毕业设计（论文）-丝杠测量仪主轴箱结构设计.doc

本科毕业设计说明书（论文） 第 41 页 共 41 页1 绪论1.1 滚珠丝杠副介绍滚珠丝杠副主要是由螺杆、螺母循环系统和滚珠组成，如图1.1所示。图1.1 滚珠丝杠副滚珠丝杠副是机床和IT、光电、半导体、医疗等精密设备上最常用的传动元件，它的主要功能是将旋转运动转换为线性运动，或将扭矩转换为轴线反覆作用力，同时具有高精度、可逆性和高效率的特点。1.2 滚珠丝杠的特点及应用1.1.1 滚珠丝杠副的特点滚珠丝杠副在使用上有很多的优点，下列详述了滚珠丝杠副的的各项特点1。（1） 高效率及可逆性由于滚珠丝杠的螺杆轴和螺帽都是点接触的滚动运动，所以其效率可以达到90%以上。所以其传动扭矩只有传统丝杠的1/3。（2） 零背隙及高刚度数控机床、半导体设备等对于传动丝杠的要求为零背隙、最小弹性变形及高顺畅感。滚珠丝杠采用施加预压力，来达到数控机床的重现性及全行程的高刚度。（3） 高精度滚珠丝杠采用了哥德式的沟槽形状、可以使轴向精度调整得很小，也能轻松的传动。如果消除轴向间隙，可以使丝杠具有更好的刚度，减少丝杠、螺母和滚珠在承载时的弹性变形，可以达到更高的精度。（4） 低起动扭矩及顺畅度传统丝杠因为是金属与金属间的面接触，所以为了克服起动摩擦力，则必须采用较高的起动扭矩。然而滚珠丝杠是由钢珠滚动接触，只需很小的起动扭矩就可以克服摩擦力。（5） 静音及寿命长高精度的设备在快速进给及重负载操作下，必须要求低噪音和有较长的使用寿命。滚珠丝杠的丝杠、螺母和滚珠都经过表面精密加工，在滚动摩擦时产生的磨损极小，保证了低噪音的效果和较长的使用寿命。（6） 优于气、液压制动器的优点如果制动器中采用滚珠丝杠取代传统的气压或液压起动可以得到许多的优点，比如：不会渗漏，不须过滤，省能源及重现性高。1.2.2 滚珠丝杠副的应用范围滚珠丝杠的应用很广泛，滚珠丝杠的应用已经渗透到我们生活的方方面面，在我们周围很多设备都离不开滚珠丝杠，下面列出了一些滚珠丝杠的应用范围。（1） CNC机械：CNC加工中心，CNC车床，CNC铣床，CNC放电加工机，CNC磨床，CNC线切割机等等。（2） 精密工具机：铣床，磨床，道具磨床，齿轮加工机，车铣复合机。（3） 产业机械：印刷机，造纸机，自动化机械，纺织机，绘图机，射出成型机。（4） 电子机械：量测仪器，X-Y平台，医疗设备，工厂自动化设备，IC封装机，半导体设备等等。（5） 输送机械：材料搬送设备，核能反应器，高度制动器等等。（6） 航天航空工业：飞机襟翼，机场负载设备，尾翼制动器等等。（7） 其他：如天线使用的制动器，阀门开关装置，太阳能板伸缩机构，电子显微镜对焦机构等等。1.3 国内外滚珠丝杠的发展及研究现状滚珠丝杠副早在19世纪末就发明的，但是因为制造难度过大，很长一段时间没能投入实际使用。美国通用汽车公司是第一个使用滚珠丝杠副的企业，它将滚珠丝杠副用于汽车的转向机构上。随后滚珠丝杠副被逐渐大量使用在汽车，飞机等行业。相比起国外，我国研究滚珠丝杠副只有不到50年的历史，我国与国外在丝杠发展水平上还是有较大的差距。不过随着科学技术的进步和我国的不断努力，我国在丝杠行业与国外正在逐渐缩小差距，有些研究领域已经赶超国外先进潮流。1.3.1 国内研究现状我国在1960成功试制了程控龙门铣床插管式滚珠丝杠副；在1976年成功研制出JCS-014型激光丝杠导程误差动态测量仪，并批量生产；1984年第二代滚珠丝杠测量仪研制成功；1992年我国研制成功了第三代3米滚珠丝杠副动态测量仪；2000年，我国成功研制出了48m/min高速滚珠丝杠副，并在加工中心上得到成功应用。我国在40多年的滚珠丝杠副发展史中，涌现出了不少著名研究单位和企业，比如北京机床研究所、南京工艺装备制造有限公司、山东博特精工股份有限公司等2。目前，国内的不少丝杠生产厂家已经制造出了高精度的滚珠丝杠副，不再依赖与国外进口，比如北京机床研究所研制出的GCBM4016高速滚珠丝杠副，线速度超过了48m/min。北京机床研究所的丝杠测量仪如图1.2所示。图1.2 丝杠测量仪我国在滚珠丝杠行业不断走以科技为先导的发展道路，已经取得了不少的成就。但是在国际知名度方面还不够响亮，今后我国丝杠产业的发展在不断追求精益求精的同时，更要在国际舞台上打响知名度，发展自己的民族品牌。1.3.2 国外研究现状随着数控机床和各种自动化设备的发展，促进了滚珠丝杠副的研究和生产。国外出现了不少滚珠丝杠副生产厂家，世界上比较知名的滚珠丝杠副生产制造商有：日本的黑田精工KURODA公司、THK公司、NSK公司；韩国的SBC公司；美国的SM-SAGINAW公司；英国的POTAX公司等。日本的NSK公司已开发出公称直径导程为：20mm60mm、25mm80mm超大导程滚珠丝杠副，快速进给速度达到了180m/min。随着现在制造技术的发展，测量技术的进步，国际上对滚珠丝杠副产品的质量和多样化的要求越来越强烈。丝杠测量仪的研究也向着智能化、高速化、高精度化、多功能化、开放化、模块化的方向发展，计算机技术、机电一体化技术、机器人技术等也被广泛地应用到了滚珠丝杠副产业。1.4 课题研究背景及意义由于滚珠丝杠副具有高效率、高精度、高刚度等特点，被广泛应用于机械、航空、核工业等领域。现在，滚珠丝杠副已成为机械传动与定位的首选部件。随着机械产品向高速、高效、自动化方向发展，对滚珠丝杠副的要求也越来越多，普通规格的滚珠丝杠副已经远远满足不了使用要求。工业机器人、加工中心及机电一体化自动机械的出现，使其进给驱动速度不断提高，但是大导程滚珠丝杠副的出现，满足了高速驱动的要求3。长期以来，我国过于追求对滚珠丝杠副精度的研究，而在滚珠丝杠副综合性能的研究上相对滞后，致使产品在性能上与国际先进水平存在较大的差距，这也是制约我国数控机床向更高档次发展的主要原因之一。本课题就是要设计丝杠测量仪的主轴箱，丝杠测量仪主要用于滚珠丝杠副滚道型面的误差测量，主轴箱是其主要部件。通过分析机械运动的方式和传动结构的布局，设计出合理的主轴箱系统，并使其具有良好的结构工艺性。1.5 论文主要研究内容论文以“丝杠测量仪主轴箱结构设计”为题，主要进行丝杠测量仪主轴箱的结构设计及计算。在设计过程中，要求做到结构紧凑、可靠，以提高丝杠测量仪主轴箱系统的动力学性能和精度。通过对系统的分析、设计与计算等过程，完成丝杠测量仪主轴箱系统的设计。主要研究内容如下：（1） 分析滚珠丝杠副的基本特点及国内外滚珠丝杠产业的研究和发展现状。（2） 分析丝杠测量仪主轴箱系统的特点，进行总传动系统的结构设计，包括拟定传动方案，选择合适的电动机，分配传动比和计算传动装置的动力参数等。（3） 根据主轴箱系统的总体设计方案，进行各部分零件详细的设计，在此阶段会涉及到带轮的设计，齿轮的设计，轴的设计，箱体的设计等步骤。（4） 在杠测量仪主轴箱的各部分都设计完毕后，进行总体装配设计，要做到结构合理，并便于装配与拆卸，即具有良好的结构工艺性。（5） 对本论文的设计工作进行全面总结，总结设计中的不足并提出改进意见，对丝杠测量仪的发展进行展望。2 主轴箱系统的总体设计主轴箱系统的总体设计主要是进行主轴箱系统的总传动方案设计，包括选择哪些传动形式，画出传动系统简图，选择合适的电动机，确定传动系统总传动比并进行传动比的分配，最后计算出传动装置的运动和动力参数，为后面的详细设计提供数据参考。2.1 传动方案设计主轴箱传动的设计方案一般用运动简图表示。它直观地反映了工作机、传动装置和原动机三者之间的运动和力的传递关系。传动方案首先应该满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠。此外，还应结构简单，尺寸紧凑、成本低，效率高和便于使用和维护等。因此，因根据具体的设计任务侧重地保证主要设计要求，选用合理的方案。根据任务书中要求测量工作时主轴转速为8r/min20r/min，而一般常用电动机的转速为1000r/min或1500r/min，可初步估算总传动比可能在50187.5，传动比较大，一般的二级圆柱齿轮传动方案不能达到其要求，故选用多级齿轮传动。本次设计方案中选用皮带轮传动加四级圆柱齿轮传动的传动方案，电动机安装在床身内，床身上安装丝杠测量仪的主轴箱，主轴箱与电动机之间通过一对皮带轮进行传动。由于本次设计中涉及变速，所以需设计一对双联齿轮以实现变速功能。传动装置运动简图如图2.1所示。图2.1 传动装置运动简图带传动是一种绕性运动。带传动的基本组成零件为带轮（主动带轮和从动带轮）和传动带，见图2.2，当主动带轮1转动时，利用带轮和传动带间的摩擦或啮合作用，将运动和动力通过传动带2传递给从动带轮3。带传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，在近代机械中应用广泛。图2.2 带传动机构运动示意图齿轮传动是机械传动设计中最重要的传动之一，应用广泛，齿轮传动具有效率高；结构紧凑；工作可靠、寿命长；传动比稳定等特点。圆柱齿轮传动不仅具有以上特点，还便于装配和维修；可以进行变位切削及各种修行、修缘，从而提高传动质量；易于进行精密加工，是机械传动中应用最广的传动。2.2 选择电动机原动机的种类，无特殊需要，均选用交流电动机作为原动机。电动机作为系列化产品。机械设计中仅需根据工作机的工作情况，合理选择电动机类型、结构形式、容量和转速，提出具体的电动机型号。2.2.1 选择电动机的类型由于丝杠测量仪的负载比较平稳，对启动、制动无特殊要求，任务书中要求采用交流伺服电机驱动，一般可以选用Y系列三相交流异步电动机。Y系列三相交流异步电动机具有高效、节能、起动转矩高、噪声小、可靠性高、寿命长等优点。安装尺寸和功率等级也完全符合IEC标准，一般用于无特殊要求的机械设备4。2.2.2 选择电动机的功率电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响。功率选得过大则电动机的价格高，能力又得不到充分发挥，而且由于电动机经常不在满载下运转，其效率和功率因素都较低而造成能源的浪费。对于载荷比较稳定，连续运转的机械，通常只需使电动机的额定功率等于或稍大于所需电动机的工作功率，即，而不必校验电动机的发热和启动转矩。所需电动机工作功率为： （2.1）式中：工作机所需功率，即输入工作机轴的功率； 电动机至工作机的传动装置的总效率。工作机所需功率可由工作的工作阻力和运动参数计算求得，其计算公式为 （2.2）式中：工作机的阻力矩； 工作机转速； 工作机的效率。对于匀速运行，非精确计算求可以套用以下公式： （2.3）式中：轴向负载； 丝杠导程； n1进给丝杠的正效率。轴向负载的计算公式为 （2.4）式中：丝杠的轴向切削力； 导向件的综合摩擦系数； 移动物体重量； 重力加速度。设轴向切削力不考虑，综合摩擦系数，任务书中要求被测工件重量140kg，取=140kg，由式（2.4）可求出： =0.11409.8N=137.2N任务书中滚珠丝杠导程范围为2mm40mm，这里取中间值20mm，设进给丝杠的正效率n1为0.92，由式（2.3）可算得：=(137.220)/(23.140.92)=474.9Nmm任务书中要求测量工作时主轴转速为8r/min20r/min，这里取10r/min，工作机效率为0.98，由式（2.2）可算得工作机所需功率：，由电动机至工作机的总效率可按下式计算： (2.5)带轮传动效率=0.98，圆柱齿轮传动效率=0.97，每对轴承效率=0.99，由式（2.5）可算得总效率：知道了工作机所需功率和总效率，根据式（2.1）可求得电动机工作功率：由于电动机的额定功率略大于即可，所以选择电动机额定功率为0.75kW。2.2.3 选择电动机的转速额定功率相同的同类型电动机，可能有不同的转速。Y系列三相交流异步电动机有四种常用的同步转速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min，低转速电动机的级数多，外廓尺寸及重量都比较大，价格高，但可使传动装置总传动比及尺寸较小；高转速电动机则相反。因此确定电动机转速时，应进行分析比较，以确定合理的电动机转速。一般来说，如果没有特殊要求通常选择同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机5。为了设计出合理的传动装置，电动机转速的选择范围可以通过各个传动副的传动比范围和工作机的转速要求来推算出，即 （2.6）式中：电动机可选转速范围； 传动装置总传动比的合理范围； 工作机转速。传动装置推荐的传动比范围28315，任务书中主轴转速为8r/min20r/min，由式（2.6）可算得电动机转速的可选范围为：=（28315）（820）=224r/min6300r/min符合这一范围的常用同步转速有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min四种。由于之前已算得电动机的额定功率为0.75kW，符合这一转速范围的同步转速只有3000r/min、1500r/min、1000r/min三种。以三种方案作比较，结果如表2.1所示。表2.1 电动机方案表方案电动机型号额定功率同步转速满载转速电动机重量总传动比1Y80M1-20.753000282517282.52Y80M2-40.7515001390181393Y90S-60.7510009002191综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、传动比等因素，第3种方案比较合适，选定电动机型号为Y90S-6，其主要技术参数列于表2.2。表2.2 Y90S-6电动机主要技术参数电动机型号额的功率（kW）满载时转速（r/min）电流（A）效率（%）功率因素Y90S-60.75900477.50.74Y90S-6电动机主要外形尺寸和安装尺寸如下图2.3所示。图2.3 电动机外形、安装尺寸简图按图2.3所示，Y90S-6电动机主要外形尺寸和安装尺寸如下表2.3所示。表2.3 Y90S-6电动机主要外形尺寸和安装尺寸HABCDEFGKAAACABADHDL9014010056245082010621951801552503202.3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配传动装置的设计功率通常要按照实际所需要的电动机工作功率考虑，而转速则按电动机额定功率时的转速（满载转速）计算。根据工作机转速和电动机满载转速，可以求得传动系统总传动比 （2.7）总传动比为各级传动比，相乘，即 （2.8）合理地分配传动比，是传动系统设计中的一个重要问题，它将直接影响到传动系统的外廓尺寸、重量、润滑及传动机构的中心距等很多方面。合理地分配传动比，可以有效的减少外廓尺寸、重量，使系统的结构更加合理；合理地分配传动比，可以使润滑更为均匀，使高低速级都能达到良好的润滑效果；合理地分配传动比，可以提高系统的传动效率、传动稳定性，提高系统的使用寿命6。但这几方面的要求不可能同时满足，因此在分配传动比时，主要考虑一下几点：（1） 各级传动比都在各自合理范围内，以保证符合各种传动形式的工作特点和结构紧凑。（2） 分配各传动形式的传动比时，应注意各传动件尺寸协调，结构匀称合理。 （3） 各传动件彼此不应该发生干涉碰撞现象。由式（2.7）可算得传动装置的总传动比由于设计的主轴箱为四级齿轮传动，可由式（2.8）得合理分配各级传动比可得带传动的传动比=2，主轴箱中齿轮传动的传动比分别为=2.3，=2.5，=2.7，=2.9。由于涉及到齿轮可以变速，需设计双联齿轮，第2对齿轮需要设计成双联齿轮，由2.5变成1.25，这样总传动比变成45.5，主轴转速也由10r/min变成20r/min，实现变速功能。2.4 传动装置的运动和动力参数各轴由高速至低速依次设为轴、轴、轴、轴、轴（主轴）。各轴分布图如下图2.4所示。图2.4 各轴分布简图并设，.为相邻两轴间的传动比；，.为相邻两轴间的传动效率；，.为各轴的输入功率kW；，.为各轴的输入转矩Nmm；，.为各轴的转速r/min；则可由电动机轴至主轴方向依次推算，得各轴的运动和动力参数。2.4.1 各轴转速 （2.9）式中：电动机的满载转速； 电动机轴至轴的传动比。同理 （2.10） （2.11）其余类推。各轴转速由式（2.9）式（2.11）得：轴：轴：轴：轴： 轴：2.4.2 各轴输入功率 （2.12）式中：电动机的实际输出功率； 电动机轴与轴间的传动效率。同理 （2.13）其余类推。各轴输入功率由式（2.12）式（2.13）得轴：轴：轴：轴： 轴：2.4.3 各轴输入转矩 （2.14）其中电动机轴的输出 （2.15）所以 （2.16） （2.17）其余类推各轴输入转矩由式（2.14）式（2.17）得轴：轴：轴：轴：轴：应该注意的是：同一根轴上输出功率和输出转矩与其输入功率和转矩不同，一般相差一对轴承效率。将上述计算得到的运动和动力参数列于下表2.4。表2.4 运动和动力参数表轴号功率（kW）扭矩（Nm）转速（r/min）轴0.61412.88455轴0.58928.46197.8轴0.54368.3379.13轴0.522177.1529.3轴0.496488.4210.13 主轴箱系统的详细设计主轴箱系统的详细设计计算阶段，包括V带和带轮的设计、齿轮的设计、轴的设计、箱体的设计及其他零件的设计等，它们为装配草图的设计做好准备。3.1 V带和带轮的设计3.1.1 V带的设计常用的带传动根据传动带的横截面形状不同，又可分为平带传动、V带传动、多楔带传动和圆带传动，见图3.1。图3.1 带传动的几种常见类型其中，V带的横截面呈等腰梯形，带轮上也作出相应的轮槽。带传动时，V带的两个侧面和轮槽接触。槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外，V带传动允许的传动比大，结构紧凑，大多数V带已经标准化。V带传动的上述特点使它获得了广泛的应用7。这里我们要用到的带传动类型就选用V带传动，V带的示意图见图3.2。图3.2 普通V带的结构尺寸标准普通V带是用多种材料制成的无接头环形带，它的带型可分为Y、Z、A、B、C、D、E7种，这里我们选用Y型普通V带，其截面尺寸如下表3.1所示。表3.1 V带的截面尺寸普通V带的类型节宽（mm）顶宽（mm）高度（mm）楔角Y5.364403.1.2 带轮的设计根据带轮转速，传动比等已知相关条件，确定带轮的材料，结构形式，轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求8。常用的带轮材料为HT150或HT200.转速较高时可以采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。小功率时可用铸铝或者塑料。带轮的转速在上面已经算出，连着发动机轴的小带轮转速为910r/min，即为发动机的转速；大带轮的转速为455r/min，传动比为2。这里带轮的材料选HT200。V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同，V带轮可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭椭圆轮辐式。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径为，可采用实心式。为安装带轮的轴的直径，即为电动机轴的直径，为24mm；为小带轮的基准直径为36mm。小带轮的尺寸图如下图3.3所示。图3.3 小带轮的尺寸图大带轮采用孔板式的结构，其尺寸图如下图3.4所示。图3.4 大带轮的尺寸图V带轮的轮槽与选用的V带型号相对应。V带轮安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。轮槽表面的粗糙度为。3.1.3 V带传动的张紧与安装V带传动运转一段时间以后，会因为带的塑性变形和磨损而松弛。为了保证带传动正常工作，应定期检查带的松弛程度，采取相应的补救措施8。常见的有以下几种。（1） 定期张紧装置采用定期改变中心距的方法来调节带的初拉力，使带重新张紧。（2） 自动张紧装置将装有带轮的电动机安装在浮动的摆架上，利用电动机的自重，使带轮随同电动机绕固定轴摆动，以自动保持初拉力。（3） 采用张紧轮的张紧装置当中心距不能调节时，可采用张紧轮将带张紧。V带传动在安装时，各带轮的轴线应相互平行，各带轮相对应的V型槽的对称面应重合，误差不得超过20。3.2 齿轮的设计齿轮为丝杠测量仪主轴箱中的主要传动零件，由上面传动装置的运动及动力参数算得的数据及任务书所给的工作条件，为传动零件的设计计算提供了原始数据。3.2.1 传动零件的特性及材料选择在齿轮使用的过程中，常会发生齿轮失效的情况，常见的齿轮失效形式有齿轮折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形等形式，为了对抗齿轮失效，可以采用减小齿面粗糙度值，适当选配主、从动齿轮的材料及硬度，进行适当磨合，以及选用合适的润滑剂等方法9。由轮齿的失效形式可知，设计齿轮传动时，应使齿面具有较高的抗磨损、抗点蚀、抗胶合及抗塑性变形的能力，而齿根要有较高的抗折断能力。因此，对齿轮材料性能的基本要求为齿面要硬、齿芯要韧。常用的齿轮材料有钢、铸铁、非金属材料等。而最常用来制作齿轮的材料为钢，钢材有很多优点，钢材韧性好，耐冲击，还可以通过热处理或化学热处理改善其力学性能及提高齿面的硬度，故最适于用来制造齿轮。除尺寸过大或者是结构形状复杂只宜铸造者外，一般都用锻钢制造齿轮，常用的是含碳量在0.15%0.6%的碳钢或合金钢。对于强度、速度及精度都要求不高的齿轮，应采用软齿面（硬度HBS）以便于切齿，并使刀具不致迅速磨损变钝。因此，应将齿轮毛坯经过常化（正火）或调质处理后切齿。切制后即成成品。其精度一般为8级，精切时可达7级。这类齿轮制造简便、经济、生产率高10。3.2.2 齿轮的设计计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 按本次设计的传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮传动。（2） 丝杠测量仪为一般工作机器，速度不高，根据表3.2选用7级精度（GB 10095-88）。表3.2 各类机械所用的齿轮传动的精度等级范围机器名称精度等级机器名称精度等级汽轮机36拖拉机68金属切削机床38通用减速器68航空发动机48锻压机床69轻型汽车58起重机710载重汽车79农业机械811（3） 材料选择。由下面的表3.3选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。40Cr钢是我国机械制造业使用最为广泛的钢之一，调质处理后具有良好的综合力学性能，良好的低温冲击韧性和低的缺口敏感性。45号钢表面硬度较低，不耐磨，但是调质后可以提高零件表面硬度。表3.3 常用齿轮材料及其力学特性材料牌号热处理方法强度极限（MPa）屈服极限（MPa）硬度齿芯部齿面ZG340-640调质7003802412694565036021725530CrMnSi110090031036035SiMn75045021726938SiMnMo70055021726940Cr700500241286（4） 初选小齿轮齿数=21，=2.321=48.3，取=48。按齿面接触强度设计按照设计计算公式进行试算，公式为 （3.1）确定公式内各数据的数值。（1） 试选取得载荷系数为=1.3。（2） 小齿轮所传递的转矩为。（3） 式中齿宽系数查取齿宽系数表可得=0.4。（4） 锻钢的弹性影响系数为。（5） 为区域系数，在标准直齿轮时取2.5。（6） 按齿面硬度小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。（7） 齿轮的工作应力循环次数按下式计算。假设丝杠测量仪工作寿命为7年，每年工作300天，每天工作8小时。 （3.2）式中：齿轮的转速； 齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数； 齿轮的工作寿命。由式（3.2）可算出应力循环次数：（8） 由接触疲劳寿命系数图查得；。（9） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数=1，其计算公式为： （3.3）由式（3.3）可算得接触疲劳许用应力：齿轮参数的计算。（1） 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。由式（3.1）得（2） 计算齿轮转动时的圆周速度。其计算公式为： （3.4）由式(3.4)计算得圆周速度：（3） 计算齿轮的齿宽。 （3.5）由齿宽计算公式（3.5）求得齿宽: （4） 计算齿宽与齿高之比。齿轮的模数 齿轮的齿高 齿轮的齿宽与齿高之比 （5） 计算载荷系数。齿轮载荷系数计算公式为 （3.6）根据，7级精度，由动载系数表查得查得动载系数；由使用系数表查得使用系数；在直齿轮中，；在7级精度、小齿轮相对支承轴非对称布置时，用插值法查齿向载荷分布系数表可得。由，查得；故由式（3.6）求得载荷系数：（6） 按实际的载荷系数校正算得的分度圆直径为， （3.7）由式（3.7）求得：7) 计算模数。 （3.8）由模数计算公式（3.8）得： 按齿根弯曲强度设计。弯曲强度的设计公式为： （3.9）确定公式内的各计算数值。（1） 小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；（2） 取弯曲疲劳寿命系数，；（3） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式（3.3）得（4） 计算载荷系数。由式（3.6）得（5） 查取齿形系数。查得齿形系数；。（6） 查取应力校正系数。查得应力校正系数；。（7）计算大小齿轮并加以比较。计算后比较可以得出大齿轮的数值大。由式（3.9）得：齿轮的模数是由齿根弯曲强度所决定的，按齿根弯曲疲劳强度计算的模数为1.379，可以选取的模数标准值为1.5，按照接触强度算得的分度圆直径，可以算得小齿轮的齿数为大齿轮齿数，取。这样设计出来的齿轮传动，不但满足了齿根弯曲疲劳强度，而且满足了齿面接触疲劳强度，并且做到结构紧凑，避免了浪费。几何尺寸的计算（1） 计算分度圆直径由式（3.8）计算得（2） 计算中心距中心距计算公式为: （3.10）由式（3.10）求得中心距（3） 计算齿轮的宽度 取，。3.2.3 结构设计及绘制齿轮零件图为了便于设计，现将上述算得的直齿圆柱齿轮传动几何尺寸列于表3.4中。表3.4 齿轮参数名称代号计算结果小齿轮大齿轮齿数2558模数1.5分度圆直径37.587齿顶高1.51.8753.375齿根高齿全高齿顶圆直径40.590齿根圆直径33.7583.25基圆直径32.2481.75中心距62.25齿轮宽度2015通过齿轮传动的强度计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如上表3.4中所示的齿数、模数、分度圆直径等，而不能确定齿轮的结构形式，比如齿圈、轮辐、轮毂等。齿轮的几何尺寸、材料、加工方法、使用要求等因素都会影响到齿轮的结构设计。在进行齿轮的结构设计时，必须对上面的各方面因素进行综合考虑。通常是先根据齿轮的直径大小，选择是用实心式还是腹板式，还是其他结构形式，然后在根据实际情况和经验进行结构设计。上述计算的一对齿轮中，小齿轮可以设计成实心式结构，大齿轮可以设计成腹板式结构，这样设计可以减轻齿轮的重量，并可使齿轮的固有频率降低，从而降低齿轮啮合时的噪声。绘制零件图如下图3.5所示。图3.5 大齿轮零件图重复上述计算齿轮的过程，可分别计算求出第2、3、4对齿轮的尺寸参数。第3对齿轮的尺寸参数列于下表3.5。表3.5 第3对齿轮参数名称代号计算结果小齿轮大齿轮齿数2362模数2.5分度圆直径57.5155齿顶高2.5齿根高3.125齿全高5.625齿顶圆直径62.5160齿根圆直径51.25148.75基圆直径54145.65中心距106.25齿轮宽度2823第4对齿轮的尺寸参数列于下表3.6。表3.6 低速级齿轮参数名称代号计算结果小齿轮大齿轮齿数2264模数3分度圆直径66192齿顶高3齿根高3.75齿全高6.75齿顶圆直径72198齿根圆直径58.5184.5基圆直径62.2180.42中心距129齿轮宽度3126主轴箱轴第2对齿轮为双联齿轮，双联齿轮的结构设计不同于一般普通齿轮，这里拿出来单独考虑。双联齿轮就是两同轴而又相隔一定距离的齿轮做成一体既为双联齿轮，常见的双联齿轮见图3.6，一般为同模数，多用于变速箱的移滑齿轮。它的作用就是改变输出轴的转速或速度。齿轮箱里，有移滑齿轮就可以有多种转速或速度，没有移滑齿轮就只有一种转速或速度。使用双联齿轮不仅可以实现变速，还减少空间，减少主轴箱的体积，便于实现集中控制。双联齿轮的拨动一般使用拨叉来控制，在双联齿轮中间设计一个拨叉槽，拨叉后面固定在拨叉杆上，拨叉叉子部分卡在拨叉槽中，用操作杆控制拨叉杆的移滑来实现拨动双联齿轮。图3.6 常见双联齿轮本次设计方案中的双联齿轮尺寸参数见表3.7，零件图见图3.7。表3.7 双联齿轮参数名称代号计算结果小齿轮大齿轮齿数22，3455，43模数2分度圆直径44，68110，86齿顶高2齿根高2.5齿全高4.5齿顶圆直径48，72114，90齿根圆直径39，63105，81基圆直径43.23，69.16166.80，103.74中心距77齿轮宽度2318图3.7 双联齿轮零件图3.3 传动轴的设计轴是支撑转动零件并与之一起回转以传递运动、扭矩或弯矩的机械零件，它是组成机器的主要零件之一。轴一般为金属圆杆状，各段可以有不同的直径，机器中作为回转运动的零件就装在轴上。3.3.1 轴的分类和材料根据轴线形状不同，轴可以分为曲轴和直轴两类。根据轴的承载情况，又可分为：转轴，工作时既承受弯矩又承受扭矩，是机械中最常见的轴，如各种减速器中的轴等；心轴，用来支撑转动零件只承受弯矩而不传递扭矩，有些心轴转动，如铁路车辆的轴等，有些心轴则不转动，如支撑滑轮的轴等；传动轴，主要用来传递扭矩而不承受弯矩，如起重机移动机构中的长光轴、汽车的驱动轴等11。长期承受交变应力作用下的疲劳破坏是轴的主要失效形式。因此，对轴的材料要求是具有较好的强度、韧性，与轴上零件有相对滑动的部分还应具有较好的耐磨性。轴的材料主要是用碳素钢或合金钢，也可以采用球墨铸铁或合金铸铁。在工程中一般广泛采用35、45、50等优质碳素钢，对于轻载和不重要的轴也可以采用Q235、Q275等普通碳素钢。合金钢常用于高温、高速、重载以及结构要求紧凑的轴中，它有较高的力学性能，但价格较贵，对应力集中敏感，所以在结构设计时必须尽量减少应力集中。球墨铸铁比较耐磨，价格低，但可靠性差，一般用于形状复杂的轴。本次设计中由于主轴箱传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理。3.3.2 轴的结构设计轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。它与轴上安装零件类型、尺寸及其位置、零件的固定方式，载荷的性质、方向、大小及分布情况，轴承的类型与尺寸，轴的毛坯、制造和装配工艺、安装及运输，对轴的变形等因素有关。在设计时可根据轴的具体要求进行设计，必要时可做几个方案进行比较，以便选出最佳设计方案，以下是一般轴结构设计原则：1、节约材料，减轻重量，尽量采用等强度外形尺寸或大的截面系数的截面形状；2、易于轴上零件精确定位、稳固、装配、拆卸和调整；3、采用各种减少应力集中和提高强度的结构措施；4、便于加工制造和保证精度。（1） 各轴直径的确定初估轴径后，按轴（见图3.8）上零件的安装顺序，从左端开始确定直径，该轴1段安装带轮，故直径取10mm。2段为非定位轴肩，取12mm。3段安装深沟球轴承，故该段直径为15mm。4段安装齿轮为了便于安装，取4段为18mm。5段为定位轴肩，取直径为22mm。6段为定位轴肩，高度必须低于轴承内圈端面的高度，取直径为17mm。7段安装深沟球轴承61804，该段直径和3段一样为15mm。图3.9 轴尺寸图（2） 轴段长度的确定轴段安装带轮，取长度为带轮宽度为18mm。2段为1段与3段之间的轴肩，根据实际情况取长度为40mm。3段为深沟球轴承的宽度和箱体内壁到齿轮端面的距离加上1.5mm，总长为21.5mm。4段应比齿轮宽略小1.5mm，为18.5mm。5段为轴肩长度，为5mm。6段长度为172mm。7段为深沟球轴承的宽度，为7mm。（3） 轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。齿轮与离合器轴均采用普通平键联接，根据下面的表3.8查得安装带轮的轴段使用33的键，安装齿轮的轴段使用66的键。（4） 轴上倒角与圆角为了保证深沟球轴承的内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，轴的左右端倒角均为245。计算完第轴的数据，接下来要计算第、轴的各段直径和各段长度。计算方法与上面类似，这里就不一一写出计算过程了，第、轴的尺寸图如下图3.9所示。图3.9 、轴的尺寸图3.4 箱体的设计丝杠测量仪主轴箱的箱体是用来支持和固定轴系零件的，在一台机器的总重量中占有很大的比例，同时也在很大程度上影响着机器的工作精度及抗振性能。所以正确选择箱体零件的材料和正确设计其结构形式及尺寸，是减小机器重量、节约金属材料、提高工作精度、增强机器刚度及耐磨性等的重要途径。丝杠测量仪的箱体结构较为复杂，刚度要求也较高，因而通常都为铸造。铸造的材料常用便于施工又价廉的铸铁。箱体的结构形状和尺寸大小，决定于安装在它的内部或外部的零件和部件的形状和尺寸及其相互配置、受力与运动情况等。设计时，应使所装的零零件便于装拆与操作。为此，在主轴箱的一侧，可以开一个敞开的空心矩形截面，便于主轴箱中齿轮等零件的安装与拆卸。然后用一块钢板来密封这个矩形截面，可以采用螺栓连接。箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸台高度等，对箱体的工作能力，材料消耗、质量和成本，均有重大影响。对于这些，可以按照经验数据和比照现用的类似的主轴箱部件进行设计，本次设计方案中，壁厚设计为8mm。在关于增强箱体的刚度方面，应该尽量采用完全封闭的结构，但考虑到实际情况，比如箱体底部与导轨的接触，一面敞开的空心矩形截面，安装轴的箱体上凸台设计等情况，不可能完全封闭。但在设计时，不必要的孔数应尽量减少。箱体底部接触的是燕尾槽型导轨，所以箱体底部应该按照导轨的形状尺寸设计成燕尾槽型的，以便于与导轨相互配合。箱体底部两侧还要设计一对底座，以便于固定在床身上，底座与床身可以采用螺栓固定。由于整个箱体采用铸造加工，需要考虑到铸造圆角，整个箱体的顶部可以采用R为8mm的铸造圆角，顶端得内部采用R为3mm的铸造圆角，其他部位则分别采用R为1mm3mm的铸造圆角。由于要考虑到有双联齿轮的变速操作，箱体上要为操作手柄做相关的设计工作。箱体上还要有考虑到有铭牌，上面需要向用户提供丝杠测量仪的一些技术数据和使用指导等。另外，在机器工作时，丝杠测量仪主轴箱内总要产生振动并引发出噪声，对周围的人员、设备、产品质量等都会带来损害与污染，因而隔振也是设计箱体时应该同时考虑的问题。设计的箱体的的三维造型图如下图3.10所示。图3.10 箱体三维造型图3.5 键联接和轴承的选择3.5.1 平键的选择键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩，有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。一般常用的键连接都是普通平键连接，图3.11为普通平键连接的结构形式。键的两端面是工作面，工作时，靠键同键槽侧面的挤压来传递扭矩。键的上表面和轮毂的键槽底面间则留有间隙。平键连接具有结构简单、拆装方便、对中性较好等优点，因而得到广泛应用12。图3.11 普通平键连接键的选择主要包括键的类型选择和尺寸选择。本次课程设计中平键都是普通平键连接，键的尺寸大小主要取决于轴径d，不同轴径则键的大小也不同，轴径与键的大小关系见下面表3.8。表3.8 普通平键的主要尺寸轴的直径68810101212171722223030383844键宽b键高h223344556687108128键的长度系列L6，8，10，12，14，16，18，20，22，25，28，32，36，40，45，.根据键的选择标准，可分别选择各轴上使用的平键的规格。轴分别选用3312与6614的平键；轴选择3310的平键；轴选择8722的平键；轴选择10820与10825的平键；轴选择10820的平键。3.5.2 花键的选择花键分为内画键和外花键，见图3.12，内外花键均为多齿零件，在内圆柱表面上的花键为内画键，在外圆柱表面上的花键为外花键，花键连接是平键连接在数目上的发展。花键可以是固定连接，也可以是滑动连接13。图3.12 矩形花键连接由于结构形式和制造工艺不同，与平键连接相比，花键连接在强度、工艺和使用方面有下列特点：因为在轴上与毂孔上均匀地制出较多的齿和槽，故受力比较均匀；齿数较多，总接触面积较大，因而可以承受较大的载荷；导向性好，这对动连接很重要；可以用磨削的方法提高加工精度和连接质量14。花键常用于定心精度要求高、传递转矩大或经常滑移的连接的场合，本次设计方案中的双联齿轮与轴的连接就需要用到花键连接。矩形花键的基本尺寸有小径d、大经D、键槽宽B。键宽规定为偶数，一般可选为6。上述设计中、轴就需要设计成花键轴，其中轴中的矩形花键小径为20mm，大径为23mm；轴中小径为28mm，大径为32mm。对于矩形花键的形位公差有如下规定：因为小径是花键连接的定心尺寸，必须保证其配合性质，所以内、外花键小径d的极限尺寸应遵守包容原则，即花键孔和轴的小径不能超过最大实体边界；为保证装配性和键侧受力均匀，规定花键的位置度公差应遵守最大实体原则，即不能超过实效边界。3.5.3 滚动轴承的选择滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支撑转动的零件。滚动轴承绝大多数已经标准化，并由专业的工厂大量制造及供应各种常用规格的轴承，滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗少，启动容易等优点15。常