过程装备与控制工程专业毕业论文—机械设计课程设计

过程装备与控制工程专业毕业论文—机械设计课程设计内容摘要：

6 0 1 0 0 0tdnv m s     ③计算齿宽 39。 b 及模数 39。 ntm 339。 1 8 8dtb d m m     33c o s 7 6 . 8 4 8 c o s 1 439。 3 . 2 4 023tnt dm m mZ     m/39。 v mmb 39。  16 39。 2 .2 5 39。 2 .2 5 3 .2 4 0 7 .2 9nth m m m    39。 7 6 .8 4 8 1 0 .5 439。 7 .2 9bh  ④计算总相重合度 39。  339。 0. 31 8 ta n 0. 31 8 1 23 ta n 14 1. 82 4d Z       ⑤计算载荷系数 k 查表可得使用系数 1Ak  ，根据 39。 m s ， 7级精度，查表可得动载系数 39。  ， 39。   ， 39。   ，39。 39。  故载荷系数 39。 39。 39。 39。 1 4 24 75A V H Hk k k k k      ⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得 3333 39。 2 . 0 7 57 6 . 8 4 8 8 3 . 8 0 41 . 6t tkd d m mk    ⑦计算模数 39。 nm 33c o s 8 3 . 8 0 4 c o s 1 439。 3 . 5 3 523n dm m mZ     3 、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即 3 22232 39。 39。 c os39。 39。 39。 Fa San Fdk T Y YYmZ   （ 1）确定公式内的各计算数值 ①计算载荷系数 39。 39。 39。 39。 1 1. 04 1. 1 1. 36 1. 55 6A V F Fk k k k k      3  mmmn 39。  17 ②根据纵向重合度 39。  ，查图可得螺旋角影响系数39。  。 ③计算当量齿数 33 3323 2 5 . 1 7 8c o s c o s 1 4V ZZ    44 3370 7 6 . 6 2 8c o s c o s 1 4V ZZ    ④查表可取齿形系数 3  ， 4 。 ⑤查表可取应力校正系数 3  ， 4 。 (线性插值法 ) ⑥查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 3 500FE aMP  ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 4 380FE aMP 。 ⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数 3  ， 4 。 ⑧计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数  ，按计算式计算   333 0 . 9 0 5 0 0 3 2 1 . 4 2 91 . 4F N F EFak MPS      444 0 . 9 3 3 8 0 2 5 2 . 4 2 91 . 4F N F Ek MPS    ⑨计算大、小齿轮的  39。 Fa SaFYY 并加以计算  333 2 . 6 1 6 1 . 5 9 1 0 . 0 1 33 2 1 . 4 2 9F a S aFYY  vZ vZ 18  444 2 . 2 2 7 1 . 7 6 3 0 . 0 1 62 5 2 . 4 2 9F a S aFYY  大齿轮的数值较大。 （ 2）设计计算 3 222 1 . 5 5 6 3 5 6 . 6 9 5 1 0 0 0 0 0 . 8 8 c o s 1 439。 0 . 0 1 6 2 . 5 7 21 2 3 1 . 6 3 5nm m m       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，故取39。 3nm mm ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳 强 度 ， 需 按 接 触 疲 劳 强 度 算 得 的 分 度 圆 直 径3 mm 来计算应有的齿数，于是有 33 c o s 8 3 . 8 0 4 c o s 1 4 2 7 . 1 0 53ndZ m     取 3 26Z  ，则 4 2 3 28 8 85Z i Z     几何尺寸计算 （ 1）计算中心距    34 39。 2 8 8 5 339。 1 7 4 . 6 8 92 c o s 2 c o s 1 4nZ Z ma m m     将中心距圆整为 39。 175a mm。 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角    34 39。 2 8 8 5 339。 a r c c o s a r c c o s 1 4 . 4 0 32 39。 2 1 7 5nZ Z ma     。 因 39。  值改变不多，故参数 39。  、 39。 k 、 39。 HZ 等不必修正。 （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmn 39。  3Z =26 4Z 85 19 33 39。 2 8 3 8 6 . 7 2 6c o s 39。 c o s 1 4 . 4 0 3nZmd m m   。 44 39。 8 5 3 2 6 3 . 2 7 4c o s 39。 c o s 1 4 . 4 0 3nZmd m m   。 （ 4）计算齿轮宽度 339。 1 6 6db d m m     圆整后取 3 90B mm ， 4 95B mm。 八 、减速器机体结构尺寸如下： 名称 符号 计算公式 结果 箱座厚度   a 10 箱盖厚度 1  a 10 箱盖凸缘厚度 1b 11 b 15 箱座凸缘厚度 b b 15 箱座底凸 2b  b 22 20 缘厚度 地脚螺钉直径 fd  ad f 20 地脚螺钉数目 n 查手册 6 轴承旁联结螺栓直径 1d fdd  18 盖与座联结螺栓直径 2d 2d = （ ～） fd 10 轴承端盖螺钉直径 3d 3d = （ ～） fd 10 视孔盖螺钉直径 4d 4d = （ ～） fd 8 吊环螺钉 d 查手册表 14—10 20 fd ， 1d ， 2d 1C 查手册表 11— 22 21 至外箱壁的距离 2 fd ， 2d 至凸缘边缘距离 2C 查手册表 11—2 20 外箱壁至轴承端面距离 1l 1l = 1C + 2C +（ 5～ 10） 30 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 1  10 齿轮端面与内箱壁距离 2 2  15 箱盖，箱座肋厚 mm,1  , 11  mm 10 22 轴承端盖外径 2D DD2 +（ 5～） 3d 120（ 1 轴） 130（ 2 轴） 150（ 3 轴） 九 、轴的设计： 高速轴设计： 1）、 ①材料：选用 45 号钢调质处理。 查课本第 127页表 61 取 ][ =35Mpa, C=115。 ②各轴段直径的确定：根据课本第 245 页式 142 3 nPCd  mm 式中： P—— 轴所传递的功率， KW n—— 轴的转速， r/min C—— 由轴的许用切应力所确定的系数 得：3111 nPCd  = 3  = 查课程设计课本第 194 页得到 电动机轴径d=38， 所以 取 1d =38mm；查课程设计课本第 146 页联接器型号结合考虑得第一段轴长为 82mm， L1=82mm。 2d 取 39mm，查课程设计课本第 282 页结合计算得 2L = 1d = L1=82mm 2d =39mm 23 m+e+2==50mm。 3d 取 40mm， 查 课程设计课第 130 页表 153,选用6009轴承 ,得轴承宽度为 b=15mm, 所以取 3d =40mm，3L =27mm。 4d 取 46mm,因为 4d 要与中间轴中小齿轮相对齐，所在取， 4L =90mm。 5d 为小齿轮直径，所以 5d =49mm， 6L 为小齿轮宽度，即5L =50mm 6d 为轴肩直径，其值要比装轴承的直径段大，所以取6d =46，。