝐹1 𝜍𝐹𝑃1， 𝜍𝐹1 𝜍𝐹𝑃1 𝜍𝐹𝑃1 = 427MPa 𝜍𝐹𝑃2 = 401MP 16 核 无严重过载，无需静载荷校核。 传送带的设计 功率 𝑃𝑐 𝑃𝑐 = 𝐾𝐴𝑃 𝐾𝐴 = P = 𝑃𝑐 = 𝑃𝑐 = 根据 𝑃𝑐和 n选取普通 V带型号： C 型带 小带轮直径 𝑑𝑑1 = 200～ 215mm 𝑑𝑑1= 200～ 215mm 直径和带速 C型带 n = 970r/min ， 𝑑𝑑1 = 210𝑚𝑚， ε = 大带轮直径 𝑑𝑑2 = 𝑛1𝑛2 𝑑𝑑1(1−ε) = 取 208mm 小带轮转速 v = 𝜋𝑑𝑑1𝑛601000 = 𝑑𝑑1 = 210𝑚𝑚 𝑑𝑑2 = 208mm v = 动中心距 a和带的基准长度 𝐿𝑑 ① （ 𝑑𝑑1 +𝑑𝑑2） ≤ 𝑎0 ≤ 2（ 𝑑𝑑1 +𝑑𝑑2） 230mm ≤ 𝑎0 ≤ 836𝑚𝑚 取 𝑎0 = 600mm ② 计算带的初步基准长度 𝐿𝑑′ 𝐿𝑑′ = 2𝑎𝑜 +𝜋2(𝑑𝑑1 +𝑑𝑑2)+（ 𝑑𝑑1 +𝑑𝑑2）24𝑎𝑜= 选取基准长度 𝐿𝑑 = 2020mm 𝑘𝑙 = ③ 求实际中心距 a a ≈ 𝑎𝑜 + 𝐿𝑑。 𝐿𝑑′2 = 600+2020−2 = 取 a = 672mm 𝑎0 = 600mm a = 672mm 轮包角 𝛼1 = 180。