摇臂钻床说明书

1、 1 / 46 摘摘 要要本次毕业设计题目是“Z32K 型摇臂钻床变速箱的改进设计”。Z32K 型摇臂钻床是许多学校机械加工实习所用的设备，该产品是由前联钻床型号改制而成，已有三十多年的历史，但近年来，该型号钻床的生产率降低，经济效益较低，同时伴有工人劳动强度的增大，致使钻床的使用率下降，经调查分析，主要原因是该产品没有自动升降系统所致。为改进其使用效果，此次设计主要是对 Z32K 型摇臂钻床的升降系统进行分析设计与改进，并对钻床的主要传动零部件进行设计校核。同时针对其在实际使用过程中出现的一些问题，并在理论分析与计算的基础上，将其手动升降变为自动升降，然后制定出合理的传动方案，且选择合适的原

2、动机作为它的动力源，使改进后的升降系统具有手动和自动升降并存的功能。关键词：变速箱；手动、自动升降系统；摇臂钻床；直齿锥齿轮；强度校核 2 / 46ABSTRACTABSTRACTThe graduation project entitled The advanced design of the gearbox of Z32K radial drilling machine. Z32K radial drilling machine as the equipment is used in many schools during the practice of machining. This p

3、roduct has been transformed from the former Soviet Union Drilling models for almost 30 years. However, the use of Z32K radial drilling machine has decreased in recent years because of low productivity of this drilling machine, the lack of economic efficiency on usage of Z32k comparably, and an incre

4、ase in labors intensity during the production. By the research analysis, the reduction of Z32K is because this product has shortage on the automatic lifting system. In order to improve the efficiency of Z32K, the lifting systems of Z32k radial drilling machine will be primarily planed to promote in

5、this time of design. Meanwhile, the main transmission parts of the drilling are going to be reunified. To some problems which occur in actual use, and on the basis of theoretical analysis and calculation, there will develop a proposal to change manual lift to automatic lift.then make the transmissio

6、n scheme reasonable,and choose the appropriate engine as the power source of the gearbox,and the lifting of the improved system has manual and automatic lifting the coexistence of function. Keyword:Keyword: transmission；manual operating and automatic fluctuation system； universal radial drilling mac

7、hine；straight bevel gear；strength cheeks 3 / 46目目 录录1 1 概述概述 1 11.1 摇臂钻床的简介 11.2 摇臂钻床的发展趋势 11.3 摇臂钻床的加工原理 22 2 原动机的选择原动机的选择 3 32.1 原动机的运动形式 32.2 原动机的选择 33 3 机械传动方案的拟定与比较机械传动方案的拟定与比较 5 54 4 绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图 8 85 5 传动部分运动与动力分析传动部分运动与动力分析 9 95.1 部分传动连接设计 95.2 传动比、各轴转速、功率与转矩的计算 95.

8、3 齿轮材料的选择 115.4 直齿圆锥齿轮的尺寸设计计算与校核 125.4.1 直齿圆锥齿轮各参数的设计计算 125.4.2 圆锥齿轮的受力分析 135.4.3 直齿圆锥齿轮的结构设计 135.4.4 直齿圆锥齿轮强度校核 145.4.5 圆锥齿轮齿面接触疲劳强度校核 175.4.6 直齿圆锥齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核 175.5 锥齿轮轴机-6 的尺寸设计计算与校核 185.5.1 锥齿轮轴机-6 轮齿部分主要参数设计计算 185.5.2 直齿圆锥齿轮轴机-6 轴端部分设计 19 4 / 465.5.3 锥齿轮轴机-6 的固定 205.5.4 锥齿轮轴机-6 轴径部分的设计计算 205.5

9、.5 直齿圆锥齿轮轴机-6 轴径部分的校核 215.6 机-4 齿轮设计计算与校核 225.6.1 机-4 齿轮尺寸设计计算 225.6.2 结构分析 235.6.3 受力分析 245.6.4 机-4 齿轮齿面接触疲劳强度的校核 255.6.5 机-4 直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核 265.7 双联齿轮的设计计算与校核 265.7.1 双联齿轮的结构分析 275.7.2 双联齿轮齿面接触疲劳强度的校核 285.7.3 双联齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核 295.8 四联齿轮的参数计算 305.9 机-2 过渡轴的设计计算 305.9.1 轴的材料与热处理 305.9.2 轴的结构设计 315

10、.9.3 过渡轴的强度校核计算 325.9.4 过渡轴的轴向与周向固定 366 6 轴承的选择与校核计算轴承的选择与校核计算 37376.1 轴承的分类 376.2 滚动轴承的的结构与主要类型 376.3 滚动轴承主要的失效形式 376.4 滚动轴承的计算与校核 387 7 键的选择和键连接强度的校核计算键的选择和键连接强度的校核计算 3939参考文献参考文献 4141致致 4242 1 / 461 1 概述概述1.1 摇臂钻床的简介 摇臂钻床是一种用于加工孔的设备。主要对孔加工的类型有：扩孔、钻孔、铰孔等。在日常生产中，摇臂钻床根据夹紧结构可分为机械式和液压式，其操作简单，适用围广，可适用于

11、加工单件批量孔零件。摇臂钻床由以下七部分组成：摇臂、主轴箱、底座、外立柱、主轴和工作台等组成。摇臂钻床主轴箱的横向调整位置可由摇臂的导轨控制，摇臂可沿外立柱的圆柱面上下调整并变化位置，且摇臂与外立柱又可绕立柱转动至不同位置，摇臂钻床工作时根据其工作需要可以很方便的调整主轴至工作台的位置。对于各主要结构：主轴组件（摇臂钻床的主轴在加工时可进行两种运动：旋转运动和轴向进给运动。且主轴的旋转主运动由主轴尾部花键经齿轮传动）夹紧机构（对于在孔加工过程中为保证孔的定位精度因而设定夹紧机构，对于摇臂钻床而言，夹紧机构主要设定在主轴箱与摇臂上，并且同样也在外立柱上。从结构分析上而言外立柱利用深沟球轴承以与平

12、板弹簧进行作用可以使摇臂轻松转动） 1.2 摇臂钻床的发展趋势摇臂钻床和大多数机床一样，将向数控自动化、机电一体化和智能化方向发展。摇臂钻床在未来的发展趋向是：应用电子计算机技术并且使机械结构趋于简单化，同时，提高和扩大机械自动化工作的能力，而且使机床适应柔性制造系统的工作环境；一方面要提高功率，使机床主运动和进给运动的速度也相应提高。另一方面，要提高机床的相对结构，使其动、静刚度能用以适应新型刀具的需求同时提高钻床钻削的工作效率；最后还要提高机床的加工精度，为今后发展超精密加工机床作准备工作，以其在电子机械、航天等新型工业有更加突出的地位。摇臂钻床在经济的发展、国家政策的大力支持和上下游产业

13、振兴等的背景下，我国摇臂钻床的旺盛需求仍将按线性指数保持高速的增长，并且在未来 5-8 年，我国摇臂钻床的市场增长率将达到 15%。这必将使我国国产摇臂钻床系统和相关功能 2 / 46零部件的市场有很宽广的发展市场，这也无疑为我国国摇臂钻床生产厂商提高自己的技术水平与工艺水平还有扩大市场提供了极好的发展机遇。1.3 摇臂钻床的加工原理当电机启动时，机床主轴开始运动通过调整换置器官来改变所需要的合适的主轴转速，利用摇臂将钻头调整到所加工零件的正确位置，通过进给量与主轴在其转动一转时轴向的移动量计算，并且利用换置器官来实现被加工零件的进给量，一般情况下，主轴获得的转速围是在 252000r/min

14、，机床的进给运动变速围为0.043.2mm/r。 3 / 462 2 原动机的选择原动机的选择原动机对机械的作用毋庸置疑，它就像心脏对人类而言。它是执行机构动力的来源而且在很大程度上决定着机器的工作性能和结构特征。因此选择一个合适的原动机，对摇臂钻床而言，其作用是不可估量的。 机械系统一般由以下五部分组成，包括：原动机、工作机、传动装置、控制操纵部件与其它辅助零部件等。原动机是机械系统的驱动部分（动力来源：把自然界中其它各种形态的能源转变为机械能），工作机是机械系统的执行部分（向外传递动力），传动装置则是把原动机与工作机有机的结合起来，（是它实现能量传递与运动形式转换不可或缺的重要部分）。2.

15、1 原动机的运动形式 原动机的运动形式，主要是依据能量转换性质进行分类的，具体见下表 2-1：表 2-1 原动机的分类转换性质转换性质实例实例第一类原动机蒸汽机、柴油机、水轮机、燃气轮机第二类原动机电动机、液压马达、气动马达2.2 原动机的选择根据 Z32K 型摇臂钻床的工作环境以与实际工作要求，可以选择电动机作为其动力来源。电动机较其他动力机有较高的驱动效率，与被驱动机的工作机械联接结构简便，且可满足不同类型机械的加工工作要求。在实际生产过程中由于摇臂钻床工作环境的不同，致使电动机的工作环境也各不一样。在大多数情况下，摇臂钻床所处的工作环境周围大气中含有灰尘和水分，为了保证摇臂钻床可适用于各

16、种环境，因此需要对电动机的外壳进行保护通常电机外壳的类型有：开启式、防护式、封闭式、防爆式。因为在实际生产中 Z32K 型摇臂钻床常处于灰尘较多的场合工作，因此在设计中，电机外壳应选用封闭式，为防止 4 / 46各类杂物进入电动机部，使电机能正常工作。因此在设计中，电动机型号选择 Y 系列，其型号为：Y112 M-4，额定功率为 4KW，满载转速可达 1410r/min，额定转矩为2.2Nm。 5 / 463 3 机械传动方案的拟定与比较机械传动方案的拟定与比较对于“Z32K 型摇臂钻床变速箱的改进设计”而言，变速箱的设计最重要的就是机械传动设计，而机械传动设计中最重要的就是确定机械传动的设计

17、方案。根据机械产品的合理性来拟定设计方案，为达到实际生产中所需要求通过选择不同的机械传动方案进行对比，从而选择最优方案。分析比较 Z32K 型摇臂钻床的实际工作情况，现对摇臂钻床的手动升降系统进行分析改进，如下所示，现拟出以下三种传动方案可进行逐一分析并选择最优方案：方案一：改进原来的手动升降系统 手柄圆锥齿轮轴圆锥齿轮 1圆锥齿轮2升降螺母 方案二：改手动升降系统为自动升降系统 新增电动机齿轮 1齿轮 2圆锥齿轮 1圆锥齿轮 2升降螺母 方案三：利用原电机改进为自动升降系统 电机齿轮-3四联滑移齿轮-6双联齿轮-机 3齿轮-机 4锥齿轮轴-机 6锥齿轮-7升降螺母表 3-1 各改进后传动方案

18、性能的分析比较性能指标性能指标具体项目具体项目方案一方案一方案二方案二方案三方案三传动精度高高高功能升降速度慢快快可调性好好较好运转速度慢快快工作性能承载能力大较大较大加速度峰值小较大较大噪声较小小小耐磨性耐磨耐磨耐磨动力性能可靠性可靠可靠可靠经济性制造性易难易 6 / 46调整方便性方便不方便方便能耗大小一般一般一般制造费用便宜贵便宜尺寸小小小重量轻重较轻结构紧凑结构复杂性简单一般一般方案一：升降系统由于是手动升降所以升降时工作量大，工作效率低；且升降手柄太长，操作时动作大，当托板接近变速箱时，升降手柄易碰到钻床的进给手柄，操作者可能会夹到手，造成安全事故；由于丝杠螺距较大，两圆锥齿轮传动时

19、，传动比虽小，但机床的本体重，升降时费时又费力。方案二：在丝杠端部新装一个电动机和减速器带动丝杠转动，升降螺母固定实现自动升降，这是一种传动的实现自动升降的方法，很多机床都在用，但对于 Z32K型摇臂钻床来说，虽弥补了自动升降系统带来的缺点但又派生出其他另外的缺陷：新增一个电动机和减速器不但使总体预算成本增加，而且使机床结构变的更为复杂，安装变困难，还派生出一些不必要的麻烦。 方案三：利用原电动机作为其动力源，利用主运动传动系统中，齿轮的啮合，将电机的动力传递至升降螺母上，从而实现升降系统的自动升降。其优点为：通过利用上述方案可使成本降低；对于其部附加的零部件而言，其结构简单；并充分利用了原变

20、速箱的有限空间，使原机床各部分结构布置合理，而且使机床外观不受影响且操作简便，机床效率高。 根据上述方案进行对比分析，选择第三种方案作为设计方案。 7 / 46IIIIIIIV图 3-1 变速箱传动示意图 8 / 464 4 绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图在绘制传动机构运动简图时，由于实际构件的结构较为复杂，在分析机构运动时，一般不考虑构件的形状，与一些与运动无关的因素，因此，只需要利用简单的线条和符号，通过一定比例与相对位置绘制机构图形。根据运动简图，分析动力与运动时就非常方便了。在绘制传动机构运动简图时，首先要明确机械的实际构造和运动情况，因为

21、，确定原动件和执行部分是极为重要的，为将机构运动简图表示清楚，视图平面一般会选择机械多数构件所在的运动平面，并且需将机械不同部分的不同视图展开到同一视图面上，以方便观看。且运动简图的最终原则是，以能简单、清楚的把机械结构与运动传递情况正确的表达出来。如图 4-1 所示为： Z32K 型摇臂钻床改进后变速箱升降系统的传动机构运动简图。III图 4-1 自动升降系统传动机构运动简图1-电动机；2-轴；3-直齿轮；4-花键轴；5-直齿轮；6-四联滑移齿轮；7-锥齿轮；8-丝杠；机 1-滑移齿轮；机 2-过渡轴；机 3-双联滑移齿轮；机 4-直齿轮；机 6-锥齿轮轴； 9 / 465 5 传动部分运动

22、与动力分析传动部分运动与动力分析5.1 部分传动连接设计由 Z32K 型摇臂钻床变速箱装配图和升降系统机构运动简图可知，升降系统的传动路线为：电动机2 轴4 轴机-2 过渡轴机-6 锥齿轮轴锥齿轮 7升降螺母。为设计和加工方便，机-6 锥齿轮轴的设计参数与原没改进前的圆锥齿轮轴参数大致一样，只是将齿轮轴末端的弹簧卡环改为平键槽连接，用平键与机-4 齿轮连接，使齿轮固定。在改进设计中另将机-3 齿轮设计为双联滑移齿轮，因为，这样可提高机床的工作效率。先初定机床的升降速度为 1000mm/min，又可知：原有丝杆螺距 P=6，带动螺母与丝杆运动的圆锥齿轮齿数为 Z=36，机-6 圆锥齿轮齿数 Z=

23、20。通过计算得出：要求机-6 圆锥齿轮轴的转速 N=240r/min。查表可知电动机的转速N=1410r/min，与电动机相连的最近的齿轮齿数为 Z=20（现将其写成方便以203Z后的计算，以下类同） ，四联滑移齿轮的最小齿轮齿数为=26，现假设机-3 过渡64Z齿轮设计为单联齿轮，则机-6 齿轮的齿数为 Z=52，现为了能使其正常传动，则其模数应该一致，都为 m=2，则机-6 齿轮的分度圆直径为 d=104mm，现在由于箱体孔壁限于机-6 齿轮的分度圆直径为 72mm，大于设计齿轮的分度圆直径，所以现在为了将所设计齿轮能放于箱体中的，则必须将机-3 过渡齿轮设计为双联齿轮，以减少其分度圆直

24、径。由于花键轴、机-2 过渡轴与机-6 圆锥齿轮轴在径向位置间呈三角形分布，因此机-3 双联齿轮的分度圆直径在箱体中可作适当的调整以符合其位置要求。5.2 传动比、各轴转速、功率与转矩的计算已知假定升降速度为 1000mm/min，又知：，203Z545Z，电动机转速 N=1410r/min，电动机功率为2648665860、Z36Z7206机Z4KW，圆锥齿轮的传递效率为，圆柱齿轮传递效率为，电动机的%951%982转速为，所以：min/14100rn min/141002rnn轴 10 / 463.98995. 0432PP轴=2.7 205424imin/2 .5225420141024

25、24rinn轴KWPP9 . 398. 098. 3224轴轴为了使 4 轴转速经过渡轴机-2 传到机-6 锥齿轮轴上，初步确定各齿轮参数如下表：min/300203661000676rinn机机表 5-1 齿轮参数名称名称齿数齿数分度圆直径分度圆直径模数模数机-3 661322机-3 46922机-438762所以有：1333266624轴机imin/72.20533132 .5222442rinn轴机轴机KWPP82. 398. 09 . 3242轴机2319463862机机imin/03.249192372.2056226rinn机机机机KWPP72. 398. 098. 3226机机m

26、in/35.138362003.24967rinn机KWPP53. 395. 072. 3167机各参数确定之后，重新计算的升降速度为：138.35 6=830r/min 11 / 46各轴转矩为：电动机轴： mNNPT09.271410495509550电2 轴： mNTT96.26995. 009.2732电轴4 轴： mNiTT34.71205498. 096.2624242轴轴机-2 轴： mNiTT47.177133398. 034.7124422轴机轴机机-6 锥齿轮轴： mNiTT67.143231998. 047.17762262机机机机7 锥齿轮： mNiTT68.24520

27、3695. 067.143167机各参数值列表如下：表 5-2 各轴参数轴号轴号功率功率 KWKW转矩转矩mN 转速转速 r/minr/min传动比传动比效率效率电动机427.091410/2 轴3.9826.961410/0.9954 轴3.971.34522.22.70.98机-2 轴3.82177.47205.722.540.98机-63.72143.67249.631.210.987Z1.335249.28249.281.80.955.3 齿轮材料的选择由齿轮的失效形式可知，设计齿轮传动时，应使齿面具有较高的抗齿轮折断、抗齿面磨损、抗齿面点蚀、抗齿面胶合与抗塑性变形的能力，而齿根要有较

28、高的抗折断能力。因此，对齿轮材料的基本要求为：齿面要硬，齿芯要韧。在改进设计中，改进后新增的齿轮中，机-6 锥齿轮材料选用 40Cr，并经调质与表面淬火，齿面硬度为 4855HRC；锥齿轮 7 的材料选用 40Cr，并经调质与表面淬火，齿面硬度为 4855HRC；直齿轮机-4 的材料选用 20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度为 5662HRC；机-3 双联齿轮选用 20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度为 12 / 465662HRC。机-2 过渡轴材料选用 40Cr，调质处理与表面淬火，齿面硬度为4855HRC。5.4 直齿圆锥齿轮的尺寸设计计算与校核锥齿轮用于传递两个相交轴之间的运动和动力，

29、其轮齿分布在圆锥面上，齿轮齿形从大端至小端逐渐较小。圆锥齿轮有三种类型：直齿、斜齿和曲齿齿轮。由于直齿圆锥齿轮易于制造，安装简单，且适用于低速轻载传动场合，因此，在改进设计中，锥齿轮 7 选择直齿圆锥齿轮。5.4.15.4.1 直齿圆锥齿轮各参数的设计计算直齿圆锥齿轮各参数的设计计算已知：齿数=36，模数=2，配对齿轮齿数=20，模数=27Z7m6机Z6机m分度圆直径：72362777zmd分度圆锥角：293620767arcctgzzarcctg机齿顶高： 2217mhh齿根高： 4 . 22)2 . 01 ()(7mchhf全齿高： 4 . 44 . 2277fhhh顶隙 c： 4 . 0

30、22 . 0mcc齿顶圆直径： 50.7529cos2777hdda齿根圆直径： 80.6729sin2777ffhdd锥矩： 44.74212627机ddR齿顶角： 54. 1Rharctg齿根角： 85. 1Rharctgff当量齿角： 16.41cos777zZv根锥角： 15.2777ff顶锥角： 54.3077 13 / 46当量齿轮分度圆半径：16.41cos2777drv当量齿轮齿顶圆半径：16.4377hrrvv当量齿轮齿顶压力角：48.33cosarccos771vvvrr不发生根切的最少齿数：15cos)sin/h2(Z2min5.4.25.4.2 圆锥齿轮的受力分析圆锥齿

31、轮的受力分析直齿锥齿轮齿面上所受的法向载荷，通常都视为集中作用在平均分度圆上，nF为方便计算，假定载荷沿齿宽均匀分布，且载荷集中作用在齿宽中点节线处的法向平面，与圆齿轮一样，将法向载荷分解为切于分度圆锥面的周向分力（圆周力）nF，与垂直于分度圆锥母线的分力，再将力分解为径向分力与轴向分力tFFF7rF，则小锥齿轮轮齿上所受各力的大小分别为：7aF （5-1）777)5 . 01 (2dTFRt= （5-2）777costgFFtr6机aF= （5-3）777sintgFFta6机rF （5-4）cos/7tnFF计算结果如下所示：NdRbTdTFRt87.17881072)44.74205 .

32、 01 (75.552)5 . 01 (2)5 . 01 (23777777NtgtgFFtr46.56929cos2087.1788cos777 NtgtgFFta66.31520sin2087.1788sin777NFFtn68.190320cos/87.1788cos/75.4.35.4.3 直齿圆锥齿轮的结构设计直齿圆锥齿轮的结构设计 14 / 46直齿圆锥齿轮结构设计如下图 5-1 所示，各参数设计见零件图（YBZC-04）图 5-1 直齿圆锥齿轮5.4.45.4.4 直齿圆锥齿轮强度校核直齿圆锥齿轮强度校核如上所述，和均是作用在圆锥齿轮上的名义载荷。在实际工作中，还应nFtFrF该

33、考虑原有动力机和工作机的振动和冲击，轮齿啮合过程中产生的动载荷。由于制造安装误差或者受载后轮齿产生的弹性变形以与轴套、轴承箱体的变形，使得载荷沿齿宽方向分布均匀，同时啮合的各轮齿之间载荷分布不均匀等等。为此，应该将名义载荷乘以载荷系数，作为计算载荷，进行齿轮的强度计算时，按计算载荷进行计算，与圆周力对应的计算载荷为： （5-5）ttcFKF式中：载荷系数 （5-6）KKKKVA式中：使用系数，是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加载荷影响的系数。AK常用值可参考下表 5-4： 15 / 46表 5-4 使用系数AK工作机的工作机的工作特性工作特性电动机、均速转动的电动机、均速转动的汽轮机、燃气轮机

34、汽轮机、燃气轮机蒸汽机、燃气轮机液蒸汽机、燃气轮机液压装置压装置多缸燃机多缸燃机单缸燃机单缸燃机均匀平稳1.001.101.251.50轻微冲击1.251.351.501.75中等冲击1.501.601.752.00严重冲击1.751.852.002.25注：表中所列值仅适用于减速传动；若为增速传动，值约为表值的 1.1AKAK倍。当外部机械与齿轮装置间有挠性连接时，通常值可适当减小。AK 我在设计时取=1。AK动载系数，是考虑齿轮啮合过程中因啮合误差所引起的部附加动载荷对VK轮齿受载的影响。常用值可参考下表 5-5：表 5-5 使用系数VK类型类型取值围取值围直齿圆柱齿轮1.051.4斜齿圆

35、柱齿轮1.021.2直齿锥齿轮1.11.4注：齿轮精度低速度高时，取大值；反之取小值。VK我在设计时取=1.3。VK齿向载荷分布系数，是考虑由于轴的变形和齿轮制造误差等引起的载荷沿K齿宽方向分布不均匀的影响。常用值可参考下表 5-6： 16 / 46表 5-6 使用系数K类型类型 取值围取值围直齿圆柱齿轮两轮之一为软齿面11.2直齿圆柱齿轮两轮均为硬齿面1.11.35直齿圆锥齿轮 1.11.35注：宽径比 B/d1较小、齿轮在两支承中间对称布置、轴的刚性大时，取小K值；反之，取大值。我在设计时取=1.2。K齿间载荷分配系数，是考虑同时啮合的各对齿轮轮齿间载荷分配不均匀的K影响。常用值可参考下表

36、 5-7表 5-7 使用系数K类型类型 取值围取值围直齿圆柱齿轮 11.2斜齿圆柱齿轮齿轮精度高于 7 级（含 7 级）11.2斜齿圆柱齿轮齿轮精度等级低于 7 级1.21.4直齿圆锥齿轮 1.21.4注：齿轮制造精度等级低、齿面为硬齿面时，取大值；精度等级低、齿面为K软齿面时，取小值。K我在设计时取=1。K 因此=1.25 1.3 1.2 1=1.95KKKKKVA 17 / 46圆周力对应的计算载荷为：=1.951788.87=3488.29ttcFKF5.4.55.4.5 圆锥齿轮齿面接触疲劳强度校核圆锥齿轮齿面接触疲劳强度校核1.确定齿面接触疲劳强度查机械设计P210 页图 10-21

37、e 得=1100MPa。由图 10-19 可取得圆锥齿limH轮接触疲劳寿命系数为=0.90，取失效概率为 1%，安全系数为 S=1。HNK所以：0.91100=990 MPaSKHHNHlim2.验算齿面接触疲劳强度条件计算齿轮传递的转矩=51335.85Nmm61055. 9T28.24934. 1确定载荷系数 K=1.95查机械设计P201 页图 106 可知=，EZMPa8 .189对于的直齿锥齿轮，=2.5 20HZ齿轮齿宽 bR/3，所以齿宽取 10所以，齿面接触应力：8ubduTKZZEHH27) 1(2MP8 . 17210) 18 . 1 (85.5133595. 128 .

38、1895 . 2222.38MPH因此，圆锥齿轮齿面接触疲劳强度符合设计要求。5.4.65.4.6 直齿圆锥齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核直齿圆锥齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核1.确定许用齿根弯曲疲劳强度查机械设计 P208 页图 10-20C 可知，直齿圆锥齿轮的弯曲疲劳强度极限为=500MPlimF查机械设计 P206 页图 10-18 可知，取直齿圆锥齿轮弯曲疲劳寿命系数为 18 / 4685. 0FNK取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，所以：303.57 SKFFNFlim4 . 150085. 0MPa2.验算齿根弯曲疲劳强度条件工作转矩=51335.85Nmm61055. 9T28.2493

39、4. 1确定载荷系数 K=1.95，齿形系数=2.44，应力校正系数=1.654FaYSaY又 ，dTFt2zdm 280.56MP654. 144.22721085.5133595. 12211SaFaFYYbdmTK F由上述计算可知，齿轮的齿根弯曲疲劳强度符合设计要求，故安全。5.5 锥齿轮轴机-6 的尺寸设计计算与校核5.5.15.5.1 锥齿轮轴机锥齿轮轴机-6-6 轮齿部分主要参数设计计算轮齿部分主要参数设计计算已知：齿数=20，模数=2 ，配对齿轮齿数=36，模数=26机Z6机m7Z7m分度圆直径：40202666机机机zmd分度圆锥角：612036676arcctgzzarcc

40、tg机机齿顶高： 2216mhh机齿根高： 4 . 22)2 . 01 ()(6mchhf机全齿高： 4 . 44 . 2266机机fhhh顶隙 c： 4 . 022 . 0mcc齿顶圆直径： 94.4161cos2666机机机hdda齿根圆直径： 07.3661sin2666机机机ffhdd锥矩： 4397.74212727ddR齿顶角： 71. 1Rharctg 19 / 46齿根角： 05. 2Rharctgff当量齿角： 253.41cos666机机机zZv根锥角： 2145.5966机机ff顶锥角： 4714.6266机机当量齿轮分度圆半径：253.41cos2666机机机drv当量

41、齿轮齿顶圆半径：253.4366机机hrrvv当量齿轮齿顶压力角：458.62cosarccos666机机机vvvrr5.5.25.5.2 直齿圆锥齿轮轴机直齿圆锥齿轮轴机-6-6 轴端部分设计轴端部分设计直齿圆锥齿轮轴机-6 轴端部分设计的目的是合理确定直齿圆锥齿轮轴轴端部分的外部轮廓与各部分尺寸。因为影响直齿圆锥齿轮轴轴端部分结构设计的因素很多，因此其轴端部分没有标准的结构类型，所以在满足其规定的功能要求和设计约束的前提下，其结构设计方案具有很大的灵活性，设计时应多加考虑如下因素：1.便于轴上各零件（如轴承等）的装拆和调整） ；2.保证轴承上的各零件的定位和固定可靠；3.具有良好的加工工艺

42、性；4.力求结构合理，应力集中小，工作能力强，节约材料和减轻重量。基于上述要求，直齿圆锥齿轮轴的结构设计如下图 5-2 所示，各参数设计见零件图（YBZC-05） 。 20 / 46FF图 5-2 锥齿轮轴5.5.35.5.3 锥齿轮轴机锥齿轮轴机-6-6 的固定的固定为了保证装配质量，机-6 齿轮轴与手动升降系统的齿轮轴的轴心中心等高。由于锥齿轮轴机-6 的径向受载荷一般，所以由滚动轴承支承其轴向位置，轴向位置则由卡环固定，周向位置由平键固定。5.5.45.5.4 锥齿轮轴机锥齿轮轴机-6-6 轴径部分的设计计算轴径部分的设计计算1.初步确定轴的最小直径查机械设计P370 页表 15-3，取

43、=105，于是得0A10525.83mm3660min机机nPAdmm363.24972. 32.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（结构如图 5-2）1）装圆柱齿轮部分的直径取 d=22，长度 L=162）第二段轴径的直径部分取 d=40，长度 L=503）第四段轴径部分的直径取 d=60，长度 L=42 21 / 465.5.55.5.5 直齿圆锥齿轮轴机直齿圆锥齿轮轴机-6-6 轴径部分的校核轴径部分的校核1.按扭转强度条件校核设轴在扭转 T 的作用下产生切应力，对圆形截面的实心轴，其截面上的扭转切应力为：=26.35MPa=35MPa（5-7a）TWT63.249222 . 07

44、2. 31055. 92 . 01055. 93636ndP式中：轴的扭转切应力，MPa；T轴所受的扭矩，Nmm；轴的抗扭截面系数，0.2,；TWTW 3d3mmP轴传递的功率，kw；n轴的转速，r/min；d计算截面处轴的直径，mm；材料的许用扭转切应力，MPa。查机械设计P370 页表 15-3，可知45 钢的=3555MPa。如上所求，显然扭转强度满足设计要求。1）求轴上的载荷= =620NdT2Ft121072. 323=225.67N20tgFFtr=659.788NcosFFtn2）求支座反力与弯矩图H 面：=620NHRtF=14700NmmHM24HRV 面：=225.67NV

45、RrF=5350.1 NmmVM24VR合成弯矩 M：15643.32 Nmm22VHMMM 22 / 46扭矩 T：T=143.67 Nmm2.按弯扭合成强度条件校核轴的强度在进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩和最大扭矩且截面面积最小处轴段的强度，由（5-7a）与所求数据可知，由可知当轴为单向旋转时，轴所受的扭转切应力为脉动循环变应力，因此取=0.6，则轴的计算应力为： （5-7b）122WTMca式中：轴的计算应力，单位为 MPa；caM轴所受的弯矩，单位为 Nmm；T轴所受的扭矩，单位为 Nmm；W轴的抗弯截面系数，单位为，可查机械设计P373 页表 15-3mm4；轴在对称循环变应

46、力作用下时轴的许用弯曲应力，其值可查机1械设计P362 页，按表 15-1 选用；=MPa=8.9MPaWTMca22322261 . 067.1436 . 032.15643由前可知直齿圆锥齿轮轴的材料选择为 40Cr，并经调质、表面淬火，则由机械设计P362 页，表 15-1 可查得=70MPa。1由上述计算可知，故直齿圆锥齿轮按弯扭合成强度条件校核时ca1符合条件，故安全。5.6 机-4 齿轮设计计算与校核5.6.15.6.1 机机-4-4 齿轮尺寸设计计算齿轮尺寸设计计算由表 5-1 可知，机-4 齿轮齿数 z=38，模数 m=2 机-4 齿轮选渐开线标准直齿圆柱齿轮直齿圆柱齿轮分度圆

47、直径：76238 mzd直齿圆柱齿轮齿顶高： 2mhh 23 / 46直齿圆柱齿轮齿根高： 5 . 2m)ch(hf直齿圆柱齿轮齿全高： 5 . 42*mchha直齿圆柱齿轮顶隙 c： 5 . 0225. 0mcc直齿圆柱齿轮齿顶圆直径： =80hdd2直齿圆柱齿轮齿根圆直径： 715 . 2276.2ffhdd直齿圆柱齿轮基圆直径： 42.7120cos ddb直齿圆柱齿轮齿距： 28. 6 mp直齿圆柱齿轮齿厚： 14. 32ms直齿圆柱齿轮齿槽宽： 14. 32pe标准中心距： 84221zzma各数据如下表 5-8 所示：表 5-8 齿轮设计参数名称参数名称参数齿数38齿顶圆直径80模

48、数2齿根圆直径71压力角20齿高4.5分度圆直径76基圆直径71.42齿顶高2齿距6.28顶隙0.5齿厚3.14齿根高2.5齿槽宽3.14标准中心距845.6.25.6.2 结构分析结构分析机-4 直齿圆柱齿轮结构设计如下图 5-3 所示，各参数设计见零件图（YBZC-06） 。 24 / 46图 5-3 直齿圆柱齿轮5.6.35.6.3 受力分析受力分析对轮齿上的作用力进行分析是进行齿轮承载能力的计算、设计支承齿轮的轴以与选用轴承的基础。工程上为了简化计算，常把作用在齿面上沿齿宽接触线上分布的全部作用力用一个作用在齿宽中点处的集中力来代替。当润滑较好时，可以忽略接触面上的摩擦力的影响，该集中

49、力即法向载荷，它的方向是沿着两齿廓接触点nF的公法线方向，即啮合线方向。法向载荷在节点处可以分解为两个相互垂直的分nF力，圆周力和径向力（单位均为 N） ，其计算公式分别为：tFrF （5-8）dT2Ft （5-9）20tgFFtr （5-10）cosFFtn式中：小齿轮传递的转矩，Nmm；T小齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径，mm；d 25 / 46啮合角，对标准齿轮， 20计算结果为：NdTFt79.37802NtgFFtr09.137620 NFFtn40.4023cos5.6.45.6.4 机机-4-4 齿轮齿面接触疲劳强度的校核齿轮齿面接触疲劳强度的校核由公式（5-6）与表（

50、5-4） （5-5） （5-6） （5-7）可知，取值=1.25，=1.3，=1.2，=1.1，所以机-4 齿轮的载荷系数AKVKKK=2.145KKKKVA圆周力对应的计算载荷=2.4153780.79=9130.60ttcFKF1.确定齿面接触疲劳强度查机械设计P210 页图 10-21e 得=1600MPa。limH计算应力循环次数：=60249.63(2830015)=hnjLN6091008. 1由机械设计P210 页图 10-19 可知，取接触疲劳寿命系数=0.97，取失HNK效概率为 1%，安全系数为 S=1，所以：0.971600=1552MPaSKHHNHlim2.验算齿面接

51、触疲劳强度条件齿轮传递的转矩 T=9.55247275Nmm61067.14372. 3确定载荷系数 K=2.145查机械设计P201 页图 106 得=，EZMPa8 .189对于的直齿圆柱齿轮，=2.5 20HZ齿轮齿宽 b=d=0.176=7.6，取 b=10d所以，齿面接触应力 26 / 46ubduTKZZEHH27) 1(2MP83. 07610) 183. 0(247275145. 228 .1895 . 221548.95MPH由上述计算可知，其齿面接触疲劳强度满足设计要求。5.6.55.6.5 机机-4-4 直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核

52、1.许用齿根弯曲疲劳强度的校核查机械设计P288 页图 10-20d 可知，齿轮的弯曲疲劳强度极限为=1000MPlimF查机械设计P206 页图 10-18，由应力循环次数可取得齿轮的弯曲疲劳寿命系数，取齿轮弯曲疲劳安全系数为 S=1.285. 0FNK所以： 708.33MPaSKFFNFlim2 . 1100085. 02.验算齿根弯曲疲劳强度条件工作转矩 T=9.55247275Nmm61067.14372. 3确定载荷系数 K=1.95，齿形系数=2.42，应力校正系数=1.662FaYSaY又 ，dTFt2zdm 671.53662. 142.227610247275145. 22

53、211SaFaFYYbdmTK F由上述计算可知，齿轮齿根弯曲疲劳强度满足设计要求，故安全。5.7 双联齿轮的设计计算与校核双联齿轮的两齿轮均为渐开线标准圆柱齿轮，其主要设计参数如下表 5-9 所示： 27 / 46表 5-9 双联齿轮设计计算基本参数基本参数机机-3-3 齿数齿数 4545 机机-3-3 齿数齿数 3737 模数模数 m m 均为均为 2 2配对齿轮参数机-3 、配对齿轮齿数分别为 26 和 38，模数 m 均为 2；名称符号计算公式机-3 机-3 分度圆直径dd=mz9074中心距aa=)dd(21217175齿顶高hmhh22齿根高fhm)ch(hf2.52.5全齿高hf

54、hhh4.54.5齿顶圆直径adhdda29074齿根圆直径fdffhdd28668基圆直径bdcosddb82.6965.78齿距PP=m6.286.28齿厚SS=m/23.143.14槽宽eE=m/23.143.14顶隙Cmcc0.50.5基圆齿距bpcos20bpm5.905.905.7.15.7.1 双联齿轮的结构分析双联齿轮的结构分析双联齿轮结构设计如下图 5-4 所示，各参数设计见零件图（YBZC-07） 。 28 / 46图 5-4 双联圆柱齿轮5.7.25.7.2 双联齿轮齿面接触疲劳强度的校核双联齿轮齿面接触疲劳强度的校核1.确定齿面接触疲劳强度查机械设计P210 页图 10

55、21e 得=1300MPa。limH计算应力循环次数：=60205.72（2830015）=8.9hnjLN60810由图 10-19 可取接触疲劳寿命系数=0.96，取失效概率为 1%，安全系数HNKS=1，所以：0.961300=1248 MPaSKHHNHlim2.验算齿面接触疲劳强度条件齿轮传递的转矩 T=9.55205561.5Nmm61047.17782. 3计算同上，确定载荷系数 K=2.145查机械设计P201 页图 106 得=，EZ218 .189 MPa对于的直齿圆柱齿轮，=2.5 20HZ 29 / 46齿轮齿宽 b=10所以，齿面接触应力ubduTKZZEHH27)

56、1(21077.22MPaMPa39. 08810) 139. 0(5 .205561145. 228 .1895 . 22H因此，齿面接触疲劳强度满足设计要求。5.7.35.7.3 双联齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核双联齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核1.许用齿根弯曲疲劳强度的确定查机械设计 P208 页图 10-20d 可知，直齿圆柱齿轮的弯曲疲劳强度极限为=800MPlimF查机械设计 P206 页图 10-18，由应力循环齿数可知，齿轮的弯曲疲劳寿命系数为85. 0FNK取齿轮弯曲疲劳安全系数为 S=1.4所以：485.71MPaSKFFNFlim4 . 180085. 02.验算齿根弯曲疲劳强

57、度条件工作转矩 T=9.55205561.5Nmm61047.17782. 3确定载荷系数 K=1.95，齿形系数=2.56，应力校正系数=1.742FaYSaY又 ，dTFt2zdm 425.61742. 156.2288355 .205561145. 22211SaFaFYYbdmTK F因此，齿根弯曲疲劳强度满足设计要求。 30 / 465.8 四联齿轮的参数计算表 5-10 四联齿轮参数设计计算名称名称符号符号计算公式计算公式机机 6161机机 6262机机 6363机机 6464分度圆直径dd=mz5296132116齿顶高hmhh2222齿根高fhm)ch(hf2.52.52.52

58、.5全齿高hfhhh4.54.54.54.5齿顶圆直径adhdda256100136120齿根圆直径fdffhdd24791127111基圆直径bdcosddb48.8690.21124.04109齿距PP=m6.286.286.286.28齿厚SS=m/23.143.143.143.14槽宽eE=m/23.143.143.143.14顶隙Cmcc0.50.50.50.5基圆齿距bpcos20bpm5.905.905.905.90 四联齿轮的四个齿轮均为渐开线标准圆柱齿轮，如上表所示即为四联齿轮各轮齿的参数设计。5.9 机-2 过渡轴的设计计算轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。设

59、计时，必须针对不同情况进行具体的分析。轴应满足的结构条件是：轴和装在轴上的零部件要有准确的相对工作位置；轴上的零件应便于拆装调整；轴应具有良好的制造工艺性等。5.9.15.9.1 轴的材料与热处理轴的材料与热处理轴的材料最常用的是碳钢和合金钢。由于碳钢比合金钢便宜，且碳钢对应力集 31 / 46中的敏感性较低，同时碳钢也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制作的轴更为广泛，其中最常使用的钢是 45 钢。合金钢相比碳钢则具有更高的力学性能，并且有更好的淬火性能。因此，在传递大动力，并要求减小尺寸与质量，且提高轴颈的耐磨性，并使轴处于高温或低温条件下工作的轴时，最常使

60、用的钢是 40Cr 钢。轴经过各种热处理与表面强化处理后，对提高它的抗疲劳强度等都有显著的提高。 综上所述，在设计过渡轴时，选用的材料为 45 钢，然后再经调制处理。5.9.25.9.2 轴的结构设计轴的结构设计1.初步确定轴的最小直径查机械设计P370 页，表 15-3，可取=112，于是：0A11229.66mm3220min机机nPAdmm372.20582. 3 由零件图可看出轴的结构，轴的最小直径部分显然是安装轴承的部分，因此为了使所选轴的直径与轴承孔径相配合，故需同时选用轴承的型号，查标准 GB/T276-1994，选用 6006 型深沟球轴承，其 d=30，D=55，B=13，额