毕业设计（论文）立式数控铣床主传动系统设计.pdf

摘要本次毕业设计的题目是立式数控铳床主传动系统设计。设计的目的是通过对立式 铳床的主传动系统进行设计，从而全面的、系统的进行设计方法和研究方法的基本训 练，这次设计采用了传统的机床设计的步骤，设计很大部分是利用一些经验公式进行 计算，并用类比法来选取合适的方案。设计内容主要包括五个大的部分：（1）机床的主要技术参数的确定；（2）传动方案 及传动系统图的拟定；（3）齿轮的强度校核和结构设计；（4）传动轴的设计与校核；（5）花键与轴承的选择与计算。其中机床的主要技术参数主要包括主参数，基本尺寸和其他技术参数，由国家机 床相关的参数标准的确定，选取合适的设计参数；传动方案及传动系统图的拟定主要 包括确定机床传动系统的转速图和传动系统图，确定齿轮的齿数，滑移齿轮的轴向布 置；齿轮结构设计主要是使确定的零件搭配合理，布局美观，并在一定程度上可以节 约成本；传动轴，花键与轴承的选择与计算主要就是校核轴的刚度和强度，花键联接部 分的侧挤压力计算，轴承的计算预期寿命等。关键词：转速图；传动系统图；滑移齿轮；强度。AbstractThe subject of this undergraduate design is CNC vertical milling machine main drive system.Via the main drive system of the vertical milling machine,we can basically train system design and research methods,in this one we use the traditional steps of machine design,mostly some empirical formula for calculation,and select the appropriate option via the analogy.Design feature include five major parts:(a)the machine*s main technical parameters identified;(2)transmission and drive system diagram program development;(3)structural design and the intensity checking of gear;(4)Shaft design and Verification;(5)splines and bearings choice and calculation.The main technical parameters of machine tool includes the main parameters of the basic dimensions and other technical parameters,through the country machine parameters related to the standard setting,selecting appropriate design parameters;The selecting of transmission programs and the map of transmission main machine drive system including the identification of the map and the transmission speed chart Gear teeth set,splinesz axial layout;Gear design is mainly determined by the mixture of components reasonable,beautiful layout,and to some extent,it could be economical;The choice and calculation of shafts,splines and bearings are mainly checking the stiffness and strength of the major axis,the lateral extrusion pressure of bond part,bearing calculated life expectancy.Key words：map of transmission;transmission speed chart;spline;strength.目录1 机床的规格和用途说明.42 机床的主要技术参数的确定.42.1 主参数.42.2 基本参数.52.3 其它主要技术参数.52.4 主轴极限转速的确定.52.5 主电机功率的确定.73 传动方案及传动系统图的拟定.83.1 机床的主传动系统设计原则.83.2 传动方式.93.3 变速形式.93.4 传动方案拟定.93.5 齿轮齿数的确定.133.5.1 确定齿轮齿数应注意的问题.133.5.2 变速组内模数相同时齿轮数的确定.143.5.3 变速组内模数不同时齿轮齿数的确定.153.6 滑移齿轮的轴向布置.163.6.1 一个变速组内齿轮轴向位置的排列.163.6.2两个变速组内齿轮轴向位置的排列.173.7 计算转速.184 主要零件的计算和验算.204.1 传动轴直径的估算.214.2 齿轮模数的估算.224.3 齿轮的强度校核.244.3.1 IV-V轴齿轮组强度校核.244.3.2 VI-VII齿轮组强度校核.274.3.3 V-VI直齿圆锥齿轮组强度校核.294.4 传动轴的设计与校核.324.4.1 传动轴的尺寸估算.324.4.2 传动轴强度校核.384.5 齿轮的结构设计.474.6 花键的选择和校核.494.6.1 花键的选择.494.6.2 花键的校核.504.7 轴承的寿命估算.51总结.55参考文献.56致谢信.571机床的规格和用途说明机床设计的题目，一般拟定为中小规格。通用机床机械变速的主传动系统的设计 是适宜的，选定立式铳床工作台台面宽度B=380mm的主传动系统，此机床变速级数定 为18级。此机床结构较为简单，尺寸大小适中，能较好地符合设计教学要求，并能满 足机床结构设计基本训练的要求。在立式铳床中选定半自动型（包括万能型、半自动型、轻型系列）。因为半自动型 系列中的立式铳床适用于机械制造、业的小批和成批生产部门，有较高的刚性，扩展性，功率和自动化程度，可铳削高强度合金钢及耐热合金钢零件的平面，阶梯面，沟槽等。结构特征为主传动及进给传动有方便的变速操纵机构，工作台在纵向，横向和垂 直方向均有机动进给。快速进给和手动调整。工作台三个方向的运动可实现不同性能 的自动循环，自动夹紧；止匕外，工作台在垂直方向具有自动让刀机构以及在纵向有自 动消除间隙机构等。考虑到上述半自动型系列的优点，与设计要求能较吻合，故选择半自动型立式铳 床。2机床的主要技术参数的确定机床的发展是以经济合理的品种和规格来满足国民经济发展需要的。为了促进产 品参数的统一，提高有关工、夹、量具的标准化程度。有利于用户合理选用机械。机 械工业部对各类通用机床制定了参数标准。如GB158279,JB232579等。因此，我 们设计的机床主参数和基本参数均应符合标准制度。2.1 主参数选择主参数的原则：该参数应是直接反映出机床的加工能力特性。影响机床主要 零部件的标志。主参数能说明机床的主要性能。升降台铳床的主参数是工作台台面宽度Bmm o机床的主参数通常是等比数列。升降台铳床的主参数均采用公比为1.26的数列。该数列符合国际ISO标准的优先数列。升降台铳床的主参数B的系列有：200、250、320、400、500mmo此次设计的立式 铳床的主参数B为320mm。2.2 基本参数除主参数外，机床的基本参数是指与被加工工件主要尺寸有关的及与工、夹、量 具标准有关的一些参数。这些参数列入机床的参数标准，作为设计时依据。升降台铳床参数部标准(JB232579),其中与工件尺寸有关的参数是：工作 台的长度L mm；工作台三个方向的行程L,L2,L3mm；立铳主轴端面到工作台面的最 小距离Hzl mni,比规定以铳头套筒(或滑枕)在最上位置时计算。与工、夹、量具有 关的参数是工作台T型槽宽度及主轴序号、升降台铳床的主轴序号及主轴端部的结构 尺寸应符合铳床主轴端部尺寸部标准(JB232478)的规定。2.3 其它主要技术参数机床的参数除了参数标准中规定的主参数和基本参数外，还有与机床运转特性、动力特性及技术经济指标有关的参数。例如主轴转速级数、电动机功率等。这些技术 参数基本上确定了机床的技术性能及水平。确定这些技术参数既要根据实际需要，同 时也应考虑到赶超世界先进水平。故需密切关注掌握国内外先进工艺和技术的发展动 向，并积极开展科学研究实验工作，才能使技术参数的确定建立在先进的科学基础上。机床的主要技术参数在机床的系列型谱中都有规定和推荐。设计机床时依据和参 考升降台铳床系列型谱(JBIZ12478)中的技术参数。2.4 主轴极限转速的确定确定主轴的最高转速和最低转速，应该在分析所设计几种典型加工方式的切削用 量和参考现有同类型机床的性能的基础上，并按照“技术上先进，经济上合理”的原 则进行。由于通用性机床加工对象很广，不同工序所采用的切削用量相差悬殊，而且加工 零件的尺寸变化也很大，所以，要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务。必须对 有关工序和切削用量进行分析。主轴最高和最低转速可按下式计算：丁广粤皿团 2)dmax式中：nmax nmin-主轴最高、最低转速:rpmVmax、vmin-典型工序的最大、最小切削速度m/min几、dmin-最大、最小计算直径mm采用最大速度vmax的典型工序一般为用硬质合金端铳刀精加工或半精加工低强度 的结构钢。采用最小速度Vmin的典型工序为用高速钢端铳刀粗加工铸铁工件或用高速钢圆片铳刀铳削深槽。最大计算直径d皿可按下表确定；最小直径dmin二（0.20.25）dmax（升降台铳床的最大直径）;工作台宽度Bmin200250320400端铳刀最大计算直径cLaxmin125160200250必须注意，公式中的并不是指所设计机床可以进行加工的最小直径，而是在机 床全部工艺范围可以用最大切削速度V3进行加工的最小直径。这个最小直径多半取决 于刀具的强度（针对铳床和钻锋床）。同样，公式中的dg是机床全部工艺范围内可以 用最低速度进行加工的最大直径。查阅切削用量手册和专用机床设计与制造，下面用公式确定最高转速11小 与最低转速n,ninov皿通常用于半精加工，设丫皿=235米/分，半精加工最小直径为：d,nin=0.25 X 200mm=50mmov1用于粗加工铸铁工作，设0小20米/分，粗加工铸铁工件最大直径：dmil=200mmo1000Vinaxmax 一7 4nin1000 x2353.14x50=1496.8r/?m及min1000Vn,n _ 1000 x207l d3.14 x 200=31.8rpw其变速范围为:R七二霁田(2.3)主轴转速级数Z：Z=x+i(取整数)(2.4)对于中小型通用机床，常取公比（p=l.26或1.41。在此铳床中采用公比1.26的数 列。机床主传动系统的变速组大多采用双联齿轮或三联齿轮。因此转速级数宜为2,3 因子的乘积。即Z=TX2n为宜，其中m,n为正整数。z-3 1g 1.26+1。17.7 2$（Z=18=32X2l2.5 主电机功率的确定合理地确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致 使电机经常不满载而浪费电力。一般常用计算法、实验测定法和类比法等方法来确定主电机的功率。我们用计算 法来确定。机床的功率主要用于切削工件，它可以根据机床的负载切削规范计算出消耗于切 削时的功率P g升降台铳床，常以硬质合金端铳刀，对钢质工件进行粗加工作为计算 切削功率的典型工序。刀具采用YG8,140的四齿端铳刀盘；切削用量为：Sz=0.25毫米/齿;v=90m/s；n=136 转/分。查阅专用机床设计与制造附录二中有关部分内容，有：1.铳削圆周力P式中：D一铳刀直径（mm）；t一铳削深度（mm）；Sz一每齿走刀量（mm/齿；B铳削宽度（mm）；Z一铳刀齿数；n一铳刀转数（转/分）；L一材料改变时的修正系数（见表9）。Cp是系数，qp、Xp、yp、Up、Wp是指数，查表8。54.5x5-9x0.25-7 4 x1 20 x4140 x 136K,（公斤力）54.5x4.26x0.35035x120 x4Kp（公斤力）2=2791（公斤力）HB.190HB最大吗（B-HB214=二1126乂。190乐由附录二中表8注2可知，铳刀磨钝后铳削力增大,在加工铸铁时增加1.T1.4倍，故取值1.2倍，即:=1.126x1.2=1.353P；=279 3=27 9x1.353=376公斤力切削功率2 篇二嘴A.529KW8)求出切削功率当后，当主传动的传动和结构方案未确定之前，可用如下的估算法 来确定主电机的功率生:肩=殳.总9)式中，总为主传动系统的总效率，对于通用机床一般可取总=0.70.85,当传动系统简单且主轴转速较低时取最大值。在未确定传动结构之前，我们选择总=0.7 5,有：殳=2=7.37 KW主总075根据主电机型号的查询可知：选取电机功率为7.5KW,转速为1440转/分（满载转 速），电机型号为丫132-4。3传动方案及传动系统图的拟定3.1 机床的主传动系统设计原则1.在满足一定的转速范围、级数条件下，传动链尽可能短和简单。2.传动平稳，振动，噪声小，效率高。3.功率及扭矩应满足使用要求。4.适应主轴刚度及精度的要求。5.操作方便，轻巧，结构简单，工艺性好。6.必须考虑制动装置。7.必须有良好的润滑。3.2 传动方式集中传动：主轴装在变速箱内，它和传动轴集中在一起，称为集中传动。优点：结构紧凑，便于集中操纵，箱体数目少，可减少加工，装配所需工时和制 造成本。缺点：变速箱的传动件在运转中产生的振动和热量将直接传给主轴，因而降低机 床的加工精度。3.3 变速形式有级变速：目前国内绝大多数的普通车床、升降台铳床以及其它一些机床均采用 滑移齿轮有级变速传动方式。齿轮传动结构可靠，工艺成熟，变速方便；有级变速的 优点还有，实现回转运动的结构简单，机械故障一般容易发现，另外，机械传动的传 动比较为准确，实现定比传动较方便。缺点是噪声较大，尤其高速时更为严重。3.4 传动方案拟定由上一章讨论，知机床的主轴转速nmax=1496.8转/分，rw=31.8转/分，转速级数Z=18,公比。=1.26,电动机的满载转速n。=1440转/分。我们取机床的转速范围为301500转/分，Z=18,限1.26,n0=1440转/分。（1）确定变速组的数目 大多数机床广泛应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，18级转速需要三个变速组，即 Z=18=3X3X2O（2）确定变速组的排列方案变速组的排列可以有多种方案。例如：18=3X3X218=2X3X318=3X2X3由于立式铳床主传动系统装在床身内，结构上没有特殊要求，根据各变速组中传 动副数应遵守前多后少原则，选择18=3X3X2的方案。前多后少原则：我们知道，电动机的转速一般比大部分传动轴的转速要高，从电 动机到主轴之间，总的趋势是降速传动。也就是说，从电动机轴起愈靠近主轴的轴的 最低转速就愈低。根据扭矩公式：M=Ox bm）n式中：P一传动件传递的功率（千瓦）；n一传动件的转速（转/分o当传递功率为一定时，转速n较高的轴所传递的扭矩M较小，在其他条件相同的 情况下，传动件（如齿轮，轴）的尺寸就可以小一些，这对于节省材料，减小机床重 量及尺寸都是有利的。因此，在设计传动系统时，应使较多的传动件在高转速下进行 工作，应尽可能地使靠近电动机的变速组中的传动副多一些。而靠近主轴的传动副少 一些，即前多后少原则，故要求选用18=3X3X2的方案。（3）确定基本组和扩大组立式铳床主传动系统应有三个变速组。根据前紧后松的原 则，选择18=3X33X 29的方案，其中，第一变速组为基本组。其级比指数X。=1（即 基本组的传动比在转速图上相距一格）；第二变速组为第一扩大组，其级比指数占=3（即 第一扩大组传动比在转速图上相距三格）；第三变速组为第二扩大组，其级比级数X2=9（即第二扩大组传动比在转速图上相距九格）。前紧后松原则：根据前多后少原则，传动系统的变速组及传动副虽已确定，但基 本组和扩大组次序不同，还可以有许多方案，例如18=3X3X2,就可以得下列六种不 同的扩大顺序方案，其结构式为：18=3,33 2918=3,36 2318=33 31 2918=36 31 2318=36 32 2,18=36 32 2,与上述六种结构式相对应的还有六种结构图。一般情况下，各变速组的排列尽可 能设计成基本组在前，第一扩大组次之，最后扩大组的顺序，也就是说，各变速 组的扩大顺序应尽可能与运动的传递顺序相一致，即要求Xo X,X2.6.5+-mm一齿轮的模数；t一键槽主齿轮轴线的高度。两轴上最小中心距离应取得适当。若齿数和Sz太小，则中心距太小，将导致两 轴上轴承及其它结构之间的距离过近或相碰。为保证三联齿轮能在轴上顺利地滑移，则相邻两齿轮（最大齿轮与次大齿轮之 间）的齿数差应24。齿数选定后，由于实际传动比将会造成主轴转速误差，其数值一般不应超过10（P 1）%o主轴的实际转速主轴的标准转速 主轴的标准转速4b。其中，L为齿轮变速组在轴上所占有的空 间长度；b为一个齿轮的齿部宽度。三级变速组占用的轴向长度L7 b。而宽式排列占 用轴向长度较大，以致在相同的负载条件下，轴径须加粗，从而使轴上的小齿轮的齿 数增加，相应使齿数和及径向尺寸加大。一般二级变速组占有的轴向长度L6b,三级 变速组Ll l b,因此一般不希望采用宽式排列。Lii14U图3.5窄式和宽式双联滑移齿轮的轴向布置如前所述，三联滑移齿轮的两种排列方式，必须保证两轴上相邻两齿轮的齿数差 大于4,才能使滑移齿轮在越过某个固定齿轮时避免齿顶相撞。若相邻齿数小于4（II 一in轴齿轮组），可采用如下图所示的排列方案，让滑移齿轮的最小齿轮越过固定的小 齿轮，即最大齿轮与最小齿轮差大于4,而其他两个齿轮的齿数差允许小些，但这种排 列方式的轴向尺寸较大。图中：Z（-Z34L9b图3.6窄式三联滑移齿轮的轴向布置图3.7宽式三联滑移齿轮的轴向布置3.6.2两个变速组内齿轮轴向位置的排列图3.6为两个变速组的齿轮的并列排列方式，其总长度等于两变速组的轴向长度 之和。图3.7为两个变速组的齿轮交错排列方式，其总的轴向长度短，但对固定齿轮 的齿数差有要求。对照图3.6和图3.7知，三轴四级变速机构的并行排列方案，其总 长度L8b,而图3.7的交错排列只要1613就够了。同时:采用公用齿轮排列，其轴 向长度更为缩小，不仅减少了齿轮的数量，而且缩短了轴向尺寸，如图3.8。图3.8两个变速组的齿轮的并列排列的轴向布置图3.9两个变速组的齿轮交错排列的轴向布置图3.10采用公用齿轮的两个齿轮组的轴向布置3.7计算转速设计机床时，为了使传动件工作可靠，结构紧凑，须对传动件进行动力计算，传 递件传递扭矩Nt大小与它所传递的功率N和转速n有关，对于工艺范围较广的通用机 床和某些专门化机床，由于使用条件复杂，变速范围较大，传动件所传递的功率和转 速并不是固定不变的。通用机床在最低的一段转速范围内，经常用于切削螺纹、绞孔、切断、精链等工序，所消耗的功率较小，不需要使用电动机的全部功率即使于粗加工,由于受刀具、夹具和工件刚度的限制，不可能采用过大的切削量，也不会使用到电动 机的全部功率。所以只是以某一转速开始，才有可能使用电动机的全部功率。查阅金属切削机床（上册）表32各种机床的主轴计算转速。知主轴的计算,1 吧1速度%=%汨。3=%曲。3=min。=6=95转分，在转速图上以黑点表不。当主轴的计算转速确定后，就可以从转速图上确定其它各传动件的计算转速，确 定的顺序是由后往前，即先定出位于传动链后面（靠近主轴）的传动件的转速，再顺 次由后往前定出传动链前面的传动件的计算转速。一般可先找出该传动件共有几级实 际转速，再找出其中能够传递全部功率时的最低转速，即为传动件的计算转速。详情可参照主传动转速图和书上有关方法，下面不再赘述。表3.1各传动轴的计算转速，传递功率和扭矩釉序号IIIIIIIVVVIVII计算转速均（转/分）14407503751901509595传递功率（KW）7.427.277.136.956.7 76.606.46扭矩(x1 04N mm)4.929.2618.1634.943.166.3564.94表3.2齿轮的齿数和计算转速序 列ZiZ2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9ZioZuZ12齿 数193624302133183636182727转 速1440750750600750475750375357750375375表3.2续齿轮的齿数和计算转速序列Zl 3Z14Zl 5Zl 6Zl 7Zl 8Z19Z20Z21Z22齿数18368238197 124385555转速375190190375190150150959595图3.12立式数控铳床的主传动系统图4主要零件的计算和验算对于传动件的主要尺寸（例如说传动轴的直径，齿轮模数等）进行估算，以便绘制部 件装配草图。在完成装配图之后，零件的结构尺寸和受力状况都已确定，再对主要零件进行精确的验算。4.1 传动轴直径的估算按扭矩刚度对传动轴直径进行估算d=9 J-n式中：d传动轴直径；P该轴传递的功率KW为一该轴的计算转速该轴准许的扭转角deg/mm按表中数据选取对轴I,有PI=P 样=7.5KW x 0.9952=7.42KWnn=150r pm（p=1（71表示向心球轴承的传动效率）对轴II,有Pn=Pi 疔 0=7.42KW x 0.9952 x 0.99=7.27 KWnn=150r pm（p=l deg/m（7 7 2表示直齿圆柱齿轮的传动效率）二91 4|=28.55mm对轴皿，有Pm=Pn 77：772=7.27 KWx O.9952 x 0.99=7.13KWmu=375r pm （p=Ideg/md m=91 4/-33.19 mmV 37 5x1对轴IV,有Piv=Pm 宿 2=7.13KWX 0.9953 X 0.99=6.95KW mv=190r pm =1 deg/mJ/v=91 4/-=39.80mmV190 xl对轴V,有Pv=Piv 7 7 7 2%=6.95KWx 0.995 X 0.99x0.99=6.7 7 KWnv=150 r pm 0=0.5deg/m（要求较高的轴，%表示双列角接触滚子轴承的传动效率）d v=91 J6ZZ-_ 49.88mmV 150 x0.5对轴VI,有Pvi=Pv 772%-6.7 7 KW x 0.995 x 0.99 x 0.99=6.60KWnvn=95r pm（p=0.5deg/m（要求较高的轴）.,I 6.60av/=91-=55.56mmV 95x0.5 对轴vn,有Pvn=Pvi 术 中=6.7 7 KW x0.9952 X 0.99=6.46KW nvH=95r pm(p=0.1deg/m(要求很高的轴，这里轴VII是主轴)d vn=91 4/-=82.63mmV 95x0.1表4.1各传动轴的计算最小直径轴序号IIIIIIIVVVIVII最小直 径(mm),24.88028.55033.7 9039.80044.88”5.56082.63选 用 dmin（mm）0303035040”0,60,854.2 齿轮模数的估算一般同一变速组的齿轮模数相等，按简化的接触疲劳强度公式对负载最重的小齿 轮的模数进行估算。mj=16338x 3“丰)&加/汨 2(pn Z-i 1（i后面正号用于外啮合）；Zi-小齿轮的齿数；nj-该齿轮的计算转速rpm；（p,-齿宽系数，（pm=（B为齿宽，m为模数）一般仍，取610；mcry许可接触应力MP a；见表37金属切削机床设计指导通常变速箱中的全部齿轮采用12种模数值。对i-n轴齿轮副，带入公式:mj=16338x 3(2+l)x7.58x1 82x2x57 02x7 50=4.2mm其中，小齿轮的齿数为18,传动比（史）=2,齿宽系数仰取8,齿轮材料取45钢 18正火，R=57 0MP a,该齿轮（齿轮Z7）转速7 50rpm。因此，初步选取II,III,IV之间的齿轮传动模数为4o对于网轴齿轮副的齿数和不同。第5（由知齿轮组模数为4,则（fl）齿数 和大一些，选取（处）齿轮组模数为3。82核实IV-V轴齿轮组（），有：82mj=16338x 3(2+l)x7.58x382x2x6002x37 5=3.16mm 取 3mm。其中，小齿轮齿数为38,传动比为（处），齿宽系数的 取8,齿轮材料取45钢调 82质，ov=600MP a,该齿轮（Zm）的计算转速37 5rpm。估算I-II轴齿轮组（11）,有:噜+1)x7.5mj=16338x 3-=3.33mm 取 3mm。i 8x1 92x x57 02x1 440 19其中，小齿轮齿数为19,传动比(|1)=1.89,齿宽系数0”为8,齿轮材料取45钢 正火即可，w=57 0MP a,齿轮(Zi)的计算转速1440rpm,同时I-H轴齿轮组传递的 扭矩较小，故取其模数为3。估算VI-VII轴齿轮组(|),有：mj=16338 x J-7+1)x 7.：-_ 4.3mm 取 4mmV8x552 xl x6002x95其中，大小齿轮齿数都为55,传动比为=齿宽系数仰取8,齿轮材料取45 钢调质，匕j=600MP a,该齿轮(Z21)的计算转速95rpm。4.3 齿轮的强度校核变速箱中的齿轮，不必都作强度校核，可在相同模数和材料的齿轮中，选取一个 承受载荷最大的齿轮，验算它的接触强度和弯曲疲劳强度。一般来说，对高速传动齿 轮以验算接触强度为主，以低速传动的齿轮主要考虑其弯曲疲劳强度。我们这里讨论IV-V轴齿轮组，V-VI轴齿轮组，vi-vn轴齿轮组的受力情况，其余齿 轮的受力较小，情况与此相似，同理可得。4.3.1 IV-V轴齿轮组强度校核在IV-V齿轮组中，红(12)承受载荷最大，其参数有：Zis 711)计算已知参数：小齿轮Z17(19),传递的功率为6.95kw。齿轮材料：40Cr高频淬火后，齿面硬度HRC为50齿轮精度：级7-DJB17 9-60齿数：Z,=19,Z2=7 1计算步骤：先按接触强度计算模数(1)确定许可应力(查专用机床设计与制造)齿轮的工作期限:丁 二 d-6）.（4,3）x取二12000 小时 x=2T=1.3xl 2000/2=7 800h应力循环次数：Ni=60 n TiN以计算转速带入 n=190转/分Ni=60 x 1 x 190 x7 800=8.89xl 07寿命系数 运,查图2.1-69,取 勺1.02；由表2.1-11查得匕=8950公斤力/厘米2；故许可接触应力aj=ajK.sj=8950 x1.02=9129公斤力/厘米2（2）确定载荷系数7 kj ka kN kn 由式（2.1-59）k=-右-偏载系数：取=1；动载系数：由表2.1-15,取ka=L2（假设圆周速度v=l3米/秒）;啮合角系数左（不变位）；功率变化特征系数：由表2.1-16,取kNj=0.63；求速度变化系数h：该齿轮总的变速范围R=咄=剪=16H min 95扭矩不变变速范围*=世=2n min 95由表 2.1-18 查得 knj=0.93带入上述各值后，得：(3)确定工作载荷：小齿轮扭矩M,=97500 =97500 x =3566公斤力厘米(4.5)nj 190D(4)取齿宽系数：(pm-=10m最后带入公式(2.1-51)后，得.J.2 4A/1A;/1、/m 3()-r(厘米)(4.6)V n ZI I查表 2.1-10,J=107 01 07 0 2 4x3566x0.644 4+191 291 0 x1 91=0.352cm取标准模数：m=4mm齿宽 8=(pm m=10 x4=40mm2)验算齿根弯曲强度(1)确定许可应力：由表 2.1-13 知：crv=(0.28 6+690)ksw查表2.1-9,知：6=7000公斤力/厘米2查式2.1-7 3,知：(大小齿轮相等N27 x 1()6)代入后，o-M=(0.286+690)L=0.28x7 000+690=2650 公斤力/厘米 2(4.7)确定载荷系数：Kj,ka,一同前功率变化系数KNw=0.7 8俵2.1-16)速度变化系数降后0.935(表2.1-18)代入式(2.1-59)后，得K=1 x 1.1x0.7 8x0.935=0.802(3)确定工作载荷(同前)(4)确定齿形系数：查图2.1-7 2小齿轮Z,=19大齿轮Z2=7 1 代入公式2M1K齿形系数丫1=0.263齿形系数Y2=0.300(2.1-7 5)后，得2x3566x0.802CT w=-=-BdmY 4x(4x)x 0,4 x 0,26310=17 88.5公斤力厘米2(4.8)2650公斤力/厘米2Y n 263O-.2=crwl 一 二 17 88.5X，一 二 1567.9 3(-)-V 5922.54x6630 x0.446 4+1 八2，-=0.294cm1 0 x55?1取标准模数：m=4mm齿宽 B=(pm m=10 x4=40mm2)验算齿根弯曲强度(1)确定许可应力：由表 2.1-13,知：crH=(0.227/7+560)kb ks、-(4.10)查表2.1-9,知：6=6400公斤力/厘米2查式2.1-7 3,知：ki,=l怎“=1(大小齿轮相等NN7 xl()6)代入后，=(0.22 6+5600)公 ksw=0.22x6400+5600=1968 公斤力/厘米？确定载荷系数：Kj,ka,同前;功率变化系数KNw=0.7 8俵2.1-16)；速度变化系数Knw=0.7 4(表2.1-18)；代入式(2.1-59)后，得：K=l x 1.2x0.7 8x0.7 4=0.693(3)确定工作载荷(同前)(4)确定齿形系数：查图 2.1-7 2：大小齿轮Zi=Z2=55 齿形系数丫尸丫2=0.298代入公式(2.1-7 5)后，得2MK 2x6630 x0.693 八。八 l 上冲,c/c 八 l 上、1，2tm=-=-=87 6.03公斤力厘米2#+T Ji-广始(厘米)(1-0.5g)g 0I式中，(pi=*-齿宽系数 可取0=0.20.35,常取0.3；“上二小犷 L锥顶距2sin0i 2弯曲强度校核公式：=-2-公斤力厘米 2)(4.11)8小(1 0.50)2 根 KYI6 2=(TVV1匕浦2(公斤力厘米2)(4.12)Y21)计算已知参数：小齿轮齿数Zi9=24齿轮传递功率6.7 7 KW齿轮材料：40Cr高频淬火后，齿面硬度HRC为50齿轮精度：级7-DJB17 9-60计算步骤：先按接触强度计算模数(1)确定许可应力齿轮的工作期限:T=(131听取 T=12000 小时 =2T 1=1.3 xl 2000/2=7800h应力循环次数：N=60 n TiN以计算转速带入 n=150转/分Ni=60 x 1 x95x7 800=7.02xl 07寿命系数Ksj,查图2.1-69,取Ksj=1.06;由表2.1-11查得：6/=8950公斤力/厘米2故许可接触应力：g=ajKsj=8950 x 1.02=9487公斤力/厘米 2（2）确定载荷系数7 kj ka kN kn由式（2.1-59）k=-右-偏载系数：取kj=L18；动载系数:由表2.1-15取ka=1.3（假设圆周速度v=l3米/秒）;啮合角系数乙二1（不变位）；功率变化特征系数：由表2.1-16,取kNj=0.63；速度变化系数kn：该齿轮总的变速范围=15H min 95扭矩不变变速范围R=国=1.58f l min 95由表 2.1-18,查得 knj=0.86带入上述各值后，得：,1.18x1.3x0.63x0.86 八。”k=-=0.8311（3）确定工作载荷：小齿轮扭矩M|=97 500 N=97 500 x竺=4400.5公斤力厘米1 nj 150（4）取齿宽系数：（pm=10 m最后带入公式后，得）*/厘米）d 3-2%(1-0.5*)g 0I(4.13)(4.14)查表 2.1-10,J=107 0；小 J 17 2 吗澄色g=io.28cmV(1-0.5x0.3)x9487 0.3x1.58m =12?.-4.28 取标准模数 m=5mmzi 24一,“a sin V 1节锥角 tan 3=-=-=0.633u+cos 2 1.58+0=32.33 2=E-Ji=90-32.33=57.67 正*八 4 P 乂 小 1 5x24内见 b=0R R=(dr-=-x-=32mm2 sin 3.5 2 x sin 32.333Kb d 5x24银顶E2)验算齿根弯曲强度(1)确定许可应力：由表2.1-13知：查表2.1-9,知：6=7000公斤力/厘米2查式2.1-7 3,知：匕“二1(大小齿轮相等N27 xl()6)代入后：L=-=-=112.2mm2sin 8 2 x sin 32.33=(0.28 e+690)ksWa.=(0.28 o-/,+690)=0.28x7 000+690=2650 公斤力/厘米 2确定载荷系数：Kj,ka,一同前;功率变化系数KNw=0.7 8俵2.1-16)；速度变化系数Knw=0.86(表2.1-18)；代入式(2.1-59)后，得：k=l.18x1.3x0.7 8x0.86=1.029(3)确定工作载荷(同前)(4)确定齿形系数：查图2.1-7 2小齿轮Z,=24大齿轮Z2=38(4.15)(4.16)(4.17)cosJi co a32.33齿形系数Yi=0.294代入公式后，得Zr2=Z2COS 238 coa57.67 Y2=0.301=87.5(4.18)2MyK2x4400.5x1.029Bd iQ Q5%)2mx 3.37x 12x(1-0.5x0.3)2 x0.5x0.2942108.5公斤力厘米22650公斤力/厘米2=4y,o 294=2108.5x-登师力厘米/2 33.7 9mm,di=d9=35mm,初选轴承6207,查得安装尺寸da=42mm,Da=65mm0 选择 d2=55mm,L2=Lg=Bo-A=140-2=138mmo由图4.1部分传动轴的布置示意图分析可知，齿轮Z6离箱体内壁距离：L=Ai+B+A=15+60+20=95mm,轴承 6207 宽度 B=17 mm,A2=10mm,故L=Z/+8+A2+A=95+17+10+4=126mm轴段3和轴段7主要起定位齿轮的作用，故选择L3=10mm,L7=15mm,L4=100-10=90mm,L6=100-15=85mm,d3=d7=7 0mm。箱体内壁间距为7 50mm，可算得L9=150mm。表4.4传动轴III的尺寸表5=035mmLi=126mmd2=5mmL2=138mmd3=07 0mmL3=10mmd4=5mmL4=90mmda5=07 2mmL5=60mmd6=5mmL6=85mmd7=7 0mmL7=15mmd 8=55mmLg=138mmdg=035mmLy=150mm图4.5部分传动轴的布置示意图IV 轴 d239.80mm,取 dmin=40mm,初选轴承 6308,查表知：B=23mm,安装尺寸 da=49mm,Da=81mm,取 d2=50mm。V 轴 d49.88mm,取 dmin