【文章內(nèi)容簡介】 ZuuφKTd () （ 1）確定公式內(nèi)各數(shù)值 1）初選載荷系數(shù) Kt=。 濟南大學畢業(yè)設計 11 2）計算小齒輪傳遞的扭矩。 )( 31 151 mmNn PT ????? () 3）由表 [4]查得尺寬系數(shù) Φd=1。 4）由表 [4]查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=(MPA1/2)。 5）由圖 [4]按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim2=550MPa。 6）計算應力循環(huán)次數(shù)： 911 0 08211 5 0 06060 ?????????? hjLnN () 992 102 9 ????N () 7）由圖 [4]取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=； KHN2=。 8）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為 1%， ，安全系數(shù) S=1，由下面公式計算得： ? ? )(5281 i m11 M P aSσKσ HNH ???? () ? ? )( i m22 M P aSσKσ HNH ???? () （ 2） 計算 1）計算小齒輪分度圓直徑 d1t，將 [σH]中較小的值代入公式 ()中 得： ? ?3211 ???????????HEdtt σZuuφ TKd )(4 9 5 8 3 0 4 32 mm??????????? 濟南大學畢業(yè)設計 12 2）計算圓周速度 v。 )( 0 0 060 1 5 0 0 0 060 11 mmπndπv t ?? ????? () 3）計算齒寬 b。 )( mmdφb td ????? () 4）計算齒寬與齒高之比 b/h。 模數(shù) )( mmzdm tt ??? () 齒高 )( mmmh t ???? () ??hb () 5）計算載荷系數(shù)。 根據(jù) v=(mm)， 7 級精度，由圖 查得動載系數(shù) KV=1； 直齒輪， KHα=KFα=1； 由表 [4]查得使用系數(shù) KA=1； 由表 [4]使用插值法可以查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHβ=。由 b/h=,KHβ=,查圖 得 KFβ=；故載荷系數(shù)： ?????? αHβHVA KKKKK () 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由下列公式計算的： )( 3311 mmKKdd tt ????? () 濟南大學畢業(yè)設計 13 7）計算模數(shù) m。 )( mmzdm ?? 由下式得彎曲強度的設計公式為 ? ?3 2112 ????????? F SaFad σYYzφKTm () （ 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 由圖 [4]查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 σFE1=500MPa， σFE2=380MPa； 2）由圖 [4]去彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=； KFN2=； 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，有下列公式計算得： ? ? )( M P aSσKσ FEFNF ???? ? ? )( 3 3 8 2 M P aS σKσ FEFNF ???? () 4）計算載荷系數(shù) K。 ?????? βFαFVA KKKKK () 5） 查取應力校正系數(shù)。 由表 [4]查得 YSa1=； YSa2=。 6） 查取齒形系數(shù) 由表 [4]查得 YFa1=； YFa2=。 濟南大學畢業(yè)設計 14 7） 計算大小齒輪的 ? ?FSaFaσYY 并加以比較。 ? ? 31 11 ?????F SaFaσ YY () ? ? 32 22 ????F SaFaσ YY () 大齒輪的數(shù)值較大。 （ 2）設計計算，代入公式 () )(241 23 mmm ?? ????? 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 要 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，故可取彎曲疲勞強度算得的模數(shù) 并就近圓整為標準值 m=2(mm),按接觸強度算得的分度圓直徑 d1，算出小齒輪齒數(shù) [4]，代入公式 ()： 2411 ?? mdz 大齒輪數(shù) 1205242 ???z 這樣設計出齒輪即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 （ 1） 計算分度圓直徑，代入公式 () )(4822411 mmmzd ???? 濟南大學畢業(yè)設計 15 )(2 4 021 2 022 mmmzd ???? （ 2） 計算齒寬 )(484811 mmdφb d ???? () 取 B2=48(mm)； B1=53(mm) 因為小齒輪的的齒根圓到鍵槽底部的距離 e2mt（ mt 為端面模數(shù)），所以可以把小齒輪做成齒輪軸。因為大齒輪的齒頂圓直徑 da160(mm)，所以可以把大圓柱齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu) [4]。根據(jù)本文的設計，可以得到大直齒圓柱齒輪的簡圖，其簡圖如圖 所示： 圖 直齒圓柱齒輪結(jié)構(gòu)簡圖 直齒錐齒輪的設 計 、材料及齒數(shù) （ 1）包裝紙箱壓力變形試驗機為一般工作機器，速度不高，故可以選用 7 級精度。 （ 2） 材料選擇。選擇小齒輪的材料為 45（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者材料硬度相差為 40HBS。 濟南大學畢業(yè)設計 16 （ 3）選小齒輪的齒數(shù) z1=20，大齒輪齒數(shù) 804202 ???z 。（傳動比 i=4） 由下面設計公式進行試算 ? ? ? ?3 2121 uφφKTσZdRRHE ?????????? () 根據(jù)計算直齒圓柱齒輪的計算過程，在參考文獻 [4]中選取相應的公式內(nèi)的各計算數(shù)值的取值，通過選取的數(shù)值計 算出小錐齒輪的分度圓直徑 d1t，進而求出小錐齒輪校正后分度圓的直徑 d1。 有下面的設計公式進行試算 ? ? ? ?3 2212 1 4 F SaFaRR σ YYuzφφ KTm ??? () 同樣根據(jù)計算直齒圓柱齒輪的計算過程，在參考文獻 [1]中選取相應的公式內(nèi)的各計算數(shù)值的取值，通過選取的數(shù)值計算出錐齒輪的模數(shù)，然后再按標準圓整為標準模數(shù)。 通過一系列的計算最后得到了錐齒輪的模數(shù) m=3(mm)，小錐齒輪的齒數(shù) z1=20，大錐齒輪的齒數(shù) z2=80。 通過兩種疲勞強度公式進行設計， 這 樣設計出齒輪即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費 [4]。 （ 1） 計算分度圓直徑 根據(jù)公式 ()計算出錐齒輪的分度圓直徑 d1=60(mm)， d2=240(mm)。通過設計可以得出大錐齒輪的結(jié)構(gòu)簡圖，其簡圖如圖 所示： 濟南大學畢業(yè)設計 17 圖 錐齒輪結(jié)構(gòu)簡圖 鏈及鏈輪的設計 根據(jù)總體方案的設計可以知道在此壓力變形試驗機的傳動系統(tǒng)中用到了鏈傳動，因此相應的也會鏈輪的存在，于是應該在設計鏈的同時要把相應的鏈輪一起設計出來。因為在設計過程考慮到 鏈的承載能力，所以設計時選用的是雙排鏈，進而鏈輪相應的選用的是雙排鏈輪。 取小鏈輪的齒數(shù) z1=21，大鏈輪的齒數(shù)為 212112 ???z ，（傳動比 1?i ）。 因為包裝紙箱壓力變形試驗機為一般工作機器，在工作中沒有劇烈振動及沖擊，所以鏈輪的材料可以選擇 45，同樣鏈也可以選用 45。 由表 [4]查得 KA=， 由圖 913 查得主動鏈輪 KZ=，雙排鏈，則系數(shù) KP=每條 鏈所需要傳遞的功率為 P=(w)，則計算功率為： )( wK PKKP P ZAca ????? () 根據(jù) Pca=(KW)，查圖 [4]可以選出鏈的型號為 12A2。查表 [4]，可得鏈的節(jié)距為 p=。 濟南大學畢業(yè)設計 18 初選中心距 a0=(3050)p=~(mm)。取 a0=1500(mm)， 則相應的煉廠節(jié)數(shù)可用下面公式計算： 1 922202122100 ??????? ????? apπ zzzzpaL p () 取鏈長節(jié)數(shù) Lp=120 節(jié)。 則相應的鏈輪的分度圓直徑用下面公式計算 ： ?????????zpd?180sin () 將 p=， z=21 代入公式 ()可以計算出鏈輪的分度圓直徑 d=254(mm)。 鏈輪齒寬用下面的公式計算，對于雙排鏈 11 bbf ? () 通過查表 可得 b1=，則鏈輪的齒寬 bf1=(mm)[4]。通過設計可以得到鏈傳動的簡圖，其簡圖如圖 所示： 圖 鏈傳動結(jié)構(gòu)簡圖 減速器的選擇 機器一般是由 原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置能夠用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式用以滿足工作裝置的需要，它是一部機器的重濟南大學畢業(yè)設計 19 要組成部分。傳動裝置是否合理可以直接影響機器的工作性能、機器的重量和成本。合理的傳動方案除了能夠滿足工作裝置的功能外，還要求裝置結(jié)構(gòu)簡單、制造簡便、成本低廉、傳動效率較高、使用維護方便等 [4][9]。 該包裝紙箱壓力變形試驗機以交流 伺服電機為動力，最大下壓速度 10(mm/min)，所以滿足最大下壓速度時，鏈輪的轉(zhuǎn)速 n=(r/min)。 壓桿的上行速度暫定為最大下壓速度的 5 倍，即 50(mm/min)，則壓板上行時鏈輪的的轉(zhuǎn)速為 (r/min)。 暫定為最大速度下壓時，交流伺服點電動機的轉(zhuǎn)速設為 30(r/min),上行的時侯電動機的轉(zhuǎn)速設為 150(r/min)。 由以上的數(shù)據(jù)可以確定總傳動比為 i=30/=1000。 因為設計時初步設定執(zhí)行機構(gòu)的總傳動比為 20，所以減速器的傳動比大約可以選定為 50，通過查機械設計手冊 結(jié)合所屬按電動機可以找到傳動比為 50 的二級圓柱齒輪減速器，可以查到減速器與齒輪軸相連的伸出軸的軸徑為 28mm。 軸的設計 根據(jù)總體方案的設計可以知道在此壓力變形試驗機的傳動系統(tǒng)中用到了三根軸，根據(jù)方案中執(zhí)行機構(gòu)簡圖，可以看出在此次壓力變形試驗機的設計中用到了一根齒輪軸和兩根階梯軸。 齒輪軸的 結(jié)構(gòu) 設計 （ 1） 初步擬定軸上零件的裝配方案： 通過前面總體方案的設計進行分析，初步選用圖 所示的裝配方案： 圖 齒輪軸 的結(jié)構(gòu)與 裝配 （ 2） 根據(jù)軸向定