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0076-大模数蜗杆铣刀专用机床设计

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大模数 蜗杆 铣刀 专用 机床 设计
资源描述：

该方案是大模数蜗杆铣刀专用机床设计，下面介绍它的整体结构的设计：

1. 带轮的设计

根据V带计算，选用6根A型V带。由于Ⅰ轴安装了传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。

2. 主轴换向与制动机构的设计

本机床属于专用的轻型铣床，适用于机械加工车间和维修车间。根据其工作原理和工作特点，主轴换向并不频繁。因此采用电气控制其换向，采用钢带式的制动方式。

3. 齿轮块的设计

本机床采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，第一扩大组的滑移齿轮采用了销钉联接装配式结构。基本组采用了整体式滑移齿轮。第二扩大组，由于传递转矩较大，则采用了键联接装配式齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。

从工艺角度考虑，其它固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。

Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为877-8b，Ⅲ～Ⅵ轴间齿轮精度为766-7b。

4. 轴承的选择

为了装配方便，Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅵ轴上的传动件的外径均小于箱体左侧支承直径，并采用0000型向心球轴承。为了便于装配和轴承间隙的调整，Ⅳ、Ⅴ轴均采用27000E型圆锥滚子轴承。

滚动轴承均采用E级精度。

5. 主轴组件

本机床属于普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用了3182000型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了46000型角接触球轴承和8000型单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了短圆锥定心结构型式。

前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。

6. 操纵机构

由于主轴换向并不频繁。因此采用电气控制操纵。根据各滑移齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。

7. 润滑系统设计

主轴箱内采用了飞溅式润滑。油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：HJ30。

卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。

8. 密封装置设计

Ⅵ轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度高，则采用非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防外界杂物进入。

9. 主轴箱箱体设计

该箱体为铸造箱体，箱体外形采取了各面间直角连接的方式，使箱体线条简单、明快。

主轴箱采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单，定位可靠。


内容简介：
该方案是大模数蜗杆铣刀专用机床设计，下面介绍它的整体结构的设计：1. 带轮的设计根据用6根于轴安装了传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。2. 主轴换向与制动机构的设计本机床属于专用的轻型铣床，适用于机械加工车间和维修车间。根据其工作原理和工作特点，主轴换向并不频繁。因此采用电气控制其换向，采用钢带式的制动方式。3. 齿轮块的设计本机床采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，第一扩大组的滑移齿轮采用了销钉联接装配式结构。基本组采用了整体式滑移齿轮。第二扩大组，由于传递转矩较大，则采用了键联接装配式齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。从工艺角度考虑，其它固 齿轮 主轴 的齿轮 采用花键联接。由于主轴 较大，为了 加工 本 采用了 键联接。 轴间传动齿轮精度为877 轴间齿轮精度为766. 轴 的选 为了装配方 ， 轴 的传动件的 均 于 体 ，并采用0000型向 轴 。为了 于装配和轴 间 的 整， 轴均采用27000轴 。动轴 均采用E精度。5. 主轴组件本机床属于精度的轻型机床，为了构，主轴采用了轴向“ 的 主轴组件。采用了3182000型轴 ，“ 采用了46000型角接 轴 和8000型 向 轴 。为了保证主轴的 转精度，主轴 均用块式” 整轴 的间 。主轴用了 结构型式。C精度，“轴 为D精度。6. 机构由于主轴换向并不频繁。因此采用电气控制。根据各滑移齿轮变速传动组的特点， 采用了 变速机构和 机构。7. 滑设计主轴 采用了式滑。 面度为65， 轮 度为10。滑 型为：荷带轮轴 采用 滑方式。滑 型为： 滑 。8. 装 设计轴轴 较 ， 速度较 ，为了保证 ，采用 式接 。 主轴 大 速度，则采用 接式 。卸荷带轮的滑采用 式 ， 。9. 主轴 体设计该 体为 体， 体 采了各面间 角接的方式， 体 条 。主轴 采用了 体 面和 向块为 安装面，并用钉和 固 。安装 。 I 摘要 随着我国机械行业的复苏，特别是我省老工业基地改造，我省及全国大型机械加工企业是机床、电站、工程机械、空压机、冷冻机、工业泵、塑料机械化等行业，对大模数蜗轮、蜗杆等工件的需求量日益增加。因此，相应的大模数螺旋铣刀需求量巨增，加工螺旋铣刀的通用设备主要以车床和铣床为主。普通车床由于切削量小，效率低，不适用于大尺寸螺旋工件的加工。普通铣床由于切削其工作台面较窄，加工空间小，效率低，也无法加工大尺寸螺旋工件。所以开发、研制加工大模数螺旋刀具的专用设备意义重大。该项目是由哈尔滨第一工具厂根据生产实际需要首先提 出的。 经调查研究发现，早在 70 年代，天津轻工业机械厂曾经生产制造过一种铣床，主要是用于加工大模数螺旋工件的专用铣床，但这种铣床只能加工右旋工件，且这种铣床早在第一批生产出几台后就已经停产，相关的技术资料也几乎都流失掉了。根据哈尔滨第一工具厂近几年的生产任务，大模数螺旋刀具加工信赖现有设备，已经远远不能满足生产的需求，因此提出开发该专用设备的课题。如果该设备研制成功，将会为工具厂带来可观的经济效益，同时也为电站、工程机械、空压机、冷冻机、工业泵、塑料机械等其他行业带来极大的社会效益。 关键字 ：大模数、蜗杆 铣刀 、专用铣床 of my my is a to as in of as of to is s of to it is t of So to to to is to to as 0s, to a of is to of of of is as as to a to of to to to to as 录 摘 要 . . 第 1 章 绪论 . 1 模数蜗杆铣刀专用机床的主要技术规格 . 1 模数蜗杆铣刀专用机床的运动 . 2 前国内外研究状况 . 5 床典型机构说明 . 5 床电器说明 . 6 床调整与操作 . 7 床切削用量 . 错误 !未定义书签。 题来源 . 错误 !未定义书签。 题目的 . 错误 !未定义书签。 第 2 章 大模数蜗杆铣刀专用机床的设计 . 错误 !未定义书签。 模数蜗杆铣刀专用机床的设计方案 . 错误 !未定义书签。 计目标、研究内容和拟解决的关键问题 错误 !未定义书签。 体设计方案 . 错误 !未定义书签。 知给定） . 错误 !未定义书签。 杆、蜗轮的基本尺寸计算 . 错误 !未定义书签。 传动部分第一组蜗杆、蜗轮的基本尺寸计算 错误 !未定义书签。 传动部分第二组蜗杆、蜗轮的基本尺寸计算 错误 !未定义书签。 轮基本参数的计算 . 错误 !未定义书签。 传动轴的设计计算 . 错误 !未定义书签。 传动部分各传动轴的设计计算 . 错误 !未定义书签。 头传动部分各传动轴的设计计算 . 错误 !未定义书签。 通 V 带传动的设计计算 . 错误 !未定义书签。 部件的选择 . 错误 !未定义书签。 轮模数的验算 . 错误 !未定义书签。 动轴承的验算 . 错误 !未定义书签。 的校核 . 错误 !未定义书签。 算花键侧键挤压应力 . 错误 !未定义书签。 轮受力计算 . 40 第三章 整体结构的设计 . 41 第四章 用途分析 . 错误 !未定义书签。 第五章 经济分析与资源分析 . 错误 !未定义书签。 结 论 . 错误 !未定义书签。 致 谢 . 错误 !未定义书签。 参考文献 . 错误 !未定义书签。 专题论文 . 50 附录 1 . 66 附录 2 . 75 1 附录 1 中 文译文 常规压力对采用非牛顿学流体润滑的光滑碟片表面的作用 摘要： 为了研究与分析非牛顿学流体在润滑光碟表面时常规压力所产生的影响，包含这个常规作用力的一个修正的瑞诺德公式被建立。公式中对于第一常规压力不同的表述源自于瑞林 碟表面润滑的结果被计算从而用在了的瑞诺德分析公式之中。在持久稳定的薄层润滑作用之下，常规的压力和负载受到正常速度的限制，因此在计算中可以直接省略。当光滑流体的高度变化或者润滑膜的厚度下降时，常规的速度下降，故此此时需要在计算中考虑到第一常规压 力的不同所产生的影响。 关键词： 非牛顿学流体、第一常规压力差分、磁性数据存储系统。 正如德布鲁尼和波致所说的那样，一个非牛顿润滑是在磁性记录系统中用来避免干燥接触。事实已经证明了通过引入非牛顿学流体以高的剪切速度进行切向润滑是可以达到在光滑的覆盖表面之下显著降低压力的形成的效果。为了能够明确说明非牛顿学流体在主要碟片表面的润滑作用，李旺龙提供了一个平均瑞诺德公式并且指出 幂律 流体的流动影响效率在 负荷 能力方面比表面粗糙度更加明显。非牛顿流体的性能在对磁性光碟表面进行润滑时是重要的影响因素。 常规压力作 用是非牛顿学流体的特性。许多研究结果都证明了在许多润滑中常规压力的作用都有明显的增加，第一常规压力差分比第二常规压力差分更加明显。常规压力的作用在润滑中需要被分析，第一常规压力差分的计算方法也需要去研究。在这篇论文中，第一常规压力差分是一种具有可伸缩性的非牛顿流体，就像麦克斯韦尔流体，都源自于被建立的包含常规压力的润滑公式。数字思想被用在计算光碟表面的润滑作用之中。 第一常规压力来源于瑞林 1）。 2 式中，是压力，是剪切压力的张量，是剪切速率的张量，是流体粘质系数 ，是 黏弹性 流体 的 第二定律系数，是由材料的时间衍生出来的。 公式（ 1）适用于随机等同系统。在这篇论文中，卡特森等同系统被抛出在外，不以考虑。在等同系统中的非牛顿流体的微观单位在图 1 中已经给出，（ x,y,z）是修正等同系统中用来计算用的，（ z,y,x）是参考等同系统而（ 1，2， 3）是下面等同系统中适用于微观单位的。被定义为经下等同系统的微观单位的角速度。这样的话，角速度的微观单位就是。 . in 面的等同系 统（ 1， 2， 3）是一个刚性的卡特森等同系统。等同的起源被定义在了微观单位上，随着单位的移动和转动而进行等同的移动和转动。下列等同的方向经常和剪切速度的张量的方向是一致的。采用普哥理论，材料时间的起源应该可以被瑞林 下列等同系统中，新的张量被表示为从而出现在公式（ 2）中，并且它还可以有在任意的等同系统中。是该方向上的速度。 当润滑是理想的 粘性 流体的时候，下列等同系统中的主要轴的方向与相对等同系统中的主要压力轴的方向是一致的。这就意味着并且第一常规压力方差也是 零。 材料时间的衍生在图（ 2）中被定义为下列等同系统。如果材料时间的衍生是相对等同的话，下列等同系统中的微观单位的角度就应该被添加进来。 3 从公式（ 4）中我们可以得出，常规压力可以用公式（ 5）来表示。 在公式（ 5）中，是液体的粘性。公式右边的第二项表示出了粘性对于常规压力的作用。第三项表示出了第一常规压力方差的作用。在公式（ 6）中得到了表达。是缓和时间，是粘性方差。 第四项表示出了第二常规压力方差的作用。通常人们认为第二常规压力方差的作用远远小于第一常规压力方差，第四项是一个省略项，第一常规压力方差在公式（ 7）中表示出来了。 在润滑中，润滑膜的厚度远远小于其它的尺寸。比较占有支配地位的粘性和粘性变化率而言，在公式（ 7）中都被忽略了，第一常规压力方差被简化成了公式（ 8）。 在公式（ 8）中，是缓解时间，是下列相对等同的粘性角度，是由非牛顿学流体的弹性所引起的，被认为是微观单位的 黏弹性 的自然频率。因此，第一常规压力方差被表示为公式（ 9） . 总的来说，第一常规压力方差的定义如下式所示： 4 是第一常规压力方差的功能，通过公式（ 9）和（ 10），它可以表示为公式（ 11）。 3. 瑞诺德公式中 包含第一常规压力方差 为了分析第一常规压力在润滑中的作用，一个修正模式包含了第一常规压力方差的瑞诺德公式首先在稳定的薄片状润滑的条件下被建立起来。在主要光碟表面的润滑，随机相似系统中的剪切力和常规压力在等同 转化 之后的表达式正如公式（ 12）所示。 公式（ 12）来源于等同的改变，另一个公式表达出了来自于动量公式之中的压力之间的关系，如公式（ 13）所示： 在实际的润滑条件下，公式（ 13）被简化为一些最基本的假设，动量公式变成了公式（ 14）所示的形式。 （ 1）惯性力和外力不被考虑时， （ 2）流体不能够被 压缩， （ 3）和主要流体比较而言 被忽略了。 5 从公式（）和公式（）可知，一个修正的瑞诺德公式出现了并且被表示成为公式（ 15）的样式。在公式（ 15）中，是压力，是表面速度，是润滑膜的厚度，是常规润滑膜的运动速度。是相对量。简单的几何学示意图如图 2所示。 在这一部分中，数学思想被用于润滑结果的计算之中。基于结果而言，对受压力物体的第一常规压力方差及其负载能力都得到分析。用到的分析公式在公式（ 16）中都已经给出了。 在公式（ 16）中， 无量纲的 参数都说明如下。 为了简化计算， 在稳定的薄片润滑中，其他因素诸如温度等都被认为是一个常量。超放松理论在这里被应用。 稳定的薄片润滑中的数学结果 非牛顿流体的第一常规压力方差将作用在压力轮廓及其负载能力。在 b/2的中间部分的压力分布已表示在图 3 中。是润滑中的无量纲压力，并不受第 6 一常规压力方差的影响。而是在第一常规压力方差作用之下的无量纲压力。图 4 反映出了负载能力。在图 4 中，是在第一常规压力方差作用之下的无量纲负载能力，是不受第一常规压力方差的影响的无量纲负载能力。是牛顿学流体的无量纲负载能力。 从图 3 和图 4 显示的结果我们可经 得出，在常规压力的作用之下润滑时压力和负载能力都有所增加。但是增加量并不是很明显。所以在润滑计算的过程中可以忽略常规压力的影响和作用。在实际润滑之中，第一常规压力方差的作用是增加负载能力，因此，忽略第一常规压力方差是一个安全的设计思想。 图 3. 受压力作用的物体中第一常规压力差分的作用 7 图 4. 第一常规压力对负载能力的作用 从图 4 中，我们可以发现负载能力的变化是由粘性的变化所导致的。例如，在麦克斯韦尔流体润滑中，不同的粘性主要是由剪切速度所造成的。粘性的变化是影响润滑作用的主要因素，第一常规压力方差 的作用是在小范围内增加负载能力。 第一常规压力方差的作用受到了两个因素的影响。一个是材料的力学性能。从公式（ 11）中我们可以看出，第一常规压力方差的决定性因素是自然频率和非牛顿学流体的缓解时间。同时，速度的微分受到了剪切速度的影响。 另一个因素是常规速度。在公式（ 16）中，约第一常规压力方差的功能受到了常规速度的约束。通常在理论分析中，常规速度考虑的很少，与理论速度相比，通常也可以被忽略。常规速度减弱了第一常规压力方差的作用。例如，在计算中被使用的变量，无量纲第一常规压力方差的数值是 是计算得出的实 际速度却连 不到，所以在公式（ 16）中右边的第二项的作用远远小于几何图形的作用。 在常规速度足够大的情况下，第一常规压力方差的作用在数学计算中就需要被考虑了。受压力物体在不同的无量纲常规速度在图 5 中被表示出来了。随着常规速度的增加，第一常规压力作用方差的作用在受压力物体上变得越来越重要。当无量纲常规压力是表面速度的 1%的时候，也就是说 v=力增量的峰值大约为 5%。 8 图 5. 受压力物体在常规压力方差下的作用 常规压力在真正的磁性光碟表面的润滑的时候需要被考虑。例如，在与光碟有关的实验 中，光碟的飞行高度是变化的。同样，事实也证明了在受驱动的实验之中，润滑膜的厚度也下降了。包含常规速度的作用的瑞诺德公式需要被修正。 规速度的作用 常规速度不仅影响第一常规压力方差的作用，但是同样造成挤压作用。由各项可以推出，瑞诺德公式可以被表示为公式（ 17）的形式。 在公式（ 17）中，常规速度的润滑可以被表示为公式（ 18）。 由公式（ 18）和公式（ 17），用于数学计算的公式可以表示为公式（ 19）。 公式（ 19）右边的第一项表示出了几何学的作用，第二项表示出了扩展作用，第三项代表了第一常规 压力差分的作用。当 v=虑到不同影响的受压力物体在图 6 中已经表示出来了。 9 在图 6 中，代表受压力物体在几何润滑和第一常规压力方差的作用下的作用。并且随着正常润滑速度的增加，第一常规压力方差的影响增大，在图6 中展示出的结果中，第一常规压力方差是不应该被忽略的。 从结果来看，我们同样可以找出伸长作用也比第一常规压力方差的作用更加重要。如图 6 所示，张量作用所引起的压力的峰值比第一常规压力差分所引起的压力峰值效果要明显的多。因此，在光碟表面的润滑中，润滑张量的作用和第一常规压力差分都应该被考虑。 当一个非牛顿学流体润滑被用在磁性光碟表面润滑的时候，它们的常规压力作用可以通过包含第一常规压力差分功能的修正的瑞诺德公式来计算。对于第一常规压力差分的解释源自于瑞林 似转换也是同样。常规压力在润滑光碟表面的时候不仅受到非牛顿学流体材料的变量的影响，同样也受到常规速度的影响。 在稳定的薄片流层下，压力和负载能力在第一常规压力差分的作用下都有所增加，但是增加的作用不是很明显，因为较小的常规速度。考虑到不仅来自于理论分析，而且来自于真实的润滑计算，第一常规压力差分的润滑作用在不同的主要 因素的影响下是可以被人们忽略的。 当光滑面运动而常规润滑速度增加了之后，包含常规速度的作用的瑞诺德公式再次被修正。数学结果显示出了第一常规压力差分的增大作用经及在润滑计算的过程中需要被考虑。 10 附录 2 英文原文 . 00084. 2. of 100083 To of in of a of is of in is of is of of is by of is by be in or of to be 1. As e , a is to It a of be by at To of in of i2 an of of on 11 is of of in of is a of 3of in is to be in to to be In of of a of is of is is to of 2. of is 6 q. (1). q. (1), p is is of is of 1 is 2， 3 of is 1) is In is of in is 1. x, y, z) is ,) is 1, 2, 3) is on is as of to is as of to of is =. 12 . in 1, 2, 3) is a of is on as of is to of of s be by In & is by q. (2) be to is on is an of of is to of in = is q. (2) is in If is in of to be q. (4), be q. (5)： 13 q. (5), 1 is of on of of to of 2 is q. (6). is is . of It is is is of is q. (7). In is u , q. (7), is q. (8). q. (8), is is of to is by of is as n of is q. (9). of 14 1& is of q. (9) 10), (1& is q. (11). 3. To of in a is of In of in q. (12) of (12) is of is q. (13) (13) is is q. (14). (1) (2) be (3) 15 q. (14) q. (12), a is q. (15). q.(15), p is U is h is of v is to is as . 4. In is to on of to is in is q. (16). q. (16), as 16 To as as is in of of at b/2 is 3. 0p is of is by 1p is is of 4. 4, W1 is of W2 is of Wn is . of to 17 . of to 3 4, of of is So of be in In of is to is a 4, we of is by of is by of is to of is to in of is by is 11), is by of is by is q. (16), of is by v. in is is 18 of in of 36, v is no so of on of q. (16) is If is of to be in 5. of of to % of 1.0=v, of is %. . of to be in in 8, of it ,10. to be to of of of 11. of 19 is q. (17). q. (17),. of is q. (18). q. (18) q. (17), is q. (19). on q. (19) of of , 6 . 6, 0p of 1p of 2p of as 20 of is be to 6. we is 6, of by is by in of be 5. a is in be by a a of of is of in is by is by by of is of be is of of of is to of of is to be in is by 20030003026. 1 of 21 a 116, 1994, 541 2 . W., An 黑龙江科技学院 毕业设计（论文）任务书 姓名： 任务下达日期： 年月日 设计（论文）开始日期： 年 月 日 设计（论文）完成日期： 年 月 日 一、设计（论文）题目： 大模数蜗杆铣刀专用机床 设计 二、专题题目： 计量器具的选择 三、设计的目的和意义： 随着我国机械行业的复苏，特别是我省老工业基地改造，我省及全国大型机械加工企业是机床、电站、工程机械、空压机、冷冻机、工业泵、塑料 机械化等行业，对大模数蜗轮、蜗杆等工件的需求量日益增加。因此，相应的大模数螺旋铣刀需求量巨增，加工螺旋铣刀的通用设备主要以车床和铣床为主。普通车床由于切削量小，效率低，不适用于大尺寸螺旋工件的加工。普通铣床由于切削其工作台面较窄，加工空间小，效率低，也无法加工大尺寸螺旋工件。所以开发、研制加工大模数螺旋刀具的专用设备意义重大。该项目是由哈尔滨第一工具厂根据生产实际需要首先提出的。 大模数螺旋刀具加工信赖现有设备，已经远远不能满足生产的需求，因此提出开发该专用设备的课题。如果该设备研制成功，将会为工具厂 带来可观的经济效益，同时也为电站、工程机械、空压机、冷冻机、工业泵、塑料机械等其他行业带来极大的社会效益。 四、设计（论文）主要内容： 主要完成以下三方面的工作：（ 1）主动力部分：主轴动力传动系统包括主轴变速、慢速、快速进给及工件反正转。（ 2）铣头部分：铣头动力传动系统包括铣头主轴变速及反正转、铣头系统进给和固定夹紧。 最终设计结束后达到 3 张 纸的图量 以及 多 字的毕业设计说明书。 五、设计目标： 机床主传动运行可靠，可加工 16较大模数范围的螺杆工件及螺旋铣刀且可以实现加工左右两种螺旋 。 六 、进度计划： 2007 年 3 月 13 日至 3 月 31 日进行为期 3 周的生产实习； 4 月 1 日至 4 月 10 日完成对设计题目的资料收集与查询； 4 月 11 日至 4月 20 日完成 主传动设计任务 ； 4 月 21 日至 5 月 7 日 完成其他的 设计 内容 ； 5月 8 日至 5 月 31 日进行设计图纸的 绘制； 6 月 1 日至 6 月 10 日进行毕业设计说明书的编写； 6 月 11 日至 6 月 20 日最后的审稿及说明书和图纸的打印。 七、参考文献资料： 1、熊文修 高等教育出版社 2、杨可桢，程光蕴 高等教育出版社 3、陈立德 高等教育出版社 4、周广林 黑龙江人民出版 庆石油焊接研究与培训中心等 15 本书或论文。 指 导 教 师： 院（系）主管领导： 年 月 日 1 第 1 章 概述 模数蜗杆铣刀专用机床的主要技术规格 1 工艺范围： 加工模数 10 33 蜗杆齿槽 2 工件主轴中心高： 230 主轴端面与顶尖间最大距为： 750 主箱体： （ 1） 进给速度： /分，共四种 （ 2） 快速运动： /分 （ 3） 手动： 1/60 转 /手轮一圈 5 铣头箱： （ 1） 主轴转速： 125、 210、 315 转 /分，共三种 （ 2） 铣头箱纵向最大调整量： 200 3） 铣头箱横向最大调整量： 100 图 1装示意图 6 大拖板最大移动量： 650 电器设备采用集中悬挂式 按钮 8 机床最大轮廓尺寸：长宽高 =3000 2000 1275度不包括丝 2 杆伸出量） 9 机床总结构： T 10. 安装示意图：（图 1 模数蜗杆铣刀专用机床的 运动 1 工件螺旋运动的获得 ：（见 图 1 图 1件螺旋运动的获得 工件心轴 1，主箱体主轴 2，大丝杆 3，是刚性联成一体的，工件与大丝杆 3，具有相同导程和螺旋方向，电机 5 通过主箱体减速，使主轴 2，工件心轴 1，大丝杆 3 一起转动，在 3、 4 丝杆螺母副的作用下，大拖板 7 带动工件作直线运动，于是工件本身完成螺旋运动，因此在加工过程中，铣头是 不动的。 2 主箱体传动 ：（见 图 1 3 图 1箱体传动 主轴转数： 380 601601912974315931 = /分 380 601601912959465931 = /分 380 601601912974313357 = /分 380 601601912959463357 = /分 快速： n 快 =1380 60110149 = /分 4 见 图 1 图 1头传动 主轴转数： 420 21 60285822 =125 转 /分 420 21 60284931 =210 转 /分 420 21 60284139 =315 转 /分 5 前国内外研究状况 国内长期以来加工此类大模数螺旋刀具，只有极少数厂家信赖 70年代天津轻工业机械厂生产的专用铣床，该企业属于非专业机床生产厂，该设备早已停产，且技术资料早已流失了。但该铣床只能加工右旋工件，且对于模数达到 40 的螺旋刀具因其结构影响而无法加工等不足，限制了企业生产能力，因此，该种刀具依赖进口现象突出。采用通用铣床、车床、大型数控铣、加工中心等加工，受到效率 、能力、生产成本等影响，无企业应用。 国外刀具生产企业，加工大模数螺旋刀具也采用专用机床。如英国司的 25旋转子铣床及其配套设备，德国 数控高精度螺杆磨床等。英国 司的 25大加工直径为 300，德国 司的 数控高精度螺杆磨床，其生产效率低、年生产能力约 8000 件，而且该专用机床如果从国外引进，价格相当于国产设备 10倍以上，一般企业难以接受。 近几年来，我国刀具生产 厂家大模数螺旋刀具任务不断加大，仅哈尔滨第一工具厂现有的两台专用铣床 24 小时不间断工作，也完成不了生产任务，很多合同因生产能力限制不得不放弃。哈尔滨第一工具厂在该形势下，提出研制专用大模数蜗杆铣床的课题。 根据我们国内调研结果，国内空气压缩机，制冷机，螺杆泵等行业对大模数螺杆的需求量也很大，加工成本当然很高，但大模数螺杆仍无法加工，每年我国大模数螺杆缺口量达 2支。因此，研制大模数螺旋铣刀专用机床符合我国机械加工行业的需要。 随着我国加入 于低廉的加工费，不断提高的产品质量，使我国逐渐成为世界机 械加工强国，特别是刀具产品早已进入国际市场。目前东北老工业基地改造，拉动制造业的高速发展，刀具市场需用量巨增，我省作为刀具制造业的强省，占领大型特种刀具的国内外市场有深远的意义，故此，开发、研制大模数螺旋刀具的专用设备是国内刀具制造企业的共同心声。 床典型机构说明 图 3 第 传动轴上有超越离合器，其结构如 图 1 6 图 1越离合器 当进给传到蜗轮 1，带动外壳 2，如图示箭头方向转动时，由图可见，钢珠 3 在外壳 2 与轮毂 4 之间是楔紧方向，于是轮毂 4 被带动，轴也转动。当进给方向与此相反，钢珠 3 在外壳 2 与轮毂 4 之间是松开方向，轮毂 4 不能被带动，轴也不能转动，因此进给方向只有一个。 快速由拨叉 5 的齿轮传入，如果拨叉 5 的转向是顺时针的话，那么拨叉推动钢珠 3，钢珠 3 推动轮毂 4 转动，于是轴转动，这时钢珠 3 是被推向外 2 与轮毂 4 松开方向，因此外壳与蜗轮不会被带动。反之，拨叉逆时针转动，那末拨叉直接推动轮毂转动，轴也转动，这时钢珠相对于轮毂是顺时针转的趋势，（此时必须拨叉速度大于外壳），因此不能楔紧外壳与轮毂。由此可见，只要拨叉速度大于外壳，两运动是不会干涉的。快速有两个方向。 床电器说明 电器原理见图 1完成以下控制： 1. 电机的起动顺序是：冷却泵电机接通，铣头电机才能起动，铣头电机起动后，进给电机才能起动。 2. 快速移动，只有铣头电机，进给电机断路，而且须铣头让离工件一 7 定位置接通行程开关 34(在铣头支座上 )才能起动。 3. 第一铣头快切完，行程开关 5通，铃响，而一直到第一铣头切完。如果没有人退刀， 6开，全机停车。 4. 大拖板上备有极限行程开关 12在床身上的行程开关，位置如图 1示） 图 1器原理 5. 铣头电机过电流 20%，全机停车。 6. 铣头电机和进给电机有点动用于变速挂轮 。 床调整与操作 一般操作调整按常规，仅提示以下几点： （ 1） 因本机是大功率切削，所以主箱体主轴和铣头主轴的间隙应调整到最小，否则容易震动和栽叉。 主箱体前铜瓦调整。（见 图 8 图 1箱体前铜瓦调整 松开压盖螺钉 1，旋转调整螺盖 2，顺时针转便是使铜瓦轴承间隙减小。 铣头轴承间隙调整。（见 图 1 图 1头轴承间隙调整 掀开铣头箱盖可以见圆螺母 1，旋紧即可使轴承间隙减小。 9 （ 2） 为了防止铣削过程中轴向窜动，大丝杆和螺母在丝杆螺母 间隙调整机构，在切削前注意将其间隙调整到最小，见 图 1圆螺母 1旋紧即可。 图 1向窜动间隙调整 （ 3） 第一铣头切完后，第二铣头仍在切削中，如果第一铣头不 退刀，可能铣头碰上主箱体，因此备有行程开关 50第二铣头快切完时， 5通，铃响，操作者就应准备去退刀到一定位置，接通 3则第一铣头切完后，压下行程开关 6机停止，再起切削时第二铣头留下接刀痕，这是不允许的。因此在开车前须按工件调整 56时调整行程极限开关 12置。 （ 4） 主箱体最后一级传动是蜗轮蜗杆，传动有间隙，而主轴上 没有加阻力器，因此须保 证： 第一铣头切入时逆铣，第二铣头切入时顺铣，这样虽第二铣头切入是顺铣，因为第一铣头切削力给抵消，不会发生窜动，而在出来时第一铣头变为顺铣，同样因有第二铣头在切削中，切削力相抵消，亦不会发生窜动，而第二铣头出来恰是逆铣，用此方法消除顺铣的窜动，必须注意第一、二铣头的切削量不可相差太大。加工时要特别注意。 10 床切削用量 6、 30、 33 的钢蜗杆走刀可用 n/刀的转速可用 210 n/ 2 以下的铜蜗杆，走刀可用 n/刀转速可用 315 n/ 0 以下的蜗杆均可以两个铣头一次切完。 题来源 本课题是根据学校安排，由老师安排拟订的题目。 题目的 一方面，本着要自己动手，并在实践中创新求学的认真态度，让理论知识与社会实践能很好的结合，让我们对大学四年有一个总结性认识。另一方面，毕业设计是另一种科学技术创新的来源所在，社会的进步、人类的发展要 求 我们 能够自己 研究，自己开发，自己创造，在充分吸收和总结前人的知识和经验的基础之上，有所创新，有所作为 。 11 第 2 章 大模数蜗杆铣刀专用机床的设计 模数蜗杆铣刀专用机床的设计方案 计目标、研究内容和拟解决的关键问题 目标 ： 机床主传动运行可靠， 可加工 16数范围 的 螺杆工件及 螺旋铣刀 且 可 以实现 加工左右两种螺旋 。 研究内容： 主动力部分：主轴动力传动系统包括主轴变速、慢速、快速进给及工件反正转。 铣头部分：铣头动力传动系统包括铣头主轴变速及反正转、铣头系统进给和固定夹紧。 解决关键问题： 设备主要传动部件、进给系统精度、安装精度控制。 体设计方案 设计的 主轴动力传动系统 能够实现 主轴 的 变速、慢速、快速进给及工件反正转 。其 传动系统 图如下图 2示： 图 2轴动力传动系统 设备床身主传动采用丝杠螺母传动，可以简化传动系统，减少传动误差的产生环节，加工精度较高；而且通过控制丝杆的长度调整床身的纵向移动量，解决了大型工件移动的困难。 如下图 2示： 12 图 2身主传动 的 丝杠螺母传动 已 知给定） 箱体传动 的基本参数 ： 主轴转数： 380 601601912974315931 = /分 380 601601912959465931 = /分 380 601601912974313357 = /分 380 601601912959463357 = /分 13 快速： n 快 =1380 60110149 = /分 头传动部分的 基本参数 传动部分的主轴转数： 420 21 60285822 =125 转 /分 420 21 60284931 =210 转 /分 420 21 60284139 =315 转 /分 杆、蜗轮的基本尺寸计算 当 齿顶高 m，工作齿高 h =2m；采用短齿时， 齿顶高 作齿高 h =隙 c=0.2 m，必要时允许减小到 m 或增大至 m。 齿根圆半径 f=0.3 m,必要时允许减小到 增大至 允许加工成单圆弧。 传动部分 第一组 蜗杆、蜗轮的基本尺寸计算 表 2一蜗轮、蜗杆组 基本尺寸计算 项目 代号 关系式 计算数值 模数 m 查 杆轴向模数 mz m 杆齿数 规定选取 3 蜗杆轴向齿距 杆导程角 11 / 1932 29 蜗杆直径系数 q 隙 c *m, c *为顶隙系数，c *=14 蜗杆分度圆直径 d1 1 杆齿顶高 aa 1 * m , 为齿顶高系数， 1 )(21 11 杆齿根高 杆齿顶圆直径 2 1111 *m 杆齿根圆直径 (22 1111 *) 杆导程 形角 ,2020 x 为轴向齿形角， n 为法向齿形角 20 蜗轮齿数 规定选取 60 蜗轮分度圆直径 22122d m z a d x m 189 蜗轮变位系数 轮齿顶高 aa 2 * )2x 轮齿根高 af 2 * 2 *) 轮喉圆直径 22 2 aa 轮齿根圆直径 22 2 ff 轮齿宽角 ) 12 ， 2b 为蜗轮齿宽 心距 a 2/)2( 221 100 蜗杆齿宽 1b 21 100 （ 蜗轮齿宽 2b 175.0 30（ 15 传动部分 第 二 组 蜗杆、蜗轮的基本尺寸计算 表 2二蜗轮、蜗杆组 基本尺寸计算 项目 代号 关系式 计算数值 模数 m 查 杆轴向模数 mz m 杆齿数 规定选取 6 蜗杆轴向齿距 杆导程角 11 / 2801 50 蜗杆直径系数 q 隙 c *m, c *为顶隙系数，c *=杆分度圆直径 d1 1 71 蜗杆齿顶高 aa 1 * m , 为齿顶高系数， 1 )(21 11 杆齿根高 杆齿顶圆直径 2 1111 *m 杆齿根圆直径 (22 1111 *) 杆导程 形角 ,2020 x 为轴向齿形角， n 为法向 齿形角 20 蜗轮齿数 规定选取 60 蜗轮分度圆直径 d2 2 22 12 189 蜗轮变位系数 轮齿顶高 aa 2 * )2x 16 蜗轮齿根高 af 2 * 2 *) 轮喉圆 直径 22 2 aa 轮齿根圆直径 22 2 ff 轮齿宽角 ) 12 ， 2b 为蜗轮齿宽 心距 a 2/)2( 221 100 蜗杆齿宽 1b 21 100 （ 蜗轮齿宽 2b 175.0 30（ 轮基本参数的计算 估算齿轮模数 齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据表 2算各传动组最小齿轮的模数，并由其中较大者选取相近的标准模数。 表 2轮模数估算 已知条件 电机额定功率（齿轮齿数（1z、2z）和计算转速（ 序号 计算内容 单位 计算用图表或公式 备注 符号 名称 1 齿数比 21/12 m齿宽系数 / 5 1 0m b 为齿宽（ 3 P 齿轮 传递的名义功率 为电动机到该齿轮的传动效率 4 K 载荷系数 K=17 5 =0 时，1； =8 15时， 9 6 =0 时，； =8 15时， 齿； 剃齿、磨齿； 8 用 接触应力 N/ H L 按查取 9 用齿根应力 N/齿单向受力： F L 轮齿双向受力： 查取 传动部分齿轮基本参数的计算 主传动部分齿轮模数的估算 公式 按齿面接触疲劳强度： 2673221( 1)m c H 按齿面弯曲疲劳强度： 267 表 2轮模 数的估算 传动小齿齿数齿宽传递功率载荷系数系数许用许用计算系数模数模数选取 18 组 轮 比 1 系数mP 系数K 根应力速第一变速组 24 7 61 1 1100 518 第第二变速组 31 2 77 61 1 1100 518 第第三变速组 29 8 61 1 1100 518 其他参数的计算 在 表 2： 为齿顶高系数， c*称为顶隙系数，这两个系数均已经标准化，其中： 1， c*= 2一齿轮组（ 1、 9） 名称 代号 计算公式 计算 结果 小齿轮 大齿轮 模数 m 根据齿轮受力情况和结构需要确定 2 19 压力角 选取标准值 20 分度圆直径 d 11d 22d 62、 118 齿顶高 12a a ah h h*m 2 齿根高 hf c*)m 全高 h h1=2c*)m 顶圆直径 da m m 66、 122 齿根圆直径 df 2c*)m 2c*)m 57、 113 基圆直径 db 距 p p= m 圆齿距 pb pb=p 厚 s s= m/2 槽宽 e e= m/2 隙 c c=c*m 准中心距 =m(z1+2 90 节圆直径 d 标准中心距时，取 d=d 62、 118 传动比 i z1= 2他齿轮组的计算结果 项目 第二齿轮组 3、7 第三齿轮组 1、4 第四齿轮组 6、9 第五齿轮组 9、1 第六齿轮组9、01 名称 代号 计算 结果 计算 结果 计算 结果 计算 结果 计算 结果 模数 m 2 2 2 2 2 压力角 20 20 20 20 20 20 分度圆直径 d 66、 114 62、 148 92、 118 58、 182 98、 202 齿顶高 2 2 2 2 2 齿根高 全高 h 顶圆直径 0、 118 66、 152 96、 122 62、 186 102、 206 齿根圆直径 1、 109 57、 143 87、 113 53、 177 93、 197 基圆直径 0、 距 p 圆齿21 距 齿厚 s 槽宽 e 隙 c 准中心距 90 105 105 120 150 节圆直径 d 66、 114 62、 148 92、 118 58、 182 98、 202 传动比 i 铣头 传动部分齿轮基本参数的计算 铣头传动部分齿轮模数的估算 公式 按齿面接触疲劳强度： 2673221( 1)m c H 按齿面弯曲疲劳强度： 26731c F 表 2头传动部分齿轮参数的估算 传 小 齿 齿 传 载 系 系 许 许 计 系 模 模 选 22 动组 齿轮 数比 1 宽系数m递功率P 荷系数K 数齿根应力转速一变速组 22 2 8 5 1 61 1 1600 528 第二变速组 28 61 1 1600 528 表 2头传动系统齿轮组各齿轮参数计算 项目 第一齿轮组 0、 8 第二齿轮组 8、 2 第三齿轮组 1、 9 第四齿轮组 9、 1 名称 代号 计算结果 计算结果 计算结果 计算结果 模数 m 4 3 3 3 压力角 20 20 20 20 分度圆直径 d 240、 112 174、 66 123、 117 147、 91 齿顶高 8 6 6 6 齿根高 0 全高 h 18 顶圆直径 48、 120 180、 72 129、 123 153、 99 齿根圆直 30、 102 23 径 基圆直径 0、 距 p 圆齿距 厚 s 槽宽 e 隙 c 2 准中心距 175 160 160 160 节圆直径 d 240、 112 174、 66 123、 117 147、 91 传动比 i 传动轴的设计计算 传动部分各传动轴的设计计算 表 2定传动件的计算转速 传动件 轴 齿轮 z1 z2 z3 z4 z5 算转速 1380 710 300 95 380 1380 710 2360 1000 1800 z7 z8 z9 00 560 315 95 670 1380 2、估算传动轴的直径 表 2传动系统各轴的直径计算 计算公式 轴号 计算转速 /电机至该轴传动效率 输入功率 P 许扭转角 m 传动轴长度 计轴的直径 键轴尺寸 Nd 24 DB 491 1380 1 00 25 62328 6 710 00 25 62328 6 300 00 30 62632 6 95 00 35 00 65 00 100 头 传动部分各传动轴的设计计算 表 2头传动系统各轴的直径计算 25 计算公式 轴号 计算转速 /电机至该轴传动效率 输入功率 P 许扭转角 m 传动轴长度 计轴的直径 键轴尺寸 NdDB 491 1420 00 40 83642 7 425 00 60 8526010 125 00 100 通 V 带传动的设计计算 普通 V 带的选用应保证在带不打滑的前提下能传递最大功率，同时要有足够的疲劳强度以满足一定的使用寿命。 已知条件：传递的功率 P（ 小、大带轮的转速 n2(r/工作条件。 其传动计算见下表。 表 2通 V 带传动的设计计算 计算内容 符号 单位 计算公式或图表 说明 计算结果 26 设计功率 P工况系数，由机床的工作特点 查取 5带型的选择 根据 A 型 小带轮的基准直径 1取，并应满足1 结构允许下，应选取较大的100带速 v /6 0 1 0 0 0 5 2 5 /m sv =10 20m/s 时经济耐用 大带轮的基准直径 212121 为带的滑动率， 2% 2 250初选中00过小，增加弯曲次数降低使用寿命；0过大，易引起振动 750 27 心距 计算带的基准长度 0 0 0 1 22210224d d d 根据0的挠曲次数 u 1S 1000 40 m 为带轮的个数，如果 40u 时，可以加大大 )或降低v （减小 1d 、 2 际中心距 B ,式中： 1248 2218 安装所需的最小中心距： m i n 0 . 0 1 张紧或补偿所需最大中心距： m a x 0 h 为带的厚度 。 小带轮包角 1 1 211 8 0 2 s i n 2120 1 过小时应加大中心距或加张紧装置 1 单根P1 28 基本额定功率及其增量 1P1 带的根数 Z 11d P K K K 是包角修正系数， 取 5Z 带的截面尺寸 节宽 顶宽 高度 节宽 =宽 =13 高度 =槽截面尺寸 见下表 2 2轮的截面尺寸（ 槽型 f d(与 ) A 5110 34 36 38 29 注：槽角 的偏差： Z、 A、 B 型为 1 ,C 型为 30。 部件的选择 承的选 择 表 2沟球轴承 （ 轴承型号 外形尺寸 (所属系列 所在轴 d D B 18 90 140 24 轻（ 1）系列 主轴 204 20 47 14 1 轻（ 2）系列 主电机轴 205 25 52 15 1 轻（ 2）系列 主 、 轴 206 30 62 16 1 轻（ 2）系列 主 轴 220 100 180 34 （ 2）系列 主轴 310 50 110 27 2 中 （ 3）系列 主 轴 312 60 130 31 （ 3）系列 铣 轴 314 70 150 35 （ 3）系列 铣 轴 408 40 110 27 2 重 （ 4） 窄系列 铣 轴 表 2心球轴承 （ 轴承型号 外形尺寸 (所属系列 所在轴 d D B 213 65 120 23 （ 2） 窄系列 主 轴 表 2力球轴承（ 轴承 外形尺寸 (所属系 所 30 型号 d D T 1 在轴 8310 50 95 31 52 95 （ 3）系列 主轴 8311 55 105 35 57 105 （ 3）系列 铣轴 8320 100 170 55 103 170 （ 3）系列 主轴 表 2锥滚子轴承（ 轴承型号 外形尺寸 (所属系列 所在轴 d D T B E 7518 90 160 0 4 2 153832 宽（ 5）系列 铣轴 7520 100 180 49 46 3 39 53832 宽（ 5）系列 铣轴 7610 50 110 0 3 2 125710 宽（ 6）系列 主轴 27307 35 80 1 2 15 84839 （ 3）窄 系列 主轴 键 的选择 表 2键的选择 规格 N d N 大径 D 键宽 B 所在轴 31 B 6 2328 6 6 28 6 主 、轴 6 2632 6 6 32 6 主 轴 8 3642 7 8 42 7 铣 轴 8 5260 10 8 60 10 铣 轴 轮模数的验算 装配 草图完成后，按表 2行验算模数是否满足要求。若不满足要求时，可采取调整齿宽、改换齿轮材料，或重新选择齿轮齿数和模数等措施。 表 2轮模数的验算 已知条件 电动机功率（ 齿轮的几何参数（ 、 n 、结构尺寸和布局；精度等级和齿面粗糙度，材料和热处理及齿面硬度；润滑剂种类和工作期限；该齿轮的计算转速（ 验算公式 按齿面接触疲劳强度 2 231c o s ( 1 )2 6 7 ( ) ( )A H P n t V HH n H Em c F K K K Z Z m 按齿轮弯曲疲劳强度 31c o 7 ( )A F P n t V F F c F K K K P Y Ym m 序号 计算内容 单位 计算用图表或公式 计算结果 符号 名称 1 使用系数 32 2 变动工作用量系数 H P n t H P H n H n t F P F n F K K K 3 功率利用系数 转速变化系数 工作期限系数 m i pH t F t 动载系数 2112 21 ( )/ 1 0 0 1V z v b u 义切向力 N 71 0n 10 8 v 齿轮分度圆圆周速度 /ms m a x 16 0 0 0 c o s nm z 齿向载荷分布系数 1 K 0 齿向载荷分配系数 Z 节点 33 11 区域系数 12 弹性系数 N 3 Z 重合度及螺旋角系数 25 4 许用接触应力 2N L V H L 5 复合形系数 插齿、滚齿； 剃齿、磨齿； 6 Y 重合度及螺旋角系数 25 7 许用齿根应力 2N F L 、 表 H” 、 “ F” 分别表示齿面接触强度和轮齿弯曲强度计算的参数代号。 2、当，则取当m ，则取m 当m i n m a xP n t P n t P n K时，则取P n t p n K K。 动轴承的验算 机床 一般传动轴的滚动轴承的失效形式，主要是疲劳破坏，故应进行疲劳寿命验算。机床主轴和精密传动轴主要验算精度和刚度。对于转速很低的 34 滚动轴承验算其静负荷。 1. 滚动轴承的疲劳寿命的验算 以 轴 上的滚动轴承为例验算其疲劳寿命过程如下： 500 P H n K K F h H P H n K K K F N 式中 ： 额定寿命 （ h） T 滚动轴承许用寿命（ h），一般取 1000015000h，重型和精密机床取 2000030000h 动负荷 （ N） C 滚动 轴承的额定动负荷 N，查有关手册 速度系数， 1003n cf nn 轴承的计算转数， r/ 寿命系数，500 寿命指数 ，对球轴承， =3，对滚子轴承， =10/3 使用系数， 功率利用系数大， 转速变化系数， 齿轮轮换工作系数， F 当量动负荷（ N）， 对于向心推力（角接触）球轴承和圆锥滚子轴承，承受径向负荷时，产生附加轴向力 S，计算这 类滚动轴承的当量动负荷时，必须计入附加轴向力。附加轴向力计算 向心推力球轴承与圆锥滚子轴承成对安装时，当量动负荷的计算， 查表 得各系数如下： 35 动负荷 。 计算 得 。 C 滚动 轴承的额定动负荷 N，查有关手册 得 。 速度系数， 1003n cf n= n 轴承的计算转数， 95r/ 寿命系数，500 = 寿命指数 ，对球轴承， =3，对滚子轴承， =10/3。 使用系数，查表 得 功率利用系数大，查表 得 转速变化系数，查表 得 齿轮轮换工作系数，查表 得 F 当量动负荷（ N）， 计算 得 。 1 0 / 34 4 . 5 0 1 . 3 25 0 0 1 8 3 5 0 1 0 0 0 01 . 2 0 . 8 0 0 . 9 7 0 . 8 5 6 2 . 1 4 h 经验算合格。 2. 滚动轴承的静负荷验算 0 0 0 0 F C(N) 式中 ： 0 静负荷 （ N） 0C 额定静负荷 （ N），查有关手册 0K 安全系数， 0F 当量静负荷 （ N） 0 0 0 F Y F或0 取其中较大值 径向负荷 N 0X 静径向系数，查有关手册 0Y 静轴向系数，查有关手册 001 . 0 9 5 2 . 1 4 5 6 . 8 3 7 2 . 4 6 合格。 36 的校核 上受力分析 轴传递的转矩 : 411 3 9 5 5 1 0 6 2 0 7 5 7 6 2 0200T N m m N m 齿轮的圆周力：11122 2 6 2 0 6118/ c o s 4 0 0 . 0 0 5 / c o s 9 2 2 t m 齿轮的径向力： t a n 0 . 3 6 46 1 1 8 2 2 5 9c o s 0 . 9 8 6 N 齿轮的轴向力： t a n 6 1 1 8 0 . 1 6 4 1 0 0 2 N 联轴器由于制造和安装误差所产生的附加圆周力 向不定） 112 2 6 2 00 . 3 0 . 3 2 7 5 50 . 1 3 5 支反力 由 0得 1 0 . 2 0 22 2 5 9 0 . 0 8 1 0 0 222 4970 . 0
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