机械滑台及其传动系统的设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第1页目录前言1第一章电动机的选择2第二章传动装置运动和动力参数的选择计算2第三章传动零件的设计计算431滑动丝杠螺母机构的设计计算432传动系统的设计计算5331齿轮Z1，Z2的设计计算与校核7332交换齿轮变速系统的设计10333蜗杆蜗轮的设计计算与校核14334行星齿轮的设计计算16335齿轮Z3，Z4的设计计算与校核20第四章轴的设计计算与校核2441轴的校核2442轴的校核2643行星齿轮A轴及轴承的设计2844行星齿轮B轴及轴承的设计29第五章导轨的设计计算与校核29小结33致谢34参考文献35附录36买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第2页机械传动动力滑台摘要本次设计的课题是机械动力滑台。滑台是组合机床的通用部件，用来实现机床的进给运动。目前国内外的组合机床，大都是以滑台为基础，配置各种切削头，用来完成钻，扩，铰，镗孔等各种加工工序。本次设计主要是要完成机械滑台及其传动系统的设计。滑台的传动系统由动力滑台，机械滑座及双电机传动装置组成。传动装置采用双电机差速器的传动方式。使滑台能够完成快进，工进，停留，快退的工作循环。机械滑台的设计任务书中已给的数据有滑台面宽B400MM，行程S400MM滑台工进速度V154600MM/MIN滑台快进速度V63M/MIN进给力F20000N在分析了已知条件，查阅有关材料后，可以初步确定设计方案。首先，根据选定的切削用量，确定进给力，作为选择动力滑台的依据；确定切削转矩，用以确定主轴及传动轴，齿轮的尺寸；确定切削功率，用作选择电动机的功率。在完成电动机的选择计算后，在进行机械滑台传动装置的动力与运动参数的选择计算，传动零件的设计计算等。最后进行滑台的设计,导轨的设计计算及校核。通过这次对机械滑台及其传动系统的设计，我对组合机床及其通用部件的设计有了更深刻的认识与了解，巩固了以前所学过的理论知识，并与生产实际结合，提高了自己的专业技能。关键词机械动力滑台差速器传动系统传动轴指导老师买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第3页MECHANICALPOWERSLIDINGTABLESTUDENTSFANLIJUNCLASS990312ABSTRACTTHETITLEOFTHISDESIGNISMECHANICALPOWERSLIDINGTABLETHESLIDINGTABLEISAGENERALCOMPONENTOFCOMBINEMACHINETOOL,WHICHCANREALIZETHEFEEDMOVEMENTOFMACHINETOOLTHECOMBINEMACHINETOOLWHICHBASEDONSLIDINGTABLE,ALLOCATEALLKINDSOFSLICE,CANFINISHDRILL,EXPANSIONANDSOONTHEPROJECTMUSTFINISHTHEDESIGNOFSLIDINGTABLEANDDRIVESYSTEMTHEDRIVESYSTEMOFSLIDINGTABLEISCONSISTOFPOWERSLIPWAYANDTWOELECTRICMACHINEDRIVEDEVICEDRIVEDEVICEISTHEKINDOFTWOELECTRICMACHINEDIFFERENTIALMECHANISMDRIVESLIDINGTABLECOULDFINISHTHEMOTIVECYCLEFEEDFASTFEED,WORKFEED,STAYANDFASTRECESSIONTHEDESIGNDATESWHICHGIVENINTHEDUTYPAPERTHEBROADOFTHESLIDINGTABLEB400MMTHEROUTES400MMTHESPEEDOFWORKFEEDV154600MM/MINTHESPEEDOFFASTFEEDV63M/MINFEEDINGFORCEF20000NAFTERLOOKINGUPSOMEMATERIAL,ANALYZINGGIVENCONDITIONS,THESCHEMECOULDDEDECIDEDATFIRST,WECANDECIDEFEEDINGFORCEASTHEWARRANTYOFCHOOSEPOWERSLIDINGTABLEDECIDETHESLICEASTHEWARRANTYOFDECIDETHEDIMENSIONOFSPINDLE,POWERDRIVESHAFTANDGEARDECIDECAPACITYASTOCHOOSEELECTRICMACHINEAFTERFINISHTHECHOOSEANDCALCULATIONOFTHEELECTRICMACHINE,ITMUSTPERFORMANCETHECHOOSEANDCALCULATIONOFMOVEMENTPARAMETEROFTHESLIDINGTABLEDRIVEDEVICE,DESIGNANDCALCULATIONOFTHEDRIVEPARTS,DESIGNANDCHECKOFTHESLIDINGTABLEANDSOONTHROUGHTHISDESIGNOFMECHANICALDRIVEPOWERSLIDINGTABLE,IHAVEAPOINTEDKNOWLEDGEOFTHEMACHINETOOLANDITSGENERALCOMPONENT,STRENGTHENTHETHEORYKNOWLEDGEWHICHHAVELEARNEDATTHESAMETIME,IMPROVEMYSELFPROFESSIONALTECHNOLOGYKEYWORDMECHANICALPOWERSLIDINGTABLEDIFFERENTIALMECHANISMDRIVESYSTEMPOWERDRIVESHAFTTEACHER买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第4页前言毕业设计是在学完了大学四年的所有课程之后的最后一次设计。是应用所学基础理论、专业知识与技能去分析和解决生产实际问题的一个综合训练。本次设计的课题是机械传动动力滑台。滑台是用来实现组合机床进给运动的通用部件，滑台可分为液压滑台和机械滑台两类。目前，国内外组合机床大都是以滑台为基础，配置各种切削头，用来完成钻，扩，铰，镗孔，铣削及攻丝等各种加工工序。此外，动力滑台还可以作为零件的输送装置来使用。机械传动动力滑台的设计主要是完成传动系统（快进，工进及变速）和滑台的设计。机械滑台的传动系统由动力滑台，机械滑座及双电机传动装置等三部分组成。滑台可完成如下的自动循环快进,工进,停留,快退,原位停止。滑台的传动装置是采用双电机差速器的传动方式。快速电机的后端装有电磁制动器，以用来实现对快速电机的制动。滑台的快进和快退由快速电机直接驱动，经过齿轮Z1Z6使丝杠快速旋转而实现。滑台快退时的传动路线不变，依靠快速电机的反转来实现。滑台在快进，快退时，工进电机可以工作也可以不工作。但是，工进电机工作时，滑台快进和快退的速度是不一样的。如果工进电机工作，则滑台的快进速度要加上一个工进速度，而滑台的快退速度则要减去一个工进速度。滑台的进给量可由交换齿轮A，B，C，D的配换来调整。机械滑台是组合机床一个很重要的通用部件，所以机械传动动力滑台的设计对提高专业设计能力有很大的帮助。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第5页买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第6页第一章电动机的选择11已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。12选择电动机容量滑台所需功率PWPWFWVW/1000WKW式中FW20000N，VW001M/S工进，VW0105M/S快进，滑台的效率W094。代入上式得PWFWVW/1000W20000001/10000940213KWPWFWVW/1000W200000105/1000094106KW工进电动机的输出功率P0，快进电机的输出功率P0P0PW/KWP0PW/KW式中为工进时电动机至滑台的传动装置总效率。为快进时传动装置总效率。取滚动轴承效率1099，齿轮传动效率2098，蜗杆传动效率3045，滑动丝杠效率405,滑动轴承效率50975142340995098404505039413240995098405093故P0PW/0213/039055KWP0PW/106/09311KW查机械设计实践中Y系列电动机技术数据表选电动机的额定买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第7页功率P为055KW和11KW。13确定电动机转速工进时，丝杠转速NW275R/MIN快进时，丝杠转速NW7875R/MIN圆柱齿轮传动比范围I115，外啮合行星齿轮I239,总传动比范围为I345可见电动机转速可选范围为NINW2753452253375R/MIN综上，选用同步转速为1400R/MIN的Y系列电动机Y8014为工进电机，其满载转速为1390R/MIN,选用Y90S4为快进电机，其满载转速为1400R/MIN。第二章传动装置运动和动力参数的选择计算21各轴转速1轴N1NM/I11390/19731R/MIN2轴N2N1/I2731/23655R/MIN3轴N3N2/I31828R/MIN4轴N4N3/I49675R/MIN丝杠轴NN4/12975R/MIN22各轴功率1轴P1P02055098054054KW2轴P2P01220550982099053KW3轴P3P01223055098309920514KW4轴P4P3130514099045023KW买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第8页丝杠轴PP31250230990980970213KW23各轴扭矩电机轴T09550P0/NM9550055/1390378NM1轴T19550P1/N19550054/73171NM2轴T29550P2/N29550053/3655141NM3轴T39550P3/N395500514/1828269NM4轴T49550P4/N49550023/9675227NM丝杠轴T49550P/N95500213/75271NM将以上算得的运动与动力参数列表如下电机轴1轴2轴3轴4轴丝杠轴转速NR/MIN139073136551828967575额定功率PKW05505405305140230213扭矩TNM37871141269227271传动比I192219129效率098098097045093第三章传动零件的设计计算31滑动丝杠螺母机构的设计计算（1）耐磨性计算买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第9页螺杆中径D2MMD2F/P1/214MM螺母高度HMMHD242MM旋合圈数ZZH/P42/41051012螺纹工作高度HMMH05P0542MM工作压强PMPAPF/D2HZP（2）稳定性计算要求满足SSCFCR/FSS,对于传导螺旋，SS2540FCR螺杆的临界载荷FCR2EI/UL2E206105MPA对于钢E207105MPAID14/64MM4U05L螺杆的最大工作长度，取L400MMF20000N计算得，FCR/F314220710510176/200005400226符合要求。（3）螺纹的主要几何参数的计算按D2由标准中选取相应的公称直径D和螺距PD16MM，P4，D112MM，N2计算得,导程SNP8MM32传动系统的设计计算本次设计的机械滑台传动系统采用2KH行星差动齿轮机构,机构代号D查表选取合适的速比与齿数买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第10页IAHB365,IHAB13778,ZA20,ZB24,ZG31,ZF27（1）滑台快进时IHABNA/NB1400R/MIN/NB13778,得NB1203R/MINNB7875I1203R/MIN,得IZ4/Z3129（2）滑台工进时已知丝杠工进速度V154600MM/MIN,导程S8MM,计算可得丝杠转速N275R/MIN因IZ4/Z3129，故中心轮B转速NB2751531125R/MIN因IAHBNH/NB365,故行星架H转速NH365NB3653112594353R/MINNH即等于蜗轮的转速N选取IN（杆）/N（轮）5，可求得蜗杆转速N5（94353）471765R/MIN传动系统的变速范围RNMAX/NMIN75R/MIN/2R/MIN39查表，得公比158，转速级速Z9该变速系统采用交换齿轮变速机构，因要实现9级变速，一组交换齿轮可实现4级变速，故需三组变速齿轮。转速图买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第11页如图所示，变速系统可实现N471825R/MIN的变速，IZ2/Z11390R/MIN/731R/MIN19331齿轮Z1,Z2的设计计算及其校核1选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）滑台运动速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。3）材料选择。由表选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）,硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4小齿轮齿数Z120，大齿轮齿数Z238，UZ2/Z1192按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，D1T2321）确定公式内各计算数值1试选载荷系数KT132计算小齿轮传递的转矩T1955105P/N955105055/13903779NMM3由表107选取齿宽系数D054查得材料的弹性影响系数ZE1898MPA1/2买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第12页5按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1600MPA；大齿轮的接触疲劳强度极限HLIM2550MPA；6计算应力循环次数N160N1JLH6013901350002919105N2N1/U2919105/191541057查得接触疲劳寿命系数KHN1090；KHN20918计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1,得H1KHN1HLIM1/S09600MPA540MPAH2KHN2HLIM2/S091550MPA5005MPA2）计算1试算小齿轮分度圆直径D1T，代入H中较小值D1T232306MM2计算圆周速度VVD1TN/601000M/S222M/S3计算齿宽BBDD1T05306MM153MM4计算齿宽与齿高之比B/H模数MTD1T/Z1306/20153MM齿高H225MT225153344MMB/H153/344445计算载荷系数根据V222M/S，7级精度，由图查得动载系数KV109直齿轮，假设KAFT/B100N/MM。由表103查得KH买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第13页KF12由表102查得使用系数KA1；由表104查得7级精度、小齿轮悬臂布置时KH112018167D2D2023103B将数据代入后得，KH112018167052052023103153179由B/H44，KH179查图1013得KF155；故载荷系数KKAKVKHKH23416按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，D1D1TK/KT1/33723MM7计算模数MMD1/Z1186MM3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为M2KT1YFYS/F/DZ121/31）确定公式内的各计算数值（1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPA；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPA（2）查得弯曲疲劳寿命系数KFN1086；KFN2087（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，得F1KFN1FE1/S086500/1430714MPAF2KFN2FE2/S087380/1423614MPA买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第14页（4）计算载荷系数KKKAKVKFKF1109121552027（5）查取齿形系数查得YF128；YF2256（6）查取应力校正系数查得YS1155；YS2163（7）计算大小齿轮的YFYS/F并加以比较YF1YS1/F128155/307140014YF2YS2/F2256163/2361400177大齿轮的数值大。2）设计计算M2207377900177/2021/3088MM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模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，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数M并就近圆整得M1，按接触疲劳强度算得得分度圆直径D13723MM，算出小齿轮齿数Z1D1/M3723/137大齿轮齿数Z2UZ1193770这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又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D1Z1M37MMD2Z2M70MM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第15页2）计算中心距AD1D2/23770/2535MM3）计算齿轮宽度BDD10537185MMB220MM,B125MM5验算FT2T1/D123779/372043NKAFT/B12043/18511N/MM100N/MM,合适332交换齿轮变速系统的设计计算与校核变速系统需三组交换齿轮，其中两组备用。因一组交换齿轮由两对齿轮构成，交换齿轮变速组的变速范围受齿轮传动的极限升速比的限制。通常，R4（U1/22）查表，得两对齿轮的齿速比均为U1/2选择ZA/ZB18/36，ZC/ZD20/401选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）滑台运动速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。3）材料选择。由表选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）,硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4小齿轮齿数ZA18，大齿轮齿数ZB36，UZB/ZA2小齿轮齿数ZC20，大齿轮齿数ZD40，UZD/ZC22按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，D1T2321）确定公式内各计算数值买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第16页1试选载荷系数KT132计算小齿轮传递的转矩T1955105055/7317200NMM3由表107选取齿宽系数D054查得材料的弹性影响系数ZE1898MPA1/25按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1600MPA；大齿轮的接触疲劳强度极限HLIM2550MPA；6计算应力循环次数N160N1JLH60731135000154109N2N1/U077109/20771097查得接触疲劳寿命系数KHN1095；KHN20978计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1,得H1KHN1HLIM1/S095600MPA570MPAH2KHN2HLIM2/S097550MPA534MPA2计算1试计算小齿轮A分度圆直径D1T，代入H中较小值D1T232354MM2计算圆周速度VVD1TN/60000M/S135M/S3计算齿宽BBDD1T05354MM177MM4计算齿宽与齿高之比B/H模数MTD1T/Z1354/18196MM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第17页齿高H225MT225196443MMB/H177/44345计算载荷系数根据V135M/S，7级精度，由图查得动载系数KV106直齿轮，假设KAFT/B100N/MM。由表103查得KHKF12由表102查得使用系数KA1；由表104查得7级精度、小齿轮悬臂布置时KH112018167D2D2023103B将数据代入后得KH112018（167052）05202310317716由B/H4，KH16；查图得KF14；故载荷系数KKAKVKHKH11061216203526按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径D1D1TK/KT1/335420352/1341MM7计算模数MMD1/Z141/182233按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为M2KT1YFYS/F/DZ121/31）确定公式内各计算数值1查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1500MPA；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPA2查得弯曲疲劳寿命系数KFN1087；KFN20893计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，得买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第18页F1KFN1FE1/S087500/143107MPAF2KFN2FE2/S089380/1421457MPA4计算载荷系数KKKAKVKFKF1135121422685查取齿形系数查得YFA1291；YFA22466查取应力校正系数可查得YSA1153；YSA21657计算大、小齿轮的YFAYSA/F并加以比较YFA1YSA1/F1291153/310700143YFA2YSA2/F2246165/2145700189大齿轮的数值大。2）设计计算M（22268720000189/182）1/3124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，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数M并就近圆整M15MM,按接触疲劳强度算得得分度圆直D141MM，算出小齿轮齿数Z1D1/M41/1527大齿轮齿数Z2UZ1227544几何尺寸计算1）计算分度圆直径D1Z1M2715405MMD2Z2M541581MM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第19页2计算中心距AD1D2/240581/26075MM3计算齿轮宽度BDD1054052025MM取B220MM,B125MM5验算FT2T1/D127200/4053556NKAFT/B13556/20251756N/MM100N/MM,合适333蜗杆蜗轮的设计计算与校核1选择蜗杆传动类型根据GB/T10085_1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2选择材料考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高，耐磨性好，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡ZCUSN10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮心用灰铸铁HT100制造。3按齿面接触疲劳强度设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距AKT2ZEZ/H1/31）确定作用在蜗轮上的转矩T2按Z12，估算效率08，则T2955106P/N1/I1295510605508/940447106NMM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第20页2）确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故载荷分布不均系数K1选用系数KA115；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV105，则KKAKKV11511051213）确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE160MPA1/24）确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径D1和传动中心距A的比值D1/A035，从图1118中查得Z295）确定许用接触应力H根据蜗轮材料是铸锡磷青铜ZCUSN10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度为4555HRC，查得蜗轮的基本许用应力H268MPA应力循环次数N60JN2LH601941000564106寿命系数KHN107/5641061/8107则H107268MPA2868MPA6）计算中心距A12447105160272/286821/338MM取中心距A80MM,因I20,故选取模数M25,蜗杆分度圆直径D128。这时D1/A035，可查得接触系数Z274,因为ZZ，因此以上计算结果可用。4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1）蜗杆轴向齿距PA785MM；直径系数Q125；齿顶圆直径DA133MM；买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第21页齿根圆直径DF122MM；分度圆导程角28；蜗杆轴向齿厚SA4MM。2）蜗轮蜗轮齿数Z253；变位系数X201验算传动比IZ2/Z153/41325蜗轮分度圆直径D2MZ225531325MM蜗轮喉圆直径DA2D22HA213252225137MM蜗轮齿根圆直径DF2D22HF213252275129MM蜗轮咽喉母圆直径RG2A1/2DA2115MM5校核齿根弯曲疲劳强度F153KT2YFA2Y/D1D2MF当量齿数ZV2Z2/COS353/069768根据X201,ZV2768，从图1119中可以查得齿形系数YFA2227螺旋角系数Y1/14008许用弯曲应力FFKFN从表118查得由ZCUSN10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F56寿命系数KFN（106/564106）1/90825F560825462F15312122708447000/281325254013MPA弯曲强度是满足的。6精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，从GB/T100891988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为F，标注为8FGB/T100891988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第22页度。334行星齿轮的设计计算本次设计的机械滑台传动系统采用2KH行星差动齿轮机构,机构代号为D查表选取合适的速比与齿数速比IAHB365IHAB13778齿数ZA20,ZB24,ZG31,ZF27下面将对行星齿轮进行校核计算1选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）滑台运动速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。3）材料选择。由表选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）,硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4）小齿轮齿数ZA18，大齿轮齿数ZG31，UZG/ZA155小齿轮齿数ZB24，大齿轮齿数ZF27，UZF/ZB1132按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，D1T2321）确定公式内各计算数值1试选载荷系数KT132计算小齿轮传递的转矩T1955105P1/N195510511/14007500NMM3选取齿宽系数D1买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第23页4查得材料弹性影响系数ZE1898MPA1/25按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1600MPA；大齿轮的接触疲劳强度极限HLIM2550MPA；6计算应力循环次数N160N1JLH601400135000294109N2N1/U294109/155191097查得接触疲劳寿命系数KHN109；KHN20938计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1,得H1KHN1HLIM1/S09600MPA540MPAH2KHN2HLIM2/S093550MPA5115MPA2计算1试计算小齿轮A分度圆直径D1T，代入H中较小值D1T232302MM2计算圆周速度VVD1TN/60000M/S221M/S3计算齿宽BBDD1T1302MM302MM4计算齿宽与齿高之比B/H模数MTD1T/Z1302/20151MM齿高H225MT22515134MMB/H302/34895计算载荷系数根据V221M/S，7级精度，由图查得动载系数KV108买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第24页直齿轮，假设KAFT/B100N/MM。由表103查得KHKF12由表102查得使用系数KA1；由表104查得7级精度、小齿轮悬臂布置时KH112018106D2D2023103B将数据代入后得KH112018（10612）120231033021415由B/H89，KH1415查图得KF16；故载荷系数KKAKVKHKH11081214151856按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径D1D1TK/KT1/3302185/131/334MM7计算模数MMD1/Z134/20173按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为M2KT1YFYS/F/DZ121/31确定公式内各计算数值1查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1500MPA；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPA2查得弯曲疲劳寿命系数KFN1086；KFN20873计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，得F1KFN1FE1/S086500/1430714MPAF2KFN2FE2/S087380/1423614MPA买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第25页4计算载荷系数KKKAKVKFKF110912162095查取齿形系数查得YFA128；YFA22546查取应力校正系数可查得YSA1155；YSA21637计算大、小齿轮的YFAYSA/F并加以比较YFA1YSA1/F128155/307140014YFA2YSA2/F2254163/2361400175大齿轮的数值大。2设计计算M（2209750000175/202）1/3107MM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决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数M并就近圆整得M15,按接触疲劳强度算得得分度圆直径D134MM，算出小齿轮齿数Z1D1/M34/1520大齿轮齿数Z2UZ115520314几何尺寸计算1）计算分度圆直径D1Z1M201530MMD2Z2M3115465MM2计算中心距AD1D2/230465/23825MM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第26页3计算齿轮宽度BDD113030MM取B230MM,B135MM5验算FT2T1/D127500/30500NKAFT/B1500/3017N/MM100N/MM,合适335齿轮Z3，Z4的设计计算1选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）滑台运动速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。3）材料选择。由表选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）,硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4）小齿轮齿数Z320，大齿轮齿数Z426，UZ4/Z3132按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，D1T232D1T1）确定公式内各计算数值1试选载荷系数KT132计算小齿轮传递的转矩T1955105P1/N1955105023/967522703NMM3选取齿宽系数D054查得材料弹性影响系数ZE1898MPA1/25按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1600MPA；买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第27页大齿轮的接触疲劳强度极限HLIM2550MPA；6计算应力循环次数N160N1JLH6096751350002032108N2N1/U2032108/131561087查得接触疲劳寿命系数KHN1109；KHN21088计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1,得H1KHN1HLIM1/S109600MPA654MPAH2KHN2HLIM2/S108550MPA594MPA2计算1试计算小齿轮Z3分度圆直径D1T，代入H中较小值D1T232405MM2计算圆周速度VVD1TN/60000M/S021M/S3计算齿宽BBDD1T05405MM2025MM4计算齿宽与齿高之比B/H模数MTD1T/Z1405/202MM齿高H225MT2252456MMB/H2025/4564445计算载荷系数根据V021M/S，7级精度，由图查得动载系数KV11直齿轮，假设KAFT/B100N/MM。由表103查得KHKF12由表102查得使用系数KA1；买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第28页由表104查得7级精度、小齿轮悬臂布置时KH112018167D2D2023103B将数据代入后得KH112018（167052）05202310320251245由B/H444，KH1245；查图1013得KF118；故载荷系数KKAKVKHKH1111212451646按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径D1D1TK/KT1/3405164/131/34379MM7计算模数MMD1/Z14379/20223按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为M（2KT1YFYS/F/DZ12）1/31确定公式内各计算数值1查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1500MPA；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPA2查得弯曲疲劳寿命系数KFN1092；KFN20943计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，得F1KFN1FE1/S092500/1432857MPAF2KFN2FE2/S094380/1425514MPA4计算载荷系数KKKAKVKFKF11112118156买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第29页5查取齿形系数查得YFA128；YFA22546查取应力校正系数可查得YSA1155；YSA21637计算大、小齿轮的YFAYSA/F并加以比较YFA1YSA1/F128155/3285700132YFA2YSA2/F2254163/2551400163大齿轮的数值大。2设计计算M（21562270300163/05202）1/314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决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数M并就近得M15按接触疲劳强度算得得分度圆直径D14379MM，算出小齿轮齿数Z1D1/M4379/1529大齿轮齿数Z2UZ11329384几何尺寸计算1）计算分度圆直径D1Z1M2915435MMD2Z2M381557MM2计算中心距AD1D2/243557/25025MM3计算齿轮宽度BDD1054352175MM取B222MM,B127MM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第30页5验算FT2T1/D1222703/43510438NKAFT/B110438/2247N/MM100N/MM,合适第四章轴的设计计算及校核41对轴的校核（1）求轴上的功率P1，转速N1和转矩T1P1P02055098054KWN1N0/192731R/MINT19550P1/N171NM（2）求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为D2MZ216565MMFT12T/D27055/652308NFRFTTAN83NFAFT/COS2455N齿轮A的分度圆直径为DAMZA1527405MMFT22T/D27100/4053506NFRFTTAN126NFAFT/COS373N（3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表153，取A0112，买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第31页于是得DMINA0P1/N11/310MM（4）轴的结构设计初步选择滚动轴承，因轴承主要承受径向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据D10MM，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度的角接触球轴承7200C，其尺寸为DDB10MM30MM9MM，轴承一端采用轴肩定位，另一端采用套筒定位。（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，根据已知尺寸确定轴承的支点，作为简支梁的轴的支承跨距L212MM，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。FNH1FNH2L1L2FT1FT2MH2MH1CMNV2MNV1C从图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH,及M值列于下表买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第32页（6）按弯扭合成应力校正轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。则由式155及上表中的数值可得CAM12T2/W35MPA前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得160MPA。因此，CA1，故安全。42对轴的校核1求轴上的功率P2，转速N2和转矩T2P2P01220550990982054KWN2N0/19223655R/MINT29550P2/N2141NM2求作用在齿轮上的力已知齿轮B的分度圆直径为DMZ155481MMFT12T/D214100/81348N载荷水平面H垂直面V支反力FFNH11648NFNH24166NFNV1597NFNV21493N弯矩MMH132334NMMMH2216965NMMMV177755NMMMV211713NMM总弯矩M18421NMMM2230477NMM扭矩TT7100NMM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第33页FRFTTAN1267NFAFT/COS3702N齿轮C的分度圆直径为DMZ153045MMFT22T/D214100/456267NFRFTTAN62670362256NFAFT/COS6267/0946667N3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表153，取A0112，于是得DMINA0P2/N21/3126MM4轴的结构设计初步选择滚动轴承，因轴承主要承受径向力的作用，故选角接触球轴承。参照工作要求并根据D126MM，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度的角接触球轴承7201C，其尺寸为DDB12MM32MM10MM5求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，根据已知尺寸确定轴承的支点，作为简支梁的轴的支承跨距LL1L2L3755MM，根据轴的计算简图作出弯矩图和扭矩图FT1FT2CL1L2L3FNH1CFNH2MH2买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第34页MH1MV2MV1C从图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH，MV及M的值列于下表（6）按弯扭合成应力校正轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。则由式155及上表中的数值可得CAM12T2/W29MPA前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得160MPA。因此，CA1，故安全。43对行星齿轮A轴的设计载荷水平面H垂直面V支反力FFNH14127NFNH2562NFNV11495NFNV22028N弯矩MMH11093655NMMMH212645NMMMV1396175NMMMV24563NMM总弯矩M111631NMMM213443NMM扭矩TT14100NMM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第35页（1）求中心轮A上的功率与转矩，转速PAP012110992106KWNAN01400R/MINTA9550P/N75NM2确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表153，取A0112，于是得DMINA0PA/NA1/310MM3轴的结构设计初步选择滚动轴承，因轴承主要承受径向力的作用，故选用角接触球轴承。参照作要求并根据D10MM，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度的角接触球轴承7206，其尺寸为DDB306216，两轴承间采用套筒定位。44对行星齿轮B轴及其轴承的设计（1）求轴的功率，转矩及转速P110992098106KWN9675R/MINT9550P/N1105NMM（2）确定轴的最小直径DMINA0P/N1/325MM（3）轴的结构设计轴的最小直径应是安装轴承处的直径，D125MM。根据轴的定位要求选择圆锥滚子轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用。参照工作要求并根据D125MM，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30205。其尺寸为DDB25521625左端轴承采用轴肩定位，轴肩高度A00701D17525,取A买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第36页2MM。第五章导轨的设计计算与检验（1）选择导轨的结构类型因本次设计的机械滑台用于粗镗，故选用双矩形滑动导轨，导轨的型式尺寸见机床设计手册表629。查手册表6218导轨面的尺寸关系，得卧式镗床BD/B071,取BD/B08由设计要求B400MM可得BD320MM。（2）导轨许用比压值导轨许用比压值PP/FP1215MPAP作用导轨面上的正压力F承载面与导轨间的接触面积以下是关于P值的计算镗削头重力的估算（图见组合机床设计副表）V1L4B2H2H12V2LBH3V3L2B1H2V4L1B1H3V5L5B1H2得VV1V2V3V4V50277M3M12/3V2/3027778103144246KGG1M1G144246981141505N滑台重力的估算VL1BH12/38003204002/30068M3买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985第37页M2V5304KGG2M2G519792N镗削头和滑台总重GG1G21934842N由以上计算可知PG1934842N而接触面积F800103851030068M2PP/F028MPAP1215MPA（3）导轨面比压的计算因该机械滑台与TA40型镗削头配合，查组合机床设计得，镗削头主轴转速取400R/MIN，电动机功率取75KW，镗孔直径80200MM,主轴中心高H200MM,且知主切削力偏离滑台中心XPXPL/2L2L3500/218075505MMYPDMAX/2200/2100MM主轴转矩MP/W60P/2N7510360/2400179NM主切削力FZ2M/DMAX179103/1001790N若刀具KV45,S0015FX,FY,FZ之间有如下关系FY0405FZFX0304FZ取FY05FZ895NFX04FZ716N若不计滑台和镗削头的重力，导轨受力