Z535立式钻床总体布局及主轴箱设计

摘 要本题主是 Z535 立式钻床总体布局及主轴箱的设计，主轴箱及进给箱是由异步电动机进行驱动，通过齿轮传动，分别使主轴获得 9 级转速，通过对主轴箱中零部件的分析和校核，合理的选择零部件包括齿轮，轴等，满足工作时的加工要求，确保加工时铣削零件尺寸、形状的精度要求。该钻床适用于单个及批量零件的钻削加工，机床具有足够的刚度和强度,能进行高速度切削和承受一定强度的切削工作。通过对主轴箱进行了简要的设计和较核，设计的总体布局满足工艺要求，传动系统满足加工要求。Z535 立式钻床具有主轴转速高、调速范围宽、操作方便、工作台进给速度宽等特点，大大提高了加工范围。关键词：总体布局；传动系统；主轴箱；齿轮；轴ABSTRACTThe main subject host is the Z535 upright drill entire distribution and headstocks design, the headstock and the gear box is carries on the actuation by the asynchronous motor, through the gear drive, causes the main axle to obtain 9 levels of rotational speeds separately, through to the headstock in the spare part analysis and the examination, the reasonable choice spare part includes the gear, the axis and so on, satisfies when the work the processing request, guarantees when the processing milling components size, shape accuracy requirement. This drilling machine is suitable in single and the batch components drills truncates the processing, the engine bed has the enough rigidity and the intensity, can carry on the high velocity cutting and the withstanding certain intensity cutting work. Through has carried on the brief design to the headstock and nuclear, the design entire distribution satisfies the technological requirement, the transmission system satisfies the processing request. The Z535 upright drill has the spindle speed to be high, governor deflection width, ease of operation, table feed speed wide and so on characteristics, enhanced the working range greatly.Keyword：totaliity layout；transmit system；headstock；Gear；Axis目 录摘 要 .ABSTRACT.II第 1 章 绪论 .11.1 机床发展趋势 .11.2 我国机床的发展现状 .31.3 本章小结 .3第 2 章 总体设计方案 .42.1 535 立式钻床的整体布局 .42.1.1 钻床的传动形式 .42.1.2 钻床的支撑形式 .42.2 535 立式钻床主要技术参数的确定 .42.2.1 主轴转速的确定 .52.2.2 主运动电动机功率的确定 .62.3 本章小结 .7第 3 章 主轴箱传 动设计 .83.1 Z535 立式钻床主传动系统的运动设计 .83.1.1 结构网及转速图的拟定 .83.1.2 各变速组齿轮齿数的确定 .103.1.3 齿轮的结构设计计较和 .123.1.4 皮带传动的设计及选择 .363.2 Z535 立式钻床的主传动系统的结构设计 .383.2.1 主传动系统的布局 .383.2.2 齿轮的布置 .393.2.3 计算齿轮转速 .393.2.4 主传动系统的变速及开停装置 .403.2.5 主传动系统的制动装置 .403.3 本章小结 .40第 4 章 主轴组件和主轴箱内其它各轴的设计 .414.1 Z535 立式钻床主轴组建 .414.1.1 主轴的结构设计与验算 .414.2 Z535 立式钻床主轴箱内各传动轴 .434.2.1 轴的设计与计算 .434.2.2 轴的设计与计算 .454.2.3 轴的设计与计算 .464.3 本章小结 .47总结 .48参考文献 .49致谢 .500第 1 章 绪 论1.1 机床发展趋势近些年以来，随着电子技术、计算机技术、信息技术以及激光技术等的发展并应用于机床领域，使机床的发展进入了一个新时代。人不仅不需提供动力，连操纵都交给机器人了。人只需规定电脑的工作秩序，由电脑去操作机床。紧张的、重复的操作都可由电脑完成，而且不会出错。自动化、精密化、高效化和多样化成为这一时代机床发展的特征，用以满足社会成产多种多样越来越高的要求，推动社会生产力的发展。随着汽车、航空航天等工业轻合金材料的广泛应用，高速加工已成为制造技术的重要发展趋势。高速加工工具有缩短加工时间、提高加工精度和表面质量等优点，在模具制造领域的应用也日益广泛。机床的高速化需要新的数控系统、高速电主轴和高速伺服进给驱动，以及机床结构的优化和轻量化。高速加工不仅是设备本身，而是机床、刀具、刀柄、夹具和数控编程技术，以及人员素质的集成。高速化的最终目的是高效化，机床仅是实现高效化的关键之一，绝非全部，生产效率和效益在“刀尖”上按照加工精度，一机床可分为普通机床、精密机床和超精机床，加工精度大约每 8 年提高一倍。数控机床的定位精度即将告别微米时代而进入亚微米时代，超精密数控机床正在向纳米进军。在未来 10 年，精密化与高速化、智能化和微型化汇合而成新一代机床。机床的精密化不仅是汽车、电子、医疗器械等工业的迫切需求，还直接关系到航空航天、导弹卫星、新型武器等国防工业的现代化。不断提高劳动生产率和自动化程度是机床发展的基本方向。近年来，数控机床已成为机床发展的主流。数控机床无需人工操作，而是靠数控程序完成加工循环。因此调整方便，适应灵活多变的产品，使得中小批量生产自动化成为可能。同时，数控机床在防护罩封闭的条件下自动加工，不用怕切屑飞出伤人，不用怕切削液飞溅在操作者身上。可用大量切削液冷却，从而实现高速切削，充分发挥刀具的切削性能。快序集中，一次装夹完成尽可能多的工序，检查合格后在进行加工。这样可避免编程错误。只要程序不出错，就不会出现加工错误，免除了人工操作的偶然错误，从而使废品率大大下降。这就是说，数控机床不仅实现了柔性自动化，而且提高了身产率，降低了废品率。它以由中小批量生产进入了大量生产领域。当然，改型方便，易于实现产品的跟新换代，也是数控机床进入大量生产领域的重要原因。70 年代出现的加工中心开多工序集成之先河，现已发展到“完整加工” ，即在一台机1床上完成复杂零件的全部加工工序。完整加工通过工艺过程集成，一次装卡就把一个零件加工过程全部完成。由于减少装卡次数，提高了加工精度，易于保证过程的高可靠性和实现零缺陷的产生。此外，完整加工缩短了加工过程链和辅助时间，减少了机床台数，简化了物料流，提高了生产设备的柔性，生产总占地面积小，使投资更加有效。机床信息化典型案例是 Mazak 410H，该机床配备有那个信息塔，实现了工作的自主管理。信息塔具有语音文本和事项等通讯功能。与生产计划调度系统联网，下载工作指令和加工程序。工件试切时，可在屏幕上观察加工过程。信息塔实时反映机床工作状态和加工进度，并可以通过手机查询。信息塔同时进行工作的数据统计分析和道具寿命管理，以及故障报警显示、在线帮助排除。机床操作权限须经指纹确认。机床智能化包括在线测量、监控和补偿。数控机床的位置检测及其闭环控制就是简单的应用案例。为了进一步提高加工精度，机床的图案周运动精度和刀头点的空间位置，可以通过球杆仪和激光测量后，输入数控系统加以补偿。未来的数控机床将会配备各种微型传感器，以监控切削力、振动、热变形等所产生的误差，并自动加以补偿或调整机床的工作状态，以提高机床的工作精度和稳定性随着纳米技术和微机电系统的迅速进展，开发加工微型零件的机床已经提到日程上来了。微型机床同时具有高速和精密的特点，最小的微型机床可以放在掌心之中，一个微型工厂可以放在手提箱中。操作者通过手柄和监视屏幕控制整个工厂的运作。传统机床是按笛卡尔坐标将 3 个坐标轴线的移动 X、Y 、Z 和绕三个坐标轴线转动 A、B 、C 一次串联叠加，形成所需的刀具运动轨迹。并联运动机床是采用各种类型的杆机构在空间转移主轴部件，形成所需的刀具运动轨迹。并联运动机床具有结构简单紧凑、刚度高、动态性能好等一系列优点应用前景广泛。除了金属切削和锻压成形外，新的加工工艺方法和过程层出不穷，机床的概念正在变化。激光加工领域日益扩大，除激光切割、激光焊接外、激光孔加工、激光三维加工、激光热处理、激光直接金属制造等应用日益广泛。电加工、超声波加工、叠层铣削、快速成型技术、三维打印技术各显神通。机床高速化和精密化要求机床的结构简化和轻量化，以减少机床部件运动惯量对加工精度的负面影响，大幅度提高机床的动态性能。例如，借助有限元分析对机床构件进行拓补优化，设计“箱中箱” 结构，以及采用空心焊接结构或铅合金材料已经开始从实验室走向实用。2在传统机床中，电动机和机床部件是借助耦合元件，如皮带、齿轮和联轴节等加以连接，实现部件所需的移动或旋转。直接驱动技术是将电动机与机械部件即成为一体，成为机电一体化的功能部件，如直线电动机、电主轴、电滚珠丝杆和力矩电动机等。直接驱动技术简化了机床结构，提高了机床的刚度和动态性能，运动速度和加工精度。数控系统的开放是大势所趋。目前开放式数控系统有三种形式：1）全开放系统，既基于微机的数控系统，以微机作为平台，采用实时操作系统，开发数控系统的各种功能，通过伺服卡传送数据，控制坐标轴电动机的运动。2）嵌入系统，既CNC+PC，CNC 控制坐标轴电动机的运动，PC 作为人机界面和网络通信。 3）融合系统，在 CNC 的基础上增加 PC 主办，提供键盘操作，提高人机界面功能如西门子840di 和 Fanuc210i。1.2 我国机床的发展现状我国机床的工业已经取得了很大的成就，但与世界先进水平相比还有较大差距。主要表现在：大部分高精密度和超精密机床的性能还不能满足要求，保持性也较差，特别是高效自动化和数字化机床的产量、技术水平和质量方面都明显落后。到 1990年底，我国数控机床的产量的 1.5%，产值数控化率仅为 8.7%。而同期日本机床产值数控化率为 80%，德国为 54.2%，我国数控机床基本上是中等规格的车床、铣床和加工中心等。精密大型重型和小型数控机床，还远远不能满足需要。至于航空、航天、冶金、汽车、造船、纺织和重型机器制造等工业部门所需的多种类型特种数控机床基本上还是一片空白柔性制造系统和计算机集成制造系统，国外在 1990 年总计达到 1500 个而我国只有 5 个，且多为引进系统。国内产品的质量与可靠性也不能够稳定，特别是先进数控系统的开发和研制还需要作进一步的努力。机床基础理论和应用技术的研究明显落后。人员素质还跟不上现代机床技术飞速发展的需要。因此，我国机床工业面临着光荣而艰巨的任务，必须奋发图强，努力工作，不断扩大技术队伍和提高人员的技术素质，学习和引进国外的先进科学技术，大力开展科学研究以便早日赶上世界先进水平。1.3 本章小结机床在国名经济中起重要作用，一个国家的机床发水国际能反映一个国家的经济水平。现在机床正向高度自动化、智能化和高精度的数控机床发展。但是我国的机床发展还和其他国家有一定差距。3第 2 章 总体设计方案按照钻孔原理有两种实现的方案：一种是工件固定，钻头在回转工程中向工件方向运动；另一种是工件回转，钻头向工件方向运动。由于使钻头回转的结构比起工件回转的结构要小得多，因此在专门用于钻孔的装置中均采用钻头回转，工件固定的方案来达到钻孔的目的，所以选用方案一来进行 Z535 立式钻床的设计方案一中：钻头做回转运动，以便通过切削刀来加工出所需的孔径。另一方面，钻头要往钻孔方向做支线运动才能加工出孔的深度，因此钻头的回转运动是钻孔的主体运动，钻头的直线运动是钻头的辅助运动。只有这两种运动相结合才能钻出一定的孔径来。2.1 535 立式钻床的整体布局本钻床按照以下要求进行总体布局：(1)经济性好，如节省材料，减少机床的占地面积；(2)保证能加工各种大小的零件，设计成工作台可升降式；(3)保证工艺方法所要求的工件和道具的相对位置和相对运动；(4)保证机床具有与所要求的加工精度相适应的刚度和抗震性；(5)便于观察加工过程；便于操作、调整和修理机床；便于输送、装卸工件和排除切削，并保证工作安全。2.1.1 钻床的传动形式机床通过皮带传送把电机的动力传到主轴箱。然后经过主轴变速箱变速传到主轴。采用皮带传动可以使传动平稳，采用齿轮变速可以实现多级变速，能对各种工件进行加工。2.1.2 钻床的支撑形式机床采用立柱形支撑，并是立柱与底座的组合形式支撑。42.2 535 立式钻床主要技术参数的确定机床的主要技术参数包括主参数和基本参数。基本参数包括尺寸参数，运动参数，动力参数。主参数，又称主要规格，表示机床的加工范围。没有第二参数。确定主参数（最大钻孔直径）为 35mm。钻床的其他参数：跨距 L（mm）：300主轴行程（mm）：225主轴圆锥孔莫氏圆锥号 4工作台面面积（mm）：450500工作台升降的行程（mm）：325主轴端面至工作台面的距离（mm）：07502.2.1 主轴转速的确定因为通用机床的加工范围较广，不同被加工孔径以及不同的被加工材料，所要求的主轴转速时不同的。孔径要求转速高，而攻螺纹则要求转速低。加工直径大的孔时所要求的主轴转速，钻较小孔时较低。加工铸铁时的主轴转速，较加工钢件时低。所以要求主轴应有多种转速。一、主轴极限转速 maxaxin10vdiinax其中： 、 分别为主轴最高、最低转速；maxnin、 分别为最高、最低切削速度；vi、 分别为最大、最小计算直径。axdn通用机床的 、 并不是机床上的可能加工最大和最小直径，而是指常用的mai经济加工的最大和最小直径，对于通用机床，一般取：=KDmaxd=Rdin5式中：D可能加工的最大直径（mm） ；K系数，根据对现有的同类机床使用情况的调查确定（台式钻床K=1，普通车床 k=0.5）计算直径范围（ =0.200.25） 。dRdR则=KD=135mmmax= =0.235=7mmindax按切削用量资料作为参考，取=24m/minmaxv=7.5m/minin则=100024/3.147=1100r/minmax=10007.5/3.1435=68r/minin二、主轴转速的合理排列公比 的选择： 值小，则相对转速损失小，使用机床时转速有利，但转速级数多，结构复杂； 值大，相对转速损失大，选择不利，但传动结构简单。 机床转速可查机床设计手册表 2.2-2，取 =1.41。变速范围 ，公比 和转速级数之间的关系： nRZ=lg /lg+1nR其中= / =nmaxin1Z则Z=lg(1000/68)/lg1.41+19即级数为 9 级分别为：=1100r/min =750r/min =530r/min1n2n3n=375r/min =265r/min =190r/min456=132r/min =95r/min =68r/min7892.2.2 主运动电动机功率的确定 电动机功率是计算机床零件和决定结构尺寸的主要依据。电动机功率取得太大，6则机床零部件的尺寸也随之不必要的增大，不仅浪费材料，而且是电动机经常处于低负荷情况下工作，功率因数太小，则机床的技术性能达不到设计要求，且电动机经常处于超负情况下工作，容易烧坏电器元件。下面用计算法确定机床主运动电动机的功率。当主传动的结构参数尚未确定时，其电动机功率可按下式估算：= /EPm其中： 主电动机功率，kwEP切削率，kwm主传动链的总效率，一般通用机床可取 =0.750.85。选择原则：结构简单，转速较低时取大值，反之取小值。切削功率 的确定，应在工艺分析的基础上进行。通用机床选择对切削功率有mP决定性影响的若干种加工情况、扩等工序的切削功率=Tn/955 (kw)mP410其中：T切削转矩，Nmm；n主轴的计算转速，r/min；计算转速的确定，依据金属切削机床设计表 3-2，立式钻床；n= min14zn105其中：n 为主轴第一个（低的）四分之一转速范围内的最高一级转速取T=36 Nmm410则P=36105 /955 =4kw44选择标准型号为 Y 系列 IP44 三相异步电动机 380V、50HZ ，如下表表 2.1 电机主参数型号 额定功率 效率 质量 转速Y132S-3 4KG 85% 33KG 1440r/min2.3 本章小结本章主要是钻床的总体设计，对 Z535 立式钻床的总体布局和一些的参数进行的确定，例如主轴的转速和电机的型号。7第 3 章 主轴箱传动设计设计主传动系统时，一般应满足下列要求。(1)机床的主轴需有足够的转速范围和转速级数(对于主传动系统为直线运动的机床，则为直线速度的变速范围和变速级)，以便满足实际使用的要求；(2)主电动机和全部机构需能传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动功率；(3)执行件(主轴组件)需有足够的精度、刚度、抗振性和小于许可限度的变热行；(4)操纵要轻便灵巧、迅速、安全可靠，并须便于调整和维修；(5)结构简单、润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。3.1 Z535 立式钻床主传动系统的运动设计3.1.1 结构网及转速图的拟定一、拟定转速图的一般原则它对整个机床设计质量，如结构的繁简、尺寸的大小、效率的高低、使用与维修方便等有较大影响。1、变速组及其传动副数的确定主轴为 9 级转速的传动系统，采用由二个变速组所组成的方案即：9=33。由于机床的传动系统通常是采用双联或三联滑移齿轮进行变速，所以每个变速组的转动副最好取 P=2 或 3。若一个变速组的转动副取得大时，不仅使变速箱的向尺寸增加，而且使操纵机构较为复杂。根据机床性能的要求，一般主轴的最低转速，要比电动机转速低得多，需进行降速，才能满足主轴最低转速的要求。如果采用 P=2 或 3 时。达到同样的变速级数，变速组的数量相应增加。这样，可利用变速组的转动副兼起降速作用，以减少专门用于降速的定轴转动副。电动机的转速一般比主轴大部分的转速高，总电动机到主轴之间，总的趋势是降速传动。也就是说，以电动机轴起愈靠近主轴的最低转速就愈低。根据扭矩公式M=974(公斤力 米),式中： N-传动件传递的功率(kw)；n-传动件的转速(r/min)。当转速功率一定时，转速较高的轴所传递的扭矩较小，在其他条件功率相同的情况下，传动件的尺寸就可以小一些，这对于节约材料，减少机床重量及尺寸都是有利的。同样，在设计传动系统时，应是较多的传动件在较高的转速下进行工作，应尽可能地使靠近电动机的变速组中的传动副数多一些，而靠近主轴组中传动副数少一些，8即所谓的前多后少的原则。2、基本组和扩大组的确定只要扩大组的顺序与传动顺序一致，就能使中间传动轴的变速范围缩小。这时，中间传动轴的最高转速与最低转速的差值也较小，这样便可缩小该轴的传动尺寸。3、变速组中的极限传动比及变速范围设计机床传动系统时要考虑两种情况，降速传动应避免被齿轮尺寸过大而增加变速箱径向尺寸，一般限制降速传动比的最小值 1/4；升速传动应避免扩大误差和减min少振动，一般限制直齿轮升速传动比的最大值 2；斜齿轮传动比较平稳，可取ax2.5。对于进给传动系统，由于传动功率小转速低尺寸较小，上述传动比限制可maxi适当放宽，既 1/5， 2.8。所以主传动各变速组的最大变速范围为 r=(25)minaxi4=810。注意：由于最后扩大组的变速范围大，一般只要检查最后扩大组的变速范围知否合乎要求，其他变速组也就不会超出上述允许值，验算最后的扩大组的变速范围= = 7.86810 ，所以合乎要求。2r61.44、合理分配传动比的数值，一般尽量注意以下几点：(1)各传动副的传动比应尽可能不超过极限传动比 、 ；maxiin(2)个中间传动轴应有适当的转速；(3)为了便于设计使用，传动比最好取标准公比的整数次幂，既 ，其中 E 为整Ei数。二、拟定转速图的步骤机床的主轴转速范围为 68r/min1100r/min；转速次数 z=9，公比 =1.41，电动机转速 =1440r/min。0n1、确定变速组数目对于采用滑移齿轮的变速方式，为满足结构设计和操纵方便的要求，通常都采用双联或三联齿轮，因此 9 级转速需要二个变速组，既 9=33。2、确定变速组的排列方案 z=9=333、确定基本组和扩大组根据前紧后松的原则选择 9=33 的方案，其中第一变速组为基本组，其级比指数 =1(即基本组的传1x动比在转速图案上相距一格)；第二变速组为第一扩大组，其级比指数 =3(既第一2扩大组传动比在转速图上相距三格)。4、分配降速比已确定共需二个边速组，依次转速图上有四根，画四根距离相等的竖直线9(、 、) 。代表四根轴，画 9 根距离相等的水平线代表 9 级转速。 图 3.1(1)在主轴上标出 9 级转速。(2)决定轴之间的最小降速传动比。一般钻床的工作特点时间段切削，为了提高主轴的水平稳定性，最后一个降速组的降速传动比去 1/4，按公比 =1.14 查表可知 =4，即从 D 点向上数四格 4lg41.在轴上找到 C 点，CD 线即为 -轴间变速组的降速传动。(3)决定其余变速组的最小传动比，根据降速前慢后快的原则，-轴间变速组，取 i=1/ 既从 C 点向上数二格 2lg，在轴上找到 B 点用 BC 连线表示；-轴间3取 i=1/，用 AB 连线表示。(4)画出各变速组其他传动线-轴间只有带传动，转速图上位一条 AB 连线。 -轴间为基本组有三对齿轮传动，级比 =1，故三条传动线在转速图上格相距一格。从 C 点向上每隔一格取0x、 点，B 和 B 基本组的三条传动线，它们的传动比分别为 1/ 、1/ 、1/1C212C2， -轴间为第一扩大组也有三对齿轮传动，级比 =3，三条传动线在转速图上3 1x过相距三格，即 CD、C 、C 它们的传动比分别为 、1/ 、1/ 。1D2 24(5)画出全部转速线，即该钻床的主传动转速图。如前所述，转速图两轴的平行线同一对齿轮传动，所以画出相应的平行线10CD、C 、C 即可。1D23.1.2 各变速组齿轮齿数的确定拟定转速图后，可根据各传动副的传动比确定齿轮齿数，皮带轮直径等1、确定齿轮齿数时应注意的问题(1)齿轮的齿数和 不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大。zS一般取最小齿数 100120(2)齿数和尽可能要小，但应考虑。1)最小齿轮不产生根切现象。机床变速箱中，对于标准支持圆柱齿轮，一般取最小齿数 1820。minZ2)受结构限制的最小齿数的各齿轮，应能可靠地装到轴上或进给套装，齿轮的齿槽到孔壁或键槽的壁厚 a65+2T/m，式中： minZ -齿轮的最小齿数；m-齿轮的模数；T-键槽到齿轮的轴向的高度。3)两轴上最小中心距应取的适当。若齿数和 太小，则中心距过小，将导致两zS轴上轴承及其他结构之间的距离过近或相碰注意：实际传动(齿轮齿数之比)与理论传动比(转速图上要求的传动比)之间允许有误差， ，但不能过大，分配齿数所造成的转速误差，一般不超过 10()%2、变速组内模数相同时齿轮齿数的确定因为个齿轮副上速度变化不大，受力情况相差也不大，故允许采用统一模数，为了便于设计和制造主传动系统所采用齿轮模数的种类尽可能少一些。计算法：在同一变速组内，各对齿轮的齿数之比必须满足转速图上已经确定的传动比。当个对齿轮的模数相同，且不采用变位齿轮时，则个对齿轮的齿数和必然相等。确定变速组的齿数和 时，应使其尽可能地小，一般的说主要是受最小齿轮的zS限制。虽然最小齿轮在变速组内降速比或升速比最大的一对齿轮中，因此可先假定小齿轮的齿数 minZ，根据传动比求出齿数和然后按个齿轮副的传动比，再分配其他齿轮副的齿数。基本组中三队齿轮传动比为：= / =1/ =1/ 按 2.82 查表；1iz2331.4= / =1/ =1/ =1/2 按 2 查表；342= / =1/ =1/1.41 按 1.14 查表；i5611通过查金属切削机床设计手册表 3-1 续表，可得：=19， =71， =25， =65 =32， =581z23z45z6第一扩大组中三队齿轮传动比为：= / =1/ =1/ 按 3.89 查表；7i844.1= / =1/ =1/1.41 按 1.41 查表9z10= / =1/ =1/ 按 2 查表 i22.查金属切削机床手册表 3-1 续表，可得：=17， =68， =35， =50， =65， =347z89z101z123、三联滑移齿轮之间的齿数注意：在确定其齿数之后，应检查相邻齿数的关系，以确保其左右移动时能顺利通过，不志相碰。通过试算要保证三联滑移齿轮中，最大和次大齿轮之间齿数差应大于四。3.1.3齿轮的结构设计计较和一、 =19 和 =71 齿轮1z2(一)、齿轮材料的选择大齿轮：材料选用 45 刚(调质),强度极限 为 650M ，屈服极限 为BaPS360M ，齿心部和齿面硬度 250(HBS)。aP小齿轮：材料选用 40Cr(调质)，强度极限 为 700M ，屈服极限 为 500MBaS，齿心部和齿面硬度 300(HBS)。a(二)、齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)选用支持圆柱齿轮。(2)选用七级精度。(3)材料选择如上。(4)选小齿轮齿数 =19，大齿轮齿数 =71。1z2z2、按齿面接触强度设计由设计计算公式 21132.()tEtdHKTZud进行计算12(1)确定供室内的各种计算数值。1)试选载荷系数 tk2)计算小齿轮传递的转矩 55119.09.01.6/2914.8pT Nmn3)由 机械设计表 10-7 选取齿宽系数： =0.2d4)由 机械设计表 10-6 差得材料的弹性影响系数： =189.8MEZaP5)由 机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触比老强度极限 =600 M1HLimaP大齿轮的接触比老强度极限 =550 M2i6)由式 N=60 计算力循环次数1hnjL=6010211(2830010)=5.881N910=5.881 19/71=1.57429097)由 机械设计图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 =0.89； =0.941HNK2HN8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 s=1，由式 = 得LimS=0.89600M =534MHN1LimKSaPa=0.94550M =517M2i2 aa(2)计算1）计算小齿轮分度圆直径 ，带入 中较小的值1tdH=54mm1t2）计算圆周速度 vV= m/s=2.88m/s540263）计算齿宽 bb= d =0.254=10.81td4）计算齿宽与齿高之比 b/h模数 = =57/19=2.84mmtm1tZ13齿高 h=2.25 =2.252.84=6.39mmtmb/h=10.8/6.39=175）计算载荷系数根据 V=2.88m/s，7 级精度，由机械设计图 10-8 查得动载荷系数 =1.2；VK直齿轮，假设 /b100N/mm。查机械设计 表 10-2 得 = =1.2；使用系AtKF NaHF数 =1；由机械设计 表 10-4 查得 7 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，A=1.12+0.18 (1+0.6 )+0.23 bH2d2310=1.12+0.0074+0.0024=1.135由 b/h=1.7， =1.135 查机械设计图 10-13 得 =1.058；HK FK故载荷系数K= =11.111.351.2=1.512AVHK6）按实际的载荷系数矫正算得分度圆直径，由式 得31tkd=1d3tk.52467）计算模数 mm= / =56/19=2.92mm1z3、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 FaS132YkTdz（ ）（1）确定公式内的各计算值1）由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲强度极限 =500M1EFaP大齿轮的弯曲强度极限 =380M22）由机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 =0.84； =0.871FNK2FN3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式 得FNES14FN1E1 aK0.845/1.30MPS2F2 a.7/.=26.44）计算载荷系数 k AVFaK1.0581.=5）查取齿形系数由机械设计表 10-5 查得 ；Fa1Y2.69Fa2.646）查得应校正系数由机械设计表 10-5 可查 ；Sa1.57Sa21.7387）计算大、小齿轮的 并加以比较Fa=0.01412aSF1Y=0.9666a2大齿轮的数值大。（2）设计计算 mm=1.862mm321.49.8016m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。为满足要求取大者 m=2.92mm，就近圆整为标准值 m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径 =56，算出小齿轮齿数1d1dz56/39大齿轮齿数 27/=这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面解除疲劳强度，也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 1dzm9357221根据滑移齿轮组相互配合的需要适当调整小齿轮分度圆直径，则 =57mm。1d15（2）计算中心距a=（ ）=（57+213 ）mm=135mm12d(3)计算齿轮宽度b= =0.257=11.5mm1取 =14mm， =16mm。2B1（a ） （b）图 3.25、验算N=357.3N1t2T94.8Fd56=32.2N/mm100N/mm，合适AtKF137.b5（三）齿轮与花键的配合部分设计计算1、选择齿轮内花键齿轮内花键选取中系列的，精度等级为 H7，规格NDBd=636620；c=0.4；r=0.3 ；a=2.9（最小） 。2、对选定的花键进行强度校核计算 6jygm2T29.1480.1zhlD0.863amp= =100 jyapjyap二、 =32 和 =71 齿轮3z4(一)、齿轮材料的选择16大齿轮：材料选用 45 钢(调质),强度极限 为 650M ，屈服极限 为BaPS360M ，齿心部和齿面硬度 250(HBS)。aP小齿轮：材料选用 40Cr(调质)，强度极限 为 700M ，屈服极限 为 500MBaS，齿心部和齿面硬度 300(HBS)。a(二)、齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)选用直齿圆柱齿轮。(2)可选用七级精度。(3)材料选择如上。(4)选小齿轮齿数 =32，大齿轮齿数 =58。3z4z2、按齿面接触强度设计由设计计算公式 进行计算21132.()tEtdHKTZud3 确定公式内的各种计算数值。1)试选载荷系数 =1.3tk2)计算小齿轮传递的转矩 55119.09.01.6/2914.8pT Nmn3)由 机械设计表 10-7 选取齿宽系数： =0.2d4)由 机械设计表 10-6 差得材料的弹性影响系数： =189.8MEZaP5)由 机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触比老强度极限 =600 M1HLimaP大齿轮的接触比老强度极限 =550 M2i6)由式 N=60 计算力循环次数1hnjL=60 10211(2830010)=5.881N1hj 910=5.881 32/58=3.2452909107)由 机械设计图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 =0.89； =0.921HNK2HN8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 s=1，由式 = 得LimS17=0.89600M =534MHN1LimKSaPa=0.92550M =506M2i2 aa(3)计算1）计算小齿轮分度圆直径 ，带入 中较小的值1tdH1t 21E3dHZu2.tKT= =58mm23.94.819.05062）计算圆周速度 vV= = m/s=3.1m/s1tdn60523）计算齿宽 bb= d =0.258=11.61t4）计算齿宽与齿高之比 b/h模数 = = =1.8mmtm1tdZ5832齿高 h=2.25 =2.251.8=4.05mmtb/h=11.6/4.05=2.95）计算载荷系数根据 V=3.1m/s，7 级精度，由机械设计图 10-8 查得动载荷系数 =1.13；VK直齿轮，假设 /b100N/mm。查机械设计 表 10-2 得 = =1.2；使用系AtKF NaF数 =1；由机械设计 表 10-4 查得 7 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，A=1.12+0.18 (1+0.6 )+0.23 bH2d2310=1.12+0.0074+0.0027=1.13由 b/h=2.9， =1.13 查机械设计图 10-13 得 =1.059；HK FK故载荷系数K= =11.131.131.2=1.53AVH186）按实际的载荷系数矫正算得分度圆直径，由式 得31tkd=1d3tk.589.7）计算模数 mm= / =60.8/32=1.9mm13z3、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 FaS132YkTdz（ ）（1）确定公式内的各计算值1）由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲强度极限 =500M1EFaP大齿轮的弯曲强度极限 =380M22）由机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 =0.84； =0.861FNK2FN3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式 得FNESFN1E1 aK0.845/1.30MPS2F2 a.6/.=2.44）计算载荷系数 k AVFaK1.31.059.36=5）查取齿形系数由机械设计表 10-5 查得 ；Fa1Y2.4Fa2.6）查得应校正系数由机械设计表 10-5 可查 ；Sa1.65Sa21.7037）计算大、小齿轮的 并加以比较Fa=0.01345aSF1Y19=0.0169FaS2Y大齿轮的数值大。（2）设计计算 mm=1.32mm321.469.80169m3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。为满足要求取大者 m=2.92mm，就近圆整为标准值 m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径 =60.8，算出小齿轮齿数1d3dz95.1/2大齿轮齿数 48/=4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 3dzm2396458174根据滑移齿轮组相互配合的需要适当调整小齿轮分度圆直径，则 =57mm。1d（2）计算中心距a=（ ）=（64+174 ）mm=119mm34d2(3)计算齿轮宽度b= =0.260.8=12.16mm1取 =14mm， =14mm。2B120（a） （b）图 3.3三、 =25 和 =65 齿轮5z6(一)、齿轮材料的选择大齿轮：材料选用 45 钢(调质),强度极限 为 650M ，屈服极限 为BaPS360M ，齿心部和齿面硬度 250(HBS)。aP小齿轮：材料选用 40Cr(调质)，强度极限 为 700M ，屈服极限 为 500MBaS，齿心部和齿面硬度 300(HBS)。a(二)、齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)选用直齿圆柱齿轮。(2)可选用七级精度。(3)材料选择如上。(4)选小齿轮齿数 =32，大齿轮齿数 =58。5z6z2、按齿面接触强度设计由设计计算公式 进行计算21132.()tEtdHKTZud3 确定公式内的各种计算数值。1)试选载荷系数 =1.3tk212)计算小齿轮传递的转矩 55119.09.01.6/2914.8pT Nmn3)由 机械设计表 10-7 选取齿宽系数： =0.2d4)由 机械设计表 10-6 差得材料的弹性影响系数： =189.8MEZaP5)由 机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触比老强度极限 =600 M1HLimaP大齿轮的接触比老强度极限 =550 M2i6)由式 N=60 计算力循环次数1hnjL=60 10211(2830010)=5.881N1hj 910=5.881 25/65=2.9412909107)由 机械设计图 10