发布时间：
仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=；带速V=；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=××××(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700××、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×π×220=根据【2】表中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 3 Y100l2-4 3 1500 1420 3 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=(r/min)nII=nI/i齿=(r/min)滚筒nw=nII=(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=××η轴承×η齿轮=××、 计算各轴转矩Td=×入/n1 = =入/n2=五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA= P=×据PC=和n1=由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×()= mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+(95+280)+(280-95)2/4×450=根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+()/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1= ×(dd2-dd1)/a=×(280-95)/497=>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=查[1]表10-3，得Kα=；查[1]表10-4得 KL= PC/[(P1+△P1)KαKL]=[() ××]= (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（α）-1]+qV2=[()]+ =则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×()=、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=取z2=78由课本表6-12取φd=(3)转矩T1T1=×106×P1/n1=×106×(4)载荷系数k : 取k=(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60××10×300×18= /×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=模数：m=d1/Z1=取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=×20mm=50mmd2=mZ2=×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=××50/60×1000=因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×tan200=⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=×96÷2=截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=×96÷2=(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（)1/2=(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=×（P2/n2）×106=(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=×453=< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=×100/2=(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+）1/2=(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（）=(×303)=<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=, 基本静载荷CO=,查[2]表可知极限转速9000r/min（1）已知nII=(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS= 则FS1=FS2=(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N = =根据课本P265表（14-14）得e=
小模数齿轮齿形误差图像测量法权转菊 (西安东风仪表厂计量处 710065) 摘要:本文提出了一种小模数齿轮齿形误差测量的新方法,该方法在极坐标系下采集齿廓边缘 摘要 点的坐标值,通过测量模型计算获得齿形误差,符合齿形误差定义,具有较高的精度. 关键字:齿形误差 关键字 光学测量 极坐标 数学模型 引言小模数齿轮尤其是模数在 ～ 的小模数齿轮广泛应用于航天航空,国防,IT,钟 表等领域的精密仪器仪表制造中.作为关键的运动传动件,其质量直接影响到仪器仪表的运动精度, 噪音,寿命等.因此,实现对小模数齿轮的高精度测量是保证仪器仪表质量的一个关键技术问题. 小模数齿轮由于其模数小而齿数通常较多,齿槽空间很小,很难采用传统的齿轮测量技术和仪 器.目前,普遍采用的测量方法是轮廓投影比较法和分度盘展成法.轮廓投影比较法即在轮廓投影 仪上,将齿轮与标准放大图进行比较,从而判定加工齿轮的齿廓精度,这种方法显然不能实现精确 检测.分度盘展成法测量效率低,受找正误差,分度误差的影响精度并不是很高. 近年来,随着光 学坐标测量机的应用和发展,基于 CCD 技术的齿轮测量方法的研究不断增多.本文作者研究了在光 学坐标测量机上对小模数齿轮齿形误差进行精密测量的一种新方法. 1 数学模型的建立 展开角增量与展开弧长增量的关系 按渐开线形成原理,渐开线上某一点的曲率半径 ρ 等于基圆上形成渐开线的起点 A 到曲率半 径 ρ 与基圆切点 B 间的弧长,ρ 也即展开弧长, 其展开角 w 与 ρ 之间的关系为: w =ρ/ r0 (式 1) ? 式中: r0 为齿轮的基圆半径 当展开角 w1 增加w 转角时,展开弧长的增 量为ρ. 与ρ 之间有一定的比例关系, w 如当 齿轮转动一度, ρ1 应增加齿轮基圆圆周长度为 则 1/360,所以得如下关系式: ρ=2πr0w/360=π/180wr0 式中:ρ 为展开弧长增量 ( 2 B1 A1 A2 ?A 式 2) 图 (1) 渐 开 线 形 成 原 理 1 ρ=ρ2-ρ1 极坐标系下展开角与极径的关系 按照几何关系,从图中可以看出: ρ= R2 r 0 2 2 R12 r 0 2 (式 3) wx=w2-w1=B2+cos-1 r0 r -B1- cos-1 0 R2 R1 r0 r - cos-1 0 R2 R1 (式 4) 也即:wx=B2-B1+cos-1 将式 3 和式 4 代入式 2 得: 2 R2 r 0 R12 r 0 2 2 =π/180r0 2-B1+cos-1 (B r0 r - cos-1 0 ) (式 5) R2 R1 从式 5 中可以看出, 如果我们以齿轮中心为极坐标中心, 靠近渐开线起始点测量一点作为极坐 标起点,建立极坐标系,在此坐标系下齿形上各点极径与极角应满足式 5 中的关系. 2 齿形误差的测量 由于齿形误差的影响,实际齿廓上各点的坐标值与理论值有差异,即相对一展开角实际齿廓上 展开弧长与理论值有差异.变换式 5,我们可以求出实际齿轮左右齿廓上这种差异. f= Ri r 0 2 2 R12 r 0 -π/180r0 i-B1|+cos-1 (|B 2 r0 r - cos-1 0 ) Ri R1 (式 6) 这种差异也是齿廓上各点曲率半径与渐开线上相应的理论曲率半径的差异. 最小值与最大值之 差即为包容实际齿形的两条最近的理论渐开线间的法向距离,符合 GB10095-85 规定齿形误差ff 定 义(见图 2) ,则齿形误差为: ff=fmax-fmin (式 7) 齿 顶倒 棱高 度 ? 工 作部 分 设 计 齿形 齿 根 起始 工作 圆 图 1 齿形 误差 示意 图 2 3 测量实例选用有背光照明系统和 CCD 视像头的坐标测量机对一模数为 ,齿数为 50 的小模数齿轮 进行实际测量.首先以齿轮中心为坐标原点,以齿廓上大于基圆半径一点为起点建立极坐标,然后 对齿廓进行测量,求得各点的极径及极角,通过数学模型计算齿形误差.测量数据及结果见表 1. 表1 右齿 R(mm) ω(°) 360 f (mm) 0 R(mm) 齿形误差测量结果 左齿 ω(°) 0 f (mm) 0 齿形误差:0-()= 齿形误差:()= 4 结论本文结合渐开线展成原理对极坐标系下渐开线上各点坐标关系进行了分析, 并给出了数学模型, 由此得出齿形误差测量方法.通过测量实例对测量方法进行了说明. 这种方法与传统的使用分度盘 测量齿形的方法相比,同样是图像测量法,但由于少了分度盘的找正误差,分度误差等误差影响因 素,测量精度大为提高,并且可利用坐标测量机柔性定位功能,形成测量程序进行批量测量,实现 对小模数齿轮齿形误差的高精度,高效率测量. 3
我当年毕业的时候就是做的这个设计，你看看是这个吗 图纸我都有的。塑料齿轮模具设计及其型腔仿真加工摘 要：本课题来源于盐城羽佳塑业，任务是塑料齿轮模具设计及其型腔仿真加工.注射成型是塑料成型的一种重要方法，它主要适用于热塑性塑料的成型，可以一次成型形状复杂的精密塑件。本课题就是将双联齿轮作为设计模型，将注射模具的相关知识作为依据，阐述塑料注射模具的设计过程。本设计对双联齿轮进行的注塑模设计，利用proe软件对塑件进行了实体造型，对塑件结构进行了工艺分析。明确了设计思路，确定了注射成型工艺过程并对各个具体部分进行了详细的计算和校核。如此设计出的结构可确保模具工作运用可靠，保证了与其他部件的配合。 最后用mastercam仿真加工型腔。本课题通过对双联齿轮杯的注射模具设计，巩固和深化了所学知识，取得了比较满意的效果，达到了预期的设计意图。关键词：塑料模具；注射成型；模具设计；The design of gear plastic injection mold and cavity simulation processingAbstract: The subjects come from the Yujia Plastic Corporation. Task is what the design of gear plastic injection mold and cavity simulation processing. Plastic injection molding molding is an important method, which is primarily applicable to thermoplastic plastic molding, Molding can be a complex shape of precision plastic parts. To study the topic ,we make double-gear the design model, make the injection mold-related knowledge the basis for elaborate plastic injection mold design the designment we design double-gear with the injection mold design, using software proe to plastic parts to solid modeling, and making technics analysis to the structure of Plastic Parts for the definite the design,and identify the injection molding process as well as some specific details of the calculation and structure of such a design can be used to ensure reliable Die work ,to ensure cooperation with the other parts of the tie. Finally，simulation processing cavity with mastercam .we have consolidated and deepened the learning, gain a satisfied result, achieve the desired design intent through the process of double-gear mold words : Plastic mold; Injection molding; Mold design;目 录1 前言 12 模具总体设计 制品的分析 模具总体方案设计 注射机的选择 型腔数的确定 型腔的布局 分型面的确定 浇注系统设计 浇口的形式 流道、主流道衬套及定位环的设计 冷料井的设计 冷却系统的设计 模架的选择 导柱、导套的选择 导柱的选择 导套的选择 顶杆设计 复位杆 锁模力的校核 开模行程的校核 总装配图及三维造型图 总装配图 模具的三维造型图 173工艺分析及仿真加工 模具的注塑工艺分析 模具成型件制造工艺与加工工序 模具成型件制造工艺 模具成型件的加工工艺 数控仿真 204结论 25参考文献 26致谢 27附录
以下是一个双联齿轮锻造工艺设计摘要的范文，供参考：本文介绍了一种双联齿轮的锻造工艺设计。该工艺通过采用多级模具、多次变形的方法，实现了齿轮精密锻造，提高了齿轮的强度和精度。首先，本文介绍了双联齿轮的结构特点，分析了其锻造难度。然后，通过研究多级模具的设计原理，设计了适用于双联齿轮的多级模具，并制造了相应的锻造工装。接着，根据锻造工艺的要求，采用多次变形的方法对齿轮进行锻造，以保证齿轮的形状精度和机械性能。最后，通过实验验证了该工艺的可行性和有效性。实验结果表明，采用该工艺锻造出的双联齿轮具有较高的强度和精度，与模具设计和锻造工艺密切相关。总之，本文的工艺设计和实验结果表明，采用多级模具和多次变形的方法，可以实现双联齿轮的精密锻造，并提高其强度和精度。这一工艺具有较高的可行性和应用价值。
绪论，毕业设计任务，毛坯的检查，调质处理，立车加工，超声波探伤，钻孔，退火处理，立车加工，攻螺纹，氮化，立车加工，滚齿加工，高频淬火，高温回火，磁探，设计总结，参考文献。齿轮的轮齿在传动过程中要传递力矩而承受弯曲、冲击等载荷，通过一段时间的使用,轮齿还会发生齿面磨损、齿面点蚀、表面咬合和齿面塑性变形等情况而造成精度丧失,产生振动和噪声等故障，齿轮的工作条件不同，轮齿的破坏形式也不同。
我当年毕业的时候就是做的这个设计，你看看是这个吗 图纸我都有的。塑料齿轮模具设计及其型腔仿真加工摘 要：本课题来源于盐城羽佳塑业，任务是塑料齿轮模具设计及其型腔仿真加工.注射成型是塑料成型的一种重要方法，它主要适用于热塑性塑料的成型，可以一次成型形状复杂的精密塑件。本课题就是将双联齿轮作为设计模型，将注射模具的相关知识作为依据，阐述塑料注射模具的设计过程。本设计对双联齿轮进行的注塑模设计，利用proe软件对塑件进行了实体造型，对塑件结构进行了工艺分析。明确了设计思路，确定了注射成型工艺过程并对各个具体部分进行了详细的计算和校核。如此设计出的结构可确保模具工作运用可靠，保证了与其他部件的配合。 最后用mastercam仿真加工型腔。本课题通过对双联齿轮杯的注射模具设计，巩固和深化了所学知识，取得了比较满意的效果，达到了预期的设计意图。关键词：塑料模具；注射成型；模具设计；The design of gear plastic injection mold and cavity simulation processingAbstract: The subjects come from the Yujia Plastic Corporation. Task is what the design of gear plastic injection mold and cavity simulation processing. Plastic injection molding molding is an important method, which is primarily applicable to thermoplastic plastic molding, Molding can be a complex shape of precision plastic parts. To study the topic ,we make double-gear the design model, make the injection mold-related knowledge the basis for elaborate plastic injection mold design the designment we design double-gear with the injection mold design, using software proe to plastic parts to solid modeling, and making technics analysis to the structure of Plastic Parts for the definite the design,and identify the injection molding process as well as some specific details of the calculation and structure of such a design can be used to ensure reliable Die work ,to ensure cooperation with the other parts of the tie. Finally，simulation processing cavity with mastercam .we have consolidated and deepened the learning, gain a satisfied result, achieve the desired design intent through the process of double-gear mold words : Plastic mold; Injection molding; Mold design;目 录1 前言 12 模具总体设计 制品的分析 模具总体方案设计 注射机的选择 型腔数的确定 型腔的布局 分型面的确定 浇注系统设计 浇口的形式 流道、主流道衬套及定位环的设计 冷料井的设计 冷却系统的设计 模架的选择 导柱、导套的选择 导柱的选择 导套的选择 顶杆设计 复位杆 锁模力的校核 开模行程的校核 总装配图及三维造型图 总装配图 模具的三维造型图 173工艺分析及仿真加工 模具的注塑工艺分析 模具成型件制造工艺与加工工序 模具成型件制造工艺 模具成型件的加工工艺 数控仿真 204结论 25参考文献 26致谢 27附录
下载地址典型零件加工工艺生产实际中,零件的结构千差万别,但其基本几何构成不外是外圆,内孔,平面,螺纹,齿面,曲面等.很少有零件是由单一典型表面所构成,往往是由一些典型表面复合而成,其加工方法较单一典型表面加工复杂,是典型表面加工方法的综合应用.下面介绍轴类零件,箱体类和齿轮零件的典型加工工艺..............
机械创新设计论坛上的设计资料都是公开的，可以像看百度文库一样查看，装配图零件图说明书一目了然。百度搜索第一个就是了。免费下载网站上的任何图纸。
我认为到中国知网找，最好
材料。开式齿轮传动设计的内容选择材料，确定齿轮传动的齿数、模数、中心距、螺旋角、变位系数、齿宽等参数；齿轮的其他几何结构尺寸，以及作用在轴上力的大小和方向等。开启式齿轮由于其传递功率的高效性得到广泛的应用。
浅谈齿轮强度设计几个问题的探讨论文
0 引言
齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一。公元前300 多年，古希腊哲学家亚里士多德在《机械问题》中，就阐述了用青铜或铸铁齿轮传递旋转运动的问题。17 世纪末到18 世纪初，人们开始对齿轮的强度问题进行研究。欧洲工业革命以后，齿轮技术得到高速发展，齿轮传动在机械传动及整个机械领域中的应用极其广泛。齿轮设计成为机械设计中重要的设计内容之一。目前国际上比较常见的有关齿轮强度设计公式，除了我国的国家标准( GB) 有关齿轮强度的计算方法以外主要有: 国际标准化组织( ISO) 计算方法; 美国齿轮制造商协会( AGMA) 标准计算方法;德国工业标准( DIN) 计算方法; 日本齿轮工业会( JGMA)计算方法; 英国BS 计算方法等。作者在从事机械设计特别对齿轮设计的教学中，发现不少地方的知识点描述比较简单，不容易理解，为此，在文中对齿轮设计的几个问题如齿轮的失效方式、齿轮强度设计的历史、现状进行了深入分析，探讨我国齿轮强度设计的历史来源以及在齿轮设计中的一些困惑。通过深入的分析，有助于大家更好地理解齿轮设计公式的意义和来龙去脉。
1 齿轮失效方式的探讨
齿轮在传动过程中会出现各种形式的失效，甚至丧失传动能力。齿轮传动的失效方式与齿轮的材料、热处理方式、润滑条件、载荷大小、载荷变化规律以及转动速度等有关。人们对齿轮失效的认识是一个发展的过程。18 世纪中叶人们就开始对齿轮的失效进行研究。对齿轮摩擦磨损、点蚀形成和齿面胶合有了初步的认识。1928 年，白金汉发表了有关齿轮磨损的论文，并将齿面失效分为点蚀、磨粒磨损、胶合、剥落、擦伤和咬死等6 种失效形式。1939 年，Rideout 将齿轮损伤分为正常磨损、点蚀、剥落、胶合、擦伤、切伤、滚轧和锤击等8 种形式。1953 年Borsoff 和Sorem 将齿轮损伤分为6 类。1967 年尼曼根据大量试验，对渐开线齿轮的4 种失效形式画出了承载能力的限制关系图，并指出当齿轮转速较低时，影响软齿面齿轮承载能力的主要因素是点蚀，影响硬齿面齿轮承载能力的是断齿; 而对于高速重载传动齿轮，影响因素往往是胶合。自上世纪50 年代以来，一些国家以标准的形式对齿轮损伤形式进行分类，对名词术语、表现特征、引发原因等都有规定。如1951 年美国将齿轮损伤分为两大类，一类是齿面损坏，包括磨损、塑性变形、胶合、表面疲劳等，另一类是轮齿的折断。前一大类齿面损坏是齿轮作为高副由于摩擦学原因而引起的表面损伤; 后一大类轮齿的折断是轮齿作为受力构件由于体积强度不够而发生的破坏。1968 年奥地利国家标准规定了齿轮损伤的名词术语。
1983 年，我国颁布了齿轮轮齿损伤的术语、特征和原因国家标准( GB /T3481 - 83) ，将齿轮损伤形式分为5 大类，即磨损、齿面疲劳( 包括点蚀和剥落) 、塑性变形、轮齿折断和其他损伤，共26 种失效形式。1997 年，我国颁布了对GB/T3481 - 1983 修订的GB/T3481 -1997 国家标准。目前我国在大多数的机械设计教材和机械设计手册中齿轮失效方式都进行了简化，一般分为5 大类，即轮齿折断、齿面疲劳点蚀、齿面胶合、齿面磨损和塑性变形。
2 齿轮强度设计的探讨
2. 1 轮齿弯曲强度计算
1785 年，英国瓦特提出了齿根弯曲强度的计算方法，把轮齿看成为矩形截面的板状悬臂梁，随后出现多种弯曲强度计算公式。1893年，路易斯发表了轮齿弯曲强度计算式，而且用内切抛物线法找齿轮的危险截面，这一方法称为“抛物线法”[12]，如图1 所示。路易斯以载荷作用于齿顶推导出齿根弯曲应力公式，但是对于重合度大于1 小于2 的齿轮传动，理论上只有当单对齿啮合时，载荷才全部由一个齿承受。对于重合度大于2 小于3 的足够精密的齿轮，因为同时有2 对以上的齿轮在啮合，其最大弯曲应力的作用点要低。
在此之后，又出现30°切线法、尼曼法、白金汉法等。1980 年， ISO 提出“渐开线圆柱齿轮承载能力的基本原理”( ISO 6336 - 1980) ，公布了轮齿弯曲强度、齿面接触强度的计算方法。
过去，我国的齿轮强度计算方法一直比较混乱，没有统一的标准，对生产、科研以及教学带来诸多问题。于是， 1981 年我国成立了“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”国家标准课题组，以ISO6336—1980为根据，开展全面的研究工作。1983 年颁布了渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法的国家标准( GB /T3480—1983) 。
目前，我国有关齿轮弯曲强度的设计公式基本上采用30° 切线法，即作与轮齿对称中心线成30°夹角并与齿根圆角相切的斜线，两切点的连线是齿根危险截面位置。而且以单对齿啮合区的最高点作为最不利载荷作用点，这时产生的弯曲应力最大，如图2 所示。另外，弯曲疲劳强度计算公式中，齿形系数在许多机械设计中只是说明与齿数有关，与模数无关，并未做详细说明，不容易理解。下面对相关问题进行详细分析。如图2 所示，齿根弯曲应力为σF =MW= FnhFcosαFbS2F /6 = 6KFthFcosαFbS2Fcosα= KFtbm6( hFm) cosαF( SFm)2cosα( 1)式中，αF为齿顶圆压力角。令式( 1) 中的YF =6( hFm) cos αF( SFm)2cos α式中，YF称为齿形系数，由路易斯在其轮齿弯曲强度计算式中首次引用。可以看出，YF是与齿轮形状的几何参数有关的一个系数。因为，根据齿轮形成原理，齿数的变化将引起轮齿上hF、SF、aF等参数的变化，由于hF、SF、aF均与齿轮模数成正比，致使齿形系数中的模数可以约去。因此，齿形系数不受模数的影响，而只与齿数有关，齿数越多YF越小，反之YF越大。这就是在机械设计的教材中经常会看到“标准齿轮的齿形系数只与齿数有关而与模数无关”的原因。
2. 2 齿轮压应力对弯曲应力的影响
根据30°切线法及齿轮受力分析。将法向力Fn移至轮齿中线并分解成相互垂直的两个分力，即圆周力Ft和径向力Fr。根据力学理论，Ft使齿根产生弯曲应力为σF，Fr则产生压应力σy。因此齿根危险截面上受到的应力为弯曲和压缩组成的组合应力，并导致齿根两边的应力大小不相等。然而，在相关的机械设计资料中都没有将由于径向力产生的压应力计算在齿轮的弯曲强度计算公式中，而且在大多数的相关教材中都认为: 压应力相对于齿根最大弯曲应力比较小，可以忽略不计。但是压应力到底多少，为什么可以忽略不计，很少有人进行计算，下面对压应力与弯曲应力进行探讨。如图2 中，Ft产生其弯曲应力σF如式( 1) 所示。由Fr产生压应力σy为σy = Fnsin αFbSF( 2)由式( 1) 及式( 2) 可得σyσF= SF6hFtan αF设OD = h'，则SF = 2h' tan30°，因此σyσF= tan 30tan αF3h'hF假设标准齿轮模数为m，齿数z。则齿顶圆压力角为cos αF = rbra= zz + 2cos α，由于h'hF< 1，因此，当不考虑h'hF的影响时，σyσF的大小取决于齿轮的齿数。为了便于讨论，取ξ = σyσF称为压应力对弯曲应力的影响系数。则根据计算可以得到ξ 与齿数的对应关系，如图3 所示。可见，压应力对弯曲应力的影响与齿数有关，而模数无关，而且随着齿数的变化而变化，齿数越少其影响越大，反之影响就越小，最终趋于一水平线。最小约为最大弯曲应力的8%，特别当h'hF< 1 时，压应力更小，可以忽略不计。这就是为了简化计算，在计算轮齿弯曲强度时一般只考虑弯曲应力的原因。从图2 可知，弯曲应力分为拉伸侧的拉应力和压缩侧的压应力。实际证明，拉伸侧是危险侧，因拉伸侧的`裂纹扩展速度较大。压缩侧有时虽裂纹出现较早，但发展速度较慢。所以大多数的公式以拉伸侧的应力作为设计时的计算应力。而且根据齿轮弯曲疲劳实验分析证明，考虑弯曲应力、压应力与只考虑弯曲应力的结果，实际上没有多大差别。因此，在齿轮弯曲疲劳强度计算中只考虑弯曲应力。
2. 3 齿面接触疲劳强度计算
图4 赫兹接触应力模型齿面接触疲劳强度计算是针对齿轮齿面疲劳点蚀失效进行计算的强度计算。1881 年，赫兹提出两个圆柱体接触时接触面上载荷分布公式，该式作为齿面强度计算的理论基础，如图4 所示。根据赫兹接触应力理论，在载荷作用下接触区产生的最大接触应力为σH = Fnπb·1ρ1± 1ρ21 - μ21E1+ 1 - μ22槡 E2( 3)式中，Fn为作用在圆柱体上的载荷; b 为接触长度;μ1、μ2分别为两圆柱体材料的泊松比; E1、E2为两圆柱体材料的弹性模量。ρ1、ρ2为两圆柱体接触处的半径，式中“+”号用于外接触，“-”号用于内接触。1898 年，拉塞根据法向力应用“压强”原理研究齿面的接触疲劳强度问题。1908 年，奥地利的维德基将赫兹的两个圆柱体的接触应力理论应用于计算轮齿齿面应力，并绘出了沿啮合线最大接触应力变化图。1932 年，英国BS 根据实验数据提出基础表面应力作为齿面强度计算方法。1940 年，美国AGMA 采用齿面强度最重负荷点的接触应力最大值计算方法。
1949 年，白金汉提出节圆上齿面接触应力不超过许用值的计算方法，后来该方法被许多计算方法所采用。1954 年，尼曼采用最大负荷点上滚动压力。至今，我国皆以赫兹公式作为计算齿面接触疲劳强度的理论基础，即以赫兹应力作为点蚀的判断指标。通常令1ρΣ= 1ρ1± 1ρ2，ρΣ称为综合曲率，对于标准齿轮，1ρΣ= 2d1 sin αi ± 1i 。并令式( 3 ) 中的ZE =1π 1 - μ21E1+ 1 - μ22E 槡为弹性影响系数。从而，获得渐开线直齿圆柱齿轮接触疲劳强度的基本公式为σH = ZEZH2KT1bd21i ± 1槡 i #[ σ ] H( 4) 式中，ZH = 2槡sin αcos α，称为区域系数，对于压力角α= 20°的标准齿轮，ZH≈2. 5。在机械设计手册或机械设计教材中，有关齿轮接触疲劳强度公式有很多版本，其中最常见的是将一对钢制标准齿轮齿面接触强度校核公式进行简化，取钢制齿轮的E1 = E2 =2. 06 ×105MPa，μ1 =μ2 =0. 3，便获得机械设计中常用的校核公式。σH = 671 KT1bd21i ± 1槡 i ≤[ σ ] H( 5)
2. 4 齿面胶合强度计算
齿轮另外一个常见的失效是齿面胶合。有关齿轮胶合比较统一的说法是: 相互啮合的两金属齿面，在一定的压力下直接接触发生黏着，同时又随着齿面运动而使金属从齿面上撕落而引起的黏着磨损现象。胶合分为冷胶合和热胶合。对于高速重载的齿轮传动，齿面瞬时温度较高，相对滑动速度较大，则容易发生热胶合。对于低速重载的重型齿轮传动，由于齿面间压力过大，导致齿面油膜被破坏，尽管齿面温度不高，但也容易产生胶合，称为冷胶合。
对于齿轮齿面胶合强度计算的研究，目前主要基于两种理论，一是基于Pv 值( 压力与速度的乘积) 或PTv ( T 为啮合点到节点的距离) 值作为计算胶合的指标。另一种是以齿面温度作为判定胶合的准则的布洛克算法。1975 年，温特提出积分温度法。现在ISO 的标准中主要以这两种方法为主。2003年，我国颁布“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”国家标准( GB - Z 6413. 1 - 2003和GB - Z 6413. 2 - 2003)。该标准等同采用了ISO/TR 13989 - 2000“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”。曾经有人试图以按弹性流体动力润滑理论计算齿面间的油膜厚度作为胶合的评判依据。
我国多数的机械设计教材中齿轮强度设计一般只提供齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度两种计算方法，并未提供有关齿面胶合的强度计算公式。
3 结束语
文中分别对机械设计教学中有关齿轮的强度设计问题进行了分析和探讨，详细解读我国齿轮强度设计的历史沿革及现状，以及齿轮强度设计计算过程中让人困惑的问题及解决方法。研究指出，在齿轮弯曲疲劳强度的计算中，压应力对弯曲应力的影响是有限的，一般可忽略不计，只有当需要精确计算时，应当考虑其影响。论文的研究可以帮助齿轮设计人员和学生更好地理解齿轮设计中的相关内容，为将来从事机械设计工作打下良好的基础。
磨削硬质合金的是金刚石砂轮，红的和绿的是结合剂的颜色，配方不同颜色不同，一般红的稍硬一些。里边一般是铝基体。修整金刚石砂轮，简单一些就是买一块GC油石或砂轮，来修整开刃。
1、金刚石砂轮结合剂: 金属结合剂、树脂结合剂、电镀金属结合剂、陶瓷结合剂。 2、以金刚石磨料为原料，分别用金属粉、树脂粉、陶瓷和电镀金属作结合剂，制成的中央有通孔的圆形固结磨具称作金刚石砂轮(合金砂轮）。 3、金刚石砂轮结构一般由工作层、基体、过渡层三部分组成。工作层又称金刚石层，由磨料、结合剂和填料组成，是砂轮的工作部分。过渡层又称非金刚石层，由结合剂、金属粉和填料组成，是将金刚石层牢固地连接在基体上的部分。基体，用于承接磨料层，并在使用时用法兰盘牢固地夹持在磨床主轴上。一般金属结合剂制品选用钢材、合金钢粉作基体；树脂结合剂选用铝合金、电木作基体。由铝、钢或电木加工而成，起支承工作层和装卡磨具的作用。砂轮成型质量的好坏和使用精度的高低都与基体有很大关系。