精密万能工具磨床主轴头及其进给机构设计

大学业论文万能工具磨床主轴头及其进给机构设计专班级生姓名指 导教师年 月 日PAGE\*ROMANPAGE\*ROMANIV要、水平进给机构和升降机构毕业作基技程技术问题力，并为进行一般机械创造了一定条件。整机结构由电机产生力通过联轴器将需力递到轮着广阔发展前途。论文研究内容：总体结构作性分析。电机选择。、执行部件零件进行算分析和校核。绘制整机配图及重部件配图和零件零件图。关键词：；联轴器；滚珠丝杠AbstractThisdesignisthedesignofuniversaltoolgrinderdevice.Heremainlyincludes:systemdesign,beltdrivesystemofthehorizontalfeedmechanismandaliftingmechanismonthedesignofthebasicskillstraining,enhancingtheanalysisandtosolveengineeringproblems,andforgeneralmechanicaldesigntocreatecertainconditions.Thestructureismainlyproducedbythemotorpowerthroughthecouplingwillneedtotransferthepowertothebeltwheel,beltwheeldrivesthemainshaft,whichdrivesthemachinemovement,improvelaborproductivityandautomationlevelofproduction.Butalsoshowitssuperiority,therearebroadprospectsforthedevelopment.Theresearchofthisthesis:universaltoolgrinderdevicestructuredesign.analysisofuniversaltoolgrinderdeviceperformance.thechoiceofmotor.thedesignoftransmissionsystem,executivecomponentsofuniversaltoolgrinderdevice.thedesignofcomponentsforthedesigncalculationandcheck.todrawtheassemblydrawingandpartsassemblydiagramandpartsdiagramdesign.Keywords：universaltoolgrinder,coupling,ballscrew录11122233M-40M-4033主轴系统及其带传动668、长度小包角 和尺寸 V4主轴相关部件 26V4.44.55水平进给结构及传动设计 295.15.25.36升降进给机构的计算 38总 结 参考文献 55致谢 PAGEPAGE22沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文1 论1.1内外研究现状20世纪人类社会最伟大的科技成果是计算机的发明与应用1952年美国第１台数控铣床问世至今已经历了50个年头。10～20209090后。80，所以在90国家经计经经，经历了几年最的，05机产起1999年以，国家国防工业及关键民用工业部门投入大量技改资金，使数控设备制造2000年８份2001年北京国际机床展览会上，也可以看种产的繁荣景象。50年的２个：硬件数控（NC）1959代：1965年的小规模集成电路。第２：软件数控（CNC）代：1970年的小年优点主要有：（１），可靠好，，可靠已可达５万小以上；CA、CAM、CA；对数控系统生产厂来说，提供了优良的开发环境，简化了硬件。目前，国际上最大的数控系统生产厂是日本1.2 磨削发展）和研制高精度、高刚度、多的化磨用超精密磨削的的刚磨可4μm5μm用可度高的度用际生产用的度460m/s2μm≤±1μm的机已越来越多从转来，8.2kw 60000r/min，13kw 达已不是功率的专有特征从刚性上60HRC硬度材料的加工心。（P2司 2C专（X（X、、UW）1.3范围角度调整的旋转机构的设计。沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文2M-40万能刀具磨床主轴头主轴头即为砂轮头，砂轮的转速最高达 率 可 作 M-40型万能工具磨床砂轮头进给机构其功能要求实现升降及前后的移动。要求砂轮前后移动距离 ，砂轮升降移距离用 、 结构一般来讲，普通万能工具磨床的数控设计主要有两部分，一是设计一套简易微机数量可为，机的距°。方案伺服系统的择伺服系统实现位置伺服控制有开环、闭环、半闭环 种控制方式。开环控制的伺服系统存在着控制精度不能达到较高水平的基机具有位移与输入脉在负载能力范围内不受流、压、负载大小、环境条件的波动而变化的特点。并且步进电机控制的开环系统由于不存在位置检测与反馈控制的问题，结构比较简单，易于控制系统的实现与调试。并且随着电子技术和计算机控制技术的发展，在改善步进电机控度定为数控系统的动精度和工作性，在计机构动装，提①尽量采用的动和导向元件。如采用滚珠丝杠螺母动副、滚动导轨等。②尽量消除动。如步进电机的动齿轮采用偏心轴套消结构。③缩短动链。缩短动链可以提高系统的动度，减小动链误差。可采用预紧以提高系统的动度。如应用预加负载的滚动导轨和滚珠丝杠动副，丝杠支承设杠螺母动副和滚动导轨。计算机系统的选择计算机数控系统一般由微机部分、接口电路、光电隔离电路、伺服电机驱动电算机。如何采用或单片机组荐采用系列单片机作为主控制器。微机数控的能工具。由于能工具的运动部件重量，因此选用预加载用运同时为了防止意外事故保护微及其它设备还设置报警急停路等，沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文3 主轴系统及其带传动设计3.1 主轴的基本要求△r、△a△o图 表示际线当以回线间漂移即为部△o△a △a图 误差刚度刚其外抵抗变如图 所示即（单为 数 座抗指其抵抗保持运能刀具耐高、效率向发展对抗求来评价抗考虑其抵抗能温升热时各种相对运处摩擦搅油发热温升温升分位置来温升热具床各部间相对位置遭到破坏性套筒外圆表面都必须具有很高硬度以保证其耐性。为了提高耐性应该确地选用滑动材料及热处理方法、润滑方式合理调整良好润滑可靠密封。3.2 主轴组件的布局。体情况以确定在选择具体有以下要求：适应刚度载能力要求选型应满足所要求刚度载能力径向载荷较大可选用滚子；较可选用球双列滚动径向刚度载能力比单列大同一支承采用单个大一般来说前支刚度，表 。求

承 可

度

随升节流形式与

而增大

随增而增

腔相对

时受材料疲劳强度

不计效应时时受温升限制限制 不好阻尼系数 好阻尼系数 好阻尼系数抗振性能受疲劳强中性能好低性能 离心力限低中时形不成漠适应于各种性能好 能力摩擦功耗

小不当时则大 ～

～噪声 大 噪

身噪声泵声不频繁启时寿命 受疲劳强限制命长

身寿命限系统寿命限适应由于结构方面原因不同规格所允许最是不同规格越大等级越低允许最越低受径向当中，—集支后—集后支—分别、后支主可热膨胀而弯曲。结构主组件性较刚一而结构径尺寸要紧凑时则可一个支（尤其是支）配个或个以并使错开排列。经济性使经济效果好。大情况下采采组配置成本为者节省了个而且箱体工艺性较好。级（ — 高刚列交错减少了刚变化量外圈无挡边加工便内孔为 径间隙可以调整易保持主由于支结构较复杂、后支温升不同热变形较大外装配、调整较麻烦。3.3的类型、数目、位置和位方法，同时还考虑加工和配工艺性，一般在止推面以及便刚度求前提下，设计成空心，以便通过拉杆。并应保证夹或可靠、位准确，卸方便和能传递一扭矩。3.4与热处理材料根据刚度、载荷特点、耐磨性和热处理变形大小等因素选择。刚度与材料弹性模量 （ ³ 7 2，以材料首先考虑用钢料钢弹性模量 数值和钢种类和热处理方式无关，量 如 需减少热处理后变形时，或者向移动需保证其耐磨性时，才考虑选用合金钢。配合表面，不少钢（～）热处理情况如下表～～≤回～（²2²）火～此次设计具价格便宜碳（因受荷，且，故采， 。3.5 主轴的技术要求一定技术。颈心和颈心同，一般都以颈为艺基面来最后精锥孔；在检查精时，对于普通精级具，其支颈尺寸精为 内锥孔刀具和顶尖要经常装拆，故内锥孔必须耐磨。锥孔与轴承轴颈的同轴度，一般以锥孔端部及其相距 ～ 毫米处对轴颈的径向跳动表示其形状误差用标准检验锥着色检查的接触面积大小来检验此乃综合指标还要求一定的表面粗糙度和硬度等。3.6 主轴直径的选择主轴直径对主轴组件刚度的影响很大，直径越大，主轴本身的变形和轴承变形引起的主轴前端位移越小，即主轴组件的刚度越高。但主轴前端轴颈直径 越大，与之相配的轴承等零件的尺寸越大，要达到相同的时加大直径还受到轴承所允许的极限转速的限制，甚至具磨所允许。常，主轴前轴颈直径，同具磨的主轴轴颈尺寸定。查具磨表，常的用具磨主轴前轴颈的直径，，表所示：具磨，查表对，。表 主轴前轴颈直径 的～～～～～～～～～～～～～～～～～～磨床—～～～～～3.7 主轴前后轴承的选择前述关于轴承的原则，查简明手册，主轴前支承的双列角接触球轴承3.8 及校核、精度等级和。时轴承对角偏斜比较敏感。当轴向载荷较大，且转速较高时，则应选用接触角较大的角接触轴承。速场合。速 。对于转速较高的轴承可动载荷计选择轴承，其载荷是在下运转时，的，同时考虑、振动、冲击，则轴承动载荷可下式计。Cf

f fh m f fn T

PCr——动载荷计——当量动载荷，；——因数；——速因数；——力矩载荷因数，力矩载荷较小时，较大时；——冲击载荷因数；——温度因数；——轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，；查文献 中的表 至 ，得， ； ； ； ； 在本输送装置中，可以假设轴承只承受径向载荷，则当量动载荷为：查文献 的表 ，得， ， 所以， 。由以上可得：f f f

11.51.5Ch m dP 11283087.6Nf f 0.8221n T本输送机中的轴承承受的载荷多为径向载荷，所以选取深沟球轴承，查文献 的附表 并考虑轴的外径选取轴承 其具体参数为内径 外径 基本额定载荷Cr

22.2kN，基本额定静载荷C0r

，极限速度为 ，质量为 。然后校核该轴承的额定静载荷。额定静载荷的计算公式为：C SPC0 0 0 0r式中：C——基本额定静载荷计算值，0P——当量静载荷，；0S——安全因数0C 0r查文献 的表 知，对于深沟球轴承，其当量静载荷等于径向载荷。查文献 的表 知，安全系数S 1.20则轴承的基本额定静载荷为：C SP0 0

1.211281353.6NC0r

11.2kN由上式可知，选取的轴承符合要求。3.9 主轴前端悬伸量主轴前端悬伸量 指的是主轴前支承支反力的作用点到主轴前端受力作用点之间的Ⅰ 普通长长车铣太长（是细长）的Ⅱ镗内圆用滚动动适用绝分普通生产～孔加专用加细长深孔由加技术需Ⅲ长刀杆移动由重而适用根据上列Ⅱ～ 即：（ ～ ） （ ～ ）³ ～3.10 主轴支承跨距跨是指后反力作用点间支：（）理 （～）≤ ≤ ³初取。311 主轴结构图以上分析算可初步得出结构如图 所示：3.12 主轴组件的验算

图 结构图况不一样通常能满足要求也能满足强要求。乃是载荷与弹变形比值当载荷一定与弹变形成反比因度。图 ，图 Bmax

Fl3-3EI—受Z距离θθ—主轴材料弹性模量。 钢³ 7 2—主轴截面平均惯性矩。当主轴平均直径为 ，内孔直径为 时，π464

-d。此处，故可计算出，主轴部最大挠度：Bmax

³ 4主轴倾角l2B -2EI其中，—主轴前受力。此处， ²—、之间距离。此处，—主轴材料弹性模量。钢³ 7 2—主轴截面平均惯性矩。当主轴平均直径π（D4

d

12813864 。此处， 2故可计算出，主轴倾角为：³ 6³B当≤≤≤

Bmax BB3.13 传动计算表 率3.13.1 传动设计P Kd

PA ⅰ类ⅱ类天ⅰ类ⅱ类天间10161016载荷平稳（7.5W，7.5k

剪往械，P K

1.1

0.825kWd A 3.13.2 图＝ ＝ 3.13.3 准直径并验证速取 ddminddddminid2

1 d d2d1“ dd2i i

差i误i 11

100%

1.58%＜5%符合要求②带速

d nd1

11828306.79m/s601000 601000满足 的要求，故验算带速合适。3.13.4 、带的基准长度并验算小轮包角由式d1

d ad2

2dd1

d d2得 （ ）a （ ）0即 a 取a0所以有：

0(d d )2L 2ado d2 d1

d )d2

d2 d14a02340(90250)(25090)2mm 2 4340 1469mm》 表 －得 ＝L L 14001250

aa d do340+ 0 2 d d

25090a 1

57.3o d2

d1180o

3o 7o0o348.5符合要求。

表 包角修正系数K带型Kb带型Kb103103103103103103包角1K.13.5 和尺寸根据 带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为 由《机械设计》 “ 带轮的结构”判断：当 3＜1

90 ＜300 ，可采用型孔板式或者 型辐板式带轮，这次选择 型孔板式作为小带轮。由于 ，所以宜选用 型轮辐式带轮。2总之，小带轮选 型孔板式结构，大带轮选择 型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁， 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 带两侧面的是 ，为应 带带轮时面形减小，普通带轮槽为 、、、（带的型带轮直径，轮槽表7 在上筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中部分称为轮（腹板），用接轮缘与轮毂成。符号槽型项目第一至67911.5162328表 3 普通 带轮的轮槽符号槽型项目第一至67911.5162328基准宽度5.38.511.014.019.027.032.0基准线上槽深1.62.02.753.54.88.19.6基准线下槽深4.77.08.710.814.319.923.4槽距8±0.312±0.315±0.319±0.425.5±0.537±0.644.5±0.755.56 10 12 1513234基准直≤80≤118 ≤190≤315角 36°径60≤475≤60038°＞80＞118＞190＞315＞475＞600极限偏差±1±0.5按腹板（辐）结构极限偏差±1±0.5≤ ～3 时图3 1。腹板：用于中尺寸≤300 时，如图3 11。孔板：用于尺寸较大－ ＞100 时，如图3 11。椭圆辐：用于尺寸大＞500 时，如图3 11。（（（（）图3 根据设计结果，可以得出结论：选择实心，如图（）选择腹板如图（）3（）基础上改成三级传动的锥形。具体见 图纸。沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文4 主轴相关部件.1 主轴轴承的润滑。用油所以此次设计主支均采脂同时主主套筒内为使油时泄漏也应采脂4.2 主轴组件的密封对主组件工性能影响也较大工具床主好将使流造成浪费加速零件还会严重地影响到工环境及工具床观。4.2.1 主轴组件密封装置的类型；圈形间隙、油沟迷宫；立主等。4.2.2 主轴组件密封装置的选择选时应考虑到主组件下列具体工处主颈线速度；组。过 过 。第 表 图 4.3

4 55 4 4.4

4 。.5 圆螺母540°°C11图 圆螺母（ ）沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文5 支简图支简图特点承方式一需保证螺母与两端支承同轴，故结构较复杂，端 固工艺较困难，丝杆的轴向刚度与两端相同，压杆稳定 一定性和临界转速比同长度的较高，丝杆有膨胀余地，端 游这种安装方式一般用在丝杆较长，转速较高的场合，动在受力较大时还得增加角接触球轴承的数量，转速不高时多用更经济的推力球轴承代替角接触球轴承。两只有轴承无间隙，丝杆的轴向刚度为一端固定端 固的四倍。一般情况下，丝杆不会受压，不存在压杆定丝杆自的下和膨胀的问题，适用于刚度和度较高的场合。一结构简单，丝杆的压杆的稳定性和临界转速都端固较低设计时尽量使丝杆受拉伸。这种安装方式的承定一载能力小，轴向刚度底，仅仅适用于短丝杆。端自由.1 丝杆副的选择为 为 为 为 为 为 。n /min,M 2.2kgfmax maxP VH

/n

1800/15001mm取 hnV/h

(r/min)maxnmaxmax

/P 18000/12/min)h

5-2

min

V /Pmin

1/12/min)

5-3

tmax

n tmin2

)1

t2)(r/min)t 2t故12n (n12m

tmax

n tmin2

)1

t)/min)2

5-4G1

mg1

200X9.81960N

5-5

m2

80X9.8784N

5-6G3

m3

30X9.8294N

5-7覆影响系一般取 课题所受F f

GF)-F 2G3GG0(

2GG)-F 2G215N

0 2max x 22

Z y 2 3 2 3

2 3 1 y 2

mint tn1 2 2

2n）1F 3nt F 3nt 1F (m

max

11nt

mint

22)

31494N

5-911 22荷C Fm fw f f f ft h a k

60 T n13h m )1310 6取）））上式计算得表各类机械预期时间表表表mm则 （ —。圈圈外径刚度钢球μ底径5.2 校核拉压系统刚系统和拉压震固频率扭转刚扭转固频率承受负荷拉压系统刚身拉压刚道接触刚承接触刚座刚按不同支撑组合方式而临界压缩负荷证：F f1

2EI

K1F Ncr L20

max式中 材料弹模量 ）钢大受压长）））Id2

(d

_1.2d )4w

5-10中 ，5-11。，杠副高速运转时需验其否会发生共振的高转速n 杠的最cr高转速：30f 2n Z

EIK

5-12cr LC

PA 2

d4 2

3.1434.32*104

9.2*10-4m2d mm；2材料密度L mmcLcK K2 2crcr

r/K sminK smax

AE/LAE/——最小横截面A

d2(mm2)4 2螺母座度 μ 。当导轨运到两极位置最和最小其植分别为 和。1/Ke

1/2KH

1/KC

1/KsminW keB m——滚珠副μ ；——螺母座μ ； μ——副内滚道接触μ ；——本身μ ；——接触μ 。远于 能.3 每md2JR 8

d4L32

5-13—长度—钢密2JR

0.002kgm2水平向丝杆折算P2J M L

5-142 —丝杆螺（）经JL

4.09*10-8kgm2联器查表得JW

0.0004kg/m2JJ

JJ

5-15R L W2nT

Jmax

5-16max

60tan

150/—时间t 3a K

—系统增量，取 则经得Tmax摩擦

S2.2NmT Ff

PI

5-17， 而 为 ，—丝杆螺距（）η—传动效率，η—传动比，经得Tf

0.57Nm由丝杆预紧引起附摩擦PT 0P0

P12)2i0

5-18—滚珠丝杆预载荷≈η 经的 ²TT Tmax f

T 2.82Nm0为 的 N m 。沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文6 升降进给机构的计算.1 电机计算：M M M M

61惯M 0.1M

62摩 总M mglJ/t惯 启

63M m glJ /

64mv

πR21

R22

65J m l2

66ml2 m 1J 3 2 R21

R2

67

v/l

68M ²；总M ²；摩M ²；负M ²；惯J ²；负J²；；m；m ；负t ；启；v。沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文m 5 v0

R0.035

0.025

l0.2 ，负 1 2t 0.2 7.8103 。启 将数代入计算得mvπR 2R2l 1 27.81033.141.76

0.03520.02520.12

6-9vl

0.80.12

6.67J m l22.50.122

0.036 ²负ml2 m J 3 2

R2R21 21.760.122 1.76 3 2

0.0352

0.02529.63103

² 6-10M m glJ /t负负 启2.510

/0.24.5

² M mglJ/t惯 启1.76100.129.631036.67/0.22.4

² 6-12M M总 摩

M M

0.1M总

4.52.4M 总

² 6-13因传动是通过齿轮齿实现所以查取手册 得：弹性联轴器传动效率 0.99；1滚动轴承传动效 0.99（一对；3齿轮齿传动效 0.97；4计算得传动装置a

0.8501。电机在工作中实际要求转矩M电

M /i总

4.53

²（ ）计算得出所需力矩结合北京和利时电机技术有限公司生产系列五相混合型步进电机技术数和矩频特性曲线如图 和图 所示选择沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文图 图 6.2 条的设计计算、精度等级、材料及直圆柱货叉为一般工作械，速度不高，故用 级精度（ ）材料择择材料为 （调质，硬度为 ，条材料钢（调质，硬度为 ；初为 按面接触强度计算

沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文331ZEH2kT1d（）算齿轮传递的转矩95526r/min

*40314 选齿宽系数d（）数 MP1/2按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限Hlim600MPa强度极限Hlim550MPa（）取齿轮接触疲劳寿命系数 齿条接触疲劳寿命系（）算接触疲劳许用应力

，齿条的接触疲劳0取失效概率0 数 0

kHNS

*lim求得：齿轮的接触疲力 力 。11911924743122131ZEkT12（）*36.5*2660*1000

dtn60*1000

6-15（）齿宽

6-166-17沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文bhdt 618z 619bh据 由b 由h 6203KKt3143KKt3148912 622

YFaYSa

2KT

6233

z2确定内各参值疲劳极限E1

500

条疲劳极限2

380疲劳寿命数 条疲劳寿命；疲劳许应力取疲劳安全许

N1E1S

0.83*5001.4

624沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文

KFN2FE2S

0.88*3801.4

625 626YFaYSaF

280*1.5530357

627YFaYSa23 Fd2

62822*1428*147104001464*3 045*202对比面接触疲劳强度模大于由根弯曲疲劳强度模，由于模大小主要决于弯曲强度所决定承能，而面接触疲劳强度所决定承能，仅与直径（即模与乘积）有关，可由弯曲强度模并就近圆整为标准值 按接触强度分度圆直径 出并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸．宽度d

629630沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文度

631

632 633h* 634* h* 6356.3 件的计算M M l 惯

） 636摩M

J

/t ） 637惯载 启 vl

） 638M 0.1M摩

） 6391 J 12mb2h

² 640FMl/

641M；lM ；惯M ；摩l，l2000 ；沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文——臂材料的密度（ ，B——臂的外宽（ ，B0

2.7103 ；；H——臂的外长（ ，H0 ；b（ ，b0 ；h（ ，h0 ；d（ ，（ ；

400 ；v（ ，vt （t启

0.6 ；；l/——电机安装位置，l/200 。设臂为实心时的质量m 对应的转动惯量J 用臂材料填充臂空心部分所需外 外的质量为m ，对应的转动惯量J 。内 内代入数据得：m 外

2.71030.180.180.869.98

6-42m bhl2.71030.150.150.848.6内

6-43m m外

69.9848.621.38

6-44同理有：J 3臂3

J 1.83手腕

J 2.6负载

6-45max

v/lcos300.8/

1.155

6-46M J惯

/总

14.181.155/0.532.756

² 6-47M 0.9M惯

² 6-48M M /0.9l 惯

² 6-49FMl/

36.40.2

182

6-50图 是北京和利时电机技术有限公司部分 系列混合式步进电机的技术据。沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文图。系图 外形尺寸如示。图 沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文图 （ 为31ZE31ZEkT12≧

6-51确内各参的值。数传递的转矩95526r/min14

*403

6-52宽系查得的弹影响系数 MP1/2沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文Hlim 0Hlim 0数

0

kHNS

*

0 。0331ZEkT12

6-531119247431221dtn度60*1000

6-54*36.5*2660*1000宽

6-55宽与bhdt模数 6-56z高 6-57bh载荷根据 级精图可动载 沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文由b 由h 6583KKt3143KKt3148912 660

YFaYSa

2KT

6613

z2确定内各参值极限E1

500MPa

条疲劳极限2

380轮疲劳寿命数 条疲劳寿命；疲劳许用应力取疲劳安全轮许用应力条许用应力

N1E1S22S

0.83*5001.40.88*3801.4

662663 664轮形取应力YFaYSaF

280*1.5530357

655沈阳建筑大学毕业设计、沈阳建筑大学毕业论文YFaYSa23 Fd2

65522*1428*147104001464*3 045*202对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 按接触强度算得的分度圆直径 算出齿轮齿数并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸的计算计算分度圆直径．计算齿轮齿条宽度d

656657取齿轮宽度 齿条宽度计