毕业设计（论文）-普通车床CA6140主传动机构设计（全套图纸）.pdf

密级：密级： 学号：学号： 本 科 生 毕 业 论 文 （ 设 计 ）本 科 生 毕 业 论 文 （ 设 计 ） 普通车床普通车床 CA6140 主传动机构设计主传动机构设计 学学 院：院： 专专 业：业： 班班 级：级： 学生姓名：学生姓名： 指导老师：指导老师： 完成日期：完成日期： 学士学位论文原创性申明学士学位论文原创性申明 本人郑重申明：所呈交的论文（设计）是本人在指导老师的指导下独立进行 研究，所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文（设计） 不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要 贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式表明。本人完全意识到本申明的法律 后果由本人承担。 学位论文作者签名（手写） ： 签字日期： 年 月 日 学位论文版权使用授权书学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保 留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借 阅。本人授权江西科技学院江西科技学院可以将本论文的全部或部分内容编入有关数据库进 行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 本学位论文属于 保 密 ， 在 年解密后适用本授权书。 不保密 。 （请在以上相应方框内打“” ） 学位论文作者签名（手写） ： 指导老师签名（手写） ： 签字日期： 年 月 日 签字日期： 年 月 日 江西科技学院本科生毕业论文（设计） I 摘要摘要 本文研究的主要是普通车床 CA6140 的主传动机构的设计，这类主传动系统的设 计可用于以适应当前我国机床工业发展的现状，具有一定的经济效益和社会效益。 本次设计主要包括根据一些原始数据（其中包括机床电机的满载功率、最高转速 等）结合实际条件和情况对普通车床 CA6140 一些参数进行拟定，再根据拟定的参数， 进行传动方案的比较， 确定传动方案， 绘制出此主传动的机构图， 并进行主轴的设计。 本文运用大学所学的知识，提出了轻型车床的结构组成、工作原理以及主要零部 件的设计中所必须的理论计算和相关强度校验，构建了轻型车床总的指导思想，从而 得出了该轻型车床的优点是高效，经济，并且加工精度高，运行平稳的结论。 关键词：关键词：普通车床 CA6140；主传动机构；工作原理；结论 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 江西科技学院本科生毕业论文（设计） II 江西科技学院本科生毕业论文（设计） II Abstract This paper is mainly about the main drive system of vertical lathe, the main design of transmission can be used to adapt to the current status of Chinas machine tool industry development, has certain economic and social benefits. The design of the main including according to some original data ( including machine tool motor full- load power, the highest speed etc. combined with the actual conditions and situation of vertical lathe to some of the parameters, and then according to the parameters, compared the transmission scheme, determine the transmission scheme, draw the main driving mechanism, design and carries on the main spindle. In addition, the design of device for clamping workpiece on the vertical lathe, workpiece clamping device designed in this paper is used in the automatic clamping device. Keywords： machine vertical； main driving system clamping ； workpice ； main axie 江西科技学院本科生毕业论文（设计） III 目目 录录 概述概述 . 1 第第 1 章章 总体设计方案拟定总体设计方案拟定 . 1 1.1 拟定主运动参数 . 3 1.2 运动设计 . 5 1.3 动力计算和结构草图设计 . 7 1.4 轴和齿轮验算 . 10 第第 2 章章 参数拟定参数拟定 . 12 2.1 普通车床 CA6140 主参数和基本参数 . 14 2.2 各级转速确定 . 17 第第 3 章章 主传动机构设计主传动机构设计 . 18 3.1 拟定主传动方案 . 19 3.2 传动方案的比较 . 21 3.3 各级传动比的计算 . 22 3.4 各级转速的确定方法 . 24 第第 4 章章 主轴的动力计算主轴的动力计算 . 26 第第 5 章章 主轴的设计和验算主轴的设计和验算 . 27 5.1 主轴的结构设计 . 28 5.2 主轴的强度校核 . 29 结结 论论 . 30 致致 谢谢 . 31 参考文献参考文献 . 32 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 1 概述概述 这次毕业设计中,我所从事设计的课题是普通车床 CA6140 主传动系统的设计。 此类车床属于经济型中档精度机床，这类机床的传动要求采用手动与电控双操纵方 式，在一定范围内实现电控变速。总体的设计方案就是对传动方案进行比较，绘出转 速图，对箱体及内部结构进行设计，包括轴和齿轮的设计、校核等。 由于机械工程的知识总量已经远远超越个人掌握所有， 一些专业知识是必不可少 的。但是过度的专业知识分割，使视野狭隘，可以多多参加技术交流，和参加科研项 目，缩小范围，提升新技术的进步和整个块的技术，提高外部条件变化的适应能力。 封闭的专业知识的太狭隘， 考虑的问题太特殊， 在工作中协调困难， 不利于自我提高。 因此，自上世纪第二十年代末，出现了一体化的趋势。人们越来越重视基础理论，拓 宽领域，对专业合并的分化。机械工程可以增加产量，提高劳动生产率，提高生产的 经济效益为目标，并研制和发展新的机械产品。在未来，新产品的开发，降低资源消 耗，清洁的可再生能源，成本的控制，减少或消除环境污染作为一个超级经济目标和 任务。机器能完成人的手和脚，耳朵和眼睛等等器官完全不能直接完成的任务。现代 机械工程机械和机械设备创造出更多、更精美的越来越复杂，很多幻想成为过去的现 实。人类现在能成为天空的上游和宇宙，潜入海洋，数十亿光年的密切观察，细胞和 分子。 电子计算机硬件和软件， 人类的新兴科学已经开始加强， 并部分代替人脑科学， 这是人工智能。这一新的发展已经显示出巨大的作用，但在未来几年还将继续创造出 不可思议的奇迹。人类智慧的增长并没有减少手的效果，而是要求越来越精致，手工 制作，更复杂的工作，从而促进手功能。又一方面实践促进人脑智力。在人类的进化 过程中，以及在每个人的成长过程中，大脑和手是互相促进和平行进化。 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 2 第第 1 章章 总体设计方案拟定总体设计方案拟定 1.1 拟定主运动参数拟定主运动参数 机床设计的初始，首先需要确定有关参数，它们是传动设计和结构设计的依据， 影响到产品是否能满足所需要的功能要求。根据拟定的参数、规格和其他特点，了解 典型工艺的切削用量，了解极限转速 max n、 min n和级数 Z、主传动电机功率 N。 1.2 运动设计运动设计 根据拟定的参数， 通过结构网和转速图的分析， 确定传动结构方案和传动系统图。 传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的主轴变速 箱。分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数，也可用背轮机 构、分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公 用齿轮等。然后计算各传动比及齿轮的齿数。 1.3 动力计算和结构草图设计动力计算和结构草图设计 估算齿轮模数 m 和轴颈 d，选择和计算离合器。 将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排、布置和设计。 1.4 轴和齿轮的验算轴和齿轮的验算 在结构草图的基础上，对一根传动轴和齿轮的刚度、强度进行校核。 第第 2 章章 参数拟定参数拟定 2.1 普通车床普通车床 CA6140 主参数和基本参数主参数和基本参数 此车床是大型普通车床 CA6140，根据任务书上提供的条件：此车床最大转数 1800RPM，电机满载功率 5.5Kw。 此车床的主轴转速可分高低两档,共有 12 级转速：其中高低两档各有 6 级转速， 低速档时 max n=340/, min n=45r/min;高速档时 max n=1800 r/min， min n=235 r/min； 此车床床身上最大回转直径为 400mm,主轴端部型式为 C6；主轴通孔直径为 20 mm； 主轴孔锥度为公制 70；其中 电机的转速和功率分别为 1000/1500 r/min，4/5.5KW。 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 3 2.2 各级转速的确定各级转速的确定 已知主轴的转速分为 12 级，又分为高低两档，其中高档最大转速 max n 为 1800r/min，最小转速 min n 为 235 r/min；R1= max n / min n =1800/235=7.66 R= 1z 1 当机床处于低速档时,主轴共有 6 级，转速范围 n R = min max n n = 45 340 =7.556 n R = 1z ，即 = 1z n R = 5 566 . 7 =1.499，取=1.449 7 06 . 1 ,已知 min n =45,查标准 数列表(见参考文献 1 第 6 页).从表中找到 min n=45,就可每隔六个数取得一个数,得低 速档的 6 级转速分别为 45,67,103,154,230,340 r/min; 当车床处于高速档时, 主轴共有 6 级，转速范围 n R = min max n n = 235 1800 =7.659 n R = 1z ，即 = 1z n R = 5 659 . 7 =1.50,取=1.50 7 06 . 1 ,已知 max n =1800 ,查标准 数列表(见参考文献 1 第 6 页). 从表中找到 max n=1800, 就可每隔六个数取得一个数,得高速档的6级转速分别为 236,354,543,815,1200,1800 r/min。 第第 3 章章 主传动机构设计主传动机构设计 3.1 主拟定传动方案主拟定传动方案 拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系 统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动 型式、 变速类型。 传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关， 和工作性能也有关系。 因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。 3.2 传动方案的比较传动方案的比较 3.2.1 采用单速电机 已知变速级数为 Z=12。 确定传动组及各传动组中传动副的数目。 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 4 级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成， 各传动组分别有Z1、 Z2、 Z3、 . 各传动副，即 Z=Z1Z2Z3 传动副数由于结构的限制以 2 或 3 为合适，即变速级数 Z 应为 2 和 3 的因子 Z= a 2 3。 可以有两种方案 方案一 12=232 传动齿轮数目 2（2+3+2）=14。 轴向尺寸为 15b。 传动轴数目为 4 根。 操纵机构较为简单：两个滑移齿轮和一个三联滑移齿轮，可单独也可集中操纵。 方案二 12=34 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 5 传动齿轮数目 2（34）=14 个。 轴向尺寸为 19b。 传动轴数目为 3 根。 操纵机构较复杂：四联滑移齿轮作为整体式，滑移长度为 12b；如拆为 2 个双联 滑移齿轮，需要有自锁，以保证只有一个齿轮副啮合。 相比之下，还是传动副数分别为 2，3，2 的三个传动组方案为优。 3.2.2 采用双速电机 车床上，有时采用双速电机，双速电机的转速比： 电 =2，传动系统的公比应 当是 2 的整次方根，本设计中的双速电机的公比 =2 =1.41。这时电机的转速变换 起着系统中第一扩大传动组的作用相应基本组的传动级数应为 2，这样使传动系统的 机械结构简化。本设计是经济型轻型车床，采用电控和手动两种方式，为了结构设计 的需要，本设计采用双速电机。 3.3 各级传动比的计算各级传动比的计算 假设结构如图： 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 6 由于已经设计了各轴之间的相对位置关系，由传动系统草图知共有六个传动比。 分别设齿轮 1 和齿轮 4 之间的传动比错误！未指定书签。错误！未指定书签。错误！未指定书签。错误！未指定书签。为 14 i , 齿轮 2 和齿轮 5 之间的传动比为 25 i ,齿轮 8 和齿轮 9 之间的传动比为 89 i ,齿轮 3 和齿 轮 6 之间的传动比为 36 i ,齿轮 7 和齿轮 10 之间的传动比为 710 i,带轮传动比为 轮带 i。 设其中 25 i 14 i 36 i 。 错误！未指定书签。错误！未指定书签。当处于低档时，手动操作使得齿轮 8 和齿轮 9 啮合。 当中间的电磁离合器得电，齿轮 2 和齿轮 5 之间啮合，当时的主轴转速最小，为 45 或 67 r/min。 可得 25 i 89 i 轮带 i1000=45r/min 25 i 89 i 轮带 i1500=67 r/min 当左侧的电磁离合器得电，齿轮 3 和齿轮 6 之间啮合，当时的主轴转速最大，为 226 或 340 r/min。 可得 36 i 89 i 轮带 i1000=230 r/min 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 7 36 i 89 i 轮带 i1500=340 r/min 当右侧的电磁离合器得电，齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合，当时的主轴转速为 100 或 150 可得 14 i 89 i 轮带 i1000=100 r/min 14 i 89 i 轮带 i1500=150 r/min 当处于高档时，手动操作使得齿轮 7 和齿轮 10 啮合 当中间的电磁离合器得电，齿轮 2 和齿轮 5 之间啮合，当时的主轴转速最小，为 236 或 354 可得 25 i 710 i 轮带 i1000=235 r/min 25 i 710 i 轮带 i1500=354 r/min 当左侧的电磁离合器得电，齿轮 3 和齿轮 6 之间啮合，当时的主轴转速最大，为 1200 或 1800 可得 36 i 710 i 轮带 i1000=1200 r/min 36 i 710 i 轮带 i1500=1800 r/min 当右侧的电磁离合器得电，齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合，当时的主轴转速为 543 或 816 可得 14 i 710 i 轮带 i1000=543 r/min 14 i 710 i 轮带 i1500=815 r/min 由这 6 各方程联列可解得 25 i 0.3226 14 i 0.7447 36 i 1.6452 89 i 0.2576 710 i1.3659 轮带 i0.534 传动比的选用时， 应注意的几个问题， 充分使用齿轮副的极限传动比 min u=1/4， max u=2， 虽然可以最大限度地获得变速箱范围或减少传动件数， 但会导致齿轮和箱体尺寸 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 8 过大，齿轮线速度增大，容易产生振动和噪音，要求精度提高。在实践中，往往不采 用降速很小、升速很大的传动比，特别是中间轴的传动。因此，从系统的角度考虑， 宁可适当增加串联传动组的数目，或者用并联式的分支传动满足变速范围的要求，而 避免用极限传动比的传动副，以上几个传动比都符合要求。 3.4 各轴转速的确定方法各轴转速的确定方法 由传动比和电机的转速，可以计算出各轴的转速； 3.4.1轴的转速 轴从电机得到运动，经传动系统转化成各级转速。电机转速转速和主轴最高转 速应相接近。显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，轴 不宜将电机转速降得太低。但如果轴上装有摩擦离合器一类部件时，高速下摩擦损 耗、 发热都将成为突出矛盾， 因此， 轴转速也不宜太高车床的轴转速一般取 700 1000 r/min 左右比较合适。另外也要注意到电机与轴的传动方式，如用带轮传动 时，降速比不宜太大，和主轴尾部可能干涉。 3.4.2 中间传动轴的转速 对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小与噪音、振动等性 能要求之间的矛盾。 中间传动轴的转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模 数小些，从而可以使结构紧凑。但是，这将引起空载功率和噪音加大。从经验知：主 轴转速和中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正：1、对于功率较大的重 切削机床，一般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高一些对减小结构尺寸的效果较 明显。2、对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低一些。3、控制齿轮圆周速度 smV/8 ，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 9 3.5 转速图拟定转速图拟定 运动参数确定以后，主轴各级转速就已经知道了，而且根据设计出来的各级齿轮 的传动比，这样就可以拟定主运动的转速图，使主运动逐渐具体化。 电动机轴 轴主轴 45 103 154 230 340 236 354 543 815 1200 1800 1500 1000 0.534：1 53：31 20：62 35：47 54：41 17：66 此车床集中传动:公比为41 . 1 =,级数 Z=12,变速范围 R=1800/45=40。 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 10 第第 4 章章 主传动动力计算主传动动力计算 4.1 齿轮的计算齿轮的计算 4.1.1 确定齿轮齿数和模数（查表法） 可以用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简便。根据上面计算的传动比和 初步定出的小齿轮齿数，查表即可求出齿轮副齿数之和，再减得大齿轮的齿数。 用查表法求轴和轴上的齿轮的齿数和模数 常用传动比的适用齿数（小齿轮） （见参考书 1 第 20 页） 。 选取时应注意： 不产生根切。一般取 Zmin1820； 保证强度和防止热变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚2m,一般取5mm 则 Zmin6.5+2T/m。 同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等。若模数相同，则齿数和亦应相等。 但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。 机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般 齿数差不能超过 34 个齿。 防止各种碰撞和干涉。 三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于 4。 所以，可以假设其中最小的齿轮 2 齿数为 20，而且由上可知，齿轮 2 和齿轮 5 之间的传动比为 3.1，查常用传动比的适用齿数（小齿轮）表，可找到最接近的传动 比为 3.15，当时的齿数之和为 82。可得大齿轮齿数为 62。 齿轮模数的估算 按接触疲劳和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂,而且有些系数只有在齿轮各 参数都已经知道后方可确定,所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算， 再选用标准齿轮模数。 齿轮弯曲疲劳的估算： m 323 znj N mm 1 其中 N-计算齿轮传递的额定功率 N=Nd 齿轮点蚀的估算： A3703 nj N mm 1 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 11 其中nj为大齿轮的计算转速,A 为齿轮中心距。 由中心距 A 及齿数 z1、z2 求出模数： 21 2 zz A mj + = 1 根据估算所得 m 和 mj 中较大得值,选取相近的标准模数 以齿轮 2 和齿轮 5 为例 nj = 轮带 in=15000.534=801 r/min N=5.50.95=5.225kw m 323 534 . 0 150062 225 . 5 1.509 A3703 534 . 0 1500 225 . 5 69.133mm 6220 133.692 + =mj1.686 所以,根据 mj 选取,为了保证模数一定满足要求,假设齿轮 2 和齿轮 5 的模数 为 3 由此可知,输入轴 1 和传动轴 2 之间的中心距为 A= 2 )52(zzm+ = 2 )3342(3+ =112.5mm 同理且根据 1 轴和 2 轴之间的距离始终为 112.5mm,可得出 1 轴和 2 轴之间 其余的齿轮的齿数和模数 分别为 z1=30 m1=3 z4=48 m4=3 z3=24 m3=3 z6=47 m6=3 4.1.2 确定齿轮的齿数和模数（计算法）并校核 以齿轮 8 和 9 为例, 设计时采用最高转速，即齿轮 10 的转速为 1800r/min,已知该组齿轮传递的功率 为 5.5KW,已知传动比为 89 i 0.2576,假设齿轮对称布置,使用寿命为 8 年,每年以 300 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 12 工作日计,两班制,中等冲击,齿轮单向回转。 1、齿轮的材料、精度和齿数选择 因传递功率不大、转速不高、材料按 表 7-1 选取，都采用 55 钢，锻造毛坯，大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。 齿轮精度用 6 级，软齿表面粗糙度为 a R 1.6。 软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性， ，取齿轮 8 的齿数为 17，则齿轮 9 为 17/0.2576=66 2、设计计算 （1） 、设计准则 按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （2） 、按齿面接触疲劳强度设计 3 1 1 ) 1(2 u uKTZZZ d dH EH t = 2 1 T =9.55mmNmmN n p .113290. 171800 665 . 51055 . 9 10 6 6 = = 由图 7-6 选取材料的接触疲劳极限应力为: aH MP580 lim2 = , aH MP560 min2 = 由图 7-7 选取材料的弯曲疲劳极限应力为: aF MP230 lim1 = , aF MP210 lim2 = 应力循环次数 N 由式(7-3)计算 66/83001617180060 1 =N = 9 1007 . 1 = 2 N= u N1 8 9 1076 . 2 66 171007 . 1 = 由图 7-8 查得接触疲劳强度寿命系数1 1=N Z,= 2N Z1.02 由图 7-9 查得弯曲疲劳寿命系数1 1 = N Y,= 2N Y1, 由表 7-2 查得接触疲劳安全系数= minH S1,弯曲疲劳安全系数= minF S1.4,又 ST Y=2.0,试选= t K1.3 由前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力 aN H H m MPZ S 580 1 lim lim1 = 2 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 13 aN H linH H MPZ S 571 2 lim 1 2 = 2 aN F STF F MPY S Y 3281 4 . 1 2230 1 lim lim1 1 = = 2 aN F STF F MPY S Y 300 2 lim lim2 2 = 2 将有关值代入式子 得 3 1 1 ) 1(2 u uKTZZZ d dH EH t =3 2 66 831132903 . 12 571 90 . 0 8 . 1895 . 2 =59.17 2 则= = 100060 11 1 nd V t 1.44sm/ 查图 7-10 得09 . 1 = v K; 由表 7-3 查得25 . 1 = A K;由表 7-4 查得05 . 1 = K;取 1= K;则431 . 1 105 . 1 09 . 1 25 . 1 = K KKKK VAH 修正mmdd t 95.6003 . 1 17.59 3 . 1 431 . 1 3 11 = 2 mmzdm58 . 3 17/95.60/ 11 = 由表 7-6 取标准模数 5 . 3=m 3校核齿根弯曲疲劳强度 由图 7-18 查得2 . 4 1 = FS Y 0 . 4 2 = FS Y 取7 . 0= Y 由式（7-12）校核大小齿轮的弯曲强度 1 2 1 3 2 1 1 87.767 . 02 . 4 53 . 3 171 11329043. 122 FaFS d F MPYY mZ KTI = 2 20.73 2 . 4 0 . 4 87.76 2 1 2 12Fa FS FS FF MP Y Y = 2 所以，初选的齿轮齿数和计算出的模数符合要求。 求得齿轮 8 和 9 的齿数和模数分别为 z8=17 m8=3.5 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 14 z9=66 m9=3.5 其中齿轮 8 的齿数为 17，有可能会发生根切现象，所以要修正齿轮，用变位修 正法求得 8 齿轮的变位系数为+0.218。用同样的方法可以求得其他齿轮的变位系数。 列出各齿轮的齿数、模数、和变位系数 编号 模数 齿数 齿形角 变位系数 1 3 30 o 20 +0.5 2 3 42 o 20 +0.8 3 3 24 o 20 0 4 3 48 o 20 -0.5 5 3 33 o 20 0 6 3 47 o 20 0 7 3 27 o 20 0 8 3 54 o 20 +0.218 9 3 21 o 20 0 10 3 59 o 20 +0.169 11 3 35 o 20 0 12 3 69 o 20 0 13 3 21 o 20 0 14 3 83 o 20 0 齿轮材料为 45 钢,热处理为齿部淬火处理 HRC40-45。 4.1.3 齿轮的精度设计； 齿轮精度设计的方法及步骤：1、确定齿轮的精度等级； 2、齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定； 3、计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号； 4、确定齿坯公差和表面粗糙度； 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 15 5、公法线平均长度极限偏差的换算； 6、绘制齿轮零件图。 以齿轮 9 为例：齿数为 66，模数为 3.5,变位系数为 0。 确定齿轮的精度等级 由于该齿轮是主轴箱内的齿轮，对传动精度和稳定性的要求都比较高，主要要求 的是传动平稳性精度等级。据圆周速度= = 100060 dn v sm/11 . 4 60000 340665 . 3 对于如此要求高的齿轮采用 6 级精度。 齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定 该齿轮属中等精度，且为批量生产查表 12-3 选定 i F、 W F、 i f、 F 组成检验方案。根据mmmzd231665 . 3 11 =及mmb27 1 = 查表 12-13、表 12-14、表 12-15 可得公差值： 第公差组 36= r F 25= F 45= p F 第公差组 9= f f 11= pt f 10= pb f 第公差组 9= F 计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号代号 计算齿轮副的最小极限侧隙 minn j 由表 12-10 按油池润滑和 smv/11. 4= 查得 035 . 0 5 . 301 . 0 01 . 0 1 = nn mj sin)(2 22112tn taj= 6 根据齿轮和箱体的材料，从材料手册上查得，钢和铸铁的线膨胀系数分别为 c= /10 5 . 11 6 1 ， c= /10 5 . 10 6 2 。 传递的中心距mm zzm a25.145 2 )1766(5 . 3 2 )21( = + = + = 6 所以，mmjn038 . 0 031 . 0 120 25.145 2 = 确定齿厚极限偏差代号 齿厚上偏差 由式（12-15） 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 16 + = n bb nnna ss Fffjjf E cos2 104 . 2 tan 2 2 2 1 2 21 6 式中 F 前面已查得 9= F m pb f 由表 12-14 按 6 级精度查得 mfpb11 1 = mfpb9 2 = 由表 12-17 按 145.5，6 级精度查得mfa20= ， 所以，代入数据得mE ss 56， 因为 11= pt f 11 56 = pt ss f E 由图 12-29 或者 12-9 查得齿厚的上偏差代号为 G，因此 666= ptss fE 齿厚下偏差 可知 22 tan2 rrn SbFT+= 6 查 表12-13 ， 6级 精 度 齿 轮mFr36=， 查 表12-11 ， mmITbr917226 . 1 826 . 1 =，所以 mT s 24.71913620tan2 22 += mmTEE SSSsi 1377166= 5 . 12 11 137 = = pt si f E 由图 12-29 或表 12-9 查得齿厚下偏差代号为 K，因此 mEsi1321112= 至此，小齿轮的精度为：6GK GB10095-88 确定齿坯公差、表面粗糙度 江西科技学院本科生毕业论文（设计） 17 齿轮内孔是加工、 检验及安装的定位基准， 对 6 级精度的齿轮， 由表 12-18 查得： 内孔尺寸公差为 IT7，内孔直径为 85mm,偏差按基准孔 H 选取，即齿轮内孔的下偏差 为 0，上偏差为+0.022。内孔的形状公差按 6 级决定或遵守包容原则。 定位端面的端面圆跳动公差由表 12-19 查得为 0.014mm。 齿顶圆只作为切齿加工的找正基准，不作为检验基准，故其公差选用 IT11，齿 顶圆直径mmmhdd aa 2382 11 =+= ，偏差按基准轴 h 选取,即下偏差为-0.290，上偏 差为 0。 齿轮的表面粗糙度按 7 级查表 12-20，各表面粗糙度 a R 分别为：齿面 a R =1.6,内 孔 a R =1.6,基准端面 a R =3.2,齿顶圆 a R =6.3。 公法线平均长度极限偏差的换算 公法线的公称长度 W 及其跨齿数 k,可从机械设计有关手册中查得或按式 12-7 和 式 12-8 求得 跨齿数85 . 09/665 . 09/+=+= zk 724.8066014 . 0 ) 116(476. 1 5 . 3014 . 0 ) 12(476. 1 +=+=zkmW 6 该齿轮为中模数齿轮，控制侧隙的指标宜采用公法线平均长度极限偏差 wiwsE E， 按换算式 12-20、式 12-21、式 12-22 得 mFEE n