卧式车床CA6140机械传动系统课程设计.docx

1、在现在机械制造工业中，切削加工仍然是将金属毛坯加工成规定的几何 形状、尺寸和表面质 量的主要加工方法。所以金属切削机床是加工机器零件 的主要设备，它所担负的工作量在一般生 产中占制造机器总工作量的40% 60%个国家机床工业的技术水平标志着自身装备国民经济的能力，体现着 一个国家的生产实力，反映着机械工业发展的水平。因此机床工业部门必须 首先为各机械制造厂 提供先进的、现代化的机床装备，实现我国国民经济现 代化所具备的条件。显然，金属切削机床 在我国社会主义建设中起着重大的 作用。金属切削机床的设计就是为切削加工设计出既经济而且 满足加工要求 的车床，CA6140车床加工范围广，能够满足各方面

2、加工的需要，在这种车床 的 主传动中，采用齿轮传动，因为齿轮传动效率高，如一级圆柱齿轮传动的 效率可达99%这对大功 率传动十分重要，因为即使效率提高1%也有很大 的经济意义。而且结构紧凑工作可靠寿命长，传动比稳定，在齿轮设计中， 应该首先考虑齿轮的 工作条件和用途，使所设计的齿轮满足工作的需要，根 据齿轮的工作条件，得出齿轮最可能的失 效形式，然后进行校核，如齿根强 度计算和接触疲劳强度校核，使其在有效工作期内安全可靠， 在国内外齿轮 的设计中，如何提高设计效率是普遍面临的问题，所以为提高设计效率，人 们借助 与计算机软件UG软件，它提供了功能强大的参数化设计平台。 2 错误！未定义书签 1

3、.1 机床的作用和用途 . 4 1.1.1 金属切削机床的作用： . 4 1.1.2 机床的用途：. 4 1.2 机床的规格. 4 第 2 章 机床的主传动设计 .7 2.1 主传动系统. 7 2.1.1 传动关系的确定 . 7 2.1.2 各种转速的传动计算 . 8 2.1.3 主传动系统图及传动内部的结构 . 9 2.1.4 设计机床的主传动的基本要求错误！未定义书 签。 2.2 主运动参数的选定 . 错误！未定义书签。 2.2.1 确定最低和最高转速. 错误！未定义书签。 2.2.2 确定其他参数 . 13 第 3 章 机床传动装置的运动及参数的设计 . 13 3.1 绘制转速图 . 1

4、4 3.1.1 各轴转速. 14 3.1.2 各轴输入功率 . 14 3.1.3 确定各轴的计算转速 . 15 3.1.4 各齿轮的计算转速 . 15 3.1.5 各轴的转矩. 15 3.1.6 转速图. 16 3.2 动力设计 . 错误！未定义书签。 第 1 章机床的概述 .4 3 3.2.1 带传动设计 . 错误！未定义书签。 第 4 章齿轮的设计. 19 4.1 齿轮设计的意义 . 19 4.1.1 车床齿轮的设计目的和方法 . 19 4.1.2齿轮传动的优点 . 20 4.2 各齿轮的实效形式以及设计准则20 4.2.1 齿轮的实效形式 . 20 4.2.2齿轮材料. 21 4.3 齿

5、轮的强度计算推理方法 . 错误！未定义书签。 4.3.1 齿轮的受力分析 . 22 4.3.2 齿根弯曲疲劳强度计算 . 23 4.4 主轴箱的各传动组模数的确定与校核错误！未定义书签。 4.4.1 主轴模数的确定与校核 . 27 4.4.2 传动组 a 中齿轮的模数的确定 . 31 4.4.3 其他齿轮模数的估算 .错误！未定义书签。 第 5 章轴的设计.32 5.1 确定轴的各种参数 . 32 5.1.1 求输出轴上的功率转速和转矩 . 32 5.1.2 求作用在轴上的力 . 32 5.1.3 初步确定轴的最小直径 . 33 5.1.4 轴的结构设计 . 33 5.1.5 轴的校核. 34

6、 第 6 章 离合器的设计 . 错误！未定义书签。 6.1 确定轴的各种参数 . 错误！未定义书签。 谢辞.3 8 参考文献.错误！未定义书签。 4 第 1 章机床的概述 1.1 错误！未找到引用源。机床的作用和用途 1.1.1金属切削机床的作用 在一般机械制造厂的主要技术装备中，若按台数来计算，机床占60% 80%，它包括金属切削机床、木工机床、锻压机床和特种加工机床等。金属 切削机床是利用刀具 对金属工件进行切削加工的机器。因为它是制造机器的 机器，所以又称为“工作母机”或“工具 机”，人们习惯上称为机床。在现在 机械制造工业中，切削加工仍然是将金属毛坯加工成规定的几何形状、尺寸 和表面质

7、量的主要加 工方法。所以金属切削机床是加工机器零件的主要设备， 它所担负的工作量在一般生产中占制造 机器总工作量的40%60%，一个国 家机床工业的技术水平标志着自身装备国民经济的能力，体现着一个国家的 生产实力，反映着机 械工业发展的水平。因此机床工业部门必须首先为各机 械制造厂提供先进的、现代化的机床装备， 实现我国国民经济现代化才具备 条件。显然，金属切削机床在我国社会主义建设中起着重大的作 用。 1.1.2机床的用途 普通车床的万能性大，它适用于加工各种轴类、套筒类和盘类零件上的回 转表面，如车削 内外圆柱面、圆锥面、环槽及成形表面；车削端面及加工各种 常用的公制、英制（时制）、模数制

8、和径节制螺纹；在普通车床上还能作钻孔、 扩孔、铰孔、 滚花等工作。 1.2 机床的规格 床身上最大工件回转直径：400mm 马鞍内有效长度：210mm 最大工作长度：750mm 最大车削长度：650mm 主轴中心至床身平面导轨距离：205mm 5 刀架上最大工件回转直径 200mm 6 主轴孔前端锥度： 莫氏6号 主轴转速： 正转种数：24 种 正转转数范围： 10-1400转/分 反转种数： 12 种 反转种数范围：14-1580 转/分 主轴孔径：48mm 进给量: 纵向及横向进给量种数 : 各64种 王轴每转刀架的纵向标准进给量： 0.08- 5.9mm/r 主轴每转刀架的纵向小进给量：

9、0.028-0.054mm/r 主轴每转刀架的纵向加大进给量：0.74-6.33mm/r 主轴每转刀架的横向标准进给量：0.04-0.079mm/r 主轴每转刀架的横向小进给量：0.014-0.027mm/r 主轴每转刀架的横向加大进给量：0.36-3.16mm/r 刀架纵向的快速移动速度 刀架横向的快速移动速度 5m/min 25m/min 车削螺纹范围： 公制螺纹种数：44 种 公制螺纹范围： 1-192mm 英制螺纹种数： 10 种 英制螺纹范围：2-24 牙/对 模数螺纹种数：39 种 模数螺纹范围：0.25-48mm 径节螺纹种数： 37 种 径节螺纹范围：1-96mm 下刀架最大行

10、程：260mm 上刀架最大行程：150mm 刀架转盘回转角度：+/-90 主轴中心线至刀具支承面的距离25mm 刀杆截面尺寸： 25x25mm 7 床尾主轴直径： 75mm 床尾主轴最大行程：150mm 床尾主轴孔锥度： 莫氏5号 丝杠螺距：12mm 主电机型号：Y132M-4 功率：7.5 千瓦 转数：1440 转/分 冷却电泵型号：DBC-52 功率：90 瓦 流量： 25 公升/分 8 第 2 章机床的主传动设计 2.1 错误！未找到引用源。主传动系统 2.1.1传动关系的确定 工件夹紧在卡盘上，或装于两顶尖间，由电动机经传动系统使之旋转，电 动机的动力由三角皮带传到床头箱1轴,再经齿轮

11、传到主轴.改变主轴转速是 用手柄使齿轮在轴上滑移，依此改变传动比，得到主轴的各种不同的转速。 主传动系统路线如图 2-1所示。 由传动路线可以看出，主轴正转时，利用各滑动齿轮轴向位置的各种不同 组合,共可得2X 3X(1+2X2)=30种传动主轴的路线，但实际主轴只能得到2X3X(1+3)=6+18=24级正转 转速。这是因为，从轴川开始由低速路线传动时 虽然有24种不同的传动路线，但实际上主轴只 能得到18级转速。因为在轴川轴 到轴V间的4条传动路线的传动比为： 其中U2和U3基本上相同，所以实际上只有三种不同的传动比。因此轴川 的六种转速，通过 低速路线传动，使主轴获得的实际转速级数，计算

12、步骤是6X2X1+6=18种。 主轴高速转速可应用下列运算平衡式进行计算: 门主=n电X X ( 1- -)X乙X乙 X Zm -w DZIZn Zm -w 式中： 20 X20 =1 808016 20511 X 80 504 50201 X 50 80 4 5051 X =1 5050 U4= u3= U1= U2 9 n主主轴转速(转/分) n电一电动机转速，n电=1440转/分 D主动皮带轮直径，D=130毫米 D被动皮带轮直径，D=230毫米 轴II计算转速为900r/min;轴III的计算 转速为320r/min;轴 IV的计算转速为100r/min;轴V的计算转速为80r/min

13、;轴VI计算转速为20r/min; 3.1.4各齿轮的计算转速： 个传动组转速为:a 1400r/mi n b 900r/mi n c 500r/mi n d 315r/mi n e 200r/mi n f63r/mi n 3.1.5各轴的转矩 p7 5 To=9550 0 = 955049.7N.m n01440 p7 2 T1=9550=955084.47N.m n1814 T2=9550 =9550空=73.2N.m n2900 P36.5 T3=9550 3 =9550124N.m n3500 1 7 T4=9550 =9550 6 178.8N.m n4315 =9550空=9550

14、= 264N.m n5200 P65.25 T6=9550 =9550871N.m n663 3.1.6转速图 1、竖线代表传动轴 图中七等间距相等的竖线,分别用轴号电，I，U,M，W,V,W表示, 在图中，各传动轴按照运动传递的顺序（从电动机到主轴）从左到右顺序的排 列。 2、横线（纵向坐标）代表转速值 图中纵向坐标表示转速的大小，所以，其中间距相等的横线代表各种不同 的转速,图中的23条横线由下至上依次表示由低至高的各级转速。CA6140型车 床的主轴转速基本上是按书=1.26的等比数列排列的，所以图中的横线是 书=1.26画出来的，即横线之间的距离代表距离为Ig1.26。 3、图中竖线上

15、的圆点（竖线与斜线的交点）表示传动轴实际中应有的转 速。 4、 图中竖线之间的连线代表传动副，连线的倾斜程度代表此传动副的传 动比。 1 8 II 图 3-1 CA6140 机床的主运动转速图 3.2 动力设计 3.2.1带传动设计 由于电动机的型号及参数为： 型号：Y132M-4 功率：P=7.5kw 转速：n=1400r/min 230 带轮传动比：i= =1.77 130 两班制，每天运转16个小时，工作年数20年 1 9 1.确定计算功率 1 10 取KA=1.2，贝U Pea二PAPed=1.2 7.5=9kw 设中心距为a0， 于是0.55x360 取a0=400mm 2.选取V带

16、型：为B型带 3.专用带轮: di= 130mm; d2= 230mm; 验算带速 :d1 n1 v = 60 1000 4. 其中: n1-小带轮转速 d1-小带轮直径 二130 1440 v = 60 1000 r/min mm =9.8m/ s三5.25故合适。 确定带传动的中心距和带的基准长度 0.55 (d1d2)-a -2(d1d2) 带长Lo = 2a 2 d2) 4ag 4 400 2 11 k：.-按小轮包角：，查得的包角系数； kL-长度系数； 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 圆整后取z=4 （根） 7.计算带的张紧力F0 Pea/ 25 - k2

17、Fo=500 7 (,) qv vZ k： 其中：Pea-带的传动功率KW； v-带速,m/s; q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 970r/min = 6.4m/s。 92 5 _ 0 962 F 500 9 () 0.17 9.8 = 200N 9.8 40.96 8.计算作用在轴上的压轴力 166 FQ2ZFsin12 4 200 sin=1588.4N 2 2 _ 9_ (2.5 0.4) 0.96 0.90 =3.59 其中: .：P0-i时传递功率的增量; 10。 2 1 第 4 章齿轮的设计 4.1 齿轮设计的意义 4.1.1车床齿轮的设计目的和方法

18、在主轴箱的传动中用到齿轮，齿轮在传动中起到关键的桥梁作用，也就 是说齿轮设计的好坏关系到主传动的成败，也就是床头箱设计的核心，在齿 轮的设计中，首先应该 了解到齿轮的主要失效形式以及设计齿轮的准则，使 其满足工作条件的要求而且要经久耐用，然后 要选择齿轮材料以及各种材料 的性能和硬度刚度等性质，以及所要采取的热处理方法，因为合适的 热处理 能够提高材料的各种特性，而且简要了解齿轮的各种加工方法，以便为主轴 箱齿轮选择合 适的加工方法。齿轮最容易发生齿根折断和疲劳失效，故推导 出两种失效的计算方法，以便为后面 齿轮的设计找出理论依据。在最后具体 设计主轴箱的齿轮，使设计的齿轮既满足要求，又不浪费

19、材 料，方面合理。 4.1.2齿轮传动的优点 齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，型式很多，应用广泛，传动的 功率可达近十万千瓦，圆周速度可达200m/s。 齿轮传动的主要特点有： 1、 效率高，在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。如一级圆柱 齿轮传动的效率可达99%.这对大功率传动十分重要,因为即使效率只提高1%, 也有很大的经济意义。 2、 结构紧凑，在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。 3、 工作可靠，寿命长。设计制造正确合理，使用维护良好的齿轮传动，工 作十分可靠，寿命可达一、二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的。这对 车辆及矿井内工作的机器尤为重要。 4、

20、 传动比稳定。传动比稳定往往是对传动性能的最基本的要求。齿轮 传动获得广泛应 用，也就是由于这一基本原因。 根据以上齿轮传动的优点，结合CA6140车床主传动系统的结构特点，故 CA6140车床采用齿轮传动，结构紧凑而且传动效率高。 2 2 4.2 齿轮的失效形式以及设计准则 4.2.1齿轮的失效形式 1、轮齿折断 2、齿面磨损 3、齿面点蚀 4、齿面胶合 5、塑性变形 4.2.2齿轮材料 一、钢-最常用的齿轮材料，可通过热处理改善机械性能 1、 锻钢 软齿面齿轮（HBSC 350）:女口45、40Cr热处理，正火调质，加工方法， 热处理后精切 齿形一8、7级，适合于对精度、强度和速度要求不高

21、的齿轮 传动。 硬齿面齿轮（HBS350（是发展趋势）：20Cr，20CrMnTi，40Cr，30CrMoAIA，表面淬火， 渗碳淬火，氮化和氰化，先切齿一表面硬化一磨齿精切齿形一5、 6级，适合于高速、重载及精密机械（如精密机床、航空发动机等）。 2、 铸钢一用于尺寸较大齿轮，需正火和退火以消除铸造应力，强度稍低。 二、铸铁一脆、机械强度，抗冲击和耐磨性较差，但抗胶合和点蚀能力 较强，用于工作平稳、 低速和小功率场合。 铸铁分为：灰铸铁；球墨铸铁一有较好的机械性能和耐磨性。 三、 非金属材料 一工程塑料（ABS、尼龙、取胜酰铵）、夹布胶木。 适于高速、轻载和精度不高的传动中，特点是噪音较低，

22、无需润滑。在 某些低速和仪器仪表 中还用铜合金和铝合金作齿轮材料（具有耐腐蚀、自润 滑等特性）。 4.2.3齿轮材料的选择原则 1、 材料应有足够的强度，且外硬内韧； 2、 合理选择材料配对，软齿面齿轮要求HBS 1 =HBS 2 +3550; 3、 考虑加工工艺。 4.2.4齿轮的具体制造方法 制造齿轮的方法很多，除铸造法，热扎法，冲压法之外，切削齿轮的方 2 3 法按形成齿形的原理可分为两大类：仿形法（也称成形法）和范成法（也称 展成法，创成法）用仿 行法加工齿轮时，可用盘形或指形齿轮铣刀在普通铣 床上加工，也可用成形刀具在刨床上刨削， 或在插床上插削.通常仿行法加工 齿轮生产率低，精度也

23、低，但此法加工时运动很简单，不需要专门的机床，故适用于单件小批生产 和精度要求不高的齿轮。 在工业生产中广泛应用范成法加工齿轮，这种方法是利用齿轮啮合原理 进行的，把啮合中的 一个齿轮做成刀具来加工另外一个齿轮，因而用一把刀 具模数相同而齿数不同的任意齿轮。用范成 法加工齿轮的加工精度和生产率 也比较高。根据齿轮的加工方法以及CA6140车床齿轮的结构 特点，所以车床 齿轮的加工应该采用范成法加工齿轮，即是把啮合中的一个齿轮做成刀具来 加工另外一个齿轮，这 种方法加工效率高，满足工业生产的需要。故采用这 种方法。 4.3 齿轮的强度计算推理方法 4.3.1齿轮的受力分析 齿轮传动的强度计算时，

24、首先要知道齿轮上所受的力，这就需要对齿轮 传动作受力分析。当 然，对齿轮传动进行受力分析也是计算安装齿轮的轴及 轴承时所必须的。 齿轮传动一般均加以润 滑，啮合齿轮间的摩擦力通常很小， 计算齿轮受力时，可不予考虑.沿啮合线作用在齿面上的法向载荷Fn垂直于齿 面，为了计算方便，将法向载荷Fn（单位为N）在节点P处分解为两个相互垂 直的分力，即圆周力Ft与径向力Fr（单位均为N）,如下图3-4表示 2 4 由上图3-4得: Ft=2T1/d1 Fr=Ftta na Fn=Ft/cosa （3-1 ） 式中 T1-小齿轮传递的转矩，单位为N.mm; d1-小齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径，

25、单位为mm a-啮合角，对标准齿轮，a=20度； 以上分析是主动轮齿轮上的力，从动轮齿轮上的各力分别与其大小相 等，方向相反。 4.3.2齿根弯曲疲劳强度计算 轮齿在受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱. 当齿轮在齿顶处啮合时，处于双对啮合区，此时弯矩的力臂虽然最大，但力 并不是最大，因此弯矩 并不是最大.根据分析，齿根所受的最大弯矩发生在齿 轮啮合点位于单对齿啮合区最高点时。因此， 齿根弯曲强度也应按载荷作用 于单对齿啮合区最高点来计算。由于这种方法比较复杂，通常只用于 高精度 的齿轮传动（如6级以上的齿轮传动）。 图 3-4 齿轮受力分析 b h H 2 5 对于制造精

26、度较低的齿轮传动（如7，8，9级精度），由于制造误差大， 2 6 实际上多由在齿顶处啮合的齿轮分担较多的载荷，为便于计算，通常按全部 载荷作用于齿顶来计算 齿根的弯曲强度。当然，采用这种方法，齿轮的弯曲 强度比较富裕。 如图3-6所示,假设齿轮为一悬臂梁,则单位齿宽(b=1)时齿根危险截面的 弯曲应力 l Mpcacos；*h 6pcacosf *h a Fo= =_ W 1 s2 6 取h=khm,s=ksm ,并将式(pca=kp=kFn/L)及式(3-1) 柱齿轮，齿面上的接触线长L即为齿宽b(mm),得 代入上式，对直齿圆 -F0 KFt6Khcos x bm Ks cos- 丫Fa是

27、 6khcos Fa =ks2cos: 个量纲为一的系数，只与齿轮的齿廓形状有关 ,而与齿轮的齿的大 小(模数m)无关。因此，称为齿形系数.S值或h值小的齿轮 值小的 齿轮抗弯曲强度高 。载荷作用于齿顶时的齿顶系数10-5 7。齿根危 险截面的弯曲应力为 ，丫Fa的值要小些，丫Fa YFa可查下表 图3-5齿顶啮合受载情况 0 图3-6齿轮根部的应力图 2 7 KFtYFa -F0= bm 上式中的(7Fo仅为齿根危险截面处的理论弯曲应力，实际计算时，还应 计入齿根危险截面 处的过渡圆角所引起的应力集中作用以及弯曲应力以外的 其他应力对齿根应力的影响，因而得齿 根危险截面的弯曲强度条件式为 C

28、F=；FOx Ysa =KFtYFaYsa bm 式中Ysa为作用于齿顶时的应力校正系数 td=b/d1 Gd称为齿宽系数 并将Ft=2T1/d1及m=d1/z1带入(3-2)式得 于是得 m J 计dZ13S 4.3.3齿面接触疲劳强度计算一防止疲劳点蚀 、计算依据：节点处的接触应力不超过接触疲劳极限应力 (3-2) (T F= 2KT1YFaYsa 2 8 、接触疲劳强度公式 2 9 1、接触应力计算 原始公式：赫兹公式 a=20 一对钢齿轮E仁E2=2.06X105N/mm 即得 .H =空，KT/N/mnf a b 式中各符号的含义和单位 式中q=空一其中b为单位宽度的载荷,b E综合

29、弹性模量，N/mm， 11-叮122 EE1巳 P综合曲率半径，mm, 11丄1 = + J 2 N/mm 推导过程： 齿轮节点处各相应值分析如下: 单位宽度的计算载荷 q= Fnc= KFn= KFt=2KF1q= = =- b b bcos：bd1cos： N/mm 节点处综合曲率半径 1112 2 = = 打d sin：d2sin = 若大小轮齿数比 u= Z2 ,d2=uxd1, d产-2 Z1u -1 则: u -1)2 P u a si 2 10 7H齿面最大接触应力，N/mm2 a中心距，mm； K载荷系数； T1小轮传递的转矩，N/mm; B齿宽，mm u大小齿轮齿数比 +用于

30、外啮合；-用于内啮合 2、接触疲劳许用应力【孔 %=皿N/mm SH 3、接触疲劳强度公式 校核公式 引入齿宽系数；=b/a，得设计公式 a(u+/-1)(35)2-KTL(mm) VHV 4、公式使用时的注意点 上式只适用于一对钢制齿轮，若为钢对铸铁或一对铸铁齿轮，系数33应 分别改为285和250。一对齿轮啮合，两齿面接触应力相等，但两轮的许用 接触应力7H可能不 同，计算时应代入7H1与7H2中之较小值。 三、齿面接触疲劳强度的途径 1、加大中心距； 2、增大齿宽； 3、选强度较高的材料，提高材料表面硬度。 四、齿轮传动要点 1、分析失效，确定设计准则; 2、合理选择齿轮副的材料； 3、

31、用经验法、分析法或计算法确定各参数，并保证传动参数满足运动 要求、几何关系及强度 要求。 4、注意齿轮的结构和使用维护问题 CT H=335 a KT1(u /-1)3 V bu 珂7H邙/mm 2 11 4.4 主轴箱的各传动组模数的确定与校核 4.4.1主轴模数的确定与校核 一、 选材料，齿轮类型，精度等级，齿数及传动比 1）选择齿轮材料为40Cr,调质渗碳淬火处理，齿面硬度达到 2）斜齿圆柱齿轮传动 3）参考书籍 15及考虑机床的工作情况，选择齿轮的精度为 4） Z1=26Z2=58传动比i=2.2 5）初选螺旋角=100 二、 先按齿面接触强度设计 50-60HRCo 6级 d1t 1

32、.选载荷系数 2QT5u1 ZEZH2 3：-(-) I d；：.u二H Kt=1.6 2.小齿轮传动转矩 P55 64 955訂 955竝=264宓 3.选取d d为齿宽系数，它的值为齿轮宽度与齿轮的分度圆之比 机床或汽车变速器齿轮：d=0.1-0.4取d=0.2 4.由表10-6 5 6 7* * * * * *查得材料的弹性影响系数为 2 ZE=189.8Mpa N2= 1.3 107 3 12 8.选取区域系数ZH=2.433 9.查表得 二1 =0.78,； 一2 =0.87,贝则；.-；J ；_2 =165 10.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数为S=1，由式子（1

33、0-12）得: -H=(-HI+卜H2)/2=(1380+1235)/2=1307.5Mpa 计算 、小齿轮分度圆直径d1t,带入cHI中较小的值 一、2KtT5U+1/ZEZH、2 u% 代入数值得d1t80.3mm 、计算圆周速度v 3、计算齿宽b b=d d1t=0.2X80.3mm=16mm 4、计算齿宽与齿高之比b/h 模数mt=d1t/z1=80.3/26=3.07mm 齿高h=2.25mt=2.25mmX3.07=6.75mm b/h=2.3 5、计算动载系数K K为载荷系数，包括使用系数KA，动载系数Kv,齿间载荷分配系数 KH：，及齿向载荷分布系数KHF；，即 K= KAKv

34、K.KH1 参考文献7，选取车床的 KA为1.25。 动载系数Kv，根据参考书7中的图，根据v=2.2m/s,7级精度，由图10-8查得动载 r _ KHN 1；H Iim1 =0.92X1500=1380Mpa H 2 = KHN2- H lim 2 s =0.96X1300=1235Mpa 二d1tn5 60 1000 二80.3 200 60 1000 =0.85m/s 3 13 系数 Kv=1.10; 3 1 斜齿轮，假设KAxFt/bv100N/mm.由表10-3 7查得 KHa=KFa=1.4。 由表10-4 7 查得6级精度KH3=1.2 由b/h=3.617，KH3=1.15，

35、查图10-13 7得 KF3=1.16，故载荷系数 K= KAKVKH：KH：=2.75 6、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a） 7得 d1=d1t 3 K/Kt=80.3x 3. 2.65/1.4 =99.8mm 7、计算模数m m=d1/z仁99.8/26=3.8mm 四、按齿根弯曲强度设计 1.由上面的齿根弯曲强度的推导得 mn32灯5丫譽 2 沁忆 n 初1 2 取6 1）计算载荷系数 K=KAKvKFaK.=1.25x1.1x1.4x1.05=2.02 2）由图10-20d 7查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 7FE1=900Mpa;大齿轮的 弯曲疲劳强度极限7F

36、E2=600Mpa 3）由图10-18 7查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.92; KFN2=0.96; 计算弯曲疲劳许用应力 4）取弯曲疲劳安全系数s=1.4,由式（10-12） 7得 =KFNIKFE1= 0.92 900=591.13Mpa L-H1s1.4 计算大小齿轮的YF号并加以比较 丫 Fa1丫sa1 = 2.62 1.59 =0.00702 二 F1591.13 丫 Fa2丫sa2 = 2.29 1.72 =0.00964 m 411 大齿轮的数值大 卜H）2 =KFN 2- FE2 S = 0.96 600=4n.4Mpa 1.4 3 2 2、设计计算代入上面较大的数值得

37、3 3 2 2 2.64 1050.88 0.97 0.2汉262 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根 弯曲疲劳 强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载 能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿 数的乘积）有关，可取 齿轮模数为m=4.0mm分度圆直径为d=mz=26x4=104mm. 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到 结构紧凑，避免浪费。 4.4.2传动组a中齿轮的模数的确定 按齿根弯曲疲劳强度计算，则设计公式为 。2KYFaYsa :IZ1 2 G 9 =60njLh

38、=60 800 1 2 8 300 20 = 4.6 10 KFN1=0.84 KFN2=0.90 6.计算载荷系数K 1. 2. 3. 确定公式中各参数值 计 算小齿轮转矩 选取齿宽 系数 T1=8.35 104N.M 4 =0.3 应力循环次数 查表10-18【15】弯曲疲劳寿命系数 4.有图10-20c 有齿数为 【15】查得齿轮弯曲疲劳极限 乙=56 二 FE1=400Mpa Z2=38 匚FE2=600Mpa 5.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4. J1= KFN1 FE1 s =0.84汇600 1.4 =360Mpa J2一 也=犖严 g 0.00964 =4.

39、0 N1 N2 mn 33 KAKVKF.K- L FH r .门T - -r I - TLL- B11.| 1 1 1 L I, irT 一丁十 T- r i 卜. 4 1 1 j1【r、 载荷 水平面H 垂直面_ 支反力FFl , OIMh.OIHVlTIh J hjaimshFSIIBJEINrvrs|i 弯矩 总弯矩 眩扛严宀ZJM 图 5-1 轴的扭矩图 2.按照弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据上 表中的数据，轴的计算应力为 D-花键最大直径，d-花键小直径 Z-花键齿数，b-齿宽 45钢，调质处理，由表15-118查得匚=60

40、Mpa. 因此二ca二斗，故安全 M _1736921 W 74723.2 二24Mpa 其中： W (D-d)(D d)2Zb 32D 前已经选定轴的材料为 ca 3 7 第 6 章离合器的设计 6.1 确定轴的各种参数 1.摩擦离合器的内径与外径 根据结构要求定：接触部分外径D=123mm接触部分内径d=73mm. 2.摩擦片平均直径D0和内摩擦片接触宽度 b: D。=匚=98( mm);口二3 = 25(mm) 2 2 2 2 3.摩擦片离合器传递的扭矩 4.许用压强 亠ni汉兀x D0 查系数Kv时，Vp j - =3.85 p 60000 5.安全系数K=1.3 6.摩擦系数f=0.

41、08 7.摩擦面对数Z _ 2M ； k 2 1.56 10 13 12(对) 兀fD0blpH0.9820.56 8.确定内外片数：正转，内片9片。外片8片；反转：内 片5片，外片4 感谢汪建中老师指引我们的论文的写作的方向和架构，并对本论文初稿 进行逐字批阅，指 正出其中误谬之处，使我们有了思考的方向。 在此，谨向汪老师表示崇高的敬意和衷心的感谢！谢谢汪老师在我们撰 写论文的过程中给 与我的极大地帮助。 Mn=955 104 nj -955 104 13 0.96 0.9554 750 -1.56 1 05(N.mm) 3 8 另外，要感谢在大学期间所有传授我们知识的老师，是你们的悉心教导

42、 使我们有了良好的 专业课知识，这也是课程设计得以完成的基础。 感谢所有给我们帮助的老师和同学，谢谢你们！ 通过此次的课程设计，我们学到了很多知识，跨越了传统方式下的教与 学的体制束缚，在 说明书的写作过程中，通过查资料和搜集有关的文献，培 养了自学能力和动手能力。并且由原先 的被动的接受知识转换为主动的寻求 知识，这可以说是学习方法上的一个很大的突破。在以往的 传统的学习模式 下，我们可能会记住很多的书本知识，但是通过课程设计，我们学会了如何 将 学到的知识转化为自己的东西，学会了怎么更好的处理知识和实践相结合 的问题。 在写作过程中也学到了做任何事情所要有的态度和心态，首先做学问要 一丝不

43、苟，对于发 展过程中出现的任何问题和偏差都不要轻视，要通过正确 的途径去解决，在做事情的过程中要有 耐心和毅力，不要一遇到困难就达退 堂鼓，只要坚持下去就可以找到思路去解决问题的。而且要 学会与人合作， 这样做起事情来就可以事倍功半。 总之，此次写作过程，我们收获了很多，也为将来的人生之路做好了一 个很好的铺垫。 3 9 参考文献 1上海纺织工学院哈尔滨工业大学天津大学主编机床设计图册 上海科学技术出版社1979年6月 2贾亚洲主编.金属切削机床概论第二版.机械工业出版社,2010年 9月 3陆剑中 孙家宁主编.金属切削原理与刀具第四版.机械工业出版 社,2005年1月 4机械设计手册编写组会

44、编.机械设计手册第三册.机械工业出 版社,1986年 5 贺曙新 张四弟 主编.金属切削工.化学工业出版社，2004年4月 陈家芳主编.实用金属切削加工工艺手册.上海科学技术出版 社,2005 年1月 7 陈立德牛玉丽主编.机械设计基础课程设计指导书（第二版）. 高等教育出版社，2000年8月 8 廖念钊莫雨松李硕根杨兴骏主编.互换性与技术测量（第五版） 中国计量出版社，2007年6月 9张建中主编.机械设计基础学习与训 练指南.高等出版社，2003年9月 10张建中主编.机械设计基础.高等出版社，2007年8月 11刘小年主编.机械制图（第二版）.机械工业出版社，2003年2月 2 =2 4

45、00 314(130 230) (230 130)= 1370mm 查表取相近的基准长度Ld，Ld= 2240mm。 带传动实际中心距a二a。 “ S 二415mm 2 5.验算小带轮的包角.一般小带轮的包角不应小于1200 * d?- d1 :1 180 21 57.3 =166.2120。合适。 a 6.确定带的根数 3 10 Pea (PoPo)k：.kL 5.由图10-21e按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限为: Sm1=1500MPa 大齿轮的接触疲劳极限为aH|im2=1300Mpa, 6.由式子N=60njLh计算应力循环次数： N仁60NjLh=60X22X1X2x8x300 x20=1.26X108 8 N1.26 10 i 2 7.由图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.92 KHN2=.96 9 N14.6 10门“9 1 3.13 109 i 1.47