内齿轮铣齿机铣削动力头的设计

.word.word资料..word.word资料.河南科技大学毕业设计（论文）题目齿轮铣齿机铣削动力头的设计姓 名 XX院 系 机电工程学院专 业 机械设计制造及其自动化指导教师XX2XX年XX月XX日. .. .齿轮铣齿机铣削动力头的设计摘要本次毕业设计容是齿轮铣齿机铣削动力头，通过安装在改进的数控磨削机床上，用来加工一定系列的直齿齿轮。动力头采用成型铣刀来加工不同齿廓的齿面，通过数控回转台以及数控上下滑台实现全齿的铣削，当回转一周即完成一齿轮的铣削工作。主要完成任务如下：查阅资料了解铣齿机的结构及齿轮的加工方法等；查阅资料确定动力头装置的构成；初步确定传动系统、传动原件及动力头的基本尺寸；计算并验证所选用的零件符合要求；（5）利用CAD绘制出铣削动力头整体装配图、铣削动力头壳体零件图、铣刀安装、调整结构图、上盖零件图从动主轴、齿轮轴零件图等；关键词：铣削动力头，螺旋锥齿轮，齿轮，铣齿机INNERGEARCUTTERMILLINGPOWER

HEADABSTRACTThistopicdevelopmentinnergearcuttermillingpowerheadthroughinstallsontheimprovementnumericalcontrolmillingmachinebed,usesforcertainseriesthestraighttoothannulargear.Thepoweheadusesthedoubleheadeddisccuttertoprocessthedifferenttoothprofilethetoothface,theslidingtablerealizestheentiretoothmillingthroughaboutthenumericalcontrolrotaryabutmentaswellasthenumericalcontrol,whenrotatesaweeknamelytocompleteanmillingannulargear.Mainresearchcontentasfollows:（1）Accesstoinformationaboutgearmillingmachinestructureandinternalgearprocessingmethod（2）Accesstoinformationtodeterminethepowerheaddevice..（3）Preliminarydeterminationoftransmissionsystem,transmissionandtheoriginalpowerheadbasicsize.（4）Calculationandverificationoftheselectedcomponentstomeettherequirements（5）UsingCADtodrawoutthemillingpowerheadassemblydrawing,themillingpowerheadpartdrawings,millingcutters,adjuststructure,uppercoverpartsofthedrivenspindle,gearshaftpartsdiagramKEYWORDS：Millingpowerhead,spiralbevelgear,annulargear,numericalcontrolmillingmachinebed目录TOC\o"1-5"\h\z前言 1\o"CurrentDocument"第1章机械传动装置的总体设计 4\o"CurrentDocument"拟订传动方案 4电动机的选择 5概述 5\o"CurrentDocument"本课题电动机选型 6\o"CurrentDocument"第2章动力头的结构及零部件的设计 9\o"CurrentDocument"动力头的总体结构 9\o"CurrentDocument"箱体 9\o"CurrentDocument"锥齿轮设计 9\o"CurrentDocument"斜齿圆柱齿轮的设计计算 14\o"CurrentDocument"动力头的其他零件 18\o"CurrentDocument"联轴器 18\o"CurrentDocument"轴承 20\o"CurrentDocument"轴承盖 29\o"CurrentDocument"齿轮轴 30\o"CurrentDocument"轴的计算 32\o"CurrentDocument"键的计算 38\o"CurrentDocument"动力头装配图设计的概述 39总 结 40\o"CurrentDocument"参 考文 献 41致 42\o"CurrentDocument"翻译部分 43\o"CurrentDocument"IRON ANDSTEELCASTINGS 43\o"CurrentDocument"钢铁铸造 49齿轮加工机床齿轮加工机床是加工各种圆柱齿轮、锥齿轮和其他带齿零件齿部的机床。齿轮加工机床的品种规格繁多，有加工几毫米直径齿轮的小型机床，加工十几米直径齿轮的大型机床，还有大量生产用的高效机床和加工精密齿轮的高精度机床。齿轮加工机床广泛应用在汽车、拖拉机、机床、工程机械、矿山机械、冶金机械、石油、仪表、飞机和航天器等各种机械制造业中。古代的齿轮是用手工修锉成形的。1540年，意大利的托里亚诺在制造钟表时，制成一台使用旋转锉刀的切齿装置；1783年，法国的勒制成了使用铣刀的齿轮加工机床，并有切削齿条和齿轮的附件；1820年前后，英国的怀特制造出第一台既能加工圆柱齿轮又能加工圆锥齿轮的机床。具有这一性能的机床到19世纪后半叶又有发展。1835年，英国的惠特沃思获得蜗轮滚齿机的专利；1858年，席勒取得圆柱齿轮滚齿机的专利；以后经多次改进，至1897年德国的普福特制成带差动机构的滚齿机，才圆满解决了加工斜齿轮的问题。在制成齿轮形插齿刀后，美国的费洛斯于1897年制成了插齿机。二十世纪初，由于汽车工业的需要，各种磨齿机相继问世。1930年左右在美国制成剃齿机；1956年制成珩齿机。60年代以后，现代技术在一些先进的圆柱齿轮加工机床上获得应用，比如在大型机床上采用数字显示指示移动量和切齿深度；在滚齿机、插齿机和磨齿机上采用电子伺服系统和数控系统代替机械传动链和交换齿轮；用设有故障诊断功能的可编程序控制器，控制工作循环和变换切削参数；发展了数字控制非圆齿轮插齿机和适应控制滚齿机；在滚齿机上用电子传感器检测传动链运动误差，并自动反馈补偿误差等。1884年，美国的比尔格拉姆发明了采用单刨刀按展成法加工的直齿锥齿轮刨齿机；1900年，美国的比尔设计了双刀盘铣削直齿锥齿轮的机床。由于汽车工业的需要，1905年在美国制造出带有两把刨刀的直齿锥齿轮刨齿机,又于1913年制成弧齿锥齿轮铣齿机；1923年，出现了准渐开线齿锥齿轮铣齿机；30年代研制成能把直齿锥齿轮一次拉削成形的拉齿机，主要用于汽车差动齿轮的制造。40年代，为适应航空工业的需要，发展了弧齿锥齿轮磨齿机。1944年，瑞士厄利康公司制成延长外摆线齿锥齿轮铣齿机；从50年代起，又发展了用双刀体组合式端面铣刀盘，加工延长外摆线齿锥齿轮的铣齿机。齿轮加工机床主要分为圆柱齿轮加工机床和锥齿轮加工机床两大类。圆柱齿轮加工机床主要用于加工各种圆柱齿轮、齿条、蜗轮。常用的有滚齿机，插齿机、铣齿机、剃齿机等。齿轮的加工伴随着我国汽车工业的快速发展,各大汽车公司同时也加快了零部件的国产化速度;以行星轮系为主要减速装置的自动液力变速器市场需求量巨大;建材、矿山、冶金、能源及起重工程的崛起,带动了对大功率（小体积）行星齿轮减速器的需求。齿轮通常是大齿轮，与之相啮合的外齿轮是小齿轮。目前国加工齿轮普遍采用插齿,虽然加工精度较高,但加工效率低。数控插齿机加工效率高,但设备价格也高,加工成本高。鉴于齿轮热处理前精度要求不高,如果能够开发出加工效率很高的数控铣齿机,其应用前景是十分明显的。铣齿相对于插齿进给量大,无空切削行程,主轴的铣削速度较高,可以真正做到高速高效加工;使用成形铣刀能够一次铣削到位,在批量生产中操作简单,使用方便;铣出的齿轮误差减小,与其他加工方法相比大大降低生产成本。铣刀盘的种类铣刀盘可分为左旋刀盘和右旋刀盘，这两者又可分为单面刀盘和双面刀盘。单面刀分为单面外切刀盘（用于精切小轮凹面）和单面切刀盘（用于精切小齿轮凸面）。双面刀盘分为粗铣切双面刀盘（用于粗铣大、小轮）和精切双面刀盘（用于精切大小轮）。本设计采用的是成型铣刀。动力头的铣削原理齿轮的齿形精度主要取决于成型铣刀的形状精度。数控齿轮铣齿机有电气控制部分和机械装置部分。机械装置由铣削动力头、平行于齿轮轴线运动的数控滑台、数控分度盘及垂直于齿轮回转轴线的工作台（带有液压夹具）和机械式移动滑台组成。铣削头安装在滑台上,由三速交流异步电动机驱动,通过准双曲面齿轮使铣刀平行齿轮轴线高速回转(2950r/min),铣刀靠垂直于自身回转轴线的端面成形铣削齿面。此种传动转速高,扭矩大,抗震动能力强。滑台平行于齿轮轴线运动,使整个齿宽得到铣削。在铣床的工作台上安装一数控分度盘,铣刀盘每铣削齿轮的一个齿,离开齿面时,分度盘实时分度带动齿轮转过一齿,直到全部齿铣削完成。分度盘的分度精度足以保证齿距误差;移动滑台控制齿的铣削高度(即齿槽深度)。铣削不同的齿轮时,只需要更换铣刀和刀柄工装即可,齿轮装在分度盘上,由计算机数控系统控制分度盘旋转,直到铣削完全部齿。对于整个齿轮铣齿机来说,机械部分的核心是铣削动力头,因为刀头的大小和强度直接影响到加工各种参数的齿轮。本课题完成的主要工作本课题运用计算机辅助设计绘制设计图形，在原有的数控磨削动力头及机床的基础上，加以改进设计成新型的齿轮铣削动力头。该课题完成的工作有以下几个方面：1、查阅资料了解铣齿机的结构及齿轮的加工方法等；2、查阅资料确定动力头装置的构成；3、初步确定传动系统、传动原件及动力头的基本尺寸；4、计算并验证所选用的零件符合要求；5、绘制出铣削动力头整体装配图；6、绘制铣削动力头壳体零件图；7、绘制铣刀安装、调整结构图；8、绘制上盖零件图；9、绘制从动主轴、齿轮轴零件图；10、外文翻译一篇；11、撰写设计说明书。第1章机械传动装置的总体设计拟订传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作机等三部分组成。传动装置位于原动机和工作机之间，用来传递运动和动力，并可以改变转速、转矩的大小或改变运动形式，以适应工作机功能要求。传动装置的设计对整台机器的性能、尺寸、重量和成本都有很大影响，因此应当合理地拟定传动方案。满足同一种工作机的性能要求往往有多种方案：可以通过选用不同的传动机构来实现；当采用传动型式组成的多级传动时，亦可有不同的排列顺序与布局；还可按不同方法分配各级传动比。合理地选择传动型式是拟定传动方案时的重要环节。选择传动结构类型时应综合考虑个有关要求和工作条件，例如工作机的功能；对尺寸、重量的限制；环境条件；制造能力；工作寿命与经济性要求等。选择类型的基本原则为：（1）传递大功率时，应充分考虑提高传动装置的效率，以减少能耗、降低运行费用。这时应选用传动效率高的传动机构，如齿轮传动。而对小功率传动，在满足功能条件下，可选用结构简单、制造方便的传动型式，以降低初始费用（制造费用）。（2）载荷多变和可能发生过载时，应考虑缓冲吸振及过载保护问题。如选用带传动、采用弹性联轴器或其他过载保护装置。（3）传动比要求严格、尺寸要求紧凑的场合，可选用齿轮传动或蜗杆传动。但应注意，蜗杆传动效率低，故长用中小功率、间歇工作的场合。（4）在多粉尘、潮湿、易燃、易爆场合，宜选用链传动、闭合齿轮传动或蜗杆传动，而不采用带传动和摩擦传动。根据本课题设计的容的可以选择以下几种传动方案：与圆柱齿轮相比，圆锥齿轮其制造、装配都比较复杂，所以除布置和其它特殊要求外尽量少用，两圆锥齿轮轴线间夹角一般为90°，否则箱体加工和安装调整都比较困难。圆锥齿轮传动振动和噪声都比较大，所以应用于速度较低的传动中,V<5m/s,传动比iv3,鼓形齿经研磨可用于高速传动。蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动，两轴线间的夹角可为任意值，常用的为90°。蜗杆传动用于在交错轴间传递运动和动力。轮齿分布在截锥体上，垂直于轮齿的各剖面，齿廊大小是变化的，与其到锥的距离成正比。大端刚度大，小端刚度小，圆锥齿轮沿齿宽的载荷分布不均匀。根据要求并进一步的择优选择，考虑其动力头的尺寸不宜太大，因此a.圆锥齿轮传动方案不理想，若采用单级圆锥齿轮传动，则传动比过大导致大锥齿轮尺寸过大；仁蜗杆传动方案效率过低，并且工作时间不宜过长，所也不理想。对比3种方案，b.圆锥齿轮传动较理想。图1-1总体方案设计图电动机的选择概述电动机是把电能转换成机械能的设备。在机械、冶金、石油、煤炭、化学、航空、交通、农业以及其他各种工业中，电动机被广泛地应用着。随着工业自动化程度不断提高，需要采用各种各样的控制电机作为自动化系统的

元件，人造卫星的自动控制系统中，电机也是不可缺少的。此外在国防、文教、医疗及日常生活中(现代化的家电工业中)电动机也愈来愈广泛地应用起来。题电动机选型首先根据工况的要求计算出动力头工作时的切削力大小，根据切削力的大小来选择相应的电动机型号，根据《铣工使用技术手册》可以查的刀具切削用量线速度。表1－1刀具切削用量(线速度)表工件材料高速钢硬质合金<125HBs0.3-0.71.1-2.5钢 225-325HBS0.2-0.60.9-2.0325-425HBS<0.1-0.350.6-1.25<190HBS0.35-0.61.1-2.5铸铁 190-260HBS0.15-0.30.75-1.5260-320HBS0.075-0.160.35-0.5(1)初选铣刀盘材料为硬质合金，刀盘直径定为240mm,刀具齿数为10。根据上表查得其最大线速度为2.5m/s,此处选择2m/s。(2)由《金属加工工艺手册》，选择刀具进给量f=0.12mm/z,背吃刀量17.6mm。(3)根据v=2m/s计算n1根据(1-1)兀xnxd 1 =v,(1-1)1000vx1000

兀vx1000

兀d2x10003.14x240=159.24r/min(1-2)式中，n 电机的转速；v 速度；d 距离。1(4)计算切削力大小.word.word资料.. .word. .word资料. ..（1-3）F=2425aLi•ao.8•ao.9•z•d-1.1•n-0.1（1-3）pfe式中，a—pZ切削深度；刀具齿数；afd0每齿进给量；ae一刀具直径；n一切削宽度；刀具转速；代入数据的F=2425式中，a—pZ切削深度；刀具齿数；afd0每齿进给量；ae一刀具直径；n一切削宽度；刀具转速；代入数据的F=2425x201-1x0.120.8x17.60.9x10x240-i-ix159.24-0-1=2299.92Nz(5)计算电机的功率F•V——z 6X104(1-4)代入数据的F•V6x1042299.92x120 =4.59kw6x104传动装置总效率n=n•n•n•n

1234联轴器效率ni=0.99,轴承效率n2=0.99,锥齿轮效率n3=0.96,效率n=0.97,则4(1-5)圆柱齿轮”“•n•n•n=0.99x0.993x0.96x0.97=0.89电动机额定功率P=

d234.59（1-6）n0.89=5.16kw查表20-1口]得，选择电动机Y132M2—6,额定功率5.5kw,满载转速查表20-1口]得，选择电动机Y132M2—6,额定功率5.5kw,满载转速960r/min。§1.2.3计算传动装置的运动和动力参数（1）计算传动装置的总传动比和分配各级传动比n960i=m= =6.02n 159.24w(2)分配各级传动比（1-7）取锥齿轮传动比i取锥齿轮传动比i]=2.1,则圆柱齿轮传动比i_i_6.02 2.9。2i2.11（3）计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速电动机轴为0电动机轴为0轴，高速轴为I轴，低速轴为n轴，各轴转速为n=n=960r/min0mn960n=-9-= =457.14r/mni2.11n 457.14n=—= =157.6r/mni2.922)轴的输入功率P=P-n=5.5义0.99=5.45kw (1-8)0ed1P=P-n-n=5.5*0.99*0.96=5.23kw (1-9)i023P=P-n-n=5.5*0.99*0.97=5.02kw (1-10)ii243)各轴的转矩P545T=9550i=9550——=54.22N•m (1-11)0n9600P5.23T=9550—=9550 =108.01N•m (1-12)in457.14iP5.02T=9550i=9550 =298.34N•m (1-13)in157.6i第2章动力头的结构及零部件的设计动力头的总体结构动力头其基本结构均由传动件、轴系部件、箱体及附近等所组成。本章主要完成对各部件的选型与设计计算。箱体箱体按其结构形状不同分为剖分式和整体式；按制造方式不同有铸造箱体和焊接箱体。本课题将采用剖分式结构的铸造箱体。剖分式箱体由箱座与箱盖两部分组成，用螺栓联接起来构成一个整体。剖分面与动力头传动件轴心线平面重合，有利于轴系部件的安装和拆卸。本课题的动力头采用了两个剖分面。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体的刚度，适当的加有加强肋。箱体底座要有一定的宽度和厚度，以保证安装稳定性与刚度。整体式箱体重量轻、零件少、机体加工量也少，但轴系装配比较复杂。箱体一般多用HT150、HT200制造。铸造具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。当承受重载时可采用铸钢箱体。铸造箱体多用于批量生产。对于小批量或单件生产的尺寸较大的减速器可采用焊接式箱体。一般焊接箱体比铸造箱体轻1/4~1/2，生产周期短。但用钢板焊接时容易产生热变形，故要求较高的焊接技术，焊成型后还许进行退火处理。锥齿轮设计功率的物理定义是指机器在单位时间里所做的功。功的数量一定，时间越短，功率值就越大。功率的计算公式为：功率=力*距离/时间。力的常用单位是千克（kg）,距离的单位是米（m）,时间的单位是秒（s）。所以功率的单位就是（kg.m/s人但对于汽车的功率，传统上人们喜欢用马力为单位表达,字母为PS。现在厂家在产品说明书常也给出千瓦（KW）值。选择齿轮材料时，应使轮芯具有足够的强度和韧性，以抵抗轮齿折断，齿面具有较高的硬度和耐磨性，以抵抗齿面的点蚀、胶合、磨损和塑性变形。另外，还应考虑齿轮加工和热处理的工艺性及经济性等要求。通常，对于重载、高速或体积、重量受到限制的重要场合，应选用较好的材料和热处理方式，反之，可选用性能较次但较经济的材料和热处理工艺。齿轮精度等级应根据齿轮传动的用途、工作条件、传递功率和圆周速度的大小及其它技术要求等来选择。一般，传递功率大，圆周速度高，要求传动平稳，噪声低等场合，应选用较高的精度等级反之，为了降低制造成本，精度等级可选得低些。选择精度等级时可参考表1-2。.word.word资料..word.word资料.表1-2齿轮传动精度等级适用的速度围齿的种传动种齿面硬齿轮精度等级类类度HBS3,4,56789圆柱齿<350>12<18<12<6<4直齿轮>350>10<15<10<5<3圆锥齿<350>7<10<7<4<3轮>350>6<9<6<3<2.5圆柱齿<350>25<36<25<12<8斜齿及轮>350>20<30<20<9<6曲齿圆锥齿<350>16<24<16<9<6轮>350>13<19<13<7<61.选择材料热处理方式和公差等级1）大齿轮，小齿轮均选用405,并经调质及表面淬火热处理，齿面硬度达到48—55HRC。选用8级精度。寿命15年（每年300天）,两班制。2）选小齿轮齿数z=21,大齿轮齿数z=21x2.1=44.1,取z=44。TOC\o"1-5"\h\z12 22.因为是硬齿面闭式传动,按齿面接触疲劳强度进行计算,其设计公式为2-1：3'Z KTd>2.92（f-EA）2———i-- （2-1）1 InJ。（1-0.5^）2uHR R（1）确定公式的各计算数值。1）试选载荷系数k=1.5。传递转矩T=52.22Nmt12;取出宽系数％=13。13）由机械设计手册查的材料的弹性影响系数-E=189.9MPa2。4）由机械设计手查的齿轮接触疲劳强度n =0 =1100MPa。Hlim1 Hlim25）计算应力循环次数TOC\o"1-5"\h\zN=60njL=60x960x2x8x300=4.147x109 （2-2）1 1h=1.975x109(2-3)=1.975x109(2-3)N=-1= \o"CurrentDocument"22.1 2.1

6)取接触疲劳寿命系数K=0.90；K =0.93。HN1 HN27)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数5=1,有公式的Kob」=_hni由1=0.9x1100=990MPa (2-5)H1SKob」=—hn2iim2=0.93x1100=1023MPa (2-6)H2S(2)计算1)计算小锥齿轮的分度圆直径」c八c」c八c3 Z、KTd>2.92(^-Eq)2 1--1tA.b」。(1-0.5。)2uLHR R=2)((翳21.5x5.422x10413(1-0-53)22」=50.34mm(2-7)2)计算平均分度圆直径d=d(1-0.5。)=50.34(1-m1t)=41.952)计算平均分度圆直径d=d(1-0.5。)=50.34(1-m1t)=41.95mm(2-8)3)计算圆周速度v兀dnV= m-1——60x1000兀x41.95x960…. 2.11ms60x1000(2-9)4)计算载荷系数根据圆周速度取K-1.09;齿间载荷分配系数KvHa二KFaKHKHpbe(2-10)齿向载荷分布系数K-K-1.5K -1.5x1.25-1.875,HP FP H|3be为轴承系数取1.25。使用系数K-1.25；故载荷系数AK-KKKK-1.25x1.09x1x1.875-2.55AVHaHP5)按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径3.K 3255d-d，——=50.34x■—=60.08mm11t\'K 1.5*t(2-8)6)计算模数

dm二一zdm二一z160.0821=2.86mm(2-11)3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式：3m>3m>I 4KT1 YFr_仲「一加jZ2、."邛(2-12)（1）确定公式的各计算数值1）有机械设计手查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限O=620MPa;大FE1齿轮的弯曲强度极限o=620MPa;FE22）疲劳寿命系数K=0.85,K=0.89;FN1 FN23）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,可得「］Ko0.85x6200」=—fnifei= =376.43MPa (2-13)F1S 1.4「］Ko0.89x6200」一一FN2-FE2— —394.14MPa (2-14)f2S 1.44)计算载荷系数KK—KKKK—1.09x1.25x1x1.875—2.55 (2-15)AVFaF|35)查取齿形系数u=cot8=tanu=cot8=tan8,得8=21.0376。，1S=68.9624。。2当量齿数ZV1Z—1—cos8121 —22.49cos21.0376(2-16)ZV2ZV1Z—1—cos8121 —22.49cos21.0376(2-16)ZV2Z 2—cos8244 —122.57cos68.9624(2-17)由机械设计手册查的齿形系数Y—2.705;Fa1应力校正系数Y—1.5725；sa1YFa2Ysa2—2.16；—1.81；YY6）计算大、小齿轮的o,并加以比较。F—0.01129(2-18)YY2.705x—0.01129(2-18)B^Sa1—丁376.43F1

YY"FTT2YY"FTT2二F22.16x1.81394.14=0.009919(2-19)小齿轮数值较大。TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"3 4x2.55x5.422x104 ……「(2)设计计算m＞，—7 . ,x0.01129=2.7mm13(1-0.532212七2.12+1\o"CurrentDocument"取模数m=3,则小齿轮的齿数z=匕==20.02,取z=21则1m3 1z=2.1x21=44.1,取45。24.几何尺寸的计算u2+1 2.142+1 .锥距R=d =3x21 =73.27mm;12 2R齿宽b=。•R=—=24.4,圆整为25mm；R3分度圆直径d-mz=3x21=63;11d-mz-3x45-135；22分度圆锥角B=25.0169。，5-64.9831。；12§2.1.3斜齿圆柱齿轮的设计计算1.选择精度等级、材料及齿数1）大齿轮，小齿轮均选用405,并经调质及表面淬火热处理，齿面硬度达到48—55HRC。选用7级精度。寿命15年（每年300天），两班制。2）选小齿轮齿数z=24,大齿轮齿数z=24*2.9=69.6,取z=69。12 23）选择螺旋角。初选螺旋角P=14。。2.因为是硬齿面闭式传动,按齿面接触疲劳强度进行计算,其设计公式为：：2KTu+1/ZZblm1da H）2（2-20）（1）确定公式的各计算数值。1）试选载荷系数k=1.6。传递转矩T=108.01Nmt12）由于是硬齿面，取齿宽系数6d=0.8。13）由机械设计手册查的材料的弹性影响系数ZE=189.9MPa2。选取区域系数Z=2.433。H4)查表的£=0.78,£=0.85,则£=e+£=1.63；a1 a2 a a1 a25)由机械设计手查的齿轮接触疲劳强度o=o=1100MPa。Hlim1 Hlim26)计算应力循环次数N=60njL=60x457.14x2x8x300x15=1.97x109 (2-21)1 1hN1.97x109N=—= 22.9 2.9=0.68x109(2-22)7）取接触疲劳寿命系数K=0.90;K =0.95。HN1 HN28）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数5=1,有公式的b]=*/[1。痴1=0.9x1100=990MPa (2-23)H1Sb]H2Kb—hn2由2=0.95x1100=1045MPaS(2-24)990+1045 =1017.5MPa「[b990+1045 =1017.5MPab]=——H4 H^H2（2）计算1)计算小齿轮的分度圆直径3>3>1t(2-25)■2x1.6x1.08x1043.9,189.8x2.433、 〜/ x——( )2=41.91mm\ 0.8x1.63 2.9 1017.52）计算圆周速度丫兀dn

v= —60x1000兀x41.91x457.1460x1000=1.01m.s(2-26)3)计算齿宽及模数b=。d=0.8x41.91=33.53mmd1t(2-27)TOC\o"1-5"\h\zdcosP 41.91义cos14 ,m=- = =1.69mmntz 241(2-28)h=2.25m=2.25x1.69=3.80mm (2ntb33.53-29)-= =8.82-29)h3.804)计算纵向重合度£=0.318。ztanP=0.318x0.8x24tan14=1.522P d15)计算载荷系数根据圆周速度取K=1.05;齿间载荷分配系数K=K=1.4；v Ha Fa齿向载荷分布系数K=1.295,K=1.24；使用系数K=1.25;HP FP A故载荷系数K=KKKK=1.25x1.05x1.4x1.295=2.38AVHaHP(2-30)6)按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径3K 3238d=d :一=41.91x二——二47.84mm11t\.K 1.6tt(2-31)7)计算模数7)计算模数3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式：dcosP3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式：dcosPm二―i z147.84cos14 =1.93mm24(2-32)3m>2KTYcos3m>2KTYcos2PYY' 1~p |Fa4\巾Z2£ IdJ'd12£a(2-33)(1)确定公式的各计算数值1）有机械设计手查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限O=620MPa;大FE1齿轮的弯曲强度极限o=620MPa;FE22）疲劳寿命系数K=0.85,K=0.89;FN1 FN23）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数5=1.4,可得0.85x0.85x620 =376.43MPa1.4(2-34)0.89x620(2-35) 二394.14MPa(2-35)1.44）计算载荷系数KK=KKKK=1.25x1.05x1.4x1.24=2.28AVFaFP(2-36)5）根据纵向重合度£5）根据纵向重合度£=1.522,查的螺旋角影响系数=0.88；6）查取齿形系数当量齿数ZV124C0S3P COS314=ZV124C0S3P COS314=26.27(2-37)ZV269Cos3PCos314=75.53(2-38)由机械设计手册查的齿形系数Y=2.59;由机械设计手册查的齿形系数Y=2.59;Fa1应力校正系数Y=1.597；sa1Y=2.23；Fa2Y=1.765；sa2YY7）计算大、小齿轮的©,并加以比较。FYY2.59x1.597Fa1和= =0.01098101 376.43F1(2-39)YY-0YY-0rF22^^二0.010099(2-40)小齿轮数值较大。（3）设计计算

3 ,2义2.28*1.08义104*0.88义cos2l4二 义0.010981=1.81mm0.8义242*1.63dcosP47.84cos14取模数m=2,则小齿轮的齿数z=Y -= =23.2，取z=24则n 1m 2 1nz=2.9义24=68.8,取69。24.几何尺寸的计算1)(z+1)(z+z)m计算中心距a=-1 2n=2cosP(24+69)*22cos14二95.8圆整后取96；2)按圆整后的中心距修正螺旋角q f(z+z)m) (24+69)P=arccosI—1 2——二arccos I2a)I96)3)计算大小齿轮分度圆直径-49.55mm-142.45mmzz-49.55mm-142.45mmd=-1~~nr- cosPcos14.3615]zm69义2d——2—n—— cosPcos14.36154)计算齿轮宽度b=。-d-0.8义49.55-39.64mmd1圆整后取B-40,B-45;21§2.2动力头的其他零件联轴器联轴器是联接两轴使之一同回转并传递转距的一种部分，只有在机器停车后用拆卸方法才能把两轴分离。联轴器的类型联轴器所联接的两轴，由于制造及安装误差，承载后的变形以及温度变化的影响等，会引起两轴相对位置的变化，往往不能保证严格的对中。如图3-1所示。根据联轴器有无弹性元件、对各种相对位移有无补偿能力，即能否在发生相对位移条件下保持联接功能以及联轴器的用途等，联轴器可分为刚性联轴器，挠性联轴器和安全联轴器。联轴器的主要类型、特点及其在作用，详见表3-1。S）角位移口Id）综合位移，、六。S）角位移口Id）综合位移，、六。（给轴向位移x力）径向位移下图2-1轴线的相对位移通过联轴器将齿轮轴与电动机轴相联接，由于联轴器是与高速电机轴相联接，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器是用于若干非金属柱销置于两半联轴器凸缘孔中以实现两半联轴器的联接的一种联轴器。它具有结构简单、制造容易、维修方便、允许轴向位移大等特点。柱销材料为MC尼龙。尼龙有定弹性，弹性模量比金属低得很多，可缓和冲击。尼龙耐磨性好，摩擦系数小，有自润滑作用，但对温度比较敏感，不宜用于温度较高场合。柱销与孔之间为H9/h9的间

隙配合。在选用弹性套柱销联轴器时，应对作用在弹性套单位面积上的压力和柱销的弯曲强度进行验算，验算公式为（设载荷均布在80%的弹性套上）。KTP=0^12.5KT<Ddl'—0（2-41）KTlKTP=0^12.5KT<Ddl'—0（2-41）KTl1 X—X DX0.8Z20.1d312.5KTl

Dzd3<[o]（2-42）式中，z 柱销数目；D0 柱销中心所在的圆的直径；d 柱销直径；l' 弹性圈总长度；l——柱销悬臂端长度；［p］——许用压强；橡胶弹性套的［p］=2MPa（低速下运转的可取4MPa）；［外」——柱销的许用； 弯曲应力，［2］=0.4；：。弹性柱销联轴器它是用若干非金属柱销置于两半联轴器凸缘孔中以实现两半联轴器联接的一种联轴器。他具有结构简单、维修方便、允许轴向位移等特点。柱销材料为MC尼龙。尼龙句有一定弹性，弹性模量比金属低得多，可缓冲和冲击。尼龙耐磨性好，摩擦系数小，有自润滑作用，但对温度比较敏感，不宜用于温度较高的场合。柱销与孔之间为H9/h9的间隙配合。弹性柱销齿式联轴器它是用若干非金属柱销置于两半联轴器、外环对合圆孔中以实现两半联轴器联接的一种联轴器。具有传递转矩大、体积小、重量轻、轴径围大（12mm~850mm）、结构简单、使用寿命长、不用润滑、更换柱销方便等特点。KT 4KTT=- = DJizDdlz-2°dl2 0<[T](2-43)式中，D0——柱销中心所在圆的直径；d、l——柱销直径和长度；z——柱销数；［t］尼龙许用切应力，［tkII.MPa。根据选定的电机轴的大小选择相应的弹性柱销联轴器，其型号：HL3联轴器38x82GB5014-85。由工作机工作情况系数查得Ka=2.3,所以其转矩为Tca=KAT1=2.3x24.07N•m=55.36N・m,从表中可知其许用转矩为630N・m,所以选用该联轴器。表2-1HL3型带制动轮弹性柱销联轴器的主要参数:型号公称转矩许用转速D转动惯量质量mT(N-m)nIn|r/min)(mm)(kg•m2)(kg)HL363050001600.66§2.2.2轴承滚动轴承是标准件，由专门的轴承工厂成批生产。在机械设计中只需根据工条件选用合适的滚动轴承类型和型号进行组合结构设计。滚动轴承安装和维修方便，价格也比较便宜，故应用很光典型的滚动轴承由圈、外圈、滚动体和保持架组成。圈、外圈分别与轴颈及轴承座孔装配在一起。多数情况是圈随轴回转，外圈不动；但也有外圈回转、圈不转或、外圈分别按不同转速回转等使用情况。滚动体是滚动轴承中的核心元件，它使相对运动表面间的滑动摩擦变为滚动摩擦。根据不同轴承结构的要求，滚动体有球、圆柱滚子、圆锥滚子、球面滚子等。滚动体的大小和数量直接影响轴承的承载能力。在球轴承、外圈上都有凹槽滚道，它起着降低接触应力和限制滚动体轴向移动的作用。保持架使滚动体等距离分布并减少滚动体间的摩擦和磨损。如果没有保持架，相邻滚动体将直接接触，且相对摩擦速度是表速度的两倍，发热和磨损都较大。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承转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起动容易等优点。滚动轴承的、外圈和滚动体用强度高、耐磨性好的铬锰高碳钢制造，常用牌号如GCr15、GCr15SMn等（6表示滚动轴承纲，淬火后硬度应不低于61HRC〜65HRC,工作表面要求磨削抛光。保持架选用较软材料制造，常用低碳钢板冲压焊接而成。实体保持架则选用铜合金、铝合金或工程塑料等材料。根据载荷的大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件间是线接触，宜于承受较大的载荷，承载后的变形也较小。而球轴承中则主要为点接触，宜用于承受较轻的或中等的载荷，故在载荷较小时，应优先选用球轴承。根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。当轴承在承受径向载荷尸t的同时，还有不大的轴向载荷尸门时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承；当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。本课题由于传动使用锥齿轮，有一定的轴向力，因此选用圆锥滚子轴承作为传动支承元件，由轴的直径选取响应轴承的型号，分别为30206，30207，30208。1.对1轴轴承的寿命进行计算：图2-2轴1受力分析图（1）对轴1进行受力分析，将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面，如下图所示。

图2-3图2-3轴1垂直面受力分析二84 126」Fr21l FrlH「一Fte图2-4轴1水平面受力分析有受力分析可知，te2T——id2xte2T——id2x54.22x103~~41.95=2584.98N式中，F——齿轮所受的圆周力。teF=FtanacosB=2584.98xtan20xcos25.0169。=852.59Nrete 1式中，F——径向载荷。reF=Ftanasin5=2584.98xtan20xsin25.0169=397.87Naete 1式中，F——轴向载荷。ae(2-39)(2-45)(2-46)H面受力分析得Fx84=Fx26 F=800.10Nr2H te r2HF=F+F=2584.91+800.10=3385.08N (2-47)r1Hter2HV面受力分析得Fx84+Fx26=Fx(84+26) F=993.34N(2-48)r1v ae re r1vF=F-F=852.59-993.34=-140.75Nr2vrer1v(2-49)Fr1='Ev+FC=、•:993."3385.082=3527.82N

(2-49)（2-49）F=\,F2+F2=J140.752+800.102=812.39N（2-49）r2,r2V r2H(2)求两轴承的计算轴向力F和Fa1a2对于圆锥滚子轴承，e=1.5tana=1.5tan14.03=0.3748Y=0.4cota=0.4cot14.03=1.6派生轴向力Fd1F—r^2YFd1F—r^2Y3527.822x1.6=1102.44NF=幺=81239=253.87Nd22Y 2x1.6（2-50）由F+F<F,轴承2被压紧，故d2aed1F=F=1102.44Na1d1F=F-F=1102.44-397.87=704.57Na2d1ae⑶求轴承的当量动载荷胪叫因为F⑶求轴承的当量动载荷胪叫因为F1102.44—a1二 F3527.82r1=0.31<e-0.87=eF704.57

―02---0.87=eF 812.39r2查表的X-1，Y-0 X-0.4，Y-1.611 2 2因轴承运转中有中等冲击载荷，取f-1.4,则pP-f(XF+YF)=1.4x1x3527.82-4938.95Np1r11a1P-f(XF+YF)=1.4(0.4x812.39+1.6x704,57)-2033.17Np2r22a2(4)验算轴承寿命查表的C1-59.8K，C2-51.5KLh110106(C)3 -60nLh110106(C)3 -60nIP)110[59,8x103160x96014938.95)-70761.29hLh2106(C) -60nIP)210310[51,5x103160x96012033.17)-82772.88h所选轴承均大于15000h,故满足要求。2.对2轴轴承进行验算

图2-5轴2的受力分析（1）对轴2进行受力分析，将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面，如下图所示。图2-6轴2垂直面受力分析图2-7轴2水平面受力分析有受力分析可知，2TF= 2te2d12x108.01x103厂, 二4359.64N49.55（2-51）式中，Fte2齿轮所受的圆周力。Fre2Ftana-te2 ncosP4359.64xtan20:1637.96Ncos14.3615(2-52)式中，F——径向载荷。re2F=FtanP=4359.64xtan14.3615=1116.24Nae2te2式中，F——轴向载荷。ae2轴向力 F=F-F=263.65Naeae2ae1H面受力分析得Fx153=Fx44+Fx103 F=2993.96Nr1H te2 te1 r1HF=F+F-F=2584.98+4359.64-2993.96=3950.66Nr2Hte1 te2r1HV面受力分析得Fx153=Fx56+Fx103+Fx25-Fx44r1v ae1 re1 ae2 re2「 852.59x56+397.87x103+1116.24x25-1637.96x44F= r1v 153(2-53)F=291.25Nr1VF=F-F-F=397.87-291.25-1637.96=-1531.34Nr2vre1r1vr2F=、：'F2+F2=、：291.252+2993.962:3008.09Nr1N理丫 ehF-F2+F2=、1531.342+3950.662=4237.06Nr2 r2V r2H(2)求两轴承的计算轴向力F和F

a1a2对于圆锥滚子轴承，e=1.5tana=1.5tan14.03=0.3748Y=0.4cota=0.4cot14.03=1.6派生轴向力F3008.09F=—r^= =940.03N Fd12Y 2x1.6 d2F4237.06=q= =1324.08N2Y 2x1.6(2-54)由F+F<F,轴承1被压紧，故d1aed2F=F-F=1324.08-263.65=1060.43Na1d2aeF=F=1324.08N

a2d2(3)求轴承的当量动载荷P和P因为F―alFr11060.43=0.3525<e3008.09查表的F—a2Fr21324.08 二0.3124237.06<eX=1,Y=0因轴承运转中有中等冲击载荷，取fpX=1,

2=1.4,P=f(XF+YF)=1.4x1x3008.09=4211.35N1p1r11a1P=f(XF+YF)=1.4(1x4237,06)=5931.88N2p2r22a2(4)验算轴承寿命查表的，C=41.2KN103106(41.2x103)103106(41.2x103)60nIPJ60x45715931.88J1033=23298.86h所选轴承均大于15000h,故满足要求。4.对3轴轴承进行验算图2-83轴受力分析（1）对轴3进行受力分析，将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面，如下图所示。

FteFrillFr2ll图2-93轴水平面受力分析FteFrillFr2ll图2-93轴水平面受力分析图2-103轴垂直面受力分析有受力分析可知，F=F=4359.64Nte te2式中，F——齿轮所受的圆周力。teF=F=1637.96Nre re2式中，F——径向载荷。reF=F=1116.24Naeae2式中，F——轴向载荷。ae2H面受力分析得F义154=F义45 F=1273.85Nr1H te r1HF=F-F=4359.64-1273.85=3085.79Nr2Hter1HV面受力分析得Fx154=Fx143+F义45-F义222r1v ae re zl 1637.96x45+1116.24x143-2299.92x222F= r1v 154F=-1800.17Nr1VF=f+f-F=1637.96+1800.17-2299.92=1138.93Nr2vrer1vzFr1二代「鼎二V1800-172+1273.852)2205.29NF二”2+F2=-1138.932+3085.792:3289.26Nr2Vr2V r2H(2)求两轴承的计算轴向力以和Fa2对于圆锥滚子轴承，e=1.5tana=1.5tan14.03=0.3748Y=0.4cota=0.4cot14.03=1.6派生轴向力Fd1F 2205.29 F3289.26=—r^= =689.15N F=—r2-= =1027.89N2Y2x1.6 d22Y2x1.6由F<F+F,轴承1被压紧，故d1aed2F=F+F=1027.89+1116.24=2144.13Na1d2aeF=F=1027.89N

a2d2(3)求轴承的当量动载荷P和P12因为F 2144.13—a1二 F 2205.29r1=0.97>eF 1027.89—02-二 F 3289.26r2=0.312<e查表的X=0.4,Y=1.6 X=1,Y=01 1 22因轴承运转中有中等冲击载荷，取f=1.4,则pP=f(XF+YF)=1.4x(0.4x2205.29+1.6x2144.13)=6037.81N1p1r11a1P=f(XF+YF)=1.4(1x3289,26)=4604.96N2p2r22a2(4)验算轴承寿命查表的，C=59.8KN103106(59.8x103160nIPJ60x159I6037.8)1033=21853.80h所选轴承均大于15000h,故满足要求。轴承盖用于发动机的轴承盖出02「加8cap）结构,它包括：一个用于被接合至发动机构件上的接合部分；一个支承轴构件的盖侧轴颈部分；一个芯部构件，它用与母材不同的材料做成并在铸造轴承盖时设置在铸造模型中，芯部构件包括一芯部构件侧轴颈部分和设置在芯部构件侧轴颈部分的两侧的芯部构件螺钉孔；其特征为，芯部构件侧轴颈部分沿盖侧轴颈部分设置，以及芯部构件通过在铸造模型中沿垂直方向包括台阶部分的铸造拔模销设置成与铸造模型的表面成离间状态；以及芯部构件侧轴颈部分的曲率半径如此做成大于盖侧轴颈部分的曲率半径，以使盖侧轴颈部分与芯部构件侧轴颈部分之间的间隙大于芯部构件螺钉孔与铸造拔模销之间的间隙。轴承盖的作用是固定轴承、承受轴向载荷、密封轴承座孔、调整轴系位置和轴承间隙等。其类型有凸缘式和嵌入式两种。凸缘式轴承盖用螺钉固定在箱体上，调整轴系位置或轴系间隙时不需开箱盖，密封性也较好。齿轮轴1、齿轮轴零件原热处理工艺齿轮轴零件渗碳淬火采用VKSE5/I多用炉加热渗碳淬火和低温回火。渗碳温度为（920±10）℃，淬火介质为德润宝729分级淬火油。零件装炉采用垂直摆放装炉。该齿轮轴渗碳淬火清洗后回火、校直。由表2-3所示的可见，原工艺生产的齿轮轴齿型、齿向跳动量、公法线长度变动畸变都严重超差。表2-4齿轮轴对比工艺生产结果有效硬渗碳表心部组表面硬心部硬齿型畸齿向畸工艺化层面织度度变变量深度／组织(HRA(HRC量/mmm））/mm

HB502 0.5〜2 0.7原工艺0.68改进0.58〜工艺HB502 0.5〜2 0.7原工艺0.68改进0.58〜工艺0.65高碳马 低碳马氏体+ 氏体+碳化物 少量游+残余 离铁素奥氏体 体高碳马 低碳马氏体+ 氏体+碳化物 少量游+残余 离铁素奥氏体 体高碳马 低碳马氏体+ 氏体+碳化物 少量游+少量 离铁素残余奥 体氏体82±230〜4380〜8127〜3481〜8328〜33& &0.017 0.0180.02 0.02〜〜 0.100.200.01〜0.005\o"CurrentDocument"0.015 〜0.0152、渗碳淬火畸变原因分析齿轮轴的形状复杂，齿轮轴的各个齿轮尺寸及有效直径相差较大。在对渗碳淬火回火校正后的齿轮轴（^齿接触工装装炉）进行多次检测发现都是W齿（如表3-3所示）畸变超差严重，其它齿、轴径畸变检测都在设计图纸规定的合格围，工艺控制及工装使用是影响齿轮轴W齿齿型、齿向、公法线长度变动畸变的主要原因。对于渗碳淬火后的齿轮轴，齿轮轴的4个齿轮都不再精加工了，渗碳淬火后的齿型、齿向的畸变决定了齿轮轴的精度。渗碳淬火后齿轮轴的畸变主要取决于渗碳淬火前齿轮加工精度及渗碳淬火的工艺控制、齿轮轴的装炉摆放方式和所采用的工装。齿轮轴渗碳淬火畸变是渗碳淬火过程中淬火应力、装炉方式共同作用的结果。淬火应力分为热应力和组织应力，热应力和组织应力在产品淬火冷却过程中总是同时存在，淬火应力为二者叠加的结果［1］。渗碳淬火齿轮轴的渗碳淬火畸变主要取决于零件的装炉方式和淬火应力，即取决于零件的装炉方式和渗碳淬火工艺控制。3、改进措施为了减少齿轮轴的畸变，降低零件渗碳淬火、回火后的返工率和废品率，经分析采取以下改进措施：1）降低渗碳温度，试验选定为890℃，以减少渗碳淬火零件的畸变；2）提高淬火油的使用温度，试验中选定为130℃，提高淬火油冷却能力，有利于减少淬火齿轮轴的畸变［3］（实际淬火过程中表示温升到145℃）；4、生产效果使用改进后的工艺方法处理的齿轮轴，渗碳淬火和回火质量都满足了设计资料要求的技术条件。同时畸变量得到了有效控制（如表2-4所示），连续生产至今20000件，保证了齿轮轴渗碳淬回火、校直后齿型、齿向畸变的一次交检合格率高达100%，年节约各种费用90余万元人民币，取得了良好的经济效益和社会效益。§2.2.5轴的计算1、选择轴的材料，确定许用应力作回转运动的零件都要装在轴上来实现其回转运动，大多数轴还起着传递转距的作用。轴承要动滑动轴承或滚动轴承来支承，常见的轴有直轴和曲轴。根据轴的承载情况可分为转轴、心轴和传动轴三类，此外，还有一种可以把回转运动灵活地传到任何位置的钢丝软轴。它能用于受连续振动的场合，具有缓和冲击的作用。轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。碳素钢比合金钢廉价，对应力集中的敏感性比较小，所以应用较为广泛。常用的碳素钢有30〜50钢,最常用的45钢。为保证其力学性能，应进行调质或正火处理。不重要的或受力较小的轴以及一般传动轴可以使用Q235〜Q275钢。合金钢具有较高的机械强度，可淬性也较好，可以在传递大功率并要求减小质量和提高轴颈耐磨性时采用。常用的合金纲有12CrNi2、12CrNi3、20Cr、40Cr等。轴的材料也可采用合金铸铁或球墨铸铁。轴的毛坯是铸造成型的，所以易于得到更合理的形状。这些材料吸振性较高，可用热处理方法获得所需的耐磨性，对应力集中敏感性也较低。因铸造品质不易控制，故可靠性不如钢制轴。在一般情况下，轴的工作能力决定于他的强度和刚度，对于机床主轴，后者尤为重要。高速转轴则还决定于他的振动稳定性。在设计轴时，除应按工作能力准则进行设计计算或校核计算外，在结构设计上还满足其他一系列的要求，例如：多数轴上零件不允许在轴上作轴向移动，需要用轴向固定的方法使它们在轴上有确定的位置。由以上条件知减速器传递的功率属小功率，对材料无特殊要求，故选45号钢并调质处理。强度极限:，=650Mpa许用专曲应力［二.J=60Mpa2、设计轴的结构1）确定轴上零件的位置和固定方式轴上零件轴向固定的方法有：轴肩、挡圈、圆螺母、套筒、圆锥形轴头等。轴肩结构简单，可以承受较大的轴向力；螺钉锁紧挡圈用紧定螺钉固定在轴上，在轴上零件两侧各用一个挡圈时，可任意调整轴上零件的位置，装拆方便，但不能承受大的轴向力，且钉端坑会引起轴应力集中；当轴上零件一边采用轴肩定位时，另一边可采用套筒定位，以便于装拆；如果要求套筒很短时，可不采用套筒而用螺母固定轴上零件，螺母也可用于轴端；轴端挡圈常用于轴端零件的固定；圆锥形轴头对中好，常用于转速较高时，也常用于轴端零件的固定。要确定轴的结构形状，必须先确定周上零件的装拆顺序和固定方式。参考图，由于齿轮的轴径较小所以要采用齿轮轴的形式。轴上制动器从轴的左端装入，轴的左端尺寸为最小直径，制动器的轴采用平键作轴向固定，采用轴套与右轴肩作周向固定。2）定各轴段的直径轴段的最小直径d=30,轴段上要安装轴承,轴必须满足轴承径的标准，1故取轴段的直径d=35。由参考文献［2］表6—1选用圆锥滚子轴承,轴承与2轴向采用过盈配合固定，轴向采用弹性挡圈固定。3）各段轴的长度齿轮轮毂宽度为24mm,为了保证齿轮能够顺利的加工所以要在齿轮的左端开个退刀槽长度为5mm,为了保证齿轮端面与箱体壁不相碰，齿轮端面与箱体壁间应有一定的距离,取该距离为10mm,为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为8mm）并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体壁的距离为5mm,制动器的总长L=100mm（制动器安装在轴（1）与（2）上）轴（1）的长度为75mm,轴（2）的长度取为62mm。4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2X45°。3.轴的强度校核计算（1）I轴的校核根据轴的受力得出轴的弯矩与扭矩图如图合成弯矩图2-13284592,39Nnun10344.62N.urn图2-13合成弯矩图扭矩图图2-14扭矩图按弯扭组合进行校核，取折合系数a=0.6。・'M+(aT)o=J ca ^W式中W抗弯截面系数0.1d3。此处应力最大处直径d=40mm。=44.75Mpa<M2+(aT) v：284592.392+(0.6*54220=44.75Mpao= = caW 0.1义403小于许用弯曲应力60Mpa,满足强度要求。（2）n轴的校核根据受力分析，画出起弯矩图与扭矩图水平面弯矩图图2-15水平弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图图2-17合成弯矩图扭矩图图2-18扭矩图按弯扭组合进行校核，取折合系数a=0.6。ocaoca7M2+(aT)式中W抗弯截面系数0.1d3。此处应力最大处直径d=50mm。4M2+(aT) <171756.982+(0.6x108010)2o= = =15.04MpacaW 0.1X503小于许用弯曲应力60Mpa,满足强度要求。(3)皿轴的校核根据受力分析，画出起弯矩图与扭矩图水平面弯扭图

210874.17N•mm图2-20垂直面弯矩图合成弯矩图210874.17N•mm图2-20垂直面弯矩图合成弯矩图图2-22扭矩图按弯扭组合进行校核，取折合系数a=0.6。ocav'M2+(aT)式中W抗弯截面系数0.1d3。此处应力最大处直径d=48mm。oca.v'M2+(aT)_v'519888.142+(0.6*298437)0.1义483=49.98Mpa小于许用弯曲应力60Mpa,满足强度要求。§2.2.6键的计算.选择轴键联接类型和尺寸①轴I上选用一个普通平键：根据轴I的尺寸查《机械设计基础》课程设计查表10-1初选为b义h=10义8L=30mm②轴n用于齿轮轴向定位采用普通平键，根据轴^的尺寸齿轮3的键初选为bxh=12x8L=32222.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都为45钢，由资料查6-2表得许用挤压应力[o]=100~120Mpap取平均值[o]=110Mpap①轴I上用于联接齿轮的键工作长度为l]=L-b=30-10=20mm键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.5x8=4mm d]=35mm可得:op2Tx可得:op2Tx103

kd2x108.01x1034x20x35=77.15Mpa<o］故此键满足工作p要求。键标记为：键10X30GB/T1096-2003②轴n上用于联齿轮键的工作长度l=L-b=32-12=20mm2键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.5x8=4mm d=48mm2可得：=155.43Mpa>2Tx103_2x298.43x103

kd 4x20可得：=155.43Mpa>故此键不满足工作要求。因此可以改为双键，相隔180度布置。双键工作长度l=1.5x20=30mm2Tx1032x298.43x103 f1o= = =103.62Mpa<0」pkd4x30x48 p键标记为：12X32GB/T1096-2003§2.3动力头装配图设计的概述装配图用来表达动力头的整体结构、轮廓形状、各零部件的结构及相互关系，也是指导装配、检验、安装及检修工作的技术文件。装配图设计所涉及的容较多，设计过程较复杂，往往要边计算、边画图、边修改直至最后完成装配工作图。动力头装配图的设计过程一般有以下几个阶段：装配图设计的准备。初步绘制装配图草图及进行轴系零件的计算动力头轴系传动部件的结构设计。动力头箱体和附件的设计。运用CAD完成装配工作图。装配图设计的各个阶段不是绝对分开的，会有交叉和反复。在进行某些零件设计时，可能会对前面已进行的设计工作作必要的修改。开始绘制动力头装配图前，应做好必要的准备工作，主要有以下几方面：1）参观有关的机械，阅读有关资料，了解和熟悉动力头的结构。2）根据已进行的设计计算，汇总和检查绘制装配图时所必需的技术资料和数据：（1）传动装置的运动简图；（2）各传动零件的主要尺寸数据，如分度圆直径、齿轮宽，偏置距等；（3）联轴器型号、半联轴器毂孔长度、毂孔直径以及有关安装尺寸要求；（4）电动机的有关尺寸，如中心高、轴径、轴伸长度等。3）初选滚动轴承的类型及轴的支承型式（两端固定或一端固定、一端游动等）。4）确定箱体的结构形式（整体式、剖分式）和轴承端盖型式（凸缘式或嵌入式）。5）选定图纸幅面及绘图的比例。装配图应用A0或者A1图纸绘制，并尽量采用1：1或者1：2的比例尺绘图。装配图的绘制推荐采用常用的规定画法和简化画法。.word资料..word.word资料..word.word资料.齿轮机床的数控化尽管起步晚，但发展速度和变化力度相当惊人。正如业专家所言，中国数控齿轮加工机床已成为我国机床产品的强项之一。成系列六轴四联动数控滚齿机、七轴五联动蜗杆型砂轮磨齿机、七轴六联动弧齿锥齿轮磨齿机，都是最近几年来进入批量生产的具有世界先进水平的机床新品。尽管国齿轮机床行业取得了如此令人瞩目的业绩，但与国外同行业厂家相比，还存在如下问题：1、中国齿轮机床整体水平与国外相比存在较大差距，产品质量与欧、美、日本产品相比，差距明显。我国齿轮机床在品种上比较齐全，但规格不够完善；主机产品发展较好，但辅助机械仍较为落后；且高端产品、自动化产品不足，数控机床比例低。2、中国齿轮机床行业大部分企业仍为国有企业，受国有体制的制约，机制不灵活，整体发展速度和新产品开发速度偏慢。我国现正处于传统机床向数控机床过渡时期，经济性数控化改造有非常广阔的市场。现代数控系统利用电子技术、计算机技术使数控机床向高开放性、高可靠性和高速度、高精度的方向发展，因此，本课题研究的目的将是在保持经济性的前提下开发新型的铣削动力头，促进我国的机床改造。按照磨削动力头的安装方式和工作原理的开发的铣削动力头，灵活性大，操作简单，可以安装在多种立式机床上，通过改进机床的回转台、导轨等小部件，均可实现铣削工作，经济性非常可观。本课题运用AutoCAD较快速的开发设计铣削动力头的结构。在动力头的运动功能上设计的已经较为完善，但动力头的装拆维修可能比较麻烦，而且该动力头的加工围小，虽然可以通过更换一系列的部件来改变加工围，但要求的铣刀盘起始值不得小200，这就大大制约了其加工围。因此在以后的设计中有待于进一步完善容。不过我坚信，随着我国机床技术高速发展，我国的齿轮加工机床技术将处于世界先进水平。参考文献王昆,何小柏，汪信远等.机械设计机械设计基础课程设计[M].：高等教育，1995.濮良贵，纪名刚.机械设计[M].：高等教育，2001.王长路，星原等.机械传动[刀.中国机械工业联合会，2006等1期.培训班资料