Z535立式钻床的总体布局及主轴箱设计.doc

黑龙江工程学院本科生毕业设计 第1章 绪 论1.1机床的发展趋势 近些年以来，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，使机床的发展进入了一个新时代，人不仅不需要提供动力，连操作都交给机器人了。人只需规定电脑的工作秩序，由电脑去操作机床。紧张的、重复的操作都可以由电脑完成，而且不会出错。自动化、精密化、高效化的多样化成为这一时代机床发展的特征，用以满足社会生产多种多样越来越高的要求，推动社会生产力的发展。 随着汽车、航空航天等工业轻合金材料的广泛应用，告诉加工已成为制造技术的重要发展趋势。高速加工具有缩短加工时间、提高加工精度和表面质量等优点，在模具制造等领域的应用也日益广泛。机床的高速化需要新的数控系统，高速电主轴和高速伺服进给驱动，以及机床结构的优化和轻量化。高速加工不仅是设备本身，而使机床、刀具、刀柄、夹具和数控编程技术，以及人员组织的集成。高速化的最终目的是高效化，机床仅是实现高效的关键之一，绝非全部，生产效率和效益在“刀尖”上。 按照加工进度，机床可分为普通机床，精密机床和超级机床，加工精度大约每8年提高一倍。数控机床的定位精度即将告别微米时代，超精密数控机床正在向纳米进军。在未来10年，精密化以高速化、智能化和微型化汇合而成新一代机床。机床的精密化不仅是汽车、电子、医疗器械等工业的迫切需要，还直接关系到航空航天、导弹卫星、新型武器等国防工业的现代化。 不断提高劳动生产率和自动化程度是机床发展的基本方向，近年来，数控机床已成为机床发展的主流。数控机床无需人工操作，而使靠数控程序完成加工循环。因此调整方便，适应灵活多变的产品，使得中小批生产自动化成为可能。同时，数控机床在防护罩封闭的条件下自动加工，不用怕切削飞出伤人，不用怕切削液飞溅在操作者身上。可用大流量切削液喷射冷却，从而实现高速切削，充分发挥刀具的切削性能。块移速度大大提高，不用担心人工操作过度紧张的问题，从而缩短了加工辅助时间。工序集中，一次装夹完成尽可能多的工序，检查合格后在进行加工。这样可避免编程错误。只要程序不出错，就不会出现加工错误，免除了人工操作的偶然错误，从而使废品率大大下降。这就是说，数控机床不仅实现了柔性自动化，而且提高了生产率，降低了废品率。它以由中小批生产进入了大量生产领域。当然，改型方便，易于实现产品的更新换代，也是数控机床进入大量生产领域的重要原因。70年代出现的加工中心开多工序集成之先河，现已发展到“完整加工”，即在一台机床上完成复杂零件的全部加工工序。完整加工通过工艺过程集成，一次装卡就把一个零件加工过程全部完成。由于减少装卡次数，提高了加工精度，易于保证过程的高可靠性和实现零缺陷生产。此外完整加工错段了加工过程链和辅助时间，减少了机床太熟，简化了物料流，提高了生产设备的柔性，生产总占地面积小，使投资更加有效。 机床信息化的典型案例是 Mazak 410H，该机床配置有信息塔，实现了工作地的自主管理。信息塔具有语音、文本和事项等通讯功能。与生产计划调度系统联网，下载工作指令和加工程序。工件试切时，可在屏幕上观察加工过程。信息塔实时反映机床工作状态和加工进度，并可以通过手机查询。信息塔同时进行工作地数据统计分析和刀具寿命管理，以及故障报警显示、在线帮助排除。机床操作权限需经指纹确认。 机床智能化包括在线测量、监控和补偿。数控机床的位置检测及其闭环控制就是简单的应用案例。为了进一步提高加工精度，机床的圆周运动精度和刀头点的空间位置，可以通过球杆仪和激光测量后，输入数控系统加以补偿。未来的数控机床将会配备各种微型传感器，以监控切削力、振动、热变形等所产生的误差，并自动加以补偿或调整机床工作状态，以提高机床的工作精度和稳定性 随着纳米技术和微机电系统的孙素进展，开发加工微型零件的机床已经提到日程上来了。微型机床同时具有高速和精密的特点，最小的微型机床可以放在掌心之中，一个微型工厂可以放在手提箱中。操作者通过手柄和监视屏幕控制整个工厂的运作。 传统机床是按笛卡尔坐标将沿3个坐标轴线的移动X、Y、Z和绕3个坐标中线转动A、B、C依次串联叠加，形成需哦徐的刀具运动轨迹，并联运动机床具有结构简单紧凑、刚度高、动态性能好等一系列优点，应用前景广阔。 除了金属切削和锻压成型外，新的加工工艺方法和过程层出不穷，机床的概念正在变化。激光加工领域日益扩大，除激光切割、激光焊接外，激光孔加工、激光三维加工，激光热处理、激光直接金属制造等应用日益广泛。电加工、超声波加工、叠层铣削、快速成型技术、三维打印技术各显神通。机床高速化和精密化要求机床的结构简化和清零花，以减少机床部件运动惯量对加工精度的负面影响，大幅度提高机床的动态性能。例如，借助有限元分析对机床构件进行扩扑优化，设计“箱中箱”结构，以及采用空心焊接结构或铅合金材料已经开始从实验室走向实用。 在传统机床中，电动机和机床部件是借助耦合原件，如皮带、齿轮和联轴节等加以连接，实现部件所需的移动或旋转，“机”和“电”是分家的。直接驱动技术是将电动机与机械部件集成为一体，称为几点一体化的功能部件，如直线电动机、电主轴、电滚珠杆和力矩电动机等。直接驱动技术简化了机床结构，提高了机床的刚度和动态性能，运动速度和加工精度。 数控系统的开放式大势所趋。目前开放式数控系统三种形式：1）全开放系统，即基于微机的数控系统，以微机作为平台，采用实时操作系统，开发数控系统的各种功能，通过伺服卡传送数据，控制坐标轴电动机的运动。2）嵌入系统，即CNC+PC，CNC控制坐标轴电动机的运动，PC作为人机界面和网络通信。3）融合系统，在CNC的基础上增加PC主板，提供键盘操作，提高人机界面功能，如Siemens 840Di和Fanuc 210i。1.2我国机床的发展状况 我国机床工业已经取得了很大的成绩，但与世界先进水平相比，还有较大的差距，主要表现在：大部分高精度和抄精度机床的性能还不能满足要求，精度保持性也较差，特别是高效自动化和数控机床的性能还不能满足要求，精度保持性也较差，特别是高效自动化和数控化机床的产量、技术水平和质量等方面都明显火候。1990年底，我国数控机床的产量仅是全部机床产量的1.5%，产值数控化率仅为8.7%，而同期日本机床产值数控化率为80%，德国为54.2%，我国数控机床基本上是中等规格的车床、铣床和加工中心等。精密、大型、重型和小型数控机床，还远远不能满足需要。至于航空、航天、冶金、汽车、造船、纺织和重型机械制造等工业部门所需要的多种类型的特种数控机床基本上还是一片空白，柔性制造系统和计算机集成制造系统，国外在1990年总计达1500个，而我国只有5个，且多为引进的系统。 我国机床设计和开发手段要尽快从“甩图板”的二维CAD向三位CAD过度。三维建模和房展时现代设计的基础，是企业技术优势的源泉。在此三维设计基础上进行CAD/CAM/CAE/PDM的集成，加快新产品的开发速度，保证新产品的顺利投产，并逐步实现产品生命周期管理。 国内产品的质量与可靠性也不能够稳定，特别是先进数控系统的开发和研制要需进一步努力。机床基础理论和应用技术的研究明显火候。人员素质还跟不上现代机床技术飞速发展的需要。因此，我国机床工业棉铃这光荣而艰巨的任务，必须分发图强，努力工作，不断扩大技术队伍和提高人员的技术素质，学习和引进国外的先进科学技术，大力开展科学研究，以便早日赶上世界先进水平。 现代机床的发展趋势是机床功能部件化了，每个功能部件是独立存在的，机床生产厂根据商场需要设计与制造各种功能部件。以数控车床为例，典型的功能部件可以是尾架、多种类型的转塔刀架以及主轴分度机构等等，这些都可以由机床用户选作订购。机床铲平已经走向市场的今天，不在时机床厂产什么样的机床，用户就买什么样的机床，而是用户需要什么样的机床，机床厂就制造什么样的机床。1.3本章小结 机床在国民经济中起重要作用，一个国家的机床发展水平能反应一个国家的经济水平。现在机床正向高度自动化，高智能和高精度发展的数控机床发展。但是我国的机床的发展还和其他国家有一定的差距。第2章 总体设计方案按照钻孔原理有两种实现方案：一种是工件固定，钻头在回转过程中向工件方向运动；另一种是工件回转，钻头向工件方向移动。由于使钻头回转的结构比起工件回转的结构要小得多，因此在专门用于钻孔的装置中均采用钻头回转，工件固定的方案来达到钻孔的目的。所以方案一来进行Z535立式钻床的设计。 方案一中：钻头做回转运动，以便通过切削刀来加工出所需的孔径。另一方面，钻头要往钻孔方向做直线运动才能加工出空的深度，因此钻头的的回转运动是钻孔的主体运动，钻头的直线运动是钻头的辅助运动。只有这两种运动相结合才能钻出一定长度的孔径来。2.1 Z535立式钻床的总体布局 本钻床按照以下要求进行总体布局：（1） 保证工艺方法所要求的工件和刀具的相对位置和相对运动；（2） 保证机床具有与所要求的加工精度相适应的刚度和抗振性；（3） 便于观察加工过程；便于操作、调整和修理机床；便于输送、装卸工件和排除切削，并保证工作安全；（4） 经济性好，如节省材料，减少机床的占地面积。（5） 保证能加工各种大小的零件，设计成工作台可升降式2.1.1 Z535立式钻床的传动形式本钻床采用皮带传动把电机的动力传到主轴箱。然后经过主轴箱变速箱变速到主轴，采用皮带传动可以使传动平稳，采用齿轮变速可以实现多级变速，能对各种工件进行加工。2.1.2 钻床的支承形式本机床采用立柱形支承，并是立柱与底座的组合形式支承。2.2 Z535立式钻床主要技术参数的确定机床的主要技术参数包括主参数和基本参数。基本参数包括尺寸参数、运动参数、动力参数。主参数，或称主要规格，表示机床的加工范围。确定主参数（最大钻孔直径）为35mm。 钻床的其它参数： 主轴行程（mm）: 225 主轴圆锥孔莫氏圆锥号 4 工作台面面积（mm）：450x500 工作台升降的行程（mm）：325 主轴端面至工作台面的最大距离（mm）: 0-7502.2.1. 主轴转速的确定因为通用机床的加工范围较广，不同被加工孔径以及不同的被加工材料，所要求的主轴转速是不同的。钻孔要求转速高，而攻螺纹则要求转速低。加工直径大的孔时所要求的主轴转速较钻小孔时低。加工铸铁时用的主轴转速较加工钢时为低。所以要求主轴应有多种转速。一.主轴极限转速 其中：、分别为主轴最高、最低转速； 、 分别为最高、最低切削速度；、 分别为最大、最小计算直径。通用机床的、并不是机床上可能加工的最大和最小直径，而是指常用的经济加工的最大和最小直径，对于通用机床，一般取： =D （2.3） = （2.4）式中：D-可能加工的最大直径（mm）；K-系数，根据对现有的同类型机床使用情况的调查确定（台式钻床K=1, 普通车床k=0.5）；-计算直径范围（=0.200.25）。 则 =D=135mm =x=0.235=7mm按切削用量资料作为参考，取：=24m/min =7.5m/min则 =100024/3.147=1100r/min=10007.5/3.1435=68r/min二.主轴转速的合理排列公比的选择：值小，则相对转速损失小，使用机床时转速有利，但转速级数多，结构复杂；值大，相对转速损失大，选择不利，但传动结构简单。机床转速可查阅文献2表2.2-2 ,取 =1.41。变速范围,公比和转速级数Z之间的关系： Z=+1 其中， 则 Z=+19 即级数为9级分别为： ； ; ； ; ； ; ； ；2.2.2 主运动电动机功率的确定电动机功率是计算机床零件和决定结构尺寸的主要依据。电动机功率取得太大，则机床零部件的尺寸也随之不必要地增大，不仅浪费材料，而且使电动机经常处于低负荷情况下工作，功率因数太小，则机床的技术性能达不到设计要求，且电动机将经常处于超负荷情况下工作，容易烧坏电气元件。下面用计算法确定机床主运动电动机的功率。当主传动的结构参数尚未确定时，其电动机功率可按下式估算： 其中： -主电动机功率,kw；-切削率,kw；-主传动链的总效率，一般通用机床可取=0.700.85。选择原则：结构简单，转速较低时取大值，反之取小值。 切削功率的确定，应在工艺分析的基础上进行。通用机床应选择对切削功率有决定性影响的若干种加工情况钻，扩等工序的切削功率 （kw） 其中：T-切削转矩，Nmm； n-主轴的计算转速，r/min；计算转速的确定，依据金属切削机床设计表3.2，立式钻床： 则 n=105其中：n为主轴第一个（低的）四分之一转速范围内的最高一级转速取 T=36Nmm则 =36105/955=4kw选择标准型号为Y系列IP44三相异步电动机 380v 、50HZ ，如下表：表 2.1电机主参数型号额定功率效率质量转速Y132S-34 kw85%33kg1440r/min表 2.2电机外形参数表机座号安装尺寸外形尺寸100ABCDEFGHKBADACHDL216140894级4级4级4级4级3880103313212280210275315 (a) (b) 图 2.1 电动机外形尺寸图2.3 本章小结 本章从总体上对机床进行了初步的设计，并确定了机床的型号、基本参数，所要匹配的电动机型号以及电动机的各个参数等。经考察了解这种构想符合实际，合乎要求。第3章 传动系统的设计设计主传动系统时，一般应满足下列要求： 1） 机床的主轴需有足够的转速范围和转速级数（对于主传动系统为直线运动的机床，则为直线速度的变速范围和变速级），以便满足实际使用的要求； 2） 主电动机和全部机构需能传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动功率； 3） 执行件（如主轴组件）需有足够的强度、刚度、具有较大的抗热衰减性能及较大的摩擦系数和耐磨寿命。 4） 操纵要轻便灵活、迅速、安全可靠，并便于调整和维修； 5） 结构简单、润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。3.1 Z535立式钻床主传动系统的运动设计3.1.1 转速图的拟定 拟定转速图的一般原则：它对整个机床设计质量，如结构的繁简、尺寸的大小、效率的高低、使用与维修方便等有较大影响。(1) 变速组及其传动副数的确定 :主轴为9级转速的传动系统，采用由二个变速组所组成的方案即：33由于机床的传动系统通常是采用双联或三联滑移齿轮进行变速，所以每个变速组的转动副数值最好取为P=2或3。若一个变速组的转动副取得大时，不仅使变速箱的轴向尺寸增加，而且使操纵机构较为复杂。根据机床性能的要求，一般主轴的最低转速，要比电动机的转速低得多，须进行降速，才能满足主轴最低转速的要求。 如果采用P=2或3时，达到同样的变速级数 ，变速组的数量相应增加。这样，可利用变速组的转动副兼起降速作用，以减少专门用于降速的定转动副。电动机的转速一般高于机床所需要的转速，因此动力源到主轴之间，总的趋势是降速传动。也就是说，以电动机轴起愈靠近主轴的最低转速就愈低。根据扭矩公式（公斤力米），式中：N-传动件传递的功率(kw）；n-传动件的转速(r/min)。 当转速功率一定时，转速较高的轴所传递的扭矩较小，在其它条件功率相同的情况下，传动件的尺寸就可以小一些，这对于节省材料，减少机床重量及尺寸都是有利的。同样，在设计传动系统时，应使较多的传动件在较高的转速下进行工作，应尽可能地使靠近电动机的变速组中的传动副数多一些，而靠近主轴组中传动副数少一些，即所谓前多后少的原则。例如（1）18=332 （2）18=233应该用（1）。(2) 基本组和扩大组的确定只要扩大顺序与转动顺序一致，就能使中间传动轴的变速范围缩小。这时，中间传动轴的最高转速与最低转速的差值也较小，这样便可缩小该轴的传动尺寸。(3) 变速组中的极限传动比及变速范围设计机床传动系统时要考虑两种情况，降速传动应避免从动齿轮尺寸过大而增加变速箱径向尺寸，一般限制降速传动比的最小值1/4;升速传动应避免扩大误差和减少振动，一般限制直齿轮升速传动比的最大值2;斜齿轮传动比较平稳，可取2.5。对于进给传动系统，由于传动功率小转速低，尺寸较小，上述传动比限制可适当放宽，即1/5, 2.8.所以主传动各变速组的最大变速范围为r=(25)4=810注意:由于最后扩大组的变速范围大,一般只要检查最后扩大组的变速范围是否合乎要求,其他变速组也就不会超出上述允许值验算最后的扩大组的变速范围，所以合乎要求。2.合理分配传动比的数值,一般尽量注意以下几点:(1) 各传动副的传动比应尽可能不超过极限传动比、；(2) 各中间传动轴应有适当的转速；(3) 为了便于设计使用，传动比最好取标准公比的整数幂次，即，其中为整数。3.1.2 齿轮齿数的确定1.确定齿轮齿数时应注意的问题 (1) 齿轮的齿数和不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大，一般推荐齿数和100120。 (2) 齿数和尽可能要小，但应考虑。 1） 最小齿轮不产生根切现象。机床变速箱中，对于标准直齿圆柱齿轮，一般最小齿数1820。 2） 受结构限制的最小齿数的各齿轮，应能可靠地装到轴上或进给套装，齿轮齿槽到孔壁或键槽的壁厚a2m(m为模数），以保证有足够的强度，避免出现裂现象。对于标准直齿圆柱齿轮，式中：-齿轮的最小齿数；m-齿轮的模数；T-键槽到齿轮轴线的高度。 3） 两轴上最小中心距应取符合使用要求。若齿数和太小，则中心距过小，将导致两轴上轴承及其他结构之间的距离过近或相碰。注意：实际传动比（齿轮齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间允许有误差，但不能过大，分配齿数所造成的转速误差，一般不超过 2、变速组内模数相同时齿轮齿数的确定因为各齿轮副上速度变化不大，受力情况相差也不大，故允许采用同一模数，为了便于设计和制造主传动系统所采用齿轮模数的种类尽可能少一些。 计算法：在同一变速组内，各对齿轮的齿数之比，必须满足转速图上已经确定的传动比。当各对齿轮的模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的齿数和必然相等。 确定变速组的齿数和时，应使其尽可能地小，一般地说主要是受最小齿轮的限制。虽然最小齿轮在变速组内降速比或升速比最大的一对齿轮中，因此可先假定小齿轮的齿数，根据传动比求出齿数和然后按各齿轮副的传动比，再分配其他齿轮副的齿数。基本组中三对齿轮传动比为： 按2.82查表 按2查表 按1.41查表通过查阅金属切削机床设计表3.1续表，可得：=19, =71; =25,=65;=32,=58第一扩大组中三对齿轮传动比为: 按3.89查表 按1.41查表 按2查表查阅金属切削机床设计表3.1续表得：=17,=68;=35,=50;=65,=343、三联滑移齿轮之间的齿数注意：在确定其齿数之后，应检查相邻齿数的关系，以确保其左右移动时能顺利通过，不致相碰。通过试算要保证三联滑移齿轮中，最大和次大齿轮之间齿数差应大于4。3.1.3 齿轮的结构设计及校核一.=19，=71 这对齿轮的设计与校核（1） 齿轮材料的选择大齿轮: 45钢（调质），强度极限为，屈服极限为，齿心部和齿面硬度（）250。小齿轮：40Cr（调质），强度极限为，屈服极限为，齿心部和齿面硬度300() 。 （2）齿轮传动的设计计算（3）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮。2）可选用七级精度。3）材料选择如上。4）选小齿轮齿数=19，大齿轮齿数=71。2、按齿面接触强度设计由设计计算公式 (3.1) （1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩 =1.06/1021=9914.83）由机械设计表10-7选取齿宽系数 4）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数 5）由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限; 6）由式N=60计算应力循环次数 =6010211(2608x30010)=5.881=5.88119/71=1.5747）由机械设计图10-19查得接触疲劳寿命系数；0.948）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式得=0.89600=534=0.94550=517（2） 计算1)计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 (3.2) =mm=54mm2）计算圆周速度v 3）计算齿宽b=0.254=10.8mm4）计算齿宽于齿高之比b/h模数 mm齿高 =2.252.84=6.39mm10.8/6.39=1.75）计算载荷系数根据V=2.88m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数=1.2;直齿轮，假设100N/mm.查阅机械设计表10-3得；由表10-2查得=1.2;使用系数=1;由机械设计表10-4查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时， =1.12+0.0074+0.0024=1.135由2.03 ,查阅机械设计图10-13得1.058；故载荷系数11.111.1351.2=1.5126）按实际的载荷系数校正算得的分2=1.512度圆直径，由式 (3.3)得=7）计算模数mm=56/19=2.92mm3、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 (3.4)（1）确定公式内的各计算数值1）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲强度极限大齿轮的弯曲强度极限为2）由机械设计图10-18查得弯曲疲劳寿命系数0.84;0.873）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 (3.5)=0.84500/1.4=300 =0.87380/1.4=236.144）计算载荷系数k11.111.21.058=1.415）查取齿型系数由机械设计表10-5查得2.69；2.2646）查得应力校正系数由机械设计表10-5可查得1.575；1.7387）计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。（2）设计计算mmm=1.862mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。为满足要求取大者m=2.92mm，就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径=56，算出小齿轮齿数=56/319大齿轮齿数 =1971/19=71这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，也满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 =m=19x3=57mm =m=71x3=213mm根据滑移齿轮组相互配合的需要适当调整小齿轮的分度圆直径，则57mm。（2）计算中心距 a=()=(57+213)/2mm=135mm（3）计算齿轮宽度 b=0.257=11.5mm取=14mm，=16mm 。 (a) (b)图 3.2 齿轮参数图5、验算=N=357.3N 32.2N/mm100N/mm 计算结果符合设计要求.（1）齿轮与花键轴的配合部分设计与计算1）选择齿轮内花键齿轮内花键选取中系列的，精度等级为H7，规格NDBd= 636620；c=0.4； r=0.3；a=2.9(最小)。2）对选定的花键进行强度较核计算.=。二、=32，=58 1. 齿轮材料的选择: 大齿轮: 45钢（调质），强度极限为，屈服极限为，齿心部和齿面硬度250（）。小齿轮：40Cr（调质），强度极限为，屈服极限为，齿心部和齿面硬度300 () 。 2 齿轮传动的设计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮。2）可选用七级精度。3）材料选择如上。4）如小齿轮齿数=32；大齿轮齿数=58。（1）按齿面接触强度设计由设计计算公式 （3.6）（3）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩 =1.06/1021=9914.83）由机械设计表10-7选取齿宽系数 4）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数 5）由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； 6）由式N=60计算应力循环次数 60=60x1021x1x(2x8x300x10)=5.881 =5.881x32/58=3.2457）由机械设计图10-19查得接触疲劳寿命系数；0.928）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1由式 得=0.89600=534；=0.92550=506（4）计算1)计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 （3.7） =mm=58mm2）计算圆周速度v3）计算齿宽b=0.2x58=11.6mm4）计算齿宽于齿高之比b/h模数 mm齿高 =2.251.8=4.05mm5）计算载荷系数根据V=3.1m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数=1.13;直轮，假设100N/mm.查机械设计表10-3得；由机械设计表10-2查得=1.2;使用系数=1;由机械设计表10-4查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时。 =1.12+0.0074+0.0027 =1.13由2.9 ,查机械设计图10-13得1.059，故载荷系数11.131.131.2=1.536）按实际的载荷系数校正算得的分度圆直径，由式得=58=95.1mm7）计算模数mm=60.8/32=1.9mm3、 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 （3.8）（1）确定公式内的各计算数值1）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲强度极限；大齿轮的弯曲强度极限为.2）由机械设计图10-18查得弯曲疲劳寿命系数0.84;0.863）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 （3.9）=0.84500/1.4=300; =0.86380/1.4=233.43.4）计算载荷系数k11.131.21.059=1.4365）查取齿型系数由机械设计表10-5查得2.44;2.3166）查得应力校正系数由机械设计表10-5可查得1.654；1.703计算大小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大。（2）设计计算 =1.32mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数m=1.32mm，并圆整为标准值m=3mm,按接触强度算得的分度圆直径=60.8mm，算出小齿轮齿数=95.1/332大齿轮齿数=32x58/32=58这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，也满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 =m=32x3=96mm根据滑移齿轮组相互配合的需要适当调整大齿轮的分度圆直径，则58x3=174mm（2）计算中心距 a=()=(64+174)/2mm=119mm（3）计算齿轮宽度 b=0.2x60.8=12.16mm取=14mm,=14mm(a) (b)图 3.5 齿轮外形尺寸图3、 =25，=65这对齿轮（1）齿轮材料的选择大齿轮: 45钢（调质），强度极限为，屈服极限为，齿心部和齿面硬度250（）。小齿轮：40Cr（调质），强度极限为，屈服极限为，齿心部和齿面硬度300() 。 （2）齿轮传动的设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用直齿圆柱齿轮。2）可选用七级精度。3）材料选择如上。4）选小齿轮齿数=25；大齿轮齿数=65。 2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式 (3.10)3. 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩 =1.06/1021=9914.83）由机械设计表10-7选取齿宽系数4）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数 5）由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； 6）由式N=60计算应力循环次数 60=6010211(2830010)=5.881;=5.88125/65=2.941.7）由机械设计图10-19查得接触疲劳寿命系数；0.938）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1由式得=0.89600=534 =0.94550=511.54. 计算1) 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 =mm=55mm2）计算圆周速度v3）计算齿宽b=0.2x55=11mm4）计算齿宽于齿高之比b/h模数 =2.2mm齿高 =2.252.2=4.95mm5）计算载荷系数根据V=2.94m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数=1.12;直齿轮，假设100N/mm.查表10-3得；由机械设计表10-2查得=1.2;使用系数=1;由机械设计表10-4查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时， = =1.12+0.0074+0.00368 =1.13由3.3 ,查阅机械设计图10-13得1.095，故载荷系数11.121.131.2=1.756）按实际的载荷系数校正算得的分度圆直径，由式得=56mm7）计算模数mm=65/25=2.6mm5. 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 (3.11)（1）确定公式内的各计算数值1）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲强度极限；大齿轮的弯曲强度极限为；2）由机械设计图10-18查得弯曲疲劳寿命系数0.84；0.873）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=0.84500/1.4=300 =0.865380/1.4=234.794）计算载荷系数k11.121.20.058=1.425）查取齿型系数由机械设计表10-5查得2.53;2.2966）查得应力校正系数由机械设计表10-5可查得1.62；1.724计算大小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大。（2）设计计算为满足要求取大者m=3mm.按接触强度算得的分度圆直径=65mm，算出小齿轮齿数=65/323；大齿轮齿数=25x65/25=65；6.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 =m=253=75mm； =m=653=195mm（2）计算中心距 a=()=(75+195)/2mm=135mm（3）计算齿轮宽度 b=0.265=13mm取=14mm,=74mm(a) (b) 图 3.6三联滑齿轮的外型尺寸图四，=17，=68 这对齿轮的设计与校核（1） 齿轮材料的选择大齿轮: 45钢（调质），强度极限为，屈服极限为，齿心部和齿面硬度250（）。小齿轮：40Cr（调质），强度极限为，屈服极限为，齿心部和齿面硬度300 () 。 （2）齿轮传动的设计计算（3）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮。2）可选用七级精度。3）材料选择如上。4）选小齿轮齿数=17，大齿轮齿数=682、按齿面接触强度设计由设计计算公式 (3.1) （1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩 =1.06/1021=9914.83）由机械设计表10-7选取齿宽系数 4）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数 5）由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限; 6）由式N=60计算应力循环次数 =603541(28x30010)=2.039=5.88117/68=0.517）由机械设计图10-19查得接触疲劳寿命系数；0.948）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式得=0.89600=534=0.94550=517（2） 计算1)计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 (3.2) =mm=56.83mm2）计算圆周速度v3）计算齿宽b=0.256.83=11.37mm4）计算齿宽于齿高之比b/h模数 mm齿高 =2.253.343=7.5mm11.37/7.5=25）计算载荷系数根据V=2.88m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数=1.2;直齿轮，假设100N/mm.查阅机械设计表10-3得；由表10-2查得=1.2;使用系数=1;由机械设计表10-4查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时， =1.12+0.032+0.0052=1.157由2.03 ,查阅机械设计图10-13得1.059；故载荷系数11.051.1571.2=1.466）按实际的载荷系数校正算得的分2=1.512度圆直径，由式 (3.3)得=mm7）计算模数mm=59/17=3.47mm3、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 (3.4)（1）确定公式内的各计算数值1）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲强度极限大齿轮的弯曲强度极限为2）由机械设计图10-18查得弯曲疲劳寿命系数0.91;0.933）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 (3.5)=0.91500/1.4=325 =0.93380/1.4=252.44）计算载荷系数k11.051.21.059=1.335）查取齿型系数由机械设计表10-5查得2.91；2.2386）查得应力校正系数由机械设计表10-5可查得1.53；1.7527）计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。（2）设计计算mmm=2.87mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。为满足要求取大者m=2.87mm，就近圆整为标准值m=3.5mm，按接触强度算得的分度圆直径=59，算出小齿轮齿数=59/3.517大齿轮齿数 =1768/17=68这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，也满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 =m=17x3.5=59.5mm =m=68x3.5=238mm根据滑移齿轮组相互配合的需要适当调整小齿轮的分度圆直径，则59.5mm。（2）计算中心距 a=()=(59.5+238)/2mm=148.75mm（3）计算齿轮宽度 b=0.259=11.8mm取=16mm，=18mm 。 五.=35，=50 这对齿轮的设计与校核（1） 齿轮材料的选择大齿轮: 45钢（调质），强度极限为，屈服极限为，齿心部和齿面硬度250（）。小齿轮：40Cr（调质），强度极限为，屈服极限为，齿心部和齿面硬度300 () 。 （2）齿轮传动的设计计算（3）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮。2）可选用七级精度。3）材料选择如上。4）选小齿轮齿数=35，大齿轮齿数=50，2、按齿面接触强度设计由设计计算公式 (3.1) （1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩 =1.06/354=0.28x1053）由机械设计表10-7选取齿宽系数 4）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数 5）由机械设计图10-21d按齿面硬