毕业设计（论文）-Φ200毫米轴承环车床设计【全套图纸】.doc

59第 页1 前言全套图纸，加1538937061.1轴承环卡盘多刀车床的用途轴承环卡盘多刀半自动车床是适合大批量生产的大功率、高效率的半自动车床。它主要用于轴承环的车削加工，也可用于加工盘类、短轴类、套类等零件。在该机床上可以采用多把刀具同时加工零件，也可采用仿形刀架加工各种成形表面。该机床由电器、液压联合控制，可实现自动工作循环。因此，可较容易地联入自动线中。1.2机床的总体布局机床为卧式布局，共有两个刀架，前刀架水平布置，上刀架垂直布置。这样布置刀架装卸工件方便，便于排屑和观察加工过程，便于更换刀具等。液压系统结构简单，调整维修方便，可靠性高。前、上刀架均可搬转一定角度以便车削锥度。刀架的行程长度由死挡铁控制，定位精度高。刀架的前进、停止、返回动作均由行程开关控制。夹紧油缸装在主轴尾部，夹紧力在主轴上封闭而不作用在主轴轴承上。机床采用液压离合器的液压制动器。1.3机床的主要技术参数刀架上最大的加工直径（前、上刀架）： 200mm床身上最大工件回转直径： 400mm刀架最大行程长度： 前刀架纵向： 260mm上刀架横向： 100mm刀架垂直于主轴中心线的回转角度：前刀架： 顺时针30，逆时针45上刀架： 顺时针45，逆时针30刀架快速行程速度： 4.5m/min刀架最小进给速度： 10mm/min主轴的转速范围： 106530r/min主轴转速级数： 8级主轴孔孔径： 50mm主轴前端锥孔： 莫氏6主电机： 功率13KW； 转速 1460r/min液压电机： 功率1.5KW； 转速 940r/min双联叶片泵： 流量25/25 L/min; 压力 63 Pa液压系统的工作压力： 2030Pa夹紧油缸工作压力： 1020Pa液压系统用油： 20号机械油油箱容积： 150L国内外卡盘多刀车床分析比较2.1国内外同类机床结构和精度的分析比较2.1.1 结构特点 C7620的结构特点：床身为箱形整体式，刚度高，排屑口宽敞。床身导轨为镶钢结构，淬火后磨削，具有良好的耐磨性。 主电机双速电机，可在自动工作循环中由插销板预选高低两档速度。主轴前端装有精密的双列滚柱轴承，精度稳定。刀架滑体为耐磨铸铁，并采用矩形导轨。纵、横、进、退均由死挡铁限位，定位精度高。借助插销板可使机床的动作按预选的程序进行。刀架、卡盘动作均由液压控制。操纵板为组合式，操纵、维修方便。油箱与机床分开摆放，避免了油温对加工精度的影响。液压夹盘，松、夹工作方便可靠。 C7632的结构特点床身为后立柱形成立式布局，排屑方便，刚度高。主运动由液压离合器刹车，动作灵敏可靠。主轴通过一对交换齿轮和一对滑移齿轮变速，变速机构简单，速度范围较宽。主轴前端装有两排圆锥滚子轴承，刚度高，精度稳定。上、下刀架均采用矩形导轨、纵横向进退均由死挡铁限位，定位精度高。借助插销板，可使机床动作按预选程序进行。下刀架纵向具有两种工进速度。液压系统采用单独的油箱，变量叶片泵和组合控制板。 日本管铁工所生产的单能机结构特点机床由组合部件系统构成。床身、刀架均由特殊铸铁制造，刀架滑动表面均经淬火和磨削，精度高，且耐磨性好。主轴为三点支承，用了两个圆锥滚子轴承和一个圆柱滚子轴承，精度高，承载能力大。由插销板预选刀架动作。各方向滑板可在终点停留，易于保证加工精度和光洁度。不易出现故障，主要控制元件是插件式，易于维修检查。切削走刀量可由切削走刀控制阀无级调节。机床可加机械手，变成全自动型。2.1.2 精度比较 C7620 的精度刀架运动终点定位死挡铁中心线与驱动油缸中心线重合，导轨为矩形，纵向为镶钢淬火导轨，故精度及精度保持性都较好。定位精度为0.01mm，经济加工精度为IT7。 C7632的精度主轴及刀架系统刚度高，但布局不甚合理，主轴受热变形后，直接影响被加工工件的直径尺寸。工作过程中，精度不够稳定。 日本管铁工所单能机的精度其重复加工精度为0.01mm.刀架刚度较差，且主电机功率小，适于加工余量小的情况。刀架导轨淬火处理，自动润滑，保护较好，故精度保持性好。 3 机床的运动设计该机床主要是针对轴承环车削加工而设计的。轴承环材料：GCr15。刀具材料：YT15。最大车削直径：200mm。轴承环加工生产类型：成批生产。3.1主轴极限转速的确定调查和分析所设计的机床上可能进行的加工工序，从其工序中选择要求最高、最低转速的典型工序，按公式（3-1）： 计算式中：、为最大、最小的合理切削速度； 、为最大、最小的计算直径（经济加工直径）。3.1.1 、的确定 、是根据工件和刀具材料与工艺条件来确定，以及考虑到刀具材料的发展，切削速度的提高，确定切削速度范围为： =60 =1303.1.2 、的确定 对于通用机床，一般取： （3-2）式中：可能加工的最大直径； 系数，根据对现场有同类型机床使用情况调查得知：多刀半自动车床的系数K=0.9；计算直径范围：多刀半自动车床=0.30.35，取=0. 35。则：, 取= 180；=.=0.35180=63, 取=80.3.1.3 、的确定 =517, 取=530； =106, 取=106.3.2转速数列公比的确定主轴最高、最低转速确定后，还需要确定中间转速。为了获得合理的切削用量，最好能在最高和最低转速范围内提供任何转速。目前，对于回转运动，在通用机床中应用最广泛的是有级变速。即假设某机床的主轴箱工有级转速，呈等比级数列排，分别为，公比。机床的转速数列采用等比数列有几点优点：使转速范围内的转速相对损失均匀。对某一公比，任意两个相邻转速之间的最大相对速度损失为常数，因而转速分布的疏密程度比较均匀合理；使变速传动系统简化。这种转速数列可以由几个变速组的不同传动比搭配相乘而得，能用较少的齿轮实现较多级的转速，一般借助于串联若干滑移齿轮组来实现，使机床的结构简单，传动系统设计方便。公比的选用，从使用性能考虑，选取公比最好要小一些，以便减少相对速度损失，但公比小一些，级数增多，会使机床的结构复杂化。用于大批量生产的自动化和半自动化机床，因为要求较高的生产率，相对转速损失要小，因此公比要选小一些，一般选用1.12或1.25。结合实际情况，考虑到本次设计中的机床为大批大量生产用的通用机床，应使机床的转速损失尽量小，以提高生产率。所以值应选小些。根据机床的使用性能和结构要求，通过上述同类机床参数比较并参照资料确定标准转速数列公比：=1.26；3.3主轴转速级数的确定 （级） （3-3） 查资料得主轴各级转速： 表3-1：1061321702122653354255303.4主电机功率的确定：以最大切削速度加工外圆时：切削速度： ；切削深度： ；走刀量： ；工件材料： GCr15，退火HB196；刀具材料： YT15；前 角： ；主偏角： ；刃倾角： ；刀尖圆弧半径： ；后刀面磨损量： ；查系数： =0.93 表4-5 =0.96 表4-6 =1.28 表4-7 =1.36 表4-8 =1 表4-10 =1 表4-12 =1 表4-13 =1.12 表4-14单位切削力： P = 2109 N / 表4-4主切削力：=P.f. .（3-4） =21092.50.470.930.961.281.361111.12 =4314 N切削功率： =. （3-5）=9.53 KW考虑到切削时机床的总效率=0.8，则主电机的功率： =12 KW （3-6）根据计算和现场调查取：=13 KW查三相异步电动机： 型号：-61-4；功率：13KW；额定转速：1460r/min3.5主传动系统的拟定：由于该机床用于大批大量生产，在加工过程中，机床不经常变速，故采用交换齿轮变速。这样可使主轴箱的结构简单，不需要操纵机构。轴向尺寸小，变速箱结构尺寸小，齿轮数量少，传动链短，传动精度较高。电机转速一般与主轴的最高转速接近为好。在不使大带轮过大的情况下，应尽量选用较高的转速，这样可使电机体积小，重量轻，价格便宜。故额定转速选1460r/min。 主轴转速级数为8级的变速系统需要2个变速组，即：8=42其结构式为： 8= 8= 8= 8=考虑到交换齿轮应尽量放在前边，以减小扭矩，改善工作条件，减小结构尺寸，故选： 8= 8=为减小结构尺寸，传动线应为“前密后疏”，故选： 8= 最后，验算最后扩大组的变速范围：8,满足要求。 结构网如图3.1所示：3.6主轴箱的结构设计： 主轴的原动机为电动机，经带传动将原动力传递给轴，轴与轴之间用摩擦离合器连接，摩擦离合器实现主轴的正转和制动的动作；轴通过离合器的作用将动力传给轴上的两对交换齿轮；轴通过交换齿轮的作用将不同的动力传递给轴；轴上装有两个齿轮，通过与轴上的一对滑移齿轮的相啮合，将动力传递给轴；轴通过一对固定的降速斜齿轮将动力传递给主轴。拟定转速图：考虑降速要“前慢后快”以减小结构尺寸，传动轴的转速不能过高，以减小噪声和空载功率损失，转速图如图3.2所示：转速图由“三线一点”组成：传动轴格线、转速格线、传动线和转速点。距离相等的竖直线表示各传动轴；距离相等的横直线表示各转速的对数坐标，横线的间距相等，等于一个，通常习惯在转速图上直接写出转速值；传动轴格线上的圆点表示该轴所具有的转速；传动轴格线间的转速点连线表示相应传动副的传动比。在转速图上可以清楚地表示传动轴的数目，主轴及各传动轴的转速级数，转速值及其传动路线，变速组数目及传动顺序，各变速组的传动副数目及其传动比数值等。3.7确定各轴的计算转速：传动机床上的许多零件，特别是传动件，在设计时应该核算其强度。决定零件强度的条件之一是该零件所受的载荷。载荷取决于零件传递的功率和转速。机床变速传动链内的零件，有的转速是恒定的，有的转速是变化的。机床在实际使用中，某些工序主传动在低速范围加工时，不需要使用机床的全部功率，如果设计机床电机功率按最低转速选取，势必造成各传动件较粗大，造成过大的强度储备，这是不经济和不必要的。因此，通用机床主传动系统只是从某一转速开始才有可能使用电动机的全部功率。传递全部功率的最低转速称为该传动件的计算转速。资料显示，主轴的计算转速为各级转速的前三分之一转速里最高的转速，故根据本设计的主轴的转速可确定主轴的计算转速为170r/min；根据转速图上的传动路径可得轴的计算转速为425r/min;此时根据转速图上的传动路径得轴的计算转速似为850r/min,但是轴的最小转速530r/min经两对传动副可得主轴的最大转速为 265r/min,此时就需要传递全部功率，故轴的计算转速为530r/min；（）轴的转速是定值，可根据带传动计算得知。3.8确定各级传动的传动比：（根据计算转速和转速图来确定）根据转速图可知，从主轴的计算转速170r/min到轴的425r/min，转速图上升了四格，故其传动比为:；轴到轴经过了两对传动副，故其传动比有两个，由转速图可知：；轴与（）轴之间经过交换齿轮，且要求实现四种变速，故其传动比有四个，而此级变速为基本组，级比指数为1，根据转速图可知在基本组里的四个转速中，最高转速的传动比为：，其后传动比依次为：，。根据计算转速来确定带传动的传动比，则。3.9查表确定各配对齿轮齿数：3.9.1轴与轴之间的交换齿轮的选择在该基本组传动中的传动比有：1.41、1.12、0.89、0.7。查资料得齿数和相同的有：1.41：106、107、108、109、110、111、113、114、115 1.12：106、108、109、110、111、112、113、114、115 0.89：106、108、109、110、111、112、113、114、1150.7：106、107、108、109、110、111、113、114、115由于轴与轴之间要安装离合器，根据离合器的结构尺寸，所以轴与轴之间的中心距要求要大些，故选齿数和=115，故选用的配对齿轮为：48/67，54/61，61/54，67/48。3.9.2 轴与轴之间的齿轮选择在该变速组中的传动比有：1.26、2。查资料得齿数和相同的有： 1.26：84、86、88、90、91、92、93、95、97、99 2.00：84、86、87、89、90、92、93、95、96、98取齿数和=84，故选用的配对齿轮为：37/47，28/563.9.3 轴与主轴之间的齿轮选择轴与主轴之间有一对降速齿轮副，其传动比=2.52，为使齿轮的齿数和100120(常选用在100以内)。查资料取齿数和=99，故选用的配对齿轮为：28/713.10三角胶带带轮直径计算：=1.213=15.6KW （3-7）胶带型号： B型小带轮直径： =132mm 大带轮直径： （3-8） = =251.8 mm 取：=250 表3-2：轴 的 计 算 转 速 轴号（）计算转速750530425170表3-3：齿 轮 的 计 算 转 速 齿数67486154473728562871计算转速530750670750530670850425425170 图3.3：主 轴 箱 传 动 系 统 图 3.11各级转速的实际值： 3.12转速误差： 许用转速误差范围： 上述转速误差都在范围内，即可用。4 主要零件的设计计算4.1三角胶带的传动设计计算：（注：计算中涉及到的图、表和公式均从机械设计工程学中查找）确定计算功率：根据工作情况，由（机械设计工程学）书中的表3-3查工况系数=1.2。设计计算功率为：=.P=1.213=15.6kw （4-1）选择带型：根据=15.6 KW和=1460r/min,从图3-10中选取普通V带型号：B型。确定带轮直径： 小带轮最小基准直径查表3-4得：=125mm。带轮的直径越小，带的弯曲应力越大，会加剧带的疲劳损坏，缩短带的寿命。因此，小带轮直径不应小于其最小的基准直径。在结构允许的情况下，应该选取较大的带轮直径，这样在传递功率一定时，可以增大带速，减小带的有效拉力和带的根数。在本设计中，根据情况取=132mm；大带轮直径： （4-2）式中： 传动比=1.92（前面已经计算过） 为弹性滑动系数，通常取0.010.02,取=0.02则：=1.92132（1-0.02）=248.4mm按照表3-5取标准值：=250mm验算带速： （4-3）带速在525 m/s范围内，带速符合要求，胶带经济耐用。初定中心距：中心距过大，胶带易引起振动，传动能力下降。中心距过小，胶带挠曲次数增加，降低了胶带的寿命。一般应根据结构尺寸要求来确定中心距，若没有给定中心距，可按式：0.7（）2（）初定中心距 （4-4）0.7（）=0.7（132+250）=267.42（）=2（132+250）=764初定中心距=700 胶带的计算长度： =2+（）+ （4-5） =2700+（132+250）+=2005从表3-7中选取相近的基准长度=2000胶带的计算长度L=2033 胶带的挠曲次数： （4-6） 实际中心距： A+ （4-7） 安装时所需要的最小中心距： =714-0.0152033=683.5 （4-8） 张紧或补偿所需要的最大中心距： （4-9） 小带轮包角： （4-10） 确定V带根数： 单根V带的额定功率，查表3-2得：=2.20KW； 弯曲影响系数，查表3-8得：=2.6494； 传动比系数，查表3-9得：=1.1202； 额定功率增量 （4-11） =2.64941460=0.426 KW； 包角系数，查表3-6得：=0.98； 长度系数，查表3-7得：=0.98； V带根数： （4-12） 确定单根V带的预拉力： V带每米长度质量，查表3-10得：=0.17kg/m （4-13） = 确定压轴力： （4-14） 4.2传动装置的运动、动力参数的计算：4.2.1 查资料确定各类传动、轴承的概略值如下： V带传动： =0.96； 深沟球轴承： =0.96； 圆锥滚子轴承： =0.98； 圆柱齿轮传动： =0.98； 斜齿轮传动： =0.98； 离合器、操纵机构传动： =0.98。4.2.2 各传动轴功率的计算： ； ； ； 。4.2.3各传动轴的转速计算： 由于在机床设计中，传动轴上不止一种转速。因此我们将用轴的计算转速来作为轴的转速，既而对各轴进行校核。各传动轴的转速为： ；（前面已经计算过） ；（前面已经计算过） 。（前面已经计算过）4.2.4各传动轴输入转矩的计算： 4.3摩擦片离合器的计算：、摩擦片离合器的外径和内径根据结构要求定： 接触部分外径： D=123mm 接触部分内径： d=73mm、摩擦片平均直径和内外摩擦片接触宽度b： = （4-15） （4-16）、摩擦片离合器传递的扭矩： （4-17） 、许用压强： ； ； ； （4-18） 查系数时， 查系数时，单件加工时间为16秒。、安全系数：K=1.3、摩擦系数：f=0.08、摩擦面对数： （4-19） 、确定内外片数： 正转： 内片7片，外片6片 制动： 内片6片，外片5片4.4齿轮的计算：（注：计算中涉及的公式、图、表均从机床设计指导书中查 阅）4.4.1齿轮模数的估算： 通常同一传动组中齿轮取同一模数，并且选同模数齿轮中承受载荷最大的、齿数最少的齿轮进行初步的估算： （4-20）式中：P 齿轮传递的额定功率； 电动机功率； 从电动机到所计算齿轮的传动效率（包括计算齿轮传动效率）； 所计算齿轮的齿数； 所计算齿轮的计算转速。1、 基本组齿轮模数的估算：；（取传动组中负荷最大、齿数最少的齿轮）；（所取齿轮的计算转速）；按照标准系列取:2、 第二变速组齿轮模数的估算：；（取传动组中负荷最大、齿数最少的齿轮）；（所取齿轮的计算转速）；按照标准系列取：3、 斜齿轮传动模数的估算：；按照标准系列取：4.4.2齿轮模数的验算： 一般按接触和弯曲疲劳强度验算，对于高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对于低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度，对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。 按接触疲劳强度计算模数： （4-21） 按弯曲疲劳强度计算模数： （4-22） 式中：计算齿轮的齿数，一般取传动组中最小齿轮为计算转速； 大齿轮与小齿轮的传动比，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合； 齿数系数，B为齿宽，为模数； 计算齿轮传动的功率； 计算齿轮的计算转速； 寿命系数，； （4-23） 工作期限系数，； （4-24） 齿轮在机床工作期限（）内的总工作小时；见表3-16； 计算齿轮的最低转速； 基准循环次数；查表3-17； 疲劳曲线指数；查表3-17； 功率利用系数；查表3-18； 转速变化系数；查表3-19； 材料强化系数；查表3-20； 工作状况系数。主要考虑载荷冲击的影响：主运动（中等冲击）取=1.21.6；冲击性机床取=1.61.8；辅助运动（轻微冲击）取=11.2； 动载荷系数；查表3-23； 齿向载荷分布系数；查表3-24； 齿形系数；查表3-25； 许用接触应力；查表3-26； 许用弯曲应力；查表3-26。 、基本组的齿轮模数的验算： 因为同一变速组内只需要验算载荷最大，齿数最少的齿轮即可，故在基本组内只需要验算齿轮Z48，其线速度为： （4-25） 故采用7级精度齿轮。 小齿轮：45钢，淬火，HRC50； 小齿轮齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比： 齿数系数取=10，则齿宽 计算齿轮传递的功率： 齿轮的工作期限： 计算齿轮的最低转速： 基本循环次数： ； 疲劳曲线指数： ； 功率利用系数： ； 转速变化系数： ； 材料强化系数： ； 齿向载荷系数：，则 工作情况系数： 动载荷系数： 齿形系数： 许用接触应力：，（高频淬火，G54，HRC=5257） 许用弯曲应力： 则工作期限系数： 寿命系数计算： 寿命系数的极限值，查表3-21得： ； ； 当时，取； 当时，取； 当时，取为实际计算值； 则：寿命系数应取： ； 。 按接触疲劳强度计算齿轮的模数： ,合格。 按弯曲疲劳强度计算齿轮的模数： ，合格。 、第二变速组齿轮模数的验算： 因为同一变速组内只需要验算载荷最大，齿数最少的齿轮即可，故在基本组内只需要验算齿轮Z28，其线速度为： 故采用8级精度齿轮。 小齿轮：45钢，淬火，HRC50； 小齿轮齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比： 齿数系数取=10，则齿宽 计算齿轮传递的功率： 齿轮的工作期限： 计算齿轮的最低转速： 基本循环次数： ； 疲劳曲线指数： ； 功率利用系数： ； 转速变化系数： ； 材料强化系数： ； 齿向载荷系数：，则 工作情况系数： 动载荷系数： 齿形系数： 许用接触应力：，（高频淬火，G54，HRC=5257） 许用弯曲应力： 则工作期限系数： 寿命系数计算： 寿命系数的极限值，查表3-21得： ； ； 当时，取； 当时，取； 当时，取为实际计算值； 则：寿命系数应取： ； 按接触疲劳强度计算齿轮的模数： ,合格。 按弯曲疲劳强度计算齿轮的模数： ，合格。 、斜齿轮模数的验算： 斜齿轮Z28的当量齿数为： ，其线速度为： 故采用8级精度齿轮，不磨齿。 小齿轮：45钢，淬火，HRC50； 小齿轮齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比： 齿数系数取=10，则齿宽 计算齿轮传递的功率： 齿轮的工作期限： 计算齿轮的最低转速： 基本循环次数： ； 疲劳曲线指数： ； 功率利用系数： ； 转速变化系数： ； 材料强化系数： ； 齿向载荷系数：，则 工作情况系数： 动载荷系数： 齿形系数： 许用接触应力：，（高频淬火，G54，HRC=5257） 许用弯曲应力： 则工作期限系数： 寿命系数计算： 寿命系数的极限值，查表3-21得： ； ； 当时，取； 当时，取； 当时，取为实际计算值； 则：寿命系数应取： ； 按接触疲劳强度计算齿轮的模数： ,合格。 按弯曲疲劳强度计算齿轮的模数： ，合格。4.5齿轮传动的校核计算：（注：计算中涉及到的图、表和公式均查阅机械设计工程学）4.5.1齿轮Z48/Z67的校核计算： 已知原动机为电动机，高速齿轮传递的功率，小齿轮转速为，传动比，双向运转，工作平稳，每天工作8小时，每年工作300天，预期寿命为8年。1、 选择齿轮材料：查表8-17得：小齿轮选用淬火，HRC=50； 大齿轮选用正火，HBS=210240HBS； 、按齿面接触疲劳强度设计计算： 确定齿轮的传动精度等级，按估取圆周速度，参考表8-14，表8-15选取公差组8级传动； 小轮的分度圆直径，由式得： （4-26） 齿宽系数查表8-23，按齿轮相对轴承为非对称布置取： 小齿轮齿数按照机床结构选用； 大齿轮齿数：圆整取； 齿数比：； 传动比误差；误差在5%范围内； 小轮转矩，由式8-53得 载荷系数K，由式8-54得（4-27） 使用系数，查表8-20得：=1 动载荷系数，查图8-57得初值 齿向载荷分布系数，查图8-60得：=1 齿向载荷分布系数，由式8-55及=0得： =查表8-21并差值取： 则载荷系数K的初值 弹性系数，查表8-22得：； 节点影响系数，查图8-64（）得：=2.5 重合度系数，查图8-65得：=0.85 许用接触应力由式（8-69）得： 接触疲劳极限应力查图8-69得： ； 应力循环次数由式（8-70）得： 则查图8-70得接触疲劳强度的寿命系数（不允许有点蚀）为： 硬化系数，查图8-71及说明得：=1 接触强度安全系数，查表8-27，按一般可靠度取：=1.1 则： 故的设计初值为：， 齿轮模数：，查表8-3取 小轮分度圆直径的参数圆整值 圆周速度与估取很相近，对取值影响不大，不必修正的值。 小轮的分度圆直径： 大轮的分度圆直径： 中心距：按齿根弯曲疲劳强度校核计算： 由式（8-66）得： 齿形系数，查图8-67得： 小轮， 大轮 应力修正系数，查图8-68得：小轮 大轮 重合度系数： 许用弯曲应力由式（8-71）得 弯曲疲劳极限查图8-72得： ； 弯曲寿命系数，查图8-73得： 尺寸系数，查图8-74得： 安全系数，查表8-27得： 则： 故： 根据计算可知齿根弯曲强度足够。4.5.2齿轮Z28/Z56的校核计算：已知原动机为电动机，高速齿轮传递的功率P=11.51kw,小齿轮转速为，传动比，双向运转，工作平稳，每天工作8小时，每年工作300天，预期寿命为8年。 、选择齿轮材料：查表8-17得：小齿轮选用淬火，HRC=50； 大齿轮选用正火，HBS=210240HBS； 、按齿面接触疲劳强度设计计算： 确定齿轮的传动精度等级，按估取圆周速度，参考表8-14，表8-15选取公差组8级传动； 小轮的分度圆直径，由式得： 齿宽系数查表8-23，按齿轮相对轴承为非对称布置取： 小齿轮齿数按照机床结构选用； 大齿轮齿数：； 齿数比：； 传动比误差；误差在5%范围内； 小轮转矩，由式8-53得； 载荷系数K，由式8-54得 使用系数，查表8-20得：=1； 动载荷系数，查图8-57得初值； 齿向载荷分布系数，查图8-60得：=1.08； 齿向载荷分布系数，由式8-55及=0得： =查表8-21并差值取： ； 则：载荷系数K的初值； 弹性系数，查表8-22得：； 节点影响系数，查图8-64（）得：=2.5； 重合度系数，查图8-65得：=0.875； 许用接触应力由式（8-69）得： 接触疲劳极限应力查图8-69得： ； 应力循环次数由式（8-70）得： 则：查图8-70得接触疲劳强度的寿命系数（不允许有点蚀）为：； 硬化系数，查图8-71及说明得：=1； 接触强度安全系数，查表8-27，按一般可靠度取：=1.1； 则：； ； 故：的设计初值为：， 齿轮模数：，查表8-3取 小轮分度圆直径的参数圆整值 圆周速度与估取很相近，对取值影响不大，不必修正的值。 小轮的分度圆直径： 大轮的分度圆直径： 中心距： 按齿根弯曲疲劳强度校核计算： 由式（8-66）得： 齿形系数，查图8-67得： 小轮， 大轮 应力修正系数，查图8-68得：小轮 大轮 重合度系数： 许用弯曲应力由式（8-71）得 弯曲疲劳极限查图8-72得： ； 弯曲寿命系数，查图8-73得： 尺寸系数，查图8-74得： 安全系数，查表8-27得： 则： 故： 根据计算可知齿根弯曲强度足够。4.5.3齿轮Z28/Z71校核计算：已知原动机为电动机，高速齿轮传递的功率P=11.05kw,小齿轮转速为，传动比，双向运转，工作平稳，每天工作8小时，每年工作300天，预期寿命为8年。 、选择齿轮材料：查表8-17得：小齿轮选用淬火，HRC=50； 大齿轮选用正火，HBS=210240HBS； 、按齿面接触疲劳强度设计计算： 确定齿轮的传动精度等级，采用斜齿轮传动,按估取圆周速度，参考表8-14，表8-15选取公差组8级传动； 小轮的分度圆直径，由式得： 齿宽系数查表8-23，按齿轮相对轴承为非对称布置取： 小齿轮齿数按照机床结构选用； 大齿轮齿数：圆整取 齿数比：； 传动比误差；误差在5%范围内； 小轮转矩，由式8-53得； 载荷系数K，由式8-54得 使用系数，查表8-20得：=1； 动载荷系数，查图8-57得初值； 齿向载荷分布系数，查图8-60得：=1.07； 齿间载荷分布系数的初值在推荐值中初选，由式(8-55)、(8-56)得为： 查表8-21并差值取： ； 则载荷系数K的初值； 弹性系数，查表8-22得：； 节点影响系数，查图8-64（）得：=2.43； 重合度系数，查图8-65得：=0.77螺旋角系数:； 许用接触应力由式（8-69）得： 接触疲劳极限应力查图8-69得： ； 应力循环次数由式（8-70）得： 则：查图8-70得接触疲劳强度的寿命系数（不允许有点蚀）为：； 硬化系数，查图8-71及说明得：=1； 接触强度安全系数，查表8-27，按一般可靠度取：=1.1； 则：； ； 故的设计初