机械毕业设计（论文）-B655型牛头刨床结构设计【全套图纸】

哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 摘 要 本设计介绍了 B655 型牛头刨床的一些基础知识及其工作原理，还介绍了各 个主要部分的组成和作用。主要对 B655 型牛头刨床床身、滑枕和变速箱进行了 设计。滑枕是装载刀架的工件，它是空心铸铁件，可以控制刀具的装夹方式和装 夹位置，也可以调整机床刨削行程的大小；变速箱是机床主要传动系统，它有三 根轴，各个轴上有不同的齿轮，通过不同的传动比传递不同的速度；B655 型牛头 刨床，变速箱有两个档位能实现 6 级变速，机床电动机额定功率是，额定转kW3 速为，它安装在机床底部，这样可以减少床身的振动，提高了刨削精度；r/min960 机床的进给是工作台在横梁上通过棘轮及棘轮爪的控制做水平方向上的前后移动。 本着优化、美观、实用和不浪费的原则，设计 B655 型牛头刨床，使其总体布局 合理，外观简洁，床身协调，操作简单。 本论文还根据需要对一些设计还进行了校核，主要是对变速箱的过桥齿轮轴 以及轴上的零部件（如齿轮、轴承等）进行了校核，这样就使本设计更加合理。 关键词：B655 型牛头刨床；滑枕；变速箱；总体布局；过桥齿轮轴 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) Abstract This paper introduces the B655 type shapers elementary knowledge and its working principle, and also introduces the composition and functions of each main part. The B655 shaper lathe bed, the ram and the gear box were mainly designed. The ram is the tool of loading the work piece, and it is a hollow cast iron part, it can control the clamping factions and the fixture position of the cutting tool, also can adjust the shapers planning traveling distance. The gear box is the main transfer system of the planer, and it has three axles, on which there are different gears, through different velocity ratio transmitting different speed. The gear box of the B655 shaper, having two forging die, can realize 6 levels of speed changes. The rated power of the motor is 3kW. The rated speed is 960r/min. It installs on the bottom of the shaper basement which can reduce the vibration of lathe bed, increase the planning precision. The feed of the planer is the straight reciprocating motion of the work table which install on crossbeam, through meshing of notch wheel and the ratchet pawl. Based on the principle of optimization, perfect, practical and not waste, the B665 type planer is designed, which overall layout is reasonable, the outward appearance is succinct, the lathe bed is coordinated, and the operation is simple. According to requirements, this paper also carries on the checking to some main parts especially the gear box idle wheel axle and its parts, for example gear, bearing and so on, through which make the design more reasonable. Key words：B655 Type Shaper; Ram; Gear Box; Overall Layout; Idle Wheel Axle 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) I 目 录 第第 1 章章 绪论绪论.1 1.1 课题背景及研究意义.1 1.2 国内外研究现状1 1.3 研究设想及主要工作内容.2 第第 2 章章 牛头刨床总体方案设计牛头刨床总体方案设计4 2.1 牛头刨床设计的主要参数.4 2.2 牛头刨床的工作原理.4 2.3 牛头刨床的结构设计.4 2.4 传动机构组成及其工作原理7 2.5 本章小结.9 第第 3 章章 主要机构的设计主要机构的设计.10 3.1 变速箱的设计.10 3.2 带传动设计12 3.3 齿轮设计.14 3.4 本章小结.21 第第 4 章章 轴的设计及其校核轴的设计及其校核22 4.1 轴设计简介22 4.2 主轴的设计（IV 轴）.24 4.3 本章小结.27 第第 5 章章 轴承的选择及曲柄机构的设计轴承的选择及曲柄机构的设计28 5.1 主轴上滑动轴承设计.28 5.2 传动轴上滚动轴承设计28 5.3 曲柄的结构设计29 5.4 本章小结.33 结结 论论.34 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) II 参考文献参考文献35 致致 谢谢.36 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 1 - 第 1 章 绪论 1.1 课题背景及研究意义 刨床作为最早的金属切削机床早已应用到生产中，机床是加工机器零件的主 要设备，所以又被称为工作母机，由于它的母机性，它所负担的工作量占机器总 制造工作量的 40%-60%。机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量。一 个国家的机床工业的技术水平，在很大程度上标志着这个国家的工业生产能力和 科学技术水平。显然机床在国民经济现代化建设中起着很重大的作用。刨床因其 结构简单，造价低廉但是生产率高（加工平面的效率是铣床的 5 倍）等优点广泛 应用于工厂加工中。 近些年来随着电子技术计算机技术信息技术以及激光技术等的发展并应用于 机床领域,使刨床的发展进入了一个新时代。不断提高劳动生产率和自动化程度是 刨床发展的基本方向,在我国现阶段刨床工业的自动化水平还不高,高加工精度的 机床还不是很普及。传统刨床在有些工厂中传统刨床还在发挥着重要的作用,有一 定的经济价值。 通过对传统刨床基础结构的研究可以对刨床的运动特点,力学性 能有更深层次的了解从而为设计研究更加精密更加现代化的刨床铺平道路。 1.2 国内外研究现状 1国外研究现状 在国外刨床的应用比较早，所以研究比较深入。随着各种先进技术的产生尤 其是计算机技术的发展使数控技术应运而生。数控刨床无须人工操作,而是靠数控 程序完成加工循环。因此调整方便,适应灵活多变的加工任务,使得中小批生产自 动化成为可能。国外数控刨床的普及率十分高例如日本、德国所生产的数控刨床 占总量的%95 以上。而且他们所生产的刨加工床精度、效率十分高,广泛的应用于 柔性自动化生产系统中。 2我国的研究现状 我国现有的刨床大多是 60 年代的产品，随着现代加工工业的发展，老式的 牛头刨床逐渐暴露出效率、精度较低等问题。很难适应产品在质量和产量上的要 求，成为阻碍生产的“瓶颈” 。采用先进、科学、可靠的技术改造在线设备，是 充分发挥设备效能，优化设备结构、促进设备资源有效利用的重要途径。有许多 公司早已开始研究并取得了很好的效果，实践证明这种办法是可行的。 同时有的公司加大投入力度研制出更加先进的刨床。如 2006 年 2 月 14-17 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 2 - 日在上海浦东新国际展览中心举办了“ 中国数控机床展览会” ，国内外著名机床 厂家都展示了最新数控机床产品。在南京新方达数控有限公司的展台上展出了一 台令人耳目一新的数控机床双向数控曲面刨床（图 1-1） 。该机床既不像传 统的牛头床，又不像一般的龙门刨床，外形看上去象一台加工中心，但是它又在 双向往复刨削曲面零件这台机床改变了人们对传统刨床的认识，开创了刨床的新 时代。它具有三项最新国家专利技术，独特的双向刨刀是高效加工的核心，使得 刨床能够双向刨削，加工效率成倍提高；创新的双支承结构是高精度的可靠保证， 使得加工精度大大提高；特有的三轴交流伺服数控系统，使得刨床的加工领域充 分拓展，可以加工两个剖面方向的曲面、斜面、平面等特型面，甚至扩展加工螺 旋面。 图 1-1 数控刨床外观图 1.3 研究设想及主要工作内容 通过查阅资料并参考现有的刨床，确定了牛头刨床的主要机构：皮带传动机 构、小皮带轮、皮带和大齿轮等。螺旋机构：螺杆和螺母。摆动导杆机构：大齿 轮 、滑块、导杆，滑块等。凸轮机构：凸轮和推杆。棘轮机构：扇形齿轮，棘 爪和棘轮。牛头刨床的传动系统把电动机的回转运动转变成刨刀的切削运动和工 作台的进给运动。装在电动机的伸出轴端上的小皮带轮，通过一组三角皮带，驱 动大皮带轮，通过一个三级变速箱来调整速度使刨刀得到六种不同的速度. 变速 箱末端的齿轮驱动固定在空心主轴上的大齿轮。在大齿轮上，装有用销钉联接的 滑块，此滑块可绕销钉转动，并可在导杆的导槽中滑动(销钉到大齿轮中心的距离 可由机构进行调整)，所以当大齿轮转动时，便可借助滑块来拨动导杆绕固定支点 (销钉)左右摆动(同时导杆下端的导槽与滑块之间可作相对滑动，以改变导杆的有 效长度)。大齿轮每转一周，导杆便往复摆动一次。又由于导杆的上端是用销钉与 调整块相联的，而调整块在拧紧手柄时被紧固在滑枕上。所以当导杆摆动时，滑 枕沿着导轨作前后往复运动。于是安装在滑枕前端刀架上的刨刀便作切削运动。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 3 - 图 1-2 六杆机构示意图 根据要求设计完成一个三级变速箱使刨床获得适当的动力。根据刨床工作特 点在牛头刨床的众多机构中实现刨头切削运动的六杆机构是一个关键机构。六杆 机构由摆动导杆机构 1- 2- 3- 4 和摇杆滑块机构 4- 5- 6- 1 组合而成，刨床工作时 曲柄 2 转动，通过六杆机构驱动刨头 5 作往复移动。刨头右行时，刨刀进行切削， 称工作行程，此时要求刨头的速度较低且平稳，以减小原动机的容量和提高切削 质量。刨头左行时，刨刀不工作，称为空行程，此时要求刨头的速度较高以提高 生产率。本设计采用遗传算法对刨床进行优化设计确定曲柄滑块机构的各参数的 尺寸。根据设计要求合理设计滑枕和工作台等机构完成设计任务。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 4 - 第 2 章 牛头刨床总体方案设计 2.1 牛头刨床设计的主要参数 滑枕最大行程： 550 毫米 滑枕最小行程： 95 毫米 工作台最大横向行程： 600 毫米 工作台最大垂直行程： 305 毫米 从滑枕底面到工作台面最大距离： 370 毫米 从滑枕底面到工作台面最小距离： 65 毫米 刀架最大垂直行程： 175 毫米 刀架最大调转角度： 60 刀柄最大尺寸（宽高）： 2030 毫米 工作台进给级数： 10 滑枕往复一次，工作台横向进给的范围： 0.33-3.33 毫米 滑枕变速级数： 6 滑枕每分钟往复次数： 12.5-73 电动机转速和功率： 960 转/分 3kW 机床轮廓尺寸（长宽高）： 232014501750 毫米 2.2 牛头刨床的工作原理 牛头刨床是用于加工中小尺寸的平面或直槽的金属切削机床，多用于单件或 小批量生产。为了适用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工，要求主执行构件 刨刀能以数种不同速度、不同行程和不同起始位置作水平往复直线移动，且切 削时刨刀的移动速度低于空行程速度，即刨刀具有急回现象。刨刀可随小刀架作 不同进给量的垂直进给；安装工件的工作台应具有不同进给量的横向进给，以完 成平面的加工，工作台还应具有升降功能，以适应不同高度的工件加工。 2.3 牛头刨床的结构设计 本设计的刨床主体结构是由床身、滑枕、工作台、变速箱和摇臂机构组成。 如图 2-1 所示。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 5 - 2.3.1 床身 床身为铸铁的箱形壳体固定在底座上。床身内装有变速机构和摇臂机构，床 身上部装有两斜箱条与床身上平面组成供滑枕移动用的燕尾形导轨，二箱条中一 个是固定的，另一个可以调整滑枕与导轨的间隙，床身前面为垂直方形导轨，横 梁滑面沿此导轨移动，后面装上后罩，作防护用。 2.3.2 变速箱 变速箱由 P=3 千瓦，n=960 转/分三相异步电动机驱动，电动机固定在床身后 壁的支架上，变速箱内装有三根支撑于滚动轴承上的平行轴，下轴装有由齿轮 3.5 及 1 组成的滑移齿轮，通过三角皮带得转动，伸在外面的操纵手柄 B，将这些 齿轮拨到适当位置，与中轴上的齿轮相啮合，使中轴得到三种速度。 上轴由 9 和 7 两齿轮组成滑移齿轮，再由伸在外面的操纵手柄 A 拨动该齿轮， 使之与中轴上的齿轮适当啮合。这样第三轴可得到 6 种速度，为避免齿轮损坏， 变速时两个手柄应移到固定位置上，并禁止在机床运转时变速。 1床身 2变速箱 3滑枕 4工作台 5 摇臂机构 图 2-1 牛头刨床外形图 2.3.3 摇臂结构 变速箱里的旋转运动，经过摇臂机构变成滑枕的直线往复运动，在变速箱上 轴的齿轮 10，传动摇臂齿轮 11，由齿轮 11 以曲柄销通过摇臂滑块，使摇臂产生 摆动。摇臂上部用接头与滑枕活动连接，使滑枕产生往复运动。滑枕移动有六级 速度。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 6 - 2.3.4 滑枕 滑枕是一个长的空心铸件，其下面为燕尾形导轨，上面有长槽，穿以连接螺 杆，将滑枕和摇臂机构连接起来。滑枕起步装刀架转盘能够旋转60，以刨削 斜面，沿燕尾形导轨，刀架溜板可垂直移动。刨刀装于刀夹座中，刀夹座可以绕 水平小轴转动，以使刨刀于返回行程时在工件上滑行。 2.3.5 工作台 工作台横行滑板都是夹固工件用的，为此在工作台上面和右侧面有 T 形槽和 固定圆形工件用的菱形槽，左侧面还有几列圆孔，在用户提出要求时可拆下工作 台，则用横行滑板来固定夹具，工作台前部支持在支架上，以保证有足够的刚性。 在横架上可手动或机动。使工作台水平移动，工作台和横梁一起可沿床身的垂直 导轨下移动，工作台的机动水平进给用棘轮机构操纵，与摇臂齿轮在同一轴上的 齿轮 14 传动另一个同样的齿轮，经过连杆摇臂运动传到棘爪杠杆上，棘爪推动 棘轮，棘轮固定在工作台进给丝杠上，丝杠能推动工作台进给。当升降工作台时， 应当松开固定支架的螺母，以及连接横梁与床身的螺栓，按照需要调整高度后， 仍将螺母和螺栓拧紧。 B655 牛头刨床的传动系统如图 2-2 所示，其典型机构及其调整概述如下： 1变速机构如图 2-3 的变速机构由 1、2 两组滑动齿轮组成，轴有 32=6 种转速，使滑枕变速。 2摆杆机构 摆杆机构中齿轮 3 带动齿轮 4 转动，滑块 5 在摆杆 6 的槽内滑 动并带动摆杆 6 绕下支点 7 转动，于是带动滑枕 8 作往复直线运动。 3行程位置调整机构 松开手柄 11，转动轴 12，通过 13、14 锥齿轮转动丝 杠 9，由于固定在摆杆 6 上的丝杠螺母 10 不动，丝杠 9 带动滑枕 8 改变起始位 置。 4滑枕行程长度调整机构滑枕行程长度调整机构见图 2-3。调整时，转动轴 1，通过锥齿轮 5、6，带动小丝杠 2 转动使偏心滑块 7 移动，曲柄销 3 带动偏心 滑块 7 改变偏心位置，从而改变滑枕的行程长度。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 7 - 2.4 传动机构组成及其工作原理 1、2滑动齿轮组 3、4齿轮 5偏心滑块 6摆杆 7下支点 8滑枕 9丝杠 10丝杠螺母 11手柄 12轴 13、14锥齿轮 图 2-2 B655 牛头刨床的主传动系统 5滑枕往复直线运动速度的变化 滑枕往复运动速度在各点上都不一样，见 图 2-4。其工作行程转角为 ，空行程为 ，因此回程时间较工作行程 短，即慢进快回。 6横向进给机构及进给量的调整 横向进给机构及进给量的调整如图 2-5 所 示。齿轮 2 与图 2-3 中的齿轮 4 是一体的，齿轮 2 带动齿轮 1 转动，连杆 3 摆动 棘爪 4，拨动棘轮 5 使丝杆 6 转一个角度，实现横向进给。反向时，由于棘爪后 面是斜的，爪内弹簧被压缩，棘爪从棘轮顶滑过，因此工作台横向自动进给是间 歇的。 工作台横向进给量的大小取决于滑枕每往复一次时棘爪所能拨动的棘轮齿数。 因此调整横向进给量，实际是调整棘轮护盖 7 的位置。横向进给量的调整范围为 0.33mm3.3mm。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 8 - 1轴（带方榫） 2小丝杠 3曲柄销 4曲柄齿轮 5、6锥齿轮 7偏心滑块 图 2-3 滑枕行程长度的调整 图 2-4 滑枕往复运动速度的变化 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 9 - 1、2齿轮 3连杆 4棘爪 5棘轮 6丝杆 7棘轮护盖 图 2-5 B655 牛头刨床运动及调整 2.5 本章小结 本章确定了牛头刨床主体结构组成及工作原理进行详细的介绍，使人对牛头 刨床有一个全面细致的了解，同时对本设计有一个全面的认识。牛头刨床是用于 加工中小尺寸的平面或直槽的金属切削机床。创新的双支承结构是高精度的可靠 保证。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 10 - 第 3 章 主要机构的设计 3.1 变速箱的设计 电机 图 3-1 六档变速及转速示意图 3.1.1 主轴箱的电动机选择 查文献1得刨刀工作时，切削力的大小约为：不加切削液时为 2000N。由于 刨床在速度最慢时切削力最大所以先设计速度最小时变速箱的参数由机床技术参 数最大工作行程 550 毫米，每分钟最小往复次数 12.5，计算的刨刀需要的功率为 (3-1)FvP Kw458 . 0 601000 25 .125502000 P 选择电机容量 P (3-2) 2136 滑块滑动轴承轴柱皮总 22. 0 6 . 095. 0995 . 0 97 . 0 96. 0 236 Kw3 . 2 总 W P P 3.1.2 电动机规格的选取 1查资料4选 Y 系列三相异步电动机： Y132M2-6，功率，转速Kw3Pminr960n 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 11 - 传动比分配：总传动比 带传动传动比取 8 .76 5 . 12960i8 . 3 01 i 则 6 . 4 2 . 2 2 342312 iii 2计算功率，转速，扭矩： 以下公式 功率： 电机轴：Kw3 . 2P0 I 轴： (3-3) 滚皮 0 PP Kw197 . 2 995 . 0 96 . 0 3 . 2 II 轴： (3-4) 滚齿 PP Kw12 . 2 995. 097 . 0 197. 2 III 轴： (3-5) 滚齿 PP Kw05 . 2 995 . 0 97 . 0 12 . 2 轴： (3-6) 滚齿 V P Kw88 . 1 995 . 0 97 . 0 88 . 1 各轴转速： minr960 0 n (3-7) 0101 inn minr63.2528 . 3960 (3-8) 1212 inn minr32.126263.252 (3-9) 2323 inn minr41.572 . 232.126 (3-10) 3434 inn minr 5 . 126 . 441.57 各轴扭矩： I 轴： (3-11) n P T9550 mN5 .83 63.252 197. 2 9550 II 轴： (3-12) n P T9550 mN28.160 32.126 12 . 2 9550 III 轴： (3-13) n P T9550 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 12 - mN07.341 4 . 57 12. 2 9550 轴： (3-14) V V V 9550 n P T mN25.1443 5 .12 88 . 1 9550 3.2 带传动设计 3.2.1 确定计算功率 Pc 查文献5查得工作情况系数， 2 . 1 A K 故 2.76KwKw3 . 22 . 1PKP AC 3.2.2 选择带型 根据，初步选用普通 V 带 A 型minr960n Kw76 . 2 1 C P 3.2.3 确定带轮的基准 D1、D2 1初选小带轮的基准直径 1 D 根据 V 带截型，选取。为了提高带的寿命，宜选取较大的直径。 min1 DD 选取主动轮基准直径，从动轮基准直径选mm95D1mm361958 . 3DD 112 i 取基准直径系列值mm355D2 2验算带的速度 带速太高则离心力大，减小带与带轮间的压力，易打滑；带速太低，要求传 递的圆周力大，使带根数过多，故 V 应在 525mm/s 之内。若 V 超此范围可调 整小带轮基准直径或转速。带速计算式4为： 1 D (3-15) 100060 V 11 nD 所以 sm35sm28 . 6 100060 96095 100060 V 11 nD 带的速度合适。 3.2.4 确定中心距 a 和带的基准长度 带传动中心距不宜过大，否则将由于载荷变化引起带的颤动。中心距也不宜 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 13 - 过小否则带短饶转次数多，会降低带的使用寿命，同时也使减小，降低传动能 1 力。所以，对于带传动，中心距一般可取为： 0 a (3-16) 21021 2a7 . 0DDDD 将、代入 初选中心距 1 D 2 Dmm500a0 带长 (3-17) 0 2 122100 a42a2DDDDLd mm 1 . 205250041255002355955002 2 查选取 A 型带的标准基准长度mm2240 d L 实际中心距 (3-18) 8 2 82 2 a 2 12 2 21 21 DDDDL DDL d d mm596886252240262522402a 2 12 2 DD 3.2.5 验算小带轮上的包角 a a 3 . 57180 121 DD = 120155600 3 . 5795355180 3.2.6 确定带的根数 Z V 带根数按下式计算4： (3-19)10 maxL00ca z 式中为计算功率，是单根 V 带的基本额定功率，为单根 V 带额定 ca 0 0 功率的增量，为包角修正系数，为长度系数。 a L 查得4 ； =1.06； =1.40； =0.11，91 . 0 a L 0 0 于是 6 . 106 . 1 91 . 0 11 . 0 40 . 1 3 . 2 取 Z=2 根 3.2.7 确定带的初拉力 F0 初拉力的大小是保证带传动正常工作的重要因素。初拉力过小，摩擦力小， 容易打滑；初拉力过大，带的寿命低，轴的承受力大。单根 V 带张紧后的初拉力 为： 0 F (3-20) 2 ca0 qv15 . 2zv500F a 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 14 - 查表得 -1 m0.10kgq 19.203282 . 6 1 . 0191 . 0 5 . 228 . 6 23 . 2500F0 3.2.8 计算带传动作用在轴上的力 为了设计安装带轮的轴和轴系，必须计算 V 带传动作用在轴上的力，它等Q 于两边拉力的合力，该力可近似按下式计算： (3-21)2asin2 10 zFQ 7852155sin19.20322Q 3.2.9 带轮结构设计 1对 V 带轮主要设计的一般要求为：质量小；结构工艺性好；无过大的铸 造应力；质量分布均匀；与带接触的工作面要精细加工（表面粗糙度一般为 )，以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度都应保持一定的精度，以使载荷3.2umRa 分布较为均匀。 2带轮材料 由带速，用铸铁 HT200。30m/sm/s28 . 6 v 3结构尺寸 铸铁制的 V 带轮的典型结构有实心式、腹板式、孔板式和轮辐式。由=95 1 D mm300 mm，故小带轮采用腹板式结构；=355 mm300 mm，故大带轮采用 2 D 轮辐式结构。 根据带轮截型确定轮槽尺寸，其余尺寸按图中的经验公式计算确定。按带轮 的各部分尺寸。 3.3 齿轮设计 3.3.1 齿轮的概述 齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多 ，应用广泛。 1齿轮传动的主要特点 效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。 结构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。 工作可靠，寿命长。 传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。 但是，齿轮传动的制造及安装精度要求高、价格较贵，且不宜用于传动距离 过大的场合。齿轮传动可做成开式，半开式及闭式。闭式与开式或半开式的相比， 润滑及防护等条件最好，多用于重要场合。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 15 - 2失效形式及设计准则 齿轮传动的失效主要是轮齿的失效，而轮齿的失效形式又是多种多样的，较 为常见的形式有：轮齿拆断、工作齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合及塑性变形。 所设计的齿轮传动在具体的工作情况下，必须具有足够的，相应的工作能力， 以保证在整个工作寿命期间不致失效。因此，针对上述各种工作情况及失效形式， 都应分别确立相应的设计准则。通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触 疲劳强度两准则进行计算。 在闭式齿轮传动中，通常以保证齿面接触疲劳强度为主。但对于齿面硬度很 高，齿心硬度又低的齿轮（如用 20，20Cr 钢经渗碳后淬火的齿轮）或材质较脆 的齿轮，通常则以保证齿根弯曲疲劳强度为主。 3.3.2 主轴上斜齿轮 VI 1齿轮材料为 45 号钢，淬火，取 传动比 i=4.6 则6256 C R24 1 初选螺旋角七级精度。1156 . 424 2 15 0 2按齿面接触强度设计： 由设计计算公式： (3-21) 2 3 1t d 21 HE H KTu d u 式中： 为载荷系数K 齿轮传递扭矩单位为 N.mm 齿宽系数 d 传动比u 弹性影响系数 E 节点区域系数 H 重合度系数 螺旋角系数 端面重合度 轴面重合度 确定公式内的各计算数值： （1）确定载荷系数 使用系数，由查得动载系数，查得齿间载荷分配系数25 . 1 A 1 . 1 V ，由查得齿向载荷分配系数 1 . 1 H 087 . 1 (3-22) AVHH KK 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 16 - 由式（3-22）得，6 . 1087 . 1 1 . 11 . 125 . 1 KK HHVA （2）计算齿轮传递扭矩：由前面计算的数据得25.1443 4 （3）选齿宽系数 5 . 0d （4）传动比8 . 4u （5）材料的弹性影响系数 21 E MPa 8 . 189 节点区域系数 (3-23)4 . 2 cossin cos2 tt b 4 . 2 H Z 重合度系数 (3-24) 92 . 0 3 14 92. 0 Z 螺旋角系数 (3-25) 98 . 0 cos 98 . 0 Z 端面重合度 (3-26) 9 . 1 2 atat22atat11 tgtgtgtg 9 . 1 轴面重合度 (3-27)6 . 1 m bsin n 6 . 1 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 MPa1080 lim （6）由式：算应力循环次数： h njL60 (3-28) h1 njL60 8 1 1059. 21530082132.12660N i 12 78 2 104 . 58 . 41059 . 2 N （7）由查得接触疲劳寿命系数 0 . 1 21 NN （8）计算接触疲劳许用应力： 安全系数 S=1，由式得 (3-29) H HN H S lim1 MPa6 .993108092 . 0 lim1 21 H HN HH S 3计算 （1）计算小齿轮分度圆直径，代的值： 1t d 1H 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 17 - (3-30) 3 2 1t 12 d H EH u u d k mm16.99 6 . 993 98 . 0 92 . 0 8 . 1894 . 2 2 5 . 0 10443 . 1 6 . 1 3 2 5 （2）计算圆周速度 v： (3-31) 100060 d V 51t n m/s3 . 0 100060 4 . 5716.9914 . 3 （3）计算齿宽 b： (3-32) 1t ddb mm58.4916.995 . 0b （4）计算齿宽与齿高之比 b/h： 模数： (3-33)mm14. 4 24 16.99 1 1 z d m t t 齿高 ， t m25. 2h mm32 . 9 h (3-34)31 . 5 32 . 9 58.49 h b （5）计算载荷系数： 根据：v=0.3m/s，7 级精度，由图 9-31 查得动载系数 Kv=1.05 斜齿轮，假设 /mm100 b Fk tA 由表 查得1 . 1 F 由表 查得使用系数25. 1 A 由表 查得 7 级精度,小齿轮相对支承非对称布置时 08 . 1 H b/h=5.31 (3-35) ，查图 9-32 得 08 . 1 24. 1 F 故载荷系数： (3-36) HHVA 6 . 1087 . 1 1 . 110. 125 . 1 （6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 18 - (3-37)3 1t1 t dd mm56.99 2 . 1 6 . 1 59.66 3 1 d （7）计算模数 m： (3-38) 1 1 z d m mm2 . 4 24 56.99 m 4按齿根弯曲强度设计 由式得弯曲强度的设计公式为： (3-39) 3 F SF 2 1 2 1 15cos2 z m d 为重合度系数 65. 09 . 175 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 为螺旋角系数 8 . 0120156 . 111201 确定公式内的各计算值： （1）齿轮的抗弯疲劳强度极限：MPa560 Flim2Flim1 （2）弯曲疲劳寿命系数：9 . 0 21 （3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式得： (3-40) S Flim11 F1 MPa328 4 . 1 5609 . 0 F1 （4）计算载荷系数 K： (3-41) FFVA 8 . 124 . 1 1 . 110 . 1 25 . 1 （5）查取齿形系数： 8 . 2 21 FF （6）应力校正系数： 55. 1 1 S 43 . 1 2 S （7）计算大、小齿轮的，并加以比较： F SF (3-42) F SF 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 19 - 01203 . 0 32855 . 1 8 . 2 F SF 22 012 . 0 32843 . 1 8 . 2 比较结果小齿轮的数值大 设计计算： (3-43) 3 2 6 65 . 0 8 . 001203 . 0 557 . 0 10175220462 m =4.85mm 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m 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m 齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(取模数与齿数的乘积)有关， 可取由弯曲强度算得模数 4.45，并就近圆整为标准值，按接触强度算得的5m 分度圆直径，算出齿轮齿数：56.99 1 d 1 . 23 5 5 . 115 1 1 m d z 取齿数为 24 则实际齿数为则。23cos3zv1026 . 423 2 z 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲 劳强度，并做到结构紧凑、避免浪费。 5几何尺寸计算： （1） 计算分度圆直径： (3-44) cos 1n 1 zm d mm06.119 15cos 235 1 d (3-45) cos 2n 2 zm d mm99.527 15cos 1025 2 d （2） 计算中心距： (3-46) 2 a 21 dd 323.525mma 圆整得应用于刨床中中心距合适由于圆整所相差的数值很小 0.5324mma 选择为 15 （3） 计算齿轮宽度： (3-47) 1 db d 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 20 - mm6006.1195 . 0b 取mm60 21 BB 同理将设计公式改为计算公式： (3-48) 3 2 1t 12 H zE u u d k d 即可计算出其他直齿轮的所有尺寸。公式中各参数的意义与前面相同。 （4）III 轴上另外两个齿轮参数为， 与之啮合48 9 zmm4mmm192d 的齿轮， 中心距为 22 6 zmm4mmm88d (3-49) 2 a 21 dd 140mma （5）齿宽为 mm36 21 BB 齿数与的两齿轮啮合时，30 8 z40 4 z 齿轮的模数： mmm4m 齿轮的分度圆直径： (3-50) 11 mzd mm120304 1 d (3-51) 22 mzd mm160404 2 d 齿轮的中心距： (3-52)2a 21 dd mm1402160120a 计算齿宽:取齿宽mm28 21 BB 齿数与的两齿轮啮合时，30 6 z30 2 z 齿轮的模数： mmm4m 齿轮的分度圆直径： (3-53) 334 mzdd mm120304 4 d 齿轮的中心距： (3-54)2a 43 dd 120mma 计算齿宽： (3-55) 3 ddb mm2812043. 0b 取齿宽 mm28 12 BB 齿数与的两齿轮啮合时，35 7 z25 3 z 齿轮的模数： mmm4m 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 21 - 齿轮的分度圆直径： (3-56)mm140354 75 mzd (3-57)mm100254 36 mzd 齿轮的中心距： (3-58)mm1202a 65 dd 计算齿宽： (3-59)mm281402 . 0 6 ddb 取齿宽 mm28 21 BB 齿数与的两齿轮啮合时，20 1 z40 7 z 齿轮的模数： mmm4m 齿轮的分度圆直径： (3-60) 71 mzd mm80204 1 d 齿轮的中心距： (3-61)2a 87 dd 120mma 计算齿宽： (3-62) 7 ddb mm28807 . 0b 3.4 本章小结 本章对齿轮进行了设计和校核使齿轮的强度适合设计要求从而完成主要零件 的设计工作。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 22 - 第 4 章 轴的设计及其校核 4.1 轴设计简介 1轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。 拟定轴上零件的装配方案： 拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形 式。所谓装配方案，就是预定出轴上方根零件的装配方向，顺序和相互关系。 轴上零件的定位： 为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游 动或空转的要求者外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。 零件的轴向定位： 2轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈和圆螺母等来保证的。 轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩两类。利用轴肩定位是最方便可靠的方法，但采 用轴肩就必然会使轴的直径加大，而且轴肩处将因截面突变而引起应力集中。因 此，轴肩位多用于轴向力较大的场合。定位轴肩的高度 一般取为h ， 为与零件相配处的轴的直径，单位为。流动轴承的定位dh1 . 007 . 0 dmm 轴肩高度必须低于轴承内圈端面的高度，以便拆卸轴承。非定位轴肩是为了加工 和装配方便而设置的，其高度一般取为 12mm。 3零件的径向定位： 径向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的径向定位零件键、 花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等。 4轴的强度计算 强度计算是设计轴的重要内容之一，其目的在于根据轴的受载情况及相应的 强度条件来确定轴的直径。若轴的直径已由经验方法或结构设计所确定，则计算 的目的就是验算已定的轴径是否满足强度要求。 轴的扭转强度条件为： (4-1) 3 3 2 . 0 109550 d n p W T 式中： 轴所受的扭矩，单位为；mm 轴的抗扭截面系数，单位为； W 3 mm 轴的转速，单位为；nr/min 轴传递的功率，单位为；pKw 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) - 23 - 计算截面处轴的直径，单位为 mm；d 许用扭转剪切应力，单位为。 MPa 由上式可得轴的直径 (4-2) 333 3 2 . 0 109550 n p n p dA 式中： 3 3 109550A 对于空心轴，则 (4-3) 3 4 1 A n p d 式中：， 即空心轴的内径与外径之比，通常取。 d d1 1 dd6 . 05 . 0 应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削 弱。对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大；有两个键槽时，mm100d%3 应增大 7%对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大 5%7%；有两个mm100d 键槽时，应增大 10%15%.然后将轴径圆整为标准直径。 按弯扭合成强度条件计