机械设计课程论文

机械设计课程论文内容摘要：

s 229c o s22211 4) 计算大、小齿轮的齿根圆直径 mmmdd mmmdd nf nf 11   5）计算大、小齿轮的齿顶圆直径 mmhdd mmhdd aa aa 222 111   6)计算齿轮宽度 mmdb d  圆整后取 mmB 602  ； mmB 651  验算 NdTF t 51 2  mmNmmNb FK tA /100/566536371  假设 正确 19 设计 开式 直齿圆柱 齿轮 目的 设计过程 备注 选定齿轮精度等级、材料及齿数 1) 选用７级精度 2) 用硬齿面齿轮，小齿轮材料为 ４０Ｃｒ （调质及表面淬火），硬度为 52HRC，大齿轮材料为 40Cr（调质及表面淬火），硬度为 48HRC，二者材料硬度差为4HRC，其中 1HRC=10HBS。 3) 选小齿轮齿数 191Z ， 大齿轮齿数  ZiZ 取 852 Z 4) 选用直齿圆柱齿轮传动 ★ 191Z ★ 852 Z ★ 两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮，所以压力角 20 按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式 １０－９ａ进行试算，即 3 211 )][( HEdtt ZuuTkd  (1) 确定公式各计算数值 1) 试选载荷系数 tK 2) 计算小齿轮传递的转矩 mmN nPT   553353 3) 由表 １０－７ 选取齿宽系数 d 4) 由表 １０－６ 查得材料的弹性影响系数 2/ MPaZ E  5) 由图 １０－２１ ｄ按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 11501lim  大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 10502lim  6) 由式 １０－１３ 计算应力循环次数 831 )830016(  hjLnN 782 N 7) 由图 １０－１９ 查得接触疲劳强度寿命系数 HNK HNK 20 目 的 分析过程 备注 按齿面接触疲劳强度设计 8) 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为１％，安全系数为 S=1，由式 １０－１２ 得 MP aMP aSK HHNH ][ 1lim11   MP aMP aSK HHNH ][ 2lim22   (2) 计 算 1) 试算小齿轮分度圆直径 td1 ，代入 ][ H 中的较小值 mmdt ) ( 3 251  2) 计算圆周速度 v smndv t / 10 0 060    3) 计算齿宽ｂ mmdb td  4) 计算齿宽与齿高之比 ｂ／ｈ 模数 mmZdm tnt  齿高  hb mmmh nt 5) 计算载荷系数 K 根据 smv / ， ７级精度 ， 由图 １０－８ 查得动载荷系数 VK 假设 mmNbFK tA /1 0 0/  ， 由表 １０－３ 查得   FH KK 由表 １０－２ 查得使用系数 1AK 21 目 的 分析过程 备注 按齿面接触疲劳强度设计 由表 １０－４ 查得 )()(322322 bK ddH  由图 １０－ 1３ 查得 FK 故载荷系数 4 0   HHVA KKKKK 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 １０－１０ａ 得 mmKKdd tt  7) 计算模数ｍ mmZdm  按齿根弯曲强度设计 由式 １０－５ 得弯曲强度的设计公式为 3 213 ][2FSFdnYYZKTm   (1) 确定公式内的计算数值 1) 由图 １０－２０ｃ 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5901  大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5502  2) 由图 １０－１８ 查得弯曲疲劳寿命系数 FNK FNK 3 ) 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为１％， 安全系数为 S=，由式 １０－１２ 得 MP aMP aSK FEFNF ][ 111   MP aMP aSK FEFNF ][ 222   4) 计算载荷系数 3 3   FFVA KKKKK 22 目 的 分析过程 备注 按齿根弯曲强度设计 5) 查取齿形系数 由表 １０－５ 查得 FaY FaY 6）查取应力校正系数 由表 １０－５ 查得 SaY SaY ７） 计算大小齿轮的][ FSaFaYY， 并比较 ][ ][222111FSaFaFSaFaYYYY 小 齿轮的数据大 (2) 设计计算 mmm 2 5   对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数ｍ略小 于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 ，并就近圆整为标准值ｍ＝ 4ｍｍ。 按接触强度算得的分度圆直径 mmd  算出小齿轮齿数  mdZ 取 191Z 大齿轮齿数  ZiZ 取 852 Z 几何尺寸计算 １） 计算分度圆直径 mmmZd mmmZd 11   ２） 计算齿顶圆直径 mmZmd mmZmd aa 348)285()2( 84)219()2( 22 11   23 目 的 分析过程 备注 几何尺寸计算 ３） 计算齿根圆直径 mmZmd mmZmd ff 330)()( 66)()( 22 11   ４） 计算中心距 mmdda 2 0 82/)3 4 076(2/)( 21  ５） 计算齿宽 mmdb d   取 mmB 302  mmB 351  验算 NdTF t 776 511  mmNmmNb FK tA /100/  合适 24 第七篇 轴的设计计算 7． 1 高速轴的设计 设计 目的 说明计算及设计 备注 轴的 轴的结构 设计 选择轴的材料 （ 1） 拟定轴上零件的装配方案 其中 1为齿轮 2为联轴器 3为一对轴承 各轴段如图标定 (2) 计算 1) 输入轴上的功率 m i n/1 4 4 0n,1 9 11 rkwP  转速 转矩 mNTT  1139。 2) 求作用在齿 轮上的力 NFFNaFFNdTFtantrt a a n o s20t a c o st a n 4139。 1 3) 初定轴的最小直径 选轴的材料为４５钢，调质处理。 根据表 １５－３， 取 112A （以下轴均取此值），于是由式 １５－２ 初步估算轴的最小直径 25 设计目的 说明计算及设计 备注 初步估算轴的最小直径 mmnPAd 4 4 0/1 9 1 2/ 33 11m i n   这是安装联轴器处轴的最小直径 21d ， 又因此轴上有两个键槽，所以， mmd %)121(  ， 联轴器的计算转矩 1TKT Aca  查表 １４－１， 取 AK ， 则 mmNTKT Aca  3 5 7 8 439。 1 查《机械设计手册》（软件版），选用 YL4 型 联轴器，其公称转矩为 40000Nｍｍ。 半联轴器的孔径 mmd 181  ，故取 mmd 1821  半联轴器长度 L＝ 30ｍｍ (3) 轴的结构设计 1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为满足半联轴器的轴向定位要求 ，Ⅰ Ⅱ 轴段左 端需制处一轴肩，故取 Ⅱ－Ⅲ 段的直径 mmd 2232  ， 左端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径 D＝ 25ｍｍ。 21l 比 L略短，取 mml 2821 。 2） 初步选择滚动轴承。 因同时受有径向力和 轴向力的作用。 故选用单列圆锥滚子轴承。 根据 dⅡ Ⅲ =22mm,选取单列圆锥滚子轴承 30305。 查得其参数为： mmmmmmTDd  ，所以 lⅢ Ⅳ =。 取 30305 型轴承的定位轴肩高度 h=,因此 ， 取 dⅥ – Ⅶ =28mm。 4) 取Ⅴ Ⅵ的轴径为 dⅤ Ⅵ =36,取Ⅳ Ⅴ的轴径为 dⅣ Ⅴ =30mm。 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短于轮殼宽度 B=45mm,故取 lⅥ Ⅶ =42mm. 5) 套筒长度约为 12mm,而 T=,则 取 lⅦ Ⅷ = b=, 则 取 lⅤ Ⅵ =8mm. 取 lⅣ Ⅴ =60mm. 6) 轴承端盖的总宽度为 35mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 ,取端盖的外端面与联轴器右端面的距离 l=10mm,故取 lⅡ Ⅲ =25mm. 7) 轴上零件的周向定位 .齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 .按轴径查表 61 得 Ⅵ Ⅶ轴段平键截面 mmmmhb 78  ,键槽用铣刀加工 ,长为36mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 ,故选取齿轮轮殻与轴的配 26 设计目的 说明计算及设计 备注 求轴上的载荷 合为 67nH。 同样 .半联轴器与轴的连接 ,选用平键为 2266  mmmm ,半联轴器与轴的配合为 67kH .滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的 .此处选轴的直径尺寸公差为 m6. 8) 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考课本表 15－ 2，取轴端倒角为 2 45176。 ，各轴肩处的圆角半径为 R＝ （ d为 18~30mm）和 （ d为 30~50mm） (4) 求轴上的载荷。