多轴钻床设计

1 总体设计
1.1 概述
机床的总体设计，就是针对具体的被加工零件，在选定的工艺和结构方案的基础上，进行方案和图纸的设计。

这些图纸包括：被加工零件工序图，加工示意图，生产率计算卡片，机床联系尺寸图等。

专用机床区别于普通机床的基本特点就是它是专为某一固定工序服务的。

因此，专用机床又可广义的称为工艺装备，它包括具有通用部件的组合机床。

由于专用机床是为某一固定的程序服务的，所以专用机床的先进程度、种类、型式和规格都取决于工艺需要。

只有定出先进合理的工艺，才能设计出合理的专用机床。

本次设计的题目为多轴钻床，多轴钻床是为加工汽车轮辐，为汽车轮辐外侧的扩孔而专门设计的专用机床，由底座、液压立式滑台、立体床身、动力头以及多轴箱、专用夹具等有关部件组成。

1.2工艺方案的制定
在生产中用机械加工方法直接改变毛坯的形状，尺寸和材料性能，使之成为零件的过程，叫做机械加工工艺过程。

设计时，工艺方案的制定是否合理，对生产效率和产品质量有着及其大的影响。

制定工艺方案时，应首先分析生产类型。

生产类型是衡量生产规模的标志。

本次毕业实习实在强力车轮公司，该公司是一家专门生产车轮轮辐的公司，常年为一汽和东风二汽等大型的汽车制造公司生产轮辐。

其生产特点具有年产量大，产品种类只有一种，生产过程不断重复，机器设备广泛采用专用和高效率设备。

刀具多为专用的和标准的；工人操作技术可以低一点；生产周期短；还有大多数工作地点及工序内容经常不变等等。

生产类型不同，生产组织，生产管理，车间布置以及毛坯、设备、工具、加工方法和工人熟练程度等方面的要求程度均有所不同。

在大量生产下，每个工序任务
比较稳定，因此，有条件采用高效率专用机床和工夹具，劳动效率可大大提高，产品成本也可降低。

但产量小的情况下，如果仍使用这些高效率的专用机床和工夹具，由于加工对象经常改变，势必造成机床调整的复杂化，降低机床利用率，提高加工成本。

所以制定的工艺过程应与生产类型相适应，以取得合理的经济效果。

1.2.1制定工艺方案的原始条件分析
在制定工艺方案时，首先对产品的装配图进行研究分析，熟悉该产品的用途性能及工作条件，明确该工件在产品中的地位和作用，然后对工件的工作图进行分析和工艺审查。

从零件图，图1-1中可见，图纸比较完整，技术要求也一般，没什么难加工的结构。

根据机床所完成的工序，对轮辐的10个孔进行扩孔，而10个孔位于同一平面上沿圆周均匀分布。

扩孔后，只需保证其位置精度，其他没有特殊要求，用一般扩孔钻进行扩孔就可以达到要求。

工件的材料为碳结构钢（Q235B），无特殊要求，在进行加工前无热处理，没有硬度要求。

与该零件结构相同的还有几种，但其10个孔的沿圆周均布及中心距是不变的，只需更换一下钻头，同样适合在这台设备上加工，便于有效的利用设备。

但由于厂内的实际需及经济实力以及生产规模的制约，工件在机床间的流动还主要靠人工搬运，所以不考虑流水线生产。

1.2.2 工艺基准的选择——定位基准
在选择基准时尽量选择设计基准作为定位基准，这样可避免由于设计基准和定位基准不重合所引起的定位误差。

如图1-1所示：
图1－1 扩孔前的零件图
由于10个孔均布，则选择任意两对称孔为定位基准用浮动销定位，则只剩下Z↑向的一个自由度，选择N面均匀支撑。

当工件不断向上进给时，压向G面的压料半板和N面的均匀支撑便限制了Z↑的自由度，随着进给的继续进行钻头下钻，浮动销被钻头下压，钻头变成为新的定位装置。

1.2.3 工艺定路线的制定
1. 制定工艺过程
由于本道工序仅需一次扩孔可完成，故工艺过程比较简单，其工艺过程如下：
(1) 钻（扩孔）：按图纸要求对10ⅹ¢23.5进行扩孔至10ⅹ¢26.5±0.2（精度无特别要求）；
（2）检验：按图纸要求，检查各孔的位置精度。

2. 绘制工序简图
(1) 被加工零件工序图的作用和要求
被加工零件工序图是根据选定的工艺方案，表示在一台机床上或一条流水线上
完成的工艺内容，加工部位的尺寸及精度，技术要求，加工用定位基准，夹压部位，以及被加工零件的材料、硬度和在本机床加工前毛坯形状的图纸。

它是在原有的工件图基础上，以突出本机床或自动线加工内容，加上必要说明绘制的。

它是机床设计的主要依据，也是制造使用时调整机床，检查精度的重要技术文件。

(2) 工件工序图所包含的内容：
1）在图上表示出被加工零件的形状，尤其要设置中间导向时，应表示出工件内部筋的布置和尺寸，以便检查工件装进夹具是否相碰，以及刀具通过的可能性；
2）在图上表示出加工用基面和夹压的方向及位置，以便依次进行夹具的支撑，定位及夹压系统的设计；
3）在图上表示出加工表面的尺寸，精度，光洁度，位置尺寸及精度和技术条件（包括对上道工序的要求及本机床保证的部分）；
4）图中还应注明被加工零件的名称、编号、材料、硬度以及被加工部位的余量；
5）为了使工序图清晰明了和突出本机床的加工内容，绘制时对本机床的加工部位用粗实线表示，其尺寸打上方框，其余部位用细实线表示。

(3) 如图1-2所示：被加工零件加工示意图：扩圆柱孔
图1-2 扩孔示意图
备注：
（1）被加工零件
名称及编号：汽车轮辐8.5-20-I，STR扩孔。

材料及硬度：碳结构钢Q235
重量：20～25kg
（2）加工余量
¢26.5-￠23.5=3.0mm
则每个孔的直径上加工余量为3.0mm
（3）技术条件
1）本机床加工前应保证零件图上的所有尺寸；
2）本机床保证：
a、加工后各对称孔的中心距不变；
b、加工后的孔的尺寸为￠26.5±0.2；
c、其余尺寸不变。

1.3 刀具的选择及切削用量的确定
1.3.1 刀具的选择
1. 刀具与工艺方案的关系
专用机床刀具，是专用机床主要组成部分之一。

刀具的选用、设计、制造正确与否，对机床的加工精度和效率有着重要影响。

在专用机床上常采用多刀，复合刀具及特种刀具，从而使工序集中，机床结构简化，提高产品质量和生产效率。

2. 刀具的选择原则
（1）如果条件允许，应该首先选取标准刀具；
（2）为提高工序集中程度，或达到更高的精度，可采用复合刀具。

但在确定复合刀具结构时，应尽可能采用组装式复合刀具。

3. 切削用量的确定
（1）切削速度
()min /1000m Dn
V π=
式中： D —工件或刀具的外径（mm ）；
n —工件或刀具的每分钟转速（转/每分）。

（2）吃刀深度
mm d D t 5.12
5.235.262=-=-= 式中： D —待加工表面直径（mm ）
d —已加工表面直径（mm ）
2 机床总体布局
2.1 机床总体布局的基本要求
1. 保证给定的工艺过程要求（对于组合机床，还应满足参数标准所规定的要求）。

最大限度地考虑机床部件的通用化；
2. 保证机床的刚度，精度，抗振性和稳定性，力求减轻机床的重量；
3.保证机床结构简单，且尽量采用较短的传动链，以提高传动精度和传动效率；
4.保证良好的加工工艺性，以便于机床的加工和装配；
5.保证生产安全，便于操作、调整和维修；
6.纳入自动线，并便于排除铁屑；
7.尽可能减小机床的战地面积；
8.机床外形美观，大方。

2.2 机床总体布局方案分析
在方案的拟订当中，起决定作用的是正确分析与确定机床的总体布局方案。

上面叙述了各种因素对机床总体布局的影响，然而就同一类机床来说，尚需对专用机床的支承部件、传动部件和执行部件等三大部分的布局进行方案分析。

2.2.1 同类机床总体布局方案分析
1.支撑部件的布局：
支撑部件通常是由床身、立柱、底座、横梁、横臂等组成，这些部件或着单独使用，或者组合起来，用做机床的支撑。

这些部件安放位置的不同，就形成了不同的支撑形式。

常见的支撑形式有以下几种：
（1）横“一”字支撑。

支撑部件是床身或床身与底座的结合。

由这种支撑部件组成的机床称为卧式机床。

（2）竖“一”字支撑。

支撑部件是立柱，或床身和立柱的组合。

由这种部件所组成的机床，称之为立式机床。

（3）倒“丁”字机床。

支撑部件是床身和立柱的组合。

有它组成的机床称为复合式机床。

（4）侧开口行支撑。

支撑部件是床身（或底座），立柱、横梁的组合。

有它组成的机床称为单臂式机床。

（5）方框形支撑。

机床的支撑部件由床身、横梁以及两个立柱组合而成，形成封闭的方框，其所组成的机床，称之为龙门式机床。

2.上述机床有如下特点：
(1) 立式机床
①战地面积小；
②动运自由度大；
③操作方便，操作者可站在机床的前面，左面，右面操作；
④当工作件较长时，机床的重心偏高，易造成加工时工件的振动。

（2）卧式机床的特点：
①占地面积较大；
②机床的重心低；有利于减少机床的振动；
③机床的执行部件可以在纵横两方面移动。

(3) 单臂式机床的特点；
可加工横向尺寸较大的工件，但受力时横梁相当于悬臂梁，机床的刚度地较低。

横梁越大，则可加工的横向尺寸越大，但刚度也就越低。

（4）龙门机床的特点：
它的支撑部件组成了封闭的方框。

因此，大大提高了机床的刚度。

但龙门式机床的支撑部件较多，结构复杂庞大布局时要特别注意，避免支撑部件对操作者视线的妨碍。

(5) 复合式机床的特点
根据多面同时加工的需要所配置的形式。

就同一类机床而言，确定机床配置部
件的形式时，应注意下面问题：
①机床的支撑部件要有足够的刚度和较好的受力情况；
②力求结构简单，维修方便；
③保证较高的加工质量和生产效率；
④要保证操纵的方便性、习惯性。

3.传动部件的布局：
机床上的传动方案主要可分为集中传动和分离传动，无级变速与齿轮变速。

4.执行元件的布局：
执行部件一般指安装刀具与工件的部件，如主轴部件，工作台布件及刀架等，2.2.2 汽车轮辐扩孔加工专用机床总体布局方案分析
1.单位提出的设计任务：
（1）设计为加工汽车轮辐的专用机床；
（2）在该机床上完成对零件图上十个螺栓空的扩孔加工；
（3）各孔的精度、光洁度、无特殊要求，只需保证各孔的位置度；
（4）毛坯的材料是碳结构钢Q235B；
（5）要求大批量生产。

2.工艺分析：（见上）
3.机床总体布局方案的确定（三方案）
（1）卧式机床：考虑到零件的夹具设计，采用卧式机床将导致零件的装夹难度增加；
（2）悬臂式机床：考虑到零件的横向尺寸不大，所以没有必要采用这种形式的机床；
（3）立式机床：立式机床运动自由度大，操作方便，足可以满足该零件的加工。

战地面积小，动运自由度大，操作方便，操作者可站在机床的前面，左面，右面进行操作。

综上所述，决定采用立式机床这一形式：
图2-1 立式钻床简图
2.3运动联系分析
本次设计任务为立式钻床，该钻床采用主运动和动力源为机械联系。

其传动系统图如图2-2所示： 7
6
54
32
1
图2-2 传动系统图
1—电动机 2—标准减速器 3—连轴器 4—大齿轮 5—小齿轮十个 6—工作轴十根 7—大齿轮轴
图2-2即为此立式多轴钻床的传动系统图，该机床的主运动（主轴旋转）的驱
动力为机械的，由电动机经主轴箱变速传递为钻头的旋转。

扩孔时，由液压驱动的工件向上做进给运动，整个扩孔过程便由两个简单的运动组成，即主轴带动钻头的主运动和液压推动工件的进给运动。

此机床由于机械、液压的联合作用，实现了较多的自动化动作，从而使生产率高，自动化程度高，占地面积小等特点。

3 主轴箱及传动件的设计 3.1 主轴箱传动系统设计的一般要求 1.在保证主轴的强度、刚度、转速和转向要求的前提下，力求是传动轴和轮为最少。

应尽量用一根传动轴带动多根主轴；当齿轮啮合中心距不符合要求时，可采用齿轮变位的方法来凑中心距； 当 15.02
2
1≤∆=⋅+-
m z z A ）（时，采用正常齿轮； 15.02
2
1≤∆=⋅+-
m z z A ）（时，采用修正齿轮。

式中：A ——实际中心矩； M ——为模数；
1z 、2z ——分别为两啮合齿轮齿数。

2.在保证有足够强度的前提下，主轴、传动轴和齿轮的规格要尽可能少，以减少各类零件的品种；
3.通常应避免通过主动主轴带动主轴，否则将增加主动主轴的负荷；
4.最佳传动比为11.5，但允许采用到3～3.5；
5.尽可能避免升速传动，必要的升速最好放在传动链的最末一、二级，以减少功率损失。

3.2 动力部件的选择 动力部件是用以实现切削刀具的旋转和进给运动（动力头）只用于进给运动（动力滑台），是组合机床最主要的通用部件。

选用何种动力部件，应当根据具体的加工工艺，机床型式，使用条件，生产条件来确定。

例如：对于一般的多轴钻床和镗孔机床，可用机
械或液压动力头，对于铣削、镗端面孔机床、精镗等机床，应用动力滑台配以相应的铣头，镗孔，车端面头，精镗等；立式机床宜采用动力滑台或机械动力头等。

总之，选用合适的动力部件，使机床具有先进的工艺水平和技术水平，以及良好的工艺效果。

3.3 电动机的选择计算
3.3.1 电动机功率的估算
1. 钻头扩孔时的扭矩及轴向力的估算 扭矩公式：
米）（公斤力料⋅⋅⋅⋅⋅⋅=ρ
K S t D C M yM xM qM M 轴向力公式：
)(0公斤力料ρK S t D C P yp xp qp p ⋅⋅⋅⋅=
式中：)(5.0d D t -⋅=
D ——为钻头直径。

)(m m d ——为工件扩孔前直径。

)(m m
r mm S /9.0=（查《机械制造手册》——辽宁出版社） [工件的材料为Q235碳素结构钢]
09.0=M C ， 0.1=M q ， 9.0=M x ， 8.0=M y ，
8.37=p C ，3.1=p x ， 7.0=p y 。

（以上轴向力、力矩公式和数值来自
《专用机床设计与制造》——黑龙江人民出版社 P679）
p
n K ⎪⎭
⎫ ⎝⎛=756σρ
料 ；75.0=p n
r
m m S /9
.0=
75.0=p n
2/5.23235mm Mp b 公斤力==σ
42.0755.2375675
.0=⎪
⎭
⎫ ⎝⎛=⎪⎭⎫ ⎝⎛=p
n K σρ料
则：
42.09
.025.235.265.2609.08
.09
.00.1⨯⨯⎪
⎭
⎫
⎝⎛-⨯⨯=M
米）（公斤力⋅=33.1
[]42.09.0)5.235.26(5.08.378.03
.10⨯⨯-⨯⨯=P
（公斤力）72.24=
2.切削功率的计算：
)(974kw n
M N ⋅=
——《专用机床设计与制造》 min)/(1000r D v n π=
v ——刀具转速：min /18m v =
D ——刀具直径)(m m 。

则有：
5
.2618
1000⨯⨯=
πn min /32.216r =
974
32
.21633.1⨯=
N kw 2954.0= 则10根钻头的总功率为：
kw N 954.22954.010=⨯=总
3.求减速器的输出功率
kw N P 29.4==
η
总
减
2
/5
.23mm
b 公斤力=σ
42.0=ρ料K
M 33.1=
米公斤力⋅
72
.240=P 公斤力
min /18m v =
=n 32.216
min /r
=N kw 2954.0
=总N 2.954kw
kw 29.4＝减P
其中：
6887.010
31621=⋅⋅=ηηηη
99.01=η——联轴器的效率； 99.02=η——滚动轴承的效率；
98.03=η——圆柱齿轮的效率。

4.计算所需电动机的输出功率 减速器的输出功率：
kw P 29.4=减 ；
单级标准件速器的效率为：9.0=η ； 则：
kw P P 77.49
.029
.4==
=
η
减
电机 ——《新编机械设计师手册》上
所需电动机的输出功率为：
K P P r ⋅=电 （取工况系数
1.1=K ） 1.177.4⨯= kw 247.5=
3.3.2 选择电动机的型号
1.电动机选择时要考虑的问题：
（1）由于一般生产单位多采用三相交流电源，故无特殊要求时均应选用三相交流电动机。

其中以三相异步带能动机应用最多，常用为Y 系列三相异步电动机。

（2）电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济
6887.0＝η
99.01=η 99.02=η
98.03=η
kw P 29.4=减
9.0=η
kw P 77.4＝
电机
1.1=K
=r P kw 247.5
性都有影响。

功率选的过小不能保证工作机的正常工作，或使电动
机因超载而过早损坏；功率选的过大则电动机的价格高，能力又得不到充分的发挥，而且由于电动机经常不在满载下运转，其效率和功率因数都较低而造成能源的浪费 （3）电动机的同步转速愈高，磁极对数愈少，外廓尺寸愈小，价格愈低。

但是电动机转速相对于工作机转速过高势必使总传动比加大，致使传动装置结构复杂，外廓尺寸增加，制造成本提高。

而选用较低转速的电动机，其优缺点刚好相反。

因此，在确定电动机的转速时，应进行分析比较，权衡利弊，按最佳方案选择。

2.电动机功率的选择 考虑到减速器的降速比不宜过大，所以初步选择电动机的转速 min /750r n s = 再根据所须电动机功率为kw P r 247.5=。

查简明机械设计手册925P 续表 选用三相异步电动机，型号为Y160L-8，其输出功率P=7.5kw 但是，根据现场使用情况输出功率7.5kw 有点小，应选用输出功率为11kw 的电动机，其型号为Y180L-8。

其主要性能参数如表3-1所示。

表3-1 电动机主要性能参数
电动机
Y180L-8
P=11kw
n=730r/min
3.电动机的安装型式
选用5B 基本结构型式，机座不带底脚，端盖有凸缘。

安装结构型式为1V 制造范围（机座号）为80-315。

其示意图如图3-1所示：
图3-1 电动机的安装示意图
主要安装型式尺寸如表3-2所示。

表3-2 电动机主要安装尺寸
3.4 减速器的选择 电动机额定功率为kw P 11=，电动机的转速min /730r n =
机座号
80-315
考虑到降速比不宜过大，这样功率损失比较严重。

所以选择单级减速器，另外如果降速比过小，减速器输出的转速将会比较高，这样会使主轴箱的速比加大，从而使大小齿轮的齿数比加大，这样的话工作轴的转速就会升高。

综合考虑后，选择的标准减速器的型号为：
NGW—L 3 1—9 GB3724—84
NGW—行星齿轮减速器
L—表示立式
3—机座号
1—表示单级减速器
9—第9种传动比，公称传动比i=10
JB3724—84—标准号
所选单级减速器高速轴许用输入功率为11.2kw大于电动机的额定功率11kw。

减速器与电动机的连接是直连式，
减速器的主要外形和安装尺寸如表3-3所示
表3-3 减速器主要安装尺寸
减速器型号：NWG-L31-9 JB3724-84
3.5 齿轮齿数的确定
由被加工零件的工作图可以看出：十根扩孔钻分布的圆周直径为mm d 336=‘。

即十个小齿轮的分布圆直径也是d=336mm 。

主轴箱里齿轮的分布简图如图3-2所示：
图3-2 主轴箱大小齿轮的分布 1—大齿轮分度圆直径1d 2—小齿轮分度圆直径2d 3—十个小齿轮的分布圆直径d 。

初选齿轮的模数为m=3mm （厂方经现场实践，要求至少用此数） 由公式：
2
2'
21d z z m =+⋅）（
式中： 1z —小齿轮齿数；
2z —小齿轮齿数。

带入数据得齿数和：1z +2z =112 大齿轮的转速（经过减速器）
min /7310
730r i n n ===
大 式中：
电动机转速：n=730r/min 标准减速器的公称传动比：i=10
查阅手册资料，扩孔钻的转速一般在200r/min 左右，不超过210r/min ，这也是小齿轮的转速。

所以取小齿轮的转速min /200r n =小
即：大小齿轮的传动比
74.273
200
1==
=
大
小n n i 查《机械制造装备设计》表3-6，可选：
小齿轮的齿数：1z =29； 大齿轮的齿数：2z =112-27=83。

3.6 运动参数的计算
1.各轴转速的计算 大齿轮轴的转速：
173073/min 10
n n r i =
== 小齿轮轴的转速：
min /73r n =大
min /200r n =小
74.21=i
291=z 832=z
min /731r n =
min /2098329731
2
111r z z n i n n ====
2.各轴功率的计算 大齿轮轴的功率
3211ηηη⋅⋅⋅=r P P
kw 63.499.099.0.9.0247.5＝⨯⨯⨯=
小齿轮轴的功率
kw P P 325.010
10
4
15312=⋅⋅=
ηη
式中：
减速器的效率 ： 9.01=η； 连轴器的效率 ： 99.02=η； 轴承传动的效率： 99.03=η； 齿轮传动的效率： 99.04=η。

3.各轴扭矩的计算 大齿轮轴的扭矩：
m N n P T ⋅=⨯==7.60573
63.495509550
111 小齿轮轴的扭矩：
m N n P T ⋅=⨯==85.14209
325
.095509550222
将以上计算数据列表如表3-4所示
min /209r n =
kw P 63.41=
kw P 325.02=
9.01=η
99.02=η
99.03=η 99.04=η
m
N T ⋅=7.6051
m
N T ⋅=85.142
表3-4 运动参数
3.7 齿轮的校核及几何尺寸的计算
3.7.1 按弯曲疲劳强度进行校核
根据《机械设计第七版》设计计算公式，式（10—4）
][0
F S F t S F F bm
Y Y KF Y A
a a
σσσ≤=
= 进行计算
1.确定公式中的各计算值： （1）齿轮上的圆周力t F 大齿轮上的圆周力：
113122605.7
486524910
t T F N d -⨯=
==⨯ 大齿轮上的圆周力：
N d T F t 7.36610
8785
.14223222=⨯⨯==
- （2）齿轮材料为40Cr （调质）硬度为280HBS,则： 由《机械设计第七版》图10－20c ，
查得齿轮的弯曲疲劳强度极限：a FE MP 500=σ
14865t F N =
N F t 7.3662=
a FE MP 500=σ
（3）计算应力循环次数N
229
60n j h
=60209121230015 1.35410N L =⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯（）=
9911073.41083
29
10354.1⨯=⨯⨯⨯=N
由《机械设计第七版》图10－18，查得弯曲疲劳寿命系数：
91.094.021==FN FN K K ；
（4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数35.1 s =， 由《机械设计第七版》式（10-12）得：
[] a MP 5.34935
.1500
94.0
S K F
FE 1 FN 1=⨯=
=σσ
[] a MP 04.33735
.1500
91.0
S K F
FE 2 FN 2=⨯=
=σσ
（5）计算载荷系数K
βα F F V A K K K K K =
由《机械设计第七版》表10-2查得使用系数0.1=A K ； 计算圆周速度V
s m n d V /95.01000
6073
2491000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
根据s m V /95.0=，7级精度，
由《机械设计第七版》图10－8查得动载系数06.1=Kv ； 直齿轮，
min /100min /13935
4865
0.1N N Ft
K A >=⨯=
σ
由《机械设计第七版》表10－3查得：
9
210
354.1⨯=N
9
110
73.4⨯=N
94.01=FN K 91.02=FN K
35.1 s =
[]a
MP 5
.349 F 1=σ[]a
MP 03.337 F 2=σ
0.1=A K
s m V /95.0=
06.1=Kv
1.1==ααF H K K ；
由《机械设计第七版》表10－4查得： 7级精度、齿轮相对支撑为对称布置时
b d K H 321023.018.012.1-⨯+⨯+=β
309.1401023.0118.012.13
2
=⨯⨯+⨯+=-
由
2.53
25.235=⨯=h b ，309.1=βH K ， 查《机械设计第七版》图10－13得：41.1=βF K ； 故载荷系数
A V F F K K K K K 1.0 1.06 1.1 1.41 1.644αβ==⨯⨯⨯=
（6）查取齿形系数Fa Y ，应力校正系数Sa Y
由《机械设计第七版》表10－5可查得：
23.21=Fa Y ； 7736.11=Sa Y ； 53.22=Fa Y ； 62.12=Sa Y 。

2.代数据计算：
bm
YSa YFa KFt F 1
111=
σ
[]1
4865 2.23 1.773
403263.5F MPa σ⨯⨯=
⨯=<
bm
YS YF KFt a
a F 222=
σ
1.1==ααF H K K
309.1=βH K
41.1=βF K
644.1=K
23.21=Fa Y 7736
.11=Sa Y 53.22=Fa Y 62.12=Sa Y
MPa
F 5
.2631=σ
[]2
1.644366.7
2.53 1.623532
3.53a F MP σ⨯⨯⨯=
⨯=<
故：按弯曲强度校核两齿轮符合要求。

3.7.2 按接触疲劳强度计算
按《机械设计第七版》式（10－8a ） []H E
H u
u bd KFt E σσ≤+⋅=1
进行计算 1.确定公式内得各计算数值 （1）计算载荷系数 βαH H V A K K K K K =
526.1309.11.106.11=⨯⨯⨯=
（2）由《机械设计第七版》表10－6， 查得材料的弹性影响系数：2
1
8.189Mpa Z E = （3）齿轮的宽度：mm b 40=
（4）齿轮分度圆直径： mm d mm d 8724921==； （5）齿轮所受圆周力 ：N Ft N Ft 7.366486521==； （6）齿数比 ： 29
83
21=
=
z z u （7）由《机械设计第七版》图10-21d ， 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限： a H MP 600lim =σ
（8）由图10-19查得接触疲劳寿命系数
MPa
F 53
.232=σ
526.1=K
2
18.189Mpa
Z E =mm b 40=
mm
d mm d 8724921==N
Ft N Ft 7.366486521==29
83
=u
a H MP 600lim =σ
96.0K 1=HN ； 98.0K 2=HN
（9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1% ； 安全系数1=s 由《机械设计第七版》式（10-12）得
a a H HN H MP MP s K 57660096.0][1
1lim 1=⨯==
σσ
a a H HN H MP MP s
K 58860098.0][1
1lim 1=⨯==σσ
2.带入数值计算：
u
u bd KFt Z E
H 1
5.2111+=σ
29831
29
83249
404865526.18.1895.2+⨯⨯⨯⨯⨯= []188.475H MPa σ<=
u
u bd KFt Z E
H 1
5.2222+⋅=σ 29
831
29
83
87
404865526.18.1895.2+⨯⨯⨯⨯⨯=
[]27.221H MPa σ<=
故：按接触疲劳强度校核两齿轮也均符合要求。

3.7.3 大小齿轮的几何尺寸计算
96.0K 1=HN 98
.0K 2=HN 1=s
MPa
H 576][1=σ
MPa
H 588][2=σ
MPa
H 88
.4751=σ
MPa
H 7
.2212=σ
1.分度圆直径：
mm
z m d mm z m d 872932498332211=⨯=⋅==⨯=⋅=
2.齿顶高：mm m h h h a
a a 331*21=⨯=⋅== 3.齿根高：
*
*
12f f a
h h h c m ==+⋅（）
10.253 3.75mm =+⨯=（）
4.全齿高：mm h h h h f a 7
5.675.331121=+=+== 5.齿顶圆直径：
mm
h d d mm h d d a a a a 93328722553224922211=⨯+=+==⨯+=+=
6.齿根圆直径：
mm
h d d mm h d d a f f f 5.7975.328725.24175.3224922211=⨯-=-==⨯-=-=
7.两齿轮中心距：
mm d d a 168872492
1
2121=+++=）（）（
3.7.4 齿轮的结构设计 1.小齿轮的齿顶圆直径小于160mm ，故做成实心结构的齿轮。

大齿轮的齿顶圆直径大于160mm ，而小于500mm 应做成腹板式结构。

但考虑到该厂的生产条件，还是做成实心结构的齿轮。

3.8 轴的设计
3.8.1大齿轮轴的设计计算
1.选择轴的材料。

mm
d mm
d 8724921==
123a a h h mm ==
mm h h f f 75.321==
12
6.75h h mm
==
mm d a 2551=
mm d a 932=
mm
d f 5.2411=mm d f 5.792=
mm a 168=
轴的材料一般为45钢，此轴的材料也用45钢。

热处理为调质处理。

2.初步确定轴的最小轴径
先按《机械设计第七版》式（15-2）初步估算
mm n P A d 6.4473
63.411233
0=⨯=⋅≥ 式中： 轴的功率 km P P 63.41==； 轴的转速min /731r n n ==；
根据《机械设计第七版》表（15-3）取1120=A ；
大齿轮轴的最小轴径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故须同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩 ： 1T K T A ca ⋅=
查《机械设计第七版》表14-1，（考虑到转矩变化很小） 故：取3.1=A K ， 又：m N T ⋅=7.6051
则：m N T K T A ca ⋅=⨯=⋅=4.7877.6053.13
按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，查《简明机械设计手册》，选用钢制弹性柱销联轴器，其型号和参数如下
型号： HL5联轴器
107
50107
70⨯⨯J J GB/T5014-85
公称转矩为2000m N ⋅； 质量为30kg ； 直径mm 220 D =；
mm d 6.44≥
3.1=A K
m
N T ca ⋅=4.787
HL5联轴器
107
50107
70⨯⨯J J
GB/T5014-85
半联轴器的长度L ＝142mm ；
轴器与轴配合的毂孔长度mm 1071=L ；
半联轴器的孔径d ＝50mm ，故取与联轴器相连的轴的直径为
50d mm I-II =。

3.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
此轴的零件装配方案简图如图3-3所示
Ⅶ
Ⅵ
Ⅲ
Ⅱ
Ⅰ
图3-3 大齿轮轴的零件装配方案图
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，III -II 轴段右端需制出一轴肩，取mm 60d ＝－III II ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mm 54 D 1=。

半联轴器与轴的配合的毂孔长度mm 1071=L ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故II -I 段的长度应比1 L 略短一些，现取。

＝－mm 105l II I 2）初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。

50d mm I-II =
mm
60d ＝－III II mm 54 D 1= mm 1071=L。

＝－mm 105l II I
根据mm 60d ＝－III II ，查《简明机械设计手册》
选单列圆锥滚子轴承 30212 GB/T297-94;
其尺寸为：mm 75.23mm 110mm 60d ⨯⨯=⨯⨯T D ， 故：mm 60d d V =II I III II V －－＝；而：mm 24l V ＝－II I V
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由《简明机械设计册》查得30212型轴承的安装尺寸mm 69a ＝D ，因此mm 69d =I -V V
3）取安装齿轮处的轴段I -III V 的直径mm 65d ＝I -III V 。

齿轮
的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为40mm ，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取mm 37l =I III V －。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度
0.07d h >，取h ＝6.5mm ；则轴环处的直径mm 78d =-I V V ；轴环
宽度h 4.1b ≥，取mm 13l =-I V V 。

4）轴承端盖的总宽度为25mm 。

综合考虑后，取
mm 114l =-I V V 。

至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。

（3）轴上零件的轴向定位
齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键联接。

由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A 型）按
mm 65d ＝I -III V
由《简明机械设计手册》查得平键截面：
b ×h ＝18×11（GB/T1096-79）；
键槽用键槽铣刀加工，长为36（标准键长）。

同时为了保证齿
圆锥滚子轴承 30212
GB/T297-94
mm 24l V ＝－II I V
mm 69a ＝D
mm
69d =I -V V mm 65d ＝I -III V
mm 37l =I III V －
mm 78d =-I V V
mm
13l =-I V V mm 114l =-I V V
mm 65d ＝I -III V
b ×h ＝18×11 GB/T1096-79。