Φ25工作台可移动式钻床设计

工作台可移动式钻床设计25摘要：本课题拟设计一种工作台移动式钻床。该钻床的主要特点是工件在两坐标（X、Y轴）方向的运动是靠移动工作台来实现。在工件上加工单孔或多孔时，只要调节工作台上坐标定位装置，使工件移动至适当的位置即可对孔进行钻、扩、铰或攻丝等加工。该机床是一种专用机床,可以用于大中批量的生产加工,以提高生产效率,降低生产成本。该设计借鉴钻床和组合机床的结构特点通过计算验证设计出新机床。与其他机床相比，结构更加简单，操作方便，定位方便准确。关键词：钻床设计，传动系统，主轴，齿轮IMobiledrillingmachinedesignforworkingtableAbstract：Thispaperintendstodesignaworkingtablemobiledrillingmachine.Themainfeatureofthedrillisthework-pieceinthetwoaxis(Y,Xaxis)directionofthemovementistorelyonmobileworkbenchtoachieve.Forprocessingasingleholeorapluralityofholesonthework-piece,aslongasadjusttheworktableonacoordinatepositioningapparatus,thework-pieceismovedtotheappropriatelocationcanbetheholedrilling,reaming,reamingandtappingandothermachining.Thismachinetoolisakindofspecialmachinetool,itcanbeusedintheproductionandprocessingofmiddleandlargequantities,soastoimproveproductionefficiencyandreduceproductioncost.Thedesignofdrillingmachineandthestructureofthemachinetoolstructurecharacteristicsthroughcalculationandverificationofthedesignofnewmachinetool.Comparedwithothermachinetools,thestructureismoresimpler,easytooperate,easytolocate.Keywords:DrillingmachinedesigndrivesystemspindlegearII目录1.绪论.12.主轴极限转速的确定.13.拟定机床的传动系统.23.1主轴箱传动系统设计.23.1.1结构式的确定.23.1.2各传动组的变速范围.23.1.3绘制结构网：.23.1.4确定各变速组传动副的齿数.43.1.5绘制传动系统图.53.2进给系统的传动设计.63.2.1结构式确定.63.2.2各传动组的变化范围.63.2.3绘制主轴进给量图.73.2.4确定各变速组变速副齿轮.73.2.5绘制进给系统的传动系统图.84结构设计.84.1结构设计的内容以及技术要求.84.2齿轮块设计.94.3传动轴的设计.94.4主轴组件设计.94.5主轴材料和热处理.104.6润滑与密封.105.传动件的设计.105.1带轮的参数设计.105.2带轮结构设计.135.3多轴箱的传动计算及组件的的设计.145.3.1主轴箱的传动设计.14III5.3.2进给箱的传动设计.275.3.3主轴组件的设计.426.工作台的设计.47结论.49参考文献.50致谢.5111.绪论机床主传动系统因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足结构简单、操作方便，安全使用的要求。在设计时需要结合具体实际的机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴有足够的转速范围和转速级数，满足机床传递动力的要求。有足够的刚度、强度，有一定的使用寿命。本课题设计的为工作台可移动式钻床设计，根据不同的加工条件，对传动系统的要求也不相同，依据某些典型工艺和加工对象，以及其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，结合仿照现有实际机床的传动系统和结构，从而获得最优的参数，使机床设计的最为合理。普通钻床自动化程度比较低,很多时候都是人工操作，进行单一零件的生产，而精密钻床的成本又比较高，小中型工厂难于购买，所以半自动钻床能大大提高生产效率，实现特定零件的批量生产。12.主轴极限转速的确定在确定主轴的最高转速和最低转速时，分析所设计机床所加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能特点的基础上，对所要设计的机床进行实际分析,尽量确保所做课题的主要任务,满足机床设计的技术合理性和经济条件的合理性.根据已经给定的电机功率和给定的主运动参数,参考现有机床主轴最高和最低转速可按下列计算：=（2-maxninax10dv1）=（2-minaxin10dv2）其中：主轴最高、最低转速（m/min）；maxnin最大、最小切削速度（m/min）；vi最大、最小加工直径。axdin一般取计算直径：=(0.20.25)minmaxd=25mm=6.25mmaxin所以=2500rminmaxnin10dv0513.462X=50rmininmaxi.15交流电动机的功率为3.5kw转速为50rmin2500rmin公比=1.26由=可得Z=18级nRmaxi1z主轴各级转速为（rmin）2506380100125160200250315400500630800100012501600200025003.拟定机床的传动系统3.1主轴箱传动系统设计3.1.1结构式的确定根据传动副数的排列“前多后少”，前面变速组的传动副分布紧密，后面的分布疏松的原则可以确定为以下结构式18=XX1392图3.1结构网3.1.2各传动组的变速范围3基本组：=jR0(1)pxjR2.6任一扩大组：=4jnj=8（810）j9.传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：经常在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸过大，常限制最小传动比,1/4，当升速传动时，min为防止产生过大的振动和噪音，所以限制最大传动比，故变速组的最大变速2axi范围为/810。所以所设计的传动结构式比较符合。maxRiin3.1.3绘制转速图：先来确定轴的转速变速组c的变速范围为，10,826.1max99R=1ci463ci轴的转速可能值为：20025031540050063080010001250确定轴的转速可取2131bi2614bi31bi轴的转速可能值为：80010001250定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取：=2ai159.1ai26.3ai1轴转速可确定为12504图3.2转速图3.1.4确定各变速组传动副的齿数确定齿轮齿数的原则和要求：1.齿轮的齿数不宜过大，为了不使机床的结构过大，齿数和100200zS2.最小齿轮的齿数要尽可能少,但是也不能发生根切，一般最小齿数应大于183.为了满足传动比的要求，同一传动组内各传动副的齿数不同，采用三联滑移齿轮，还应保证齿轮间的齿数关系。对于三联滑移齿轮的最大齿轮和次大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，可以保证滑移时齿轮外圆不相碰，以保证正常运行。根据参考文献3查表8-1各种常用的变速比的使用齿数5变速组a:=1=1/=1/1.26=1/1.591ai2ai3ai根据变速组确定最小齿轮的齿数及最小齿数和minzminzs根据结构条件，假设最小齿数为=22时，找出可能采用的齿数和诸数值=1=66687072741aizs=1.26=66687072742=2=65677072733aiz从以上挑出=70和72是共同值，选取=72，从表中查出小齿轮的齿数分zSzs别为363228即确定各齿轮副的齿数=3636=3240=28441ai2ai3ai变速组b的齿数确定：=1=1/=1/2=1=1/41i2bi33bi6根据变速组确定最小齿轮的齿数及最小齿数和minzminzs根据结构条件，假设最小齿数为=22时，查表可得=84，同上，可取得=84，查得=42，=-=84-42=42zs1zs1=28，=-=84-28=562z22=17，=-=84-17=6733z即确定各齿轮副的齿数=4242=2856=18671bi2bi3bi变速组c齿数确定同上可取得=90，查得=30，=-=90-30=60zs1zzs1=18，=-=90-18=72222即确定各齿轮副的齿数=1872=60301ci2ci63.1.5绘制传动系统图图3.3传动系统图3.2进给系统的传动设计73.2.1结构式确定由主轴转速50rmin2500rmin主轴进给量0.067mmr3mmr公比可求的Z=12级1.41maxinzfR查表可得到主轴进给量数列为:0.0670.0950.1320.190.2650.3750.530.751.061.52.123拟定机床的进给系统传动方案：根据传动副数的排列“前多后少”，前面变速组的传动副分布紧密，后面的分布疏松的原则可以确定为以下结构式12=1362X3.2.2各传动组的变化范围（1）同理主轴箱的传动设计先来确定轴的进给量，传动组c的进给量范围为6max1.48R14ci22ci（2）确定轴的进给量23.bi2bi（3）同理对轴可取12ai21.4ai31ai3.2.3绘制主轴进给量图8图3.4主轴进给量图3.2.4确定各变速组变速副齿轮传动组a：=66687072741izs=67687072732ai1.4zs=66697072753所以取=72查表分别得到小齿轮的齿数为363024zs即=3636=3042=24481ai2ai3ai同理对传动组b：=1b3.821b取=84查表分别得到小齿轮的齿数为4222zs即=2262=42421bi2bi传动组c:=14c2ci2取=110查表分别可得到小齿轮的齿数为2237zs即=2288=37731ci2ci3.2.5绘制进给系统的传动系统图9图3.5进给系统传动系统图4结构设计4.1结构设计的内容以及技术要求设计机床变速箱的结构时应该包括各类传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体等一系列零部件的结构设计与布置。多轴箱是机床的重要部件。设计时不仅要考虑一般机械传动的有关要求外，还要考虑其他几个方面的问题：加工精度方面的要求，机床零部件的刚度和抗震性的需求，传动效率要求以及机床的温度和温升的控制，以保护机床的耐用性。还需考虑工艺结构的合理性，尽量使得操作方便、安全，遵循实际已有机床的合理原则。多轴箱结构设计是整个机床设计的重点，由于结构复杂和多变性，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。需要先布置传动件及选择结构方案。需保证传动机构的合理运行，不发生干涉和碰撞，需及时处理不当情况。进一步确定传动轴的安装情况和齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置情况，以确定各轴的受力情况，为其他零部件的合理安排做准备，从而保证机床的合理可行性。104.2齿轮块设计齿轮也是变速箱中的重要元件。齿轮在运转时啮合的齿数是周期性进行的。所以作用在一个齿轮上的载荷是不断的变化。同时由于齿轮的设计和安装不免会有误差等，总会产生振动和噪音，所以会影响传动系统的正常匀称的工作。因此在齿轮块的设计时，应尽量考虑这些问题：是固定齿轮还是滑移齿轮的选择，移动滑移齿轮的方式，齿轮的精度和设计制造加工方式等。变速箱中的齿轮是用于传递动力和运动。所以要保证比较精确的传递效率，较少噪音和减轻摩擦碰撞，保证传动平稳，就得确保啮合的精确度和制造材料及方法的满足性。4.3传动轴的设计机床传动轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应必须保证这些传动件或机构能正常合理的运行。首先传动轴要有足够的强度和刚度。如果挠度和倾角过大，会使齿轮啮合不好，轴承也会工作不良，将会产生振动、噪音，导致机床传动不稳，加工的零件不符合要求。装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴一般也用花键轴。机床传动轴常采用滚动轴承，选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，轴承的布置和轴承的配合以及轴承的精密度，保证轴和轴承的合理配合和安装。在选择轴的安装定位方法时应注意：轴的长度，长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。轴承的间隙是否合理，是否需要调整，整个轴的轴向位置是否需要调整和重新固定，轴间距的合理性，加工制造和装配的工艺性合理性等。尽可能的保证传动轴的安全合理运转和传动轴的高效率性。4.4主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求也比较高。它的精度和性能会直接影响到加工零部件的精度和表面粗糙度，在设计时主要保证精度、刚度和抗振、抗压性，尽量降11低机床的加工温度以便防止加工件的热变形等引起的不良情况。各部分尺寸的选择：主轴形状与各部分尺寸需要考虑轴所能承受的强度、刚度，还需根据与主轴相关的其它组件的性能和条件做考虑。（1）轴颈直径主轴上的主要尺寸需考虑前支撑的直径，设计时一般先要估算一个尺寸，进行结构的确定设计，再进行尺寸的验算，验证是否合格。（2）前锥孔直径前锥孔是用来装顶尖或其他工具的锥柄，目的是要自锁，经常使用莫氏六号锥孔。（3）支撑跨距及悬伸长度为了满足刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距，一般会aL选择：=23.5，如果跨距过小时，轴承抗压变形对轴的变形的影响比较大。aLL当选择跨距的大小时，需很大程度上考虑其他相关组件的性能特点，既要保证其他组件的合理性，还要保证主轴的正常、安全合理的工作。4.5主轴材料和热处理当主轴结构形状和尺寸确定的条件下，材料的弹性模量E越大，主轴所对应的刚度也越高，所以一般会选择价格比较便宜、性能良好的45号钢。为了提高主轴的刚度以及耐磨性，在使用的过程中尽量降低精度的损耗。机床主轴在每一部位上所承受着不同程度的摩擦。对于机床的主轴，淬火时要达到无裂纹，硬度均匀，淬硬层深度不小于1mm，尽量取1.5-2mm，主轴在热处理后变形要小。4.6润滑与密封主轴转速较高，必须保证要有较好的润滑，一般采用单独的油管将油输送到轴承处.更为重要的问题是要确保株洲两端的外伸轴的漏油问题。需采取防漏措施，可以加密封装置防止油外流。采取密封性好的堵油装置，也可以减小间隙，但需要好12的工艺性。也可以进行油的疏导，在适当的地方设计回油路，使油能顺利的返回到油箱里。5.传动件的设计5.1带轮的参数设计在设计带轮时，由于是靠摩擦传递，带与轮间会有打滑，应尽量保证传动平稳。带轮结构比较简单，但尺寸大，机床中往往会采用电机输出轴的定比传动。选择电动机型号为Y100L2-4,电动机转速n=1440r/min,传递功率P=3.5kW,传动比i=1.16，先假设两班制，一天运转的时间为16小时，工作年数大约为10年。选择三角带的型号由参考文献2表8-7可查得工作情况系数的共况系数=1.2AKA所以有公式（5-1）1.2354.caPKXW上式中的P-电动机额定功率，-工作情况系数A由、和参考文献2图8-11普通V带轮型图可选用A型带caP1n13确定带轮的基准直径，D带轮的直径越小会使得带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，可查参考文献2表8-8、图8-11和表8-6取得的主动小带轮基准D直径为=100。m由参考文献2公式（5-2）12Dn上式中的字母含义为：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，取0.02n所以（5-3）2140(10.2)35DX查参考文献2表8-8取得的圆整数为250mm验算带速度V查参考文献2式（8-13）验算带的速度V=（5-4）13.4107.48606nX因此由，故带速比较合适。smvs5初定中心距在设计带轮的中心距时，通常会根据机床的总体布局先做初步的选定，根据参考文献2经验公式8-20（5-5）)(2)(7.021021DAD0.7（100+113）2（100+113）可求的149.14260取=300mm0三角带的计算基准长度L可根据参考文献2公式（8-22）求得（5-6）02121042ADALmm2(3)3()95.XX可查参考文献2表8-2，圆整到标准的计算长度14L=1000mm确定实际中心距A可根据参考文献2公式（8-23）求得A=+=300+=332.43mm（5-7）02L10935.42验算小带轮包角1根据参考文献2公式（8-25）120（5-8）211()8057.3DXa故主动轮上包角合适确定三角带根数Z由参考文献2式（8-26）得（5-9）LcaKP)(0查参考文献2表8-4b由i=1.16和=1440rmin得=0.08KW1n0p查参考文献2表8-5=0.99k查参考文献2表8-2长度系数=0.89l查表8-4a=1.320p（5-10）4.23.14(1.38)90.ZX所以取Z=4根计算预紧力查参考文献2表8-3q=0.10kg/m可引用得参考文献1式（8-27）（5-11）20)5.2(qvkvZpFca其中上式字母：-带的功率,KWcav-带速,m/sq-每米带的质量，kg/m；取q=0.18kg/mv=1440r/min=7.48m/s152(2.509)4.2107.4863.178XFN计算作用在轴上的压轴力（5-12）0QZ1Sin63.Sin0.5225.2带轮结构设计带轮的材料一般常用的V带轮材料有HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢.带轮结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式等。在设计V带轮的结构形式时需考虑基准直径，带轮的基准直径不同所采用的结构形式也不同。带轮宽度：(1)2(41)52963BZefXmV带轮的轮槽V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应，在参考文献1表8-10中可查得：槽型为A,minminmin1.0,2.75,8.,150.3,9dafbhef在工作中V带绕在带轮上可能会发生弯曲变形，使V带的工作面夹角发生变化。为了保证V带的工作面与大轮的轮槽工作面紧密贴合，需在设计V带轮轮槽的工作面时使其夹角小于。o40V带安装到轮槽中以后还应注意带不能超出带轮外圆也不能与轮槽底部接触。因此可以根据轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度的数值来进行设minifah和计。轮槽工作表面的粗糙度为一般会取。2.36.1R或V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结时生产制造的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有沙眼、裂缝、缩孔及气泡等影响情况，也要保证带轮的平稳合理的运行以及良好的工艺性能。5.3多轴箱的传动计算及组件的的设计165.3.1主轴箱的传动设计（1）传动轴直径的估算：确定各轴最小直径由参考文献3公式（7-1），,（5-13）41PdKAn轴的直径：取K=1A=110P=3.5KWmin=0.961250r可求得25.3mm取d=26mm1轴的直径：取K=1A=110P=3.5KWrmin280n=0.96X0.99X0.98X0.99可求得27.5mm取d=28mm2d轴的直径：取K=1A=110P=3.5KW=200rmin3n=X0.98X0.992可求得39.6mm取d=40mm3d上述式子中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的转速（）；jnminr（2）传动轴的校核对于传动轴的验算需要验算薄弱环节处的载荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同时只需要验算支反力最大处的倾角，当倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角就不必验算了。在验算挠度时，需要验算受力最大处的齿轮，才能保证传动轴的合格，由于力的位置对最大挠度的影响不是太大所以只要验算传动轴中点处挠度即可（误差%3）。当传动轴的各段直径相差不是太大时，计算的精度要求也不是太高时，可看做是等直径，可以使用平均直径来进行计算。对于弯曲刚度的验算，一般采用平均直径或当量直径。一般将轴化为集中载荷下的支撑梁，其挠度和倾角计算公式查阅参考文献3表7-15.对各轴分别求出在载荷作用下所产生的挠度和倾角。轴的校核：通过受力分析可以得出，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对啮合齿轮对轴中点处的挠度影响最大，因此就选择中间齿轮啮合来进行校核17=9.5XPTn.350.962.71NM32.748RFdP=F=641.8N最大挠度：-=0.16mm3max48FlWEI33494641.8(0)201X查参考文献4表3-12许用挠度y=0.0004X464=0.19mmy所以该轴是符合条件的B轴=.M9.5XPTn.35.268.580N2rFd3.1P=F=427.7NR最大挠度：3max48FlWEI33494427.6(10)0.110XmE-材料弹性模量；E=2.1XMPa9查参考文献4表3-12许用挠度y=0.0004X464=0.19mmy所以该轴是符合条件的B轴=9.5XPTn.32740NM2rFd3.81P=F=986.7NR3max48lWEI3349486.750(1)0.8221Xmy所以该轴是符合条件的B18（3）键的校核键和轴的材料都选择钢材料，查参考文献1表6-2的许用挤压应力,可以取值，。键的工作长度l=L-8=32-MPap120MPap108=24mm，轴：键与轮榖键槽的接触高度为。由参考文mhk485.献1式（6-1）可得=110MPa上述3210pTXkld325.7102.546p式中：T-传递的转矩，；Nmk-键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度，mml-键的工作长度，mm;圆头平键l=L-b;L为键的公称长度,mm;b为键的宽度，mm;d-键的直径，mm;-键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力,MPa,p键的标记为：B8X100GB1565-79同理轴：键的工作长度l=L-8=32-8=24mm，键与轮榖键槽的接触高度为。mhk485.0.由=110MPa321pTXld3.102.78MPap键的标记为：B8X100GB1565-79轴:键的工作长度l=L-12=45-12=33mm，键与轮榖键槽的接触高度为mhk485.0.由=110MPa321pTXld37124MPap键的标记为：B12X100GB1565-79（4）各变速组齿轮模数的确定和校核齿轮模数的确定：通常同一变速组内的齿轮一般会选择相同的模数，当齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮进行模数确定，再根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件查参考文献3表7-17进行估算模数和，最后选取较大的圆整为标准模数。HmF首先需要计算最小齿数齿轮的模数，选择直齿圆柱齿轮及斜齿轮来传动，可查参考文献2表10-8金属切削机床的精度等级一般确定为38,。所以这个传动系统19齿轮精度选用7级精度，再由参考文献2表10-1可选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS：根据参考文献3表7-17有公式：齿面接触疲劳强度：（5-14）32)1(1602HPjmHznK齿轮弯曲疲劳强度：（5-15）34FPjFza变速组：分别计算各齿轮模数，首先计算最小齿数28的齿轮齿面接触疲劳强度：32)1(1602HPjmHznK上述式子中:-公比=2P-齿轮传递的功率；P=0.963.5=3.26KW-齿宽系数=mm105b-齿轮许允接触应力，由机械设计图10-HPlim9.HPli22（d）按MQ线查取;=750MPaliH-计算齿轮计算转速jnK-载荷系数取1.2MPaPaHP6759.0751321(1)624.8Xm将齿轮模数圆整为4mm齿轮弯曲疲劳强度：340FPjmFznK上述式子中:P-齿轮传递的功率；P=0.963.5=3.36KW-齿宽系数=mm15b-齿轮许允齿根应力，由参考文献2图10-23（C）FPlim4.FPli按MQ线查取MaF60li-计算齿轮计算转速jnK-载荷系数取1.220MPaPaFP854.160132641.Xmm将齿轮模数圆整为2.5mm所以=4mm1FH1于是变速组a的齿轮模数取m=4轴上主动轮齿轮的直径：1428adX2318adXm3461adXm轴上三联从动轮齿轮的直径分别为：176a2406a3ab变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮齿面接触疲劳强度：32)1(1602HPjmHznK上述式子中:-公比=4P-齿轮传递的功率P=0.9223.5=3.1KW-齿宽系数=mm105b-齿轮许允接触应力由参考文献2图10-23HPlim9.HPlimH按MQ线查取-计算齿轮计算转速jnK-载荷系数取1.2=750MPalimHMPaPaP6759.0753221(41)65.848HXm将齿轮模数圆整为6mm齿轮弯曲疲劳强度：340FPjmFznK其中:P-齿轮传递的名义功率；P=0.9223.5=3.1KW21-齿宽系数=mm105b-齿轮许允齿根应力由参考文献2图10-FPlim4.FPlimF20（c）按MQ线查取-计算齿轮计算转速jnK-载荷系数取1.2MPaF610limP854.32243.01FX将齿轮模数圆整为4mm所以2FHm26于是变速组b的齿轮模数取m=6mm轴上主动轮齿轮的直径：1860bdX24652bdX32861bdXm轴上三联从动轮齿轮的直径分别为：174b2b35bc变速组：为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，螺旋角15齿根弯曲强度：（5-16）nm213cosBFasdkTYz由齿面接触强度（5-17）231()EHtdauT=639.50XPnK取1.2齿宽系数取161.91.4320TNmd=1-=0.875端面重合度为1.641120Y5a查表MPaF6lim2.91FY1.53saY22=1.4X610=854MPalim1.4Fhn52322.310.87cos15.931.4264XXXm根据参考文献2表9-9将齿轮模数圆整为1.5由齿面接触强度231(1)EHtdakTuz查表9-11带入数据=52.07mm1td52322.40(.4189.)1.6XX根据图9-17=1.0X1.0X1.2X1.55=1.93AVHK=52.07X31tkd3.96.021m=2cosnmz6.2cos5.78X比较两者所以取=3.272n12n由参考文献2表9-9将齿轮模数圆整为3.5计算中心距a=12()cosnzm(87)3.516cosXm圆整后取165mm修正螺旋角，12().s.465zrX因为的值改变不多，所以参数，等值也不必修正。KHZ所以轴上两联动主动轮齿轮的直径分别为：mm183.56.7cos4Xdm203.218.9cos64d轴上两从动轮齿轮的直径分别为：10.19.sc27.5.7scXm标准齿轮参数：*20h10.度，分度圆上的压力角为标准值，=200由参考文献1表10-2可查得以下公式齿顶圆直径mhzdaa)2(*123齿根圆直径mchzdaf)2(*1分度圆直径=齿顶高a*1齿根高chf)(齿轮的具体值见下表：表5.1齿轮参数齿轮齿数模数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高dafdahf13641441601344522841121201024533241281361184543641441421344554441761841664564041601681504571861081209367.5842625226423767.5928616818015367.51067640441438767.51142625226423767.51256633634832167.513603.52102177514183.563707515303.51051127516723.525225975（5）齿轮的设计由公式得：)105(mb轴主动轮齿轮mm8432X轴主动轮齿轮mm6轴主动轮齿轮.5b当一对啮合齿轮时，为了防止齿轮在安装时产生误差从而导致啮合齿宽减小而增大了轮齿的载荷，因此在设计时，应使得主动轮比从动轮齿宽大（510mm）。所以：123bm45624bm24mm7894b101240bm132m56通过以上的齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿轮的齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的齿轮。当da10时，可做成腹板式结构，当齿顶圆直径时，16050amdmda1040可做成轮辐截面为“十”字形的轮辐式结构的齿轮。考虑到上述得出的齿轮，现决定把齿轮8、10、13和16做成腹板式结构。其余做成实心结构。由参考文献2图10-39（a）可得到：腹板式齿轮结构尺寸计算如下：齿轮8结构尺寸计算，264-12X6=192mm012anDdm35mm41.6X35=56mm34.6取203(5.)()D.(19256)40.8Xm241Dm03119264mC取15cm(.)CB.8.齿轮10结构尺寸计算;414-12X6=342mm012anDdm47mm41.6X47=75.2mm取34.6375Dm0.3X（342-75）=80mm203(5.)()D取0312758.m12090.3X40=12mmC取12cm(.)CB齿轮13结构尺寸计算217-12X3.5=175mm012anDd47mm1.6X47=75.2mm取4341.6D375Dm0.3X(175-75)=30mm20(.5.)()250312D1752m0.3X28=8.4mmC取8mm(.)CB齿轮16结构尺寸计算259-12X3.5=217mm012and47mm4D1.6X47=75.2mm34.60.3X(217-75)=42.6mm取203(5.)()D243Dm031217546m0.3X20=6mmC取6mm(.)CB（6）齿轮校验当验算变速箱中的齿轮应力时，在相同模数中选取承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮2714齿轮强度校核公式有：弯曲疲劳强度（5-18）FSaFtbmYK接触疲劳强度(5-19)HtEHudZ15.2校核a组齿轮校核齿数为28的齿轮，确定参数n=1250r/min0.963.IPXKW=51PTn645103.2.510()XXNm确定动载系数Vms601dvX27.3601因为齿轮精度为7级，可查参考文献2图10-8查得动载系数1.5vK使用系数.AKb=32mm齿向载荷分配系数:取齿宽系数1.0d26查参考文献2表10-4，得非对称齿向载荷分配系数1.309HKh=20fah321.60b查参考文献2图10-13得16.FK齿间载荷分配系数:查参考文献2表10-3查得齿间载荷分配系数1FHK确定载荷系数:1X1.15X1X1.18=1.357AVFX查参考文献2表10-5齿形系数及应力校正系数=2.551.61FaYSaY计算弯曲疲劳许用应力由参考文献2图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMp650参考文献2图10-18查得寿命系数,取疲劳强度安全系数S=1.39.0NKaFMp4503.1690=EFaSY.72.X2tTFd4.516.XN=109.76tkbm135746.85接触疲劳强度HtEHubdKZ1.2载荷系数K：1X1.15X1X1.18=1.357AVFX弹性影响系数:查参考文献2表10-6得E8.19EZ查参考文献2图10-21（d）得，MPaH850limMPaH7650765MPa1.3746.2.58927.62HX故齿轮2合适校核b组齿轮弯曲疲劳强度,校核齿数为18的齿轮，确定参数FSaFtFbmYKn=800r/min3.2PW27=69.510XPTn649.5103.2.9108XXNm确定动载系数VKms601dvX4.52601x因为齿轮精度为7级，可查参考文献2图10-8查得动载系数1.5vK使用系数.Ab=48mm齿向载荷分配系数:取齿宽系数=0.8d查参考文献2表10-4，得非对称齿向载荷分配系数1.16HKh=20fahb481.675X查参考文献2图10-13得16.FK齿间载荷分配系数:查参考文献2表10-3查得齿间载荷分配系数1FHK确定载荷系数:1X1.1X1.289X1=1.418AVFX查参考文献2表10-5齿形系数及应力校正系数=2.911.53FaYSaY计算弯曲疲劳许用应力由参考文献2图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。aFEMp650参考文献2图10-18查得寿命系数,取疲劳强度安全系数S=1.39.0NKaFMp4503.1690=EFaSY1.72.X2tTFd43.172308XN=109.76tkbm148739.0接触疲劳强度HtEHubdKZ15.2载荷系数K：1X1.15X1X1.18=1.357AVFX28弹性影响系数:查参考文献2表10-6得EZ8.19EZ查参考文献2图10-21（d）得，MPaH850limMPaH7650MPa765MPa1.3722.589346.4HX故齿轮7合适校核c组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为18的齿轮，确定参数FSaFtFbmYK2P=3.16KWn=200r/min=69.510XPTn659.5103.102XNm确定动载系数VKms601dvX60.61因为齿轮精度为7级，可查参考文献2图10-8查得动载系数，使1.0vK用系数.Ab=28mm齿向载荷分配系数:取齿宽系数=0.6d查参考文献2表10-4，得非对称齿向载荷分配系数1.208HKh=16fahb281.3.547X查参考文献2图10-13得1.3FK齿间载荷分配系数:查参考文献2表10-3查得齿间载荷分配系数1FHK确定载荷系数:1.0X1.0X1.0X1.0=1AVFX查参考文献2表10-5齿形系数及应力校正系数=2.911.53FaYSaY计算弯曲疲劳许用应力由参考文献2图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。aFEMp650参考文献2图10-18查得寿命系数,取疲劳强度安全系数S=1.39.0NK29aFMp4503.1690=EFaSY1.72.X2tTFd531.04.71063XXN=109.76tkbm1470.9683.5接触疲劳强度HtEHubdKZ15.2载荷系数K：1AVFX弹性影响系数:查参考文献2表10-6得E8.9EZ查参考文献2图10-21（d）得，MPaH850limMPaH7650765MPa1472.589.36HX故齿轮14合适各轴间的中心距的确定：122()4(36)412zXdm354(87)3.17.2d5.3.2进给箱的传动设计（1）传动轴直径的估算：确定各轴最小直径由参考文献3公式（7-1），(5-20)41PdKAn轴的直径：取K=1A=110P=3.5KWrmin5136n540.98.9X可求得取d=25mm524.8dm轴的直径：取K=1A=110P=3.5KWrmin=6n65X0.99X0.98X0.9930可求得30.3mm取d=31mm6d轴的直径：取K=1A=110P=3.5KW=200rmin=7n76X0.98X0.99可求得39.2mm取d=40mm7d轴的直径：取K=1A=110P=3.5KW=50rmin=7n87X0.98X0.99可求得38.89mm取d=40mm8d上述式子中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的转速（）；jnminr（2）传动轴的校核同理主轴箱传动轴的校核轴的校核：通过受力分析可以得出，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对啮合齿轮对轴中点处的挠度影响最大，因此就选择中间齿轮啮合来进行校核=9.5XPTn.31256N=2rFd370.4P=F=518.56NR最大挠度：-3max48FlWEI33449518.6010.162Xm材料弹性模量：E=2.1XMPa90查参考文献4表3-12许用挠度y=0.00045X500=0.22mmy所以该轴是符合条件的B轴=M9.5XPTn.3127.6N2rFd37.64.510P=F=576.1NR最大挠度：313max48FlWEI33449571.600.162Xm材料弹性模量：E=2.1XMPa查参考文献4表3-12许用挠度y=0.00045X500=0.22