切割机毕业设计说明书

切割机毕业设计说明书内容摘要：

此处 C39。 =41 B=7 167。 33 锥齿轮的设计 选用直齿锥形齿轮 ,取锥齿轮传动效率  =, 小锥齿轮传动功率为 P=,转速 n= 一、选择齿轮材料 小齿轮用 45 调质 ,齿面硬度 200230HBS 大齿轮用 45 调质 ,齿面硬度 170200HBS 根据齿面硬度中值 ,按参考资料 [2]图 171 中 MQ 线查得 小齿轮 1limH =565MPa 大齿轮 2limH =545MPa 二、选定齿轮精度等级 根据工作情况 ,选用 8 级精度 三、按接触疲劳强度设计小齿轮分度直径 3 2221)1(11 5 7 5Hpm uKTu Cd   (1) 小齿轮传递的转矩 T T=9550P/n=9550 m (2) 齿数比 u=i=2 (3) 配对材料系数 Cm 查参考资料 [2]表 1718,得 Cm =1 (4) 载荷系数 根据载荷情况 ,齿轮精度和齿轮结构位置取 K= (5)许用应力 Hp 16 1Hp = 1limH = 565=509MPa 2Hp = 2limH = 545=491MPa Hp 取小值 ,所以 Hp = 2Hp =491MPa （ 6）计算小齿轮分度圆直径 d1 32221 491)12( d =52mm 四、计算主要尺寸与参数 (1)选定小齿轮齿数 z1 由参考资料 [2]图 1718,并根据小齿轮直径 ,齿面硬度选定 z1 =20,则 z2= z1 u=40 (2)确定模数 m 11zdm =52/20= 取标准值 m= (3)计算分度圆直径 1d , 2d 1d =m z1 =50mm 2d =m z2=100mm (4)计算分锥角 1 , 2 1 =arc tan(z1 / z2)=arc tan(20/40)=176。 2 =90176。 1 =176。 (5)计算锥距 R R= 22212 zzm = 22  = (6)计算轮齿宽度 b 取 R = b=R R =  = 取 b=20mm (7)计算齿顶圆直径 1ad , 2ad 17 ah = mha* =1= 1ad = 11 cos2 ahd  =  o =  4 3 o 0 0c o s2 22 aa hd = (8)计算平均圆周速度 mv )(50)(11  Rm dd = mv 100060 11   nd m =锥齿轮传动参数 见 表 32 表 32 参数 代号 参数值 小齿轮 大齿轮 齿形角  20176。 20176。 大端面模数 m 传动比 i 2 2 齿数 z 20 40 分锥角  176。 176。 分度圆直径 d 50 100 锥距 R 齿宽系数 R 齿宽 b 20 20 齿顶高 ah 齿高 h 齿根高 fh 3 3 齿顶圆直径 ad 18 齿根角 f 176。 176。 齿顶角 a 176。 176。 顶锥角 a 176。 176。 根锥角 f 176。 176。 安装距 A 72 53 外锥角高 kA 五 、小锥齿轮零件图如下 19 167。 34 圆柱齿轮的设计 选取传动比 i=3,工作寿命 10 年 ,每天工作 1 小时 ,每年工作 300 天 ,小齿轮转速1n =, 选取锥齿轮传动效率  =, 则功率1P= = 一、 选定精度等级 ,材料及齿数 (1) 选 8 级精度 (2) 由参考资料 [1]表 101 选取小齿轮材料为 45 钢 (调质 ),齿面硬度为 200230HBS. 选取大齿轮材料为 45 钢 (调质 ),齿面硬度为 170200HBS (3) 选小齿轮齿数 1z =24 选大齿轮齿数 7224312  izz 二、 按齿面接触强度设计 由参考资料 [1]式 (109a)得接触强度的设计公式为 23 111 )][(HdtzKuuTKd   (1) 确定公式内的各计算数值 1) 试选取载荷 tK = 2) 计算小齿轮传递的转矩 111  nPT= m= 410 N mm 3) 由 [1]表 107 选取齿宽系数 d = 4) 由参考资料 [1]表 106 查得材料的弹性影响系数 EZ = 5) 由参考资料图 1021d 按齿面硬度中值查得小齿轮的接疲劳强度极限为1limH =565MPa, 大齿轮的接疲劳强度极限为 2limH =545MPa. 6) 由参考资料式 (1013)计算应力循环次数 711 )103001(  hjLnN 772 N 7) 由参考资料 [1]图 1019 查得接触疲劳寿命系数 1HNK =。 2HNK = 8) 计算接触疲劳许用应力 20 取失效概率为 1%,安全系数 S=1 由参考资料 [1]式 (1012),得 1 ][ 1l i m11  SK HHNH = 1 ][ 2lim2 2  SK HH HN =545MPa (2) 计算 1) 试算小齿轮分度圆直径 td1 ,代入 ][ H 中较小值 23 41 )545 (3 td= 2) 计算圆周速度 v 100 060 060 11   ndv t =3) 计算齿宽 b  td db  = 4) 计算齿宽与齿高这比 b/h 模数 11 / zdm tt  =齿高  tmh = b/h=5) 计算载系数 根据 v=,8 级精度 ,由参考资料 [1]图 108 查得动载荷系数 Kv 假设 mmNbFKtA /1 0 0/ ,由参考资料 [1]表 103 查得  FH KK  = 由参考资料 [1]表 102 查得使用系数 AK =1 21 由 参 考 资 料 [1] 表 104 查得 8 级 精 度 , 小 齿 轮 相 对 支 承 皮 悬 臂 时 , bK ddH 322 )(   )( 322   = 由 b/h=, HK ,查参考资料 [1]图 1013,得 FK = 故载荷系数   HHVA KKKKK 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由参考资料 [1]式 (1010a),得 mmkKdd tt  7) 计算模数 m 11/zdm =三、 按齿根弯曲强度设计 由参考资料 [1]式 (105)得弯曲强度的设计公式为 3 211 ][2FSaFadYYzKTm  (1) 确定公式内的各种计算数值 1) 由参考资料 [1]图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5501  ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5202  2) 由参考资料 [1]图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数 HFNK , FNK 3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲 劳安全系数 S= 由参考资料 [1]式 (1012)得 ][ 111  SK FEFNF  = ][ 222  SK FEFNF  =364MPa 22 4) 计算载荷系数 K   FFVA KKKKK = 5) 查取齿形系数 由参考资料 [1]表 105 查得 FaY , FaY 6) 查取应力校正系数 由参考资料 [1]表 105 查得 SaY , FaY 7) 计算大 、 小齿轮的][ FSaFaYY,并加以比较 ][ 1 11 F SaFa YY  ][ 2 22 F SaFa YY  小齿轮的数值大 ,用小齿轮的数值 （ 2）设计计算 324 01 121  m= 对比计算结果 ,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 ,由于齿轮模数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 ,仅与齿轮直径有关 ,可取由弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 ,按接触强度算得的分度圆直径 mdz /11  =取 361z 大齿轮齿数 1 0 836312  uzz 这样设计出的齿轮传动 ,既满足了齿面接触疲劳强度 ,又满足了齿根疲劳强度 ,并做到结构紧凑 ,避免浪费 . 四、 几何计算 23 i. 计算分度圆直径 mmmzd  mmmzd  ii. 计算中心距 mmdda 1 0 82/)1 6 254(2/)2( 1  iii. 计算齿轮宽度 mmdb d   取 mmB 152  , mmB 201  （考虑到实际需要） 五、 验算 NdTF t 91354 411  mmNmmNb FK tA /100/  合适 . 圆柱齿轮传动参数见表 33 表 33 24 参数 代号 参数值 小齿轮 大齿轮 模数 m 压力角  20176。 20176。 传动比 i 3 3 齿数 z 36 108 分度圆直径 d 54 162 齿顶高 ah 齿根高 fh 齿顶圆直径 ad 57 165 齿根圆直径 fd 齿距 p 齿厚 s 齿槽宽 e 顶隙 c 标准中心距 a 108 25 第四章 轴 与校核 167。 41 轴的设计 一 、主轴Ⅰ的设计 1. 求主轴Ⅰ上的功率 2P ,转速 2n 和转矩 2T 取皮带轮传动的 效率η =（摘自参考文献 [4]表 22） 则  nPP kW 1150011  inn r/min 于是 222  nPTN mm 2. 初步确定轴的最小直径 先按参考文献 [1]式 (152) 初步估算轴的最小直径 .选取轴的材料为 45钢 ,调质处理 . 根据参考文献 [1] 表 153 , 取 1120 A , 于是得 33220m in  nPAd mm 主 轴的最小直径显然在轴的两端 . 3. 轴的结构设计 (1)根据最小直径 dmin ，考虑到轴的刚度和震动，现取 30IIId　 皮带轮上的轴向定位要求 ,III 轴段右端需制一轴肩 ,故取 IIIII 段直径为35IIIIId L=28,现取 27IIIL mm (2)由参考文献 [4]初步选取轴承座型号为 SN508(摘自 GB/T78131998) 其主要参 数如 表 41。 26 表 41 1d d aD g A 35 40 80 33 68 由于 A=68,现取 80IIIIIL mm 80VIIVIL mm 35  IIIIIV IIVI dd mm 因为 35  IIIIIV IIVI dd mm,取 60  VIVIVIII dd mm 由于摩碎辊筒的宽度为 140m,现取 160IVIIIL mm 摩碎辊筒采用轴肩定位 ,取 46VIVd mm 考。