加工中心刀具库结构设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 毕业设计 (论文 ) 加工中心刀具库结构设计 所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 年 月 日 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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 160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。 关键 词：加工中心，刀 具库，电 机，数控 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 is of of 40 60 / is by C is is is is of is to to 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 录 摘 要 . . 录 . 1 章 绪 言 . 1 题的目的 . 1 题设计方案的选择和设计手段 . 1 库系统的发展趋势 . 2 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 计参数 或原始数据 . 5 套线速度 . 5 参数确定 . 5 载转矩选电机 . 5 第 3 章 链参数计算 . 9 送链的设计 . 9 承的选型及校核 . 11 强度计算 . 13 传动的运动特性 . 13 传动的动载荷 . 15 传动的受力分析 . 16 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 速级齿轮 的设计计算 . 18 速级齿轮的设计计算 . 21 的计算 . 25 速轴的计算 . 25 间轴 . 32 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 V 出轴 . 34 速轴的计算 . 38 连接的选择和计算 . 38 速轴（ I 轴）上键的选择及校核 . 38 间轴（ ）上键的选择及校核 . 39 速轴（ ）上键的选择及校核 . 39 动轴承的选择和计算 . 40 轴器的选择和计算 . 43 要尺寸及数据 . 43 滑与密封 . 44 总 结 . 45 参考文献 . 46 致 谢 . 47 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 第 1 章 绪 言 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 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 心短锥 柄刀是发展的趋势。 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（ ,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，一买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 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。 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。 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，刀库仅作买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 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 量已经降到 295 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 30120 把时，多采用链式刀库。 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示，或者设在尽可能 靠近主动链轮的刀套处，如图 1示 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（ o.）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： 定位块手爪图 1式刀库换刀位置 定位插销定位盘链轮手爪图 1式刀库换刀位置 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 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） 链轮节圆直径p180s 式中 N 当量齿数（实际齿数 /3） 链轮外径 N 8 0co 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。 链条型号 刀具锥柄号 P O L H W R T 0 90 55 8 60 68 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 第 2 章 加工中心刀具库总体结构设计 计参数或原始数据 刀库容量 40 把刀，最大刀具直径 160刀速度 1 秒 /刀位。 套线速度 选用 链条，锥柄号 40，滚子链的最大间距为 9080，大于 最大刀具直径160以选用合格。 链行程 S=20P=2090=1800m m =1.8 m 一般推荐在 20 30m/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/s） 参数确定 取链轮齿数 z=24 链轮节圆直径 DP 2378180s N 当量齿数（实际齿数 /3） P 链条节距 链轮外径 D0 2 661 80c 链轮转速 n 100060 1 0 0 0 0 . 3 3 3 6 0 1 0 0 0 9 . 2 5 r / m i 9 0vn 载转矩选电机 加在伺服电动机轴上的负载转矩比电动机额定连续转矩 链式式刀库负载转矩计算方法 链式刀库的负载转矩 由刀具不平衡重量导向面（或支承面）的摩擦力 F 所组成，如图 2示。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 支承面的摩擦力 ; 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 图 2 ,不平衡重力 3mm （ 2）确定摩擦力 F 3 (2 钢与铜之间的摩擦系数，约取 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 b， )(3 2 01 2 96 4 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 R 刀座 半径，取 轮半径） ； L 刀座长度，取 210 （ 3）确定每排刀具负载转矩 Tf 30300( m a 4）确定每排刀具作用在主动轮上的负 载转矩 321/ T (2 1 圆柱齿轮传动效率，取 2 链传动效率 ,取 3 深沟球轴承传动效率，取 考虑到实际情况比计算时所设定条件复杂，电机额定转矩 为负载转矩的 ，亦即： 1 1 1 . 2 - 1 . 5 1 0 . 5 1 2 . 6 - 1 5 . 7 5 N 流伺服电机，是按发那科 (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选电机型号 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 考虑超载，选择 直流伺服电动机 型 号 功率(额定转矩 转速 n r / 000 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 第 3 章 链参数计算 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传动 滚子链的结构如图 3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，一般前者用于大买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 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 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 度小于 15 m/s，传动比小于 8。 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。 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。 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。 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 4045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 200 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。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 链轮主要尺寸 名称 符号 公式及计算 分度圆直径 d 237180s 顶圆直径 266180c o a 齿根圆直径 1 6 9rf 1 2 0c o t g h 内链板高度 查套筒滚子链相关参数 齿宽（单排） 1 内链节内宽 倒角宽 90 倒角深 1h 齿侧凸缘圆角半径 排数m 中相关参数查 套筒滚子链。 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。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 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 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 (n10r 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； 寿命因数； 1 速度因数； 力矩载荷因数，力矩载荷较小时取 大时取 2； 冲击载荷因数； 1.5 温度因数； 1 轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷， N； 查表得， ； 。 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： P=文献 3的表 6， X=1， Y=0； 所以， P=128N。由以上可得： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 8 71 1 2 1 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具体参数为：内径 d=25径 D=62本额定载荷 基本额定静载荷 限速度为 10000r/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： 000 式中： 0C 基本额定静载荷计算值， N; 0P 当量静载荷， N； 0S 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，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，安全系数 r 5 31 1 2 000 由上式可知，选取的轴承符合要求 强度计算 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 ， 所以链的平均速度 v 为 v = 100060 11 100060 22 式中 ： z 1 、 z 2 分别为主、从动链轮的齿数 ； n 1 、 n 2 分别为主、从动链轮的转速 ， r/ 链传动的平均传动比 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 1221 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 111 方垂直于 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 。 R 1 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 =11 1802 z 时，链速最低；当 =0， 链速最高， 1 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 1n 和齿数 1z 有关。转速越高、齿数越少，则链速变化范围越大 。 在链速 1 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 111 y 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 2 转动。因为链速 x 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， 2R 为从动链轮的分度圆半径 ， 0m 由此可知从动链轮的转速为 1122 x 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 在传动过程中因为 在22180z内不断变化，加上 也是不断变化，多以即使 1 是常数 ， 2 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。 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 中 ： m 紧边链条的质量 ， c 链条变速运动的加速度 ， m / 2s 。 如果视主动链轮匀速转动，则 s in)c o s( 21111 当11 1802 z 时 , (2180s i n)180s i n() 2112111211m a 从动链轮因角加速度引起的惯性力为 22 式中 ： J 从 动系统转化到从动链轮轴的转动惯性 ， 2 从动链轮的角速度， 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。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 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 12式中 ： 有效圆周力 ， N; 离心力引起的拉力 ， N； 悬垂拉力 ， N。 有效圆周力为000式中 ： P 传动的功率 ， V 链速， m/s。 离心力引起的拉力为 2式中 ： q 为链条单位长度的质量 ， kg/m。悬垂拉力 Ff= f,F f) 其中： F f =10 F f =(Kf+)10 式中： 链传动的中心距， f 垂度系数，见下图。图中 f 为下垂度， 为中心线与水平面夹角。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 图 3垂拉力 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 : s=235b=440E=206据计算公式 E/R) 由上面的计算可知 P 064800/ =文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 第 4 章 二级齿轮 传动零件的设计计算 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（ 3）材料选择 由表 (10择小齿轮材料为 40质），硬度为 280 齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240 者硬度差为 40 4）初选小齿轮的齿数1 24Z ，2 1 1 4 . 0 2 2 4 = 9 6 . 4 8Z i Z ，选2 97Z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式 2131 2 12 . 3 2 ( )t Ht d ud u （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 5 41119 5 . 5 1 0 3 . 4 3 1 0 m 3）由表 10（非对称布置） 4）由表 10 21 8 9 p5）由图 10m 1 600；大齿轮的接触疲劳强度li m 2 5506）由式 109116 0 6 0 1 4 6 0 1 ( 2 8 3 0 0 8 ) 3 . 3 6 4 1 0hN n j l 812 6 . 4 6 9 1 05 . 2 （ 一齿面啮合次数； 工作寿命） 7）由图 10 9 3 , 0 . 9 6H N H 8）计算接触疲