车床进给箱设计说明书

1、第一章 引言普通车床是车床中应用最广泛的一种，约占车床类总数的65%，因其主轴以水平方式放置故称为卧式车床。 C620-1型普通车床的主要组成部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。 主轴箱：又称床头箱，它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经过一系列的变速机构使主轴得到所需的正反两种转向的不同转速，同时主轴箱分出部分动力将运动传给进给箱。主轴箱中等主轴是车床的关键零件。主轴在轴承上运转的平稳性直接影响工件的加工质量，一旦主轴的旋转精度降低，则机床的使用价值就会降低。 进给箱：又称走刀箱，进给箱中装有进给运动的变速机构，调整其变速机构，可得到所需的进给量或螺距，通过光杠或丝

2、杠将运动传至刀架以进行切削。丝杠与光杠：用以联接进给箱与溜板箱，并把进给箱的运动和动力传给溜板箱，使溜板箱获得纵向直线运动。丝杠是专门用来车削各种螺纹而设置的，在进行工件的其他表面车削时，只用光杠，不用丝杠。同学们要结合溜板箱的内容区分光杠与丝杠的区别。 溜板箱：是车床进给运动的操纵箱，内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成刀架直线运动的机构，通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给运动和快速移动，通过丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹第二章 C620-1进给箱传动方案设计2.1C620-1普通车床简介普通车床是车床中应用最广泛的一种，约占车床类总数的65%，因其主轴以水平方式放置故称为卧

3、式车床。 C620-1型普通车床的主要组成部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。 主轴箱：又称床头箱，它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经过一系列的变速机构使主轴得到所需的正反两种转向的不同转速，同时主轴箱分出部分动力将运动传给进给箱。主轴箱中等主轴是车床的关键零件。主轴在轴承上运转的平稳性直接影响工件的加工质量，一旦主轴的旋转精度降低，则机床的使用价值就会降低。 进给箱：又称走刀箱，进给箱中装有进给运动的变速机构，调整其变速机构，可得到所需的进给量或螺距，通过光杠或丝杠将运动传至刀架以进行切削。丝杠与光杠：用以联接进给箱与溜板箱，并把进给箱的运动和动力传给溜板箱，使

4、溜板箱获得纵向直线运动。丝杠是专门用来车削各种螺纹而设置的，在进行工件的其他表面车削时，只用光杠，不用丝杠。同学们要结合溜板箱的内容区分光杠与丝杠的区别。 溜板箱：是车床进给运动的操纵箱，内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成刀架直线运动的机构，通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给运动和快速移动，通过丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹。C620-1普通车床的主要技术性能如下：1、工件最大回转直径：400mm, 工件最大长度1400或1900mm2、主轴转速：正转21级11.5-1200r/min,反转12级18-1520r/min;3、加工螺纹：公制螺纹导程1-192mm,英制螺纹2-

5、24牙/英寸，模数螺纹m=0.5-48mm，径节螺纹1-96牙/英寸；4、进给范围：纵向35级0.08-1.59m/min，横向35级0.027-0.52mm/r;5.车削螺纹范围： 公制螺纹44种S=1192mm 英制螺纹20种a=224牙/英寸 模数螺纹39种m=0.548mm 径节螺纹37种DP=196牙/英寸6.主电动机： 7.5KW 1440r/min7.车床外形尺寸（中心距1400mm）:长x宽x高.3049x1513x1210毫米2.2进给箱的传动机构C620-1型卧式车床进给箱又叫走刀箱，它固定在床身左前面，内装有进给变速机构，用来变换进给量和各种螺纹的导程，进给运动链使刀架实

6、现纵向或横向的进给运动及变速换向。：进给链从主轴起经换向机构、挂轮、进给箱，再经光杠或丝杠，溜板箱最后至纵溜板或横溜板。普通车床的特有功能是车削一定范围内的各种螺纹，要求进给传动链的变速机构能严格准确地按照标准螺距数列来变化。所以普通车床进给传动链的变速机构（包括挂轮和进给箱的变速机构）主要是依据各种螺纹的标准螺距数列的有要求，同时兼顾到以便车削的进给量范围来设计的。传动链中的螺纹进给传动链是主轴一转，刀架移动T毫米（导程T=kt,其中k为实数，t为螺距）。13ic×ia×iu×t1=T-(1.2-1)其中ic,ia,iu分别为传动链中固定传动比，挂轮传动比。进给

7、箱传动m机构传动比，t1为纵向丝杠的螺距。2.3进给箱切螺纹机构设计C620-1型车床具有切削公制螺纹、英制螺纹、模数螺纹和径节螺纹的功能，机床的纵向丝杠螺纹用公制，螺距t1=12mm代入式(1.2-1)得主轴每转一下，刀架移动量为T毫米，这即为车削螺纹的导程值。对于单头螺纹是螺距值，因此当螺纹的基本参数不是用螺距表示时必须将其加以换算，然后代入式（1.2-1）。具体方法如下：公制螺纹：其基本参数为螺距t(mm),因而T=tmm；英制螺纹：基本参数l为每一英寸长度内包含的牙数a即a（牙/英寸）因而，英制螺纹的螺距为Ta=24.5/a毫米；模数螺纹：公制螺杆上的螺纹称模数螺纹，它的基本参数是以螺

8、杆相啮合的蜗轮模数m（mm）来表示，因而，模数螺纹的螺距Tm应等于蜗杆的周节长度，即Tm=m；径节螺纹：英制蜗杆上的螺纹称为径节螺纹，它的基本参数是以与螺杆相啮合的蜗轮参数径节DP来表示，径节的DP=Z/D（牙/英寸）其中Z和D分别为蜗轮的齿数和分度圆直径（英寸），即蜗轮或齿轮折算到每英寸分度圆直径上的齿数。因而径节螺纹的导程为：TDP=/DP（in）25.4/DP。表1.3-2各种螺纹的公称参数及螺距螺纹种类螺纹公称参数螺纹种类参数代号单位螺距S（mm）公制螺纹螺距PMmT=kP英制螺纹每英寸牙数a牙/英寸Ta=kPa=25.4R/a模数螺纹模数mmmTm=kPm=km径节螺纹径节DP英寸T

9、DP=kPDP=25.4k/DP一、米制螺纹将常用的米制螺纹标准数据t的数列1、1.25、1.5、1.75、2、2.5、3、3.5、4、5、5.5、6、7、8、9、10、11、12排列成下表1.3-1所示：表1.3-1 标准米制螺纹导程11.251.51.7522.252.533.544.555.56789101112由表中可以看出各横行的螺距数列是等差数列，而纵列是等比数列即1、2、4、8的公比数是2，根据这些特点，在进给箱中可用一个变速组来变换得到某一横行的等差数列，这个变速组的传动比应是等差数列，通常称为基本组。以此为基础，再串联一个扩大组，把基本组得到的螺距按1：2：4：8关系增大或缩

10、小，而得到全部螺距数列，此扩大组通常称“增倍组”。根据进给传动降速机构在后的原则，取ib=1、1/2、1/4、1/8。机床所能加工的其他三种螺纹中，径节螺纹较少用，这三种螺纹的公称参数列在表1.3-2中。公制和英制螺纹及模数和径节螺纹之间的倒数关系和特殊因子为25.4；公制和模数螺纹及英寸和径节螺纹之间特殊因子为。上述倒数关系和特殊因子25.4及的关系都要在设计切螺纹系统时给予解决。现将车床上这四种螺纹所能加工的螺距T及其和公制螺纹的关系列于表1.3-3和表1.3-4。从表中可以看出这四种螺纹的基本参数有一个共同的变化特点，即在横行上是等差数列，而在纵行上按2倍的关系扩大或缩小，我们可以考虑到

11、用车公制螺纹的基本组和扩大组来加工另外三种螺纹。二、模数螺纹我们只需改变公制螺纹传动链中的某个传动比，使平衡式左边产生一个特殊因子，以便在运动中与螺距Tm=m的因子消去，从而变换基本组和增倍组的传动比，就可以像公制螺纹那样，得到分段等差数列的模数系列。表1.3-3C620-1车床加工螺纹基本参数的排列规律倍比关系公制及模数螺纹（T及m）1/320.251/160.50.751/811.251.51/41.7522.252.532.751/23.544.5565.51789101211注： 内数值为模数螺纹所独有。三、英制螺纹它和公制螺纹螺距数列有两点区别：a、英制螺纹每英寸牙数a换算成螺距Ta

12、=25.4/a(mm)后，a在分母上如果将上述公制螺纹的基本组的主动与从动关系颠倒过来，即基本组的传动比变为1/ij，那么就可以利用具有等差数列的传动比ij来得到参数a的等差数列； b、英制螺纹的螺距数值中有一个数字因子25.4，因需要改变其中的某些传动比，使平衡式左边能产生一个因子25.4，以便与英制平衡式25.4相抵消。此外，当英制螺纹要车制a分别为3.25和19时，公制螺纹的基本组少两个传动比，故在表1.3-3上加上19和3.25两个模数，它们仅仅为了与英寸与径节螺纹统一而列入的。故表1.3-3变为如下表1.3-4示：表1.3-4扩充螺纹参数的排列规律倍比关系公制及模数螺纹2n-5_0.

13、5_2n-4_1_1.25_1.5_2n-31.7522.25_2.52.7533.252n-23.544.5_55.56_2n-1789_101112_2n_19_四、径节螺纹径节螺纹的螺距TDP=25.4/DP（mm），其中DP也是在分母上螺距中也有一个数字银子25.4，这些和英制螺纹相似，故可采用英制螺纹的传动路线。另外，还有一个因子，可以和模数螺纹一样用挂轮来解决。表1.3-4C620-1车床加工英制及径节螺纹的基本参数排列倍比数英制及径节螺纹8(56)(64)(72)(80)(88)(96)428323640444821416181920222417891011121/244.556

14、2.4系统及齿数比的确定普通车床中的切螺纹系统有双轴滑移齿轮结构、摆移塔齿轮结构和三轴滑移齿轮结构。我们选用双轴滑移齿轮结构，并且让基本组和扩大组的传动中心距相等，这样有利于减小进给箱的尺寸。其简图如图1.4-1由此可看出，在这类螺纹系统中，一般应包括下列组成部分：基本螺纹机构：用来实现表1.3-3中横行所代表的等差数列；增倍机构：用来实现表1.3-3，表1.3-4中各纵行之间的2n关系即ud通常取2、1、1/2、1/4、1/8；扩大螺距机构：传动比为ue，用来进一步扩大螺距，ue通常取4、8、16、32等；定比传动副：传动比uf； 左右螺纹换向机构：传动比ur；交换齿轮装置：传动比为u；螺纹

15、种类变换机构：传动比uk；移换机构：传动比为ui，用来实现倒数关系及特殊因子。上述各组成部分传统的分布顺序如下：扩大螺距结构一般放在主传动变速系统内，具体情况在CA6140主轴箱内由扩大螺纹导程结构的传动齿轮是主运动的传动齿轮。只有在主轴上的离合器M2合上，主轴处于离速状态时才用扩大螺纹导程。它的扩大倍数分别是1、4、16。定比传动一般放在主轴或扩大螺距换向结构之前在主轴箱中换向结构ur在交换齿轮之前也在床头箱中，交换齿轮设置在床头箱与进给箱之间的交换齿轮上，移换结构一般放在基本螺距结构前后二处。基本螺距结构一般放在第一个移换结构之后，变换结构既可放在基本螺距结构之前，也可放在基本螺距结构之后

16、。增倍结构的传统布局是放在基本螺距之后。现在，从表1-3排定的螺纹表中，取公制螺纹数列中的6.5、7、8、9、9.5、10、11、12为基准数列则：ubj=Sj/G=Sjmin,Sj2,Sj3,Sjmax/G。由6.5、7、8、9、9.5、10、11、12这个要求滑移齿轮能实现的基本螺纹参数查的机构方案编号411，为了使轴向尺寸较小选中心距为63mm，同时，由双轴滑移齿轮结构推荐方案表查的G=7（由机床设计手册P1402查得）。所以ub=6.5/7、7/7、8/7、9/7、10/7、11/7、12/7， 2.5 增倍机构设计以及移换机构设计一 、增倍机构设计考虑原则：（1）根据和基本组的同中心

17、距取a=63；（2）选用最常用的四速机构：三轴机构。 二 、移换机构齿轮齿数确定 移换机构主要用于和交换齿轮（一般放于交换齿轮之前）配合来实现特殊因子传动比us都是为了用于实现倒数关系以及特殊因子25.4和，以解决各种螺纹种类变换问题。一般来说，用的最多的方案就是用移换机构（ui）来解决倒数关系和特殊因子25.4。而用交换齿轮（uc）来解决特殊因子这样可以简化调整即加工常用的公制和英制螺距时，不需要改变交换齿轮，只有在加工不常用的模数和径节螺纹时才能改变交换齿轮。当螺纹种类变换机构的传动比为uk，则特因传动比us为us=uf×ut×uj×uk-（1.5-1） 由此

18、可列出螺纹系数的运动平衡式： 1×（主轴转一转）×us×ub×ud×ue=S（mm）-（1.5-2）其中T为丝杠导程，S为工作导程，所以，us=S/（ub×ud×ue×T）-（1.5-3）令ub=1，ud=1，ue=1时的螺纹参数分别为t0、m0、n0、p0，则：ust=t0/T=1/ktusm=m0/T=/kmusn=25.4/（p0×T）=25.4/kn-（1.5-4）usp=25.4/（p0×T）=25.4/kpkt，km，kn，kp为各种螺纹相应的因特系数且kt=T/t0，km=T

19、15;m0，kn=T×n0，kp=T×p0。脚标t，m，n，p分别表示用于加工公制模数、英制、径节、螺纹，设加工公制和英制螺纹时的交换齿轮传动比为uctn，加工模数螺纹时的移换机构传动比为ucmp，加工英制和径节螺纹时移换机构的传动比uinp，加工公制和模数螺纹时的移换机构传动比为uitm，则：加工公制螺纹时的特因传动比：ust=uf×ur×uctn×uitm -(1.5-5)加工英制螺纹时的特因传动比：usn=uf×ur×uctn×uinp -(1.5-6)两式相除得：usn/ust=uinp/uitm -(1.

20、5-7)将式（1.5-7）中的usn及ust代入上式中得：uinp/uitm=25.4/（t0×n0） -(1.5-8)在绝大多数机床中uinp和uitm都按以下两种方案分配：(a)当uinp=1/uitm时,uinp/uitm=uinpxuinp=25.4/(n0xt0)故uitm=sqrt(n0×t0/25.4)-(1.5-9)uinp=sqrt(25.4/(n0×t0)-(1.5-10) (b)当uitm=1时,uinp/uitm=uinp=25.4/(n0×t0)本车床中从两轴滑移传动齿数比设计及表1.3-3和表1.3-4可知：t0=7mm,m0

21、=1.75,n0=1.25t/in,p0=7由式（1-13）uinp=sqrt25.4/(n0×t0)=sqrt(25.4×4/49)由机床设计手册P1435表7.3-46查取25.4/36由平方因子组成的近似值，故取方案69，即：25.4=（32×72）/54 ，n=+0.063所以25.4=（32×72）/54×36=（32×72×22×32）/54代入公式（1.5-10）得uimp=sqrt（22×34×72×2）/（54×72）=36/25 uitm=25/36根据u

22、itm的值查表7.3-48，用序号为6的方案，即公制螺纹经过三对齿轮传动：uitm=25/36×25/36×26/25=25/36=Z9/Z10×Z20/Z12×Z12/Z11uinp=36/25=Z21/Z11。相关齿数设计的结果见表 2.3-2所示。三、交换齿轮齿数求法在双轴滑移齿轮机构中往往取ufxut=1由式（1.5-5）和（1.5-6）可得uctn= ust/ uitm=rsn/ uinp-（1.5-11）ucmp= usm/ uitm=rsp/ uinp-（1.5-12）当uinp=1/ uitm时，将uinp=sqrt=25.4/(n0&#

23、215;t0)和usm=25.4/(n0×T)代入（1.5-11）式得：uctn= usn/ uinp=25.4/(n0×T)×sqrt(25.4/(n0×t0) =sqrt(25.4×t0)/n0×T2)由式（1.5-12）得：ucmp= usm/ uitm=(m0/T)/(ust/uctn) =(m0/T)/(t0/T)×uctn=m0/t0×uctn又因为uitm=25/36,uinp=36/25将其代入式（1-15）及（1-16）得：uctn=(7/12)/(25/36)=21/25ucncp=25/(7&

24、#215;12)×25.4/36已知：usm=7/48=ucmp×uitm=25/36×uc/tust=7/12=uitm×uctn=36/25×uctpusn=25.4/21=uinp×uctn=25/36×uctnusp=25.4/84=uinp×ucmp=36/25×ucmp得出：ucmt=7/48×36/25uctp=7/12×25/36uctn=25.4/21×25/36ucmp=25.4/84×25/36 查表7.3-47的/4近似因子值及相对误差表，取

25、齿轮变位量较小的近似因子组：u=25/97×21/25=100/97×64/100×36/25而u=63/75×25/36=100/75×63/100×25/36.所以交换齿轮Z=63,Z=64,Z=100,Z=75,Z=97,至此整个进给箱齿轮传动设计全部完毕。2.6 车制螺纹的工作过程一、 车削公制螺纹时离合器M3、M4脱开，M5接合，运动由主轴VI经齿轮副58/58、换向机构33/33（车左螺纹时经33/25×25/33）、挂轮63/100×100/75传到进给箱中，然后由移换机构的齿轮副25/36传至轴XV

26、I再经过28/28、36/28、32/28传至轴XV然后由移换机构的齿轮副组滑移变速机构，最后经离合器M5传至丝杠XIX。当溜板箱中的开合螺母与丝杠相啮合时就可带动刀架车削米制螺纹，其螺距与齿轮搭配情况见表（1.6-1），其运动式为： S=1×58/58×33/33×63/100×100/75×25/36× u基×25/36×36/25×u倍×12。二、 车削模数螺纹时挂轮需换为64/100×100/97其余传动路线与车削米制螺纹时完全相同，其螺距情况见后表1.6-2。三、 车削英制螺

27、纹时为了实现特殊因子25.4，将M3和M5离合器接合，M4脱开，同时轴XVI左端的滑移齿轮Z25移至左面位置，与固定的轴XIV上的齿轮Z36相啮合，则运动由轴XIII经M3先传到轴XV，然后传到轴XIV，再经齿轮副36/25传至轴XVI，其余部分的传动路线与车削公制螺纹时的基本相同，其传动路线运动平衡式为：Ss=1r(主轴) × 58/58×33/33×63/100×100/75×1/u基×36/25×u倍×12，其中63/100 ×100/75×36/25=63/75×36/25=2

28、5.4/21，Sa=kTi=25.4/a= 4/7×25.4u基/u倍，从而得 a=7/4 ×u基/u倍×k（扣/英寸）。只要改变和就可以车削出按分段等差数列的各种a值的英制螺纹（见后表1.6-3）。四、 车削径节螺纹时由于径节螺纹导程系列的规律与英制螺纹一样，只是含有特殊因子25.4，所以其传动路线与车削英制螺纹完全相同，只是挂轮需换为64/100×100/97，其螺距见后表1.6-4。五、 车削非标准螺纹时当需要车削非标准螺纹而用进行变换机构无法得到所要求的导程时，须将离合器M3、M4和M5全部啮合，把轴XIII、XV、XVIII和丝杠联成一体，使运

29、动由挂轮直接传至丝杠，被加工螺纹的导程S依靠调整挂轮架的传动比u来实现，此时运动平衡式为：S=1r(主轴) ×58/58×33/33×u挂×12，将上式简化后得到挂轮的换置公式：u挂=a/b×c/d=S/12。第三章 主要零件设计3.1 齿式离合器的设计 3.1.1齿式离合器的结构 齿式离合器是有一对内外齿轮组嵌合副，其特点是齿轮的加工比较容易，而且强度高。在传递相同的条件下，其外形尺寸较其他离合器小，故结构紧凑，简单，有时还可以兼作齿轮传动用。为了提高齿轮的强度并使接合方便，可将外齿制成短齿。齿式离合器只能在静止后低转速差下进行接合。 齿式离

30、合器的材料和齿轮传动所用材料相同。 3.1.2齿式离合器的强度计算齿式离合器传动转矩的能力主要由齿面压强条件确定 式中Tc-离合器的计算转矩 D-齿轮的分度圆直径 Z-参与啮合的实际齿数 m-齿轮模数-载荷分布不均匀系数，可取0.7-0.8P-齿轮材料工作表面的许用压强，对未经热处理的表面，可取25-40Mpa，对经过热处理的表面可取47-70Mpa。b-内齿轮的宽度，可取b=(0.10.2)D3.2各轴及轴上组件的设计验算以下所用公式全部根据机械设计濮良贵 纪名刚主编3.2.1中心距a的确定初步选择中心距为a=63且a=（Z1+Z2）×m/2则由此可算出各齿轮的模数如下：X轴上Z2

31、5的模数为2X轴上Z36的模数为2，Z19、Z20的模数为3.75，Z36、Z33的模数为2.25，Z26、Z28的模数为2.25，Z32、Z36的模数为2X轴上的Z14的模数为3.75，Z21、Z28的模数为2.25，Z28、 Z25的模数为2X轴上的Z25、 Z28、 Z18的模数为2X轴上的Z35 、Z15 、Z45的模数为2，Z56的模数为1.5X轴上的双联滑移齿轮Z28、Z48的模数为2，Z28的模数为1.5综上可知各齿轮的齿数、模数及分度圆直径。3.2.2X轴上齿轮的设计验算由前面的设计可知齿轮的齿数Z1=25，模数m=2，Z2=36，可知d1= 50mm,d2=70mm齿面接触疲

32、劳强度验算转速n1 n1=14×50×130/230×0.98×51/43×63/50×64/97=378r/min功率p1 p1=p=7.5×0.96×××=5.05KW转矩T1 T1=9.55×p1/n1 =9.55××5.05/378=127600Nmm接触疲劳强度极限 由图12.17c得，Hlim=1250MPa Hlim=1150 MPa圆周速度v v=d1n1/60×1000=0.99m/s齿宽系数d 由表12.13，取d =1齿宽 b=dd1

33、=1×50=50mm精度等级 选8级载荷系数K K= KA KV KHKH (式12.5)使用系数KA 由表12.9，KA=1.5动载荷系数KV 由图12.9，KV=1.2齿间载荷分配系数 由表12.10，先求 Ft=2T1/d1 =7850 KAFt/b=227>100=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos=1.66Z= =0.88由此得 KH=1.1齿向载荷分布配数KH 由表12.11 KH =A+B(b/d)+C10b =1.36由此得 K=KAKVKH KH =1.5 ×1.2× 1.1× 1.36 =2.69弹性系数ZE 由表12

34、.12，ZE=189.8节点区域系数ZH 由图12.16，ZH=2.5接触最小安全系数 由表12.14， SHMin=1.05总工作时间th th=10×300×8×0.2 =4800h应力循环次数NL 由表12.15，估计10<NL 10，则指数m=8.78NL1= NV1=60nit hi(Ti/Tmax)=2×10 原估计应力循环次数正确 NL2=NL1/i=1.41×10接触寿命系数ZN 由图12.18，NN1=1.25 NN2=1.35许用接触应力H H1 = Hlim1NN1/SHmin =710 ×1.25/1.0

35、5 =845MPa H2 =Hlim2NN2/SHmin =580×1.35/1.05 =746MPa验算H H=ZEZHZ （12.8） =189.8 ×2.5 ×0.88 =1130MPa<H2 计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数Y Y=0.25+0.75/u =0.7齿间载荷分配系数KF 由表12.10，KF=1/Y =1.43齿间载荷分配系数KF 由图12.14，KF=1.3载荷系数K K=KA KV KFKF =1.2×1.5×1.43×1.3=3.35齿形系数YF 由图12.21，

36、YF1=2.46 YF2 =2.19应力修正系数YS 由图12.22, YS1 =1.65 YA2 =1.8弯曲疲劳极限Flim 由图12.23c, Flim1 =920MPa Flim2 =850MPa弯曲最小安全系数SFlim 由表12.14，SFlim=1.25弯曲寿命系数YN 由图12.24，YN1=0.95 YN2=0.97尺寸系数YX 由图12.25，YX=1许用应力 F F1 =Flim1YN1/SFlim =669MPa F2 =FlimYN1/SFlim =659MPa验算 F1 F1=2KT1YF1 YS1Y/bd1m =486MPa F2= F1 YF2 YS2 / YF

37、1 YS1 =472MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求。3.2.3 X 轴上齿轮的验算由前面的计算可知齿轮的齿数Z3=14，模数m=3.75，Z4=20，则可知d3=52.5mm,d2=75mm齿面接触疲劳强度验算转速n2 n2=n1×25/36×U基=450r/min功率p2 p2=p1×0.98×0.99=5.05KW转矩T2 T2=9.55××4.66/450 =98800Nmm接触疲劳强度极限 由图12.17c得，Hlim=1250MPa Hlim=1150 MPa圆周速度v v=d3n2/60×1000=

38、1.24m/s齿宽系数d 由表12.13，取d =1齿宽 b=dd1=1×52.5=52.5mm精度等级 选8级载荷系数K KAKVKHKH (式12.5)使用系数KA 由表12.9，KA=1.5动载荷系数KV 由图12.9，KV=1.2齿间载荷分配系数 由表12.10，先求 Ft=2T2/d3 =6095 KAFt/b=174>100=1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)cos=1.78Z= =0.86由此得 KH=1.1齿向载荷分布配数KH 由表12.11 KH =A+B(b/d)+C10b =1.36由此得 K=KAKVKHKH =1.5×1.2×1

39、.1×1.36 =2.69弹性系数ZE 由表12.12，ZE=189.8节点区域系数ZH 由图12.16，ZH=2.5接触最小安全系数 由表12.14， SHMin=1.05总工作时间th th=10×300×8×0.2 =4800h应力循环次数NL 由表12.15，估计10<NL 10，则指数m=8.78NL1= NV1=60nit hi(Ti/Tmax)=2.6×10 原估计应力循环次数正确 NL2=NL1/i=1.82×10接触寿命系数ZN 由图12.18，NN1=1.3 NN2=1.35许用接触应力H H1 =Hlim1

40、NN1/SHmin =710×1.25/1.05 =1547MPa H2 =Hlim2NN2/SHmin =580 1.35/1.05 =1479MPa验算H H=ZEZHZ （12.8） =189.8 ×2.5×0.86 =903MPa<H2 计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数Y Y=0.25+0.75/u =0.67齿间载荷分配系数KF 由表12.10，KF=1/Y =1.49齿间载荷分配系数KF 由图12.14，KF=1.3载荷系数K K=KA KV KFKF =1.2×1.5×1.49×

41、;1.3=3.48齿形系数YF 由图12.21，YF1=2.46 YF2 =2.19应力修正系数YS 由图12.22, YS1 =1.65 YA2 =1.8弯曲疲劳极限Flim 由图12.23c, Flim1 =920MPa Flim2 =850MPa弯曲最小安全系数SFlim 由表12.14，SFlim=1.25弯曲寿命系数YN 由图12.24，YN1=0.95 YN2=0.97尺寸系数YX 由图12.25，YX=1许用应力 F F1 =Flim1YN1/SFlim =669MPa F2 = FlimYN1/SFlim =659MPa验算F1 F1=2KT1YF1 YS1Y/bd3m =18

42、1MPa F2=F1 YF2 YS2 / YF1 YS1 =176MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求。由前面的设计可知齿轮的齿数Z5=21，模数m=2.25，Z6=33，则可知d5=47.25mm,d6=74.25mm齿面接触疲劳强度验算圆周速度v v=d5n2/60×1000=1.11m/s齿宽系数d 由表12.13，取d =1齿宽 b=dd1=1×47.25=47.25mm精度等级 选8级载荷系数K KAKVKHKH (式12.5)使用系数KA 由表12.9，KA=1.5动载荷系数KV 由图12.9，KV=1.2齿间载荷分配系数 由表12.10，先求 Ft=2T2/d5 =4182 KAFt/b=174>100=1.88-3.2(1/Z5+1/Z6)cos=1.78Z= =0.86由此得 KH=1.1齿向载荷分布配数KH 由表12.11 KH =A+B(b/d)+C10b =1.36由此得 K=KAKVKH KH =1.5×1.2×1.1×1.36 =2.69弹性系数ZE 由表12.12，ZE=189.8节点区域系数ZH 由图12.16，ZH=2.5接触最小安全系数 由表12.14， SHMin=1.05总工作时间th th=10×300×8×0.2 =48