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毕业设计(论文)

加工中心刀具库结构设计

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摘 要
课题是加工中心刀具库结构设计。刀库容量—40把刀，最大刀具直径160mm，寻刀速度1秒/刀位。刀具库由电机传动。这种刀库在数控加工中心上应用非常广泛,其换刀过程简单，换刀时间短；总体结构简单、紧凑，动作准确可靠；维护方便，成本低。本课题的目的就是要通过对加工中心刀库的优化设计以提高换刀速度，减少助助时间。
全套设计请加 197216396或401339828
关键词：加工中心，刀具库，电机，数控

46
Abstract
Topic is the design tool library structure of machining center. The capacity of the tool storage - 40 knife, the maximum tool diameter 160mm, find the knife speed 1 / cutter. Cutter is driven by the motor. The cutter in NC machining center is widely used, the tool change is simple, tool change time is short; the structure is simple, compact, accurate and reliable operation; easy maintenance, low cost. The purpose of this paper is to the optimal design for the machining center to improve the tool change speed, reduce the auxiliary time.

Key Words: machining centers, CNC machine tool library
目 录
摘 要 II
Abstract III
目 录 IV
第1章 绪 言 1
1.1课题的目的 1
1.2课题设计方案的选择和设计手段 1
1.3刀库系统的发展趋势 2
1.4刀库系统的发展方向 2
第2章 加工中心刀具库总体结构设计 5
2.1设计参数或原始数据 5
2.2刀套线速度 5
2.3链参数确定 5
2.4负载转矩选电机 5
第3章 链参数计算 9
3.1传送链的设计 9
3.2轴承的选型及校核 11
3.3链强度计算 13
3.3.1链传动的运动特性 13
3.3.2链传动的动载荷 15
3.3.3链传动的受力分析 16
3.3.4滚轮接触强度的计算 17
第4章 二级齿轮传动零件的设计计算 18
4.1高速级齿轮的设计计算 18
4.2低速级齿轮的设计计算 21
4.3轴的计算 25
4.3.1高速轴的计算 25
4.3.2中间轴 32
4.3.3输出轴 34
4.3.4低速轴的计算 38
4.4键连接的选择和计算 38
4.4.1 高速轴（I轴）上键的选择及校核 38
4.4.2 中间轴（II轴）上键的选择及校核 39
4.4.3 高速轴（III轴）上键的选择及校核 39
4.5滚动轴承的选择和计算 40
4.6联轴器的选择和计算 43
4.7主要尺寸及数据 43
4.8润滑与密封 44
总 结 45
参考文献 46
致 谢 47

第1章 绪 言
1.1课题的目的
未来工具机产业的发展，均以追求高速、高精度、高效率为目标。随着切削速度的提高，切削时间的不断缩短，对换刀时间的要求也在逐步提高；换刀的速度已成为高等级工具机的一项重要指标。本课题的目的就是要通过对刀库的设计以提高换刀速度，减少助助时间。
（1）提高换刀速度的基本原则
工具机的换刀装置，通常由刀库和换刀机构组成，有些应用机械手臂换刀，有些换刀方式并不需要机械手臂，刀库的形式和摆放位置也不一样。为了适合高速运动的需要，高速工具机在结构上已和传统的工具机不同。以刀具运动进给为主，减小运动工件的质量，已成为高速工具机设计的主流。因此，设计换刀装置时，要充分考虑到高速工具机的结构特征[9]。
（2）提高换刀速度的主要技术方法
适合于工具机的快速自动换刀技术主要有以下几个方面：在传统自动换刀装置的基础上提高动作速度，或采用动作速度更快的机构和驱动元件。例如，机械凸轮结构的换刀速度高于液压和气动结构。根据高速工具机的结构特点设计刀库和换刀装置的形式和位置。例如，传统工具机的刀库和换刀装置多装在立柱一侧，在高速工具机则多为立柱移动的进给方式，为减轻运动件质量，刀库和换刀装置不宜再装在立柱上。采用新方法进行刀具快速交换，不用刀库和机械手方式，而改用其它方式换刀。例如不用换刀，用换主轴的方法。使用适合于高速工具机的刀柄。如HSK刀柄质量轻，装卸刀具的行程短，可以使自动换刀装置的速度提高。快速自动换刀装置采用HSK空心短锥柄刀是发展的趋势。
1.2课题设计方案的选择和设计手段
I设计方案选择
刀库是刀具交换系统的一部分，加工中心的刀具交换系统也称为自动换刀装置（ATC）,它通常是由刀库和机械手组成。自动换刀装置是加工中心不可缺少的组成部分，也是加工中心的象征，又是加工中心成败的关键。
加工中心有立式、卧式、龙门式几种，所以这些机床的刀库和自动换刀装置也是各种各样。加工中心上的刀库类型有鼓轮式刀库，链式刀库，格子箱式刀库和直线刀库等。
（1）鼓轮式刀库：
应用较广，这种刀库的结构紧凑，但因刀具单环排列、定向利用率低，大容量刀库的外径较大，转动惯量大，选刀时运动时间长。因此这种刀库的容量较小，一般不超过32把刀具。
（2）链式刀具
容量较大，当采用多环链式刀库时，刀库的外形较紧凑，占用空间小，适合用于做大容量刀库。在增加存储刀具数目时，可增加链条的长度，而不增加链轮直径，因此，链轮的圆周速度不会增加，且刀库的运动惯量不像鼓轮式刀库增加的那么多。
（3）格子箱式刀库
刀库容量大，结构紧凑，空间利用率高，但布局不灵活，通常将刀库安放于工作台上。有时甚至在使用一侧的刀具时，必须更换另一侧的刀座板。
（4）直线式刀库
结构简单，刀库容量较小，一般用于数控车床，数控钻床，个别加工中心也有采用。
结合所给题目，初步决定采用链式刀库换刀方案。
1.3刀库系统的发展趋势
近年来刀库的发展俨然已超越其为装备的角色，在特有的技术领域中发展出符合工具机高精度、高效能、高可靠度及多任务复合等概念产品，多样化产品，左右工具机在生产效能及产品精度的表现。刀库的容量、布局，针对不同的工具机，形式也有所不同。根据刀库的容量、外型和取刀的方式可大概分为斗笠式刀库、圆盘式刀库、链条式刀库[7]。其发展趋势为：
（1）高效能的产品
发展符合高荷重、高容量、高速化概念的刀库产品。
（2）轻量化、低成本的产品
发展符合重量轻、成本低概念的刀库产品。
1.4刀库系统的发展方向
刀库系统作为自动化加工过程中所需的储刀及换刀需求的一种装置，为数控机床缩短机床非切削时间，降低劳动强度提供了必要条件，是数控机床的重要的功能部件，必将向以下几个方向发展。一方面随着主机的“单机多任务复合化”发展，刀库也必将向容量大、结构精、速度快、效率高的方向发展，以适应主机的高转速、高精度和强力切削的机械特性。此类刀库大部分为卧式刀库，有下面几个特点：
（1） 可远距离传输。
（2） 换刀时可同步打刀，缩短换刀时间。
（3） 大容量且可扩充。
（4） 高效且精准的驱动和选刀系统。
（5） 控制系统复杂
（6） 刀具重量大。比如适合五轴联动的立卧转换伺服刀库。而另一方面，刀库仅作为单纯的储刀仓功能存在，主轴主动抓刀的“固定地址换刀”刀库也是发展的方向之一，此时刀库好比数控系统的一个控制轴，仅有旋转定位功能，如立车刀库、转盘刀库等[8]。
尤其以40盘式刀库为代表，换刀速度和刀库重量已经成为衡量刀库性能的主要参数之一，比如，吉辅40盘式刀库的换刀速度1.1s，重量已经降到295kg。
在选材上更环保，在制作过程中减少消耗，使用过程智能、安全等也是刀库发展的方向之一。

链式刀库的介绍
如图1-5所示，链式刀库的结构紧凑，刀库容量较大，链环的形状可以根据机床的布局配置成各种形状，也可将换刀位突出以利换刀。当链式刀库需增加刀具容量时，只需增加链条的长度和支承链轮的数目，在一定范围内，无需变更线速度及惯量。这些特点也为系列刀库的设计与制造带来了很大的方便，可以满足不同使用条件。一般刀具数量在30~120把时，多采用链式刀库。
⑴ 换刀位置 为保证刀套准停精度和刀套定位刚性，链式刀库的换刀位置一般设在主动链轮上如图1-6所示，或者设在尽可能靠近主动链轮的刀套处，如图1-7所示
图1-7 链式刀库换刀位置
图1-6 链式刀库换刀位置

链条形式 我国目前还没有厂家生产加工中心刀库专用链条，因而不得不用标准套筒辊子链，通过连接器把刀套固定在链条上。这种方式不仅结构复杂，装配调试费时，而且套筒位置精度亦差
我国部分厂家，购买日本椿本链条公司（TSUBAKI CHAIN Co.）生产的已转有刀套的刀库专用链条来装备刀库，效果颇佳。考虑到刀具重量和刀库工作的平稳性，推荐采用：
HP型链条 这种链条是套筒式链条，其辊子本身就是刀套，该链条型式及尺寸见表1-1

表1-1
链条型号
刀具锥柄号
P
O
L
H
W
R
T
HP
40
90
55
86.5
88
60
68
4.0
1） HP-T型
①链轮节圆直径

式中 N——当量齿数（实际齿数/3）
②链轮外径D0

式中 P——链条节距
注：链轮齿数可从9个起使用。但是为了增加链条的耐用度和运行效率，齿数还是尽可能多为好。链轮之间的中心距，以取链条节距整数倍为宜。

第2章 加工中心刀具库总体结构设计
2.1设计参数或原始数据
刀库容量——40把刀，最大刀具直径160mm，寻刀速度1秒/刀位。
2.2刀套线速度
选用HP型链条，锥柄号40，滚子链的最大间距为90X2=180，大于最大刀具直径160mm，所以选用合格。
链行程 S=20×P=20×90=1800m m =1.8 m
一般推荐在20～30m/min之间，过快的线速度又影响刀库工作可靠性
假设链的速度选用20m/min（0.333m/s）
2.3链参数确定
取链轮齿数z=24
链轮节圆直径DP

式中 N——当量齿数（实际齿数/3）
P——链条节距
链轮外径D0

链轮转速n

2.4负载转矩选电机
加在伺服电动机轴上的负载转矩，应比电动机额定连续转矩小。
链式式刀库负载转矩计算方法 链式刀库的负载转矩T1是由刀具不平衡重量Wmax和导向面（或支承面）的摩擦力F所组成，如图2-1所示。

F1和F3是支承面的摩擦力;F2和F4则是导向面上因刀具下垂而引起的摩擦力。不平衡重力可按刀库一侧装满刀、一侧不装刀时的最大重力差值来计算。
（1）确定不平衡重力FWmax
由图2-1知,不平衡重力

M-刀具的质量
g-重力加速度
（2）确定摩擦力F3
(2-1)
μ——钢与铜之间的摩擦系数，约取0.2；
N——垂直作用在导向面上的压力，包括刀具、刀柄和刀座产生的重力，分别为Wj，Wb，Wt。

R——刀座半径，取118.5mm（链轮半径）；
L——刀座长度，取210mm。
（3）确定每排刀具负载转矩Tf

（4）确定每排刀具作用在主动轮上的负载转矩Tz
(2-2)

η1——圆柱齿轮传动效率，取0.98；
η2——链传动效率,取0.96；
η3——深沟球轴承传动效率，取0.98。
考虑到实际情况比计算时所设定条件复杂，电机额定转矩Ts应为负载转矩的1.2～1.5倍，亦即：

FANUC—BESK直流伺服电机，是按发那科(FANUC)公司的 许可证制造的产品，是为驱动机床伺服机构而专门设计的。当然也适用于其它各种伺服系统。电机体积小，重量轻，承 受过载能力强，检测元件可配测速发电机，无刷旋转变压， 脉冲编码器或感应同步器。
根据以上计算结果，所选电机型号如下：
表2-1 所选电机型号

考虑超载，选择FB25型直流伺服电动机
型 号
功率(kw)

额定转矩

转速

FB25型直流伺服电动机
2.5
34.3
1000

第3章 链参数计算
3.1传送链的设计
链传动是一种挠性运动，它由链条和链轮组成。通过链轮轮齿与链条链节的啮合来传
递运动和动力。链传动按用途不同可以分为传动链、输送链和起重链。

图3-1 链传动
滚子链的结构如图3-1所示：它是由内链板1、外链板2、销轴3、套筒4和滚子5组成。内链板与套筒之间、外链板与销轴之间为过盈配合，滚子与套筒之间、套筒与销轴之间为间隙配合。当内、外链板相对挠曲时，套筒可绕销轴自由转动。滚子是活套在套筒上的，工作时，滚子沿链轮齿廓滚动，这样就可减少齿廓的磨损。链的磨损主要发生在销轴与套筒的接触面上。因此，内、外链板间应留少许间隙，以便润滑油渗入销轴和套筒的摩擦面间。
链板一般制成8字形，以使它的各个横截面具有接近相等的抗拉强度，同时也减少了链的质量和运动时的惯性力。

图3-2 滚子链的结构
当传递大功率时，可采用双排链或多排链。多排链的承载能力与排数成正比。但由于精度的影响，各排链承受的载荷不易均匀，故排数不宜过多。
滚子链的链节数为偶数时，接头处可用开口销或弹簧卡片来固定，一般前者用于大节距，后者用于小节距；当链节数为奇数时，需采用过渡链节。由于过渡链节的链板要受附加弯矩的作用，所以在一般情况下最好不用奇数链节。
链传动是在两个或多个链轮之间用链作为挠性拉曳元件的一种啮合传动，因其经济、可靠，故广泛用于农业、采矿、冶金、起重、运输、石油、化工、纺织等各种机械的动力传动中。
链传动在传递功率、速度、传动比、中心距等方面都有很广的应用范围。目前，最大传递功率达到5000 kW，最高速度达到40 m/s,最大传动比达到15，最大中心距达到8 m。由于经济及其他原因，链传动的传动功率一般小于100 kW，速度小于15 m/s，传动比小于8。
㈡ 链轮
链轮轮齿的齿形应保证链节能自由地进入和退出啮合，在啮合是应保证良好的接触，同时它的形状应尽可能地简单。
1.滚子链链轮
标准只规定链轮的最大齿槽形状和最小齿槽形状。实际齿槽形状在最大、最小范围内都可以用，因而链轮齿廓曲线的几何形状可以有很大的灵活性。常用的齿廓为三圆弧一直线齿形。
2.链轮结构
小直径链轮可采用实心式，腹板式，或将链轮与轴做成一体。链轮损坏主要由于齿的磨损。
㈢链轮的材料
链轮材料应能满足强度和耐磨性的要求。在低速、轻载、平稳传动中，链轮可采用中碳钢制造；中速、中载时，采用中碳钢淬火处理，其硬度>40HRC～45HRC;高速、重载、连续工作的传动，采用低碳钢、低碳合金钢表面渗碳淬火或中碳钢、中碳合金钢表面淬火。
载荷平稳、速度较低、齿数较多时，也允许采用的铸铁制造链轮。在工作环境较差、链轮容易磨损的场合，铸铁最好经过等温淬火处理或采用优质铸铁。

㈣ 链轮主要尺寸
名称
符号
公式及计算
分度圆直径
d

齿顶圆直径

齿根圆直径

齿侧凸缘

h——内链板高度 查套筒滚子链相关参数
齿宽（单排）

b1——内链节内宽
倒角宽

倒角半径

倒角深

齿侧凸缘圆角半径

链轮齿总宽

注：表中相关参数查HP型套筒滚子链。
3.2轴承的选型及校核
滚动轴承的选择包括轴承类型选择、轴承精度等级选择和轴承尺寸选择。
轴承类型选择适当与否，直接影响轴承寿命以至机器的工作性能。选择轴承类型时应当分析比较各类轴承的特性，并参照同类机器中的轴承使用经验。
在选择轴承类型时，首先要考虑载荷的大小、方向以及轴的转速。一般说来，球轴承便宜，在载荷较小时，宜优先选用。滚子轴承的承载能力比球轴承大，而且能承受冲击载荷，因此在重载荷或受有振动、冲击载荷时，应考虑选用滚子轴承。但要注意滚子轴承对角偏斜比较敏感。
当主要承受径向载荷时，应选用向心轴承。当承受轴向载荷而转速不高时，可选用推力轴承；如转速较高，可选用角接触球轴承。当同时承受径向裁荷和轴向载荷时，若轴向载荷较小，可选用向心球轴承或接触角不大的角接触球轴承；若轴向载荷较大，而转速不高，可选用推力轴承和向心轴承的组合方式，分别承受轴向载荷和径向载荷；’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。
各类轴承适用的转速范围是不相同的，在机械设计手册中列出了各类轴承的极限转速。一般应使轴承在低于极限转速下运转。向心球轴承、角接触球轴承和短圆柱痞子轴承的极限转速较高。适用于较高转速场合。推力轴承的极限转速较低．只能用于较低转速场合。
其次，在选择轴承类型时还需考虑安装尺寸限制、装拆要求，以及轴承的调心件能和风度，一般球轴承外形尺寸较大，滚子轴承较小，滚针轴承的径向尺寸最小而轴向尺寸较大，此外，不同系列的轴承，其外形尺寸也不相同。
选择轴承一般应根据机械的类型、工作条件、可靠性要求及轴承的工作转速n，预先确定一个适当的使用寿命Lb (用工作小时表示)，再进行额定动裁荷和额定静载荷的计算。
对于转速较高的轴承(n>10r／min),可按基本额定动载荷计算值选择轴承，然后校核其额定静载荷是否满足要求。当轴承可靠性为90％、轴承材料为常规材料并在常规条件下运转时，取500h作为额定寿命的基准，同时考虑温度、振动、冲击等变化，则轴承基本额定动载荷可按下式进行简化计算。

C——基本额定动载荷计算值，N；
P——当量动载荷，N；
fh——寿命因数；1
fn——速度因数；0.822
fm——力矩载荷因数，力矩载荷较小时取1.5，较大时取2；
fd——冲击载荷因数；1.5
fT——温度因数；1
CT——轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N；
查表得，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。
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：
P=XFr+YFa
查文献[3]的表6-2-18，得，X=1，Y=0；
所以，P=Fr=1128N。由以上可得：

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6305-RZ，其具体参数为：内径d=25mm，外径D=62mm，基本额定载荷，基本额定静载荷，极限速度为10000r/min，质量为0.219kg。
然后校核该轴承的额定静载荷。额定静载荷的计算公式为：

式中：
——基本额定静载荷计算值，N;
——当量静载荷，N；
——安全因数;
——轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷，
查文献[3]的表6-2-14知，对于深沟球轴承，其当量静载荷等于径向载荷。
查文献[3]的表6-2-14知，安全系数
则轴承的基本额定静载荷为：

由上式可知，选取的轴承符合要求
3.3链强度计算
3.3.1链传动的运动特性
由于链是由刚性链节通过销轴铰接而成，当链绕在链轮上时，其链节与相应的轮齿啮合后，这一段链条将曲折成正多边形的一部分。该正多边形的边长等于链条的节距p，边数等于链轮齿数z，链轮每转过一圈，链条走过zp长，所以链的平均速度v为
==
式中： 、——分别为主、从动链轮的齿数；
、——分别为主、从动链轮的转速，r/min。
链传动的平均传动比

因为链传动为啮合传动，链条和链轮之间没有相对滑动，所以平均链速和平均传动比都是常数。但是，仔细考察绞链链节随同链轮转动的过程就会发现，链传动的瞬间传动比和链速并非常数我们知道，链条由刚性链板通过铰链连接而成。当链条绕在链轮上时，其形状如图所示：
在主动链轮上，铰链A正在牵引链条沿直线运动，绕在主动链轮上的其他铰链并不直接牵引链条，因此，链条的运动速度完全有铰链A的运动所决定。铰链A随同主动链轮运动的线速度方垂直于AO，与链直线运动方向的夹角为。因此，铰链A实际用于牵引链条运动的速度为
式中。为主动链轮的分度圆半径，m。因为是变化的，所以即使主动链轮转速恒定，链条的运动速度也是变化的。当=时，链速最低；当=0，链速最高，是主动链轮上的一个链节所对的中心角。链速的变化呈周期性，链轮转过一个链节，对应链速变化的一个周期。链速变化的程度与主动链轮的转速和齿数有关。转速越高、齿数越少，则链速变化范围越大。
在链速变化的同时，铰链A还带动链条上下运动，其上下运动的链速 也是随链节呈周期性变化的。
在主动链轮牵引链条变速运动的同时，从动链轮上也发生着类似的过程。从动链轮上的铰链C正在被直线链条拉动，并由此带动从动链轮以转动。因为链速方向与铰链的C的线速度方向之间的夹角为，所以铰链C沿圆周方向运动的线速度为
式中，为从动链轮的分度圆半径，
由此可知从动链轮的转速为
在传动过程中因为在内不断变化，加上也是不断变化，多以即使是常数，也是周期性变化的。
从上式中可得链传动的瞬时传动比为
可见链传动的瞬时传动比是变化的。链传动的传动比变化与链条绕在链轮上的多边形特征有关，故以上现象称为链传动的多边形效应。
3.3.2链传动的动载荷
链传动在工作过程中，链速和主从链轮的转速都是变化的，因而会引起变化的惯性力及相应的动载荷。
链速变化引起的惯性力为=ma
式中：—紧边链条的质量，kg;
—链条变速运动的加速度，/。
如果视主动链轮匀速转动，则
当时,
(
从动链轮因角加速度引起的惯性力为
式中：J—从动系统转化到从动链轮轴的转动惯性，;
—从动链轮的角速度，rad/s.
链轮的转速越高，节距越大，齿数越少，则惯性力就越大，相应的动载荷也就越大。同时，链条沿垂直方向也在做变速运动，也会产生一定的动载荷。
此外，链节和链轮啮合瞬间的相对速度，也将引起冲击和振动，当链节和链轮轮齿接触的瞬间，因链节的运动速度和链轮轮齿的运动速度在大小和方向上的差别，从而产生冲击和附加的动载荷。显然，节距越大，链轮的转速越高，则冲击越严重。
3.3.3链传动的受力分析
链传动在安装时，应使链条受到一定的张紧力。张紧力是通过使链条保持适当的垂度所产生的悬垂拉力来获得的。链传动张紧的目的主要是使松边不致过松，以免出现链条的不正常啮合、跳齿或脱链。因为链传动为啮合传动，所以与带传动相比，链传动所需的张紧力要小得多。
链传动在工作时，存在紧边拉力和松边拉力。如果不计传动中的动载荷，则紧边拉力和松边拉力分别为
式中： F— 有效圆周力，N;
F— 离心力引起的拉力，N；
F— 悬垂拉力，N。
有效圆周力为
式中： P— 传动的功率，kW；
V — 链速，m/s。
离心力引起的拉力为
式中： q为链条单位长度的质量，kg/m。悬垂拉力Ff为
Ff=max(Ff,Ff)
其中：Ff =Kfqa Ff =(Kf+sina)qa
式中：—链传动的中心距，mm
Kf——垂度系数，见下图。图中f为下垂度，为中心线与水平面夹角。

图3-11 悬垂拉力
3.3.4滚轮接触强度的计算
机械中各零件之间力的传递，总是通过两零件的接触来实现的。除了共形面相接触的情况外大量存在着异形曲面相接触的情况。这些异形曲面在未受外力时的初始接触情况，不外乎是点接触和面接触两种。
已知的原始条件有：
轨道的材料: Q235-A =235Mpa =440Mpa E=206Gpa
根据计算公式Pmax=0.418SQRT(F/LE/R)
由上面的计算可知P0.418
=0.52Mpa

第4章 二级齿轮传动零件的设计计算
4.1高速级齿轮的设计计算
按设计计算公式1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB10095-88）
3）材料选择 由表(10-1)选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者硬度差为40 HBS。
4）初选小齿轮的齿数，，选
2 按齿面接触强度设计
由设计公式（注:脚标t表示试选或试 算值,下同.）
（1）确定公式内各计算数值
1）试选载荷系数
2）计算小齿轮转矩

3）由表10-7选取齿宽系数（非对称布置）
4）由表10-6查取材料弹性影响系数
5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度
6）由式10-13计算应力循环次数

（j为齿轮转一圈，同一齿面啮合次数；为工作寿命）
7）由图10-19取接触疲劳寿命系数
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得

（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径，代入较小值
由计算式得，
mm
2）计算圆周速度
3）计算齿轮b

4)计算齿宽与齿高比
模数
齿轮高
齿高比
5）计算载荷系数K
根据，7级精度，由图10-8查得动载系数

由表10-2查得
由表10-4用插值法，7级精度,小齿轮相对轴承为非对称布置
查得
由 查图10-13得
故载荷系数
=1.562
6）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径，由式（10-10a）得

7）计算模数
3 按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）
（1）确定计算参数
1)图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳
强度极限为
2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

3)算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数由公式(10-12)得

4)算载荷系数 =
5)取齿形系数，应力校正系数
由表10-5查得
6)比较大小齿轮的大小

大齿轮的数值大

（2）设计计算

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，终合考虑，满足两方面，对模数就近取整，则
m=2.5
大齿轮齿数 取
4 几何尺寸计算
（1）计算中心距
=131.25mm
(2)分度圆直径

（3）算齿轮宽度

圆整后取
5.结构设计及齿轮零件草图见附件
4.2低速级齿轮的设计计算
1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB10095-88）
3）材料选择 由表(10-1)选择小齿轮材料为40Cr（表面淬火），硬度为
48-55HRC,大齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS
4）初选小齿轮齿数，。
2 按齿面接触强度设计
按设计计算公式（10-9a）
（1）确定公式内各计算数值
1）试选
3）由表10-7选取齿宽系数
4）由表10-6查取材料弹性影响系数
5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度
6）由式10-13计算应力循环次数

7）由图10-19取接触疲劳寿命系数
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得

（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径，由计算式
得，mm
2）计算圆周速度
3）计算齿轮b

4)计算齿宽与齿高比
模数
齿轮高
齿高比
5）计算载荷系数K
由10-2查得使用系数，；
根据，7级精度，由图10-8查得动载系数

因为是直齿轮 所以 ；
由表10-4用插值法查的7级精度,小齿轮相对轴承为非对称轴承时
.
由查图10-13得
.
故载荷系数
=1.469
6）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径，由式（10-10a）得
=70.39mm
7） 计算模数
按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）
（1）确定计算参数
1)图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度极限为
2)10-18取弯曲疲劳寿命系数
3)算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数由公式(10-12)得

4)算载荷系数 =1.369
5)取齿形系数，应力校正系数
由表10-5查得
6)较大小齿轮的大小

大齿轮的数值大
（2）设计计算

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，终合考虑，满足两方面，对模数就近取整，则
m=3
取 大齿轮齿数
4 几何尺寸计算
（1）计算中心距

(2)分度圆直径

（3）算齿轮宽度

圆整后取
5.结构设计及齿轮零件草图见附件

所以，计算得齿轮的参数为：

高速级
大
210
2.5
84
131.25
55
1
0.25

小
52.5
21
50
低速级
大
216
3
72
144
65
小
72
24
60
4.3轴的计算
按照如下原则进行轴的的结构设计：
1） 初步确定计算轴径。
其计算公式

式中：P-轴所传递的功率，kw;
n-轴的转速，r/min;
A-由轴的许用切应力所确定的系数，其值可查相关教材。

设计
4.3.1高速轴的计算
求作用在齿轮上的受力
==

3.按15-2初步估算轴的最小直径。选取的材料为40cr（调质）。根据表15-3，取，于是得
输入轴的最小直径显然要考虑安装联轴器处轴的直径，为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。
联轴器的计算转矩 ，查表14-1，
=1.558.61=88.42
按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查设计手册，选用 YL8 （钢制）联轴器，公称转矩为250 ，电机轴孔径为d=42mm ，=84。
输入轴孔径为d=32mm,与轴配合的长度=60。故取 。
4． 轴的结构设计
（1）拟定轴设计方案，如下图

图4.1
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2段右端制出一轴肩，故2-3段直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取取挡圈直径。半联轴器与轴配合的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故取。
2）初步选择滚动轴承。因为是直齿圆柱齿轮，无轴向载荷，选用深沟球轴承。由，查设计手册选深沟球轴承6208，，故。
3）右端滚动轴承采用轴肩轴向定位，查手册 6208型轴承轴肩高度mm，因此取。由于此轮分度圆直径d=55mm，所以制成齿轮轴，；齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，。
4)轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与半联轴器由断面的距离，故取。
5）取齿轮与箱体的内壁距离，轴承断面与内壁的距离，（查课程设计指导书）。故，。
（3）轴上零件的周向定位
半联轴器与轴周向采用平键连接，按 由表6－1查得平键截面。半联轴器与轴配合为 。滚动轴承与轴周向定位由过渡配合保证，此处造轴的直径尺寸公差为m6。
（4）参考表15－2，取轴端倒角为 ，各轴肩圆角半径。
5．求轴上的载荷
作用在小齿轮上的力可分为垂直于轴心的力和沿圆周切线方向的力。 其中＝2131.27N， ＝ ＝775.72N
（1）确定轴承支点位置，对于6208深沟球轴承，其支点就是轴承宽
1. 度B的中点，故轴的支承跨距为。根据轴的计算简图做出
弯矩和扭矩图。（下图所示）
载荷
水平面
垂直面
支反力F

弯矩

总弯矩

扭矩

6.轴强度的校核
进行校核时，通常只校核承受最大弯矩的截面的强度。由上图可知齿轮处C点为危险截面，故只需校核C点强度， 取＝0.6，则由式15－5得

为齿根圆直径

由表15－1查得40Cr 调质钢 ＝70 Mpa
因此 <，故安全。
7、精确校核轴的疲劳强度
1）、判断危险截面
由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知齿轮左端截面4因加工齿轮有尺寸变化，引起应力集中，故该截面左侧需校核验证
2)、截面左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面左侧的弯矩M为：截面上的扭矩为：
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转应力：
轴的材料为40Cr钢，调质处理，由机设书P362表15-1查得：

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机设书P40附表3-2查取
因 经插入后得：

又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为