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机械毕业设计全套
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JC01-117@立式铣床主轴变速系统设计,机械毕业设计全套
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毕业论文 题 目： 立式铣床 主轴变速系统设计 学 院： 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 姓 名： 指导教师： 完成日期： 2014 年 5 月 25 日 nts II 目录 摘要 . .1 Abstract . . 2 第一章 绪论 . .3 第一节 铣床 的 研究 . .3 第二节 设计概述 . .6 第二章 方案的设计 . .7 第三章 齿轮的设计 . 10 第一节 初选各齿轮齿数 . .10 第二节 齿轮的设计计算 . .11 本章附录 . .24 第四章 各轴的设计计算 . .25 第一节 初步确定各轴的最小直径 . .25 第二节 各轴的强度校核 . .26 第五章 轴承的寿命计算 . .32 第六章 操纵机构的设计 . .36 致谢 . . . 40 参考文献 . .41 文献翻译 . . .42 英文文献 . .51nts 1 立式铣床主轴变速系统设计 摘要 立式铣床主轴变速 系统是一种将一个转速输入，经过变速输出多个转速来满足需要不同转速的 要求 。这种 系统 广泛应用于各种机床的主传动系统和进给系统之中。 C箱体传动系统设计包含机械原理，机械设计，机械制造基础，材料力学等课程的内容。本次设计任务主要是完成 主轴 变速箱的设计，包括齿轮设计计算、轴的设计计算和轴承的寿命校核及箱体的结构设计。本次设计的 C箱体传动系统是 用于 立 式铣床主传动系统中。 关键词 立式铣床 变速输出 立 式铣床 nts 2 Vertical milling machine spindle speed change system design Abstract Vertical milling machine spindle speed change system is a kind of put a speed input, after multiple variable output rotational speed to meet the need different speed of institutions. The agency is widely used in all kinds of machine tool main drive system and feed system. C casing drive system design including mechanical principle, mechanical design, mechanical manufacturing base, mechanics of materials and so on course content. The design task is mainly to complete the design of the spindle gearboxes, including design calculation, the design calculation of shaft gear and bearing life test and enclosure structure design. The design of C casing drive system is used for vertical milling machine in the main drive system. Keyword Vertical milling machine variable speed output Vertical milling machine nts 3 第一章 绪 论 第一节 铣床的研究 机械工业为经济发展提供技术 装备并且带动经济持续快速增长，而机床是机械工业一个核心地位，是提供制造场所和技术的加工机器。机床总数、质量等是衡量某个国家工业发展程度标志。目前机械加工中，其中金属切削是机床最重要的一个用途。机床先进性直接影响整个机械制造业发展程度。铣床具有效率高、精度高等特点 , 是机床中最主要的代表 ,其中精密铣床、数控铣床特别是国防、航空、汽车、拖拉机、造船、机床和工具制造等部门占机床总拥有量的 1 / 1 0 以上。 铣床从结构分为工作台不升降铣床、龙门铣床、升降台铣床。从功能自动化程度等方面又可分为普通铣床、数控铣床 (包括加工中心 ) 。 铣床的研究历来被各界专业人士所困扰，如铣床滚齿设计，五坐标数控铣床球形滚刀，铣床精度热稳定性探析及其热变形误差分析铲齿加工，铣床数控化改造及补偿探究等等。铣床圆柱齿轮滚齿加工主要是在滚齿机上加工。因此成形铣刀旋转是通过铣床主轴带动 ,齿轮齿槽的加工是通过分度头支撑尾座带动工件沿齿轮的齿槽方向移动实现。因此分度误差较大加上成形法齿轮加工中存在较大的原理性误差 , 所以铣床加工是精度较差。因此有必要对铣床在某个方面进行改装。万能铣床自动滚齿系统的研制成功改变了某个缺点。以单片机作为核心控制单元 ,其转速信号采用光电编码器采集齿轮毛坯和滚刀 ,其转速运转采用步进电机驱动工件与刀具定比例 , 展成法齿轮加工从而实现了齿轮加工精度低和加工效率低的问题。然而为了解决在铣削过程中一些几何形状复杂 , 制造困难的物体 . 从而想到球形滚刀制造的关键技术 铲齿工艺 , 而通用五坐标数控铣床正适合这一方法 . 根据被加工齿轮和滚刀的啮合关系 ,建立了铲齿球形滚刀齿侧面的数学模型 ,它的工作原理是基于连续分度的展成原理 , 因此加工效率和精度高于盘形铣刀仿形法加工内齿轮 .而它的关键工序是铲齿 , 一般在专用的铲齿机床上进行 .作者提出了 在球形滚刀铲齿工艺通过用五坐标数控实现 , 给出了程序的数学模型和后处理方法 ,推动球形滚刀加工内齿轮这一齿轮技术的广泛应用。 机床主要的动力源来自于电机，其中一个关键是选用步进电机，利用它可以组成一个简单的全数字化伺服系统，它的优点是不需要反馈信号所以在开环数控系统获得了。开环伺服系统中执行元件是步进电机将进给脉冲转换为具有一定方向、大小和速度的机械转角位移， 带动工作台移动。由于该系统没有反馈检nts 4 测环节， 因此它的精度主要由步进电机来决定，其速度或多或少对步进机性能有一点影响，对步进电机选择，应使机械系统和步 距角匹配，机床使用时所要求的脉冲当量所需的量就会得到适宜，其最高连续运行频率能够满足机床移动的需求。选择步进电机不仅它能满足我们所需要的设计要求而且在某个方面我们还能降低机床的成本。通过分析发现后机床投入使用生产效率翻了一番加工质量显著提高，以往令人头疼的技术问题也没了。因为将异步电动机改为步进电动机使机床的稳定性、精度有很大提高改善了工作环境 , 消除了粉尘和噪声污染。对于一些难加工的型面复杂的零件，也能使其达到理想条件。 机床技术的发展和提高，加工效率也要同步发展，要求机床主轴旋转速度提高的同时，快移速 度相应提高。各座标轴的进给速度也需要提高这就造成机床各部分发热不均衡而且散热也不太相近，这就使机床热稳定性，造成机床稳定性加工的好坏因素。所以在使用机床时要考虑环境温度的变化，而且可以采取适当的探测仪对机床进行控制，这样避免因机床某个零部件从而影响机床的性能，最终对机床的热稳定性的热源分析的直接目的是相对工件的位置时落下的刀具加工及刀具移动或工件一致性。通过探究我们可以知道机床发热主要是机床运动部件运动发热、气温、切削。另外机床安置的厂房布置对机床精度影响也有影响特别是南方厂房，因此尽量在通风多光线足的地方 。机床部件发热的影响主要是座标轴运动发热和主传动发热。主传动安装在滑枕上主轴在滑枕下端，滑枕相对而言是直径大的杆类，热变形特性复杂这与导轨布置方式、滑枕截面形状有很大关系。此类机床主传动动力传入方式主要是从端面传入或者正面传入，正面传入，其优点传动刚性较好传动链短，其导轨釆用半包容结构，滑枕尺寸大，增强了滑枕的刚性，其缺点是热量在滑枕正面大量聚集，导致滑枕反面和正面热量不同使滑枕变形系数大。端面传入由于传动刚性差，滑枕尺寸相对较小，导轨釆用全包容结构，传动链过长，滑枕的结构刚性稍弱，但在滑枕端面获得了大量的 热量，以致滑枕正反面温度相差不大滑枕变形小。进给传动热源主要提供座标轴，如进给电机发热或齿轮齿条传动发热和滚珠丝杠传动发热传导到传动部件，结果导致机床精度变差。所以机床布置间隔距离应大，不要对着阳光直射厂房建造时尽可能高，通风好以便空气流动这样机床的温度才会均衡。对主轴部件发热及主传动的控制方法通常采用在加工前进行预热通常滑枕和主轴热稳定系数已相对稳定再进行加工作业时可避免加工精度造成的影响。或是采用相同温度机油对主轴和传动系统进行冷却。伺服电机发热一般用隔热垫使热源和电机隔离，还可以在机床和电机相连部位用 冷却方式控制。滚珠丝杠传动发热可以采用中空丝杠从中通入循环冷却油，将丝杠温度降低，保证进给轴驱动刚性好，使机床精度大幅提高。或者采用大直径滚珠丝杠，热容量增加，温升减少便达到目的。数控铣床高效率、nts 5 柔性化、高精度的迅速发展，因此数控铣床加工精度、可靠度、精度稳定性的要求更高，如何减少机床动态、静态的热变形误差一直是个难题。因加工过程中的丝杠、导轨床身、滚珠等误差是影响几何精度，因此补偿方法和热变形误差分析的研究，有助于改善加工精度和产品质量。其原因在实际生产中是不能提供有效地环境如恒温、无尘、恒湿等，这样加工 出来的产品误差较大。归咎其主要原由有被工装、加工件、机床工作台联接件的结合面、夹具等不同运转时在内、外热源的作用发生了不同程度的变形。热源随着零部件不同成非线性变化。以及机床外面所处位置不同而使散热条件有差异。数控铣床通常配备有变频器、接触器、大功率的变压器等电器元件通常置于位于床身背后，一般机床长时间工作产生的热量被人忽视以致产生的热变形使加工零件造成误差偏差大，使产品质量不合格。数控铣床发热源出了这些还有液压系统的发热、动力源的能量损耗这些热量一般不定随输出功率的大小而不断变化属非恒定热源。运动副产生的 摩擦热要是指转动副、螺旋副和移动副。移动副产生的磨擦较少 ,运动时速度很低 ,转动副及其密封相对而言产生的热也相对少，这样旋转轴和旋转轴配合的箱体产生非线性的温度场，以致旋转轴倾斜和偏移。滚珠丝杠对于每节来说产生的热源很少但是整个累积起来的热误差却不可估量的。在数控铣床上加工热零件时，通常粗、精加工几乎在同一台机床进行，粗加工时所产生的切削热很大。怯薛时将机床产生的机械能通过切削转化金属材料变形所用的热能。而传输的热量分配按照所加工时条件而定。一般情况下在不加冷却液切削时传给工件的热量按估计不到三分之一，大量热 源被切屑带走，其中切屑飞落散布在机床和工作台中，显然这样对机床的热变形造成的影响很明显了，机床一般通过太阳照射这样机床光照时正面和反面出现的温度差就会很明显，进而引起机床热变形产生导致周期性的变幅加工误差。设备会随着环境温度、昼夜温差和气温变化而变化。空气流动和空气的冷热交换使被加工件和机床的温度发生明显变化，这样影响是被加工件的尺寸精度、位置精度和机床的精度。而那些加工面多、定位面、加工周期长的工件，昼夜温差相差很大所以得考虑可能会引起表面粗糙度误差和几何精度误差。用统计数据方法通过分析可以补偿热变形误差 减少，并且控制热变形误差我们可以硬件的方法来实现如用加大冷却液流量、加注润滑油减小摩擦、较大的排风扇。热误差的补偿是在不同条件下工况条件下热误差的模型实现的，而这种条件的选择主要是看模型的合理性。因此我们必须收集大量的信息和数据分析建立模型探究温度和热误差。 nts 6 第 二 节 设计概述 设计内容： 1、主轴变速系统设计； 2、主轴变速系统结构设计； 3、主轴变速系统中传动零件的设计计算。能熟练使用 autoCAD 软件；能进行机械结构设计；运用材料力学知识进行机械零件的强度计算。 完成本设计的主要步骤为： 1、 资料收集 ； 2、 毕业设计开题 、 方案确定 ； 4、设计计算 ； 5、 毕业设计中期检查 ； 6、 三维建模及装配 ； 7、 翻译及论文设计计算 ； 8、 毕业答辩。 nts 7 第二章 方案的设计 变速箱原理： 参考 X62w 立 式万能升降台铣床，选择额定功率为 7.5kw，同步转速为 1450r/min，型号为 Y132M-4 电动机通过弹性联轴器与轴相连。通过 26:54 的一对齿轮带动轴，使轴获得一种转速，轴上三联齿轮（齿数分别为 19、 22、 16），可以沿轴向移动，分别与轴上的三个齿轮啮合，以 19:36、 22:33、 16： 39 的传动比使轴得到三种转速，轴上也有一个可轴向滑移的三联齿轮与轴上的齿轮啮合，以 28:37、 18:47、 39:26 的传动比将运动传给轴，这时轴就可以得到九种转速。轴的右端还有一个双联齿轮与主轴（轴）上的齿轮啮合，其传动比为 82:38、 19:71.这样主轴就获得十八种不同的转速。其传动结构式为： 电动机 5426 391636193322 471837282639 71193882 （主轴） 传动系统图如 2-1，转速表如 2.1 方案一 nts 8 方案二 方案三 图 2-1 传动系统简图 nts 9 图 2-2 卧式铣床主传动系统转速图 1.计算各轴的最低转速 m i n/r4.297119,3882m inm in/r7.1094718,3728,2639m inm in/r4.2863916,3619,3322m inm in/r1.6985426nm in/r1450n453423121nnnnnnnn电2.选定参数 确定齿轮的传动效率为： 97.01 ，滚动轴承的效率 985.02 3.计算各轴的输入功率和各轴的最大转矩： 输入功率： nts 10 kwkwPPkwkwPPkwkwPPkwkwPPP2503.6985.097.05417.65417.6985.097.08467.68467.6985.097.01659.71659.7985.097.05.7kw5.7P214152134212321121电转矩： mNmNnpTmNmNnpTmNNnpTNmNpTmNmNnpT303.204.292503.61055.91055.9949.567.1095417.61055.91055.92 2 . 8 3 0m4.2868467.61055.91055.9m0294.981.6981659.71055.9n1055.9397.4914505.71055.91055.96556564464633636226261161第三章 齿轮的设计 第一节 初选各齿轮齿数 参考卧式万能升降台铣床 X6132，选定各齿轮齿数如表 3-1： 表 3-1 齿轮齿数 、轴之间 、 轴之间 、 轴之间 、 轴之间 第 1对 第 2对 第 3对 第 4对 第 5 对 第 6对 第 7对 第 8对 第 9对 5426 3322 3619 3916 3926 3728 4718 8238 7119 注：如无其它标注，本章计算公式及计算参数均来自濮良贵、纪名刚主编的机械设计第八版，高 等教育出版社， 2010。 nts 11 第二节 齿轮的设计计算 一、 第一对齿轮的设计计算 1. 选定齿轮类型，精度等级，材料。 1） 直齿圆柱齿轮； 2） 卧式铣床为一般工作机器，速度不高，故选 7级精度（ GB10095 88）； 3） 材料选择，由表 10-1选择小齿轮材料为 40Cr，调制处理，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢，调制处理，硬度为 250HBS，二者材料硬度差为 30HBS。 2. 按齿面接触强度设计。 由设计计算公式（ 10-9a）进行计算，即 2d131132.2 HetZuuKTd(1)确定公式内各 计算数值 1) 由试 10-13 计算应力循环次数，预设齿轮工作寿命 15 年（设每年工作 300天），两班制。 911 10264.6)1530082(1145060n60 hjLNh 2N 1N /u=6.264 910 /(54/26)=3.016 910 h 2) 由图 10 19取接触疲劳寿命系数 ;90.01 HNK 95.02 HNK。 3) 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 (10 12)得 M P aMPSK imHHNH 540a60090.01l11 M P aM P aSK imHHNH 5.52255095.02l22 4) 试选载荷系数 3.1tK5) 由表 10-7选取齿宽系数d=1.0。 6) 由表 10-6查得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E 7) 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 MPaimH 6001l ；大齿轮的接触疲劳强度极限li m 2 550H M P a 。 （ 2）计算 nts 12 1）试计算小齿轮分度圆直径td1，代入 H 中较小值 mm739.52540 8.18908.2 08.31 109397.43.132.2132.2 32432d11 HetZuuKTd2）计算圆周速度 v v= smd t /0.4100060 1450739.52100060 n 11 3)计算齿宽 b。 b=dtd1=1 52.739=52.739mm 4)计算齿宽与齿高之比 。hb齿高 h=2.25 tm2.25 2.028=4.56mm 56.1156.4 73 9.52b h模数 tm mmmmd t 0 2 8.2267 3 9.52z11 5)计算载荷系数 据 v=4.31m/s， 7级精度，查图 10-8查得动载荷系数 13.1v K； ;1H FKK 查表 10-2得使用系数 0.1AK ； 查表 10-4用插值法查得 7级精度、小齿轮相对支撑费对称布置时 428.1HK由 56.11b h， 428.1HK查图 10-13得 38.1FK；故载荷系数 614.1428.1113.10.1 HHVA KKKKK6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 mmKKdtt 68.563.1614.1739.52d 3311 7) 计算模数 m mmzm 18.22668.56d11 nts 13 3. 按齿根弯曲强度校核 由式（ 10-5）弯曲强度设计公式为 )(z2K Tm a21d 13HSaF YY（ 1）确定公式内各计算数值 1）由图 10-18取弯曲 疲劳寿命系数 1FNK0.85; 2FNK0.88; 2）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE 500MPa;大齿轮的弯曲强度极限 2FE 380MPa； 3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-12）得 3 0 3 . 5 7 M P a1 . 4 5000 . 8 5111 M P aSK FEFNF MPaMPaSK FEFNF 86.2384.1 38088.0222 4) 计算载荷系数 K。 FFVA KKKKK1 1.13 1 1.35=1.526 5）查取应力校正系数 查表 10-5得 1 .7 1Y1 .5 9 5YS a 2S a 1 ；6) 查取齿形系数 查表 10-5得 2 .3 1Y2 .6 0YF a 2F a 1 ；7)计算大小齿轮的 FSaYFaY并比较 0 1 3 7.057.3 0 3 5 9 5.160.2Y 1 1F a 1 F SaY得小齿轮的数值大 （ 2）计算 1 . 5 40 . 0 1 6 5261 109397.41 . 5 2 62)(z2 K Tm 243a21d13 HSaF YYmm 0 1 6 5.086.2 3 8 71.131.2Y 2 2F a 2 F SaYnts 14 圆整模数为标准值 m=2，而 739.52727.583.1526.12623311 ttKKdd 符合要求，齿轮既满足了齿面接触疲劳强度同时也满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4. 计算齿轮几何尺寸 分度圆直径 52.226z 11 mmmd mm mmmmmd 108254z 22 中心距 a= mmdd 802 21 齿轮宽度 b= b=d 1d =52mm 取 mmB 60,5 5 m mB 21 二、第二对齿轮的设计 1.选定齿轮类型，精度等级，材料。 1）选用直齿圆柱齿轮； 2）立式铣床为一般工作机器，选用 7级精度（ GB10095 88）； 3）材料选择：由表 10-1选择小齿轮材料 40Cr，大齿轮 45钢，调制 表面淬火，硬度 48 55HRC 2.按齿根弯曲疲劳强度设计 由式（ 10-5）计算弯曲强度 )(z2K Tm a21d 13HSaF YY（ 1）确定公式内计算数值 1）由试 10-13计算应力循环次数 911 103 . 0 1 6)153 0 082(16 9 8 . 260n60 hjLN2N 1N /u=3.016 910 /(39/16)=1.2369 910 2）查图 10-20d 得大小齿轮的弯曲疲 劳强度极限 1FE 2FE 620MPa 3）查图 10-18得弯曲疲劳寿命系数 1FNK0.92； 2FNK0.93； 4) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，式（ 10-12） 4 0 7 . 4 2 M P a1 . 4 6200 . 9 2111 MPaSK FEFNF MPaMPaSK FEFNF 4 1 1 . 8 64.1 06093.0222 nts 15 5）查取应力校正系数 查表 10-5得 1 .6 7Y1 .5 1YS a 2S a 1 ；6) 试选载荷系数 Kt=1.3 7）由表 10-7查得d=0.8 查取齿形系数 由表 10-5查得 2 .4 0Y2 .9 7YF a 2F a 1 ；8)计算大小齿轮的 FSaYFaY并加以比较。 0 .0 1 13 7 2 .8 6 1 .5 12 .9 8Y 1 1F a 1 F SaY 0 .0 1 03 6 8 .5 71 .6 72 .4 1Y 2 2F a 2 F SaY得小齿轮的数值大。 （ 2）设计计算公式 0 . 0 1 1160 . 8 109 . 8 0 2 9 41 . 32)(z2 K Tm 243a21d13HSaF YY2.4 为了满足接触强度要求，取 m=2.5mm， 得 1d =m1z =6 16mm=40mm b= b=d 1d =0.8*96mm=32mm 3.按齿面接触疲劳强度校核。 1) 由式（ 10-8a）得 uubduubd1KT2 . 5 Z1KF2 . 5 Z211E1tEH 2)查表 10-6得到 EZ =189.8 MPa 3) 齿 数 比 u=39/16=2.4375 4) 2 . 51KT2 . 5 Z211EH uubd 189.8 2. 4 3753. 4 3754838 . 4109. 8 029 41. 324697.39MPa 5) 取弯曲疲劳寿命系数 1FNK0.86 由图 10-21e取接触疲劳强度极限 1100Hlim MPa 取失效概率为 1，安全系数 S=1，由式 (10-12)得 nts 16 M P aMPSK imHHNH 946a100086.01l11 H 1H ，所以满足齿面接触疲劳强度 5. 计算齿轮几何尺寸 分度圆直径 mmmmmd 982 .539z 22 中心距 a= mmdd 69mm2 98402 21 齿轮宽度 取 mmB 30,3 5 m mB 21 6. 因为小齿轮齿数小于 17，所以采用变位避免根切， 小 齿 轮 采 用 正 变 位 ， 大 齿 轮 采 用 负 变 位 ， 且0 5 9.017 1617xm i nm i nm i n z zzh a三、第二级多联齿轮的计算 1. 多联滑移齿轮需要滑移黏合，各齿轮的中心距都应该相等，所以第一个多联滑移齿轮的模数为 6mm.，由表 10-7取d=0.6 2. 多联齿轮设计计算： （3619）齿轮计算 ： 分度圆直径： mmmmmz 1 1 4196d 11 mmmmmz 216366d 22 齿宽： mmmm 4.681146.0db1d 圆整为： 70mmB1 mm65B 2 3. （3322）齿轮计算： 分度圆直径： mmmmmz 1 3 2226d 11 mmmmmz 198336d 22 齿宽： mmmm 2.791326.0db1d 圆整为： 80mmB1 mm75B 2 4. 多联齿轮强度的校核：这两对齿轮的小齿轮齿数都比 16大，都能满足齿根弯曲强度和齿面接触强度要求。 nts 17 四、第三级传动齿轮对的设计计算 1.选定齿轮类型，精度等级，材料。 1）直齿圆柱齿轮 2） 7级精度。 3）大小齿轮均用 40Cr，表面淬火，硬度为 4855HRC。 2. 因为 选择为硬齿面，所以初步按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸 由式（ 10-5）计算弯曲疲劳强度 )(z2 K Tm a21d 13HSaF YY1）确定公式内计算数值 （ 1） 查图得弯曲疲劳极限应力 1FE 2FE 360Mpa （ 2） 由式 10-13 计算应力循环次数 911 102 3 9.1)153 0 082(14.2 8 660n60 hjLNh 2N 1N /u=1.24 910 /(47/18)=4.758 810 h （ 3）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 96.0,90.021 FNFN KK（ 4）取安全系数 S=1.4 1 F =SK FEFN 11= pa43.2 31pa4.1 3 6090.0 MM 2 F = SK FEFN 22 = pa86.2 46pa4.1 3 6096.0 MM （ 5）载荷系数 3.1tK（ 6）查表 10-7得d=0.2 （ 7）查表 10-5取齿形系数 91.2Y1Fa ， 335.2Y2 Fa， 53.11 SaY， 69.12 SaY计算大小齿轮的 aaFSFYY，并比较其大小： 1a1a1 FSF YY=43.231 53.191.2 =0.01924 nts 18 2a2a2 FSF YY=86.346 69.1335.2 =0.01596 小齿轮数值大。 2）模数 0 . 0 1 9 6 7180 . 2 10283.21 . 32)(z2 K Tm 253a21d13HSaF YY5.65 3）算齿轮传动尺寸 （ 1） 查表 10-2查得 0.1AK V=100060 nd 1t1= 100060 4.2861865.51.53m/s （ 2） 查图 10-8查得动载系数 05.1vK;1H FKK（ 3）齿宽 b=d td1=0.2 5.65 18=20.34mm （ 4）齿宽与齿高之比 60.165.525.2 34.20b h（ 5 ）表 10-4 用 插 值 法 查 得 7 级 精 度 、 小 齿 轮 支 撑 不 对 称4279.1733.5680 40733.56)417.1426.1(417.1 HK 。 （ 6） 60.1b h， 428.1HK图 10-13 得 25.1FK；故载荷系数 3 1 2 4 9.125.1105.10.1 FHVA KKKKK（ 7） m=tm mm3.13125.165.5 35.67mm 圆 整 m=6mm 4） 计算齿轮几何尺寸： 中心距： mmmmzzma 1 9 52/6562/)( 21 分度圆直径： mmmmmzd 1 0 818611 mmmmmzd 2 8 247622 齿宽： 1dbd=108*0.2mm=21.6mm nts 19 圆整为 b=25mm 取 mmbb 252 mmb 301 3. 按齿面接触疲劳强度校核： 式（ 10-8a）得 uubdKTZEH125.2211 H计算式中各参数 1） K、 11 db、T 值同上， 2）齿数比 u=47/18=2.61 3）查表 10-6得弹性系数 218.189 MPaZ E 4）失效概率为 1%，安全系数 S=1，许用接触应力可由式（ 10-12）得 H =SKHN lim(1）查图 10-21d 得接触疲劳极限应为 M p aHH lin 1 2 0 02lim1 (2) 查图 10-19 取疲劳寿命系数 1NHK 2NHK1.0 H = M p aM p aSK HN 1 2 0 00.11 2 0 0l im 61.2161.23010810283.2128.1895.2125.225211 uubdKTZEH=637.46Mpa H =1200Mpa 满足齿面接触疲劳强度。 五 、第三级多联齿轮的计算 多联滑移齿轮需要滑移黏合，各齿轮对的中心距都相等。 1. 多联齿轮设计计算： 3728 的计算： 分度圆直径： mmmmmzd 16828611 mmmmmzd 2 2 237622 ， nts 20 中心距： a=2 222168 =195mm. 齿宽： b=d 1d=0.2 168mm=33.6mm 圆整为： mmbb 352 mmb 401 （2639）的计算： 分度圆直径： mmmmmzd 23439611 mmmmmzd 1 5 626622 ， 中心距： a=2 156234 =195mm. 齿宽： b=d2d =0.2 156mm=31.2mm 圆整为： mmb 35b2 mmb 401 2. 多联齿轮对的校核：这两对齿轮的小齿轮都比 16大，都能满足弯曲强度和接触强度。 六、 第四级传动齿轮对的设计计算 1.选定齿轮类型，精度等级，材料 1）直齿圆柱齿轮； 2） 7级精度； 3）大小齿轮均用 40Cr，调质后表面淬火，硬度为 4855HRC； 2.硬齿面，初步决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸 式（ 10-5）得 弯曲强度设计公式 )(z2 K Tm a21d 13HSaF YY1）确定公式内计算数值 (1) 查图得 1FE 2FE 360Mpa (2) 试（ 10-13）计 算应力循环次数 811 107 3 9 0.4)153 0 082(17.1 0 960n60 hjLNh 2N 1N /u=4.739 810 /(71/19)=1.2682 810 h (3)查图 10-18弯曲疲劳寿命系数 93.0,92.021 FNFN KK(4)取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 nts 21 1 F =SK FEFN 11= pa57.2 36pa4.1 3 6092.0 MM 2 F = SK FEFN 22 = pa14.2 39pa4.1 3 6093.0 MM (5)载荷系数 3.1tK(6)查表 10-7得d=0.4 (7)查表 10-5取齿形系数 85.2Y1Fa ， 22.2Y2 Fa， 54.11 SaY， 77.12 SaY计算大小齿轮的 aaFSFYY，比较： 1a1a1 FSF YY=57.236 54.185.2 =0.0186 2a2a2 FSF YY=14.239 77.122.2 =0.0164 小齿轮数值大。 2)算模数 0 1 8 6.0194.0 106 9 4 9.53.12)(z2 K Tm 25a21d13 3 HSaF YY=5.756mm 3)算传动尺寸 (1)查表 10-2得使用系数 0.1AK V=100060 nd 1t1=100060 7.10919756.5 =0.628m/s (2) 查图 10-8得动载系数 0.1vK;1H FKK(3) 算齿宽 b=d td1=0.4 5.756 19=43.75mm (4) 算齿宽与齿高之比 38.3756.525.2 75.43b h(5) 查表 10-4 用插值法查， 7 级精度，小齿轮相对支撑不对称布置时189.1HK 。 nts 22 (6) 38.3b h， 189.1HK，查图 10-13 得 15.1FK，载荷系数 15.115.110.10.1 FHVA KKKKK(7)对tm修正 m=tm mmKKt 3.115.1756.5 33 5.53mm 圆整 m=6mm 4) 计算齿轮几何尺寸 中心距： mmmmzzma 2702/)7119(62/)( 21 分度圆直径： mmmmmzd 11419611 mmmmmzd 42671622 齿宽： 1dbd=114*0.4mm=45.6mm 圆整 b=45mm 取 mmbb 452 mmb 501 3.按齿面接触疲劳强度校核： 式（ 10-8a）得 uubdKTZEH125.2211 H就散式中各参数 1） K、 11 db、T 值一样 2）计算齿数比 u=71/19=3.74 3）查表 10-6得弹性系数 218.189 MPaZ E 4）失效概率为 1%，安全系数为 S=1，许用接触应力由式（ 10-12）得 H =SKHN lim（ 1）查图 10-21e得接触疲劳极限应为： M p aHH lin 1 1 0 02lim1 （ 2）查图 10-19取疲劳寿命系数 1NHK 2NHK1.0 H = M p aM p aSK HN 1 1 0 00.11 1 0 0l im nts 23 74.3174.345114106949.515.128.1895.2125.225211 uubdKTZEH=799.44Mpa H =11 00Mpa 满足齿面接触疲劳强度。 七、 第四级多联齿轮的计算 多联滑移齿轮需要滑移黏合，各齿轮对的中心距都相等，故对齿轮 对 3882 和 7119 有 1）多联齿轮的设计计算： 3882 的计算： 分度圆直径： mmmmmzd 4 9 282611 mmmmmzd 22838622 ， 中心距： a=2 492228 =360mm. 齿宽： b=d 2d=0.4 228mm=91.2mm 圆整为： mmbb 951 mmb 1002 2）多联齿轮对的校核：这两对齿轮的小齿轮都比 16 大，都能满足弯曲强度和接触强度。 nts 24 本 章 附 录 附表 3-1 各齿轮参数表 编号 齿 数 材料 热处理 硬度 模数(mm) 分度圆直径(mm) 中心距(mm) 齿宽(mm) 1 26 40Cr 调质后表面淬火 280HBS 2.5 65 100 70 54 45 钢 调质后表面淬火 240HBS 135 65 2 22 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 6 132 165 80 33 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 198 75 3 19 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 6 114 165 69 36 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 216 64 4 16 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 6 96 165 44 39 45 钢 调质后表面淬火 4855HRC 234 39 5 26 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 6 156 195 53 39 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 234 48 6 28 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 6 168 195 32 37 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 222 37 7 18 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 6 108 195 27 47 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 282 22 8 38 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 4.5 171 270 74 82 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 369 69 9 19 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 6 114 270 51 71 40Cr 调质后表面淬火 4855HRC 426 46 nts 25 第四章 各轴的设计计算 本章节中计算公式及计算参数如无特别说明则均来自濮良贵、纪名刚主编的机械设计 M。北京：高等教育出版社， 2008 与吴宗 泽编。机械设计课程设计手册（第三版） M.北京：高等教育出版社， 2007。 第一节 初步确定各轴的最小轴径 1、 轴 轴材料为 45钢，调质处理，据表 15-3，取0A=112。得： mmnpAd 36.191450 5.7112 33110m i n1 2、 轴 轴材料为 45钢，调质处理，据表 15-3，取0A=112，得： mmnpAd 34.246982765.7112 33220m i n2 3、 轴 轴材料为 45钢，调质处理，据表 15-3，取0A=112，得： mmnpAd 26.324.286 8467.6112 33330m i n3 4、 轴 轴材料为 40Cr，调质处理，据表 15-3，取 0A =104，得： mmnpAd 63.407.109 5417.6104 33440m i n4 5、 轴 轴材料为 40Cr，调质处理，据表 15-3，取 0A =97，得： nts 26 mmnpAd 50.57302503.697 33550m i n5 第二节 各轴的强度校核 1、 轴载荷分析 受力分析： mmNTT 493971 NdTF t 88.1899654939722 6 9 1 . 5 0 Nt a n 2 088.1 8 9 9t a n NFF tr 水平面受力、弯矩： 21 NHNHt FFF 60722F t2 FNH 88.1572 NHF N NF
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