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自动攻丝机设计攻牙攻螺纹用【全套10张CAD图纸+毕业论文】【原创资料】

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摘要

本文主要进行的是自动攻丝机设计，该自动攻丝机在普通的小台式钻床机床上进行设计，设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和校核相关运动参数和动力参数。本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。

关键词：分级变速;传动系统设计;传动副;结构网;结构式;齿轮模数;传动比

Abstract

First, in order to obtain the ideal and more understanding of the design method of transmission system design of machine tool transmission system when the winner. According to the requirements of the main drive system of CNC machine tool and spindle power and torque characteristics, analysis of the design principle and method of mechanical and electrical connection and speed of main transmission system. Starting from the main drive system structure network, determine the optimum matching scheme of machine tool spindle power and torque characteristics, the calculation and verification of relevant motion parameters and dynamic parameters. Design steps and design method of this specification focuses on the main drive system of machine tool, according to the motion parameters have been determined by transmission center distance of expansion graph of the minimum as the goal, formulate transmission scheme transmission system, in order to obtain the optimal scheme and high design efficiency. In the main drive system of machine tool, in order to reduce the number of gears, simplify the structure, reduce the axial size, design method of the number of gear teeth is trial, join algorithm, design calculation of trouble and is not easy to find a reasonable. Through the research and analysis of the main drive system of triple slide gear characteristics, draw the part drawing and the spindle box expansion plan and section view.

Key Words: classification of transmission; the transmission system; design; transmission; network structure; structure type; the module of gear; transmission ratio

摘要II

AbstractIII

1 绪论1

1.1 钻床简介1

1.2 钻床的发展及趋势1

1.3 自动攻丝机介绍2

1.4 本课题设计内容及要求3

2 自动攻丝机总体方案设计4

2.1 自动攻丝机的动力选择4

2.2 自动攻丝机的驱动方式4

2.3 自动攻丝机的动力性能比较5

2.4 自动攻丝机动力的计算与选择6

3 自动攻丝机设计8

3.1 运动参数及转速图的确定8

3.1.1转速范围8

3.1.2转速数列8

3.1.3确定结构式9

3.1.4确定结构网9

3.1.5绘制转速图和传动系统图10

3.2 确定各变速组此论传动副齿数10

4 自动攻丝机动力计算12

4.1 带传动设计12

4.2 计算转速的计算13

4.3 齿轮模数计算及验算14

4.4 常用材料及热处理14

4.5 传动轴最小轴径的初定19

4.6 主轴合理跨距的计算20

5 主要零部件的选择22

5.1 轴承的选择22

5.2 键的规格22

5.3 变速操纵机构的选择22

6 校核23

6.1 刚度校核23

6.2 轴承寿命校核24

7 结构设计及说明26

7.1 结构设计的内容、技术要求和方案26

7.2 展开图及其布置26

结论27

参考文献28

致谢29

1 绪论

1.1 钻床简介

目前将机床分为12大类：车床、钻床、镗床、磨床、齿轮加工机床、螺纹加工机床、铣床、刨插床、拉床、特种加工机床、锯床及其他机床。在每一类机床中，又可以按照工艺范围、步型型式和结构等等，可以分为若干组，每一组又可以分为若干系列。如钻床又包括：坐标镗钻床、深孔钻床、摇臂钻床、台式钻床、立式钻床、卧式钻床、中心孔钻床及其他钻床。在上述的基本分类方法的基础上，还可以根据机床的其他特征进一步进行分类。同类型机床按照应用范围（通用性程度），可以分为通用机床（或者称万能机床）、专门化机床和专用机床三大类。其中通用机床是可以加工多种工件，完成多种多样工序的加工范围较广的机床，如卧式车床、摇臂钻床等等。

摇臂钻床主要由立柱，摇臂，主轴箱，和底座等部分组成。主轴箱装在摇臂上，可沿立柱上下移动，以适应加工不同高度工件的要求。此外，摇臂还可以随外立柱在360°范围回转，因此主轴很容易调整到所需要的加工位置。为了使主轴在加工时保持确定的位置，摇臂钻床还具有内立柱，摇臂及主轴箱的夹紧机构，当主轴的位置调整确定后，可以快速将它们夹紧。摇臂钻床的其他变形如万向摇臂钻床摇臂和主轴箱可以回转或倾斜，使主轴可在空间任意方向都可以进行钻削，适用于重型机器，机车车辆，船舶和锅炉等制造业中加工大型工件。车式摇臂钻床的底座有车轮，可以在轨道上移动，适用于桥梁和机床等行业窄长形工件的孔加工。

自动攻丝机装配图.png

自动攻丝机主轴部分装配图.png

自动攻丝机主轴箱展开图.png

带轮.png

导套.png

垫片.png

双联齿轮.png

双联齿轮-2.png

轴承盖.png

轴套.png

内容简介：: I 毕业设计 (论文 ) 题目：自动攻丝机设计 nts 摘要本文主要进行的是自动攻丝机设计，该自动攻丝机在普通的小台式钻床机床上进行设计，设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和校核相关运动参数和动力参数。本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词：分级变速 ;传动系统设计 ;传动副 ;结构网 ;结构式 ;齿轮模数 ;传动比 nts III Abstract First, in order to obtain the ideal and more understanding of the design method of transmission system design of machine tool transmission system when the winner. According to the requirements of the main drive system of CNC machine tool and spindle power and torque characteristics, analysis of the design principle and method of mechanical and electrical connection and speed of main transmission system. Starting from the main drive system structure network, determine the optimum matching scheme of machine tool spindle power and torque characteristics, the calculation and verification of relevant motion parameters and dynamic parameters. Design steps and design method of this specification focuses on the main drive system of machine tool, according to the motion parameters have been determined by transmission center distance of expansion graph of the minimum as the goal, formulate transmission scheme transmission system, in order to obtain the optimal scheme and high design efficiency. In the main drive system of machine tool, in order to reduce the number of gears, simplify the structure, reduce the axial size, design method of the number of gear teeth is trial, join algorithm, design calculation of trouble and is not easy to find a reasonable. Through the research and analysis of the main drive system of triple slide gear characteristics, draw the part drawing and the spindle box expansion plan and section view. Key Words: classification of transmission; the transmission system; design; transmission; network structure; structure type; the module of gear; transmission ratio nts IV 目录摘要 . II Abstract. III 1 绪论 . 1 1.1 钻床简介 . 1 1.2 钻床的发展及趋势 . 1 1.3 自动攻丝机介绍 . 2 1.4 本课题设计内容及要求 . 3 2 自动攻丝机总体方案设计 . 4 2.1 自动攻丝机的动力选择 . 4 2.2 自动攻丝机的驱动方式 . 4 2.3 自动攻丝机的动力性能比较 . 5 2.4 自动攻丝机动力的计算与选择 . 6 3 自动攻丝机设计 . 8 3.1 运动参数及转速图的确定 . 8 3.1.1 转速范围 . 8 3.1.2 转速数列 . 8 3.1.3 确定结构式 . 9 3.1.4 确定结构网 . 9 3.1.5 绘制转速图和传动系统图 . 10 3.2 确定各变速组此论传动副齿数 . 10 4 自动攻丝机动力计算 . 12 4.1 带传动设计 . 12 4.2 计算转速的计算 . 13 4.3 齿轮模数计算及验算 . 14 4.4 常用材料及热处理 . 14 4.5 传动轴最小轴径的初定 . 19 4.6 主轴合理跨距的计算 . 20 nts V 5 主要零部件的选择 . 22 5.1 轴承的选择 . 22 5.2 键的规格 . 22 5.3 变速操纵机构的选择 . 22 6 校核 . 23 6.1 刚度校核 . 23 6.2 轴承寿命校核 . 24 7 结构设计及说明 . 26 7.1 结构设计的内容、技术要求和方案 . 26 7.2 展开图及其布置 . 26 结论 . 27 参考文献 . 28 致谢 . 29 nts 1 1 绪论 1.1 钻床简介目前将机床分为 12 大类：车床、钻床、镗床、磨床、齿轮加工机床、螺纹加工机床、铣床、刨插床、拉床、特种加工机床、锯床及其他机床。在每一类机床中，又可以按照工艺范围、步型型式和结构等等，可以分为若干组，每一组又可以分为若干系列。如钻床又包括：坐标镗钻床、深孔钻床、摇臂钻床、台式钻床、立式钻床、卧式钻床、中心孔钻床及其他钻床。在上述的基本分类方法的基础上，还可以根据机床的其他特征进一步进行分类。同类型机床按照应用范围（通用性程度），可以分为通用机床（或者称万能机床）、专门化机床和专用机床三大类。其中通用机床是可以加工多种工件，完成多种多样工序的加工范围较广的机床，如卧式车床、摇臂钻床等等。摇臂钻床主要由立柱，摇臂，主轴箱，和底座等部分组成。主轴箱装在摇臂上，可沿立柱上下移动，以适应加工不同高度工件的要求。此外，摇臂还可以随外立柱在 360范围回转，因此主轴很容易调整到所需要的加工位置。为了使主轴在加工时保持确定的位置，摇臂钻床还具有内立柱，摇臂及主轴箱的夹紧机构，当主轴的位置调整确定后，可以快速将它们夹紧。摇臂钻床的其他变形如万向摇臂钻床摇臂和主轴箱可以回转或倾斜，使主轴可在空间任意方向都可以进行钻削，适用于重型机器，机车车辆，船舶和锅炉等制造业中加工大型工件。车式摇臂钻床的底座有车轮，可以在轨道上移动，适用于桥梁和机床等行业窄长形工件的孔加工。 1.2 钻床的发展及趋势进入市场经济后，国内机床行业竞争日趋激烈，与中捷摇臂钻厂生产相同型号产品的企业有 40 多家，中捷摇臂钻厂产品领先优势受到挑战。为了应对挑战，中捷摇臂钻厂在产品卖得正火的时候，提出了进行跨越产品结构调整。第一，用先进技术改造传统产品。如普通摇臂钻床实现了五轴联动，价格由几万元上升到几十万元，达到中国摇臂钻床最高水平。第二，向国际先进水平靠拢，不断扩大产品领先优势。 ZK系列、桥式和动桥系列产品，十几项技术居国内领先地位。 ZK3050获得自主知识产权，并成为国家重点新产品； Z3580A万向摇臂钻，在任何空间、任意方向、任意位置上实现钻削功能，不仅填补了国内空白，在国外也不多见。在国际著名的芝加哥机床展览会上，中捷摇臂钻厂参展产品被一位美籍华商相中并当场拉走。德国、意大利、西腊、瑞典、伊朗等国家nts 2 和地区纷纷提出做中捷牌摇臂钻的代理经销商。在上海国际机床展览会上，沈阳机床股份有限公司参展的数控钻铣床，同时被国内三家企业看好。摇臂钻床和大多数机床一样，将向数控自动化、机电一体化和智能化方向发展。摇臂钻床未来的发展趋势是：应用电子计算机技术，简化机械结构，提高和扩大自动化工作的功能，使机床适应于纳入柔性制造系统工作；提高功率主运动和进给运动的速度，相应提高结构的动、静刚度以适应采用新型刀具的需要，提高切削效率；提高加工精度并发展超精密加工机床，以适应电子机械、航天等新兴工业的需要。 1.3 自动攻丝机介绍加工定制：否类型：工业台钻品牌：双龙型号： XX 主电机功率： 0.37（ kw）轴数量：单轴钻孔直径范围： 1-13（ mm）主轴转速范围： 480-4100（ rpm）主轴孔锥度： B16 nts 3 控制形式：人工适用行业：通用布局形式：立式适用范围：通用作用对象材质：金属产品类型：全新项目 Z512-2 最大钻孔直径 12.7mm 最大主轴行程 100mm 主轴端锥度 B16 主轴中心至立柱表面距离 193mm 工作台面尺寸 165*265mm 底座台面尺寸 250*300mm 主轴端至工作台面距离 0330mm 主轴端至底座面距离 188556mm 工作台升降行程主轴箱升降行程工作台在垂直平面内回转角度 45 主轴转速 480,800,1400,2400,4100r/min 电机 * 370 或 550 外形尺寸 (长宽高 ) 688*380*1037mm 净重 97Kg 1.4 本课题设计内容及要求 1.完成自动攻丝机的结构设计，要求结构精小简单，外形尺寸控制在 8050100（ mm）内， 2.轴数量 :单轴； 3.钻孔直径范围 :13（ mm）； 4.主轴转速范围 :480 4100（ rpm） 5.控制形式 :人工； 6.适用行业 :通用， 7.布局形式 :立式。 nts 4 2 自动攻丝机总体方案设计机械系统通常是由原动机、传动装置、工作机和控制操纵部件及其它辅助部件组成。工作机是机械系统中的执行部分，原动机是机械系统的中的驱动部分，传动装置则是把原动机和工作机有机地联系起来，实现能量传递和运动形式转换不可缺少的部分，而其中原动机在机械系统中所起的作用是：（ 1）把自然界的能源变成机械能；（ 2）把发电机等变能机所产生的各种形态的能量转换为机械能。 2.1 自动攻丝机的动力选择常用原动机有以下三种运动形式，具体见表 2-1：表 2-1 原动机运动形式运动形式实例连续运动电动机、液压马达、气压马达、柴油机、汽油机往复运动直线电动机、汽缸、液压缸往复摆动摆动油缸、摆动汽缸 2.2 自动攻丝机的驱动方式由一台原动机通过传动装置驱动执行机构工作，叫做单机集中驱动。而多机分别驱动自然而然是用多台原动机来驱动各执行机构工作。两种驱动方式中，单机集中驱动传动装置复杂，操作麻烦，功率大，但价格便宜。而多机分别驱动传动装置简单，电动机功率小，但成本比较高。 1）必须考虑到工作机对原动机所提出的起动、过载、运转平稳性等方面的要求； 2）必须考虑到其经济效益及其成本，这也是非常重要的一项。 3）必须考虑到现场能源的供应情况及工作环境因素； 4）必须考虑原动机的机械特性与工作机的匹配情况； 5）必须考虑到维修是否方便，操作是否简单，工作是否可靠； nts 5 2.3 自动攻丝机的动力性能比较表 2-2 原动机性能比较类别电动机气缸马达液压马达柴油机尺寸较大较小较小较大功率及取范围功率大；0.31000KW ，范围广功率比电动机大；一般在2.2KW以下，尤其适用于0.75KW 以下的高速传动功率最大；受实际油压和马达尺寸的限制功率大；538000KW 重量大比电动机大最大大输出刚度硬软较硬较硬运行温度控制温度应低于许应值排气时空气膨胀，噪声较大，排气处应安装消声器对油箱进行风冷或水冷调整方法和性能直流电动机用改变电枢电阻、电压或改变磁通的方法；交流电动机用变频、变极或变转差率的方法用气阀控制，简单，迅速，但不够精确通过阀或泵控制改变流量，调速范围大较难噪声小较大较大较大维护要求较少少较多较多初始成本低较高高高运转费用最低最高高高应用很广，需要动力电源小功率高速场合较广很广，如各种车辆，船舶、农用机械、工程机械和压缩机等等 nts 6 2.4 自动攻丝机动力的计算与选择钻床切削力的计算包括钻床主轴转矩计算和主轴轴向切削力的计算。由于加工材料为 Q235 钢，其属于碳素结构钢，钻头为高速钢麻花钻，加工方式为钻孔，所以查机床夹具设计手册得：钻床转矩计算公式如下： pk kfDM 08234.0 式中， kM 切削力矩（ NM） D 钻头直径（ mm） f 每转进给量（ mm） pk 修正系数轴向切削力的计算公式如下： pf KDfF 7.0667 式中， fF 轴向切削力（ N） D 钻头直径（ mm） f 每转进给量 (mm) pk 修正系数已知被加工材料为 Q235 结构钢，结构钢和铸钢取 b =736MPa， D=13mm， f =0.2mm，所以可分别计算出切削转矩和轴向切削为： kM =13.5 NM fF =2595 N 由金属切削原理可知，主轴切削功率的计算公式为：式中： fF 轴向切削力（ N） f 每转进给量 (mm) 75.0)736( bpk KWnMfnFP kfm 310)602601 0 0 0( nts 7 n 主轴固定转速（ r/min） kM 切削力矩（ NM）将以上数值代入公式中可计算出功率 mP =0.25KW 考虑到轴承传动效率（查得为 0.99）和键传动效率（查得为 0.98），所以可计算出钻床主轴要传递的功率 P 为： P= mP /(0.99 0.99 0.98)=0.37KW 考虑到自动攻丝机的现场工作环境及工作需求，自动攻丝机的起动力矩和调速范围等要求，我选择电动机作为其原动机。由于生产机械装置及工作机所处的工作环境各不相同，电动机的工作环境也自然而然就各不一样。在绝大多数情况下，电动机工作的周围大气中有不同分量的灰尘和水分，有的处于潮湿之处甚至水下工作，有的周围含有腐蚀性气体甚至爆炸物，为了保证电动机能在不同的工作环境中顺利地安全运行，电动机的外壳也就有多种型式，其型式有：开启式、防护式、封闭式、防爆式。由于自动攻丝机工作常处于灰尘较多的场合，其外壳选用封闭式，电动机型号为 Y 系列， Y801-4，额定功率 0.55KW，满载转速 1390r/min，额定转矩 2.2N m，质量 17Kg。 nts 8 3 自动攻丝机设计 3.1 运动参数及转速图的确定 3.1.1 转速范围拟定立式钻床的主传动系统的转速图，由总体设计方按可知：主轴的转速范围为 4804100 r/min，选定公比中型通用机床，常用的公比为 1.26 或 1.41，考虑到适当减小本钻床的相对速度损失，当按照 =1.41 计算时， 54166.84 8 04 1 0 0m i nm a x nnRn841.1lg 54.8lg1lglg1 nRZ 按标准转速数列为： 475， 670， 950， 1320， 1900， 2650， 3750 r/min 由于标准序列中没有 480r/min,选择最接近的 475 r/min，没有最高转速 4100 r/min，选择最接近的 4250 r/min 考虑速度损失，取值 4750 r/min。 3.1.2 转速数列当按照 =1.26 计算时，当按照 =1.26 计算时，重新计算 94.84 7 54 2 5 0m i nm a x nnRn826.1lg 94.8lg1lglg1 nRZ 475， 600， 750， 950， 1180， 1500， 1900， 2360， 3000， 3750， 4750 nts 9 对于 Z=11，可按照 Z=12 来计算。 3.1.3 确定结构式对于 Z=11 即 Z=12=4 3，或 Z=12=3 2 2-4,或 Z=12=3 2 2。为了结构紧凑和主轴箱不过分的大，故选取 Z=12=3 2 2-4. 可分解为： Z=21 22 24。 3.1.4 确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏 ,结构紧凑的原则 ,选取传动方案 Z=21 22 24,易知第二扩大组的变速范围 r= (P3-1)x=1.415=5.57 8 满足要求，其结构网如图 2-1。已知该题设选用电机为二级调速电机，其分摊了 0-1级的 2 个级别的变速。图 2-1 结构网 Z=21 22 24 nts 10 3.1.5 绘制转速图和传动系统图（ 1）选择电动机：采用 Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（ 2）绘制转速图图 2-2 转速图（ 3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2-3： 1-2轴最小中心距： A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D) 轴最小齿数和 :Szmin(Zmax+2+D/m) 3.2 确定各变速组此论传动副齿数 (1)Sz 100-120,中型机床 Sz=70-100 (2)直齿圆柱齿轮 Zmin 18-20 nts 11 图 2-3 主传动系统图（ 7）齿轮齿数的确定。据设计要求 Zmin 1820,齿数和 Sz 100 120，由表 4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数。 nts 12 4 自动攻丝机动力计算 4.1 带传动设计输出功率 P=0.55kw,转速 n1=1390r/min,n2=1900r/min （ 1）确定计算功率 : 按最大的数据计算 P=0.55kw ,K 为工作情况系数，查 1表 3.5. 取 K=1.1 pd=kAP=0.55X1.1=0.65kw （ 2）选择 V 带的型号 : 根据 pd,n1=1390r/min 参考 1图表 3.16 及表 3.3 选小带轮直径，查表选择 A 型 V 带 d1=125mm （ 3）确定带轮直径 d1,d2 小带轮直径 d1=125mm 验算带速 v= d1n1/(60X1000)= X1250X1420/(60X1000)=6.9m/s 从动轮直径 d2=n1d1/n2=1900X125/1420=90mm 取 d2=90mm 查 1表 3.3 计算实际传动比 i=d2/d1=125/90=2.222 （ 4）定中心矩 a 和基准带长 Ld 1初定中心距 a0 0.7(d1+d2) a0 2(d1+d2) 203 a0 580 取 ao=300mm 2带的计算基准长度 Ld02a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0 2x300+ /2(90+200)+(200-90)2/4X300 650mm 查 1表 3.2 取 Ld0=630mm 3计算实际中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm 4确定中心距调整范围 amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mm amin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm （ 5）验算包角 : 1=1800-（ d2-d1） /aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=17201200 nts 13 （ 6）确定 V 带根数：确定额定功率： P0 由查表并用线性插值得 P0=0.15kw 查 1表 37 得功率增量 V P0=0.13kw 查 1表 38 得包角系数 K =0.99 查 1表 3 得长度系数 Kl=0.81 确定带根数： Z=PC/（ P0+ P0） KK L =0.66/(1.05+0.13)X0.99X0.81=0.87 取 Z=1 4.2 计算转速的计算（ 1）主轴的计算转速 nj，由公式 nj=nmin)13/( z 得，主轴的计算转速 nj=70.9r/min，取 80 r/min。 (2). 传动轴的计算转速轴 2=224 r/min，轴 1=315r/min。（ 2）确定各传动轴的计算转速。轴共有 4 级转速： 160r/min、 224 r/min、 315 r/min、450 r/min。若经传动副 Z3 / Z3 传动主轴，则只有 450r/min传递全功率；若经传动副Z4/ Z4 传动主轴，全部传递全功率，其中 160r/min是传递全功率的最低转速，故其计算转速 n j=160 r/min；轴有 1 级转速，且都传递全功率，所以其计算转速 n j=630 r/min。各计算转速入表 3-1。表 3-1 各轴计算转速（ 3）确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z4 装在主轴上共 4 级转速，其中只有 80r/min传递全功率，故 Z4 j=80 r/min。齿轮 Z4 装在轴上，共 4 级转速，但经齿轮副 Z/Z4 传动主轴，则只有 160r/min 传递全功率，故 Z6j=160r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3-2。轴号轴轴轴计算转速 r/min 630 160 80 nts 14 4.3 齿轮模数计算及验算从对齿轮的失效分析可知，为了使齿轮能够正常工作，应对齿轮的材料提出如下基本要求：（ 1）齿面应有足够的硬度和耐磨性，以防止齿面磨损、点蚀、胶合以及塑性变形等失效。（ 2）轮齿心部应有足够的强度和较好的韧性，以防止齿根折断忽然抵抗冲击载荷。（ 3）应有良好的加工工艺性能及热处理性能，以便加工和提高力学性能。 4.4 常用材料及热处理适合制造齿轮的材料有很多，最常用的是钢、铸铁，有些场合也采用非金属材料。 1、钢钢具有强度高、韧性好、便于制造和热处理等优点。大多数齿轮毛坯都采用优质碳素钢和合金钢通过锻造而成，并通过热处理改善和提高力学性能。按热处理后齿面硬度的不同，钢制齿轮分为软齿面齿轮和硬齿面齿轮两种。软齿面齿轮的齿面硬度小于或等于 350HBS，通常适用于一般用途、中小功率以及精度要求不高的场合，例如一般用途的减速器。由于齿面硬度不高，这种齿轮的毛坯在进行调质或正火的热处理之后再进行精加工，一般采用插齿或滚齿等方法。对于一对软齿面的齿轮来说，在传动的过程中，小齿轮的轮齿啮合次数比大齿轮的多，同时小齿轮的齿根较薄，使得小齿轮的轮齿弯曲强度较弱。因此，通常使小齿轮的齿面硬度要比大齿轮的齿面硬度高 30 50HBS 或更多，以保证大、小齿轮的使用寿命相接近。在一般情况下，通常选用不同的材料或不同的热处理可以实现这个要求。硬齿面齿轮的齿面硬度大于 350HBS，常用于高速重载及受有冲击载荷的或要求结构紧凑的重要机械传动中，例如机床、汽车变速箱等。这种齿轮的毛坯在进行调质或正火后，进行精切齿，然后再进行表面淬火处理，使得齿轮的耐磨性提高，承载能力增大。硬齿面齿轮与软齿面齿轮比较，其综合承载能力可提高 2 3 倍。或者说，在相同的承载能力下，硬齿面的齿轮传动要比软齿面的结构尺寸小得多。所以，除非受到工艺或生产等条件的限制，一般情况下应尽可能采用硬齿面齿轮。 2、铸钢对于齿轮的直径尺寸较大（大于 400 600mm），或结构复杂不易锻造的齿轮毛坯，nts 15 可用铸钢来制造。例如低速、重载的矿山机械中的大齿轮。 3、铸铁灰铸铁具有较好的减磨性和加工性能，而且价格低廉，但它的强度较低，抗冲击性能差，因此，常用于开式、低速轻载、功率不大及冲击振动的齿轮的传动中。球墨铸铁的力学性能和抗冲击能力较灰铸铁高，可代替灰铸铁、铸钢和调质钢铸造大直径齿轮。 4、非金属材料非金属材料的弹性好，耐磨性好，可注塑成型，成本低，但承载能力小，适用高速轻载以及精度要求不高场合。例如食品机械、家电产品以及办公设备等。常用齿轮的材料见下表 5-3：表 5-3 常用齿轮的材料及其力学性能材料牌号热处理方法齿面硬度强度极限 MPaB / 屈服极限 MPas / 主要应用优质碳素钢 45 正火 160 217HBS 580 290 低速轻载调质 217 255HBS 650 360 低速中载表面淬火 48 55HRC 750 450 高速中载或低速重载 50 正火 180 220HBS 620 320 冲击很小合金钢 40Cr 调质表面淬火 240 260HBS 48 55HRC 700 900 550 650 中速中载高速中载无剧烈冲击 42SiMn 调质表面淬火 217 269HBS 45 55HRC 750 470 高速中载无剧烈冲击 20Cr 渗碳淬火 56 62HRC 650 400 高速中载 nts 16 20CrMnTi 渗碳淬火 56 62HRC 1100 850 承受冲击铸钢 ZG310 570 正活表面淬火 160 210HBS 40 50HRC 570 320 中速、中载、大直径 ZG340 640 正火调质 170 230HBS 240 270HBS 650 700 350 380 球墨铸铁 QT600-2 QT500-5 正火 220 280HBS 147 241HBS 600 500 低中速轻载有小的冲击灰铸铁 HT250 HT300 人工时效 170 240HBS 187 235HBS 200 300 低速轻载冲击很小根据上述齿轮材料的介绍，我设计改进后新增的齿轮中，齿轮材料选用 40Cr，直齿轮的材料选用 20CrMnTi，双联齿轮选用 20CrMnTi。（ 1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即 mj=163383 221 )1(jjm nuzPu 可得各组的模数，式中 mj 按接触疲劳强度计算的齿轮模数（ mm）； dN 驱动电动机功率（ kW）； jn 被计算齿轮的计算转速（ r/min）； u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“ +”，内啮合取“ -”； 1z 小齿轮的齿数（齿）； m 齿宽系数， Bm m （ B 为齿宽， m 为模数）， 4 10m ； m =8 j 材料的许用接触应力（ MPa ）。取 j=650 Mpa （ 2）基本组的齿轮参数计算 nts 17 mj=163383 221 )1(jjm nuzPu =163383 22 6 3 06 5 041.1308 5.3)141.1( =1.6774 结合齿轮的模数标准，取标准值 m=3 （ 3）扩大组的齿轮参数计算 mj=163383 221 )1(jjm nuzPu =163383 22 806 5 078.2268 5.3)178.2( =1.84 结合齿轮的模数标准，取标准值 m=5 如表 3-3 所示。表 3-3 模数（ 2）基本组齿轮计算。按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB 286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB 286HB，平均取 240HB。计算如下：齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为 jfsj M P au B n NKKKKuzm )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为：组号基本组扩大组模数 mm 2 2 nts 18 wsw M P aB Y nzmNKKKK )(101 9 12 3215 式中 N-传递的额定功率（ kW），这里取 N为电动机功率， N=3.5kW; jn-计算转速（ r/min） . jn=630（ r/min） ; m-初算的齿轮模数（ mm） , m=3（ mm） ; B-齿宽（ mm） ;B=25（ mm） ; z-小齿轮齿数； z=19; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比 ,u=2.78; sK-寿命系数； sK= TKnK NK qKTK -工作期限系数； mT CTnK0160 T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.; 1n -齿轮的最低转速（ r/min） 0C-基准循环次数，接触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; nK-转速变化系数，查【 5】 2 上，取nK=0.60 NK-功率利用系数，查【 5】 2 上，取NK=0.78 qK-材料强化系数，查【 5】 2 上， qK=0.60 3K-工作状况系数，取3K=1.1 2K -动载荷系数，查【 5】 2 上，取 2K =1 1K -齿向载荷分布系数，查【 5】 2 上， 1K =1 nts 19 Y-齿形系数，查【 5】 2 上， Y=0.386； j -许用接触应力（ MPa） ,查【 4】，表 4-7，取 j =650 Mpa； w -许用弯曲应力（ MPa），查【 4】，表 4-7，取 w =275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得： j=635 Mpa jw=78 Mpa w（ 3）扩大组齿轮计算。按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB 286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB 286HB，平均取 240HB。同理根据基本组的计算，查文献【 6】，可得 nK=0.62， NK=0.77，qK=0.60，3K=1.1， 2K =1， 1K =1， m=3.5， jn =355；可求得： j=619 Mpa jw=135Mpa w4.5 传动轴最小轴径的初定由【 5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64 4 Tn（ mm）或 d=91 4 njN（ mm）式中 d-传动轴直径（ mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（ N*mm） T=9550000JnN ； nts 20 N-该轴传递的功率（ KW） jn-该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角， = 01 。各轴最小轴径如表 3-3。表 3-3 最小轴径 4.6 主轴合理跨距的计算由于电动机功率根据【 1】表 3.20，前轴径应为 6090mm。初步选取 d1=80mm。后轴径的 d2=（ 0.70.9） d1，取 d2=60mm。根据设计方案，前轴承为 NN3016K 型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=120mm，主轴孔径为 30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩 T=9550nP =9550803=424.44N

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