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1、毕业设计（论文） 目 录第一章 引言1.1课题设计的目的和意义及本课题的研究现状11.2设计题目21.3收集相关资料及初定设计方案 3第二章 模具设计 2.1拉深模具的设计 42.2 拉深工艺的计算 52.3 冲孔、落料模具设计 102.4 模具简图 12第三章 冲压机的设计3.1冲裁力的计算 143.2曲柄滑块机构的运动分析和受力分析 143.3电动机的选取 183.4带传动的设计 183.5齿轮设计 213.6飞轮轴设计 243.7曲轴设计 263.8键连接及轴承设计 273.9连杆及导轨设计 30设计总结及心得 34参考文献 35附录 36摘 要本课题主要介绍灭火器缸体设计以及冲压机的选
2、用设计。灭火器缸体的加工，采用多工序复合模将几道工序在一个工作行程内完成，既能提高制件质量及生产率，又可减少设备投资和模具费用，从而明显降低了产品成本，经济效益显著提高。缸体设计的内容包括冲孔模设计，落料，拉深模设计等。本课题设计采用的压力机工作原理与曲柄压力机的工作原理相同，就是把原先的旋转运动转变为往复直线运动。压力机设计的主要内容有：冲裁力的计算、曲柄滑块机构的运动分析和受力分析、电动机规格的选取、带传动的设计、齿轮设计、飞轮轴设计、曲轴设计、键连接设计、轴承设计、连杆设计和导轨设计等。关键词 灭火器缸体 复合模 曲柄压力第一章 引言1.1 课题设计的目的和意义及本课题的研究现状火灾给国
3、家和人民生命财产造成难以估量的损失，消防工作“责任重于泰山”。人们对安全生产和环境保护的要求越来越高，对消防技术也提出了更高的要求。本课题所涉及的灭火器是火灾扑救中长用的灭火工具，对于有效扑灭初期火灾，最大限度地减少火灾损失起到至关重要的作用。灭火器缸体是灭火器中很重要的一部分。制造灭火器缸体所涉及的是冲压工艺和模具设计方面的问题。现代工业的迅速发展使冲压技术得到了越来越广泛的应用,主要应用于机械、汽车、加电、轻工、五金制品等行业，所以随之而来的对冲压模具的设计与制造的要求越来越高。冲压模具是冲压生产的主要工艺装备，其设计是否合理对冲压件的表面质量、尺寸精度、生产率以及经济效益大等影响很大。所
4、以复合模在冲压中就显得相当的重要，复合模是在压力机一次或多次行程中实施多种不同冲压工艺过程复合冲制的冲压模具。复合模的特点有：生产效率高、冲压件的质量好、对用料没有严格的限制，不规则的边角料也能使用。根据复合模工位布置和完成冲压工艺过程之不同可分为一下几类：1冲栽式复合模亦即复合模裁模2综合式复合模3多工位连续式复合模冲压加工工艺就是利用安装在压力机上的模具，对在模具里的板料施加变形力，使板料在模具里产生变形，从而获得一定形状、尺寸和性能的产品零件的生产技术。冲压生产靠模具和压力机完成加工过程。冲压工艺和冲模技术在国内的研究和发展主要有以下几个方面：1工艺分析计算方法的现代化。冲压技术与现代数
5、学、计算机技术联姻，对复杂曲面零件进行计算机模拟和有限元分析，达到预测某一工艺方案对零件形成的可能性与成型过程中将会发生的问题，供设计人员进行修改和选择。这种设计方法是将传统的经验设计升华为优化设计，缩短了设计和制造的周期，节省了昂贵的模具试模费用等。2模具计算机辅助设计，制造与分析（CAD/CAM/CAE）的研究和应用，将极大地提高模具制造效率，提高模具的质量，使模具设计与制造技术实现CAD/CAM/CAE一体化。3冲压生产的自动化。为了满足大量生产的需要，冲压生产已向自动化、无人化方向发展。现已实现了利用高速冲床和多工位精密级模实现单机自动，冲压的速度可达每分钟上千次。大型零件的生产已实现
6、了多机联合生产线，从板料的送进到冲压加工、最后检验可全由计算机控制，大大减轻了工人的劳动强度，提高了生产率。4为适应市场经济需求，大批量与多品种小批量共存。发展适宜于小批量生产的简易模具，经济模具和标准化且容易变换的模具系统。5不断改进板料性能，以提高其成形能力和使用效果。例如：研制高强度钢板，用来生产汽车覆盖件；研制新型材料板，用来生产航空构件等。 6推广和发展冲压新工艺和新技术。如精密冲裁、液压拉深、超塑成形等1.2设计题目 工件材料08F钢，坯料直径=285mm，厚度t=2mm,现用该板料加工一个筒形零件（如图1-1）如图1-1题目分析图中所示的是一个简单的圆筒形件，由于其结构简单，一般
7、可采用大批量生产，这样可以尽可能的把工序集中起来，所以采用复合模来进行加工。由图可知，要完成这个圆筒形的加工，所需的基本工序有冲孔、落料和拉深三种。 对于相对厚度小的拉深件，必须经过多次拉深，这样就增加了工序。我们设定拉深件的壁厚不变。先采用单工序落料模冲下mm的毛坯坯料，然后再经拉深得到缸体。冲床与压力机的工作原理（图1-2）相同，都是把原先的旋转运动转变成直线运动。即：动力源电动机经小皮带轮、大皮带轮和一对齿轮带动曲柄旋转。连杆连接在曲柄上，带动滑块在机身的导轨内上、下移动，加工用的模具上模固定在滑块的下平面上，下模固定在工作台面垫板上。滑块每上下移动一次，完成一次冲压动作。 图1-21.
8、3收集相关资料，拟定设计方案通过毕业实习环节，对毕业设计有了一个总体的概念，收集了设计的相关资料，酝酿设计方案。即在压力机设计中运用曲柄压力机的工作原理，冲模中的模具则用复合模进行设计。冲模设计:主要包括冲压加工中冲孔、拉深和落料三道工序的模具设计。冲孔工序由单工序的冲孔凸凹模完成，而拉深、落料则由一个复合模完成。压力机设计: 主要运用了曲柄压力机的工作原理第二章 模具设计2.1拉深模具的设计1.模具的作用模具的作用一方面是将压力机的作用力通过模具传递给金属板料，在其内部产生使之变形的内力。当内力的作用达到一定的数值时，板料毛坯在某个部分便会产生与内力是作用性质相对应的变形，从而获得满足一定性
9、能要求及符合所需次村及形状的制品。另一方面，通过模具的作用，可以保证上下模之间的正确导向，并使坯料稳固地压紧与精确的定位，从而冲制出达到一定精度要求的冲件。2.模具的选择本课题设计的是灭火器缸体的设计，在实际生产中，大多采用拉深板材来加工，所以本课题对模具的选择为拉深模具。拉深是指采用模具将平板毛坯冲压成开口空心零件或将开口空心零件进一步改变形状和尺寸的工艺。拉深工作示意图如下图（2-1）所示 图2-1拉深件按形状来分，有平底和非平底拉深件两类，平底拉深件的底部是不参与变形的，而非平底的拉深件底部一般都是参与变形的。平底拉深件又分为等高、不等高、规则、不规则拉深件，非平底拉深件也分为等高、不等
10、高、规则、不规则拉深件。本课题涉及的灭火器缸体拉深件拟定为平底、等高、规则的圆筒件。拉深模具设计包括模具材料的选择，拉深工艺计算、拉深模工作部分参数计算和压边力、拉深力、拉深功的计算。3.模具材料的选择目前广泛采用的CrWMn,Cr12,Cr12MoV等冷作模具钢,改变以往碳化物容易形成网状和带状分布,形成其强度和韧性不足,易造成模具的崩裂，且在热处理后，残余奥氏体不稳定，易造成变形等缺点。凹模、凸模和凹凸模所使用的模具钢为冷作模具钢。查冲压工艺与模具设计实用技术表2-103，2-104得：拉深模采用的材料为Cr12。2.2拉深工艺计算1.确定切边余量根据H=185 H/d=185/93=1.
11、98 查资料冲压工艺与模具设计实用技术中的表5-6取=8mm。 查资料冲压工艺与模具设计实用技术表5-8根据拉深件的形状选择公式来计算毛坯直径 =284.22取D=285mm不采用压力圈的条件： t/D 0.03(1-t/D)又0 t/D = 2/285 =0.0070.03（1-93/285）=0.02 所以 t/D 0.003(1-t/D)显然必须采用压边圈拉深又H/d=192/93=2.06 t/D1000.7查教程模具设计与制造按表4-5暂定该零件为3次拉深成形凸模和凹模的圆角半径对拉深工作影响很大，其中凹模圆角半径rd的影响更为显著。所以在设计凸模和凹模的圆角半径时要合理，圆角半径过
12、大和过小都是不利于拉深工作，影响拉深件的质量，应尽量避免这些不利因素。拉深凹模圆角半径可以根据工件材料及其厚度来确定，见教程模具设计与制造，查表4-6以及公式（4-7）。 得拉深凹模圆角半径依次如下：rd1=(106)t rd1=62=12 mmrd2=0.912=10.8 取rd2=11 mmrd3=0.78=5.6 取rd3=6 mm2.凸模圆角半径rp的确定 拉深凸模的圆角半径除最后一次拉深工序外，其他所有各次拉深工序中，凸模圆角半可取与凹模圆角半径相等或略小的数值。根据教程模具设计与制造，由公式（4-8），（4-9）得第一次拉深rp1=0.9rd1=0.912=10.8mm,取=11m
13、m第二次拉深 rp2=(d2-d3-2t)/2=（116.96-92.4-22）/2=10.282 mm取=10mm第三次拉深 rp3=(23)t rp3=2.52=5 mm3.计算各次拉深工序半成品件高度=0.25(285285/153.9-153.9)+0.4310/153.9(153.9+0.3210)=96. 6 mm =0.25(285285/116.96-116.96 )+0.43rp2/116.96 (116.96+0.3210)=148.7946 mm =0.25(285285/92.4-92.4)+0.435/92.4 (92.4+0.325)=198.19 mm4.各次拉深
14、模等边间隙Z的确定拉深模间隙(Z=(dd-dp)/2)是指单边间隙。间隙的影响如下：拉深力：间隙愈小，拉深力愈大。零件质量：间隙过大，容易起皱，而且毛料口部的变厚得不到消除。另外，也会使零件出现锥度。而间隙过小，则会使零件容易拉断或变薄特别严重。故间隙过大或小均会引起工件破坏。模具寿命：间隙小，则磨损加剧。因此要正确确定拉深模的间隙。拉深模具的间隙值可以按下列经验公式来进行选取： Z=tmax+kt本课题假定拉深件的厚度是不变的,此时tmax=t,k为增大系数,可根据冲压工艺与模具设计实用技术表5-19查得: 5.画出各拉深工序图（如图2-2）所示 图(2-2)6.凸模和凹模工作部分尺寸的选取
15、（如图2-3）查教程模具设计与制造对于多次拉深凹模：凸模： 查冲压工艺与模具设计实用技术表5-18 即第一次拉深凹模：mm第一次拉深凸模：mm第二次拉深凹模：mm第二次拉深凸模：mm末次拉深凹模： = =mm末次拉深凸模： mm7.拉深凸模出气孔尺寸设计由冲压工艺与模具设计实用技术表5-16,查得：d=6.5mm8.压边力计算按表实用冲压技术手册表4-51 F=AP 查表4-52，得P=2.53 MP 取P=3MP第一次拉深： =116.7KN第二次拉深： =14.18KN第三次拉深： =6.7KN9.拉深力计算根据实用冲压技术手册表4-54 无凸缘的筒形零件第一次拉深： 查表4-55得 =1
16、.00 查机械设计课程设计表4.3-2 =295MP （ 为材料抗拉强度 ） 即 = =285.1KN第二次拉深： 查表4-56得 =0.9 即 =195KN第三次拉深： 查表4-56得 =0.76 既 = =130.94KN10.拉深功计算本课题拟定的拉深的不变薄拉深 查资料实用冲压技术手册P154得 查实用冲压技术手册表4-61 =22.1KJ=18.8KJ=16.6KJ2.3冲孔、落料模具设计冲裁工艺是指利用模具在压力机上使板料产生分离的冲压工艺。从板料上冲下所需形状的零件（或毛坯）称为落料；在零件（或毛坯）上冲出所需形状的孔（废料）称为冲孔。由于模具交工和测量方法的不同，可分为两类：凸
17、模与凹模分开加工和凸模与凹模配合加工。凸模与凹模刃口分开加工，其计算公式如下表（2-1）： 表（2-1）模具类型工件尺寸凸模尺寸凹模尺寸落料模冲孔模、 分别为落料凸，凹模的刃口尺寸（mm）； , 分别为冲孔凸，凹模的刃口尺寸（mm）； 落料件外形的最大极限尺寸（mm）； d 冲孔件孔径的最小极限尺寸（mm）；, 分别凸凹模的制造公差（mm）零件（工件）的制造公差（mm）最小合理间隙磨损系数查实用冲压技术手册表2-2得 =0.36mm mm mm1.对于落料件尺寸的凸凹模偏差查实用冲压技术手册表2-28得=0.035mm =0.05mm + =0.085mm 由实用冲压技术手册表2-30查得 摩
18、擦系数=0.5 mm =mm 2. 对于冲孔尺寸40mm的凸凹模偏差查实用冲压技术手册表2-28得 + =0.050mm 由表2-30查得 则=mm =2.4模具简图 冲模结构零件用料：上模座和下模座：HT200，模柄：45，导柱和导套：20，推件板、挡料块、圆柱销、螺钉和螺栓、压边圈：45，：凹模、凸模、凹凸模： Cr12。落料、拉深复合模图（如图2-4） 1上模座，2固定板，3圆柱销，4、10、18、22内六角螺钉，5打竿， 6模柄，7板材，8推件块，9凸凹模，11卸料板，12导套，14导柱，14下模座，16圆柱销，17压料圈，19凸模，20顶竿，21弹簧， 23内六角螺栓，24螺母，25
19、挡料销冲孔模简图（如图2-5）图中1下模座，2垫板，3、6固定板， 4凹模，5导套，7上模座，8、11、12、18内六角螺钉，9模柄，10圆柱销，13橡胶，14推件板，15工件，16凸模，17导柱。 第三章 压力机设计3.1冲裁力的计算冲裁力是指冲裁过程中的最大剪切抗力，计算冲裁力的目的是为了合理选择压力机和设计模具。考虑到模具的刃口的磨损、凹模与凸模间隙不均匀、材料性能的波动和材料厚度偏差等因素，实际所需冲裁力的计算公式：式中 F冲裁力，NL冲裁断面周长，mm(L=D=3.14285895mm)t冲裁件厚度，mm抗拉强度， MPa故，F=8952300=537KN要进行修改查模具设计与制造简
20、明手册表1-68选取压力机技术规格：型号Jc23-63,滑块行程S=2R=80mm,滑块行程次数n=40r/min3.2曲柄滑块机构的运动分析和受力分析1）滑块的位移与曲柄转角的关系图3-1，是曲柄滑块机构处于任意位置时的情况。 R表示曲柄半径，L表示连杆长度。表示曲柄的转角，习惯上由曲柄最低点位置（相当于滑块在下死点）、沿曲柄旋转的相反方向计算。B点表示连杆小端的中心，也是滑块上的一点。所以B点的位移可以代表滑块的位移。若以滑块的下死点B1作为计算的原点，那么在任意位置时滑块的位移为： =（R+L）（Rcos+Lcos） =R（1cos）+L（1cos） = R（1cos）+ LR（1cos
21、）令LR=（连杆系数），代入上式得：SB= R（1cos）+（1cos）式中是连杆与中心线OB1的夹角，它的值可以从三角形OAB中求得：sin= AA/L=Rsin/L=sin故,代入上式得： 所以 而 那么即已知曲柄半径R和连杆系数时，便可从上式求出对应于不同的角和SB值。2）曲柄、连杆和滑块的受力情况分析忽略摩擦和零件本身重量时滑块的受力情况如图3-2所示。 其中P1是材料抵抗变形的反作用力，N是导轨对滑块的约束反力，PAB是连杆对滑块的约束反力，这三个力交于B点，组成一个平衡的汇交力系。根据力的平衡原理，从力三角形中可以求得力P1 、 N和PAB之间的关系：PAB= P1/cos N=
22、P1tg由sin=sin知，当=90时，达到最大值。如取=0.3，=90时，=1728。一般曲柄压力 机0.3.负荷达到公称压力的曲柄转角仅30左右，因此曲柄压力机负荷最重时的角远小于1728。所以可认为cos1，tgsin=sin，上面两式便成为： PABP1 NP1sin以上两式中 PAB连杆对滑块的约束反力，也等于连杆所收受的作用力。 P1材料抵抗变形的反作用力N导轨对滑块的约束反力，也等于滑块对导轨的正压力。连杆系数 曲柄转角对曲轴进行受力分析（如图3-3、3-4）： 其中PAB是连杆对曲柄的约束反力，它与前面所说的力PAB大小相等，方向相反；R1与R2分别是曲轴支承1和2处的支反力；
23、Pn是小齿轮对大齿轮的作用力。这几个力虽然不在同一个平面上，但却彼此平衡，因而组成一个空间的平衡力系。为解决这个空间力系的问题，将力PAB从A点平移到曲柄的回转中心O点。根据力学中力平移的原理，平移后还需加上一个力偶，这个力偶矩M0等于O点到力PAB作用线的垂直距离m0(即OC)与力PAB的乘积，即：M0=PABm0 由于PAB=PABP1 所以上式又可写成：M0P1m0 即该扭矩就是曲柄所需传递的扭矩，也是大齿轮所需传递的扭矩。 式中m0可从几何关系中求出，在三角形OAC中，由于OAC=+，OA=R，所以： m0=R sin（+）= R （sincos+cossin）又cos1，sin=si
24、n，所以上式成为：m0=R（sin+cossin） = R（sin+sin2/2）所以在不计摩擦时曲轴所需传递的扭矩：M0= P1 R（sin+sin2/2）(查表2-2得sin+sin2/2=0.4571)然而，在计算扭矩时不应忽略摩擦的影响。在曲柄滑块机构中的摩擦主要发生在四处：1）滑块导向面与导轨之间的摩擦。2）曲轴支承颈与轴承之间的摩擦。3）曲柄颈与连杆大端轴承之间的摩擦。4）连杆销与连杆小端轴承之间的摩擦。上述四处的摩擦都会使曲轴增加所需传递的扭矩。由经验可知，摩擦扭矩M是不计摩擦时的扭矩M0的47。所以曲柄所需传递的总扭矩 M总=1.47 M0=1.47537400.4571=14
25、433.2NM则曲轴所在功率为 P=M总n/9550=14433.240/9550=60.5KM3.3电动机的选取从电动机到曲轴之间的功率传递过程中，需要损失一部分。其中带传动效率1=0.95 滚动轴承效率2=0.98 齿轮传动效率3=0.97 。总=1223= 0.950.9820.97= 0.885 所以电机所需功率为：P1=P/总=60.5/0.885=68.3KW 查机械设计手册中册Y系列（LP44）三相异步电动机表19-3取电动机规格：型号 Y280M-6 功率P=75KW 转速n=990r/min传动比分配：总传动比i=990/40=24.75带传动比取=4 则=/i=24.75/
26、4=6.23.4带传动设计(设计中所用数据查于机械设计教材)及简明机械设计手册确定计算功率带的型号根据设计功率和小带轮转速 选取。确定设计功率Pc 考虑载荷性质和每天运转时间等因素，设计功率要比要求传递的额定功率略大，即由简明机械设计手册表8，查得工况系数=1.3,Pc=P=1.368.3=88.79KW选择带型号带的型号根据设计功率Pc和小带轮n1选取，Pc=88.79KW ，n1=990r/min,由简明机械设计手册图8-1，初步选用普通D型带选取带轮基准直径dd1、dd2 (设滑动率=1)由简明机械设计手册表8-9选取小带轮基准直径 dd1=400mm大带论基准直径 dd2 = i1(1
27、-)dd1 =40.99400=1584mm由简明机械设计手册表8-8选取直径标准值dd2=1600m验算带速带速太高，会因离心力太大而降低带和带轮间的正压力，从而降低摩擦力和传动的工作能力，同时也降低带的疲劳强度；带速太大，所需有效拉力F大，要求带的根数多。一般在525m/s范围内，选取合适的带速。带速计算公式V=dd1n1/601000=400990/601000=20.7m/s此时带论的速度在要求的范围之内。实际传动比II=dd2/dd1(1-)=1600/4000.99=4.04确定中心距a0和带的基准长度Ld带传动中心距过小，虽使传动紧凑，但带长短，在一定速度下，单位时间内带的应力变
28、化次数多，加速带的疲劳损坏，当传动比I较大时，短的中心距将导致包角过小。带传动中心距不宜过大，在速度较高时容易引起带的颤动.一般初定中心距为：在0.7（dd1+ dd2）ao2（dd1+ dd2）范围，初选中心距ao =2000mm 带长计算公式Ld02ao+（dd1+ dd2）/2+( dd2- dd1)2/4ao 22000+3.14(400+1600)/2+/42000 7320mm 查机械设计图3-3取D型带的标准基准长度Ld=7500mm 验算小带轮包角1小带轮包角愈小，传动愈容易产生打滑，带的工作能力不能充分发挥，所以应保证：1=180o- (dd2- dd1)57.3o/a120
29、o =180o-(1600-400)57.3/2354= =120o 故包角合适确定带的根数ZV带根数按下式计算： Z=Pc/(Po+)KaKlZmax =8式中Pc-计算功率，Po-单根V带所能传递的功率， Po -许用功率的增量K为包角修正系数, -带长修正系数根据n1,dd1和V带型号查简明机械设计手册图8-4.f 得Po =20kw po=2.97kw由简明机械设计手册表8-11查得 =0.92由简明机械设计手册表8-3查得 =1.03所以 Z=Pc/(Po+)KaKl =88.79/（20+2.97）0.921.03 =3.66所以取Z=4确定初拉力F0初拉力的大小是保证带传动正常工
30、作的重要因素。初拉力过小，摩擦力小，容易打滑；初拉力过大，带的寿命低，轴和轴承的承受力大。单根V带张紧后的初拉力为： F0=500 Pc /zv(2.5/K-1)+mv2由简明机械设计手册表8-2查得m=0.62所以F0=50088.79/（420.7）(2.5/0.92-1)+0.6220.72=1188N计算带轮轴所受压力FQ带轮轴所受压力FQ的计算公式如下：FQ=2ZF0sin1/2FQ=2ZF0sin1/2=241188/2=9197N3.5齿轮设计1选定齿轮材料、热处理及精度齿轮传动是最基本的机械传动形式之一。用于传递空间任意两轴或多轴之间的运动和动力。齿轮传动的优点是：工作可靠、使
31、用使命长、瞬时传动比恒定、效率高、结构紧凑、速度和功率的适用范围广等。但是齿轮传动也有如下缺点：制造和安装精度要求较高、价格较贵、不宜用于两轴间距离较大的场合。1选定齿轮材料、热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线直齿轮。闭式传动，悬臂布置。(1)齿轮材料大小齿轮材料为20CrMoTi.齿面渗碳淬火，齿面硬度为5862HRC，有效硬化层深0.50.9mm 由机械设计书（式5-33）计算应力循环次数小齿轮转速n1=n电机/i1=990 r/min/4=247.5 r/min 传动比i2=6.2N1=60n1jLn=60247.51103008=3.56410
32、8N2=NI/I=3.564108/5.6=6.364107查图5-17得ZN1=1.08 ZN2=1.18有式（5-29）得ZX1=ZX2=1.0取SHmin=1取Zw=1.0 取ZLVR=0.92按齿面硬度60HRC，由图5-16（c）得Hlim1=Hlim2=1500Mpa由式（5-28）计许用接触应力H1=Hlim1/SHminZN1ZX1ZwZLVR=1500/1.01.081.00.92=1490.4MpaH2=Hlim2/SHminZN2ZX2ZwZLVR=1500/1.01.181.00.92=1628.4Mpa因H1H2，计算中取H= H1=1490.4Mpa(2)齿轮精度参
33、照表5-6，取8级精度初步设计齿轮传动的主要尺寸因为为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳 强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。计算小齿轮传递的转矩输入轴功率P1=P112式中1带传动效率2滚动轴承效率P1=68.30.950.98=63.5Kw小齿轮转速n1=n电机/i1=990 r/min/4=247.5 r/min 传动比i2=6.2所以T=9.5563.5/247.5=2.45N mm确定齿数z 初取KtZ2t=1.1，取a=0.4由表11-5得ZE=189.8Mpa，减速传动u=I=6.2，由式（5-14）计算ZH=2/（cosa.sina）=2.5由式（5-1
34、8）计算中心距aat（u+1）3KT1/（2aU）（ZHZEZ/H）2=（6.2+1）31.12.45/（20.46.2）（2.5189.8/1490.42 =273.6取中心距a=280mm估算模数m=（0.0070.02）a=1.965.6由表5-7取标准模数m=4mm齿数Z1=2a/m（U+1）=2280/4（6.2+1）=19.4 取Z1=20 因为 硬齿面，故取Z1=20,则Z2= i2 Z1=6.220=124传动比误差i= u= z2/z1=124/20=6.2, i=(6.26.125)/4.9=1.475，允许 。齿轮分度圆直径 d1=mz1=420=80 d2=mz2=41
35、24=496齿轮齿顶圆直径 da1=d1+2ham=80+21.04=88 da2=d2+2ham=496+21.04=504齿轮基圆直径 db1=d1 cosa= 80cos20 =75.2 db2 = d2cosa =496 cos20=466.1圆周速度 v=d1n1/60000=3.1480247.5/60000=1.34m/s中心距 a=（d1+d2）/2=（80+496）/2=288mm由表5-6，选取齿轮精度为8级。（3）验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由表5-3，取KA=1.0由图5-4（a）,按8级精度和vz1/100=1.3420/100=0.268m/s,得 K
36、v=1.02由表5-8得d=0.4齿宽b=da=0.4280=112mm由图5-7a,按b/d1=112/80=1.4查得 K =1.08由表5-4，Ka=1.1确定载荷系数K: K= KA KvKFKF=1.01.021.081.1=1.21 端面重合度近似为：a=1.883.2（1/ z1+1/ z2） =1.883.2（1/20+1/ 124） =1.694由式（5-13）计算 Z=（4-a）/3 =0.877由式（5-17）计算齿面接触应力 H=ZHZEZ2KT1（U+1）/（bd12U） =2.5 188.90.87721.562450000（6.2+1）/（6.21128080）=
37、1476mpaH=1500mpa 安全（4）校核齿根弯曲疲劳强度按Z1=20，Z2=124由图5-14得 齿形系数=2.8 =2.22由图5-15得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79由式（5-23）计由式(5-23),m=412mm,Yx1=1.0=Yx2 由式5-23，m=45 取YsT=2.0，SFmin=1.4算重合度系数为： Y=0.25+0.75/a =0.693由图5-18(c)，得 Flim1=460mpa Flim2=460mpa 由式5-31计算许用弯曲应力 F1= Flim1YsT1YN1Yx1/SFmin=46021.01.0/1.4=657MpaF2= Flim2Y
38、sT1YN2Yx1/SFmin=46021.01.0/1.4=657 Mpa由式5-24计算齿根弯曲应力 F1=2KT1YFa1Ysa1Y/（bd1m）=21.2124500002.81.5530.693/（112804）=249.3MpaF1=657Mpa，安全F2=F1YFaYsa2/（YFa1Ysa1）=249.32.221.79/（2.81.553）=227.8F2= 657Mpa，安全（5）齿轮主要几何参数Z1=20，Z2=124，U=6.2，m=4mmd1=mZ1=420=80mm d2=mZ2=4124=496mmda1=d1+2ham=80+21.04=88mm da2=d2+
39、2ham=496+21.04=506mmdf1=d1-2（ha*+c*）m=80-2（1.0+0.25）4=70mmdf2=d2-2（ha*+c*）m=496-2（1.0+0.25）4=486mma=（d1+d2）/2=（80+496）/2=288mm齿宽b2=b=112mm，取b1=b2+（510）=120mm3.6飞轮轴设计1) 按扭矩初步确定飞轮轴的直径由简明机械设计手册公式（14-1）得 dA3p/n 31/(1-r4)由前面所知P=63.5KW, n=247.5查表14-11得 A=100r=0 所以d100363.5/247.5 =63.5mm2）确定轴的结构考虑到轴上零件固定方式，将初步确定的最