安工大模版设计

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安徽工业大学 毕业设计说明书

安徽工业大学

毕业设计（论文）说明书

专 业 ： 机械设计制造及自动化 班 级 ： ＿＿ 姓 名 ： ＿＿＿＿＿＿ 学 号 ： ＿＿＿＿＿ 指导老师 ： ＿＿＿＿＿＿

二〇〇九年四月十六日

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Z3132型万向摇臂钻床变速箱的改进设计

姓 名 ：

专 业 ： 机械设计制造及自动化 指导老师 ：

安徽工业大学继续教育学院

二〇〇九年四月

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毕 业 设 计 说 明 书

中 文 摘 要

摘要：本课题的任务是改进设计Z3132型万向摇臂钻床变速箱，主要是对Z3132型万向摇臂钻床的升降系统进行了改进、分析与设计，并对其主要传动零件进行设计及强度校核。了解和掌握Z3132型万向摇臂钻床在实际使用过程中出现的问题，在理论分析，计算的基础上，针对Z3132型万向摇臂钻床的升降系统是单手柄集中操作，操作起来比较麻烦，摇臂钻床体架太重，费力又费时，为了提高工作效率，减少操作者的劳动强度，避免不必要的意外事故发生，将其手动改进为自动升降，并提出了具体可行的解决方案。

关键词：摇臂钻床 电动机 手动、自动升降系统 齿轮 强度校核

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毕 业 设 计 说 明 书

英 文 摘 要

Abstract: This topic duty is the improvement designs the Z3132 rotary radial drill drilling machine gear box, mainly has made the improvement, the analysis and the design to the Z3132 rotary radial drill drilling machine jacking system, and carried on the design and the intensity examination to its main transmission components.Understood and grasps the Z3132 rotary radial drill drilling machine the question which appears in the actual use process, in the theoretical analysis, in the computation foundation, in view of the Z3132 rotary radial drill drilling machine jacking system is the single handle centralism operation, operates quite troublesomely, radial drill drilling machine body too heavy, the hard sledding takes time, in order to enhance the working efficiency, reduces operator's labor intensity, avoids the nonessential accident occurring, its manual improvement is the power elevation, and proposed specifically the feasible solution.

Keywords: universal raidial drilling machine manual operating and

automatic fluctuation system electric motor gear strength cheeks.

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目 录

中文摘要 英文摘要 第一章 概述 1.1摇臂钻床的简介

1.2摇臂钻床的国内发展动态及趋势 第二章 原动机的选择 2.1常用原动机的运动形式 2.2原动机选择应考虑的因素 2.3原动机的性能比较

2.4确定原动机的选择 第三章 机械传动设计方案的拟订与比较 3.1传动设计方案评价的目的 3.2传动设计方案评价的原则 3.3系统设计方案的比较与确定

第四章 升降系统传动机构动的设计与计算 4.1绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图 4.2部分传动连接设计

4.3传动比、各轴转速、功率及转矩的计算 4.4直齿圆锥齿轮的尺寸设计计算及校核 4.5锥齿轮轴的设计计算及校核 4.6机-4齿轮设计计算及校核 4.7双联齿轮的设计计算 4.8 过渡轴的设计

第五章 轴承和键的设计计算 5.1轴承的分类 5.2滚动轴承及类型

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5.3 滚动轴承的失效形式 5.4 轴承的选择计算 5.5 键的选择 5.6 键联结强度计算

第六章 锥齿轮的三维建模与仿真 6.1三维建模的实现

6.2齿锥齿轮系的传动动态仿真 总结 参考文献 致谢

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第一章

1.1摇臂钻床的简介

概述

机床的品种和规格繁多，为了便于区别、使用与管理，将各种机床都进行了分类和编制型号。分类方法也有多种。主要是按照加工的性质和所用的刀具进行分类。根据国家规定的机床型号的编制方法，目前将机床分为12大类：车床、钻床、镗床、磨床、齿轮加工机床、螺纹加工机床、铣床、刨插床、拉床、特种加工机床、锯床及其他机床。在每一类机床中，又可以按照工艺范围、步型型式和结构等等，可以分为若干组，每一组又可以分为若干系列。如钻床又包括：坐标镗钻床、深孔钻床、摇臂钻床、台式钻床、立式钻床、卧式钻床、中心孔钻床及其他钻床。在上述的基本分类方法的基础上，还可以根据机床的其他特征进一步进行分类。同类型机床按照应用范围（通用性程度），可以分为通用机床（或者称万能机床）、专门化机床和专用机床三大类。其中通用机床是可以加工多种工件，完成多种多样工序的加工范围较广的机床，如卧式车床、摇臂钻床等等。

摇臂钻床是摇臂绕立柱回转和升降的，主轴箱在摇臂上作水平运动的钻床。对于大，中型工件上的孔，通常采用摇臂钻床加工。加工时工件固定不动，移动主轴（刀具）可以方便地对准被加工孔的位置。摇臂钻床广泛用于大、中型零件的多孔加工。

摇臂钻床主要由立柱，摇臂，主轴箱，和底座等部分组成。主轴箱装在摇臂上，可沿立柱上下移动，以适应加工不同高度工件的要求。此外，摇臂还可以随外立柱在360°范围回转，因此主轴很容易调整到所需要的加工位置。为了使主轴在加工时保持确定的位置，摇臂钻床还具有内立柱，摇臂及主轴箱的夹紧机构，当主轴的位置调整确定后，可以快速将它们夹紧。 摇臂钻床的其他变形如万向摇臂钻床摇臂和主轴箱可以回转或倾斜，使主轴可在空间任意方向都可以进行钻削，适用于重型机器，机车车辆，船舶和锅炉等制造业中加工大型工件。车式摇臂钻床的底座有车轮，可以在轨道上移动，适用于桥梁和机床等行业窄长形工件的孔加工。

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1.2摇臂钻床的国内发展动态及趋势

目前国内摇臂钻床生产厂家有许多家，但是在这个行业做的较好的厂家不是很多。其中沈阳机床股份有限公司中捷摇臂钻床厂的产品国内市场占有率高达70％，出口产品遍及中东、北美、西欧等86个国家和地区。进入市场经济后，国内机床行业竞争日趋激烈，与中捷摇臂钻厂生产相同型号产品的企业有40多家，中捷摇臂钻厂产品领先优势受到挑战。为了应对挑战，中捷摇臂钻厂在产品卖得正火的时候，提出了进行跨越产品结构调整。第一，用先进技术改造传统产品。如普通摇臂钻床实现了五轴联动，价格由几万元上升到几十万元，达到中国摇臂钻床最高水平。第二，向国际先进水平靠拢，不断扩大产品领先优势。ZK系列、桥式和动桥系列产品，十几项技术居国内领先地位。ZK3050获得自主知识产权，并成为国家重点新产品；Z3580A万向摇臂钻，在任何空间、任意方向、任意位置上实现钻削功能，不仅填补了国内空白，在国外也不多见。在国际著名的芝加哥机床展览会上，中捷摇臂钻厂参展产品被一位美籍华商相中并当场拉走。德国、意大利、西腊、瑞典、伊朗等国家和地区纷纷提出做中捷牌摇臂钻的代理经销商。

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。摇臂钻床未来的发展趋势是：应用电子计算机技术，简化机械结构，提高和扩大自动化工作的功能，使机床适应于纳入柔性制造系统工作；提高功率主运动和进给运动的速度，相应提高结构的动、静刚度以适应采用新型刀具的需要，提高切削效率；提高加工精度并发展超精密加工机床，以适应电子机械、航天等新兴工业的需要。

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第二章 原动机的选择

机械系统通常是由原动机、传动装置、工作机和控制操纵部件及其它辅助部件组成。工作机是机械系统中的执行部分，原动机是机械系统中的驱动部分，传动装置则是把原动机和工作机有机地联系起来，实现能量传递和运动形式转换不可缺少的部分，而其中原动机在机械系统中所起的作用是：（1）把自然界的能源变成机械能；（2）把发电机等变能机所产生的各种形态的能量转换为机械能。

2.1常用原动机的运动形式

常用原动机有以下三种运动形式，具体见表2-1：

表2-1 原动机运动形式

运动形式 连续运动 往复运动 往复摆动 实例 电动机、液压马达、气压马达、柴油机、汽油机 直线电动机、汽缸、液压缸 摆动油缸、摆动汽缸 2.2原动机选择应考虑的因素

1）必须考虑到现场能源的供应情况及工作环境因素； 2）必须考虑原动机的机械特性与工作机的匹配情况； 3）必须考虑到维修是否方便，操作是否简单，工作是否可靠；

4）必须考虑到工作机对原动机所提出的起动、过载、运转平稳性等方面的要求； 5）必须考虑到其经济效益及其成本，这也是非常重要的一项。

2.3原动机的性能比较

表2-2 原动机性能比较

类别 尺寸 功率及取范围 电动机 较大 功率大；气缸马达 较小 功率比电液压马达 较小 功率最柴油机 较大 功率大； 9

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0.3~1000K动机大；一般大；受实际油5~38000KW W，范围广 在2.2KW以压和马达尺寸下，尤其适用的限制 于0.75KW以下的高速传动 重量 输出刚度 运行温度控制 大 硬 比电动机大 软 最大 较硬 大 较硬 温度应低于排气时空气膨对油箱进行风许应值 胀，噪声较冷或水冷 大，排气处应安装消声器 调整方法和性能 直流电用气阀控通过阀或较难 动机用改变制，简单，迅泵控制改变流电枢电阻、速，但不够精量，调速范围电压或改变确 磁通的方法；交流电动机用变频、变极或变转差率的方法 噪声 维护要求 初始成本 运转费用 应用 小 较少 低 最低 很广，较大 少 较高 最高 小功率高较大 较多 高 高 较广 较大 较多 高 高 很广，如各种车辆，船大 需要动力电速场合 10

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源 舶、农用机械、工程机械和压缩机等等 2.4确定原动机的选择 考虑到Z3132型万向摇臂钻床的现场工作环境及工作需求，Z3132型万向摇臂钻床的起动力矩和调速范围等要求，因此选择电动机作为其原动机。由于生产机械装置及工作机所处的工作环境各不相同，电动机的工作环境也自然而然就各不一样。在绝大多数情况下，电动机工作的周围大气中有不同分量的灰尘和水分，有的处于潮湿之处甚至水下工作，有的周围含有腐蚀性气体甚至爆炸物，为了保证电动机能在不同的工作环境中顺利地安全运行，电动机的外壳也就有多种型式，其型式有：开启式、防护式、封闭式、防爆式。由于Z3132型万向摇臂钻床工作常处于灰尘较多的场合，其外壳选用封闭式。

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第三章 机械传动设计方案的拟定与比较

机械系统设计中的首要环节就是拟定传动设计方案。其拟定的合理与否，在很大程度上决定了机械产品的合理、先进和具备市场竞争力的程度。在机械系统设计中，为了达到预定的运动和动力要求。可以采用不同的传动方案。

3.1传动设计方案评价的目的

机械运动方案的拟定和设计，最终要求通过分析比较提供最优的方案。一个方案的优劣只有通过系统能够方案的评价来确定。从工作机系统设计的全过程来看，评价工作不仅在整个机械传动方案设计完成后是需要的，而且评价工作在设计全过程中的每一阶段也是需要的。一个机械传动运动方案要求某一工艺动作过程，这一工艺动作过程又可以分解成若干个动作，采用一些执行机构来加以实现。由于机械系统传动方案评价指标是多方面的。选用某一机构型式时往往对各评价指标反应不一。有时也会相互矛盾。因此，需要建立一个评价体态，进行全面的，综合性的评价。由此可以得出整个最优机械传动运动方案。

3.2机械传动设计方案评价的原则

机械传动设计方案评价的原则有：（1）保证评价的客观性 评价的目的是为了决策，因此评价是否客观，就会影响决策是否正确。为了保证评价的客观性，要求评价资料的全面性和可靠性，要求防止评价人员的倾向性，评价人员组成要有代表性等等。（2）保证方案的可比性 各个方案要求在实现基本功能上要有可比性和一致性，有的方案个别功能突出或有新颖之处。只能表明它在这个方面的优越之处，不能代替其他方面的要求，更不能掩盖其它方面的不足。否则，会失去综合评价的作用。陷入“突出一点，不顾其余”的错误。这种主观偏面的做法。显然不利于评选最优方案。（3）要有评价指标体系 评价指标体系是全面反映系统目标要求的一种评价模式。因此，评价体系应主要考虑机械传动运动方案总功能所涉及到的对机构系统的各方面要求和指标。不考虑或少考虑其他方面的要求建立的评价指标体系，不仅是定性的要求，而且应该将各个评价的指标进行量化。评价指标体系的建立要求依据科学知识和专家的经验，要体现评价指标体系的科学性、全面性格外专家经验性。

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3.3系统设计方案的比较与确定

根据Z3132型万向摇臂钻床的工作情况，以及结合毕业设计课题，现对摇臂钻床的升降系统进行改进，现拟定以下三种传动方案供选择：

方案一： 手动升降系统 手柄?锥齿轮轴?锥齿轮?螺母

方案二： 自动升降系统 新增电动机?齿轮1?齿轮2?锥齿轮1?锥齿轮2?螺母

方案三：原电动机?齿轮?四联滑移齿轮?双联齿轮?齿轮?锥齿轮轴?锥齿轮?螺母

表3-1 系统传动方案性能的比较

性能指标 功能 传动精度 升降速度 工作 性能 可调性 运转速度 承载能力 动力 性能 值 噪声 耐磨性 可靠性 经济 性 性 能耗大小 制造费用 尺寸 一般 便宜 小 一般 贵 小 一般 便宜 小 制造性 调整方便较小 耐磨 可靠 易 方便 小 耐磨 可靠 难 不方便 小 耐磨 可靠 易 方便 加速度峰高 慢 好 慢 大 小 高 快 好 快 较大 较大 高 快 较好 快 较大 较大 具体项目 方案一 方案二 方案三 13

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结构紧凑 性 重量 结构复杂轻 简单 重 一般 较轻 一般 方案一：升降时费力又费时，再加上手柄长度较长，在实际操作过程中，当拖板接近变速箱时，进给手柄与升降手柄容易打在一起，操作者易受伤。

方案二：在丝杆的端头装上小型电动机和减速器，使丝杆转动，螺母固定实现自动升降。那是一种传动的自动升降系统。很多机床都用的上。但是针对Z3132型万向摇臂钻床来说，虽然弥补了自动升降的缺点，但又派生出另外的缺点：（1）钻床立柱的顶端面积是有限的，而附加的电动机和减速器体积较大，结构复杂，安装困难，也增加了成本，再说提重吊环的安装问题也难以解决。（2）增加一个动力源、减速器和一组控制电路，使成本增加。

方案三：直接利用原有电动机作为升降系统的动力源。在变速箱内附加若干齿轮，在原有的主运动传动系统中，通过齿轮的变化啮合，把动力传到螺母上，使螺母转动，从而实现自动升降。方案的优点：（1）利用原电动机作为动力源，成本低。（2）附加零件部件结构简单、容易生产。（3）充分利用了变速箱的有限空间，使原机床的各部分结构和机床外观不受影响。（4）控制电路部分保持不变，操作简单、方便。（5）升降平稳、快捷、工作效率高。

根据以上的评价比较和分析，最终选择方案三作为升降系统的传动方案。

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图3-1 变速箱传动示意图

第四章 升降系统传动机构动的设计与计算

4.1绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图

在生产中实际使用的各种机械在外形、构造和用途等各方面各不大相同。组成机械（机器）的各种机构及各个机构和形状也是很复杂的。但各构件间的运动是由原动件的运动规律及各运动副的类型和机构的运动尺寸来决定的，与各构件之间的相对运动和整个机构的运动状态与机构中所包含的运动副数量、类型以及运动副之间的相对位置（也即机构的运动尺寸）有关。而与组成构件的零件形状和数量、构件的外形及其截面积的形状和尺寸以及运动副的具体构造等等因素都无关。因此，在研究机构的运动时，为了

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便于分析，常常不计或者是略去那些与机构运动无关的因素，而是用规定的运动副符号及代表构件的线条来表示机构的运动特性，并根据运动学尺寸按比例画出各运动副之间的相对位置。如转动副中心间的距离和移动副导路中心位置等等。这种简单的运动图形是机构分析和设计的模型。如果仅仅以机构和运动副组成的符号表示机构，其图形若不按照精确比例绘制，目的是为了进行初步的结构组成分析，弄懂动作原理等等，则称这种简图为机构示意图或者机构简图。

绘制机构运动简图的步骤与方法：1）为了将机构运动简图表示清楚，在绘制时应该恰当地选择投影面。2）认清机架、输出机构和输入机构。3）搞清楚机构运动传递路线。4）了解两构件间的相对运动关系。5）选用适当的比例。6）原动件标箭头表示运动方向。

根据以上步骤，初步绘制出了Z3131型万向摇臂钻床改进后的变速箱升降系统的传动机构运动简图。

机机机机机机

图4-1 升降系统运动机构简图

1— 电动机；2、机-2—轴；4—花键轴；3、5、机-4—直齿轮；机-3—双联齿轮；6—四联滑移齿轮；机-6—锥齿轮轴；7—锥齿轮；机-1、机-5—轴承

4.2部分传动连接设计

由Z3132型万向摇臂钻床变速箱装配图和升降系统机构运动简图可以知道，升降系统的传动路线为：电动机?2轴?4轴?机-2过度轴?机-6锥齿轮轴?锥齿轮7?螺母。为了设计和加工方便，机-6锥齿轮轴的各部分参数大部分上与原来手动系统中与升降手柄相连接的圆锥齿轮轴相同，而在末端又将方头改为平键槽，采用平键与机-4

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齿轮连接。机-3过度齿轮的产生，因为固定机-6圆锥齿轮轴径向位置的箱体孔中心高度受原有带动螺母及丝杆运动的圆锥齿轮位置的限制，其箱体孔较接近箱体孔内壁，使得机-4齿轮的分度圆直径受到限制，而固定在花键径向位置的箱体孔的距离较远，所以必须在四联滑移齿轮和机-4齿轮之间加上过渡齿轮连接，从而这样产生了机-3齿轮。我将机-3齿轮设计为双联齿轮，那是因为：为了提高工作效率，初定升降速度为800mm/min，已知：原有丝杆螺距P=6，原有带动螺母及丝杆运动的圆锥齿轮齿数Z=36，机-6圆锥齿轮齿数Z=20。通过计算得出；要求机-6圆锥齿轮轴的转速

N=240r/min。又已知电动机的转速N=1400r/min，与电动机轴相连最近的齿轮齿数Z=18（为了方便下面的计算，又 将其写成Z51?18），四联滑移齿轮的小齿数Z70=28，假如机-3过渡齿轮为单联齿轮，那么机-6的齿数Z=54，为了能让传动的模数一致m=2，则机-6的齿轮分度圆直径为108mm，而箱体孔内壁限于机-6的齿轮的分度圆直径为72mm，所以必须将机-3过渡齿轮设计为双联齿轮，以减少齿轮和分度圆直径，由于花键轴、机-2过渡轴与机-6圆锥齿轮轴径向位置的各箱体孔之间呈三角形分布，因此机-3双联齿轮的分度圆直径在设计上能作适当的调整。

4.3传动比、各轴转速、功率及转矩的计算

已知假定了升降系统速度为800mm/min，又已知：Z51?18，Z69?55，

Z70?59、66、48、28，Z7?36，Z机?6?20，电动机转速N=1400r/min，电动机功率为P=1500KW，圆锥齿轮的传递效率为?1?95%，圆柱齿轮传递效率为?2?98%，联轴器的传递效率为?3?99.5%，电动机的转速n0?1400r/min，所以：

?3?1.5?0.995?1.4925KW， n2轴?n0?1400r/min，P2轴?P·i24?n5518 n4轴?2?1400??458r/min 18i2455P4轴?P2轴·?2?1.4925?0.98?1.46265KW

为了使4轴转速经过过渡轴机-2传到机-6锥齿轮轴上，

n机?6?n7?i机?6?80036??240r/min，初步确定各齿轮参数如下表： 620 17

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表5-1 齿轮参数

名称 机-3 Ⅰ 机-3 Ⅱ 机-4 所以有： i4轴机2?齿数 64 44 36 分度圆直径 128 88 72 模数 2 2 2 n4轴64167?n机2??458??200.375r/min，287i4轴机216P机2?P4轴·?2?1.46265?0.98?1.433KW

i机2机6?n36911? ，n机6?机2?200.375??244.9r/min，4411i机2机69P机6?P机2·?2?1.433?0.98?1.405KW n7?n机6i?244.9?20?136.11r/min 36P7?P机6·?1?1.405?0.95?1.335KW

各参数确定之后，重新计算的升降速度为：136.11?6=816.66r/min 各轴转矩为：

电动机轴 T电?9550?P?10.23N?m N2轴 T2轴?T电??3?10.23?0.995?10.179N?m

i?10.179?0.98?4轴 T4轴?T2轴??　22455?30.48N?m 18i?30.48?0.98?机-2轴 T机2?T4轴??　24轴机264?60.275N?m 2836?55.75N?m 44i?60.275?0.98?机-6锥齿轮轴 T机6?T机2??　2机2机6i?55.75?0.95?7锥齿轮 T7?T机6??　136?95.33N?m 20 18

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各参数值列表如下：

表5-2 各轴参数

轴号 电动机 2轴 4轴 机-2轴 机-6 5 1.4055.75 1.43 68.28 5 244.91 0.82 0.937 200.372.29 0.956 1.46 30.48 458 3.06 0.975 1.49 10.18 1400 / 0.995 KW 1.50 功率转矩N?m 转速r/min 1400 传动比 效率 10.23 / / Z7 5 1.3395.33 136.11 1.8 0.89 4.4直齿圆锥齿轮的尺寸设计计算及校核

圆锥齿轮传动用于传递两个相交轴之间的运动和动力，圆锥齿圆按照分度圆上的饿齿向，圆锥齿轮可以分为直齿、斜齿和曲齿齿轮三种类型。直齿圆锥齿轮易于制造，则安装也比较简单，适用于低速、轻载传动的场合，应用也比较广泛。斜齿圆锥齿轮应用较少。而曲齿圆锥齿轮传动平稳、承载能力高，常应用于高速重载的场合。但是设计和制造较为麻烦，复杂。圆锥齿轮7是直齿圆锥齿轮。

4.4.1圆锥齿轮的各参数设计计算

已知：齿数Z1=36，模数m1=2，配对齿轮齿数Z2=20，模数m2=2 分度圆直径：d1?m1?z1?2?36?72

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z20分度圆锥角：?1?arcctg2?arcctg?29?

z136齿顶高： h?1?h???m?1?2?2

?齿根高： hf1?(h??c)?m?(1?0.2)?2?2.4 ?全齿高： h?h?1?hf1?2?2.4?4.4 顶隙c： c?c??m?0.2?2?0.4

齿顶圆直径： da1?d1?2?h?1?cos29??75.498 齿根圆直径： df1?d1?2?hf1?sin29??67.802 锥矩： R?122?d1?d1?74.4397 2齿顶角： ???arctg齿根角： ?f?arctg当量齿角： Zv1?h??1.54 Rhf?1.85 Rz1?41.16 cos?1根锥角： ?f??1??f1?27.15 顶锥角： ????1???1?30.54 当量齿轮分度圆半径：rv1?d1?41.16

2cos?1当量齿轮齿顶圆半径：rv??rv1?h?1?43.16

r?cos?当量齿轮齿顶压力角：?v?1?arccosv1?33.48

rv?1不发生根切的最少齿数：Zmin?(2?h?/sin2?)?cos??15 4.4.2 受力分析

进行受力分析，为了简便起见，近似假定载荷沿齿宽分布均匀，并集中作用于齿宽中点节线处的法向平面内，和圆柱齿轮传动机构相似，齿面的法向为Fn，也可以分解为圆周力Ft，径向力Fr和轴向力Fa，求得各分力公式为：

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Ft1?2T1 （5-1）

(1?0.5?R)d1 Fr1?Ft1?tg??cos?1 （5-2）

Fa1?Ft1?tg??sin?1 （5-3）

Fn?Ft1/cos? （5-4） 计算结果如下：

Ft1?2T1?(1?0.5?R)d12T12?55.75??1788.87N b20(1?0.5)d1(1?0.5?)?72?10?3R174.44Fr1?Ft1?tg??cos?1?1788.87?tg20??cos29??569.46N Fa1?Ft1?tg??sin?1?1788.87?tg20??sin20??315.66N Fn?Ft1/cos??1788.87/cos20??1903.68N 4.4.3结构设计

结构设计大体如下图5-1所示，各详细参数具体见锥齿轮7零件图（见CAD图纸YBZC-05）

图5-1 锥齿轮

4.4.4计算载荷

上面所述的Fn，Ft和Fr等均是作用在齿轮上的名义载荷。在实际工作中，还应该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

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误差或者受载后轮齿产生的弹性变形以及轴套、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：

Ftc?K?Ft （5-5）

式中：Ｋ—载荷系数

Ｋ＝KA?KV?K??K? （5-6） 其中：KA—使用系数，用来考虑原动机和工作机的工作特性等引起的动力过载对齿轮受载的影响，其值可以查如下表5-4：

表5-4 使用系数KA

工作机的 工作特性 均匀平稳 电原动机的工作特性及其示例 轻微冲击 中等冲击 多缸内燃击 机 单缸内燃机 均匀平稳 轻微冲击 中等冲击 根据上述表格，我设计计算时取使用系数KA=1.25。 1.50 1.60 1.75 2.00 1.25 1.35 1.50 1.75 1.00 1.10 1.25 1.50 严重冲动机、均速转动汽轮机、液压马的汽轮机 达 KV—动载系数，用来考虑齿轮副在啮合过程中，因啮合误差（基节误差、齿形误差和轮齿变形等）所引起的内部附加动载荷对轮齿受载的影响。其值，对于直齿圆柱齿轮传动，可以取KV=1.05～1.4；斜齿圆柱齿轮传动，可以取KV=1.02～1.2；直齿锥齿

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轮传动，可以取KV=1.1～1.4。齿轮精度低、速度高时，KV取大值；反之取小值。因而我设计计算时取KV=1.3

K?—齿向载荷分布系数，用以考虑由于轴的变形和齿轮制造误差等引起的载荷沿齿宽方向分布不均匀的影响。对于直齿圆柱齿轮传动，若两轮之一为软齿轮时，取

K?=1～1.2，两轮均为硬齿面时，取K?=1.1～1.35；直齿圆锥齿轮传动，可以取K?=1.1～1.3，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，K?取小值；反之，取大值。因而我在设计计算时取K?=1.2。

K?—齿间载荷分配系数，用以考虑同时啮合的各对齿轮轮齿间载荷分配不均匀的影响。对于直齿圆柱齿轮传动，取K?=1～1.2；斜齿圆柱齿轮传动，齿轮精度等级高于7级（含7级），K?=1～1.2，齿轮精度等级低于7级，K?=1.2～1.4；直齿圆锥齿轮传动，可以取K?=1。齿轮制造精度等级低、齿面为硬齿面时，K?取大值；精度等级低、齿面为软齿面时，K?取小值。因而我在设计计算时取K?=1。

所以 Ｋ＝KA?KV?K??K?=1.25?1.3?1.2?1=1.95

Ftc?KFt?1.95?1788.87?3488.29N

4.4.5齿面接触疲劳强度的校核

1） 确定许应力，查《机械设计原理与方法》P368页图10—38得?Hlim=1500MPa

SHlim=1.0~1.2，取SHlim=1.1；YST=2 所以 ?HP??Hlim1500?MPa?1363.6MPa SHlim1.12） 验算齿面接触疲劳强度条件

计算工作转矩T=9.55?106?确定载荷系数K=1.95

查图ZH=2.5，ZE=189.8MPa，因为不是很多，Z?=0.90 计算齿面接触应力

1.34?94019N?mm 136.11 23

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?H?ZH?ZE?Z??2?K?T?(u?1)bd1u22?2.5?189.8?0.92?1.95?94019?(1.8?1)46.27?38?1.8MP?1247.75MP

所以齿面接触疲劳强度满足要求。

4.4.6轮齿弯曲强度的校核

1）确定许应力，查《机械设计原理与方法》P368页得?Flim=480MPa

SFlim=1.4～1.5，取SFlim=1.5；u =1.8 所以 ?FP??Flim?YST480?2?MPa?640MPa

SFlim1.52） 验算轮齿弯曲强度条件

计算工作转矩T=9.55?106?确定载荷系数K=1.95

1.34?94019N?mm 136.11YFa1?YSa1?2.5?1.62?4.05 Y??0.65~0.85，取0.80 计算轮齿弯曲应力

?F?2?K?T2?1.95?94019YFa1?YSa1?Y???2.5?1.62?0.8?33.78

4.5锥齿轮轴机-6的设计计算及校核

4.5.1锥齿轮部分主要参数设计计算 已知：齿数Z2=20，模数m2=2，配

Z1=36，模数m1=2

分度圆直径：d2?m2?z2?2?20?40

z36分度圆锥角：?2?arcctg1?arcctg?61?

z220齿顶高： h?2?h???m?1?2?2

?齿根高： hf2?(h???c)?m?(1?0.2)?2?2.4

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全齿高： h?h?2?hf2?2?2.4?4.4 顶隙c： c?c??m?0.2?2?0.4

齿顶圆直径： da2?d2?2?h?2?cos61??41.94 齿根圆直径： df2?d2?2?hf2?sin61??36.07 锥矩： R?122?d1?d1?74.4397 2齿顶角： ???arctg齿根角： ?f?arctg当量齿角： Zv2?h??1.71 Rhf?2.05 Rz2?41.253 cos?2根锥角： ?f??2??f2?59.2145 顶锥角： ????2???2?62.4714 当量齿轮分度圆半径：rv2?d2?41.253

2cos?2当量齿轮齿顶圆半径：rv??rv2?h?2?43.253

r?cos?当量齿轮齿顶压力角：?v?2?arccosv2?62.458

rv?2

4.5.2轴端部分参数设计

轴端部分设计的目的是合理地确定轴端部分的外部形状和全部尺寸。由于影响轴端部分结构设计的因素很多，固轴端部分没有标准的结构型式，在满足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较大的灵活性、设计时应该多加考虑如下因素：（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性；（4）力求受力合理，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，将锥齿轮轴端的结构设计大体如下图4-2所示。

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图4-2 锥齿轮轴

4.5.3锥齿轮轴的固定

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高等高。由于机-6的径向受载荷一般，所以由滚动轴承的支承轴向位置，轴向位置由卡簧固定。为了方便调整机-6齿轮轴轴向位置，因轴承套与箱体孔的配合面较大，所以对机-6圆锥齿轮与210圆锥齿轮的轴心的垂直度影响不大。

4.6机-4齿轮设计计算及校核

4.6.1 尺寸设计计算

已知：机-4齿轮的齿数Z=36，模数m=2

齿轮机-4选渐开线标准直齿圆柱齿轮，下面对机-4齿轮各部分参数进行设计计算（1）齿数：齿数一般应为整数，已知Z=36；（2）模数：模数也是已知的，m=2；（3）压力角：渐开线齿廓上的各点的压力角?规定为标准值，当只提“压力角”，而不指明哪个外圆时，即指分度圆压力角为?=20?；（4）分度圆直径：分度圆就是具有标准模数和标准压力角的圆，d=mz=72（5）齿顶高：分度圆与齿顶圆间的间的径向距离，齿顶高用齿顶高系数和模数的乘积表示，即h??h???m?2；（6）齿根高：分度圆

?与齿根高的径向距离，即hf?(h???c)?m?2.5；（7）顶隙：齿根高比齿顶高大一

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些，以便上顶圆和另一齿轮的齿根圆间形成间隙—顶隙C，既有利于储存的润滑油，也避免两齿轮卡死，顶隙用顶隙系数C?和模数的乘积来表示，即

C?C??m?0.25?2?0.5；（8）齿顶圆直径：过所有齿顶端的圆称为齿顶圆，齿顶圆

直径用d?表示，d?1?d?2?h?=76；（9）齿根圆直径：过所有齿槽底部的圆称齿根圆，齿根圆直径用df表示，df?d?2?hf?72?2?2.5?67；（10）齿高：齿高等于齿顶高加上齿根高，即h?h??hf?4.5；（11）基圆直径：产生渐开线的圆称基圆，基圆直径用db表示，db?d?cos20??67.66；（12）齿距：相邻两个轮齿同侧齿廓之间的弧线长度称该圆上的齿距，用P表示，P=πm=6.28；（13）齿厚：在任意半径圆周上，一个轮齿两侧齿廓之间的弧线长度称齿厚，用S表示，S=P/2=3.14；（14）齿槽宽：一个齿槽两侧齿廓之间的弧线长度称齿槽宽，用e表示，e=P/2=3.14;（15）标准中心距：中心距是齿轮传动的基本尺寸，齿轮箱体上轴承孔的尺寸就由中心距来决定的，为了使一对渐开线标准齿轮传动平稳，在确定中心距时，应该保证相啮合的两轮齿的齿侧无间隙存在，对于一对模数相等无间隙啮合的标准齿轮，其分度圆上的齿厚和齿槽宽相等，其齿轮中心距为标准中心距，计算公式为a?r1'?r2'?r1?r2?80

将各参数列表如下：

表4-5 齿轮设计参数

齿数 模数 压力角 分度圆直径 齿顶高 顶隙 齿根高 分度圆直径 4.6.2结构分析 2 0.5 2.5 72 齿距 齿厚 齿槽宽 6.28 3.14 3.14 36 2 20° 70 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿高 基圆直径 76 67 4.5 67.66 27

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机-4齿轮结构设计大体如下图5-3所示，各详细参数具体见CAD图纸YBZC-06。

图4-3 齿轮

4.6.3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及选用轴承的基础。在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，该集中力即法向力Fn，它的方向是沿着两齿廓接触点的公法线方向，即啮合线方向。方向力Fn有可以分解为圆周力Ft和径向力Fr，其计算公式分别为：

Ft?2T （5-7） dFr?Ft?tg20? （5-8）

Fn?Ft （5-9） cos?计算结果为：

Ft?2T?1548.75N dFr?Ft?tg20??563.70N

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Fn?Ft?1648.14N cos?4.7双联齿轮的设计计算

双联齿轮的两齿均设计为渐开线标准圆柱齿轮，现将其主要参数设计如下表5-6

表4-6 双联齿轮设计计算

基本参数 配对齿轮参数 名称 号 分度圆直径 中心距 齿顶高 齿根高 全齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 分度圆齿距 P P=πm 8 分度圆齿厚 S S=πm/2 4 3.13.14 h d a d=mz 1a=(d1?d2) 2机-3 2齿数64 机-3 4齿数44 模数m均为2 与机-3 2、4配对齿轮齿数分别为28和36，模数m均为2； 符计算公式 3 2 128 92 2 2.5 4.5 132 87 120.28 6.29 6.28 机-4 88 80 2 2.5 4.5 84 75 82.6机-3 h?hfh??h???m ?hf?(h??c)?m ?h?h??hf da?d?2?h??m df?d?2?hf?m dadfdbdb?d?cos? 29

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分度圆槽宽 e E=πm/2 4 3.13.14 顶隙 基圆齿距 节圆处齿廓的曲率半径 C C?c??m 0.5 5.90 0.5 5.90 pbpb?πmcos20° ? ??d?sin? 221.89 5 15.04.8 过渡轴的设计 传动零件必须通过其他零件被支承起来才能进行工作，这种支承作用的零件称为轴。轴是组成机器的重要作用之一，它的主要功能是支承做回转运动的零件，并传递运动和动力。

4.8.1轴的失效形式

机械中的轴大多为转轴，同时承受弯曲应力和扭转切应力，且均为交变应力。在交变应力的作用下，轴的主要失效形式为疲劳断裂。因此，轴的材料应具有足够的疲劳强度、较好的应力集中敏感性和良好的加工性能。

4.8.2轴的材料

根据上述这些要求，轴的材料一般宜选用中碳钢和中碳合金钢。对于一般以内国土和较重要的轴，多采用优质碳素结构钢来制造，如45钢等。这类钢的加工性能和机械性能好，经过调质或者正火处理后可以获得良好的机械性能，且价格比较便宜。对于载荷不大、转速要求不高或者不重要的轴，可以采用普通的碳素结构钢来制造，如Q275等，以降低成本。

合金钢的机械性能和热处理工艺均优于碳素钢，对于强度要求高而结构要求紧凑、重量轻的重要的轴或者有特殊性能要求的轴，应该采用合金钢来制造，如40Cr钢等。

由于碳素钢与合金钢的弹性模量基本相同，因此采用合金钢并不能提高轴的强度。但是，碳素钢比合金钢的成本低，而且对于应力集中的敏感性小，所以得到了广泛的应用。

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轴也可以采用球煤铸铁材料制造。铸铁材料容易铸造成复杂的形状，且吸振性和耐磨性较好，对应力集中的敏感性也较低，但其冲击韧性低，可靠性差。

我设计的过渡轴材料为合金结构钢40Cr。 4.8.3过渡轴的强度校核 一、 扭转强度校核

设轴在扭矩T的作用下，产生的切应力?。对于圆截面的实心轴，根据其扭转强度条件可以得

??T （5-10） WTT9.55?106?P9.55?106?1.43 所以 ?????42.5?[?]?52MP 33WT0.2d?n0.2?20?200.375式中：?是轴的扭转切应力，单位为MP；T是轴所传递的扭矩，单位为N·mm；

WT是轴的抗扭截面系数，WT?0.2d3,单位为mm2；P是轴传递的功率，单位为KW；n是轴的转速，单位是r/min；d是轴的直径，单位为mm；[?]是材料的许用扭转切应力，单位为MPa。

显然，扭转强度满足要求。 二、 按弯扭合成强度条件计算 1. 力学模型的建立

在进行轴的强度校核时，通常忽略轴及其上各个零件的质量，把轴简化为简支梁、外伸梁或悬臂梁。将其作用在轴上的零件分布力作为集中力，其作用点取为零件轮毂宽度的中点，并将其全部转化到轴上。支点反力的作用点一般可近似地取在轴承宽度的中点上，以简化计算。受力图为：

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图4-4 受力图

作出轴的水平面受力图和弯矩图MH

图4-5 水平受力图

图4-6 水平弯矩图

作出垂直面内的受力图和弯矩图MV

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图4-7 垂直受力图

图4-8 垂直弯矩图

作出合成弯矩图M

图4-9 合成弯矩图

作出扭矩图T

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图4-10 扭矩图

做当量弯矩图Me

图4-11 当量弯矩图

计算危险截面轴径

dmin?3Me22225.51?3?16.22

0.1[??1]b0.1?52过渡轴的每一处截面直径均大于16.22 故强度满足要求。 4.8.4过渡轴的固定

因为机-3双联齿轮整体宽度较少，而且齿轮较接近箱体孔，且箱体孔内比壁较厚。所以机-2过渡轴只需一个箱体孔固定，机-3齿轮与机-2过渡轴之间，其轴向固定

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由滚动轴承连接。其轴向卡簧固定。而机-2轴上有轴肩，装配时直接将机-2轴敲入箱体孔至轴肩处即可。

第五章 轴承和键的设计计算

5.1轴承的分类

轴承是支承轴的部件。根据轴承工作是的摩擦性质，轴承可以分为滑动摩擦轴承（简称滑动轴承）和滚动摩擦轴承（简称滚动轴承）。

由于滚动轴承摩擦系数小，起动阻力小，已经标准化，选用、润滑及维护较方便，所以在一般的机器中得到广泛的应用。滚动轴承的径向尺寸较大，工作时产生振动、噪音与设备的精度、轴的工作转速有关，故适用于中、低速以及精度要求较高的场合。

滑动轴承具有独特的优点，在用于某些不能、不便或者使用滚动轴承没有优势的场合，如工作转速特高、冲击和振动特大、径向空间设计尺寸受到限制或者必须部分安装（曲轴上轴承）的结构，以及需要在水或者腐蚀性介质工作的工况条件下，仍占有重要地位。因此，在轧钢机、内燃机、雷达、天文望远镜及各类仪表中应用广泛。

5.2滚动轴承及类型

滚动轴承主要是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。常用的滚动轴承绝大数已经标准化了，设计时可以根据载荷的性质与大小、转速的高低、旋转精度等工作要求进行选用，并进行轴承承载能力的验算，结构设计。

滚动轴承主要由外圈、内圈、滚动体和保持架构成。保持架将滚动体均匀地隔开，以减少滚动体间的摩擦和磨损。通常内圈固定在轴颈上，外圈装在轴承座内。常见的运

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动方式；内圈随轴颈转动，外圈固定。也有外圈转动而内圈不动或者是内、外圈都转动的运动形式。

滚动轴承的类型很多，按照轴承受载荷的作用方向，可以分为： （1）径向接触轴承 主要用于承受径向载荷

（2）向心角接触轴承 能同时承受径向及单方向轴向载荷 （3）轴向接触轴承 只能承受轴向载荷

5.3 滚动轴承的失效形式

滚动轴承在工作时，由于各元件间间隙的存在，其受力情况也成周期性不稳定变化。轴承工作时，各元件上所受的载荷及产生的应力是时时变化的，其变动的频率取决于滚动体中心圆周速度。选用角接触轴承或者圆锥滚子轴承时，为保证可靠地工作，使其在工作时至少处于下半圈滚动体全部受载的工作状态。

滚动轴承的失效形式有： （1）疲劳点蚀

滚动轴承的正常失效形式是滚动体或者内外圈滚道上的点蚀破坏。轴承工作时，轴上的受力通过轴承内圈→外圈→基座上，相邻元件间的接触面产生接触应力。由于内、外圈的相对转动，滚动体的不规则滚动，导致接触应力按脉动循环变化。在安装、润滑及维护良好的条件下，当应力循环次数达到一定值后，会在某一元件上形成表层金属剥落现象，即疲劳点蚀。点蚀后轴承在工作时通常会出现较强烈的振动、噪音和发热现象及旋转精度下降，影响机器的正常工作。

（2）塑性变形

若轴承的工作转速很低（n<10r/min）或者仅作间歇摆动，则一般不会出现疲劳点蚀破坏，工作时过大的静载荷或者瞬间过大的冲击载荷，均会使元件接触面间的局部应力大于元件材料的屈服极限应力而产生塑性变形。在形成不均匀的凹炕后，轴承即已经失效。

5.4 轴承的选择计算

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现只对过渡轴承进行校核，我是设计时轴承选的是深沟球轴承6005 GB/T276-94。已知n=200.375r/min，轴径d=25mm，Fa=222.48N，Fr=650.48N，温度低于100℃，有轻微冲击，预期使用寿命L'h?50000h。

因为深沟球轴承没有派生轴向力，所以Fa?222.48N，查有关设计手册知6005轴承的Cor?5850N,Cr?10000N，查表，有轻微冲击，应取fp=1.2

查表，采用线性插值法，得e=0.234 因

Fa222.48??0.342?e?0.234 Fr650.48查表可得 X1?0.56,Y1?1.991

得 P?fp(X1Fr?Y1Fa)?1.2?(0.56?650.48?1.991?222.48)?968.4048N 计算轴承的寿命Lh

已知球轴承??3.0，因工作温度低于120℃，得f1=1 按公式

106f1?c? Lh?() （6-1）

60?np106f1?c?1061?100003得 Lh?()??()?91580h?L'h

60?np60?200.375968.4048所以，选6005深沟球轴承合用

同理，可以计算锥齿轮轴上所选的深沟球轴承6010 GB/T 276—96也合用。 键联结是将轴与轴上的传动零件，如凸轮、齿轮、带轮等连接在一起，实现轴和妯上零件间的周向固定，以传递转矩的轴毂连接。有些类型的键可以实现轴与轴上零件的轴向固定，或轴向动连接。

5.5 键的选择

按结构特点和工作原理，键联结可以分为平键联结、半圆联结和楔键联结，此外，还有各种花键。平键联结的结构简单、制造容易、对中性较好、装拆方便，能够承受冲击或变载荷。因而得到广泛的应用。半圆联结的工作面是两个侧面，由于轴上半圆键槽挖得深，轴的强度大为降低，固一般用于传递较少的扭矩。楔键联结一般用于外部轴端

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上固定大齿轮或者皮带轮。连接时将键打入键槽内，依靠键的顶面和底面与轮毂和轴之间的挤压所产生的摩擦力来传递扭矩，此时，两底接触面均画成一条直线；键的两侧为非工作面，应与轮毂和键槽侧面之间留空隙。花键连接比较可靠，能传递较大的扭矩，轴上零件可以花键做轴向移动，导向性、对中性都比较好，因此，在机械设备中也得到广泛的应用。

键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联结的结构特点，使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。键的主要尺寸为其截面尺寸（一般以键宽b和键高h表示）与长度L。键的截面尺寸按b?h，轴的直径d由标准中选定。键的长度L一般可按轮毂的长度而定。即键长等于或略短于轮毂的长度。这里d为轴的直径，所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。锥齿轮轴上的轴头处选平键联结，B型6?6 L=10 GB1095-79。

5.6 键联结强度计算

平键联接传递转矩时，联接中各零件都要进行受力分析。对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接，其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。对于导向平键联接和滑键联接，其主要失效形式是工作面的过度磨损。因此，通常按工作面上的压力进行条件性强度校核计算。

根据其要求，普通平键联接的强度条件计算校核公式为：

?p?因此有：

4T4?55.75?103?p???148.67MP

dhL25?6?104T （7-1） dhL ?p?250 显然?p??p?250 所以强度足够。 式中：

???? 38

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T——传递的转矩，单位为N?m；

L——键的工作长度，单位为mm，圆头平键l=L-b，平头平键l=L，这里l为键的公称长度，单位为mm；b为键的宽度，单位为mm。

d——轴的直径，单位为mm； h——键的高度，单位为mm；

???——键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MP；

pa

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第六章 锥齿轮的三维建模与仿真

采用CAD/CAM 技术进行设计与制造是离不开仿真技术的。将计算机辅助设计CAD及动态仿真用于直齿锥齿轮的设计，建立直齿锥齿轮三维模型并进行动态仿真。不仅可以提高设计速度、设计质量，而且有益于促进机械设计学方面的研究。AutoCAD是AutoDesk公司开发的一个著名的CAD(计算机辅助设计)软件包，建模精度高，具有良好的工作界面以及强大的绘图与图形编辑功能，具有开放的体系结构，易于二次开发。可通过标准或专用的数据格式与其他CAD系统或CAM 系统进行数据交换。3DMAX是AutoDesk公司开发的另一个著名的三维动画软件，具有建立三维物体的模型、编辑材料、高分辨率着色投影、动画处理及后期剪辑制作功能，缺点是建模精度较低。本文综合了AutoCAD和3DMAX的优点，给出了直齿锥齿轮系三维建模和传动仿真的方法。 6.1三维建模的实现

6.1.1轮廓线的形成

如图一所示，以(0，0)为起始点，根据直齿锥齿轮的基本尺寸用多段线(PLINE)和矩形(RECTANG)命令绘制出直齿锥齿轮的基本的剖面轮廓线。在此过程中，将要通过变换用户坐标(UCS)和旋转图形或则旋转坐标来获得简易的绘图方法。

6.1.2建立三维模型

以Y轴为旋转轴对多段线进行\旋转\。拉伸(EXTRUDE)矩形生成实体后对其执行\三维阵列\命令。以(0，0，0)为中心，绘制圆柱体(CYLINDER)，最后运用差集(SUBTRACT)(或并集(UNION))命令得到直齿锥齿轮的实体形状，如图二所示。对上述两个实体进行移动(MOVE)和\三维旋转\命令并调整到合适位置。最后选择合适的

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