摇臂钻床的主传动系统设计

I摘 要作为孔加工设备的摇臂钻床，它以性能完善，维修容易，操纵灵活，工作可靠，使用方便，结构简单，使用寿命长等特点，成为机械加工车间常见的机床。这次设计主要是针对它的主传动系统进行的，设计主要包括电机的选择，公比的确定，对主轴箱中传动轴和齿轮的计算及其校核，轴承的选用和一些主要的主轴部件的设计，最后根据计算得到的数据画装配图，零件图以及整理书写说明书。查阅相关机床设计的资料，结合自己的理解，对主传动系统进行设计。在设计中选用了比较常见的16 级传动，在润滑上也选用了飞溅润滑。而相对于其他机床的设计，这次设计的特点在于选用滑移齿轮来实现有级传动，同时集中传动方式使结构紧凑。在满足使用性能的前提下，尽量做到经济性。关键词：摇臂钻床；主传动系统；主轴箱IIABSTRACTRocker drilling machine is a kind of equipment which can process holes. It has good performance, easy maintenance, flexible manipulation and good reliability. Rocker drilling machine is simple in structure and has a long using life. This paper mainly designs main transmission of the rocker drilling machine. The first step is selecting motor, determining common ratio and finish the calculation and checking of the drive shafts and the gears. Then, select bearing and finish assembly drawings and parts figure. According to the calculated data. At last, design the main transmission system by referring to the relevant materials about machine tool, combined with my own understanding. In this paper, I choose the sixteen-step transmission which is common to see and select the splash lubrication method. When comparing to other design of machine tools, the feature of this design is using sliding gear to achieve step drive. At the same time, using centralized transmission method makes structure more compact. This design is good at performance and trying to be economic.Key Words：Radial drilling, Main Transmission, HeadstockIII目 录1 绪论 .11.1 摇臂钻床的功用及组成 .11.2 主传动系统的概述 .11.3 主传动系统的设计内容 .11.3.1 运动设计 .11.3.2 动力计算 .21.3.3 结构设计 .21.3.4 传动件的验算 .21.4 主传动系统设计的设计要求 .22.设计步骤 .42.1 理解题目及设计要求 .42.2 拟定总体结构方案 .42.3 运动设计 .43.主传动系统的运动设计 .63.1 电机的选择 .63.2 拟定转速图和结构式 .63.2.1 转速图 .63.2.2 结构式 .63.2.3 转速图结构式的确定 .7IV3.3 确定齿轮齿数 .83.3.1 确定齿轮齿数应注意的问题： .93.3.2 齿轮齿数确定方法： .93.3.3 具体确定每个齿轮齿数 .103.3.4 绘制传动系统图 .113.4 计算转速 .113.5 估算各传动轴轴径： .123.6 齿轮模数的估算 .144 传动件校核 .184.1 轴的强度验算 .184.2 验算花键应力 .184.3 轴承的选择及验算 .194.3.1 各轴的轴承选择 .194.3.2 滚动轴承的寿命验算 .204.4 接触疲劳强度验算齿轮模数 .214.5 弯曲疲劳强度验算齿轮模数 .225 结构设计 .235.1 主轴换向设计 .235.2 滑移齿轮变位的实现 .235.3 开停 、变速及润滑方式 .235.4 主轴组件 .236 主轴轴承的选择及其滚动轴承 .24V6.1 主轴部件轴承的选择 .246.2 主轴滚动轴承的选型 .246.3 滚动轴承的精度选择 .25结 论 .26参考文献 .27致 谢 .28天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计11 绪 论1.1 摇臂钻床的功用及组成作为孔加工设备的摇臂钻床，它以性能完善，维修容易，操纵灵活，工作可靠，使用方便，结构简单，使用寿命长等特点，成为机械加工车间常见的机床。它可以用来扩孔、铰孔、钻孔、攻丝及修刮端面等多种形式的加工。其主要由底座、内和外立柱、摇臂、主轴箱及工作台等部分组成。复合部件的主轴箱，由主传动电动机、主轴和主轴传动机构、进给和变速机构、机床的操作机构等部分组成。1.2 主传动系统的概述主传动系统一般由动力源、执行件、变速装置，以及开停、换向和制动机构等组成。动力源的作用是给执行件提供动力；变速装置的作用是传递动力以及变换运动速度；执行件的作用是为了执行机床所需的运动，完成旋转或直线运动。开停机构是为了实现机床主轴的启动和停止；换向机构是用来改变机床主轴旋转方向的装置；为了减少辅助时间而设计的制动机构则是用来控制机床的主轴，使其可以迅速停转的。1.3 主传动系统的设计内容1.3.1 运动设计根据已知的规格、主轴极限转速，拟定转速图、传动系统图、确定齿轮齿数以及传动副的传动比。具体包括：（1）传动方式的确定：考虑到设计的摇臂钻床是精密加工仪器。由于齿轮传动效率高，工作稳定，使用寿命长。综合考虑一般选用齿轮传动，同时还可以使结构紧凑。鉴于集中传动方式结构紧凑，便于实现集中操作，通用机床多采用这种方式。（2）转速调速范围:(1-1)maxinnR其中 和 分别为：最高、最低极限转速i（3）公比天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计2（4）确定结构网和结构式：传动副要做到“前多后少，前密后疏” （尽可能少的传动副，在布局上尽可能是靠近电机的变速组中的传动副多一些，而靠近主轴的变速组的传动副少一些）（5）绘制转速图：1、降速过程：前缓后急；2、升速过程：前急后缓（6）确定变速组齿轮齿数（7）绘出传动系统图1.3.2 动力计算 根据设计要求给定的规格和工作条件，明确主电动机功率；通过转速图确定每个轴的计算转速 ；确定齿轮模数以及传动轴直径。在完成结构的设计之后，再对jn机床主要传动件、零件，进行变形、应力和寿命的验算，并修改和完善结构设计。具体包括：（1）传动件的计算转速：各轴以及各齿轮（2）传动轴轴径（3）齿轮模数（4）主轴的设计：轴径（前径，后径） ，内孔直径，前端前伸量，支撑形式，计算合理的支撑跨距 L1.3.3 结构设计在完成前两个步骤以后，最主要和最重要的是其“结构化” 。设计和画出主轴变速箱装配图和零件工作图；对传动轴、主轴组件设计；对润滑系统、变速装置等的设计。1.3.4 传动件的验算在装配图用 CAD 把底图画好后，传动件的位置和尺寸都基本上确定。便可以对传动轴的弯曲刚度，还有滚动轴承的寿命进行验算。在计算时，可以选出受载最严重的一根轴进行相关的验算。由于滑移齿轮的特点，它在轴上有几个啮合位置，而且在各啮合位置上，轴和轴承的受载不同，因此应首先判断和选定一个啮合位置，受力后使轴的挠度最大（或者一对齿轮处倾角最大的工作状态） ，再对轴的弯曲刚度进行验算。轴承寿命的验算，可在传动轴验算的基础上，选择轴承规格相对较小，支反力相对较大处进行验算。当验算结果满足不了性能要求时，应修改设计。天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计31.4 主传动系统设计的设计要求当机床的类型、规格尺寸不同时，其设计要求也不一样。其中以最经济、合理的方式满足既定的要求是设计机床主传动系时最基本的原则。以下基本要求通常必须应该被满足：（1）使用性能要求：重点满足机床的运动特性，例如主轴要有足够的转速级数和转速范围。对于传动系的设计应该合理，使得操作方便灵活、迅速，同时工作要安全可靠等。（2）传递动力要求：整个传动系应该可以传递和提供机床工作时所需要的转矩和功率，同时传动效率应该较高。（3）工作性能要求：系统中所有零部件应该有足够的刚度、精度和抗振性。可以满足机床的工作条件、工作环境。（4）设计经济性要求：尽可能简短的传动链，零件数目要少，以便节省材料，降低成本。天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计42.设 计 步 骤2.1 理解题目及设计要求（1）本设计要求最大钻孔直径为 40mm,主轴中心线至立柱母线的最大距离为1600 mm。（2）设计要求：A. 对摇臂钻床的工作原理进行分析，对主要工作参数进行合理地设计与选择；B合理设计与选择摇臂钻床的动力系统；C按指定条件对摇臂钻床主传动系统进行结构设计。2.2 拟定总体结构方案根据设计题目的要求，以及所设计机床的用途和性能。拟定主传动系统总体结构方案，大致包括：传动形式、制动机构、换向及开停机构、变速方式、润滑装置、传动方式的选择等等（简诉理由） 。2.3 运动设计翻阅相关书籍，根据对同类型机床的研究，确定本设计的运动参数，明确参数中 和 的确定方法，以及 、 值的变化对机床性能的影响，同时根据已知maxnin Z的运动参数，完成以下任务：1、依据已知参数 、 、 ，查阅书籍确定主轴的各级标准转速；maxin2、了解不同的结构式和结构网，根据相关原则，经过分析、比较其中的优缺点，确定最佳方案。3、设计转速图：根据有关原则，确定速比的绝对值，画出转速图。4、通过计算或查表的方法确定齿轮齿数。在计算时应注意：A. 齿轮的齿数和 ，且最小齿轮的齿数 ；701,max20SzSmin1820ZB. 小齿轮齿根和孔壁或键槽处的壁厚 a 要满足如下要求：天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计5(2-1)(1.52)am或者 (2-2)in6.ZT式中 m齿轮模数T轴线与键槽间的高度。C. 轴承孔相互间应该满足一定的壁厚，壁厚 a 需要满足如下要求： ，23a或者 (2-3)122DzmSa式中 分别为相邻轴承的外径。12,D. 应保证各个轴的轴心距，以确保相邻两个轴承上的零件在工作时是不相互干扰的。E. 决定选用滑移齿轮变速机构，因为它具有变速范围大，级数较多等优点。而为了使其顺利进入啮合，一般采用直齿圆柱齿轮。F. 在滑移齿轮中，大齿轮齿数和小齿轮齿数的差值应该大于等于 4，以保证齿轮在滑动时可以顺利通过，不会碰撞。5、核算主轴转速误差：由计算的出的齿轮齿数确定的转速，与标准转速之间会产生一定的误差，要求误差不超过 。即满足公式：10()%f(2-4)10()%nf其中 主轴的实际转速；主轴的标准转速；公比。f6、绘制传动系统图，注意：A. 各零件及组件的排列位置、编号要与绘制的展开图一致。B. 标明电动机的型号及相关参数，标清轴号、齿轮的齿数和模数。C. 要有大体的轮廓线、相关的传动件及执行件。绘图时应该符合标准规定。天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计63.主 传 动 系 统 的 运 动 设 计3.1 电机的选择一般金属切削机床若无特殊要求，多采用 Y 系列封闭式三相异步电动机。根据设计的要求决定选择 Y132S-4 型 Y 系列鼠笼式三相异步电动机。它的相关参数包括：， 。这种电机结构简单，制作容易，成本低，运行维护4PKW额 140minnr满方便。3.2 拟定转速图和结构式3.2.1 转速图转速图是由一些互相垂直和平行的格线组成，是在对数坐标中绘制的。距离相同的一组竖线代表各轴，距离相同的一组水平线表示各级转速。从转速图中可以明确传动轴的数目和传动关系， ， 等。jni传动线是传动轴格线间转速点的连线，它表示两轴间一对传动副的传动比 ，u用主与从动齿轮的齿轮比来表示。传动比 和速比 i 之间互为倒数关系： 。u1i当它水平时，表示等速传动，即 ；当它向右下方倾斜时，表示降速传动，即1；当它向右上方倾斜时，表示升速传动，传动比 。1u 13.2.2 结构式对主传动系统的结构式的设计要满足三个基本原则：(1) 传动副前多后少原则电机到主轴的传动过程均为降速传动。传动件在 I 轴上的转速最高，相对应传递的转矩也最小，设计的尺寸小；反之，主轴上的转速最低，传递转矩最大，设计尺寸也相应的会大。因此设计的时候，我们会将其中传动副较多的变速组尽量安排在前面，而相应的较少的则放在后面。(2) 传动顺序与扩大顺序相一致这主要是围绕传动件的尺寸加以考虑的。也就是我们常说的传动线的设计要满足“前密后疏” ，即变速组的传动顺序与扩大顺序相一致。天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计7(3) 变速组的降速要前慢后快，中间轴的转速不应超过电动机的转速电机到主轴的传动过程是降速传动，因此在对变速组传动比进行合理设计时。我们为了让中间传动轴的转速较高，同时减小传动件尺寸，前面的变速组降速会慢些，后面的变速组降速则要快些。但是，为了避免设计后产生振动和噪声，中间轴的转速通常不会设计的过高。3.2.3 转速图结构式的确定根据上述的各项原则和设计题目的要求各项设计如下：(1) 确定公比 通用机床常选用等比级数排列。根据我国机床对公比的规定，行业有七个标准公比。结合摇臂钻床的本身特点（用于大批量生产的机床） ，并且为了变速箱结构不过于复杂，选定 =1.25(2) 选择结构式各变速组在传动链中由先到后的排列顺序即是变速组的传动顺序，摇臂钻床的加工形式很多，待加工工件的尺寸差距也比较大，且该机床的用途又极为广泛，再根据阅读相关资料，所以初步设定为 Z=16 级的变速不同传动顺序方案有：16=82 16= 28 16=4416=422 16=242 16= 224 16=2222根据上述说明中传动副“前多后少”原则，优先选择 16=82，16=422 以及 16=2222 这三个方案。(3) 最后确定扩大顺序方案变速组扩大顺序则是指变速组的级比指数由小到大的排列顺序，即基本组、第一扩大组、第二扩大组的排列顺序。级比指数 x 是指两相邻传动比的比值，基本组是 x=1 的变速组，扩大组是 x1 的变速组。根据传动线“前紧后松”的原则，应该使变速组扩大顺序与传动顺序相一致，故可选用：天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计8（16 表示变速级数；8、2 分别表示各变速组的传动副数；脚标中的 1、8 则分别表示各变速组中相邻传动比的比值关系，即变速组级比指数。 ） ，和。(4) 检验最后扩大组的变速范围。当选择顺序时，最后扩大组的变速范围为：允许1()8(21)8.5.5.96xpr当选择顺序时，最后扩大组的变速范围为：允许2(1)8(21)8.xpr当选择顺序时，最后扩大组的变速范围为：允许3(1)8(21)8.5.5.96xpr结合实际情况以及阅读相关书籍机械制造装备设计 ，最终选定的传动方案为。(5) 画出转速图转速的确定本设计的公比 取 1.25，最低转速根据公式 以及（摇臂钻床的 K 一般取1.0；=4.7m/s ；D 为机床能加工最大直径）可以确定为 37.5r/min，固查表可得 16级转速的摇臂钻床的主轴转速值分别为：37.5 47.5 60 75 95 11 8 150 190 236 300 375 475 530 750 950 1180天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计9可绘制出如下的传动系统转速图：图 3-1 传动系统转速图3.3 确定齿轮齿数在传动比确定之后，即可以开始确定齿轮齿数。重点内容及其表格是参考机械设计手册和机械制造装备设计书籍以后了解和绘制的。3.3.1 确定齿轮齿数应注意的问题：（1）齿轮的齿数和不应过大，以免加大了两轴之间的中心距，使得机床的机构天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计10过于庞大；同时，增加齿数和，还会提高齿轮的线速度从而加大了噪音。所以一般推荐齿数和 。102zS（2）齿轮的齿数和也不应过小，应考虑以下几个条件：A 最小齿轮不会产生根切现象，对于标准直齿圆柱齿轮，一般最小齿数。min180ZB 因为结构限制的各齿轮（尤其是最小齿轮） ，应该尽可能靠地装到轴上或者进行套装；齿轮的齿槽到键槽或孔壁的厚度 ( 为模数） ，以保证有足够的强2am度，避免出现断裂或变形现象。C 两轴间最小中心距应选取合适。因为若齿数和太小，则中心距过小，将有可能导致两轴上的轴承以及其他结构之间的距离过近，从而导致相互之间的碰撞。（3）在确定齿轮齿数的时候，应该符合转速图上对于传动比的要求。实际的与转速图中理论的 之间是允许有一定误差的，但是不可以太大。由于知道齿轮齿ii数会造成主轴转速有相对误差，我们一般对误差有一定的要求，允许误差不超过。即10()%f3.3.2 齿轮齿数确定方法：确定齿轮齿数时，首先必须确定的是各变速组内齿轮副的模数，这是为了能够根据结构尺寸来判断其最小齿轮齿数（或者齿数和）是否合适。在同一变速组内的齿轮可以取相同的模数，也可以取不同的模数。不同模数一般只有在一些特殊的情况下才会取，例如最后扩大组或者背轮传动中，因为各齿轮副的速度变化大，受力情况相应的相差也较大，这样在同一变速组内才有可能采用不同的模数。所以在本次设计中，同一变速组内是取相同的模数。在同一变速组内，各对齿轮的齿数之比，应该是满足转速图上已经确定的传动比。计算公式为：(3-1) (3-2)jjzZS其中 分别为齿轮副的主、从动齿轮的齿数；,j天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计11齿轮副的传动比；u齿轮副的齿数和。zS在确定变速组的齿数和 时，其主要是受最小齿轮的限制。而最小齿轮是在变zS速组内降速比（或者升速比）最大的一对齿轮中，因此可以先假定该最小齿轮的齿数 ，再根据传动比求出齿数和，最后按各齿轮副的传动比，再对其他齿轮副的minz齿数分配；如果传动比误差较大，应重新调整齿数和 ，重新再按传动比分配齿数。zS3.3.3 具体确定每个齿轮齿数根据转速图确定的传动比，初步确定各轴的齿轮如下：（1）轴与轴的之间齿轮的齿数由转速图可知 65.01au经过查表取 7Sz则 21aZ根据齿数和求得 431aZ且 ，满足设计要求。071a（2）轴与轴之间齿轮的齿数11125./bbZu查表取 7Sz则 31b根据齿数和求得 421bZ且 ，满足设计要求。 0751bZ（3）轴与轴之间齿轮的齿数1112./ccu3225Z天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计12查表有 81Sz361cZ27c根据齿数和求得 45 4且 ，满足设计要求，可取2021cZ（4）轴与轴之间齿轮的齿数5.1/1ddZu422查表有 8Sz71d25dZ根据齿数和求得 3Z9且 ，满足设计要求。20421dZ（5）轴与 VI 轴之间齿轮的齿数5.1/1eeZu322e查表有 9Sz1e312eZ根据齿数和求得 4060且 ，满足设计要求。221eZ（6）VI 轴与主轴之间齿轮的齿数5.1/1fffu622fffZ查表有 9Sz1f 21fZ根据齿数和求得 4f 78f且 ，满足设计要求。2021ffZ天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计133.3.4 绘制传动系统图根据上述求出的齿轮齿数绘制传动系统图如下：图 3-2 传动系统图3.4 计算转速计算转速 为主轴（或者各传动件）传递全部功率的最低转速。不同类型的机jn床主轴在计算转速时的选取是不同的，对于大型机床，由于应用范围很广，调速范围很宽，所以计算转速可取高些。而对于精密机床，由于应用范围较窄，调速范围小，计算转速可取低一些。轴和齿轮的计算转速 是根据主轴的计算转速和转速图来确定的。在算出主轴jn的计算转速以后，依次从后往前递推，计算出各传动轴的计算转速 ，最后确定齿jn轮的计算转速。（1）确定主轴的计算转速天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计14主轴的计算转速的公式有：(3-3)中型机床主轴的计算转速一般情况下是第一个转速范围内的最高一级转速。即去掉最低转速后三等分，第一个转速范围为：47.5、60、75、95、118， 因此主轴的计算转速为 min/18rn主（2）各传动轴的计算转速 轴 VI根据已知主轴计算转速为 118r/min 通过传动线和运动副在图上找上去，VI 轴的计算转速为 95r/min。即 min/95rnVI同理便可得到其余各轴的计算转速，分别是； ； ； ； i/10rV in/30rIVmin/750rIin/950rIn4nI3.5 估算各传动轴轴径：根据传动轴传动功率的大小，初步的计算用扭转刚度公式：(3-4) 其中 d受扭部分的最小直径（mm） ，计算值该取整数，且为标准直径系列；K键槽系数，按表 4.1 选取；A依据许用扭转角所确定的系数，按表 4.1 选取；d传动轴受扭部分的直径（mm） ；P电动机额定功率 （kW） ；从电动机到所计算的轴的机械效率，见表 4.2被估算的传动轴的计算转速（ ） 。jn minrmin/ 98.6225.137361min rz 主天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计15在计算过程中有些数据取值，是需要查表的，固引用以下两个表格：表 3-1 估算轴径时 A 和 K 值 m0.25 0.5 1 1.5 2A 130 110 92 83 77无键 单键 双键 花键 轴内径K1 1.041.05 1.071.1 0.93表 3-2 传动机械效率的值类别 传动件 平均机械效率齿轮传动 直齿圆柱齿轮，磨齿 0.99带传动 V 带 0.96滚动轴承 滚子轴承 0.99滚动轴承 滚子轴承 0.99由于设计中的各传动轴，在分类上是一般传动轴。在本设计中考虑到尺寸和箱体的大小，所以取 = ，所对应的 ，电动机的额定功率 。m8.092AkWP4故把所确定的数值带入 计算，有(3-5)天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计16式中 传动轴直径；d 传递功率（KW） ；P计算转速（ ） ；jnminr 允许扭转角（每米长度上）(1)计算各个传动轴的传递功率轴： 9.0.1轴 承故 634KwP轴 承轴： 8.2齿轴 承故 906.31轴： .齿轴 承故 838.32KwP轴 IV： 9.0.904 齿轴 承 故 72.3轴 V： 8.5齿轴 承故 6539072.4KwP轴 VI： .6齿轴 承故 785.35轴 VII： 9.0.907 齿轴 承 故 53.6KwP（2）对各个传动轴直径的具体计算轴直径：P 1=3.96kw， n 1=1440r/min 代入公式可得 d1=22 mm，取 d1=25mm 轴直径：P 2=3.88kw，代入公式可得 d2=24mm，取 d2=25mm 轴直径：P=3.80kw，代入公式可得 d3=26mm，取 d3=30mm 天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计17IV 轴直径：P 1=3.72kw, 代入公式可得 d4=32mm，取 d4=35mmV 轴直径：P 2=3.65kw，代入公式可得 d5=38mm，取 d5=40mmVI 轴直径：P=3.57kw，代入公式可得 d6 =43mm，取 d6=45mmVII 轴直径：P=3.50kw，代入公式可得 d7=40mm，取 d7=40mm3.6 齿轮模数的估算为了方便按简化的接触疲劳强度公式去计算，并且同一变速组的齿轮模数取一致。在计算模数时，选取小齿轮。因为从等强度的观点上看，这样其它齿轮的宽度减少，可以使齿轮在相近的接触应力（或弯曲应力）下工作。这样一来，还能够使传动组的轴向尺寸缩短。选择小齿轮去计算模数的估算公式即： (3-6)式中 齿轮模数（mm） ，依据接触疲劳强度估算的，应为标准值，且为整数；jm电动机额定功率（kW） ；P被估算齿轮的计算转速（ ） ；jnminr大、小齿轮齿数比， 当外啮合时为正，反之为负；u1u小齿轮齿数；Z齿宽系数：z(3-7)610mB其中 B 为齿宽；许用接触应力（MPa） 。查表 3.3j各齿轮模数的具体计算：322)1(168jmj nuZP天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计18由于每组传动轴，它的传递功率不一样，而且为了箱体结构的美观（注 ） 。8m选择齿轮材料可以依据下表来选择， （40Cr 钢是机械制造业使用广的钢，调质以后具有良好的综合力学性能） ，最后各对齿轮的模数由公式来确定：表 3-3 材料许用应力表（1）第一对齿轮： 齿 轮 材 料 许 用 应 力 机 械 性 能 材 料 热 处 理 强 度 限 b（ MPa） 屈 服 限 s（ MPa） 硬 度 接 触 应 力 j （ MPa） 弯 曲 应 力 w （ MPa） 45 正 火 (Z) 610 360 HC29 750 190 45 调 质 (T235) 750 450 HB=20 250 60 20 45 整 淬 (C42) 120 100 HRC=40 45 10 320 45 高 频 淬 火 (G54) HRC=52 57 1370 280 40Cr 调 质 (T265) 100 80 HB=250 280 650 275 40Cr 整 淬 (C48) 150 160 130 140 HRC=46 51 1250 385 40Cr 高 频 淬 火 (G52) HRC=50 5 1370 354 20Cr 渗 碳 淬 硬 80 60 芯 面 HB=180 250,RC59 1650 297 20CrMnTi S-C59 100 80 芯 面 HB=240 380,HRC 59 1750 354 12CrNi3 S-C59 950 70 芯 面 HB=20 30,HRC 59 1750 340 HT20-40 20 HB=170 241 340 82 HT30-54 30 HB=18 25 370 11 天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计19； ；min140rn271Z 0.2146502738163638 21211 nuPjm（注：这对齿轮选用的是 40Cr 调质 T265 可以承受中等负荷及中等速度）取标准值21m（2）第二对齿轮： ； ；in9502rn32Z 04.2956342811616383222 nuPmjm（注：这对齿轮选用的是 40Cr 调质 T265）取标准值 2（3） 第三对齿轮： ； ；min7503rn73Z 71.5012754816168323323 nuPjm（注：这对齿轮选用的是 45 整体淬火 C42）取标准值 23（4）第四对齿轮：； ；min04rn54Z天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计20 20.31250984163163824244 nuZPmjm（注：这对齿轮选用的是 40Cr 整体淬火 C48 可以承受高负荷及中等负荷）取标准值 5.24（5）第五对齿轮：； ；min105rn315Z 30.215370618466383225255 nuPjm（注：这对齿轮选用的是 40Cr 高频淬火 G52）取标准值 5.2（6）第六对齿轮：； ； min96r16Z 28.39517028438138 25256 nuPjm（注：这对齿轮选用的是 40Cr 高频淬火 G52 适合用于主轴制造）取标准值 5.36天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计214 传 动 件 校 核4.1 轴的强度验算在验算时通常用复合应力公式，这是因为主轴箱中各轴的应力都比较小。验算公式如下：(4-1)其中 许用应力（考虑因素：应力集中、载荷循环特性等） ；M 轴的最大弯矩。在对其计算时，应先求齿轮的作用力，即计算出此处的支承反力。W 抗弯断面系数（选取轴的危险断面）：(4-2)243232ZBDdd其中 d、D、B、Z分别为花键轴的内径、外径、键宽、键数； T 最大扭矩（危险断面上的）：(4-3)49501jPn其中 P 计算轴传递的最大功率；计算转速；j使用上述公式进行强度计算，得到各个轴的结果。结果表明轴的设计满足要求。4.2 验算花键应力由于它适合定心精度要求高、经常滑移的联接，所以选用其联接。花键工作表面的挤压应力为：天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计22(4-4) 其中： 花键传递的最大扭矩；maxT 载荷分布不均匀系数，通常取为 0.75。对所有花键进行计算，发现设计的主传动系中的花键均满足此公式。4.3 轴承的选择及验算4.3.1 各轴的轴承选择各轴材料选用如下：（一）第一轴：（1）深沟球轴承（价格便宜，适合高速的工况）：6011（2 件） GB/T276-1994 内径 d=55；外径 D=90；厚度 B=18；额定动载荷 C=30.2KN深沟球轴承：6308 GB/T276-1994内径 d=40；外径 D=90；厚度 B=23；动载荷 C=25.8KN（2）受力分析：(4-5)(4-6)其中为轴向载荷(4-7)其中为径向载荷根据三个公式可以算出：T=26.25Nm；=1720N；=626N（二）第二轴：)(82maxlzdDT天津职业技术师范大学 20 届本科生毕业设计23（1）圆锥滚子轴承（一般应成对使用）：30205 GB/T297-1994 内径 d=25；外径 D=52；厚度 B=16.25；动载荷 C=32.2KN圆锥滚子轴承：30204 GB/T297-1994内径 d=20；外径 D=47；厚度 B=15.25；动载荷 C=28.2（2）受力分析：由以上公式可得：T=39.00 Nm；=3120N；=1123N（三）第三轴：(1)圆锥滚子轴承：30307 GB/T297-1994 内径 d=35；外径 D=80；厚度 B=21；动载荷 C=75.2KN圆锥滚子轴承：30506 GB/T27