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12级机床主轴箱设计


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1. 机床主要技术参数: (1) 尺寸参数: 床身上最大回转直径: 400mm 刀架上的最大回转直径: 200mm 主轴通孔直径: 40mm 主轴前锥孔: 莫式 6 号 最大加工工件长度: 1000mm (2) 运动参数: 根据工况,确定主轴最高转速有采用 YT15 硬质合金刀车削碳钢工件获得,主 轴最低转速有采用 W16Cr4V 高速钢刀车削铸铁件获得

。 nmax=

1000 v max = 23.8r/min ?d min

nmin=

1000 v min =1214r/min ?d max

根据标准数列数值表,选择机床的最高转速为 1180r/min,最低转速为 26.5/min 公比 ? 取 1.41,转速级数 Z=12。 (3) 动力参数: 电动机功率 4KW 选用 Y112M-4 型电动机 2. 确定结构方案: (1) 主轴传动系统采用 V 带、齿轮传动; (2) 传动形式采用集中式传动; (3) 主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器; (4) 变速系统采用多联滑移齿轮变速。 3. 主传动系统运动设计: (1) 拟订结构式: 1) 确定变速组传动副数目: 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合: A.12=3*4 D.12=2*3*2 B. 12=4*3 C。12=3*2*2

E。12=2*2*3

方案 A、B 可节省一根传动轴。但是,其中一个传动组内有四个变速传动 副,增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。 根据传动副数目分配应“前多后少”的原则,方案 C 是可取的。但是,由

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于主轴换向采用双向离合器结构,致使Ⅰ轴尺寸加大,此方案也不宜采用,而 应选用方案 D 2) 确定变速组扩大顺序: 12=2*3*2 的传动副组合,其传动组的扩大顺序又可以有以下 6 种形式: A.12=21*32*26 C.12 =23*31*26 E.22*34*21 B。12=21*34*22 D。12=26*31*23 F。12=26*32*21

根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则,应选用第一种方案。然而,对于所 设计的机构,将会出现两个问题:

① 第一变速组采用降速传动(图 1a)时,由于摩擦离合器径向结构尺寸限制, 使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小,Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。这样,不仅使 Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大,而且Ⅱ-Ⅲ轴间的中心距也会加大,从而使整个传动系 统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 ② 如果第一变速组采用升速传动 (图 1b) 则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能由 , 后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值,常常需要增加一 个定比降速传动组,使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。 如果采用方案 C,即 12 =23*31*26,则可解决上述存在的问题(见图 1c) 。其结 构网如图 2 所示。

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(2) 绘制转速图: 1) 验算传动组变速范围: 第二扩大组的变速范围是 R2 = ? =8,
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符合设计原则要求。 2) 分配降速比: 该车床主轴传动系统共设有四个传动组,其中有一个是带传动。根据降速比分 配应“前慢后快”的原则及摩擦离合器的工作速度要求,确定各传动组最小传 动比。 U=

n min 26 .5 1 = = nE 44 .5 1180
=

1

1

1
2

1
3

1

?

11

?

2.05

? ? ?4

3) 绘制转速图: (见附图 1) (3) 确定齿轮齿数: 利用查表法求出各传动组齿轮齿数如下表: 变速组 齿数和 齿轮 齿数 第一变速组 72 z1 24 z2 48 z3 42 z4 30 第二变速组 72 z5 19 z6 53 z7 24 z8 48 z9 30 z10 42 第三变速组 106 z11 18 z12 72 z13 60 z14 30

传动过程中,会采用三联滑移齿轮,为避免齿轮滑移中的干涉,三联滑移齿轮

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中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于 4。所选齿轮的齿数符合设计要求。 (4) 验算主轴转速误差: 主轴各级实际转速值用下式计算: n = nE*

d1 (1-ε )u1 u2 u3 d2

式中 u1 u2 u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。 ε 取 0.05 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示:

△ n = |
'

n ? n' |≤10(Φ -1)% n'

其中 n 主轴标准转速 转速误差表 主轴转速 标准转速 实际转速 转速误差% 主轴转速 标准转速 实际转速 转速误差% n1 26.5 27.3 3.0 n7 212 216.53 2.1 n2 37.5 37.75 0.7 n8 300 302 0.67 n3 53 53.93 1.8 n9 425 431.43 1.5 n4 75 75.78 1.0 n10 600 606.3 1.1 n5 106 105.7 0.3 n11 850 845.6 0.5 n6 150 151 0.67 n12 1180 1208 2.3

转速误差满足要求。 (5) 绘制传动系统图: (见附图 2) 4. 估算传动件参数,确定其结构尺寸: (1) 确定传动件计算转速: 1) 主轴: 主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速,即 nj = nmin ?
Z ?1 3

=74.3r/min 即 n4=75r/min;

2) 各传动轴: 轴Ⅲ可从主轴为 75r/min 按 72/18 的传动副找上去,似应为 300r/min。但

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是由于轴Ⅲ上的最低转速 106r/min 经传动组 C 可使主轴得到 26.5r/min 和 212r/min 两种转速。212r/min 要传递全部功率,所以轴Ⅲ的计算转速应为 106r/min。轴Ⅱ的计算转速可按传动副 B 推上去,得 300r/min。 3) 各齿轮: 传动组 C 中,18/72 只需计算 z =18 的齿轮,计算转速为 300r/min;60/30 的只需计算 z = 30 的齿轮,计算转速为 212r/min。这两个齿轮哪个的应力更大 一些,较难判断。同时计算,选择模数较大的作为传动组 C 齿轮的模数。传动 组 B 中应计算 z =19 的齿轮, 计算转速为 300r/min。 传动组 A 中, 应计算 z = 24 的齿轮,计算转速为 600r/min。 (2) 确定主轴支承轴颈直径: 参考《金属切削机床课程设计指导书》表 2,取通用机床钢质主轴前轴颈 直径 D1 = 80mm,后轴颈直径 D2 = (0.7~0.85)D1,取 D2 = 65 mm,主轴内 孔直径 d = 0.1 Dmax ±10 mm ,其中 Dmax 为最大加工直径。取 d = 40mm。 (3) 估算传动轴直径: (忽略各传动功率损失) 按扭转刚度初步计算传动轴直径: d = 91

N
4

n j [? ]

式中 d —— 传动轴直径; N —— 该轴传递功率(KW) ;

n j ——该轴计算转速(r/min) ;
[ ? ]—— 该轴每米长度允许扭转角 这些轴都是一般传动轴,取[ ? ]=10/m。 代入以上计算转速的值,计算各传动轴的直径: Ⅰ轴:d1 = 26mm; Ⅱ轴:d2 = 31mm; Ⅲ轴:d3 = 40mm; (4) 估算传动齿模数: (忽略各传动功率损失) 参考《金属切削机床课程设计指导书》中齿轮模数的初步计算公式初定齿 轮的模数:

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m = 32 式中

N
3

nj Z

N —— 该齿轮传递的功率(KW) ; Z —— 所算齿轮的齿数;

n j —— 该齿轮的计算转速(r/min) 。
同一变速组中的齿轮取同一模数,故取( n j Z )最小的齿轮进行计算,然 后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。 传动组 C 中:m = 2.9 mm ,取标准模数 m=3 mm; 传动组 B 中:m = 2.8 mm,取标准模数 m=3 mm; 传动组 A 中:m = 2.1mm,取标准模数 m=2.5 mm。 (5) 离合器的选择与计算: 1) 确定摩擦片的径向尺寸: 摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制,内径又由安装它的轴径 d 来决定,而 内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小,直接影响离合器的结 构与性能。 表示这一特性系数 ? 是外片内径 D1 与内片外径 D2 之比, ? ? 即 一般外摩擦片的内径可取:D1=d+(2~6)=26+6=32mm; 机床上采用的摩擦片 ? 值可在 0.57~0.77 范围内,此处取 ? =0.6,则内摩擦 片外径 D2 ?

D1 D2

D1

?

?

32 0.6

=53.3mm。

2) 按扭矩确定摩擦离合面的数目 Z: Z≥

TK [ P] f ? S ? r f K V K m K Z
Pd 4 ? =955*104* mm; * 0.8 =5.1*104N· nj 600

其中 T 为离合器的扭矩 T=955*104

K——安全系数,此处取为 1.3; [P]——摩擦片许用比压,取为 1.2MPa; f——摩擦系数,查得 f=0.08; S——内外片环行接触面积,

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S?

? (D22 — D12)=1426.98mm2; 4

rf — — 诱 导 摩 擦 半 径 , 假 设 摩 擦 表 面 压 力 均 匀 分 布 , 则
3 ( D2 ? D13 ) rf ? =21.77mm; 3(D 2 ? D12 ) 2

KV——速度修正系数,根据平均圆周速度查表取为 1.3;

K m ——结合次数修正系数,查表为 1.35;

K Z ——摩擦结合面数修正系数, 查表取为 1;
将以上数据代入公式计算得 Z≥12.67 圆整为整偶数 14,离合器内外摩 擦片总数 i=Z+1=15。 3) 计算摩擦离合器的轴向压力 Q: Q=S[P]KV =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1(N) 4) 摩擦片厚度 b = 1,1.5,1.75,2 毫米,一般随摩擦面中径增大而加大。内外片 分离时的最小间隙为(0.2~0.4)mm。 5) 反转时摩擦片数的确定: 普通车床主轴反转时一般不切削,故反向离合器所传递的扭矩可按空载功 率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率 Pk 一般为额定功率 Pd 的 20~40%, 取 Pk = 0.4Pd,计算反转静扭矩为 Pk = 1.6KW,代入公式计算出 Z≥5.1,圆整为整 偶数 6,离合器内外摩擦片总数为 7。 (6) 普通 V 带的选择与计算: 1) 确定计算功率 Pc ,选择胶带型号: Pc = KAP 式中 P—— 额定功率(KW) ; KA—— 工作情况系数,此处取为 1.2。 带入数据计算得 PC = 4.8 (KW) ,根据计算功率 PC 和小轮转数 n1,即可从三角 胶带选型图上选择胶带的型号。此次设计选择的为 A 型胶带。 2) 选取带轮节圆直径、验算带速: 为了使带的弯曲应力σ
b1

不致过大, 应使小轮直径 d1≥dmin, d1 也不要过

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大,否则外轮廓尺寸太大。此次设计选择 d1 = 140mm。大轮直径 d2 由 算按带轮直径系列圆整为 315mm。 验算带速,一般应使带速 v 在 5~25m/s 的范围内。 v=

n1 d1 计 n2

? ? n1
60 *1000

d1 =10.5m/s,符合设计要求。

3) 确定中心距 a、带长 L、验算包角 ? : 中心距过大回引起带的颤动,过小则单位时间内带的应力循环次数过多, 疲劳寿命降低;包角α 减小,带的传动能力降低。一般按照下式初定中心距 a0 0.75(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2),此次设计定为 450mm。 由几何关系按下式初定带长 L0: L0≈2 a0+0.5

? (d1+d2)+

(d 2 ? d1 ) 2 (mm) 4a 0

按相关资料选择与 L0 较接近的节线长度 LP 按下式计算所需中心距, a≈a0+

LP ? L0 2

考虑安装、调整和补偿初拉力的需要,中心距 a 的变动范围为 (a-0.015 LP a+0.03 LP )

由以上计算得中心距 a = 434.14mm,带长为 1600mm。 验算包角: ? = 180 0

d 2 ? d1 0 0 *57.3 = 156.9≥120 ,符合设计要求. a

4) 计算胶带的弯曲次数 u : u=

1000 mv -1 -1 [s ]≤40[s ] L
-1 -1

式中:m —— 带轮的个数; 代入相关的数据计算得:u = 13.125[s ]≤40[s ] 符合设计要求。 5) 确定三角胶带的根数 Z: 根据计算功率 PC 和许用功率[P0],可求得胶带根数 Z,

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带入各参数值计算,圆整结果为 3,即需用 3 根胶带。 6) 确定初拉力 F0 和对轴的压力 Q: 查《机床课程设计指导书》表 15 知,A 型胶带的初拉力 F0 的范围为 100~ 150[N] ,此处确定为 120 [N]。 作用在轴上的压力 Q = 2 F0·z·sin 5. 结构设计: (1) 带轮设计: 根据 V 带计算,选用 3 根 A 型 V 带。由于Ⅰ轴安装摩擦离合器及传动齿 轮,为了改善它们的工作条件,保证加工精度,采用卸荷式带轮结构。 (2) 主轴换向与制动机构设计: 本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。主轴换向比较频繁, 才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、止推片、压块和 空套齿轮组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转,用于 切削加工。需要传递的转矩较大,片数较多。右离合器用来传动主轴反转,主要 用于退回,片数较少。这种离合器的工作原理是,内摩擦片的花键孔装在轴Ⅰ的 花键上,随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔,直径略大于花键外径。外圆上有 4 个凸起,嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。用杆通过销向左推动 压块时, 将内片与外片相互压紧。 轴Ⅰ的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给 齿轮,使主轴正传。同理,当压块向右时,使主轴反转。压块处于中间位置时, 左、右离合器都脱开,轴Ⅱ以后的各轴停转。 制动器安装在轴Ⅲ,在离合器脱开时制动主轴,以缩短辅助时间。此次设计 采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘,与轴用花键联接,周边围着 制动带。制动带是一条刚带,内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与 杠杆连接。 另一端与箱体连接。 为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动, 采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时,齿条处于中间位置,将制动带拉紧。 齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时,杠杆都按顺时 针方向摆动,使制动带放松。

?1
2

=705.4[N]。

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(3) 齿轮块设计: 机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点,基本组、 第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿 轮与传动轴间均采用花键联接。 从工艺角度考虑,其他固定齿轮(主轴上的齿轮除外)也采用花键联接。 由于主轴直径较大,为了降低加工成本而采用了单键联接。 各轴采用的花键分别为:Ⅰ轴:6×23×26×6 Ⅱ轴:6×26×30×6 Ⅲ轴:8×36×40×7 Ⅰ~Ⅲ轴间传动齿轮精度为 877—8b,Ⅲ~Ⅳ轴间齿轮精度为 766—7b。 (4) 轴承的选择: 为了方便安装,Ⅰ轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径,均采用深 沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整,Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。滚 动轴承均采用 E 级精度。 (5) 主轴组件: 本车床为普通精度级的轻型机床,为了简化结构、主轴采用了轴向后端定 位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承,后支承采用角接触球轴 承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度,主轴前后轴承均采用压块式 防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式。 前轴承为 C 级精度,后轴承为 D 级精度 (6) 润滑系统设计: 主轴箱内采用飞溅式润滑,油面高度为 65mm 左右,甩油环浸油深度为 10mm 左右。润滑油型号为:IIJ30。 卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为:钙质润滑脂。 (7) 密封装置设计: Ⅰ轴轴颈较小,线速度较低,为了保证密封效果,采用皮碗式接触密封。而主 轴直径大、线速度较高,则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封, 以防止外界杂物进入。 6. 传动件验算: (1)轴的强度验算

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由于机床主轴箱中各轴的应力都比较小,验算时,通常用复合应力公式进行计算:

Rb =

M 2 ? 0.5T 2 ≤[Rb] [MPa] W

[Rb] —— 许用应力,考虑应力集中和载荷循环特性等因素。 W —— 轴的危险断面的抗弯断面系数;

zb( D ? d )( d ? D) 2 花键轴的抗弯断面系数 W = + 32 D 32 D
其中 d—— 花键轴内径; D—— 花键轴外径; b—— 花键轴键宽; z—— 花键轴的键数。 T —— 在危险断面上的最大扭矩 T = 955*10
4

?d 4

N nj

N—— 该轴传递的最大功率;

n j —— 该轴的计算转速;
M —— 该轴上的主动被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩。 齿轮的圆周力:Pt = 2T/D,D 为齿轮节圆直径。 直齿圆柱齿轮的径向力 Pr = 0.5 Pt. 求得齿轮的作用力,即可计算轴承处的支承反力,由此得到最大弯矩。 对于轴Ⅰ、Ⅱ,由表 29 得[Rb] = 70[MPa]; 对于轴Ⅲ ,[Rb] = 65[MPa] 由上述计算公式可计算出: 轴Ⅰ,Rb=53.6[MPa]≤[Rb]; 轴Ⅱ,Rb=48.3[MPa]≤[Rb]; 轴Ⅲ,Rb=61.1[MPa]≤[Rb]。 故传动轴的强度校验符合设计要求 (2)验算花键键侧压应力 花键键侧工作表面的挤压应力为:

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? jy ?

8Tmax ≤[ ? jy ] [MPa] ( D ? d 2 )lz?
2

式中: Tmax ——花键传递的最大扭矩; D、d —— 花键的外径和内径; z —— 花键的齿数;

? —— 载荷分布不均匀系数,通常取为 0.75。
使用上述公式对三传动轴上的花键校核,结果符合设计要求。 (3)滚动轴承验算: 机床的一般传动轴用的滚动轴承,主要是由于疲劳破坏而失效,故应对轴承进行 疲劳寿命验算。下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命验算: Lh=500 (

Cf n ) ? ≥[T] f f K s Kl P

式中,Lh —— 额定寿命; C —— 滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷[N];

f n —— 速度系数, f n =

?

100 ; 3 nj

f f —— 工作情况系数;由表 36 可取为 1.1;
ε —— 寿命系数,对于球轴承:ε = 3 ;对于滚子轴承:ε =10/3;

n j —— 轴承的计算转速,为各轴的计算转速;
Ks —— 寿命系数,不考虑交变载荷对材料的强化影响时: Ks = KNKnKT; KN —— 功率利用系数,查表为 0.58; Kn —— 转速变化系数;查表 37 得 0.82; KT —— 工作期限系数,按前面的工作期限系数计算; Kl —— 齿轮轮换工作系数,可由表 38 查得; P —— 当量动载荷[N ]; 使用上述公式对各轴承进行寿命校核,所选轴承均符合设计要求。 (4)直齿圆柱齿轮的强度计算: 在验算主轴箱中的齿轮强度时, 选择相同模数中承受载荷最大的、 齿数最小的齿

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轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。 一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度, 对低 速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。 根据以上分析,现在对Ⅰ轴上齿数为 24 的齿轮验算接触疲劳强度,对Ⅳ轴上齿 数为 30 的齿轮验算弯曲疲劳强度。 对于齿数为 24 的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数 mj: mj = 16338* 3

(i ? 1) K d ? K c ? K b K s ? N mm ? m z12 [? j ] 2 n j

式中:N —— 传递的额定功率[KW](此处忽略齿轮的传递效率) ;

n j —— 计算转速;

? m —— 齿宽系数 ,此处值为 6 ;
z1 —— 为齿轮齿数; i —— 大齿轮与小齿轮齿数之比, “+”用于外啮合, “—”用于内啮合,此 处为外啮合,故取“+”;

K s —— 寿命系数: K s = KTK nKNKq
KT —— 工作期限系数: KT =
m

60 n1 ? T c0

T—— 齿轮在机床工作期限内的总工作时间, 同一变速组内的齿轮总工作时 间近似的为 Ts / P,P 为该变速组的传动副数;查《机床课程设计指导书》表 17 得 Ts = 18000,故得 T = 9000h; n1 —— 齿轮的最低转速,此处为 600r/min; c0 —— 基准循环次数,由表 16 得 c0 = 10 ; m —— 疲劳曲线指数,由表 16 得 m = 3; K n —— 转速变化系数,由表 19 得 K n = 0.71; KN—— 功率利用系数,由表 18 得 KN = 0.58; Kq —— 材料强化系数,由表 20 得 Kq = 0.64; Kc —— 工作状况系数,考虑载荷冲击的影响,取 Kc = 1.2; Kd —— 动载荷系数,由表 23 得 = 1.2; Kb —— 齿向载荷分布系数,由表 24 得 Kb = 1 ;
7

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设计二 一、设计要求:
主 电 动 机 的 功 率 4kw , 最 高 转 速 1400r/min, 最 低 转 速 31.5r/min. 本次设计主要参考
(1)规格
选用型号 CA6140、规格 Φ 400×1000 (2)用途 CA6140 型卧式车床万能性大,适用于加工各种轴类、套筒类、轮盘类零件 上的回转表面。可车削外圆柱面、车削端面、切槽和切断、钻中心孔、钻孔、镗 孔、铰孔、车削各种螺纹、车削内外圆锥面、车削特型面、滚花和盘绕弹簧等。 加工范围广、结构复杂、自动化程度不高,所以一般用于单件、小批生产。

二、设计目的
通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计, 在拟定传动和变速的结构方 案过程中,得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写 技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的 设计方法,并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。

三、设计步骤
1.运动设计 1.1 已知条件
[1]确定转速范围:主轴最小转速 nmin ? 31.5r / min 。 [2]确定公比: ? ? 1.41

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[3]转速级数: z ? 12

1.2 结构分析式
⑴ 12 ? 3 ? 2 ? 2 ⑵ 12 ? 2 ? 2 ? 3 [3] 12 ? 2 ? 3 ? 2
从电动机到主轴主要为降速传动, 若使传动副较多的传动组放在较接近电动 机处可使小尺寸零件多些,大尺寸零件少些,节省材料,也就是满足传动副前多 后少的原则,因此取 12 ? 3 ? 2 ? 2 方案。在降速传动中,防止齿轮直径过大而使 1 径向尺寸常限制最小传动比 imin ? ;在升速时为防止产生过大的噪音和震动常 4 限 制 最 大 转 速 比 i m a x? 2 。 在 主 传 动 链 任 一 传 动 组 的 最 大 变 速 范 围
Rmax ? ?imax imin ? ? 8 ~ 10 。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小,

根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下:

检查传动组的变速范围时,只检查最后一个扩大组:
R 主max ? u 主max /u主min ? 2/0.25 ? 8 R2 ? ? X 2 ( P2 ?1) ? 1.416( 2?1) ? 8

其中 ? ? 1.41 , X 2 ? 6 , P2 ? 2

R2 ? R主max 值,符合要求,其他变速组的变速范围肯定也符合要求。

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1.3 绘制转速图
(1)选择电动机类型 根据已知工作条件和要求,选择一般用途的 Y 系列三相鼠笼式异步电动机, 卧式封闭结构。 (2)机械传动效率

? ? ?1 ?? 2 ??3 ? ? ? ?? N

式中?1 ,? 2 ,?3 ,? ? ??,? N 分别为传动装置中每一件传动副(齿轮、涡轮、带或者链传动等)、 每对轴承和每个连轴器的效率。

根据以上公式可得
4 3 ? ? ?1 ?? 2 ??3

式中?1 ,? 2 ,?3分别为带传动、轴承、齿轮的效率

传动副效率的概略值可按表 2-3 选取(参考《机械设计基础课程指导》主编林远 艳、唐汉坤下面简称文献[1]) 于是

?1 ? 0.96,?2 ? 0.99,?3 ? 0.97(齿轮8级精度)

? ? 0.96 ? 0.99 4 ? 0.97 3 ? 0.842

(3)电动机所需的输出功率为:
pd ? Pw

?

Pd ?电动机工作功率,kW; Pw ? 工作机所需要输入功率,kW;

? ?电动机至工作机之间传动装置的总效率。
所以 (4)确定电动机的型号 根据已知条件选择最低转速 31.5r/min,最高转速 1400r/min,功率 4kW, 所以选择 Y112M-4 的 Y 系列三相鼠笼式异步电动机 电机转速/(r/min) 电机型号 Y112M-4 额定功率/kW 4 同步转速 1500 满载转速 1440
pw ? 4 ? 0.842 ? 3.68 kW

17

(5)分配总降速传动比 总降速传动比 i ? nmin / nd ? 31.5 / 1440 ? 0.02 又电动机转速 nd ? 1440 r / min 不符合转速数列标准,因而增加一定比传动 副。 <1>确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 <2>确定各级转速并绘制转速图 由 nmim ? 31.5r / min

? ? 1.41

z = 12 确定各级转速:

1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。 在五根轴中,除去电动机轴,其余四轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。 Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的传动组分别设为 a、b、c。现由Ⅳ(主轴)开 始,确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速: ① 先来确定Ⅲ轴的转速 传动组 c 的变速范围为 ? 6 ? 1.416 ? 8 ? Rmax ? [8,10] ,结合结构式, Ⅲ轴的转速只有一种可能: 125、180、250、355、500、710r/min。 ② 确定轴Ⅱ的转速 传动组 b 的级比指数为 3,希望中间轴转速较小,因而为了避免升速,又不 致传动比太小,可取
bi1 ? 1 / ? 3 ? 1 / 2.8 , bi 2 ? 1 / 1

轴Ⅱ的转速确定为:355、500、710r/min。 ③确定轴Ⅰ的转速 对于轴Ⅰ,其级比指数为 1,可取
ai1 ? 1 / ? 2 ? 1 / 2 , ai 2 ? 1 / ? ? 1 / 1.41 , ai 3 ? 1 / 1

确定轴Ⅰ转速为 710r/min。 由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比 i ? 1440 / 710 ? 144 / 71 。下 面画出转速图(电动机转速与主轴最高转速相近) 。

18

电动机









传动系统的转速图

<3>确定各变速组传动副齿数 根据表 2-8( 《机械制造装备设计》主编关慧贞、冯辛安)查得 ①传动组 a:
ai1 ? 1 / ? 2 ? 1 / 2 , ai 2 ? 1 / ? ? 1 / 1.41 , ai 3 ? 1 / 1 ai1 ? 1 / ? 2 ? 1 / 2 时: S z ? ??57、60、63、66、69、72、75、78??

ai 2 ? 1 / ? ? 1 / 1.41 时:S z ? ??58、60、63、65、67、68、70、72、73、77?? ai 3 ? 1 / 1 时: S z ? ??58、60、62、64、66、68、70、72、74、76??

可取 S z ? 72,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为:24、30、36。 于是 ia1 ? 24 / 48 , ia 2 ? 30 / 42 , ia 3 ? 36 / 36 可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为:48、42、36。 ②传动组 b: 查表 8-1, bi1 ? 1 / ? 3 ? 1 / 2.8 , bi 2 ? 1 / 1
bi1 ? 1 / ? 3 ? 1 / 2.8 时: S z ? ??69、72、73、76、77、80、81、84、87??

bi 2 ? 1 / 1 时: S z ? ??70、72、74、76、78、80、82、84、86??

可取 S z ? 84,于是可得轴Ⅱ上双联齿轮的齿数分别为:22、42。 于是 bi1 ? 22 / 62 , bi 2 ? 42 / 42 ,得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为:62、42。 ③传动组 c:

19

查表 8-1, ci1 ? 1 / 4 , ic 2 ? 2
ci1 ? 1 / 4 时: S z ? ??84、85、89、90、94、95??
ic 2 ? 2 时: S z ? ??72、75、78、81、84、87、89、90??

可取 S z ? 90.
ci1 ? 1 / 4 为降速传动,取轴Ⅲ齿轮齿数为 18;
ic 2 ? 2 为升速传动,取轴Ⅳ齿轮齿数为 30。

于是得 ci1 ? 18 / 72 , ic 2 ? 60 / 30 得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为 18,60; 得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为 72,30。

1.4 绘制传动系统图
根据轴数,齿轮副,电动机等已知条件可有如下系统图:

2.动力设计 2.1 确定各轴转速
⑴确定主轴计算转速 由转速图可知: 主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转

20

速,即

n V? ? 90r / min
⑵各传动轴的计算转速: 轴Ⅲ可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去,轴Ⅲ的计算转速 125r/min;轴Ⅱ的计算转速为 355r/min;轴Ⅰ的计算转速为 710r/min。 [3]各齿轮的计算转速 传动组 c 中,18/72 只需计算 z = 18 的齿轮,计算转速为 355r/min;60/30 只需计算 z = 30 的齿轮,计算转速为 250r/min;传动组 b 计算 z = 22 的齿轮, 计算转速为 355r/min;传动组 a 应计算 z = 24 的齿轮,计算转速为 710r/min。 [4]核算主轴转速误差
n实 ? 1440 ? ?126 / ? 256 ? 36 / 36 ? 42 / 42 ? 60 / 30 ? 1417 .5r / min
n标 ? 1400 r / min
( n实 ? n 标 ) n标 ? 100 % ? (1417 .5 ? 1400 ) ? 100 % ? 1.25 % ? 5% 1400

所以合适。 [5]各轴的功率
p? ? Pd?1? 2 ? 3.80 kW
2 p?? ? Pd?1? 2?3 ? 3.65 k W

p??? ? Pd?1? 3? 32 ? 3.51k W 2
4 3 pV? ? Pd?1? 2? 3 ? 3.37 k W

[6]计算各轴的输入转矩
Td ? 9550 ? Pd 4 ? 9550 ? ? 26.53( N ? m) nm 1440 Pd?1? 2 4 ? 0.96 ? 0.99 ? 9550 ? ? 51.13( N ? m) nm 710
2 Pd?1? 2?3

T? ? 9550 ?

T?? ? 9550 ?

nm

? 9550 ?

4 ? 0.96 ? 0.99 2 ? 0.97 ? 98 .21( N ? m) 355

21

T??? ? 9550 ?

Pd?1? 3? 32 2 nm
4 3 Pd?1? 2? 3

? 9550 ?

4 ? 0.96 ? 0.99 3 ? 0.97 2 ? 267 .84 ( N ? m) 125 4 ? 0.96 ? 0.99 4 ? 0.97 3 ? 357 .23( N ? m) 90

TV? ? 9550 ?

nm

? 9550 ?

3. 带传动设计
电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=3.68kW,传动比 i=2.03,两班制, 一天运转 16.1 小时,工作年数 10 年。 ⑴确定计算功率 ⑵选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算功率,选 A 型带。 ⑶确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径 d1 ? 125 mm , d 2 ? 125 ? i ? 125 ? 2.03 ? 256 mm 验算带速成 v ? 其中 取 K A ? 1.1,则 Pca ? K A P ? 1.1? 3.68 ? 4.048 KW

?d1 n1
60 ? 1000

n1 -小带轮转速,r/min; d 1 -小带轮直径,mm;

3.14 ? 125 ? 1440 ? 9.42 m / s ? [5,25] ,合适。 60 ? 1000 [4]确定带传动的中心距和带的基准长度 v?

设中心距为 a 0 ,则 0.55( d1 ? d 2 ) ? a ? 2( d1 ? d 2 ) 于是 208.45 ? a ? 758,初取中心距为 a 0 ? 400mm。

带长 L0 ? 2a0 ?

?
2

(d1 ? d 2 ) ?

(d 2 ? d1 ) 2 4 a0

? 2 ? 400 ?

3.14 (254 ? 125 ) 2 ? (125 ? 254 ) ? ? 1405 mm 2 4 ? 400

查表取相近的基准长度 Ld , Ld ? 1400 mm 。

22

带传动实际中心距 a ? a0 ? [5]验算小带轮的包角

Ld ? L0 ? 397 .5mm 2

一般小带轮的包角不应小于 120 ? 。

?1 ? 180 ? ?
[6]确定带的根数

d 2 ? d1 ? 57.3? ? 161 .4 ? ? 120 ? 。合适。 a

Z?
其中:

pca ( p0 ? ?p0 )k? k L

? p 0 - i ? 1 时传递功率的增量;
k ? -按小轮包角 ? ,查得的包角系数;

k L -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 10。 由文献[1]查表 10-7 取 P ? 1.95kW, ?P ? 0.17 kW; 从文献[1]中表 10-5 查取 1 1
K a ? 0.84,

表 10-2 查取 K L ? 0.96; 则
4.048 ?3 (1.92 ? 0.17 ) ? 0.84 ? 0.96

Z?

[7]计算带的张紧力 F0
F0 ? 500 p ca 2.5 ? k? ( ) ? qv 2 vZ k?
p ca -带的传动功率,KW;

其中:

v-带速,m/s; q-每米带的质量,kg/m;取 q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 8.25 2.5 ? 0.9 F0 ? 500 ? ?( ) ? 0.17 ? 9.42 2 ? 193 .7 N 9.42 ? 4 0.95 [8]计算作用在轴上的压轴力
FQ ? 2ZF0 sin

?1
2

? 2 ? 4 ? 193 .7 ? sin

161 .4 ? ? 1530 N 2

23

[9]V 带轮的结构设计

d1 ? (1.8 ~ 2)d ? 2 ? 22 ? 44 mm B ? ( Z ? 1)e ? 2 f ? (3 ? 1) ? 15 ? 2 ? 10 ? 50 mm 1 1 1 C ' ? ( ~ ) B ? ? 50 ? 10 7 4 5 L ? (1.5 ~ 2)d ,由于B ? 1.5d , 所以L ? B ? 45

4.齿轮传动设计 <1>第一变速组齿轮的结构尺寸
已 知 : V 带 效 率 为 ?1 ? 0.96, , 轴 承 ( 对 ) 效 率 为 ? 2 ? 0.97 , 传 递 功 率
p? ? Pd?1? 2 ? 3.80 kW ,主动轮转速 V ? 710, ,最大传动比 i ? u ? 2 ,载荷

平稳,单向回转,单班制工作,工作期限 10 年,每年按 300 天计,原动机 为电动机。 解:①材料、热处理方法。可选一般齿轮材料如下:小齿轮选用 45 号 钢,调制处理,

HB ? 450HBS ;大齿轮选用
1

45 号钢,正火处理,

HB

2

? 410HBS ,硬质差 40 HBS ,在规定的 30~50 范围内。

②选择精度等级。减速器为一般齿轮传动,估计圆周速度不大于 6 m?s ,根据参考文献[1]中的表 8-4,初选 8 级精度。

24

③ 按齿面接触疲劳强度设计齿轮, 齿轮承载能力应由齿面接触疲 劳强度决定。
?

d1 ? ?????

??I ? u ? 1? ?du?????

a) 载荷系数 K:查参考文献[1]中表 8-5,取 K=1.2. b) 转矩 T 1 : c) T? ? 9550 ?
Pd?1? 2 4 ? 0.96 ? 0.99 ? 9550 ? ? 51.13( N ? m) nm 710

d) 接触疲劳许用应力 ?? H ? :

?? ? ? ? ?? s
? H
H

H lim

由参考文献[1]的图 8-12 查得:

?

H lim 1

? 950 MPa ,? H lim 2 ? 850 MPa 。

接触疲劳寿命系数 Z N :由公式 N= 60 ? n ? j ? Lh 得
N1 ? 60 ? 710 ?10 ? 300 ? 8 ? 1.02 ?10 9

N2 ?

N1 1.02 ?10 9 ? ? 5.01 ?10 8 i 2

查参考文献[1]的图 8-11,得 ZN 1 ? 1? N 1 ? N 0? N 0 ? 109 ?

Z
Z ?? S
N1

N2

? 1.05

按一般可靠性要求,查参考文献【二】的表 8-8,取 SH =1.1,则

?? ?
H

?

?

H lim 1

?

H

1? 950 ? 863? MPa ? 1.1

?? ?
H

?

?

Z ?? S
N2

H lim 2

?

H

1.05 ? 850 ? 811? MPa ? 1.1

e) 计算小齿轮分度圆直径 d 1 : 查参考文献[1]中的表 8-10,取

?

d

? 0.3

d ? ? 76 .57 3

KT? (u ? 1) 1.2 ? 51130 ? (2 ? 1) ? 76 .57 3 ? 59 .38(mm) 2 ?d u[? H ] 0.3 ? 2 ? 8112

25

取 d ? ? 60 (mm ) f) 计算圆周速度 v :
V?

?n1d1
60 ?1000

?

3.14 ? 710 ? 60 ? 2.23(m / s) 60 ?1000

因 v ? 5m?s ,故所取的八级精度合适。 ① 确定主要参数, 第一对齿轮(齿数 24/48)主要几何尺寸 d 60 1) 模数 m : m ? ? ? 2.5(mm) z 24 2) 分度圆直径: d ? ? 60 (mm )
d 2 ? 48 ? 2.5 ? 120 (mm)

3)中心距 a :

a ? (d1 ? d 2 ) / 2 ? (60 ? 120 ) / 2 ? 90(mm)

4)齿根圆直径:

d f 1 ? m( Z1 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (24 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 53.75(mm) d f 2 ? m(Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (48 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 113 .75(mm)
6)齿顶圆直径:

d a1 ? m( Z1 ? 2ha ) ? 2.5 ? (24 ? 2 ?1) ? 65(mm)
d a 2 ? m( Z1 ? 2ha ) ? 2.5 ? (48 ? 2 ?1) ? 125 (mm)

7)齿宽: b ? ?d d1 ? 0.3 ? 60 ? 18(mm)
经处理后取 b2 ? 20mm ,则 b1 ? b2 ? 5 ? 25(mm) 第二对齿轮(齿数 30/42)的主要几何尺寸 (1)分度圆直径:

d1 ? m1 z1 ? 2.5 ? 30 ? 75(mm)
d 2 ? m z2 ? 2.5 ? 42 ? 105 (mm)
(2)齿根圆直径:

d f 1 ? m( Z1 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (30 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 68.75(mm)

26

d f 2 ? m(Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (42 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 98.75(mm)
(3)齿顶圆直径:

d a1 ? m( Z1 ? 2ha ) ? 2.5 ? (30 ? 2 ?1) ? 80(mm)

d a 2 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 2.5 ? (42 ? 2 ?1) ? 110 (mm)
(4)齿宽 b : b ? ?d d1 ? 0.3 ? 75 ? 22.5(mm)
经处理后取 b2 ? 25mm ,则 b1 ? b2 ? ?? ? 30(mm) 第三对齿轮(36/36)的主要几何尺寸 (1)分度圆直径:

d1 ? m1 z1 ? 2.5 ? 36 ? 90(mm)
d 2 ? m z2 ? 2.5 ? 36 ? 90(mm)
(2)齿根圆直径:

d f 1 ? m( Z1 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (36 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 83.75(mm) d f 2 ? m(Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (36 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 83.75(mm)
(3)齿顶圆直径:

d a1 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 2.5 ? (36 ? 2 ?1) ? 95(mm)

d a 2 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 2.5 ? (36 ? 2 ?1) ? 95mm)
(4)齿宽 b : b ? ?d d1 ? 0.3 ? 90 ? 27 (mm)
经处理取 b2 ? 30mm ,则 b1 ? b2 ? 5mm ? 35(mm) ② 按齿根弯曲疲劳强度校核。 由参考文献[1]中的式(8-5)得出? F ,若? F ? ?? F ? 则校核合格。 齿形系数 YF :由考文献[1];查表 8-6 得:
YF 1 ? 2.65; YF 2 ? 2.35;

应力修正系数 Ys :查文献[1]中表 8-7 得:

27

YS1 ? 1.59; YS 2 ? 1.71;

由文献[1]中图 8-8 查得: ? F lim1 ? 500 MPa, ? F lim 2 ? 450 MPa 由文献[1]表 8-8 查得: S F ? 1.3 由文献[1]图 8-8 查得: YN 1 ? YN 2 ? 1

所以:

[? F ]1 ? [? F ]1 ?


YN 1? F lim1 1? 500 ? ? 384 .62 ( MPa) SF 1 .3 YN 2? F lim 2 1? 450 ? ? 346 .15( MPa) SF 1 .3

?F ?

2 KTYF 1Ys1 2 ? 1.0 ? 51130 ? 2.65 ? 1.59 ? ? 143 .61( MPa) ? [? F ]1 b1md 20 ? 2.5 ? 60 YF 2YF 2 2.35 ? 1.71 ? 143 .61 ? 141 .60 ( MPa) ? [? F ]2 YF 1YF 1 2.47 ? 1.65

? F2 ? ? F

齿根弯曲疲劳强度校核合格。

<2>第二变速组齿轮结构尺寸的设计
已 知 : V 带 效 率 为 ?1 ? 0.96, , 轴 承 ( 对 ) 效 率 为 ? 2 ? 0.99, 传 递 功 率
2 p?? ? Pd?1? 2?3 ? 3.65 k W ,主传动轮最低转速 v ? 355 r / min, , 传动比 i=2.84 , 载荷

平稳,但想回转,单班制工作,工作期限 10 年,每年按 300 天计,原动机为电 动机。 解: ①小齿轮选用 45 号钢,调质处理, HB1=450HBS ; 大齿轮选用 45 号钢正 火处理, HB2=410HBS ,硬质差 40HBS ,在规定的 30~50 范围内。 ②选择精度等级。估计圆周速度不大于 6m/s ,根据参考文献[1]中的表 8-4,初选 8 级精度。 ③按齿面接触疲劳强度设计齿轮, 齿轮承载能力应由齿面解除疲劳强度决 定。

28

3

d
(b) 转矩 TII :
T?? ? 9550 ?

1

? 76.57

KTII ? u ? 1? ? du?? H ??

(a) 载荷系数 K:参考文献[1]中的表 8-5,取 k ? 1.2 。

2 Pd?1? 2?3

nm

4 ? 0.96 ? 0.99 2 ? 0.97 ? 9550 ? ? 98 .21( N ? m) 355

(c) 接触疲劳许用应力 ?? H ? :
?? H ? ?

z ??
?

?lim

SH

由参考文献[1]中的图 8-12 查得:??lim1=950MPa ,??lim2=850MPa 接触疲劳寿命系数 Z N :由公式 N= 60 ? n ? j ? Lh 得
N1 ? 60 ? 355 ?10 ? 300 ? 8 ? 5.01 ?108

N2 ?

N1 1.02 ?10 9 ? ? 2.5 ?10 8 i 2

查参考文献[1]的图 8-11,得 ZN 1 ? 1? N 1 ? N 0? N 0 ? 109 ?

Z
Z ?? S
N1

N2

? 1.05

按一般可靠性要求,查参考文献[1]的表 8-8,取 SH =1.1,则

?? ?
H

?

?

H lim 1

?

H

1? 950 ? 863? MPa ? 1.1

?? ?
H

?

?

Z ?? S
N2

H lim 2

?

H

1.05 ? 850 ? 811? MPa ? 1.1

g) 计算小齿轮分度圆直径 d 1 : 查参考文献[1]中的表 8-10,取

?

d

? 0.3

d ? ? 76 .57 3

KT? (u ? 1) 1.2 ? 98210 ? (2 ? 1) ? 76 .57 3 ? 65 .83(mm) 2 ?d u[? H ] 0.3 ? 2.82 ? 8112

取 d ? ? 66 (mm )

29

h) 计算圆周速度 v :
V?

?n1d1
60 ?1000

?

3.14 ? 355 ? 60 ? 1.12(m / s) 60 ?1000

因 v ? 5m?s ,故所取的八级精度合适。 ③ 确定主要参数, 第一对齿轮(齿数 22/62)主要几何尺寸 d 66 1) 模数 m : m ? ? ? 3(mm) z 22 2) 分度圆直径: d ? ? 66 (mm )
d 2 ? 62 ? 3 ? 186 (mm)

3)中心距 a :

a ? (d1 ? d 2 ) / 2 ? (66 ? 186 ) / 2 ? 126 (mm)

4)齿根圆直径:

d f 1 ? m( Z1 ? 2ha ? 2c) ? 3 ? (22 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 58.5(mm)
d f 2 ? m( Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (62 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 178 .5(mm)
5)齿顶圆直径:

d a1 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 3 ? (22 ? 2 ?1) ? 71(mm)
d a 2 ? m( Z1 ? 2ha ) ? 3 ? (62 ? 2 ?1) ? 192 (mm)

6)齿宽: b ? ?d d1 ? 0.3 ? 66 ? 19.8(mm)
经处理后取 b2

? 20 (mm ) ,则 b1 ? b2 ? 5 ? 25(mm)

第二对齿轮(齿数 42/42)的主要几何尺寸 (1)分度圆直径:

d1 ? m1 z1 ? 3 ? 42 ? 126 (mm)
d 2 ? m z2 ? 3 ? 42 ? 126 (mm)
(2)齿根圆直径:

d f 1 ? m(Z1 ? 2ha ? 2c) ? 3 ? (42 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 118 .5(mm) d f 2 ? m(Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 3 ? (42 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 118 .5(mm)

30

(3)齿顶圆直径:

d a1 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 3 ? (42 ? 2 ?1) ? 132 (mm)

d a 2 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 3 ? (62 ? 2 ?1) ? 132 (mm)
(4)齿宽 b : b ? ?d d1 ? 0.3 ?126 ? 37.8(mm)
经处理后取 b2

? 40 (mm ) 则 b1 ? b2 ? 5 ? 45(mm)

④ 按齿根弯曲疲劳强度校核。 由参考文献[1]中的式(8-5)得出? F ,若? F ? ?? F ? 则校核合格。 齿形系数 YF :由文献[1]查表 8-6 得:
YF 1 ? 2.75, YF 2 ? 2.30;

应力修正系数 Ys :查文献[1]中表 8-7 得:
YS1 ? 1.58; YS 2 ? 1.73;

由文献[1]图 8-8 查得: ? F lim1 ? 500 MPa, ? F lim 2 ? 450 MPa 由文献[1]表 8-8 查得: S F ? 1.3 由文献[1]图 8-8 查得: YN 1 ? YN 2 ? 1

所以:

[? F ]1 ? [? F ]1 ?


YN 1? F lim1 1? 500 ? ? 384 .62 ( MPa) SF 1 .3 YN 2? F lim 2 1? 450 ? ? 346 .15( MPa) SF 1 .3

?F ?

2 KTYF 1Ys1 2 ? 1.0 ? 98210 ? 2.75 ? 1.58 ? ? 143 .68( MPa) ? [? F ]1 b1md 30 ? 3 ? 66 YF 2YF 2 2.30 ? 1.73 ? 143 .68 ? 131 .57 ( MPa) ? [? F ]2 YF 1YF 1 2.75 ? 1.58

? F2 ? ? F

齿根弯曲疲劳强度校核合格。

31

<3>第三变速组齿轮结构尺寸的设计
已 知 : V 带 效 率 为 ?1 ? 0.96, , 轴 承 ( 对 ) 效 率 为 ? 2 ? 0.99, 传 递 功 率
p??? ? Pd?1? 3? 32 ? 3.51k W ,主传动轮最低转速 v ? 125 r / min, ,传动比 i ? 4 ,载荷 2

平稳,但想回转,单班制工作,工作期限 10 年,每年按 300 天计,原动机为电 动机。 解:小齿轮选用 45 号钢,高频淬火, HB1 ? 55HRC ;大齿轮选用 45 号钢,高频 淬火, HB2 ? 52HRC ,硬质差 30HBS ,在规定的 30~50 的范围内。选择精度等 级。估计圆周速度不大于 6m?s ,根据参考文献[1]中的表 8-4,初选八级精度。
3

d
转矩 TII :
T??? ? 9550 ?

1

? 76.57

KTII ? u ? 1? ? du?? H ??

载荷系数 K:参考文献[1]中的表 8-5,取 k ? 1.2 。

Pd?1? 3? 32 2 nm

4 ? 0.96 ? 0.99 3 ? 0.97 2 ? 9550 ? ? 267 .84 ( N ? m) 125

接触疲劳许用应力 ?? H ? :
?? H ? ?

z ??
?

?lim

SH

由参考文献[1]的图 8-12 查得 :??lim1=1250MPa , 接触疲劳寿命系数 Z N :由公式 N= 60 ? n ? j ? Lh 得
N1 ? 60 ?125 ?10 ? 300 ? 8 ? 1.8 ?108

?

?lim2

=1200MPa

N2 ?

N1 1.08 ?10 9 ? ? 4.5 ?10 7 i 4

查参考文献[1]的图 8-11,得 ZN 1 ? 1? N 1 ? N 0? N 0 ? 109 ?
ZN 1 ? 1.14 按一般可靠性要求,查参考文献[1]的表 8-8,取 ZN 2 ? 1.2 按一般可靠性要求,查参考文献【二】表 8-8,取 SH ? 1.2 ,


????? ?

??? ???lim1 1.14 ?1250 ? ? 1188( MPa) SH 1.2

32

????? ?

??? ???lim2 1.2 ?1200 ? ? 1200( MPa) SH 1.2

计算小齿轮分度圆直径 d 1 : 查参考文献[1]中的表 8-10,取

?

d

? 0.3

d ? ? 76 .57 3

KT? (u ? 1) 1.2 ? 267840 ? (4 ? 1) ? 76 .57 3 ? 74 .74 (mm) 2 ?d u[? H ] 0.3 ? 4 ? 1200 2

取 d ? ? 90 (mm) 计算圆周速度 v :
V?

?n1d1
60 ?1000

?

3.14 ?125 ? 90 ? 0.59(m / s) 60 ?1000

因 v ? 5m?s ,故所取的八级精度合适。 确定主要参数, 第一对齿轮(齿数 18/72)主要几何尺寸 d 90 1) 模数 m : m ? ? ? 5(mm) z 18 2) 分度圆直径: d ? ? 90 (mm)
d 2 ? 72 ? 5 ? 360 (mm)

3)中心距 a :

a ? (d1 ? d 2 ) / 2 ? (90 ? 360 ) / 2 ? 225 (mm)

4)齿根圆直径:

d f 1 ? m( Z1 ? 2ha ? 2c) ? 5 ? (18 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 77.5(mm)
d f 2 ? m( Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 5 ? (72 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 347 .5(mm)
5)齿顶圆直径:

d a1 ? m( Z1 ? 2ha ) ? 5 ? (22 ? 2 ?1) ? 100 (mm)
d a 2 ? m( Z1 ? 2ha ) ? 5 ? (72 ? 2 ?1) ? 370 (mm)

6)齿宽: b ? ?d d1 ? 0.3 ? 90 ? 27 (mm)
经处理后取 b2

? 30(mm) ,则 b1 ? b2 ? 5 ? 35(mm)

33

第二对齿轮(齿数 60/30 的主要几何尺寸 (1)分度圆直径:

d1 ? m1 z1 ? 5 ? 60 ? 300 (mm)
d 2 ? m z2 ? 5 ? 30 ? 150 (mm)
(2)齿根圆直径:

d f 1 ? m( Z1 ? 2ha ? 2c) ? 5 ? (60 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 387 .5(mm) d f 2 ? m(Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 5 ? (30 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 137 .5(mm)
(3)齿顶圆直径:

d a1 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 5 ? (60 ? 2 ?1) ? 310 (mm)

d a 2 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 5 ? (30 ? 2 ?1) ? 160 (mm)
(4)齿宽 b : b ? ?d d1 ? 0.3 ?150 ? 45(mm)
经处理后取 b2

? 45(mm) 则 b1 ? b2 ? 45(mm)

按齿根弯曲疲劳强度校核。 齿形系数 YF :由《机械设计基础》刘孝民主编;查表 8-6 得:
YF 1 ? 2.91, YF 2 ? 2.30;

应力修正系数 Ys :查《机械设计基础》刘孝民主编中表 8-7 得:
YS 1 ? 1.54; YS 2 ? 1.75;

由 《机械设计基础》 刘孝民主编; 由图 8-8 查得: ? F lim1 ? 500 MPa, ? F lim 2 ? 450 MPa 由《机械设计基础》刘孝民主编;由表 8-8 查得: S F ? 1.3 由《机械设计基础》刘孝民主编;由图 8-8 查得: YN 1 ? YN 2 ? 1

所以:

34

[? F ]1 ? [? F ]1 ?


YN 1? F lim1 1? 500 ? ? 384 .62 ( MPa) SF 1 .3 YN 2? F lim 2 1? 450 ? ? 346 .15( MPa) SF 1 .3

?F ?

2 KTYF 1Ys1 2 ? 1.0 ? 267840 ? 2.91 ? 1.54 ? ? 152 .41( MPa) ? [? F ]1 b1md 35 ? 5 ? 90 YF 2YF 2 2.30 ? 1.75 ? 152 .41 ? 136 .89 ( MPa) ? [? F ]2 YF 1YF 1 2.91 ? 1.54

?F ??F

齿根弯曲疲劳强度校核合格。

5、轴的设计 <1>Ⅰ轴的设计计算
(1)选择轴的材料 由文献[1]中的表 11-1 和表 11-3 选用 45 号钢, 调质处理, 硬度 217 ? 225HBS ,
??
??

? ? ??MPa ,

?

b

? ???MPa ,? s ? ???MPa 。

(2)按扭矩初算轴径 根据文献[1]中式(11-2) ,并查表 11-2,取 C=115,则
d ? C3 P 3.80 ? 115 3 ? 20.12(mm) n 710

考虑有键槽和轴承,轴加大 5%: d ? (1 ? 5%) ? 20.12 ? 21.12mm 所以取 d=22mm (3)轴的结构设计

(1)

确定轴各段直径和长度

Ⅰ段 直径 d1 =22(大 V 带轮轮毂孔径)

L1 ? 44

35

Ⅱ段肩高 h ? (0.07 ~ 0.1)d ? (0.07 ~ 0.1) ? 24 ? 1.68 ~ 2.4(mm) 所以取 d 2 ? 25mm 参见项目减速器的结构设计,采用油润滑,取套筒长 18mm。通过密封盖轴 段长度应根据密封的宽度,选择常有额螺钉,并考虑 V 带轮和箱体外壁应有一定 距离而定。 故 L2 ? 60 mm; Ⅲ段 直径 d 3 ? 30 mm (选择轴承内径) 初选用角接触轴承 7206AC,宽度 16mm,外径 62mm. 安装处轴肩直径 40 安装齿轮的段长度应比轮毂宽度小 2mm

L3 ? 17 ? 18 ? 2 ? 38mm
L4段直径d 4 ? 31mm(齿轮的孔径) 长度L 4 ? 161mm(变速时齿轮的移动距离)
L5 ? 38mm, d 6 ? 30 mm.

L ? 341 mm。 (4)轴的强度校核

36

已知小齿轮 d1 ? 60 mm, T1 ? 51130 N ? mm; La ? Lb ? 110 .5mm.

求圆周力 Ft ,径向力 Fr
Ft ? 2T? / d1 ? 2 ? 51130 / 60 ? 1704 ( N ) Fr ? Ft ? tan ? ? 1704 ? tan 20 ? 602 ( N )

轴的支持反力
Fay ? Fby ? Fr / 2 ? 602 / 2 ? 301 N

水平面弯矩
M c1 ? La Fay ? 110 .5 ? 301 ? 33260 .5( N ? mm)

轴承支反力
Faz ? Fbz ? Ft / 2 ? 1704 / 2 ? 852 ( N )

垂直面的弯矩
M c 2 ? La Faz ? 110 .5 ? 852 ? 94146 ( N ? mm)

合成弯矩
M c ? M c1 ? M c 2 ? (33260 2 ? 94146 2 )1/ 2 ? 99848 .5( N ? mm)

转矩 T ? 51130 N ? mm 转矩产生的剪力按脉动循环变化,取 ? ? 0.6 ,截面 C 处的当量弯矩:
M cc ? [ M c2 ? (?T ) 2 ]1/ 2 ? 104455 ( N ? mm)

校核危险截面 C 的强度
? ? M ec /(0.1d 4 ) ? 104455 /(0.1? 32 3 ) ? 31.88 MPa ? [? ?1 ] ? 55 MPa

该轴强度足够。

<2>Ⅱ轴结构设计
(1)选择轴的材料 由文献[1]中的表 11-1 和表 11-3 选用 45 号钢, 调质处理, 硬度 217 ? 225HBS ,
??
??

? ? ??MPa ,

?

b

? ???MPa ,? s ? ???MPa 。

(2)按扭矩初算轴径 根据文献[1]中式(11-2) ,并查表 11-2,取 C=115,则
d ? C3 P 3.65 ? 115 3 ? 25(mm) n 355

37

考虑有键槽,轴加大 5%: d ? (1 ? 5%) ? 25 ? 26.25mm 所以取最小 d=30mm (3)轴的结构设计

确定轴各段直径和长度

L1 直径 d1 =30(轴承内径)

L1 ? 28 mm
L2 肩高 h ? (0.07 ~ 0.1)d ? (0.07 ~ 0.1) ? 30 ? 2.1 ~ 3(mm)
所以取 d 2 ? 35mm 参见项目减速器的结构设计,采用油润滑,取套筒长 18mm。通过密封盖轴 段长度应根据密封的宽度,选择常有额螺钉,并考虑 V 带轮和箱体外壁应有一定 距离而定。 故 L2 ? 227 , 主要考虑齿轮的布局

L3 直径 d 3 ? 35 mm (选择轴承内径)
初选用圆柱滚子轴承 N207E,宽度 17mm,外径 72mm.根据箱体厚度取

L3 ? 24 mm

L4段直径d 4 ? 32 mm(齿轮的孔径) 长度L 4 ? 164 mm(变速时齿轮的移动距离 )
L5 主要是安装轴承,初选 N206E,宽度 16mm,外径 62mm,所以

L5 ? 20 mm, d 6 ? 30 mm.

L ? 463mm 。
(4)轴的强度校核 主要校核危险截面,危险截面在右边,直径为 34mm 段

38

已知小齿轮 d1 ? 66 mm, T1 ? 98210 N ? mm; La ? 103 mm, Lb ? 126 mm.

求圆周力 Ft ,径向力 Fr
Ft ? 2T? / d1 ? 2 ? 98210 / 66 ? 2976 ( N ) Fr ? Ft ? tan ? ? 2976 ? tan 20 ? 1086 ( N )

轴的支持反力
Ft1 ? Fr Lb 126 ? 2976 ? ? 1637 ( N ) La ? Lb 103 ? 126 La 103 ? 2976 ? ? 1339 ( N ) La ? Lb 103 ? 126

Ft 2 ? Fr

垂直面的弯矩
M c 2 ? La Ft1 ? 103 ?1637 ? 168611 ( N ? mm)

轴承支反力

39

Fr1 ? Fr

Lb 126 ? 1086 ? ? 598 ( N ) La ? Lb 103 ? 126 La 103 ? 1086 ? ? 488 ( N ) La ? Lb 103 ? 126

Ft 2 ? Fr

水平面弯矩
M c1 ? La Fr1 ? 103 ? 598 ? 61594 ( N ? mm)

合成弯矩
M c ? M c1 ? M c 2 ? (61594 2 ? 168611 2 )1/ 2 ? 179509 ( N ? mm)

转矩 T ? 98210 N ? mm 转矩产生的剪力按脉动循环变化,取 ? ? 0.6 ,截面 C 处的当量弯矩:
M cc ? [ M c2 ? (?T ) 2 ]1/ 2 ? 188933 ( N ? mm)

校核危险截面 C 的强度
? ? M ec /(0.1d 4 ) ? 188933 /(0.1? 34 3 ) ? 48.07 MPa ? [? ?1 ] ? 55 MPa

该轴强度足够。

<3>Ⅲ轴结构设计
(1)选择轴的材料 由文献[1]中的表 11-1 和表 11-3 选用 45 号钢, 调质处理, 硬度 217 ? 225HBS ,
??
??

? ? ??MPa ,

?

b

? ???MPa ,? s ? ???MPa 。

(2)按扭矩初算轴径 根据文献[1]中式(11-2) ,并查表 11-2,取 C=115,则
d ? C3 P 3.51 ? 115 3 ? 34.95(mm) n 125

有键槽和轴承,轴加大 5%: d ? (1 ? 5%) ? 34.95 ? 36.70mm 取 d=38mm. (3)轴的结构设计

40

确定轴各段直径和长度

L1 直径 d1 =35(轴承内径)初选圆柱滚子轴承 N207E,宽度 17mm,外径 72mm.
根据箱体厚度取

L1 ? 20 mm(轴承的安装)
L2 肩高 h ? (0.07 ~ 0.1)d ? (0.07 ~ 0.1) ? 35 ? 2.45 ~ 3.5(mm)
所以取 d 2 ? 42 mm 故 L2 ? 205, 主要考虑齿轮的布局

L3 直径 d 3 ? 45 mm (选择轴承内径)
初选用圆柱滚子轴承 N209E,宽度 19mm,外径 85mm. L3 ? 30 mm

L4段直径d 4 ? 42 mm(齿轮的孔径) 长度L 4 ? 205 mm(变速时齿轮的移动距离 )
L5 主要是安装轴承,初选 N207E,宽度 17mm,外径 72mm,所以

L5 ? 20 mm, d 5 ? 35mm.

L ? 436 mm 。 (4)轴的强度校核 主要校核危险截面,危险截面在右边,跨距 255mm。直径为 42mm 段 C 面

41

已知小齿轮 d1 ? 90 mm, T1 ? 267840 N ? mm; La ? 150 mm, Lb ? 55mm.

求圆周力 Ft ,径向力 Fr
Ft ? 2T? / d1 ? 2 ? 267840 / 90 ? 5952 ( N ) Fr ? Ft ? tan ? ? 5952 ? tan 20 ? 2166 ( N )

轴承支反力
Fr1 ? Fr Lb 55 ? 2166 ? ? 581( N ) La ? Lb 150 ? 55 La 150 ? 2166 ? ? 1585 ( N ) La ? Lb 150 ? 55

Fr 2 ? Fr

水平面弯矩
M c1 ? La Fr1 ? 55 ?1585 ? 87175 ( N ? mm)

轴的支持反力
Ft1 ? Fr Lb 55 ? 5952 ? ? 1597 ( N ) La ? Lb 150 ? 55 La 150 ? 5952 ? ? 4355 ( N ) La ? Lb 150 ? 55

Fr 2 ? Fr

垂直面的弯矩
M c 2 ? La Ft1 ? 1597 ?150 ? 239550 ( N ? mm)

合成弯矩
M c ? M c1 ? M c 2 ? (87175 2 ? 239550 2 )1/ 2 ? 254919 ( N ? mm)

转矩 T ? 267840 N ? mm

42

转矩产生的剪力按脉动循环变化,取 ? ? 0.6 ,截面 C 处的当量弯矩:
M cc ? [ M c2 ? (?T ) 2 ]1/ 2 ? 301346 ( N ? mm)

校核危险截面 C 的强度
? ? M ec /(0.1d 4 ) ? 301346 /(0.1? 42 3 ) ? 40.67 MPa ? [? ?1 ] ? 55 MPa

该轴强度足够。

6、主轴结构设计
(1)选择轴的材料
由于主轴承受的扭矩较大并且是空心轴,由文献【二】中的表 11-1 和表 11-3 所以选用
35Si M n

? s ? ???MPa 。

调质处理, 硬度 229 ? 286HBS ,? ?

??

? ? ??MPa ,

?

b

? ???MPa ,

(2)按扭矩初算轴径 根据文献[1]中式(11-2) ,并查表 11-2,取 C=115,则
d ? C3 P 3.37 ? 115 3 ? 38(mm) n 90

有键槽和轴承, 由于主轴为空心轴所一轴加大 70%: ? (1 ? 70%) ? 38 ? 64.6mm d 取 d=70mm (3)轴的结构设计

Ⅰ段:考虑到密封和端盖所以取 L1 ? 20 mm , d1 ? 54 mm ; Ⅱ段:主要是轴承的安装,初选圆柱滚子轴承 N212E,宽度 22mm,内径 60 慢 慢,外径 110mm 所以

d 2 ? 60 mm , L2 ? 32 mm ;
III 段:考虑轴肩取,有结构布局和初选圆柱滚子轴承 N214E,则

d 3 ? 70 mm , L3 ? 428 mm ;
Ⅴ段:从齿轮的布局考虑,则 d 4 ? 80 mm , L4 ? 215 mm ; Ⅵ段:根据轴承的安装设计,初选 N217mm,宽 28mm,内径 85mm,外径 150mm;

43

则 d 5 ? 85 mm L5 ? 40 mm VII 段:根据密封和端盖,则 d 6 ? 95 mm , L6 ? 18 mm ; VIII 段: d 7 ? 100 mm , L7 ? 10 mm ; VIIII 段:用于安装卡盘等机构, d 9 ? 100 mm L7 ? 15 mm IX 段: 工艺椎体,锥度为 1:12,
轴的总长 l ? 791.5mm 。

d9 ? 100mm



l9 ? 10mm



(4)验算轴的疲劳强度

已知齿轮 d1 ? 360 mm, T1 ? 357230 N ? mm; La ? 180 mm, Lb ? 60 mm.

44

求圆周力 Ft ,径向力 Fr
Ft ? 2T? / d1 ? 2 ? 357230 / 360 ? 1984 ( N ) Fr ? Ft ? tan ? ? 1984 ? tan 20 ? 722 ( N )

轴承支反力
Fr1 ? Fr Lb 60 ? 722 ? ? 181( N ) La ? Lb 180 ? 60 La 180 ? 722 ? ? 541( N ) La ? Lb 180 ? 60

Fr 2 ? Fr

水平面弯矩
M c1 ? La Fr1 ? 181 ?180 ? 32580 ( N ? mm)

轴的支持反力
Ft1 ? Fr Lb 60 ? 1984 ? ? 496 ( N ) La ? Lb 180 ? 60 La 180 ? 1984 ? ? 1488 ( N ) La ? Lb 180 ? 60

Fr 2 ? Fr

垂直面的弯矩
M c 2 ? La Ft1 ? 496 ?180 ? 89280 ( N ? mm)

合成弯矩
M c ? M c1 ? M c 2 ? (32580 2 ? 89280 2 )1/ 2 ? 95039 ( N ? mm)

转矩 T ? 357230 N ? mm 转矩产生的剪力按脉动循环变化,取 ? ? 0.6 ,截面 C 处的当量弯矩:
M cc ? [ M c2 ? (?T ) 2 ]1/ 2 ? 234464 ( N ? mm)

校核危险截面 C 的强度

??

d D

?

40 ? 0.5 80

? ? M ec /[0.1d 3 (1 ? ? 4 )] ? 234464 /[0.1? 80 ? 4.8MPa ? [? ? ] ? 71MPa

该轴强度足够。

45

7、轴承的校核 <1>Ⅰ轴上的轴承校核
(1)确定参数 已知计算转速为 n1 ? 710r/min,两轴承径向反力为 Fr1 ? Fr 2 ? 852 N 。 初选圆柱滚子轴承 N206E 型, 额定动载荷 Cr ? 36 kN , 额定静载荷 C0 r ? 35.5kN 。 根据文献[1]中表(12-6)按减速器,取 f p ? 1.5 ,由文献中表 12-8 的温度系数
fT ? 1 。

根据根据文献[1]中式(12-1)及表 12-7 得 当量载荷 P ? P2 ? f P Fr1 ? 1.5 ? 852 ? 1278 ( N ) 1 滚子轴承的寿命系数 10/3,取 3。 (2)轴承的寿命计算 由文献[1]中式(12-6)得
Lh ? 10 6 fT C 3 10 6 1? 36000 3 ( ) ? ( ) ? 524963 (h) ? 38400 (h) 60 n P 60 ? 710 1278

预期寿命满足

<2>Ⅱ轴上的轴承校核
(1)确定参数 Ⅱ轴上一共三个轴承, 已知计算转速为 n1 ? 355r/min,左,中间轴承Ⅰ轴上齿 轮 传 递 径 向 反 力 为 Fr1 ? Fr 2 ? 852 N , 中 间 和 右 边 轴 承 承 受 径 向 反 力 为
Fr 3 ? 598 N , Fr 4 ? 488 N 。

初选承受 Fr1 圆柱滚子轴承 6206 型,额定动载荷 Cr ? 19.5kN ,额定静载荷
C0 r ? 11 .5kN 。而承受 Fr1 的轴承是 N207E 型,额定动载荷 Cr ? 46.5kN ,额定静

载荷 C0 r ? 48.0kN 。 初选承受 Fr 3 圆柱滚子轴承 6206 型, 额定动载荷 Cr ? 19.5kN , 额定静载荷 C0 r ? 11 .5kN 。

46

根据文献[1]中表(12-6)按减速器,取 f p ? 1.5 ,由文献中表 12-8 的温度系数
fT ? 1 。

根据根据文献[1]中式(12-1)及表 12-7 得 当量载荷 P ? f P Fr1 ? 1.5 ? 852 ? 1278 ( N ) 1
P2 ? f P ( Fr 2 ? Fr 3 ) ? 1.5 ? (852 ? 488 ) ? 2010 ( N ) P3 ? f P Fr 4 ? 1.5 ? 488 ? 732 ( N )

滚子轴承的寿命系数 10/3,取 3。 (2)轴承的寿命计算 由文献[1]中式(12-6)得
Lh1 ?
Lh 2 ?

10 6 fT C 3 10 6 1?19500 3 ( ) ? ( ) ? 166775 (h) ? 38400 (h) 60 n P 60 ? 355 1278
10 6 fT C 3 10 6 1? 46500 3 ( ) ? ( ) ? 581287 (h) ? 38400 (h) 60 n P 60 ? 355 2010 1 10 6 fT C 3 10 6 1?19500 3 ( ) ? ( ) ? 482332 (h) ? 38400 (h) 60 n P2 60 ? 355 732

Lh 3 ?

预期寿命满足

<3>III 轴上的轴承校核
(1)确定参数 Ⅱ轴上一共三个轴承, 已知计算转速为 n1 ? 125r/min,左,中间轴承Ⅰ轴上齿 轮 传 递 径 向 反 力 为 Fr1 ? 598, Fr 2 ? 488 N , 中 间 和 右 边 轴 承 承 受 径 向 反 力 为
Fr 3 ? 581 N , Fr 4 ? 1585 N 。

初选承受 Fr1 圆柱滚子轴承 6206 型,额定动载荷 Cr ? 19.5kN ,额定静载荷
C0 r ? 11 .5kN 。而承受 Fr1 的轴承是 N207E 型,额定动载荷 Cr ? 46.5kN ,额定静

载荷 C0 r ? 48.0kN 。 初选承受 Fr 3 圆柱滚子轴承 6206 型, 额定动载荷 Cr ? 19.5kN , 额定静载荷 C0 r ? 11 .5kN 。 根据文献[1]中表(12-6)按减速器,取 f p ? 1.5 ,由文献中表 12-8 的温度系数

47

fT ? 1 。

根据根据文献[1]中式(12-1)及表 12-7 得 当量载荷 P ? f P Fr1 ? 1.5 ? 598 ? 897 ( N ) 1
P2 ? f P ( Fr 2 ? Fr 3 ) ? 1.5 ? (488 ? 581) ? 1604 ( N ) P3 ? f P Fr 4 ? 1.5 ? 598 ? 897 ( N )

滚子轴承的寿命系数 10/3,取 3。 (2)轴承的寿命计算 由文献[1]中式(12-6)得
Lh1 ? 10 6 fT C 3 10 6 1?19500 3 ( ) ? ( ) ? 1369825 (h) ? 38400 (h) 60 n P 60 ?125 897

10 6 fT C 3 10 6 1? 46500 3 Lh 2 ? ( ) ? ( ) ? 324851 (h) ? 38400 (h) 60 n P 60 ?125 1604 1 Lh 3 ? 10 6 fT C 3 10 6 1?19500 3 ( ) ? ( ) ? 1369825 (h) ? 38400 (h) 60 n P2 60 ?125 897

预期寿命满足

<4>主轴上的轴承校核
主轴上一共三个轴承, 已知计算转速为 n1 ? 90r/min,左, r1 ? 181 N , Fr 2 ? 541 N , F 总体来说主轴轴承承受齿轮传动的力不大,按一般的校核一定满足要求寿命要 求,但是主轴是的要求很高,必须保证主轴的传动稳定,和刚度要求,所以主轴 圆柱滚子轴承,左边的选择 N212E,额定动载荷 Cr ? 89.8kN ,额定静载荷
C0 r ? 102 kN 。中间的轴承是 N214E 型,额定动载荷 Cr ? 112 kN ,额定静载荷 C0 r ? 135 kN 。右边圆柱滚子轴承 N217E 型,额定动载荷 Cr ? 158 kN ,额定静载

荷 C0 r ? 192 kN 。而且预期寿命满足。

48

7、键的选用和强度校核 <1>Ⅰ轴上的键的选用和强度校核
Ⅰ轴与大带轮链接采用平键链接 (1)轴径 d1 ? 22 mm , L1 ? 50 mm ,传递扭矩 T1 ? 51130 N ? mm 。 (2)选用 C 型平键, C8 ? 7 ? 45, GB / T1096 ? 1979 ,l ? L ? b ? 45 ? 4 ? 41(mm) 。 键 (3)由文献[1]中表 7-9 得 [? ] p ? 100 MPa, [? ] ? 90 MPa 。 (4)根据文献[1]中式(7-14)和式(7-15)得

? P ? 4T1 / dhl ? 4 ? 51130 /(22 ? 7 ? 41) ? 32.4MPa ? [? ]P ? 110 MPa
挤压强度满足

? ? 2T1 / dbl ? 2 ? 51130 /(22 ? 8 ? 41) ? 14.2MPa ? [? ]P ? 110 MPa
抗剪切强度满足。 <1>Ⅰ轴与齿轮的联接采用平键联接 (1)轴径 d1 ? 32 mm , L1 ? 25mm(齿轮宽度) ,传递扭矩 T1 ? 51130 N ? mm 。 (2)选用 B 型平键,键 B10 ? 8 ?18, GB1096 ? 79 , l ? 18(mm) 。 (3)由文献[1]中表 7-9 得 [? ] p ? 100 MPa, [? ] ? 90 MPa 。 (4)根据文献[1]中式(7-14)和式(7-15)得

? P ? 4T1 / dhl ? 4 ? 51130 /(32 ? 8 ?18) ? 44.39 MPa ? [? ]P ? 110 MPa
挤压强度满足

? ? 2T1 / dbl ? 2 ? 51130 /(32 ?10 ?18) ? 17.78MPa ? [? ]P ? 110 MPa
抗剪切强度满足。 由于Ⅰ轴与齿轮的联接情况一样,所以另外的两个齿轮与Ⅰ轴同样选用 C 型平 键,键 B10 ? 8 ?18, GB1096 ? 79 ,也满足要求。无需重复校核。

<2>II 轴上的键的选用和强度校核
(1) 轴与齿轮的联接采用平键联接,轴径 d1 ? 34 mm , L1 ? 25mm(齿轮宽度) ,
L2 ? 40 mm(齿轮宽度) ,传递扭矩 T1 ? 98210 N ? mm 。

49

(2)齿宽为 L1 ? 25mm(齿轮宽度) ,选用 C 型平键,键 C10 ? 8 ? 25, GB1096 ? 79 ,
l ? L ? b / 2 ? 25 ? 5 ? 20(mm) 。 L2 ? 40 mm(齿轮宽度) 选 用 C 型 平 键 , 键
C12 ? 8 ? 40, GB1096 ? 79 , l ? L ? b / 2 ? 40 ? 6 ? 34(mm) 。

(3)由文献[1]中表 7-9 得 [? ] p ? 100 MPa, [? ] ? 90 MPa 。 (4)根据文献[1]中式(7-14)和式(7-15)得

? P1 ? 4T1 / dhl ? 4 ? 98210 /(34 ? 8 ? 20) ? 72.2MPa ? [? ]P ? 110 MPa

? P 2 ? 4T1 / dhl ? 4 ? 98210 /(34 ? 8 ? 34) ? 42.5MPa ? [? ]P ? 110 MPa
挤压强度满足

? 1 ? 2T1 / dbl ? 2 ? 98210 /(34 ?10 ? 20) ? 28.9MPa ? [? ]P ? 110 MPa
? ? 2T1 / dbl ? 2 ? 98210 /(34 ?12 ? 34) ? 14.2MPa ? [? ]P ? 110 MPa
抗剪切强度满足。

<3>主轴上的键的选用和强度校核
(1) 轴与齿轮的联接采用平键联接,轴径 d1 ? 80 mm , L1 ? 45mm(齿轮宽度) ,
L2 ? 30 mm(齿轮宽度) ,传递扭矩 T1 ? 357230 N ? mm 。

(2)齿宽为 L1 ? 25mm(齿轮宽度) ,选用 C 型平键,由于主轴空心所以选择键
B22 ?14 ? 40, GB1096 ? 79 ,l ? 40(mm) 。L2 ? 30 mm(齿轮宽度) 选用 B 型平键,键 B22 ?14 ? 25, GB1096 ? 79 , l ? 25(mm) 。

(3)由文献[1]中表 7-9 得 [? ] p ? 100 MPa, [? ] ? 90 MPa 。 (4)根据文献[1]中式(7-14)和式(7-15)得

? P1 ? 4T1 / dhl ? 4 ? 357230 /(80 ?14 ? 40) ? 31.9MPa ? [? ]P ? 110 MPa

? P 2 ? 4T1 / dhl ? 4 ? 357230 /(80 ?14 ? 25) ? 51.0MPa ? [? ]P ? 110 MPa
挤压强度满足

? 1 ? 2T1 / dbl ? 2 ? 357230 /(80 ? 22 ? 40) ? 10.2MPa ? [? ]P ? 110 MPa

? ? 2T1 / dbl ? 2 ? 357230 /(80 ? 22 ? 25) ? 16.2MPa ? [? ]P ? 110 MPa

50

抗剪切强度满足。

8、轴承端盖的设计

(1)由于Ⅰ轴与Ⅱ轴的中心距短的原因,所以两轴承端盖做成连体,主要以Ⅰ 轴的端盖轴心线为主要基准,确保密封性好,所以结构如上图所示,密封槽尺寸 按毛毡的标准尺寸。 (2)III 轴的端盖如下图所示

(3)主轴的轴承端盖如下图

51

52

四、箱体的结构设计
1 、箱体材料 箱体多采用铸造方法获得,也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为 HT15-33,强度要求较高的箱体用 HT20-40,只有热变形要求小的情况下才采用合 金铸铁,采用 HT20-40。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而 定。箱体要进行时效处理。 2 、箱体结构 1、箱体结构设计要点 (1) 根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸,确定减速 器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度,由齿顶圆直径确定 箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。 (2) 依据铸造(或焊接)箱体的结构尺寸、工艺要求,确定箱体的结构尺 寸,绘制箱体。如箱盖,箱座及螺栓的尺寸。 (3) 根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置,选择轴承端盖的类型。 (4) 附件设计与选择。同时,可以进行轴系的结构设计,选择轴承和联轴 器。 箱体的尺寸
名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚 箱座凸缘厚 箱座底凸缘厚 地脚螺钉数目 符号 尺寸关系 24
1

?

?
b b b

30 10 10

1

2

45 18

n
R
l
1

轴承旁凸台半径 外箱壁至轴承端面距 离 铸造过渡尺寸

1

C2

C1 ? C 2 ? (5 ? 10)
见“一般标准”中的“铸造过渡斜度”

X 、y

齿轮顶圆与内箱壁距 ?1 离 齿轮端面与内箱壁距 2 离

? 1.2? ??

?

53

箱盖、箱座肋厚

m 、m
1

2

m ? ????? 、m
1 ?

2

? ?????

2、铸造工艺性要求 为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹,箱体的结构应有良好的 铸造工艺性。 3、加工工艺性对结构的要求 由于生产批量和加工方法不同,对零件结构有不同要求,因此设计时要充分 注意加工工艺对结构的要求。 4、装配工艺对结构的要求 为了更快更省力地装配机器,必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。

五、润滑与密封
1、润滑设计
(1) 普通机床主轴变速箱多用润滑油,其中半精加工、精加工和没有油式摩擦 离合器的机床,采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗 加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。 (2) 飞溅润滑 要求贱油件的圆周速度为 0.6~8 米/秒, 贱油件浸油深为 10~20 毫米 (不 大于 2~3 倍轮齿高) 。速度过低或浸油深度过浅,都达不到润滑目的,速 度过高或浸油深度过深,搅油功率损失过大产生热变形大,且油液容易气 化, 影响机床的正常工作。 油的深度要足够, 以免油池底部杂质被搅上来。 (3) 进油量的大小和方向 回油要保证畅通,进油方向要注意角接触轴承的泵油效应,即油必须从小 端进大端出。 箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些,一般应大于进油孔的直径。箱体 上放置油标,一边及时检查润滑系统工作情况。 (4) 放油孔 应在箱体适当位置上设置放油孔,放油孔应低于油池底面,以便放净油, 为了便于接油最好在放油孔处接长管。 (5) 防止或减少机床漏油 ① 箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。 ② 轴与法兰盖的间隙要适当,通常直径方向间隙 1~1.5 毫米。 ③ 主轴上常采用环形槽和间隙密封,效果要好,槽形的方向不能搞错。 ④ 箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离,大约为 3~5 毫米。

2、润滑油的选择
润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关,速度高选粘度低的,反

54

之选粘度高的。润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选。


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