插床机械传动系统设计

插床机械传动系统设计

题目插床机械传动系统设计

指导教师

院系物理与机电工程学院

班级10机械（2）

学号

姓名

完成时间___________2012.12.6___________

目录

一.设计任务书3

二、传动方案拟定..................................6

三、电动机的选择..................................6

四、计算总传动比及分配各级的传动比..................7

五、运动参数及动力参数计算........................7

六、传动零件的设计计算............................9

七、轴的设计计算..................................25

八、滚动轴承的选择及校核计算......................38

九、联轴器的选择..................................42

十、润滑剂、密封装置的设计.......................42

十一、箱体的设计..................................43

十二、总结.........................................44

紧

要

果

计算与说明结

机械设计课程设计任务书

一、课程设计题目：插床机械系统方案设计

二、工作原理

插床机械系统的执行机构要紧是由导杆机构与凸轮机构构成。附图1为其参考示

意图，电动机通过减速传动装置（皮带与齿轮传动）带动曲柄2转动，再通过导杆机

构使装有刀具的滑块6沿导路y—y作往复运动，以实现刀具的切削运动。刀具向下运

动时切削，在切削行程H中，前后各有一段0.05H的空刀距离，工作阻力F为常数；

刀具向上运动时为空回行程，无阻力。为了缩短回程时间，提高生产率，要求刀具具

有急回运动。刀具与工作台之间的进给运动，是由固结于轴上的凸轮驱动摆动从动

件1O8D与其它有关机构（图中未画出）来完成的。

三、设计要求

电动机轴与曲柄轴2平行，使用寿命10年，每日一班制工作，载荷有轻微冲击。

同意曲柄2转速偏差为±5%。要求导杆机构的最小传动角不得小于60"；凸轮机构的

最大压力角应在许用值之内，摆动从动件8的升、回程运动规律均为等加速等减速

运动，其它参数见设计数据。执行机构的传动效率按0.95计算。按小批量生产规模设

计。

四、设计数据（见附表1）

五、设计内容

1、设计题目（包含设计条件与要求）；

2、根据电机转速与曲柄轴转速的比值，选择传动机构并定性比较，确定传动系统

方案；

3、电动机类型与功率的选择；

4、确定总传动比、分配各级传动比：

5、计算传动装置的运动与动力参数；

6、传动零件（带传动及齿轮传动（或者蜗杆传动））设计计算；

7、传动轴的结构设计及校核；

8、滚动轴承的选择与寿命计算；

9、键连接的选择与校核计算；

10、联轴器的选择计算；

11、润滑剂及润滑方式、密封装置的选择；

12、减速器箱体的结构与要紧尺寸设计；

13、执行机构方案及尺寸设计（在机械原理设计中完成，本次不做）；

14、执行机构构件及零件的结构尺寸设计（由设计者自定是否涉及）；

15、运用计算机软件（Solidworks、Pro/E、AutoCAD等）设计及绘图;

16、列出要紧参考资料并编号；

17、设计的心得体会与收获；

六、设计工作量

1、减速器装配图I张，要求计算机使用A0图纸出图，图纸格式为留装订边，标题栏、

明细栏参考机械设计手册国标规定；

2、传动轴零件图1张；传动零件1张，均要求计算机使用A3图纸出图，图纸格式为

留装订边，标题栏、明细栏参考机械设计手册国标规定；

3、设计说明书一份（应包含设计要紧内容，在说明书中列出必要的计算公式、设计计

算的全部过程。），可打印，封面格式见《机械设计课程设计指导书》;

4、以组为单位进行答辩，答辩要求制作PPT。

七、设计时间：14、15周

a）机械系统示意图b）插刀阻力曲线图

附图I插床机械示意图

步骤主要内容时间安排

（1）熟悉任务书，明确设计的内

1、设计准备工容与要求；

11（或者13）周星期一

作（2）熟悉设计指导书、有关资料、

图纸等；

（1）确定传动方案；

（2）选择电动机；

（3）计算传动装置的总传动比，

2、总体设计11（或者13）周星期一

分配各级传动比；

（4）计算机各轴的转速、功率与

转矩。

3、传动件的设（1）齿轮传动、带传动或者蜗杆

11（或者13）周星期二

11一算传动的设订“算；

（1）轴的结构设计及校核；

（2）滚动轴承的选择设计；

4、轴系零件的11（或者13）周星期三百

（3）联轴器的选择设计；

设计星期五上午

（4）键连接的选择设计；

（5）减速器附件的选择。

5、润滑、密封（1）润滑、密封设计；11（或者13）周星期五T

及箱体设计（2）减速器箱体设计；

6、计算机绘图（1）减速器三维零件图及装配图11（或者13）周星期六至

设计（可不做）；12（或者14）周星期三

（2）绘制减速器装配图；

（3）绘制轴及传动零件的零件

图；

（1）编写设计计算说明书，内容

包含所有的计算，并附有必要的

简图；

7、编写设计计12（或者14）周星期四至

（2）说明书中最后应写出设计总

算说明书星期五上午

结。一方面总结设计课题的完成

情况，另一方面总结个人所作设

计的收获体会与不足之处。

（1）作答辩准备

8、答辩12（或者14）周星期五下

（2）参加答辩

机械设计课程设计说明书正文

1、确定电动机型号

(1)电动机类型与结构型式的选择：按已知的工作要求与条件，选用Y系列三相交

流笼型异步电动机(JB/T10391-2002),全封闭自扇冷式结构，电压380V。

(2)选择电动机的容量：

插床插刀的有效功率Pw：

FxO.9H1480x0,9x0.1山「八一

P=nri———=---------——=0.1154KW,放大5倍后P=0.5772KW。

1000X—lOOOx—

n252

查机械设计课程设计指导书表9.1得：普通V带传动效率7=0.96,角接触球轴承效

电动机型号

率(一对)%=。-99,圆柱齿轮传动(8级精度、油润滑)效率7,3=0.97,弹性联

Y904S-4

额定功率

轴器效率〃4=()•券，执行机构的传动效率〃执=0.95。

1.Ikw

则从电动机到插刀之间的总效率为：

满载转速

〃总=Q7/2""执=0.96x0.993x0.972x0.99x0.95=0.82,

1400r/min

P()5772

则电动机所需工作功率为：兄=——=…kW=0.704kW。

%0.82

因P0.=L3与故Pw=l.3X0.704=0.911KWo

查机械设计课程设计指导书选定电机型号为Y90S-4,其要紧性能如下表所示:

启动转矩最大转矩

也动机型号额定功率/KW满载转速/(r/min)

额定转矩额定转矩

Y90S-41.114002.22.2

(3)确定方案：普通V带传动同意的传动比较大，结构紧凑，，同时大多数V带已经

标准化，便于设计。

齿轮减速器的特点是效率及可靠性高，工作寿命长，保护简便，因而应用范围很

广泛。齿轮减速器按其减速齿轮的级数可分为单级、两级、三级与多级的；按其轴在

空间分布可分为立式与卧式；按其轴运动简图的特点展开式、同轴式与分流式等。

综上所述本次设计的传动比约为29.58,选用普通V带与二级展开式圆柱齿轮减

速器进行调速，方案示意图如卜图所示：

2、计算传动装置的总传动比i总并分配传动比

n14(¥)

(1)总传动比i以为：〃=1=丝2=26.923

n252

取普通V带传动比为：i带=2.5,i总二城/34，坨=1汨34

则26.923=2.5XI.44

解得i12=3.88,i34=2.772

3、计算传动装置各轴的运动与动力参数

(1)各轴的功率、转速、输入转矩：i带=2.5

==

0轴：Pw1.1KUn0=n,“=14(X)r/niinil2=3.88

T=9550x-^-=7.5N•加

[}i34=2.772

1400

【轴：R二P("『=1.1x0.96=1.056KW\=^=-y―=560r/min

L，：2.5痣=1.1KW

T.=9550x-Ht=9550=18.01N•〃？n0=I4(X)r/min

n,560

T°=，5N，m

11轴：Ri=P力滂〃12=1056x0.99x0.97=1.014KW

P,=1.056KW

nM=—==144.33r/min

i123.88\=560/7min

T..=9550x瓦=9550x=67.09N•tnT=18.01

"n144.33

uP”=1.014KW

in轴：P“二滚〃34=1.014X0.99X0.97=0.974KW

nu=144.33r/nin

nH144.337；[=67.09N"7

nH1=-=------=52.0777rmn

i342.772

Tin=9550x-£m=9550x^1=178.64/V./??P”尸0.974KW

1,1

nIK152.07

n=52.07r/nin

将上述计算结果汇总于下表，以备查用：ni

转速

轴名功率/kW转矩T/(N*m)7]=178.64/Vw

n/(r/min)n

。轴1.17.51400

I轴1.05618.01560

11轴1.01467.09144.33

IH轴0.974178.6452.07

4、solidworks电机3D制图

5、参考文献

[1]宋宝玉：《机械设计课程设计指导书》，高等教育出版社2006年版

[2]濮良贵、纪名刚：《机械设计》，高等教育出版社2006年版

[3]邢邦圣：《机械制图与计算机制图》，化学工业出版社2008年版

[4]江洪、陈燎：《solidworks2008完全自学手册》，机械工业出版社2008年版

[5]谢昱北：《solidworks2007典型范例》，电子工业出版社207年版

6、普通V带传动设计

6.1、带传动的失效形式与设计准则

(1)要紧失效形式

A、打滑

当传递的圆周力F超过了带与带轮之间摩擦力的总与的极限时，发生过载打滑,

使传动失效。

弹性滑动与打滑的区别；

a)从现象上看：弹性滑动是局部带在带轮的局部接触弧面上发生的微量相对滑

动；打滑则是整个带在带轮的全部接触弧面上发生的显著相对滑动；

b)从本质上看：弹性滑动是由带本身的弹性与带传动两边的拉力差(未超过极限

值)引起的，带传动只要传递动力，两边就必定出现拉力差，因此弹性滑动是不可避免

的。而打滑则是带传动载荷过大使两边拉力差超过极限摩擦力而引起的，因此打滑是

能够避免的。

B、疲劳破坏

带在变应力的长期作用下，因疲劳而发生裂纹、脱层、松散，直至断裂。

⑵设计准则

带传动的要紧失效形式是打滑与疲劳破坏，因此，带传动的设计准则是：在保证

带在工作时不打滑的条件下，带传动具有足够的疲劳强度与寿命。

6.2、普通V带传动的设计步骤与方法

(1)V带设计参数

1、确定计算功率Ra：P”=K,\•玲，查表8-7得工作情况系数KA=11(空、轻我

启动，载荷有轻微冲击)，故P.a=Llxl.lkW=1.21kW

2、选择V带的带型；

根据Pea=1.21kW,5=1400%出查表8T选用Z型(€1山=50-7皿。)。

3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v：

(1)初选小带轮的基准直径(15：查表8-6、表8-8取小带轮的基准eld】二71mm。V带：

Z型

_Mln,_^x71xl400/_d=71mm

(2)验算带速v：vdl52dl

60x100060x1000/s

d=180mm

由于5m/s<v<30m/s,故带速合适。d2

(3)计算大齿轮的基准直径：

,由表圆整为。

da9=i?i|(JvdUaIi=2.5x71mm=177.5mm180mm

4、确定V带的中心距a与基准长度L<|：

⑴根据公式0.7((1U由I+d,V「l〜)=175.7mm<a0•_»<2(ddUI+dUd42)=502nm,初定中心距

a0=350nm。

⑵通过计算得到该组带轮所需的基准长度：

La2ao+¥(d(ji+€^2)+“'W=[2x350+^x251+-^—]mm«l102.56mm

d024a024x350

查表8-2得：Ld=1120min。

(3)计算实际中心距：

(L-L)”八1120-1102.56”八

a»a+d---d-0=350+-------------mm=359mm。

°n22

根据amin=a-0.015Ld,amax=a+0.03LdW：中心距a的变化范围为342-392mm。

5、验算小带轮上的包角%:

5730573。

%«180?-(d-1809-(180-71)x^^-163°>90°a=359mm

'd(p-dla359

6、计算带的根数z：

(1)计算带根V带的额定功率P=：由c*=71mm与川=1400%^,查表8-4a知

R)=0.294kW根据\=1400^in,i带=2.5与Z型带查表8-4b得：

APo=O.O3kW，查表8-5得Ka=0.956,查表8-2得K[=L08,因此

Pr=(P0+AP0)xKftxK,=(0.294+0.03)x0.956x1.08kW=0.335kW%=163°

(2)计算V带的根数z：z=^=袅1=3.612,取4根。

P,0335

7、计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)m”查表8-3得Z型带的单位长度质量

q=0.06%,

(Fo)min=500("KLa+(评2二回Wx-()§56)X121十0前又2取=48.6N

Kzv0.956x4x5.2

aZ=4

应使带的实际初拉力%>(Ipmin

8、计算应轴力Fp：压轴力的最小值为：

(F)min=2z(E))minsiii&=2X4X48.6xsin—N=384.53N

pHiHIuinillcO

9、带轮结构设计：查机械设计课程设计指导书得：Y90S-4电动机轴伸直径l)=24mm,

轴伸长度E=60mm0根据小带轮基准直径d讥=71mm做成实心式结构参照机械设计书

图8-14(a)与表8-10,可求其结构尺寸与轮缘横截面尺寸。大带轮基准直径

d(12=180mm做成腹板式结构参照机械设计书图8T4(bj与表8-10,可求出其结构尺Fp=384.53N

寸与轮缘横截面尺寸。

小带轮参数：小带轮dd[=71mni,孔径d=24mm,带轮宽B=53mm,查有关机械手册知小带

轮使用实心式；大带轮参数：大带轮(1必=180制],查有关机械手册知大带轮使用四孔板

式，则孔径d=28mm,带轮宽B=50mm,轮毂直径与宽度皆为

d0=L=2d=2x28mm=56mm。

6.3、solidworks带轮3D制图

(1)小带轮绘制：(2)大带轮绘制:

6.4、参考资料

[1]宋宝玉：《机械设计课程设计指导书》，高等教育出版社2006年版

[2]•淮良贵、纪名刚：《机械设计》，高等教育•出版社2006年版

[3]邢邦圣：《机械制图与计算机制图》，化学工业出版社2008年版

[4]江洪、陈燎:《solidworks2008完全自学手册》,机械工业出版社2008年版

[5]谢昱北：《solidwork$2007典型范例》，电子工业出版社207年版

7、齿轮传动设计

7.1、齿轮传动的失效形式与设计准则

通常情况下齿轮传动的失效要紧发生在轮齿，轮毂、轮辐很少失效，因此轮毂、

轮辐部分的尺寸按经验设计。齿轮的失效可分为轮齿整体失效与齿面失效两大类。

(1)失效形式

A、轮齿折断

直齿轮轮齿的折断通常是全齿折断；斜齿轮与人字齿齿轮，由于接触线倾斜，通

常是局部齿折断。齿轮在工作时，轮齿像悬臂梁一样承受弯矩，在其齿根部分的弯曲

应力最大，而且在齿根的过渡圆角处有应力集中，当交变的齿根弯曲应力超过材料的

弯曲疲劳极限应力时，由于材料疲劳对拉伸应力比较敏感，在齿根处受拉一侧首先就

会产生疲劳裂纹，随着裂纹的逐步扩展，致使轮齿发生疲劳折断。而用脆性材料(如

铸铁、整体淬火钢等)制成的齿轮，当受到严重短期过我或者很大冲击时，轮齿容易

发生突然过载折断。

提高轮齿抗折断能力的措施有：减小齿根应力集中，对齿根表层进行强化处理，

使用正变位齿轮传动，增大轴及其支承刚度，使用合适的热处理方式增强轮齿齿芯的

韧性。

(•)(b)

全齿折断局部齿折断

B、齿面点蚀

齿面点蚀是一种齿面接触疲劳破坏，经常发生在涧滑良好的闭式齿轮传动中。在变化

的接触应力、齿面摩擦力与润滑剂反复作用下，轮齿表层下一定深度产生裂纹，裂纹

逐步进展导致轮齿表面出现疲劳裂纹，疲劳裂纹扩展的结果是使齿面金属脱落而形成

麻点状凹坑，这种现象就称之齿面疲劳点蚀。发生点蚀后，齿廓形状遭破坏，齿轮在

啮合过程中会产生剧裂的振动，噪音增大，以至于齿轮不能正常工作而使传动失效。

实践说明，疲劳点蚀首先出现在齿面节线邻近的齿根部分。

提高齿轮的接触疲劳强度的措施：提高齿面硬度、降低齿面粗糙度、合理选用润滑

油粘度，使用正变位齿轮传动等。设计时为避免齿面点蚀失效，应进行齿面接触疲劳

强度计算。

疲劳点蚀

C、齿面磨粒磨损

在齿轮传动中，随着工作环境的不一致，齿面间存在多种形式的磨损情况。当齿面间

落入砂粒、铁屑、非金属物等磨粒性物质时，会发生磨粒磨损。齿面磨损后，齿廓失

去正确形状，引起冲击、振动与噪声，磨损严重时，由于齿厚减薄而可能发生轮齿折

断。磨粒磨损是开式齿轮传动的要紧失效形式。

提高抗磨料磨损能力的措施：改善密封与润滑条件、在润滑油中加入减摩添加剂、保

持润滑油的清洁、提高齿面硬度等。

齿面磨损

D、齿面胶合

互相啮合的轮齿齿面，在一定的温度或者压力作用下，发生粘着，随着齿面的相对运

动，粘焊金属被撕脱后，齿面上沿滑动方向形成沟痕，这种现象称之胶合。胶合发生

在：高速重载齿轮传动中；如航空齿轮传动），使啮合点处瞬时温度过高，润滑失

效，致使相啮合两齿面金属尖峰直接接触并相互粘连在一起，造成胶合；重载低速齿

轮传动中，不易形成油膜，或者由于局部偏载使油膜破坏，也会造成胶合。胶合发生

在齿面相对滑动速度大的齿顶或者齿根部位。齿面一旦出现胶合，不但齿面温度升高,

而且齿轮的振动与噪声也增大，导致失效。

减缓或者防止齿面胶合的方法有；减小模数，降低齿高，降低滑动系数；提高齿面硬

度与降低齿面粗糙度；使川齿廓修形，提高传动平稳性；使用抗胶合能力强的齿轮材

料与加入极压添加剂的润懵油等。

齿面胶合

E、塑性变形

塑性变形属于轮齿永久变形，是由于在过大的应力作用下，轮齿材料处于屈服

状态而产生的齿面或者齿体塑性流淌所形成的。齿面塑性变形常发生的齿面材料较软、

低速重载的传动中。当轮齿材料较软，载荷很大时，轮齿在啮合过程中，齿面油膜破

坏，摩擦力剧增，而塑性流淌方向与齿面所受摩擦力的方向一致，齿面表层的材料就

会沿着摩擦力的方向产生.塑性变形。

提高抗塑性变形能力的措施：适当提高齿面硬度，使用粘度高的润滑油，可防止

或者减轻齿面产生塑性变形。

塑性变形

（2）设计准则

齿轮失效形式的分析，为齿轮的设计与制造、使用与保护提供了科学的根据。齿

面的硬度与工作条件不一致，齿轮的失效形式不一致。专I对不一致的失效形式，应分

别建立相应的设计准则，以保证齿轮传动在整个工作寿命期间具有足够的相应的工作

能力。按照齿轮热处理后齿面硬度的高低，齿轮传动可分为软齿面齿轮传动（齿面硬

度C350HBS）与硬齿面齿轮传动（齿面硬度>350HBS）两类。为达到齿轮装置.小型

化目的，能够提高现有渐开线齿轮的承教推力，各国普遍使用硬齿面技术，以缩小装

置的尺寸。

A、闭式软齿面齿轮传动

由实践得知，关于润滑良好的闭式软齿面（HBSW350）齿轮传动，其要紧失效形式是

齿面点蚀，其次是轮齿折断。故常按齿面接触疲劳强度条件进行设计计算，校核齿根

弯曲疲劳强度。

B、闭式硬齿面齿轮传动

关于闭式硬齿面（HBS>350）齿轮传动，其要紧失效形式是轮齿折断，通常按齿根

弯曲疲劳强度进行设计计算，校核齿面接触疲劳强度。

C、开式齿轮传动

开式齿轮传动其要紧得失效形式是磨损与轮齿折断，因磨损尚无成熟的计算方法方法

及设计数据，目前只能按齿根弯曲疲劳强度设计计算，考虑磨损的影响可将模数加大

9%~20%。

D短期过载与大功率的齿轮传动对有短期过载的齿轮传动，应进行静强度计算。对高

速大功率的齿轮传动，应进行抗胶合计算。设计齿轮时，除应满足上述强度条件外，斜齿圆柱齿轮

还应考虑诸如经济性、环境污染（要紧是振动与噪声）等问题。8级精度

7.2齿轮传动的设计步骤与方法

（1）齿轮传动设计

A、高速级齿轮的设计（/、Z2）

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动

（2）由于金属切削机床速度不高，故选用8级精度

（3）材料选择:查表10T选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS,大齿轮材

料45钢（调质）硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HES。

（4）、选小齿轮齿数Z1=24,则大齿轮齿数Z2=3.88X24=93.12,取z?=94。

（5）、选用螺旋角初选喋旋角B=15°

2、按齿面接触度设计

由设计计算公式试算即：

（1）确定公式内的个计算值

1）试选载荷系数：K（=1.6,由图10-30选区域系数Z”=2.425。

2）小齿轮传递的转矩：T,=118.01N-m

3）查表选取齿轮宽系数：媪=1

4）查表10-6得弹性影响系数：ZE=189.8MPa2

5）按齿面硬度查图10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限：o-Hliml=600MPa,大齿轮

的接触疲劳强度极限:<THIim2=550MPa

6）由式N=60njL计算应力循环次数

N=60n,jLh=60X560XlX（1X300X8）=8.064Xitf

8.064x10*…

XNT、=-----------=2.08XIO8

-3.88

7）查图1079取接触疲劳寿命系数：93,96

KHNI=0.KHN2=（）.

8）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,安全系数S=l,由式上」二除小巧抽得:

S

=（）93X6OOMPA=558MPA

SI

口H卜52；加2二。.96：550MPa=528Mpa

9)查表得£口=0.765%广°・86£~£\+£^=1.625

aaaV=0.93m/s

⑵计算

1）试算小齿轮分度圆直径，代入口/中较小的值:

2

也L2±1(ZFZ“)

%>?Xx〔［外］>

©声aU

2

2xl.6xl.801xl044.882.425x189.8

x----x=31.76mm

1x1.6253.88543

2)计算圆周速度v

^dn.^-x31.76x560/八“,

v=——Ult—=----------------=t0ri.93m/s

60x100060x1000/s

3)计算齿宽b

b=aXd1(=1X31.76mm=31.76nun

4）计算齿宽与齿高之比b/h

—£;31.76x315。.=］.28mm

模数：m11t

24

J3176

齿高：h=2.25mllt=2.25X1.28mm=2.88mm,齿宽与齿高之比2=——=11.03

h2.88

5）计算载荷系数

已知使用系数K,\=L25,根据v=0.93m/s,8级精度，查图10-8得动载系数K、,=1.05

查表10-3得KM=KF。=1.4,由表10-4用插值法杳得：KH〃=L447

查图1073得K3=1.4；故载荷系数

K=KAKvKHoKH/,=1.25X1.05X1.4X1.447=2.66

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式子齿={

di==31.76x—=37.62mm

V1.6

7）计算模数m

d.cos/737.62xcos15°

m=--------=----------------=1.5mm

24

3、按齿根弯曲强度设计

^KT.K.cos2/?YY.

根据弯曲强度的设计公式为4―———-（z中r早x）进行计算：

1）由图1078查得小齿轮的弯曲疲劳强的极限。阳=500MPa;大齿轮的弯曲强度极限

C7re2=380MPa

2）由图取弯曲疲劳寿命系数K/尸（）.85,=0.88

3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=l.4,则

£_「。田_0.85x50（）

S1.4

Irr1-KpN2bFE2_0・88x380

S1.4

4）计算载荷系数K=KAKvKFaKF/7=1.25X1.05XL4X1.4=2.57

5）计算纵向重合度为=0.31励Ztan/7=0.318x1x24xtan15f,=2.045

根据£力=2.045,从图10-28查得螺旋角影响系数〃=0.875

6）计算当量齿数：

Zd=—^―=?=26.63Zr2=—?=104.3

cosftcos315r'cos3f3cos314

7）查取齿形系数、应力校正系数

由表杳得YFa1=2.581；丫叱=2.177

由表杳得丫卬=1.598；YSa2=1.793

VFaVsa

8）计算大小齿轮的日"并加以比较

匕ziAai_2.581x1.598

[crF],-—303.57-=0.01359

Y%202_2.177x1,793

J-238.86=0.01634z,=25

大齿轮的数值大

Z=97

9）设计计算2

3/2x2.57x1.801J1Q4XO.875XCCS2肯

x0.01634=1.10mm

V1X242X1.625

对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数，%大于由齿根弯曲疲劳强度计算

的法向模数，取，%;1.5,己可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接

触疲劳强度算得的分度圆直径4=37.624=38.93〃〃〃

「cos-37.62xcos15°°………d2=151fflmm

z产=---------------%24.23,圆整为25

mn1.5

a=95mm

大齿轮齿数z2=i[2Z]=3.88X25=97。

这样设计出的齿轮传动，即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、几何尺寸设计

1）计算分度圆直径

.zj%25x1.5-c,

d.=——-=------=38.93"〃〃

cos/3cos15。

zm97x1.5..._B=45mm

d?=—2—-lt=-------=⑸.0n7〃〃〃1

cos/3cos150

B=40mm

2）计算中心距2

__（25+97冈5_Q/i

a—2cos〃一Cos5x2一，圆整为a=95mm。

3）按圆整后的中心距修正螺旋角

（Z]+z0）%（25+97）x1.5

B=arccos-!---=——-=arccos-------------=15364

2a2x95

由于B值改变不多，故参数4,k°,Z”等不必修正

4）计算齿轮宽度

b=0ddi=1X38.93nm=38.93mm

斜齿圆柱齿轮

8级精度

圆整后取R2

5、结构设计及绘制齿轮零件图

（1）小齿轮参数：

查有关机械手册得:小齿轮使用齿轮轴式

（2）大齿轮参数：

由于dW500mm,则使用腹板式结构

B、低速级齿轮的设计（Z3＞乙）

1.选精度等级，材料及齿数

1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动

2）由于金属切削机床速度不高，故选用8级精度

3）材料选择：小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。二者材料硬度差为40HBS。

4）选小齿轮齿数Z3=24,大齿轮齿数Z4=2.772X24=66.53®z2=67

5）初选螺旋角6=150。

2.按齿面接触强度设计即：

,、”±1卜蹿2乙

（1）确定公式内的歌计算值

1）试选载荷系数K1=1.6,查图10-30选Z〃=2.40

2）计算小齿轮传递的转矩：T1I=67.（）9Nm

3）查表10-7选取齿宽系数0d=1

4）查表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa^

5）查表按齿面硬度杳得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接

触疲劳强度极限GUM=55OMpa。

6）查表得0.765=0.86则%=+%2=1-625

7）计算应力循环次数

s

N3=60nNjLh=60X144.33X1X（1X8X300X10）=2.08X10

=J%^3_=75X107

%Z4

8）查表取接触疲劳寿命系数

KHN3=0・97;KHN4=0.98

9）计算接触疲劳许用应力

（1）取失效概率为设，安全系数S=1

口J=KHN"MI=（）97x6（）（）MPa=582MPa

V=0.37m/s

KHN2g7Hlim2

[o-H]4==o.98x550MPa=539MPa

s

[cr]==56（）.5M

H口J；"，

⑵计算

1）试算小齿轮分度圆直径，代入[0]中较小的值:

2K(TUu+1ZEZJ

x——x

\裔4u

j2xl.6x6.71xlQ4

3.772J2.42x189.8

I560.5=49.43mm

V1x1.6252.772

2）计算圆周速度v

加力”3.14x49.43x144.33

0.37m/s

60x100060x100()

3）计算齿宽b

b=0dXdh=1X49.43mm=49.43nun

4)计算模数、齿宽与齿高之比b/h

驷风49.43xcos]5\四99

模数:moi

m

z324

齿高：h=2.25mm=2.25X1.99mm=4.48mm,则-=11.03

h

5)计算纵向重合度=0.31%Z3tan/7=0.318x1x24xtan15'=2.04

6)计算载荷系数

根据v=0.37m/s,8级精度，查图10-8得动载系数Kv=1.02

斜齿轮KH。=K幺二1.4

查表得使用系数K&=L25

由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K11/y=1.453

查图10—13得KF夕=1•4；放载荷系数：K=KAKvKHaKH/?=2.6

7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式子4=%得:

2.6

d„3—=49.43x3—=58.11mm

h

VKtV1.6

8）计算模数m

叱也=58.5艺15：=2.34mm

%

Z324

3、按齿根弯曲强度设计

2KT同cos?4（

根据弯曲强度的设计公式为m0>3）计算:

虬&a

1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强的极限crrei=500MPa;大齿轮的弯曲强度极限

o-ppj=380MPa

2）由图取弯曲疲劳寿命系数长a3=0.85,K^^O.88

3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=l.4,则

Kfn3（Jfe3

[oF]3==303.57Mpa

S

Kfn4（7fE4

[ob]4==238.86Mpa

s

4）计算载荷系数K=KAKvKFaKF/7=l.25X1.02X1.4X1.4=2.5

5）根据纵向重合度％=0.318中”Z3tan/?=2.（M,查表得螺旋角影响系数

Yfi=0.875

6）计算当量齿数

Zv3=-—=—"—=26.63Zv4=―-=———=74.34

cospcos315cos1Pcos15r

7）查取齿形系数

由表查得YFa3=2.581；YFa4=1.598

8）杳取应力校正系数

由表查得Ysa3=2.231；YSa4=1.759

YF.YSU

9）计算大小齿轮的方丁并加以比较

2产=2量甲=0.01359

J3303.57

=i霓累59=0.01643

[b尸J423o.oO

z=28/?????

大齿轮的数值大3

10）设计计算

Z4=78/77/77

m>2x25x673（）：xC540.875*Q.01643=1.6