内齿轮铣齿机铣削动力头的设计毕业设计说明书

毕业设计（论文）题目内齿轮铣齿机铣削动力头的设计
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内齿轮铣齿机铣削动力头的设计
摘要
本次毕业设计内容是内齿轮铣齿机铣削动力头，通过安装在改进的数控磨削机床上，用来加工一定系列的直齿内齿轮。

动力头采用成型铣刀来加工不同齿廓的齿面，通过数控回转台以及数控上下滑台实现全齿的铣削，当回转一周即完成一内齿轮的铣削工作。

主要完成任务如下：
（1）查阅资料了解铣齿机的结构及内齿轮的加工方法等；
（2）查阅资料确定动力头装置的构成；
（3）初步确定传动系统、传动原件及动力头的基本尺寸；
（4）计算并验证所选用的零件符合要求；
（5）利用CAD绘制出铣削动力头整体装配图、铣削动力头壳体零件图、铣刀安装、调整结构图、上盖零件图从动主轴、齿轮轴零件图等；
关键词：铣削动力头，螺旋锥齿轮，内齿轮，铣齿机
INNER GEAR CUTTER MILLING POWER
HEAD
ABSTRACT
This topic development inner gear cutter milling power head through installs on the improvement numerical control milling machine bed, uses for certain series the straight tooth annular gear. The powe head uses the double headed disccutter to process the different tooth profile the tooth face, the sliding table realizes the entire tooth milling through about the numerical control rotary abutment as well as the numerical control, when rotates a week namely to complete an milling annular gear.
Main research content as follows:
（1）Access to information about gear milling machine structure and internal gear processing method
（2）Access to information to determine the power head device..
（3）Preliminary determination of transmission system, transmission and the original power head basic size.
（4）Calculation and verification of the selected components to meet the requirements
（5）Using CAD to draw out the milling power head assembly drawing, the milling power head part drawings, milling cutters, adjust structure, upper cover parts of the driven spindle, gear shaft parts diagram
KEY WORDS：Milling power head, spiral bevel gear, annular gear, numerical control milling machine bed
目录
前言 (1)
第1章机械传动装置的总体设计 (4)
§1.1 拟订传动方案 (4)
§1.2 电动机的选择 (5)
§1.2.1 概述 (5)
§1.2.2本课题电动机选型 (6)
第2章动力头的结构及零部件的设计 (9)
§2.1 动力头的总体结构 (9)
§2.1.1 箱体 (9)
§2.1.2 锥齿轮设计 (9)
§2.1.3斜齿圆柱齿轮的设计计算 (14)
§2.2 动力头的其他零件 (18)
§2.2.1 联轴器 (18)
§2.2.2 轴承 (20)
§2.2.3 轴承盖 (29)
§2.2.4 齿轮轴 (29)
§2.2.5 轴的计算 (31)
§2.2.6 键的计算 (37)
§2.3 动力头装配图设计的概述 (38)
总结 (40)
参考文献 (41)
致谢 (42)
翻译部分 (43)
IRON AND STEEL CASTINGS (43)
钢铁铸造 (49)
前言
齿轮加工机床
齿轮加工机床是加工各种圆柱齿轮、锥齿轮和其他带齿零件齿部的机床。

齿轮加工机床的品种规格繁多，有加工几毫米直径齿轮的小型机床，加工十几米直径齿轮的大型机床，还有大量生产用的高效机床和加工精密齿轮的高精度机床。

齿轮加工机床广泛应用在汽车、拖拉机、机床、工程机械、矿山机械、冶金机械、石油、仪表、飞机和航天器等各种机械制造业中。

古代的齿轮是用手工修锉成形的。

1540年，意大利的托里亚诺在制造钟表时，制成一台使用旋转锉刀的切齿装置；1783年，法国的勒内制成了使用铣刀的齿轮加工机床，并有切削齿条和内齿轮的附件；1820 年前后，英国的怀特制造出第一台既能加工圆柱齿轮又能加工圆锥齿轮的机床。

具有这一性能的机床到19 世纪后半叶又有发展。

1835年，英国的惠特沃思获得蜗轮滚齿机的专利；1858年，席勒取得圆柱齿轮滚齿机的专利；以后经多次改进，至 1897 年德国的普福特制成带差动机构的滚齿机，才圆满解决了加工斜齿轮的问题。

在制成齿轮形插齿刀后，美国的费洛斯于1897 年制成了插齿机。

二十世纪初，由于汽车工业的需要，各种磨齿机相继问世。

1930 年左右在美国制成剃齿机；1956年制成珩齿机。

60 年代以后，现代技术在一些先进的圆柱齿轮加工机床上获得应用，比如在大型机床上采用数字显示指示移动量和切齿深度；在滚齿机、插齿机和磨齿机上采用电子伺服系统和数控系统代替机械传动链和交换齿轮；用设有故障诊断功能的可编程序控制器，控制工作循环和变换切削参数；发展了数字控制非圆齿轮插齿机和适应控制滚齿机；在滚齿机上用电子传感器检测传动链运动误差，并自动反馈补偿误差等。

1884年，美国的比尔格拉姆发明了采用单刨刀按展成法加工的直齿锥齿轮刨齿机；1900 年，美国的比尔设计了双刀盘铣削直齿锥齿轮的机床。

由于汽车工业的需要，1905年在美国制造出带有两把刨刀的直齿锥齿轮刨齿机,又于1913年制成弧齿锥齿轮铣齿机；1923年，出现了准渐开线齿锥齿轮铣齿机；30年代研制成能把直齿锥齿轮一次拉削成形的拉齿机，主要用于汽车差动齿轮的制造。

40年代，为适应航空工业的需要，发展了弧齿锥齿轮磨齿机。

1944 年，瑞士厄利康公司制成延长外摆线齿锥齿轮铣齿机；从 50 年代起，又发展了用双刀体组合式端面铣刀盘，加工延长外摆线齿锥齿轮的铣齿机。

齿轮加工机床主要分为圆柱齿轮加工机床和锥齿轮加工机床两大类。

圆柱齿轮加工机床主要用于加工各种圆柱齿轮、齿条、蜗轮。

常用的有滚齿机，插齿机、铣齿机、剃齿机等。

内齿轮的加工
伴随着我国汽车工业的快速发展, 各大汽车公司同时也加快了零部件的国产化速度; 以行星轮系为主要减速装置的自动液力变速器市场需求量巨大; 建材、矿山、冶金、能源及起重工程的崛起, 带动了对大功率 (小体积 ) 行星齿轮减速器的需求。

内齿轮通常是大齿轮，与之相啮合的外齿轮是小齿轮。

目前国内加工内齿轮普遍采用插齿, 虽然加工精度较高, 但加工效率低。

数控插齿机加工效率高, 但设备价格也高, 加工成本高。

鉴于内齿轮热处理前精度要求不高, 如果能够开发出加工效率很高的数控铣齿机, 其应用前景是十分明显的。

铣齿相对于插齿进给量大, 无空切削行程, 主轴的铣削速度较高, 可以真正做到高速高效加工; 使用成形铣刀能够一次铣削到位, 在批量生产中操作简单, 使用方便; 铣出的齿轮误差减小, 与其他加工方法相比大大降低生产成本。

铣刀盘的种类
铣刀盘可分为左旋刀盘和右旋刀盘，这两者又可分为单面刀盘和双面刀盘。

单面刀分为单面外切刀盘（用于精切小轮凹面）和单面内切刀盘（用于精切小齿轮凸面）。

双面刀盘分为粗铣切双面刀盘（用于粗铣大、小轮）和精切双面刀盘（用于精切大小轮）。

本设计采用的是成型铣刀。

动力头的铣削原理
内齿轮的齿形精度主要取决于成型铣刀的形状精度。

数控内齿轮铣齿机有电气控制部分和机械装置部分。

机械装置由铣削动力头、平行于齿轮轴线运动的数控滑台、数控分度盘及垂直于齿轮回转轴线的工作台(带有液压夹
具)和机械式移动滑台组成。

铣削头安装在滑台上,由三速交流异步电动机驱动,通过准双曲面齿轮使铣刀平行齿轮轴线高速回转(2950r/min),铣刀靠垂直于自身回转轴线的端面成形铣削齿面。

此种传动转速高,扭矩大,抗震动能力强。

滑台平行于齿轮轴线运动, 使整个齿宽得到铣削。

在铣床的工作台上安装一数控分度盘,铣刀盘每铣削齿轮的一个齿,离开齿面时,分度盘实时分度带动齿轮转过一齿,直到全部齿铣削完成。

分度盘的分度精度足以保证齿距误差;移动滑台控制齿的铣削高度(即齿槽深度)。

铣削不同的齿轮时,只需要更换铣刀和刀柄工装即可,齿轮装在分度盘上,由计算机数控系统控制分度盘旋转,直到铣削完全部齿。

对于整个内齿轮铣齿机来说,机械部分的核心是铣削动力头,因为刀头的大小和强度直接影响到加工各种参数的内齿轮。

本课题完成的主要工作
本课题运用计算机辅助设计绘制设计图形，在原有的数控磨削动力头及机床的基础上，加以改进设计成新型的内齿轮铣削动力头。

该课题完成的工作有以下几个方面：
1、查阅资料了解铣齿机的结构及内齿轮的加工方法等；
2、查阅资料确定动力头装置的构成；
3、初步确定传动系统、传动原件及动力头的基本尺寸；
4、计算并验证所选用的零件符合要求；
5、绘制出铣削动力头整体装配图；
6、绘制铣削动力头壳体零件图；
7、绘制铣刀安装、调整结构图；
8、绘制上盖零件图；
9、绘制从动主轴、齿轮轴零件图；
10、外文翻译一篇；
11、撰写设计说明书。

第1章机械传动装置的总体设计
§1.1 拟订传动方案
机器通常由原动机、传动装置和工作机等三部分组成。

传动装置位于原动机和工作机之间，用来传递运动和动力，并可以改变转速、转矩的大小或改变运动形式，以适应工作机功能要求。

传动装置的设计对整台机器的性能、尺寸、重量和成本都有很大影响，因此应当合理地拟定传动方案。

满足同一种工作机的性能要求往往有多种方案：可以通过选用不同的传动机构来实现；当采用传动型式组成的多级传动时，亦可有不同的排列顺序与布局；还可按不同方法分配各级传动比。

合理地选择传动型式是拟定传动方案时的重要环节。

选择传动结构类型时应综合考虑个有关要求和工作条件，例如工作机的功能；对尺寸、重量的限制；环境条件；制造能力；工作寿命与经济性要求等。

选择类型的基本原则为：
（1）传递大功率时，应充分考虑提高传动装置的效率，以减少能耗、降低运行费用。

这时应选用传动效率高的传动机构，如齿轮传动。

而对小功率传动，在满足功能条件下，可选用结构简单、制造方便的传动型式，以降低初始费用（制造费用）。

（2）载荷多变和可能发生过载时，应考虑缓冲吸振及过载保护问题。

如选用带传动、采用弹性联轴器或其他过载保护装置。

（3）传动比要求严格、尺寸要求紧凑的场合，可选用齿轮传动或蜗杆传动。

但应注意，蜗杆传动效率低，故长用中小功率、间歇工作的场合。

（4）在多粉尘、潮湿、易燃、易爆场合，宜选用链传动、闭合齿轮传动或蜗杆传动，而不采用带传动和摩擦传动。

根据本课题设计的内容的可以选择以下几种传动方案：
与圆柱齿轮相比，圆锥齿轮其制造、装配都比较复杂，所以除布置和其它特殊要求外尽量少用，两圆锥齿轮轴线间夹角一般为 90°，否则箱体加工和安装调整都比较困难。

圆锥齿轮传动振动和噪声都比较大，所以应用于速度较低的传动中，V
≤5m／s，传动比 i＜3，鼓形齿经研磨可用于高速传动。

蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动，两轴线间的夹角可为任意值，常用的为90°。

蜗杆传动用于在交错轴间传递运动和动力。

轮齿分布在截锥体上，垂直于轮齿的各剖面，齿廊大小是变化的，与其到锥的距离成正比。

大端刚度大，小端刚度小，圆锥齿轮沿齿宽的载荷分布不均匀。

根据要求并进一步的择优选择，考虑其动力头的尺寸不宜太大，因此 a.圆锥齿轮传动方案不理想，若采用单级圆锥齿轮传动，则传动比过大导致大锥齿轮尺寸过大；c.蜗杆传动方案效率过低，并且工作时间不宜过长，所也不理想。

对比3种方案，b.圆锥齿轮传动较理想。

图1-1 总体方案设计图
a.单级圆锥齿轮传动
b.圆锥-圆柱齿轮传动
c.蜗杆传动
§1.2 电动机的选择
§1.2.1 概述
电动机是把电能转换成机械能的设备。

在机械、冶金、石油、煤炭、化学、航空、交通、农业以及其他各种工业中，电动机被广泛地应用着。

随着工业自动化程度不断提高，需要采用各种各样的控制电机作为自动化系统的
元件，人造卫星的自动控制系统中，电机也是不可缺少的。

此外在国防、文教、医疗及日常生活中(现代化的家电工业中)电动机也愈来愈广泛地应用起来。

§1.2.2本课题电动机选型
首先根据工况的要求计算出动力头工作时的切削力大小，根据切削力的大小来选择相应的电动机型号，根据《铣工使用技术手册》可以查的刀具切削用量线速度。

表 1－1 刀具切削用量（线速度）表
工件材料
高速钢 硬质合金 钢
＜125HBS 0.3-0.7 1.1-2.5 225-325 HBS 0.2-0.6 0.9-2.0 325-425 HBS
＜0.1-0.35 0.6-1.25 铸铁
＜190 HBS 0.35-0.6 1.1-2.5 190-260 HBS 0.15-0.3 0.75-1.5 260-320 HBS
0.075-0.16
0.35-0.5
（1）初选铣刀盘材料为硬质合金，刀盘直径定为240mm ，刀具齿数为10。

根据上表查得其最大线速度为2.5m/s ，此处选择2m/s 。

（2）由《金属加工工艺手册》，选择刀具进给量f=0.12mm/z ，背吃刀量17.6mm 。

（3）根据v =2m/s 计算 n 1 根据
11000
n d
v π⨯⨯=， （1-1）
1100021000
=159.24r /min 3.14240
v n d π⨯⨯==⨯ (1-2)
式中，1n ——电机的转速； v ——速度；d ——距离。

（4）计算切削力大小
-0.1
1.1-00.9e 0.8f 1.1p z n
d z a a a 2425F ⋅⋅⋅⋅⋅= （1-3） 式中，
p a ——切削深度；f a ——每齿进给量；e a —— 切削宽度； Z ——刀具齿数；0d ——刀具直径；n ——刀具转速； 代入数据的
N 92.229924.159240106.1712.0202425F 1.0-1.1-9.08.01.1z =⨯⨯⨯⨯⨯⨯= （5）计算电机的功率 4
z w 106V
F P ⨯⋅= (1-4)
代入数据的 kw 59.410
6120
92.2299106V F P 4
4z w =⨯⨯=⨯⋅=
传动装置总效率
4321ηηηηη⋅⋅⋅= (1-5)
联轴器效率1η=0.99，轴承效率2η=0.99，锥齿轮效率3η=0.96，圆柱齿轮效率4η=0.97，则
89.097.096.099.099.034321=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=ηηηηη （1-6） 电动机额定功率kw 16.589
.059
.4P P w
d ==
=
η
查表 20-1[1]得，选择电动机Y132M2—6，额定功率5.5kw ，满载转速960r/min 。

§1.2.3 计算传动装置的运动和动力参数
（1）计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 02.624
.159960
n n i w m ===
（1-7） （2）分配各级传动比
取锥齿轮传动比1i =2.1，则圆柱齿轮传动比9.21
.202.6i i i 12===。

（3）计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴转速
电动机轴为0轴，高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为 min /r 960n n m 0== min /r 14.4571.2960
i n n 10===
Ⅰ min /r 6.1579
.214.457i n n 2===ⅠⅡ 2）轴的输入功率
kw 45.599.05.5P P 1ed 0=⨯=⋅=η （1-8） kw 23.596.099.05.5P P 320=⨯⨯=⋅⋅=ηηⅠ (1-9） kw 02.597.099.05.5P P 42=⨯⨯=⋅⋅=ηηⅠⅡ (1-10）
3）各轴的转矩
m N 22.54960
45
.59550n P 9550T 000∙===
(1-11)
m N 01.10814
.45723.59550n P 9550T ∙===ⅠⅠ
Ⅰ
（1-12）
m N 34.2986
.15702
.59550n P 9550T ∙===ⅡⅡⅡ
（1-13）
第2章动力头的结构及零部件的设计
§2.1 动力头的总体结构
动力头其基本结构均由传动件、轴系部件、箱体及附近等所组成。

本章主要完成对各部件的选型与设计计算。

§2.1.1 箱体
箱体按其结构形状不同分为剖分式和整体式；按制造方式不同有铸造箱体和焊接箱体。

本课题将采用剖分式结构的铸造箱体。

剖分式箱体由箱座与箱盖两部分组成，用螺栓联接起来构成一个整体。

剖分面与动力头内传动件轴心线平面重合，有利于轴系部件的安装和拆卸。

本课题的动力头采用了两个剖分面。

剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。

为了保证箱体的刚度，适当的加有加强肋。

箱体底座要有一定的宽度和厚度，以保证安装稳定性与刚度。

整体式箱体重量轻、零件少、机体加工量也少，但轴系装配比较复杂。

箱体一般多用 HT150、HT200 制造。

铸造具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。

当承受重载时可采用铸钢箱体。

铸造箱体多用于批量生产。

对于小批量或单件生产的尺寸较大的减速器可采用焊接式箱体。

一般焊接箱体比铸造箱体轻1/4~1/2，生产周期短。

但用钢板焊接时容易产生热变形，故要求较高的焊接技术，焊成型后还许进行退火处理。

§2.1.2 锥齿轮设计
功率的物理定义是指机器在单位时间里所做的功。

功的数量一定，时间越短，功率值就越大。

功率的计算公式为：功率＝力＊距离／时间。

力的常用单位是千克（kg），距离的单位是米(m)，时间的单位是秒(s)。

所以功率的单位就是（kg.m/s）。

但对于汽车的功率，传统上人们喜欢用马力为单位表达，字母为PS。

现在厂家在产品说明书中通常也给出千瓦（KW）值。

选择齿轮材料时，应使轮芯具有足够的强度和韧性，以抵抗轮齿折断，齿面具有较高的硬度和耐磨性，以抵抗齿面的点蚀、胶合、磨损和塑性变形。

另外，还应考虑齿轮加工和热处理的工艺性及经济性等要求。

通常，对于重载、高速或体积、重量受到限制的重要场合，应选用较好的材料和热处理方式，反之，可选用性能较次但较经济的材料和热处理工艺。

齿轮精度等级应根据齿轮传动的用途、工作条件、传递功率和圆周速度的大小及其它技术要求等来选择。

一般，传递功率大，圆周速度高，要求传动平稳，噪声低等场合，应选用较高的精度等级反之，为了降低制造成本，精度等级可选得低些。

选择精度等级时可参考表 1-2。

表 1-2 齿轮传动精度等级适用的速度范围
齿的种类 传动种类 齿面硬度 HBS 齿轮精度等级
3,4,5 6
7 8 9 直齿
圆柱齿轮 ≤350 ﹥12 ≤18 ≤12 ≤6 ≤4 ﹥350 ﹥10 ≤15 ≤10 ≤5 ≤3 圆锥齿轮
≤350 ﹥7 ≤10 ≤7 ≤4 ≤3 ﹥350 ﹥6 ≤9 ≤6 ≤3 ≤2.5 斜齿及
曲齿 圆柱齿轮
≤350 ﹥25 ≤36 ≤25 ≤12 ≤8 ﹥350 ﹥20 ≤30 ≤20 ≤9 ≤6 圆锥齿
轮
≤350 ﹥16 ≤24 ≤16 ≤9 ≤6 ﹥350
﹥13
≤19
≤13
≤7
≤6
1.选择材料热处理方式和公差等级
1）大齿轮，小齿轮均选用40Cr ，并经调质及表面淬火热处理，齿面
硬度达到48—55HRC 。

选用8级精度。

寿命15年（每年300天），两班制。

2）选小齿轮齿数1z =21，大齿轮齿数2z =21×2.1=44.1，取2z =44。

2.因为是硬齿面闭式传动，按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公式为2-1：
[]
u 5.0-1KT Z 92.2d 2
R
R 1
2
H E
3
1）（）
（
φφσ≥ (2-1)（1） 确定公式内的各计算数值。

1）试选载荷系数t k =1.5。

传递转矩1T =52.22m N ⋅ 2）取齿宽系数R φ=31。

3)由机械设计手册查的材料的弹性影响系数E Z =2
19.189MPa 。

4）由机械设计手查的齿轮接触疲劳强度=1 Hl i m σMPa 11002 Hl i m =σ。

5）计算应力循环次数
9
1110147.4300829606060⨯=⨯⨯⨯⨯==h jL n N (2-2)
99
1210975.11
.210147.42.1N N ⨯=⨯== (2-3)
6)取接触疲劳寿命系数93.0K ;90.02H N H N 1==K 。

7）计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，有公式的 []MPa 99011009.0S K 1
lim 1HN 1H =⨯==σσ (2-5) []MPa 1023110093.0S
K 2
lim 2HN 2H =⨯==σσ (2-6) (2)计算
1）计算小锥齿轮的分度圆直径
[]=≥u 5.0-1KT Z 92.2d 2R R 1
2
H E
3
t 1）（）（φφσ 2.13
0.5-131105.4221.5990189.892.22423
）（）（⨯⨯ =50.34mm (2-7) 2）计算平均分度圆直径
mm 95.413
5.0-134.505.0-1d d R t 1m ===）（）（φ (2-8) 3）计算圆周速度v s m 11.21000
60960
95.411000
60n d v 1
m =⨯⨯⨯=
⨯=
ππ (2-9)
4） 计算载荷系数
根据圆周速度取09.1K v =；齿间载荷分配系数1K K H ==ααF ； 齿向载荷分布系数875.125.15.1K 5.1K K be H H =⨯===βββF ，be
H K β
为轴承系数取1.25。

使用系数25.1K A =；故载荷系数
55.2875.1109.125.1K K =⨯⨯⨯==βαH H V A K K K (2-10) 5）按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径
t
3
t 11K K
d d ==08.601.5
2.55
50.343
=⨯mm (2-8) 6）计算模数 86.221
08.60z d m 11===mm (2-11) 3.按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式：
()[]
F Fa 2
2
1
2
R 1
3
Y 1u 5.0-1KT 4m σφφSa
R Y Z +≥
(2-12)
（1）确定公式内的各计算数值
1）有机械设计手查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa 6201FE =σ；大齿轮的弯曲强度极限MPa 6202FE =σ；
2）疲劳寿命系数89.0K 85.02FN FN 1==，K ； 3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得 []MPa 43.3764.1620
85.0S K 1FE 1FN 1F =⨯==σσ (2-13) []MPa 14.3944
.1620
89.0S K 2FE 2FN 2F =⨯==
σσ (2-14) 4)计算载荷系数K
55.2875.1125.109.1K K F F =⨯⨯⨯==βαK K K V A (2-15) 5）查取齿形系数
u=cot 1δ=tan 2δ，得1δ=21.0376 ，2δ=68.9624 。

当量齿数 49.220376
.21cos 21
cos Z Z 111V ===
δ (2-16)
57.1229624
.68cos 44
cos Z Z 222V ===
δ (2-17) 由机械设计手册查的齿形系数705.2Y 1Fa =；16.2Y 2Fa =； 应力校正系数；；81.1Y 5725.1Y 2sa 1sa == 6）计算大、小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较。

[]01129.043.3765725
.1705.2Y Y 1
F Sa1
Fa1=⨯=
σ (2-18)
[]009919
.014
.39481
.116.2Y Y 2
F Sa2
Fa2=⨯=
σ (2-19) 小齿轮数值较大。

（2）设计计算()7.201129.01
2.12135.0-131105.4222.554m 2
2
2
43
=⨯+⨯⨯⨯≥
mm
取模数m=3，则小齿轮的齿数02.203
08.60m d z 11===
，取1z =21则 1.44211.2z 2=⨯=，取45。

4.几何尺寸的计算 锥距R=21u d 21
+=mm 27.732
1
2.142132=+⨯； 齿宽b=R R ∙φ=
3
R
=24.4，圆整为25mm ； 分度圆直径63213mz d 11=⨯==； 135453mz d 22=⨯==；
分度圆锥角 0169.251=δ，
9831.642=δ；
§2.1.3斜齿圆柱齿轮的设计计算
1.选择精度等级、材料及齿数
1）大齿轮，小齿轮均选用40Cr ，并经调质及表面淬火热处理，齿面
硬度达到48—55HRC 。

选用7级精度。

寿命15年（每年300天），两班制。

2）选小齿轮齿数1z =24，大齿轮齿数2z =24×2.9=69.6，取2z =69。

3)选择螺旋角。

初选螺旋角β=14 。

2.因为是硬齿面闭式传动，按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公式为：
[]2H H E d 1t 3
1Z Z u
1u T 2K d ）（σεφα+≥ （2-20） （1） 确定公式内的各计算数值。

1）试选载荷系数t k =1.6。

传递转矩1T =108.01m N ⋅
2）由于是硬齿面，取齿宽系数d φ=0.8。

3)由机械设计手册查的材料的弹性影响系数E Z =2
19.189MPa 。

选取区
域系数433.2Z H =。

4)查表的85.078.021==ααεε，，则63.121=+=αααεεε；
5）由机械设计手查的齿轮接触疲劳强度=1 Hlim σMPa 11002 Hlim =σ。

6）计算应力循环次数
9111097.1153008214.4576060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N (2-21)
99
121068.09.21097.12.9N ⨯=⨯==N (2-22) 7)取接触疲劳寿命系数95.0K ;90.02H N H N 1==K 。

8）计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，有公式的
[]MPa 99011009.0S
K 1lim 1HN 1H =⨯==σσ (2-23) []MPa 1045110095.0S K 2lim 2HN 2H =⨯==
σσ (2-24)
[][][]MPa 5.10172
104599022H 1H H =+=+=
σσσ (2)计算 1）计算小齿轮的分度圆直径
≥t 1d 243
5
.10172.433189.89.29.31.630.81008.11.62）（⨯⨯⨯⨯⨯⨯=41.91mm (2-25) 2）计算圆周速度v s m 01.110006014
.45791.41100060n d v 1
1=⨯⨯⨯=⨯=ππ (2-26)
3） 计算齿宽及模数
b=t 1d d φ=0.8×41.91=33.53mm (2-27) 69.124
14cos 91.41z cos d m 1t 1nt =⨯==βmm (2-28) h=2.25nt m =2.25×1.69=3.80mm (2-29) 82.880
.353.33h b == 4）计算纵向重合度
1.522tan14248.0318.0tan z 318.01d =⨯⨯==βφεβ
5） 计算载荷系数
根据圆周速度取05.1K v =；齿间载荷分配系数4.1K K H ==ααF ； 齿向载荷分布系数 1.295K H =β，24.1K F =β；
使用系数25.1K A =； 故载荷系数
38.2295.14.105.125.1K K =⨯⨯⨯==βαH H V A K K K (2-30)
6）按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径 t 3
t
11K K d d ==84.471.62.3841.913=⨯mm (2-31) 7）计算模数 93.124
14cos 84.47z cos d m 11===
βmm (2-32) 3.按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式：
[]F Fa 21d 213
Y cos Y KT 2m σεφβα
βSa Y Z ≥ (2-33) （1）确定公式内的各计算数值
1）有机械设计手查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa 6201FE =σ；大齿轮的弯曲强度极限MPa 6202FE =σ；
2）疲劳寿命系数89.0K 85.02FN FN 1==，K ；
3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得
[]MPa 43.3764.162085.0S K 1FE 1FN 1F =⨯==
σσ (2-34) []MPa 14.3944
.162089.0S K 2FE 2FN 2F =⨯==σσ (2-35) 4)计算载荷系数K
28.224.14.105.125.1K K F F =⨯⨯⨯==βαK K K V A (2-36)
5）根据纵向重合度522.1=βε，查的螺旋角影响系数88.0Y =β；
6）查取齿形系数
当量齿数
27.2614
cos 24cos Z Z 3311V ===β (2-37） 53.7514cos 69cos Z Z 3322V ===
β (2-38） 由机械设计手册查的齿形系数59.2Y 1Fa =；23.2Y 2Fa =；
应力校正系数；
；765.1Y 597.1Y 2sa 1sa == 7）计算大、小齿轮的
[]F Sa Fa Y Y σ并加以比较。

[]010981.043
.376597.159.2Y Y 1F Sa1Fa1=⨯=σ (2-39） []010099.014.394765.123.2Y Y 2F Sa2Fa2=⨯=
σ (2-40）
小齿轮数值较大。

（3）设计计算 81.1010981.063
.1248.014cos 88.0101.082.2823
m 224n =⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥mm 取模数n m =2，则小齿轮的齿数2.232
14cos 84.47m cos d z n 11===
β，取1z =24则 8.68249.2z 2=⨯=，取69。

4.几何尺寸的计算
1）计算中心距8.9514
cos 2269242cos m z z a n 21=⨯+=+=）（）（β 圆整后取96；
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
() 3615.14966924arccos a 2m z z arccos n 21=⎪⎭
⎫ ⎝⎛+=⎪⎭⎫ ⎝⎛+=β 3）计算大小齿轮分度圆直径 mm m n 55.493615
.14cos 224cos z d 11=⨯==β mm m n 45.1423615.14cos 269cos z d 22=⨯==
β 4）计算齿轮宽度
mm 64.3955.498.0d b 1d =⨯=⋅=φ
圆整后取45B 40B 12==，；
§2.2 动力头的其他零件
§2.2.1 联轴器
联轴器是联接两轴使之一同回转并传递转距的一种部分，只有在机器停车后用拆卸方法才能把两轴分离。

联轴器的类型
联轴器所联接的两轴，由于制造及安装误差，承载后的变形以及温度变化的影响等，会引起两轴相对位置的变化，往往不能保证严格的对中。

如图3-1所示。

根据联轴器有无弹性元件、对各种相对位移有无补偿能力，即能否在发生相对位移条件下保持联接功能以及联轴器的用途等，联轴器可分为刚性联轴器，挠性联轴器和安全联轴器。

联轴器的主要类型、特点及其在作用，详见表3-1。

图2-1 轴线的相对位移
通过联轴器将齿轮轴与电动机轴相联接，由于联轴器是与高速电机轴相联接，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性柱销联轴器。

弹性柱销联轴器是用于若干非金属柱销置于两半联轴器凸缘孔中以实现两半联轴器的联接的一种联轴器。

它具有结构简单、制造容易、维修方便、允许轴向位移大等特点。

柱销材料为MC尼龙。

尼龙有定弹性，弹性模量比
金属低得很多，可缓和冲击。

尼龙耐磨性好，摩擦系数小，有自润滑作用，但对温度比较敏感，不宜用于温度较高场合。

柱销与孔之间为H9/h9的间隙配合。

在选用弹性套柱销联轴器时，应对作用在弹性套单位面积上的压力和柱销的弯曲强度进行验算，验算公式为（设载荷均布在80%的弹性套上）。

[]''0012.50.8()2
KT KT p p D D dl dl z ==≤ （2-41） []3300112.520.10.82b KT
l KTl D d
D zd z σσ=⨯⨯=≤⨯ （2-42） 式中，z ——柱销数目； D 0——柱销中心所在的圆的直径；
d ——柱销直径； l′——弹性圈总长度；
l ——柱销悬臂端长度； [p]——许用压强；
橡胶弹性套的[p]=2MP a （低速下运转的可取 4MP a ）；
[错误！未找到引用源。

]——柱销的许用; 弯曲应力，[错误！未找
到引用源。

]=0.4错误！未找到引用源。

弹性柱销联轴器
它是用若干非金属柱销置于两半联轴器凸缘孔中以实现两半联轴器联接的一种联轴器。

他具有结构简单、维修方便、允许轴向位移等特点。

柱销材料为MC 尼龙。

尼龙句有一定弹性，弹性模量比金属低得多，可缓冲和冲击。

尼龙耐磨性好，摩擦系数小，有自润滑作用，但对温度比较敏感，不宜用于温度较高的场合。

柱销与孔之间为H9/h9的间隙配合。

弹性柱销齿式联轴器
它是用若干非金属柱销置于两半联轴器内、外环对合圆孔中以实现两半联轴器联接的一种联轴器。

具有传递转矩大、体积小、重量轻、轴径范围大（12mm~850mm ）、结构简单、使用寿命长、不用润滑、更换柱销方便等特点。

[]00422
KT KT D z D dlz dl ττ==≤ (2-43)。