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1、 学 院 毕 业 设 计（论 文）说 明 书 题 目 X6132-28万能升降台铣床主传动设计及主轴组件设计 学 生 系 别 机电工程系 专 业 班 级 机械设计制造及自动化 学 号 指 导 教 师 学 院 毕业设计（论文）任务书 设计（论文）题目：X6132-28万能升降台铣床主传动设计及主轴组件设计系：机电工程 专业：机制 班级：学号：学生：指导教师：接受任务时间 教研室主任 （签名）系主任 （签名）1 毕业设计（论文）的主要内容及基本要求 1）主运动驱动电动机功率的确定，主传动设计，齿轮设计，主轴组件的计算；2）绘制 X6132-28主传动装配图及床身、齿轮、主轴等零件图；3）编写设计说
2、明书。2 指定查阅的主要参考文献及说明 1)金属切削机床，顾熙棠、迟建山、胡宝珍主编（下册），上海科学技术出版社 2)机床设计手册 第二册（上），机床设计手册编写组编，机械工出版社，1979年。3)专用机床设计与制造，哈尔滨工业大学、哈尔滨市教育局专用机床设计与制造编写组编著，黑龙江人民出版社，1979年，哈尔滨。3 设计的原始参数 1）主轴转速 n=301500r/min，转速级数 Z=18，电动机转速n0=1400r/min。2）工件材料是钢和铁：3）铣刀直径 100毫米，齿数 4，4）铣切宽度 50 毫米，铣切深度 2.5毫米，转速 750转/分，进给量 750毫米/分。4 进度安排 设
3、计（论文）各阶段名称 起 止 日 期 1 生产现场参观实习、收集资料 2007.03.05-2007.03.18 2 主传动的设计及主轴组件的设计 2007.03.19-2007.04.15 3 画图、说明书的编写和检查 2007.04.16-2007.05.25 4 检查并提交毕业设计 2007.05.26-2007.06.05 第 I 页 摘 要 主传动系统设计及主轴组件设计是金属切削机床设计中的重要内容，本次毕业设计的题目是 X6132-28主传动设计及主轴组件设计。设计中根据已知条件，确定了主电动机功率、传动系统公比、变速组和传动副数目、计算了齿轮齿数，绘制了转速图，并进行了主传动的结
4、构设计。在此基础上进行了齿轮设计，主轴轴承的配置和主轴结构参数的确定及主轴组件的刚度验算。关键词：铣床，主传动系统，主轴组件 第 II 页 ABSTRCT The master drive system design and the main axle module design is in the metal-cutting machine tool design important content,this graduation projects topic is the X6132-28 master drive design and the main axle module desig
5、n.In the design acts according to the datum,had determined the main motor power,the transmission system common ratio,the speed change group and the transmission vice-number,have calculated the gear number of teeth,has drawn up the rotational speed chart,and has carried on the master drive structural
6、 design.Based on this has carried on the gear design,main shaft bearings disposition and the main axle design parameter determination and the main axle modules rigidity checking calculation.Keywords:Milling machine，master drive system，main axle module 目 录 中文摘要 英文摘要 第 1 章 绪论 1.1 机床的用途及性能1 1.2 机床的主要规格
7、参数3 第 2 章 主运动驱动电动机功率的确定4 第 3 章 X613228 主传动设计 3.1 转速图的拟定9 3.1.1 确定公比5 3.1.2 确定变速组和传动副数目5 3.1.3 确定传动顺序顺序方案5 3.1.4 确定扩大顺序方案6 3.1.5拟定转速图9 3.2 齿轮齿数的确定 17 3.2.1 确定齿轮齿数时应注意下面这些问题10 3.2.2 本设计中的基本变速组和第一扩大组齿轮齿数的确定12 3.2.3 设计中第二扩大组齿轮齿数的确定13 3.2.4 检查相邻齿轮的齿数差 13 3.2.5 校核 16 3.2.6齿轮的布置与排列 17 3.3 主传动的结构设计21 3.3.1
8、传动的布局及变速方式 17 3.3.2 主传动的开停装置18 3.3.3 主传动的制动装置18 3.3.4 主传动的换向装置18 3.3.5 计算转速的确定21 第 4 章 齿轮设计 4.1 齿轮Z17、Z18的设计 25 4.1.1 计算 23 4.1.2 验算齿根弯曲强度24 4.1.3 齿轮Z17与齿轮Z18的几何尺寸计算：25 4.2 其它齿轮参数的确定 26 第 5 章 主轴组件的计算 5.1 主轴组件结构参数的确定 30 5.1.1 搜集和分析资料27 5.1.2 主轴组件结构参数的确定 30 5.2 主轴的结构和组件的布置31 5.2.1 主轴的材料与、热处理和技术要求31 5.
9、2.2 主轴轴承31 5.3 主轴组件的刚度验算38 5.3.1 主轴的受力分析35 5.3.2 主轴组件的刚度验算38 5.4 主传动系统中各轴承的参数确定40 第 6 章 结论41 参考文献 42 致谢43 学院毕业设计（论文）第 1 页 第 1 章 绪 论 第 2 页 学院毕业设计（论文）第 3 页 第 1 章 绪 论 1.1机床的用途及性能 X6132、X6132A 型万能升降台铣床属于通用机床。主要适用于机械工厂中加工车间、工具车间和维修车间的成批生产、单件、小批生产。这种铣床可用圆柱铣刀、圆盘铣刀、角度铣刀、成型铣刀和端面铣刀加工各种平面、斜面、沟槽等。如果配以万能铣头、圆工作台、
10、分度头等铣床附件，还可以扩大机床的加工范围。X6132、X6132A 型铣床的工作台可向左、右各回转 450，当工作台转动一定角度，采用分度头时，可以加工各种螺旋面。X6132 型机床三向进给丝杠为梯形丝杠，X6132A 型机床三向进给丝杠为滚珠丝杠。X6132/1、X6132A/1 型数显万能升降台铣床是在 X6132、X6132A 型万能升降台铣床的基础上，在纵向、横向增加两个坐标的数字显示装置的一种变型铣床，该铣床具有普通万能升降台铣床的全部性能外，借助于数字显示装置还能作到加工和测量同时进行，实现动态位移数字显示，既保证了工件加工质量，又减轻了工人劳动强度和提高劳动生产率，配上万能铣头
11、还可以进行镗孔加工。1.2机床的主要技术参数 工作台：工作台工作面积（宽长）（毫米）.3201320 工作台最大纵向行程:手 动（毫米）.700 机 动（毫米）.680 工作台最大横向行程：手 动（毫米）.255 机 动（毫米）.240 工作台最大垂直行程：手 动（毫米）.320 机 动（毫米）.300 工作台最大回转角度（度）：.45 T 型 槽 数 3 第 1 章 绪 论 第 4 页 T 型槽宽度（毫米）18 T 型槽间距离(毫米).70 主要联系尺寸：主轴中心线到工作台面距离 最 小（毫米）30 最 大（毫米）350 床身垂直导轨至工作台中心距离 最 小（毫米）215 最 大（毫米）.4
12、70 主轴中心线至悬梁的距离（毫米）.155 主传动、进给传动：主轴转速级数18 主轴转速范围（转/分）.301500 工作台进给量级数.18 工作台进给范围（毫米/分）纵 向.23.51180 横 向.23.51180 垂直 向.8394 工作台横向及纵向快速移动量（毫米/分）.2300 工作台垂直快速移动量（毫米/分）.770 动力参数，外形尺寸、重量：进给电机 功 率（千瓦）.1.5 冷却泵电机 功 率（千瓦）.0.125 冷却泵输出流量（升/分）22 机床外形尺寸（长宽高）（毫米）.229417701665 机床重量（公斤）.2650 学院毕业设计（论文）第 5 页 承载能力：被加工工
13、件最大重量（公斤）.500 数显装置分辨率（毫米）（X6132/1、X6132A/1）.0.005 数显有效坐标测量范围（毫米）（X6132/1、X6132A/1）：纵向横向700255 第 2章 主运动驱动电动机功率的确定 电动机功率是计算机床零件和决定结构尺寸的主要依据。电动机应取恰当的功率，功率大了，则机床零、部件的尺寸也随之不必要的增大，不仅浪费材料，而且使电动机经常处于低负荷情况下工作，致使功率因数小，浪费电力。如果电动机功率取小了，则机床的技术性能达不到设计要求，且出现电动机超负荷工作情况，容易烧坏电机和电器元件。机床主运动驱动电动机功率，常用计算和统计分析相结合的方法来确定。有条
14、件时，还辅以实测法。在我们开始设计机床时，主传动链的结构方案尚未确定，可用下面的经验公式进行粗略估算：mcpp （2-1）式中：m机床总机械效率，对于主运动为回转运动的机床，m=0.700.85，在本设计中由于传动件转速较高，所以我们取为 0.75。铣削钢：钢的含碳量 0.45%，抗拉强度极限 600兆帕，铣刀直径 100毫米，齿数 4，铣切宽度 50 毫米，铣削深度 2.5毫米，转速 750转/分，进给量 750毫米/分。铣削功率的计算公式为60/103vFPccc （2-2）式中 Pc铣削功率（）；Fc切削力（）；vc 铣削速度（m/min）。高速钢铣刀铣削力的计算（采用端铣刀），根据机械
15、制造工艺设计手册表 3 25 为 第 2 章 主运动驱动电动机功率的确定 第 6 页 Fc=9.81CFcae1.1af82.0d01.1ap1.1Z （2-3）将已知条件CFz=90（查表得）、ae=50、af=0.25、d0=100、ap=2.5、Z=4代入上式即：Fc=9.81CFcae1.1af82.0d01.1ap1.1Z Fc=9.8190501.125.082.01001.15.21.14 Fc1448.38(N)式中 ae铣切宽度(mm)；af每齿进给量（mm）；d0铣刀直径（mm）；Z铣刀齿数 在这里算出的Fc须乘以一个修正系数 422.06)537.010600()637.
16、0(3.03.0bFKC，式中b的单位是 GPa。则60/103vFPccc =（1448.380.422）235.560/103 3.2（kw）所以 P=3.475.02.3mcP(kw)本设计中选择主电机的功率选 5.5kw，转速为 1440（转/分）。学院毕业设计（论文）第 7 页 第 3 章 X613228 主传动设计 3.1 转速图的拟定 已知主轴转速为 n=301500r/min，转速级数 Z=18，电动机转速n0=1400r/min.3.1.1 确定公比 由公式 Rn=nnminmax=1Z （3-1）301500=118 26.1 3.1.2 确定变速组和传动副数目 大多数机床
17、广泛应用滑移齿轮变速，为了满足结构设计和操纵方便的要求，通常采用双联或三联滑移齿轮，因此，主轴转速为 18 级的变速系统需要 3 个变速组，即 Z=18=33 2。3.1.3 确定传动顺序方案 按照传动顺序，各变速组排列方案有：18=33 2 18=32 3 18=23 3 根据设计要点，应遵守传动副“前多后少”的原则，选择 18=33 2 方案。3.1.4 确定扩大顺序方案 传动顺序确定之后，还可列出若干不同扩大顺序方案。如无特殊要求，应根据“前密后疏”的原则，使扩大顺序与传动顺序一致，这样可得到最佳的传动方案，其结构式为 23318931 根据式)12(22pxr，检查最后扩大组的变速范围
18、：第 3 章 X613228 主传动设计 第 8 页 826.126.19)12(9)12(22pxr，合乎要求 故可选定上述传动方案是合理的。3.1.5 拟定转速图 根据已确定的结构式便可拟定转速图，应注意解决定比传动和分配传动比，合理确定传动轴的转速。3.1.5.1 定比传动 在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面要求，以及满足不同用户的使用要求。在本设计中，铣床的总降速比481144030minu，若每一个变速组的最小降速比均取 1/4，则三个变速组的总降可达到 1/41/41/4=1/64，故无需要增加降速传动。但是，为使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减少变速
19、箱的径向尺寸，故在轴间增加一对降速传动齿轮，这样，也有利于设计变型机床，因为只要改变这对降速齿轮传动比，在其他三个变速组不变的情况下，就可以将主轴的 18 种转速同时提高或降低，以便满足不同用户的需要。3.1.5.2 分配降速比 前面已确定，18=33 2共需三个变速组，并在轴间增加一对降速传动齿轮，因此，转速图上有五根传动轴，如图（a）所示。画五根距离相等的竖直线（、）代表五根轴；画 18 根距离相等的水平线代表 18 级转速，这样便形成了传动轴格线和转速格线。1)在主轴上标出 18 级转速：301500r/min，在第轴上用 A点代表电动机转速n0=1440r/min；最低转速用 E点标出
20、，因此 A、E两点联线相距 17格，即代表总降速传动比171ut。2）决定、轴之间的最小降速传动比：一般铣床的工作特点是间断切削，为了提高主轴运转的平稳性，主轴上齿轮应大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的降速传动比取41。按公比26.1，查表可知，426.16，即61u，从 E点向上数六格（6lg）,在轴上找出 D点，DE 传动线表示学院毕业设计（论文）第 9 页 轴间变速组（第二扩大组）的降速传动比。3)决定其余变速组的最小传动比：根据降速前慢后快的原则，轴间变速组（第一扩大组），取 u=41,即从 D点向上数四格（4lg），在轴上找出 C点用 CD 传动线表示；同理，轴间取 u=
21、41，用 BC 传动线表示；轴间取 u=31，用 AB 传动线表示。3.1.5.3 画出各变速组其他传动线（图 b），轴间有一对齿轮传动，转速图上为一条 AB 传动线。轴间为基本组，有三对齿轮传动，级比指数x0=1，故三条传动线在转速图上各相距一格，从 C点向上每隔一格取C1、C2 点，连线 BC2和 BC1得基本组三条传动线，它们的传动比分别为21、31、41。轴间为第一扩大组也有三对齿轮传动，级比指数x1=3 三条传动线在转速图上各相距三格，CD2、CD1和 CD，它们的传动比分别为2，21，41。轴间为第二扩大组，有两对齿轮传动，级比指数92x，两条传动线在转速图上应相距九格，即 DE1
22、和 DE，它们的传动比分别为3和61。3.1.5.4 画出全部传动线（图 c），即为本设计的主传动系统转速图。如前所述，转速图两轴之间的平行线代表同一对齿轮传动，所以画轴间的的传动线时，应从 C1、C2两点分别画出 CD、CD1、CD2的平行线，使轴得到九种转速。同理，画轴间的传动线时，应画九条与 DE 平行的线，九条与DE1平行的线，使主轴得到 18 种转速。第 3 章 X613228 主传动设计 第 10 页 图 3-1 降速比传动线 图 3-2 变速组传动线 学院毕业设计（论文）第 11 页 图 3-3 X6132-28铣床主传动转速图 3.2 齿轮齿数的确定 3.2.1 确定齿轮齿数时
23、应注意下面这些问题 1 齿轮的齿数和不应过大，一般推荐齿数各 SZ100120。2 齿轮的齿数和不应过小，应考虑：1）最小齿轮不产生根切现象，对于标准直齿圆柱齿轮可取17minZ。2）受结构限制的各齿轮（尤其是最小齿轮），应能可靠地装到轴上或进行套装；齿轮的齿槽到孔壁或键槽的壁厚 a 2m（m为模数），以保证有足够的强度，避免出现变形或断裂现象。第 3 章 X613228 主传动设计 第 12 页 3）两轴间最小中心距应取得适宜。若齿数和太小，则中心距过小，将导致两轴上的轴承及其他结构之间的距离过近或相碰。3.2.2 本设计中的基本变速组和第一扩大组齿轮齿数的确定 设这两组变速组的模数相同，对
24、于变速组内齿轮模数相同时齿轮齿数的确定，一般有两种方法（计算法和查表法），本设计采用计算法求齿轮齿数。在变速组内，各对齿轮的齿数之比，必须满足转速图上已经确定的传动比；当各对齿轮的模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的齿数和必然相等可列出：SZZuzjjjjjZZ 即可得：SuZSuuZzjzjjjj111 式中：ZZjj,分别为 j齿轮副的主动与从动齿轮的齿数；ujj齿轮副的传动比；Sz齿轮副的齿数和。3.2.2.1 轴与轴间的齿轮（基本变速组）确定 该变速组内有三对齿轮，其传动比为 5.211121115.111126.126.126.1448733365222431ZZuZZuZZu
25、 最小齿轮一定在最大降速比u3的这对齿轮副中，即ZZ7min，根据具体 学院毕业设计（论文）第 13 页 结构情况取167Z，则395.2116378uZZ，齿数和55391687ZZSz。然后，确定其它两对齿轮副的齿数。传动比为u2的齿轮副：361955195521121156225ZSZSuuZzz 传动比u1的齿轮副：332255225.255134113ZSZSuuZzz 3.2.2.2 轴与轴间齿轮副的确定（第一扩大组）该变速组内的三对齿轮为：5.21126.1115.14141331211222109126.1ZZuZZuZZu 最小齿轮在u3这对齿轮副中，即ZZ13min，根据具
26、体结构情况取1813Z，则475.21831314uZZ，齿数和6547181413ZZSz，然后确定其他两对齿轮副的齿数。传动比为u2的齿轮副：372865286526.11126.11111122211ZSZSuuZzz 传动比u1的齿轮副：第 3 章 X613228 主传动设计 第 14 页 26396539655.115.11910119ZSZSuuZzz 3.2.3 设计中第二扩大组齿轮齿数的确定 设本变速组的模数不相等。设 一 个 变 速 组 内 有 两 个 齿 轮 副ZZZZ2121和，分 别 采 用 两 种 不 同 模 数mm21和，其齿数和为SSzz21和，如果不采用变位齿轮
27、，因各齿轮副的中心距A必须相等，可写出：SmZZmzA111121)1(21 SmZZmzA222221)2(21 所以 SmSmzz2211 则可得：eemmSSzz121221 设 KeSeSzz1221 即可得：KSKSezez1221 式中：ee、21无公因数的整数；K 整数。在 计 算 这 类 似 不 同 模 数 齿 轮 齿 数 时，首 先 定 出 变 速 组 内 不 同 的 模 数mm21和；根据式eemmSSzz121221计算出ee21和；选择 K值，由式KSKSezez1221计算各齿轮副的齿数和SSzz21和（应考虑齿数和不致过大或过小）；按各齿轮副的传动比分配齿数。轴和轴
28、齿轮副的确定（第二扩大组），该变速组中有两对齿轮，其传学院毕业设计（论文）第 15 页 动比为24121uu和，考虑实际受力情况相差较大，齿轮副的模数分别选择为3421mm和。由式eemmSSzz121221可得：43121221eemmSSzz 为了使齿数和较小并满足最小齿轮齿数的要求，选取 K=30，则 120430903301221KSKSezez 根据齿轮副的传动比齿数分配如下：3882271194113261uu 3.2.4 检查相邻齿轮的齿数差 轴和轴各采用了一个三联滑移齿轮，所以在确定其齿数之后，还应检查相邻齿轮的齿数差，以确保其左右移动时能顺利通过，不致相碰。轴 223Z 19
29、5Z 167Z （45172273ZZ）Z3-Z7=22-16=64 即合乎要求。轴 2610Z 3712Z 4714Z 41037471214ZZ 合乎要求。3.2.5 校核 确定齿轮齿数时，应符合转速图上传动比的要求。实际传动比（齿轮齿数之比）与理论传动比（转速图上给定的传动比）之间允许有误差，但不应过大。由 于 确 定 齿 轮 齿 数 所 造 成 的 主 轴 转 速 相 对 误 差，一 般 不 允 许 超 过)%1(10。即)%1(10nnn （3-2）第 3 章 X613228 主传动设计 第 16 页 式中：n主轴的实际转速；n 主轴的标准转速；公比。主轴实际转速的计算：760388
30、237283322542614501450156023882372836195426145014501446838823728391654261450145013384388247183322542614501450123053882471836195426145014501123738824718391654261450145010187711926393322542614501450914871192639361954261450145081157119263939165426145014507947119372833225426145014506757119372836195426145
31、014505587119372839165426145014504487119471833225426145014503387119471836195426145014502297119471839165426145014501161512114321161512116521161512118721161514134321161514136521161514138721181710943211817109652118171098721181712114321181712116521181712118721181714134321181714136521181714138721ZZZZZZZZn
32、ZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZn 学院毕业设计（论文）第 17 页 10883882263954265426145014501811933882263936195426145014501792738822639391654261450145016161510943211615109652116151098721ZZZZZZZZnZZZZZZZZnZZZZZZZZn 表 3-1主
33、轴的标准转速如下表所示 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16 n17 n18 30 37.5 47.5 60 75 95 118 150 190 235 300 375 475 600 750 950 1180 1500 所以有 026.060060060214026.0014.047547546813026.0024.037537538412026.0016.030030030511026.023523523710026.0015.01901901879026.0013.01501501488026.0025.01181
34、181157026.0011.09595946026.007575755026.0033.06060584026.0011.05.475.47483026.0013.05.375.37382026.003.03030291026.0)%1(1014141313121211111010998877665544332211nnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnnn 第 3 章 X613228 主传动设计 第 18 页 0.02627.0150015001088180.026011.0118011801193170.026024.09509509
35、2716026.0013.0750750760151818171716161515nnnnnnnnnnnn 经计算得均满足要求 3.2.6 齿轮的布置与排列 确定齿轮齿数之后，应合理地布置齿轮排列方式。齿轮的排列方式将直接影响到变速箱尺寸、变速操纵的方便性及结构实现的可能性等 3.2.6.1 滑移齿轮的轴向布置 变速组中的滑移齿轮一般宜布置在主动轴上，因其转速一般比从动轴的转速高，则其上的滑移齿轮的尺寸小，重量轻，操纵省力。轴上的三联滑移齿轮布置在主动轴上；轴上的两个两联滑移齿轮固定在轴上，这两个滑移齿轮即充当主动轮，又起到从动轮的角色；轴的三联滑移齿轮布置在从动轴上。为了避免同一滑移齿轮变速
36、组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，并留有=12毫米的间隙。如下图是本设计中主传动系统简图，图中所标注的 L1、L2、L3 与就说明了这之间的关系。学院毕业设计（论文）第 19 页 图 3-4 滑移齿轮的轴向布置 3.2.6.2 一个变速组内齿轮轴向位置的排列 本设计中滑移齿轮的轴向位置排列采用“窄式排列”，这样就大大缩短了它的轴向长度。3.2.6.3 两个变速组内齿轮轴向位置的排列 轴至轴之间的两个变速组中，其固定齿轮就是采用“相互交错排列”，较好地利用了空间，缩短了轴向尺寸。轴至轴之间还采用了“单公用齿轮”的变速机构（齿轮齿数为 39 的齿轮就是公用齿轮），采
37、用公用齿轮不仅减少了齿轮的数量，而且进一步缩短了轴向尺寸。3.3 主传动的结构设计 3.3.1 传动的布局及变速方式 主传动的布局整体流线型结构；变速方式孔盘变速。第 3 章 X613228 主传动设计 第 20 页 3.3.2 主传动的开停装置 开停装置直接控制电动机开停装置。3.3.3 主传动的制动装置 制动装置电磁离合器制动。3.3.4 主传动的换向装置 换向装置电动机的正反转。3.3.5 计算转速的确定 设计机床时，须根据不同机床的性能要求，合理确定机床的最大工作能力，即主轴所能传递的最大功率或最大转矩。对于所设计机床的传动件尺寸，主要是根据它所传递的最大转矩进行计算。传动件传递的转矩
38、大小与它所传递的功率和转速两个参数有关。传动件在传递全部功率时的最低转速，能够传递最大转矩，因此，将传递全部功率时的最低转速，称为该传动件的计算转速。这样，便可根据传动件的计算转速来确定额定转矩，并选择传动件的结构尺寸。3.3.5.1 主轴计算转速的确定 主轴计算转速nc是主轴传递全部功率（此时电动机为满载）时的最低转速。从计算转速起至最高转速间的所有转速都能够传递全部功率，而转矩则随转速增加而减少，此为恒功率工作范围；低于主轴计算转速的各级转速所能传递的转矩与计算转速时的转矩相等，即是该机床的最大转矩，而功率则随转速的降低而减少，此为恒转矩工作范围。本设计x6132-28的主轴转速级数Z=1
39、8，其转速图如下图所示，由公式13minzcnn可知，主轴的计算转速为 min9565min1318min13minrnnnnnzc （3-3）学院毕业设计（论文）第 21 页 3.3.5.2 其他传动件计算转速的确定 如前所述，主轴从计算转速起至最高转速间的所有转速都能传递全部功率，因此实现上述主轴转速的其他传动件的实际工作转速也传递全部功率，这些实际工作转速中的最低转速，就是该传动件的计算转速。当主轴的计算转速确定后，就可以从转速图上确定其他各传动件的计算转速。确定的顺序通常是由后往前，即先定出位于传动链末端（靠近主轴）的传动件的计算转速，再顺次由后往前定出各传动件的计算转速。一般可先找出
40、该传动件共有几级实际工作转速，再找出其中能够够传递全部功率时的那几级转速，最后确定能够传递全部功率的最低转速，即为该传动件的计算转速。1）传动轴的计算转速 第 3 章 X613228 主传动设计 第 22 页 轴的计算转速：从转速图上可以看出，轴共有 9级转速：118、150、190、235、300、375、475、600、750r/min。主轴在 95r/min（计算转速）至 1500r/min（最高转速）之间所有转速都能传递全部功率。此时，轴若经齿轮副ZZ1817传动主轴，它只有在 375750r/min的 4 级转速时才能传递全部功率；若经齿轮副ZZ1615传动主轴，则 118750r/
41、min的 9级转速都传递全部功率，因此，其中的最低转速118r/min即为轴的计算转速。轴的计算转速：同理，轴上共有 3 级转速：300、375、475r/min。此时，经齿轮副（ZZ109、ZZZZ14131211或）传动轴，所得到 9级转速能够传递全部功率。因此，轴上的这 3 级转速也都能传递全部功率，其中的最低转速300r/min即为轴的计算转速。其余依此类推，各轴的计算转速如下：轴 序 号 计算转速 1450 600 300 118 95 2）齿轮的计算转速 齿轮Z15的计算转速：齿轮Z15装在轴上，从转速图可知，Z15共有 118750r/min9级转速，经齿轮副ZZ1615传动主轴
42、得到 2351500r/min9级转速都能传递全部功率，故齿轮Z15的这 9级转速也都能传递全部功率，其中最低转速 118r/min即为齿轮Z15的计算转速。齿轮Z16的计算转速：齿轮Z16装在轴上，共有 2351500r/min9级转速，都能传递全部功率，其最低转速 235r/min即为齿轮Z16的计算转速。齿轮Z17的计算转速：齿轮Z17装在轴上，共有 118750r/min9级转速。其中375750r/min的 4 级转速（经齿轮副ZZ1817，使主轴得到 95190r/min的 4 级转速）能传递全部功率；而 118300r/min的 5 级转速（经齿轮副ZZ1817，使主轴得到 30
43、75r/min的 5 级转速都低于主轴的计算转速 95r/min，不能传递全部功率。因此，齿轮Z17能够传递全部功率的 4级转速为 375、475、600、750r/min，其中最低转速 375r/min学院毕业设计（论文）第 23 页 即为Z17的计算转速。齿轮Z18的计算转速：齿轮Z18装在轴上，共有 30190r/min9级转速，其中只有在 95190r/min的 4 级转速时，该齿轮才能传递全部功率。其中的最低转速 95r/min即为齿轮Z18的计算转速。其余依此类推，各齿轮的计算转速如下：齿轮序号 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13
44、Z14 Z15 Z16 Z17 Z18 计 算转速 nc(r/min）1440 695 695 475 695 375 695 300 300 475 300 235 300 118 118 235 375 95 表 3-2 齿轮的计算转速 第 4 章 齿轮设计 第 24 页 第 4 章 齿 轮 设 计 4.1 齿轮Z17、Z18的设计 设计计算 X6132-28主传动中轴与轴间的一对齿轮传动Z17=19,Z18=71所需要的模数。4.1.1 计算 已知参数：主电动机功率：P=5.5千瓦；传动效率：m0.75（全部）；齿轮材料：40Cr，高频淬火后齿面硬度 HRC为 50；齿数：Z17=19，
45、Z18=71；齿轮精度：级 7 Dc JB17960；计算步骤：按接触强度计算模数。4.1.1.1 确定许用应力：齿轮工作期限为：xTT)6.13.1(1 取 T=12000，x=2 78002120003.11T小时 应力循环次数：anTN60 n以该齿轮的计算转速代入，n=375转/分；a是齿轮每转一转，每个牙齿的某一侧齿面参加啮合的次数，a=1。将a、n代入anTN60式中，即有1076.177800375160N，接触强度寿命系数Ksj查 专用机床设计与制造 图 2.169,取Ksj=1；由 专用机床设计与制造表 2.111 查出cmkgfj28950；故许用接触应力为 28950js
46、jjkKgfcm 4.1.1.2 确定载荷系数：由式 KKKKKanNdjK （4-1）偏载系数：取Kj=1；动载系数：由专用机床设计与制造表 2.115 取Kd=1.1（假学院毕业设计（论文）第 25 页 设圆周速度 V 1 米/秒；啮合角系数：1Ka（不变位）；功率变化特性系数：专用机床设计与制造表2.116 取KNj=0.63；速度变动系数 Kn：该齿轮总的变速范围 Rn=nnminmax=301500=50 扭矩不变变速范围 5.1230375minnnRjn 由专用机床设计与制造表2.118 查出Knj=1.67 上述各值代入后，得：KKKKKanNdjK 167.163.01.11
47、K=1.157 4.1.1.3 确定工作载荷：小齿轮扭矩 cmkgfPnMjm5.107237575.05.5975009750017 4.1.1.4 取齿宽系数：25.8mBm 最后代入公式iiKjmZMJm1142123)(得：iiKjmZMJm1142123)(7.317.325.8157.15.1072419)89501070(223m =0.31厘米 取标准模数：m=4毫米 齿宽 B=mm=33毫米 4.1.2 验算齿根弯曲强度 第 4 章 齿轮设计 第 26 页 4.1.2.1 确定许用应力：由专用机床设计与制造表2.113 知：Kswbw)69028.0(查专用机床设计与制造材料
48、表2.19b=7000cmkgf2 查专用机床设计与制造图 2.173 1Ksw（大小齿轮相同）代入后得：2650690700028.0wcmkgf2 4.1.2.2 确定载荷系数：Kj、Kd、Ka同前 KNW=0.78（专用机床设计与制造表 2.116）Knw=1.16（专用机床设计与制造表 2.118）代入式KKKKKanNdjK后得：K=11.10.781.16=0.995 4.1.2.3 确定工作载荷：小齿轮扭矩 175.50.7597500975001072.5375mjPcmMnKgf 4.1.2.4 确定齿形系数：查（专用机床设计与制造图 2.172）小齿轮Z17=19；265.
49、017Y 大齿轮Z18=71：Y18=0.302 代入式BdmYMKw2得：22171171722 1072.50.995802.826503.37.60.40.265wKBmMdYkgfkgfcmcm221721180.265802.8704.526500.302wwYYkgfkgfcmcm 故弯曲强度足够。学院毕业设计（论文）第 27 页 4.1.3 齿轮Z17与齿轮Z18的几何尺寸计算：表 4-1 齿轮Z17与齿轮Z18主要尺寸的确定 名 称 外啮合计算公式 Z17、Z18的计算结果 分度圆直径d0 ZdZdmm1801817017 28471476194018017dd 齿 顶 高 h
50、e mfhhee01817 4411817hhee 齿 根 高 hi mmCfhhii001817 mmCfhhii001817=1 4+0.254=5 全 齿 高 h mhCfhhhhieie20018181717 h=4+5=9 齿顶圆直径De mmfZhdDee017170171722 mmfZhdDee018180181822 292422848442761817DDee 齿根圆直径Di)(2200171701717mmmCfZhdDii)(2200181801818mmmCfZhdDii 274522846652761817DDii 周 节 t mt t=3.14 4=12.56 基