半自动多轴钻床.doc

1 目录目录 引言.2 1 机床概况及现状分析.2 1.1 机床的概况 .2 1.2 机床的现状 .3 2 机床的总体设计.3 2.1 机床设计的任务要求 .3 2.2 机床传动系统方案的确定 .4 2.2.1 主传动系统传动方案的确定 .4 2.2.2 进给传动系统传动方案的确定 .4 2.3 机床系统原理图 .5 2.4 电动机的选择 .6 2.4.1 电动机功率的确定.6 2.4.2 电动机转速的确定.9 2.5 传动系统的运动和动力参数 .9 2.5.1 主传动系统的运动和动力参数 .9 2.5.2 进给传动系统的运动和动力参数 .11 3 机床传动系统的设计.12 3.1 机床主传动系统的设计 .12 3.1.1 带传动的设计 .12 3.1.2 直齿圆锥齿轮传动的设计 .15 3.1.3 直齿圆柱齿轮传动的设计 .19 3.1.4 传动轴的设计 .22 3.2 机床进给传动系统的设计 .30 3.2.1 带传动的设计 .30 3.2.2 涡轮蜗杆传动的设计 .32 3.2.3 凸轮机构的设计 .35 3.2.4 进给传动系统传动轴的设计 .38 3.2.5 离合器的选择 .44 4 键和轴承的校核.44 4.1 键的校核.45 4.1.1 带传动轴上的校核.45 4.1.2 圆锥齿轮传动轴上的键校核.45 4.1.3 圆柱齿轮传动轴上的键校核.45 4.1.4 蜗轮传动轴上的键的校核.45 4.2 轴承寿命的校核.46 5 钻床装配图.48 6 总结 .51 参考文献：.52 2 简易专用半自动三轴钻床传动装置设计 机电技术教育专业 熊月静 指导教师 陈洪军 摘要：摘要：本文综合分析了简易钻床的主传动系统和进给传动系统的传动方案及传动方案的确定； 由钻床的工作要求计算电动机功率并选型；设计计算了带传动、直齿圆柱齿轮传动、直齿圆锥 齿轮传动、蜗杆传动及凸轮机构；设计计算了各个传动所用的轴及轴上所有键、轴承的选型和 校核；根据设计计算的结果使用 AutoCAD 软件绘制钻床传动系统的零件图和钻床装配图。 关键词：关键词：传动方案、带传动、直齿圆柱及圆锥齿轮、蜗杆传动、凸轮机构 引言 机床是将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，所以又称为“工作 母机”或“工具机” ，习惯上简称机床。现代机械制造中加工机械零件的方法很多；除去切 屑加工外，还有铸造、锻造、焊接、冲压、挤压等，但凡属精度较高和表面粗糙度要求较 细的零件，一般都需在机床上用切屑的方法进行最终加工。在一般的机器制造中，机床所 担负的加工工作量占机器总制造工作量的 40%50%，机床在国民经济现代化的建设中起着 重大作用。 钻床是机床的着一大范畴中的一类，是指主要用钻头在工件上加工孔的机床。通常钻 头旋转为主运动，钻头轴向移动为进给运动。钻床结构简单，加工精度相对较低，可钻通 孔、盲孔，更换特殊刀具，可扩、锪孔，铰孔或进行攻丝等加工。加工过程中工件不动， 让刀具移动，将刀具中心对正孔中心，并使刀具转动(主运动)。钻床的特点是工件固定不 动，刀具做旋转运动，故其在实际中应用最广泛1。 1 机床概况及现状分析 1.1 机床的概况 主轴竖直布置且中心位置固定的钻床,简称立钻。而有多个钻轴的立钻，叫做多轴钻床。 常用于机械制造和修配工厂加工中、小型工件的孔。加工前，须先调整工件在工作台上的 位置，使被加工孔中心线对准刀具轴线。加工时，工件固定不动，主轴在套筒中旋转并与 套筒一起作轴向进给。工作台和主轴箱可沿立柱导轨调整位置，以适应不同高度的工件。 立钻有方柱立钻和圆柱立钻两种，还有排式、多轴坐标和转塔等多种变型。排式钻床： 一般由26个立柱和主轴箱排列在一个公用底座上，各主轴顺次加工同一工件上的不同孔 或分别进行各种孔加工工序，可节省更换刀具的时间，用于中小批量生产。多轴立式钻 3 床：机床的多个主轴可根据加工需要调整轴心位置，由主轴箱带动全部主轴转动,进行多孔 同时加工，用于成批生产。坐标立式钻床：在方柱立钻上加可纵、横移动的十字工作台 而成，可按坐标尺寸进行钻削。转塔立式钻床：多采用程序控制或数字控制，使装有不 同刀具的转塔头自动转位、主轴自动改变转速和进给量,工件自动调整位置，实现多工序加 工的自动化循环。 多轴钻床俗称多轴器、多孔钻或多轴钻孔器。是一种运用于机械领域钻孔、攻牙的机 床设备。多轴钻床最早出现在日本地区，后经台湾传入大陆。距今已有二十年的历史。由 于进入国内时间不长，所以很多企业都未曾耳闻。其实它是装在钻、攻机床上的夹刀头子， 并且是两轴以上同时加工钻孔件或攻牙件，故称多轴钻床。一台普通的多轴钻床一次能把 几个乃至十几二十个孔或螺纹加工出来。如配上气（液）压装置，可自动进行快进、工进 （工退） 、快退、停止。多轴钻床也称群钻床, 可用来钻孔或攻牙,一般型号可同时钻2-16 孔,提升效率,固定机种轴数不拘,钻轴形式,尺寸大小可依客户之需进行设计加工2。 1.2 机床的现状 多轴钻床广泛应用于机械行业多孔零部件的钻孔及攻丝加工。如汽车、摩托车多孔零 部件：发动机箱体、铝铸件壳体、制动鼓、刹车盘、转向器、轮毂、差速壳、轴头、半轴、 车桥等、泵类、阀类、液压元件、太阳能配件等等。多轴钻床可分为可调式和固定式两种 规格，可调式多轴钻床在其加工范围内，其主轴的数量、主轴间的距离，相对可以任意调 整，一次进给同时加工数孔。在其配合液压机床工作时，可自动进行快进、工进（工退） 、 快退、停止.同单轴钻（攻丝）比较，工件加 工精度高、工效快，可有效的节约投资方的 人力、物力、财力。尤其机床的自动化大大减轻操作者的劳动强度。固定式多轴钻床采用 单件（加工件）专机的设计方案，根据其加工件加工频率高、量大之原因，专门量身定制 一件一机的设备，在其工作中勿须担心尺寸跑偏而伤脑筋。除用到常规的产品外，还可根 据客户的特殊要 求进行专项设计3。 2 机床的总体设计 2.1 机床设计的任务要求 机床的三个钻头以相同的切削速度(圆周速度)v=12.5作切削主运动。安装工件minm 的工作台上移作进给运动，现在 t1时间内快速趋近钻头，然后减速在 t2时间内钻削 A 孔至 一定深度，再减速在 t3时间内三个钻头同时钻削完毕，最后在 t4时间内快速下降回程。工 作台降到最低位置时停止不动，由人工拆装工件后进入第二次加工循环。其中单孔钻削时 间 t2按钻头每转的进给量 s2=0.2mm，单孔钻削深度为 10mm 计算；三孔同时钻削所需时间 t3按钻头每转的进给量 s3=0.1mm，三孔同时钻削深度为 10mm，并考虑钻头越程 2mm 计算， 且设定工作台上下一次机动时间。由切削用量资料可得每一个钻头s24ttttT 4321 4 的切削阻力矩约为 60Nm，每一个钻头轴向进给阻力约为 1280N，工作台的重量约为 450N。速度允许误差。%5 该三轴钻床两班制、室内工作，载荷较平稳。使用期限为 10 年，大修期为 3 年。该机 床的动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产。 2.2 机床传动系统方案的确定 2.2.12.2.1 主传动系统传动方案的确定主传动系统传动方案的确定 (1)输入级 输入级是电动机到主传动系统的输入端之间的传动。根据实际生产实践和带传动的特 点，输入级采用带传动为宜,能够对电动机起到保护作用。 带传动的特点： 带轮结构简单，制造成本低，带是标准件，安装和更换方便； 传动带是弹性体，有缓冲和吸振的作用，传动平稳，噪音小； 可用于两轴中心距较大的场合； 传动发生过载时，带与带轮之间会产生相对的滑动，以防止其他零件被损坏。 (2)中间级 中间级传动方案的选择主要是满足钻床的立式布置。即实现传递两相交轴之间的运动。 故选用直齿圆锥齿轮传动。 (3) 输出级 输出级是联接执行部分的，实现三轴在空间成品字形布置且转速相同。根据实际生产 实践及齿轮传动的特点，输出级采用常用的直齿圆柱齿轮传动。 齿轮传动的特点： 传动比恒定；传动效率高；圆周速度和所传递的功率范围大；使用寿命长； 实现空间任意两轴之间的传动（此处实现的是平行轴之间的动力传递） ；结构紧凑。 2.2.22.2.2 进给传动系统传动方案的确定进给传动系统传动方案的确定 (1) 输入级 进给系统的输入级采用与主传动系统输入级相同的传动方案。即带传动。 (2)中间级 中间级的输出轴联接着实现机床工作上下升降运动的凸轮机构，因此要满足的条件是： 转速低（即实现较大传动比的传动） ；保证工作台上下运动可靠（即具有自锁性能） ； 实现两轴相互垂直交错。 因此，采用涡轮蜗杆传动为宜，能很好的满足条件。 蜗轮蜗杆传动的特点： 传动平稳 由于蜗轮蜗杆的轮齿是逐渐进入和退出啮合的，同时参与啮合的齿的对数 较多，故传动平稳，噪音低。 传动比大 在动力传动中，一般一对蜗轮蜗杆机构的传动比为 1080；在分度机构中 5 可达 1000。 机构紧凑 一对蜗轮蜗杆机构的传动比等于几对齿轮机构的总传动比，所以结构紧凑， 占空间尺寸小。 具有自锁性 一般情况下，传动时蜗杆是主动件，蜗轮是从动件。当蜗杆的导程角小 于蜗轮蜗杆轮齿之间的当量摩擦角时，该传动具有自锁性能。即当蜗轮作主动件时，无论 主动力有多大，蜗轮都不会动。 (3)输出级 输出级连接着工作台，是为了满足工作台特定规律的上下升降运动，考虑采用盘形凸 轮机构可以直接实现。故无需采用计算机编程控制，可节约成本。 凸轮机构的特点： 易于实现给定的运动 与连杆机构相比，凸轮机构容易实现给定的运动，特别是对要 求从动件较为精确地实现复杂的运动规律的场合，凸轮机构是机器中最优先考虑采用的机 构。 工作可靠 在长期作周期性循环的场合，凸轮机构具有其他机构和电子控制方式所不 能达到的高可靠性。 设计和加工简单 传统的设计和加工凸轮的方法已经被现代的 CAD/CAM 技术逐渐替代， CAD/CAM 技术为设计和加工凸轮提供了高效方便的手段。 承载能力较小 由于理论上凸轮轮廓与从动件之间为点或线接触，故压强大，所以润 滑不良容易磨损，所以凸轮机构多用于要求精确实现比较复杂的运动规律且传力不大的场 合。 2.3 机床系统原理图 主传动系统的传动路线：电动机级带传动直齿圆锥齿轮传动直齿圆柱齿轮传 动联轴器执行件（钻头） 进给传动系统的传动路线：电动机级带传动涡轮蜗杆传动离合器凸轮机构 工作台 机床系统原理图，如 2.1 所示。采用两级带传动的目的是，将电动机的动力分成两条 路线，一条传动路线是主传动，另一条是进给传动。所以第级带传动主要是将动力分配 带两条传动路线上。同时在计算第级带传动的传动比时将其值确定为 2，即。2 1 带 i 安装离合器的作用是在加工完一个工件后，工人可通过手动控制使离合器同蜗轮轴分 离，能够卸下和再一次安装待加工工件，这样可以防止电动机的频繁启停而导致过热，影 响电动机性能。 直齿圆锥齿轮传动的输出轴连接的直齿圆柱齿轮分别与另外两个直齿圆柱齿轮成对啮 合，并且这三个此轮的在同一平面内相互平行。为了实现三个钻头按一定的间距成品字形 布置，通过万向联轴器连接到钻头的固定卡盘上。 6 图 2.1 机床系统原理 2.4 电动机的选择 2.4.12.4.1 电动机功率的确定电动机功率的确定4 根据实际生产实践的经验及机床的动力来源为三相交流电，通常都采用 Y 系列三相异 步电动机。以下主要根据机床的具体工作要求确定出电动机需要输出的功率来选择具体型 号。 Y 系列（IP44）电动机的特点，是全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，能防止灰尘、 铁屑或其他杂物侵入电动机内部，B 级绝缘，工作坏境温度不超过 40，相对湿度不 超过 95%，海拔高度不超过 1000m，额定电压 380V，频率 50Hz。 电动机的功率主要由运行时的发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运 行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必校验发热和 启动力矩。所需电动机的功率为 w d P P （2- 1） 式中，为工作机实际需要的电动机输出功率，kW；为工作机需要的输入功率，kW； d P w P 为电动机到工作机之间传动装置的总效率。 工作机所需功率 Pw由机器工作阻力和运动参数计算求得 kW （2- w Fv P 1000 w 7 2） 或 kW （2- w w w Tn P 9550 3） 式中，F 为工作机阻力，N； 为工作机的线速度，；T 为工作机的阻力矩，；vsmmN 为工作机的转速，；为工作机效率。 w nminr w 总效率 为 （2- n3210 4） 其中，0123 n分别为传动装置中每一传动副（齿轮、蜗杆、带或链） 、每对轴承、 每个联轴器的效率，其概略值见表 2-4-1。选用此表数值时，一般取中间值，如工作条件 差，润滑维护不良时应取低值，反之取高值。 计算工作机所需的功率： 已知钻头切削速度 v=12.5，单个钻头的切削阻力矩 60Nm，钻头的轴向进给阻minm 力为 1280N，工作台重量为 450N。 功率计算分析，一部分为主传动系统中所需功率，这部分功率主要是提供给钻头（工 作机）以实现对工件的切削，达到钻孔的目的；而另一部分为进给传动系统中所需功率， 这部分功率主要提供轴向进给力。 表 2.1 机械传动和摩擦副的效率概略值 种类效率 很好跑合的 6 级精度和 7 级精度齿轮传动 （油润滑） 0.980,99 8 级精度的一般齿轮传动（油润滑） 0.97 圆柱 齿轮 传动 9 级精度的齿轮传动（油润滑） 0.96 很好跑合的 6 级精度和 7 级精度齿轮传动 （油润滑） 0.970.98圆锥齿 轮传动 8 级精度的一般齿轮传动（油润滑）0.940.97 蜗杆传动自锁蜗杆（油润滑）0,400.45 带传动V 带传动 0.96 联轴器万向联轴器（a3）0.950.97 滑动轴承润滑正常0.97（一对） 球轴承（稀油润滑）0.99（一对）滚动 轴承滚子轴承（稀油润滑）0.98（一对） 减速器单级圆柱齿轮减速器0.970.98 主传动系统功率计算： 线速度与转速的关系 8 nr2v （2- 5） 其中，v 为线速度，；n 为转速，；r 为钻头半径，m。minmminr 由（2.4-5）公式可求得工作机（钻头）转速， w n =498； (2-6) r2 v 3 10414 . 3 2 5 . 12 minr 由（2.4-3）公式可求得工作机所需功率， 主 主 主 w w w Tn P 9550 =9.39 kW； (2- 19550 498180 7) 其中，w 主近似为 1。 由（2.4-4）公式可求得主传动系统总效率， = (2-8) n3210 主 8 4 3 3 2 21 2 0 = 8322 9.906.907.907.906.90 =9.60 其中，-带传动的机械效率，含有 2 级； 0 1 -直齿圆锥齿轮传动的机械效率； -直齿圆柱齿轮传动的机械效率，含有 2 对啮合的齿轮； 2 -万向联轴器的机械效率，3 对； 3 -滚动轴承的机械效率，8 对。 4 主传动系统电动机所需功率 kW P P w d .613 69 . 0 9.39 主 主 主 进给传动系统功率计算： 工作台所需功率为 kW Fv P w w .10 96 . 0 1000 021 . 0 45012803 1000 进给 进给 其中， 是工作台移动的最快速度，m/s，根据凸轮的转速及行程可得；vm/s021, 0v 为工作台工作效率，即。 工作台 6.90 工作台 9 由（2.4-4）可求得进给传动系统的总机械效率， 。 (2-9)42 . 0 22 工作台滚动轴承蜗杆带进给 w 进给传动系统电动机所需功率 (2-10)kW P P w d 2.00 2.40 .10 进给 进给 进给 由此可求得电动机所需总功率， (2-11)kWPPP ddd 2.613 进给主 2.4.22.4.2 电动机转速的确定电动机转速的确定 由 V 带传动的传动比，一级圆锥齿轮减速器的传动比，所以传动42 带 i31 齿轮 i 装置的总传动比。因此电动机的速度可取范围为244 总 i 。查表 2.2Y 系列（IP44）电动机的技术数据。min115921992498)244(rnin wm 总 选择电动机的型号为 Y160M2-2。 表 2.2 Y 系列（IP44）电动机的技术数据 堵转转矩最大转矩电动机型号额定功率/kW满载转速 /（r/min）额定转矩额定转矩 质量 /kg 同步转速 3000r/min,磁极数 2 极 Y801-20.7528252.22.316 Y802-21.128252.22.317 Y90S-21.528402.22.322 Y90L-22.228402.22.325 Y100L-2328702.22.333 Y112M-2428902.22.345 Y132S1-25.529002.02.364 Y132S2-27.529002.02.370 Y160M1-21129302.02.3117 Y160M2-21529302.02.2125 Y160L-218.529302.02.2147 Y180M-22229402.02.2180 Y200L1-23029502.02.2240 Y200L2-23729502.02.2255 Y225M-24529702.02.2309 Y250M-25529702.02.2403 2.5 传动系统的运动和动力参数 2.5.12.5.1 主传动系统的运动和动力参数主传动系统的运动和动力参数 (1) 传动系统的总传动比 传动系统的总传动比要求应为 10 （2-4.924981465 wm nni总 12） 式中，为级带传动的转速，；为执行机构（钻头）的转速，。 m nminr w nminr (2)分配各级传动比 多级传动中，总传动比应为 （2-13） n iii ii 321 总 其中， 、为各级传动机构的传动比。 1 i 2 i 3 i n i 传动比的一般推荐： 一级圆锥齿轮减速器 31 锥齿轮 i 带传动 42 带 i 故传动比的分配为，取（为级带传动的传动比） ；4.92 2 带 i 带2 i 。 (2-14)94 . 2 14.92 2 带总锥齿轮 iii (3)运动和动力参数的计算 各轴转速 轴 (2-15)min146522930 11 rinn m 带 轴 (2-16)min30.4984.921465 212 rinn 带 、轴 (2-17)min30.49810.3489 2543 rinn 锥齿轮、 各轴功率 轴 (2-18)kWpp w 1.0996 . 0 9.39 01 轴 (2-19)kWpp w 2.2899. 096. 096. 01.09 4002 轴 (2-20)kWpp w 1.87 4441003 、轴 (2-21)kWpp w 58 . 7 44421004 其中，-带传动的机械效率； 0 -直齿圆锥齿轮传动的机械效率； 1 -直齿圆柱齿轮传动的机械效率； 2 11 -滚动轴承的机械效率， 4 各轴转矩 轴 (2-22)mNiTT d 6.75896 . 0 260.30 011 带 轴 (2-23)mNiTiiTT d 9.11649.906.904.9276.58 4021400212 带带带 轴 (2-24) 4412444100213 锥齿轮锥齿轮带带 iTiiiTT d mN 9.0156 9.909.907.9019.1164 、轴 (2-25)mNTTT9.814999 . 0 97 . 0 9.0156 42354 其中， (2-26)mN n P T m d d 60.30 2930 39 . 9 95509550 2.5.22.5.2 进给传动系统的运动和动力参数进给传动系统的运动和动力参数 (1) 传动系统的总传动比 传动系统的总传动比要求应为 5865 . 21465 wm nni总 式中，为电动机满载转速，； m nminr 为凸轮轴的转速，由工艺要求的条件求得。 w nminrmin/.52 rnw (2)分配各级传动比 传动比的分配为，取（为级带传动的传动比） ；4 2 带 i 带2 i 则。.51464586 2 带总蜗杆 iii (3)运动和动力参数的计算 各轴转速 轴 min164522930 11 rinn m 带 轴 min5.236641465 216 rinn 带 凸轮轴 min.52.5146366.25 6 rinn 蜗杆凸轮 各轴功率 轴 kWpp w 96.0096 . 0 .10 01 12 轴 kWpp w 86.0099 . 0 96 . 0 96 . 0 96.00 4006 凸轮轴 kWPP w 38 . 0 99 . 0 45 . 0 086 . 0 4400 蜗杆凸轮轴 各轴转矩 轴 mNiTT d 62 . 0 96 . 0 233 . 0 011 带 轴 mNiTiiTT d 8.329.906.90462. 0 4021400216 带带带 凸轮轴mNiTT4.53109.905.402938.32 46 蜗杆 蜗杆凸轮轴 其中，mN n P T m d d 33 . 0 2930 1 . 0 95509550 3 机床传动系统的设计 3.1 机床主传动系统的设计 3.1.13.1.1 带传动的设计带传动的设计5 （1）确定计算功率 ca P 由表 3.1 查得工况系数 KA=1.2，故 (3-1)kWkWPKP Aca 1.8101.092 . 1 表 3.1 工作情况系数 KA KA 空、轻载启 动 重载启动 每天工作小时数/h 工况 1010 16 161010 16 16 载荷变动 微小 液体搅拌机、通风机 （7.5kW）和鼓风机、离心式 水泵和压缩机 1.01.11.21.11.21.3 载荷变动 小 带式输送机、通风机 （7.5kW）发电机、金属切削 机床、印刷机 1.11.21.31.21.31.4 载荷变动 较大 制砖机、斗式提升机、往复式水 泵、起重机、重载运输机 1.21.31.41.41.51.6 载荷变动 很大 破碎机（旋转式） 、磨碎机（球 磨、棒磨、管磨） 1.31.41.51.51.61.6 （2）选择 V 带的带型 根据 Pca、n1=1465r/min 转速由图 8-10 选用 B。 （3）确定带轮的基准直径 dd并验算带速 v 13 初选小带轮的基准直径 dd1。由表 3.2 和 3.3。取小带轮的基准直径 dd1=150mm。 验算带速 v。带的速度 (3-2)m/s0.511 60000 146515014 . 3 100060 11 nd v d 因为 5m/sv30m/s，故带速适合。 计算大带轮的基准直径。大带轮的基准直径 dd2 （3-mm4411504.92d 1d2 d id 3） 根据表 3.3，圆整为 dd2=450mm。 表 3.2 V 带轮的最小基准直径 槽型 YZABCDE （dd）min/mm 205075125200355500 （4）确定 V 带的中心距和基准长度a d L 由公式，初选中心距=500mm。 21021 2.70 dddd ddadd 0 a 计算带所需的基准长度 （3- 0 2 12 2100 42 2 a dd ddaL dd ddd 4） 5004 150450 450150 2 5002 2 mm1987 由表 8-2 选带的基准长度。mm1800 d L 计算实际中心距。a （3-410mmmm 2 19871800 500 2 0 0 dd LL aa 5） 中心距的变化范围为 ，mm38624410015 . 0 min d Laa 。mm4584841003 . 0 max d Laa 即 386458mm （5）验算小带轮上的包角 a1 14 （3- 90138 410 3 . 57 150450180 3 . 57 180a 121 a dd dd 6） 表 3.3 普通 V 带轮的基准直径系列 带型基准直径 dd Y20,22.4,25,28,31.5,35.5,40,45,50,56,63,71,80,90,100,112,125 Z50,56,63,71,75,80,90,100,112,125,132,140,150,160,180,200,224,250,280, 315,355,400,500,630 A75,80,85,90,95,100,106,112,118,125,132,140,150,160,180,200,224,250,280, 315,355,400,450,500,560,630,710,800 B125,132,140,150,160,170,180,200,224,250,280,315,355,400,450,500,560, 600,630,710,750,800,900,1000,1120 C200,212,224,236,250,265,280,300,315,335,355,400,450,500,560,600,630, 710,750,800,900,1000,1120,1250,1400,1600,2000 （6）计算带的根数 z 计算单根 V 带的额定功率 Pr。 由 dd1=150mm 和 n1=1465r/min，查表 8-4a 单根 V 带的基本额定功率 P0得 P0=3.22kW。 根据 n1=1465r/min，和 B 型带，查表 8-4b 单根普通 V 带额定功率的增量94 . 2 i P0=0.46kW。查表 3.4 得 Ka=0.88，表 8-2 得 KL=0.95，于是 （3-kWKKPPP Lar 07 . 3 5.9088 . 0 46 . 0 23.2 00 7） 表 3.4 包角修正系数 小带轮 包角 a（） 180175170165160155150145140135130125120 Ka1.000.990.980.960.950.030.920.910.890.880.860.840.82 计算 V 带的根数 z （3-52 . 3 07 . 3 81.10 r ca P P z 8） 故取 4 根。 （7）计算单根 V 带的初拉力的最小值（F0）min 由表 8-3 得 B 型的单位长度质量 q=0.18kg/m,所以 （3- 2 min0 -.52 500Fqv zvK PK a caa 15 9） N240 5 . 1118 . 0 5 . 11488 . 0 81.1088 . 0 5 . 2 500 2 应使带的实际初拉力 F0（F0）min。 （8）计算压轴力 Fp 压轴力的最小值为 （3- NFzFp1793 2 138 sin24042 2 a sin2 1 min0 min 10） （9）带轮结构设计 大带轮的设计 根据带轮的基准直径 dd2=450mm 和带轮转速 v=11.50m/s，可确定带轮的材料为 HT200。 带轮的结构形式为轮辐式，带轮的结构形式与基准直径有关。当带轮基准直径为 dd2.5d（d 为安装带轮的轴的直径，mm）时，可采用实心式；当 dd300mm 时，可采用腹 板式；当 dd300mm，同时 D1-d1100 时，可采用孔板式；当 dd300mm 时，可采用轮辐式。 V 带轮的轮槽与所选用的 V 带型号相对应，见表 8-10 轮槽截面尺寸。带轮零件图如 3.1 带轮零件图 图 3.1 带轮零件图 3.1.23.1.2 直齿圆锥齿轮传动的设计直齿圆锥齿轮传动的设计6 (1)选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级 16 按图 2.1 所示的系统方案，选用直齿圆锥齿轮传动；两齿轮都选硬齿（） ，采1 锥齿轮 i 用 40Cr+调质处理，齿面硬度为 280HBS；齿轮精度初选 7 级。 (2)初选主要参数 Z1=26，u=1 Z2=Z1u=261=26 （3- 11） 取31 R （3）确定许用应力 确定接触疲劳强度极限和弯曲疲劳强度极限 limH limF 齿面硬度：两齿轮的硬度为 280HBS 查图 10-21（d）5得=600Mpa lim1H lim2H 查图 10-20（c） 5得 =500Mpa lim1F lim2F 计算应力循环次数 N，确定寿命系数 和 HN21HN KK， 2FN1FN KK， （3- 9 h21 1074.61103508210.349860jLn60N 12） 99 12 10674 . 1 110674 . 1 uNN 查图 10-195得；95 . 0 KK HN21HN 查图 10-185得。8.80KK FN2FN1 计算接触疲劳许用应力和弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数，由许用应力接触疲劳强度应力公式得1SH （3- MPa SH H H 570 1 95 . 0 600K 1limHN1 21H 13） 同样取失效概率为 1%，安全系数，由许用应力弯曲疲劳强度应力公式得.41SF MPa SF F 315 4 . 1 88 . 0 500KFN1 1lim 2F1F （4）初步计算齿轮的主要尺寸 因为锥齿轮传动的传动比为 1，故只需确定一个齿轮的参数即可。 由锥齿轮分度圆直径计算公式试算，即 17 （3- u TKZ d RR t H E t 2 1 2 3 1 5 . 11 92. 2 14） 确定各参数值 试选载荷系数 Kt=1.3 计算齿轮传递的转矩 mmNmNT 5 1 1064 . 1 9.1164 材料弹性影响系数 表 10-65取 ZE=189.8 2 1 MPa 试算齿轮分度圆直径 d1 3 2 RR 1 2 1 u5 . 01 92 . 2 ）（ TKZ d t H E t mm10.5139 13 . 05 . 013 . 0 1064 . 1 3 . 1 570 8 . 189 92 . 2 3 2 5 2 ）（ 计算圆周速度 = 100060 21 nd v t m/s638 . 3 100060 3 . 49810.5139 计算载荷系数 根据 v=1.630m/s,7 级精度，查表 10-25得 KA=1.00；由图 1085查得动载系数 KV=1.05；齿间载荷分配系数 Ka，对于直齿轮取；齿向载荷分布系数1KK FH 。故载荷系数.21KK FH （3-26 . 1 .2115.011KKKKK HHvA 15） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，计算可得 （3-mm64.01383 . 126 . 1 10.5139/ 3 3 t 11 t KKdd 16） （3-mm55.31173 . 05 . 0164.01385 . 01 11 Rm dd 17） 计算大端模数 m 18 （3-mm10.35 26 64.0138 m 1 1 z d 18） （5）按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 （3- 3 22 1 2 RR 1u5 . 01 4 m F SaFaY Y z KT ）（ 19） 确定计算参数 计算载荷系数 （3-26 . 1 .2115.011KKKKK HHvA 20） 齿形系数和应力修正系数 因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算。 cos v z z 其中， （3-1.70 11 1 u1 u cos 22 1 21） （3-1.70 11 1 u1 1 cos 22 2 22） （3-2.636 1.70 26 cos Z ZZ 1 2vv1 23） 查表 10-55齿形系数；应力修正系数6.52YY 2FaFa1 3.71YY 2SaSa1 计算两齿轮的 F SaFaY Y 1406.00 315 3.716.52 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YYYY 设计计算 3 22 1 2 RR 1u5 . 01 4 m F SaFaY Y z KT ）（ 19 mm24.83 0.01406 11263 . 05 . 013 . 0 1064 . 1 6.214 3 222 5 ）（ 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，而齿面接触疲劳强度所决定 的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数 3.824 并就近圆整为标准值 m=4mm，按接触强度算得的分度圆直径。算出齿mm64.0138d1 轮的齿数 35 4 64.0138 m d zz 1 21 （6）几何尺寸计算 计算分度圆直径 mm140354zmdd 121 计算锥距 （3-mm8.998 2 11 140 2 1u d 2 d 2 d R 22 1 2 2 2 1 ）（）（ 24） 计算齿轮宽度 （3-mm9.629.308.998Rb R 25） 取。mm30BB 21 （7）锥齿轮的结构及零件图 进行齿轮的结构设计时，必须综合考虑齿轮的几何尺寸、毛坯、材料、加工方法及使 用要求等各方面因素。通常是先按齿轮的直径大小，选择合适的结构形式，然后再根据推 荐用的经验数据，进行结构设计。 当齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的齿轮。但也有做成腹板式的。当mm160da 齿顶圆直径时，可做成腹板式结构，腹板孔的数目按结构尺寸的大小及需要而mm500da 定。 故采用实心式，锥齿轮的零件图如 3.2 所示。 20 图 3.2 锥齿轮的零件图 3.1.33.1.3 直齿圆柱齿轮传动的设计直齿圆柱齿轮传动的设计7 （1）选定齿轮类型、精度、材料及齿数 按图 2.1 所示的系统方案，选用直齿圆柱齿轮传动；三个齿轮都选硬齿面，