专用机床的机构设计

目 录
前言 (1)
1 原始数据的及设计要求 (4)
1.1 工作原理及工艺动作过程 (4)
1.1 数据参数 (5)
2 工艺动作分解及机械运动循环圈 (7)
2.1 工艺动作分解 (7)
2.2 机械运动循环圈 (7)
3 机构选型和机械运动方案的确定 (8)
3.1 机构选型 (8)
3.2 机械运动方案的确定 (8)
4 机械传动系统速比和变速机构 (9)
4.1 机械速比 (9)
5 机械运动方案简图 (10)
5.1 运动方案 (10)
6 对机械传动系统和各机构的尺寸计算 (11)
6.1 计算各级传动效率、转速、功率及转矩 (15)
6.1.1 传动功率................. (15)
6.1.2 各轴转速 (15)
6.1.3 输出功率 (15)
6.1.4 输出转矩 (16)
6.2 带传动设计 (16)
6.2.1 确定计算功率 (16)
6.2.2 选择 V 带的带型 (16)
6.2.3 确定带轮的基准直径并验算带速 (16)
6.2.4 确定 V 带的中心距和基准长 (17)
6.2.5 验算小带轮上的包角. (17)
6.2.6 计算带的根数 (17)
6.2.7 计算单根 V 带的初拉力的最小值 (18)
6.2.8 计算压轴力 (18)
6.2.9 带轮的结构设计 (19)
6.3 齿轮传动的设计 (21)
6.3.1 高速级齿轮传动设计 (21)
6.3.2 轴 III 至轴 IV 的低速级齿轮传动设计 (30)
6.3.3 轴III至轴VI的低速级齿轮传动设计 (30)
6.3.4 齿轮齿条传动设计 (31)
6.4 行星轮系传动设计 (31)
6.4.1轮系的选择 (32)
6.4.2 结构设计 (33)
6.5 槽轮机构设计 (34)
6.5.1 拨盘 (34)
6.5.2 槽轮 (36)
6.5.3 滚子--齿条 (36)
6.6 圆柱凸轮机构设计 (36)
6.6.1 圆柱凸轮的参数 (36)
6.6.2 主凸轮轮廓线及其运动曲线 (37)
6.7 各级轴的设计 (39)
6.7.1 轴 I 设计 (39)
6.7.2 轴 II 的设计 (47)
6.7.3 轴 III 的设计 (48)
6.7.4 轴 IV 的设计 (48)
6.7.5 轴 V 的设计 (48)
6.7.6 轴 VI 的设计 (48)
6.8 床身及主轴箱设计 (49)
6.8.1 床身设计 (49)
6.8.2 主轴箱设计 (49)
7 整体装配简图 (52)
7．1运动原理 (52)
8 四工位机床的使用和维护 (54)
8.1 机床的维护及漏油的防治 (54)
9 机床轴承的密封 (58)
9.1密封材料的种类及用途 (58)
9.2机械密封安装使用技术要领 (58)
9.3操作注意事项 (59)
结论 (60)
参考文献 (62)
致谢 (63)
前 言
回首过去的“十一五”规划的五年，机床工具行业之所以能够实现 平稳较快发展，得益于全行业在新形势下把握住了“抓创新、调结构、 促改革”这一工作主线，使行业面貌有了明显改观。

年前召开的党的十 七届五中全会通过了《关于制定国民经济发展第十二个五年规划的建 议》，国务院也已正式审议通过了《关于加快培育发展新兴战略产业》 的决议。

在有关文件的精神指导下，数控机床专项已制定了“十二五” 的实施计划，行业的“十二五”规划也在草拟中。

有关文件已明确指出， “十二五”期间将以科学发展观为主题，以转变经济发展方式为主线， 以调整结构为切入点，工业行业最主要的是抓好产业结构调整和升级， 以保持行业的长期、健康、快速发展。

虽然“十一五”期间，机床工具行业在广大企业员工共同努力和各 方面的大力扶持下，取得了较大发展和进步，2009年我国的机床产值和 销售收入名列世界第一位，国产机床的国内市场占有率已超过 70%，但 应该看到，就机床工具行业而言，我们也只能算是个“发展中的大国”， 在我国的机床工具产品结构中，中低档产品仍占有较大的比重；国家重 点发展领域所需的一些中高档产品仍然需要依赖进口；我们的机床工具 产品出口，依然在靠大量低值、廉价的一般产品来支撑，而且始终存在 着较大的进出口贸易逆差。

尽管经过多年的努力，我国的机床工具企业 中，已经出现了一批具有国际影响力的大企业集团，一些具有国际先进
水平和国际竞争力的机床产品也已经开始出口， 但从全行业的总体来看， 自主创新能力薄弱、基础制造水平落后、同质化低水平重复建设严重、 自主创新产品推广应用困难等问题依然存在，而且产品质量和服务水平 更有待提高，因此贯彻科学发展观，转变经济增长方式，大力调整产业 结构和产品结构，力争“十二五”期间能够取得大的突破，将是我国机 床工具行业共同努力的方向和目标。

国家加快培育发展的七大新兴战略产业和已经列入数控机床专项的 船舶、航空航天、发电设备、汽车等重点领域所需的高端装备，将是行 业在“十二五”期间产品结构调整升级的主攻方向和重点，这些专项的 实施不只是满足重点领域需要和打破国外封锁，而且将极大地提升我国 机床工具行业的科学技术水平和国际竞争力，为我国机床工具行业“由 大变强”迈出更加坚定的步伐。

数控机床专项的所列项目， 并非行业的所有企业都有机会具体承担， 但根据市场需求，拓宽服务领域，坚持自主创新，注重“产、学、研、 用”相结合，去寻找企业自身的市场切入点，确是每个企业都可以做到 的。

我们要转变观念，不等不靠，励精图治，开拓进取，只要找准方向， 把产品做专做精，同样会有广阔的前景，对于符合发展方向且具有专业 化特点的中小企业，有关方面也会给予扶持，从而使企业走上良性发展 的道路。

2011年是我国“十二五”规划的开局之年，我国正处于工业转型升
级的关键时期，目前国际机床市场也有一定好转。

在这种形势下，战略 性新兴产业的培养发展和数控机床专项“十二五”计划的实施，为我国 机床工具行业发展提供了新的机遇，也提出了更大挑战，只要我们充分 利用国内外有利条件，牢牢把握科学发展观这个主题，抓住转变经济发 展方式这条主线，做好行业和企业的发展规划，加快产业结构和产品结 构调整，坚持自主创新，坚持对外开放，大力促进改革，机床工具行业 一定会再迈上一个新的台阶，在新的一年，行业面貌也会有一个新的变 化。

1 原始数据及设计要求
1.1 工作原理及工艺动作过程
四工位专用机床是在四个工位上分别完成工件的装卸、钻孔、扩孔、 铰孔工作的专用加工设备。

机床的执行动作有两个：一是装有工件的回 转工作台的间歇转动；二是装有三把专用刀具的主轴箱的往复移动（刀 具的转动由专用电机驱动）。

两个执行动作由同一台电机驱动，工作台 转位机构和主轴箱往复运动机构按动作时间顺序分支并列，组合成一个 机构系统。

四工位专用机床的工作台有Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ四个工作位置(图 1)，工位Ⅰ是装卸工件，Ⅱ是钻孔，Ⅲ是扩孔，Ⅳ是铰孔。

主轴箱上装 有三把刀具，对应于工位Ⅱ的位置装钻头，Ⅲ的位置装扩孔钻，Ⅳ的位 置装铰刀。

刀具由专用电机带动绕其自身的轴线转动。

主轴箱每向左移 动送进一次，在四个工位上分别完成相应的装卸工件、钻孔、扩孔、铰 孔工作。

当主轴箱右移(退回)到刀具离开工件后，工作台回转 90º，然 后主轴箱再次左移，这时，对其中每一个工件来说，它进入了下一个工 位的加工，依次循环四次，一个工件就完成装、钻、扩、铰、卸等工序。

由于主轴箱往复一次，在四个工位上同时进行工作，所以每次就有一个 工件完成上述全部工序。

因此，四工位专用机床的执行动作有两个：一是回转台的间歇转动， 二是主轴箱的刀具转动和移动。

1.2 数据参数
(1) 刀具顶端离开工件表面65mm(图1-1)， 快速移动送进60mm接近 工件后，匀速送进60 mm(前5mm为刀具接近工件时的切入量，工件孔深 45mm，后10mm为刀具切出量)，然后快速返回。

回程和工作行程的平均 速比(行程速度变化系数)K＝2。

(2) 刀具匀速进给速度为2mm/s；工件装、卸时间不超过10s
(3) 生产率为每小时约75件。

(4) 执行机构系统应装入机体内，机床外形尺寸见图1-2。

(5) 传动电机转速为1000r/min，功率为1.5Kw。

图1-1
图1-2 机床外形简图
2 工艺动作分解及机械运动循环圈
2.1 工艺动作分解
本四工位专用机床主要有两个执行构件——回转工作台和主轴箱。

回转工作台作间歇转动，主轴箱作来回移动。

由生产率可求出一个运动循环所需时间 ：
刀具匀速送进60mm所需时间 t 30s = 匀 ，刀具其余移动内（包括快速
送进60mm，快速返回120mm）共需18s。

回转工作台静止时间为36s，因此 足够工件的装、卸所需时间。

2.2 机械运动循环圈
表2-1 机械运动循环情况 执行构件 运动情况
刀具 主轴箱 工作行程 返回行程
刀具在工件外 刀具在工件内 刀具在工件外 回转工作台 转位 静止 转位
3 机构选型和机械运动方案的确定
3.1 机构选型
四工位专用机床的主轮箱往复移动机构和回传工作台间歇运动机构 可由表3-1所列来选择。

表3-1 四工位专用机床机构的选择情况
刀具
（主轴箱） 圆柱凸轮机构
移动从动件盘
形凸轮机构
凸轮一连杆机构 平面连杆机构
工件回转工作台
间歇运动机构
槽 轮 机 构 不完全齿轮机构 凸轮式间歇运动机构 3.2 机械运动方案的确定
根据表所列的机构形态矩阵，可以组合成的四工位专用机床的机械 运动方案有12种。

不完全齿轮机构冲击性大，容易引起振动；凸轮式间 歇运动机构不易定位，需要单独设计都能够为机构；槽轮机构结构简单， 又实现了工作台的回转定位，其冲击性相对较小，所以工作台的回转机 构采用槽轮机构。

另外，由于两个执行机构之间有严格的运动关系，并 且机床主轴箱有确定的运动规律，所以主轴箱往复移动机构选用圆柱凸 轮机构，容易保证主轴箱的运动规律。

4 机械传动系统速比和变速机构
4.1机械速比
主驱动电机功率为 1.5KW、转速为 1000r／min。

由生产率要求，主 轴箱移动机构和回转工作台间歇运动机构的主动件转速为1.25r／min。

因此机械传动系统的总传动比 i 总 为： 1000 i 800 1.25
== 总 ，其传动系统采用 四级：第一级V 带传动（ 1 i =4）、第二级用行星轮系传动（ 2 i =25）
、第三 级用直齿圆柱齿轮传动（ 3 i =4）
、第四级采用直齿圆柱齿轮传动（ 4 i 2 = ） 。

5 机械运动方案简图
5.1运动方案
主轴箱移动机构采用圆柱凸轮机构， 回转工作台间歇运动机构采用 槽轮机构，其机构运动方案简图如图5-1所示。

图5-1 四工位机床机构运动方案简图
6 对机械传动系统和各机构的尺度计算
机械传动齿轮, 特别是承受重载和冲击载荷的机械齿轮, 其弯曲 极限应力强度增大到 1 200 MPa , 接触耐久性极限强度亦增大到 1 600 MPa , 如何在不加大外形尺寸的条件下提高其强度和寿命, 需进一步进 行科研技术攻关, 优化设计参数。

优化设计的内容包括载荷的准确计算、 强度计算公式的修正、优化选材、优化齿形结构、先进的加工和处理工 艺、提高表面光洁度、合理的硬度和啮合参数、有效的润滑参数和装配 要求等,提高标准化、系列化程度。

由于渐开线齿形共轭齿轮的相对曲率半径较小, 故接触强度受到一 定限制。

而圆弧齿轮在接触点处的齿面相对曲率半径大, 其表面强度和 弯曲疲劳强度较高(约为渐开线齿形的2～5 倍) , 振动小、噪声低、尺 寸和重量较小。

除新设计齿轮应优先采用圆弧齿轮外, 原有渐开线齿轮 减速器, 在传动功率不变、中心距不变的前提下, 重新搭配模数、螺旋 角等参数, 可优化设计更新为圆弧齿轮,大大延长使用寿命。

另外还可以 采用以下几种比较先进的优化设计方法:
(1) 按照GB3480 —1997《渐开线圆柱齿轮承— 4载能力的计算方 法》 和有关行业标准, 采用CAD进行齿轮强度计算和齿轮结构方案的类比, 选出最优的设计方案。

(2) 利用保角映射和有限元法等方法分析齿根弯曲应力, 采用较大 半径的齿根过渡圆角并采用凸头留磨滚刀加工外齿轮齿形, 以此降低齿
根弯曲应力集中, 提高弯曲强度。

(3) 根据弹性力学知识分析轮齿的啮合形变,采用齿顶修缘, 修缘 线是采用较大压力角的渐开线; 采用齿面喷丸处理等工艺来提高轮齿的 接触和弯曲疲劳强度。

(4) 根据弹流润滑理论研究齿轮润滑状态后,采用极压添加剂的高 粘度齿轮润滑油来改善齿轮的润滑状态。

材料：齿轮材料的选择, 要根据强度、韧性和工艺性能要求, 综合 考虑。

对于承受重载和冲击载荷的齿轮, 采用以Ni - Cr 和Ni - Cr - Mo 合金渗碳钢为主的钢材(含Ni 量2 %～4 %) ; 对于负载比较稳定或功率 较小、模数较小的齿轮, 亦可选用无 Ni 的 Ni - Mn 钢。

这些渗碳合金 钢的含碳量较低, 平均为 012 %以下, 其中的 Mo 、Mn 均能增加钢的淬 透性(含Mn 量以014 %～016 %为宜) , Cr 能增加钢的淬透性和耐磨性, Ni 对提高钢的韧性特别有效。

应研制、采用新型淬透性好的渗碳齿轮钢 (国外称为“H”钢系列) , 它具有较窄范围的淬透性带, 可保证齿轮变 形范围小并达到要求的芯部硬度。

应尽量选用冶金质量好的真空脱气精 炼钢(R —H 脱气钢) 和电渣重熔合金钢, 这种钢材的纯度高, 具有较 好的致密度, 含氧、氮和非金属杂质极少, 塑性和韧性好, 减少了机械 性能和各向异性。

用这种钢材制造的齿轮与普通电炉钢制造的齿轮相比, 其接触和弯曲疲劳寿命可提高 3～5 倍, 齿轮极限载荷可提高 15 %～ 20 %。

制造齿轮应尽量少用铸钢, 多用锻钢, 非用铸钢不可的大齿轮,
可采用铸钢轮芯镶锻钢齿圈组合件。

锻钢要保证锻造比(一般选大于3 为 好) 。

无论铸、锻件, 制造过程中要进行超声波探伤、材料的机械性能 试验和检查, 以确保材料的质量合格。

加工工艺：机加工滚齿时, 粗、精滚工序要分开, 先用滚刀进行粗 切, 再用专用滚刀进行精滚齿, 保持滚刀精度, 用百分表控制切齿深度, 切齿深度误差应控制在零位附近, 精滚齿滚刀的齿形误差应不大于 0.103 mm。

齿形加工一般要达到9 级精度。

齿面粗糙度必须达到设计要 求, 可在磨齿后, 进行电抛光或振动抛光, 提高表面粗糙度, 粗糙度好 的齿轮的寿命比粗糙度差的可提高 15%～20 %。

采用齿面修形、齿形修 缘和挖根大圆弧(大圆弧齿根) 新技术(包括倒角、磨光、修圆) , 能消 除或减轻啮合干涉和偏载, 提高齿轮的承载能力,使齿根应力集中降低, 齿轮的弹性柔度增大。

对齿形进行修饰(磨齿、剃齿、研齿) , 齿轮的接 触极限应力可提高 15 %～25 %。

对齿作纵向修形(修齿腹) , 齿轮的寿 命可提高 2 倍, 弯曲应力可减少 17 %～23 % , 并可降低噪声。

当切齿 刀具的硬度大于工件硬度的2～5 倍以上, 并有较好的韧性和耐磨性时, 切削效果较好。

硬齿面齿轮常采用磨削法和刮削法加工, 齿胚经多次热 处理和切削加工。

齿轮加工后组装的减速器, 出厂前应进行加载跑合, 采用电火花跑合新工艺, 可提高齿轮接触精度, 保证使用效果。

热处理：机械齿轮的承载能力不仅取决于表面硬度, 还取决于表层 向芯部过渡区的剪应力与剪切强度的比值, 它不能大于0155 。

深层渗碳
淬火是这种齿轮硬化处理最理想的方法, 它可以得到高的芯部硬度, 较 小的过渡区残余拉应力和充足的硬化层深度。

齿面含碳量一般控制在 018 %～1 %为宜,由齿表面到芯部的硬度梯度要缓和。

渗碳齿轮经过淬火 和回火, 表面硬度应达到HRC58～62 , 要消除齿轮特别是表层的残余内 应力。

推广碳、氮共渗新工艺, 氮的渗入深度一般控制在012 mm 以内, 它不但能硬化表层, 还能产生压应力, 可比单纯渗碳齿轮的强度极限应 力提高13 %以上, 寿命可提高1倍。

热处理后, 尚需进行油浴人工时效处 理。

减速器齿轮的齿面硬度宜由现在多数软齿面( 即调质—正火方法,
齿面硬度≤HB300) 向中硬齿面(淬火—调质方法, 齿面硬度HB300～400) 过渡, 以提高齿轮使用寿命。

表面强化处理：对齿面和齿根进行喷丸强化处理, 通常是齿轮加工 的最后一道工序, 可在渗碳淬火或磨齿后进行。

它能使齿轮的接触疲劳 强度提高30 %～50 % ,使齿根弯曲疲劳强度得到改善; 能有效阻止裂纹 扩展, 使实际载荷比外加载荷小得多; 能有效抵抗破坏性冲击, 减少点 蚀, 增大耐久极限; 有利于齿轮润滑的改善; 可消除各种切齿加工在齿 面留下的连续刀痕以及磨削产生的缺陷(产生残余应力和淬火压应力的
释放) 。

根据国外经验, 齿轮喷丸比不喷丸寿命可提高6 倍。

6.1 计算各级传动效率、转速、功率及转矩
已知各种传动的传动效率：带传动 1 h =0.97 齿轮传动 2 h =0.98
滚动轴承 3 h =0.99 行星轮系
4 h =0.904 6.1.1 传动效率：
第一级传动： 1213 0.970.990.96
h h h =×=´» 第二级传动： 2343 0.9040.990.895
h h h =×=´» 第三级传动： 3423 0.980.990.97
h h h =×=´» 第四级传动： 4545 0.980.990.97
h h h =×=´» 6.1.2 各轴转速：
轴I： 1 /i 250/min
I m n n r == 轴II： 2 250 n 10/min 25
I II n r i === 轴III： 3 10 n 2.5/min 4 II III n r i =
== 轴IV：n IV =n III /i 4=1.25r/min
6.1.3 输出功率：
轴I： 13 1.50.970.99 1.44
I d P P KW h h =××=´´» 轴II： 34 1.440.9040.99 1.289 II I P P KW
h h =××=´´» 轴III： 23 1.2890.980.99 1.251 III II P P KW
h h =××=´´» 轴IV： IV 23 1.2510.980.99 1.214
III P P KW h h =××=´´»
6.1.4 输出转矩：
轴I： 1.44 9550955055 250 I I I
P T N m n =´=´=× 轴II： 1.289 955095501230.995 10 II II II
P T N m n =´=´=× 轴III： 1.251 955095504775 2.5 III III III P T N m n =´
=´=× 轴IV： IV 1.214 955095509274.96 1.25
III III P T N m n =´=´=× 6.2 带传动设计
已知：电机功率P=1.5KW，转速n=1000r/min 传动比为 1 i =4。

根据机械设计课本P155--P160可得：
6.2.1 确定计算功率 ca
P 查机械设计第十章表10--2可得工作情况系数 A K =1.1，故
ca P = A K ´P=1.1´1.5KW=1.65KW （6-1）
6.2.2 选择 V 带的带型
根据 ca P 、n 查机械设计第八章图8--11选取
A 型。

6.2.3 确定带轮的基准直径 d d 并验算带速 v
根据机械设计第八章表8--8得：
（1) 粗选小带轮的基准直径 d1 d =75mm
（2）计算大带轮的基准直径
d 2d1 d i d 475300mm
=´=´= （6-2）
6.2.4 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 d
L （1）粗定中心距 0 a =300mm
（2）计算带所需的基准长度
d2d1 d00d d d ­d 2a d d 2a L p »+ 2 1 2 0 （ ） （ + ）+ 4 （6-3）
[2300]1231 2300 mm mm p
=´+´» ´ 2 （300-75） （75+300）+ 4 选带的基准长度为 d L =1250mm。

（3)计算实际中心距a
0 0 12501231 (300)320 22 d d L L a a mm mm - - »+=+» （6-4）
6.2.5 验算小带轮上的包角 1
a 0
000 1d d 180d d 18014090 a a »-=-»³ 00 2 1 57.357.3 （ - ） （300-75） 320 （6-5）
6.2.6 计算带的根数
（1）计算单根V 带的额定功率 r
P 由 d1 d =75和n=1000r/min，查机械设计第八章表8--4a 得：
0 P =0.9576KW
根据n=1000r/min， 1 i =4和
A 型带，查机械设计第八章表8--4b 得： 0 0.1116 P KW
D =
查机械设计第八章表8--5得
包角修正系数
0.91
K a = 查机械设计第八章V 带表8—2
长度系数
L K =1.01
r .(0.95760.1116)0.91 1.010.983k L P K W a =D =+´´= 00 （P +P）.K （2）计算V 带的根数z
ca
r 1.65 z 1.68 0.983
P P =
== （6-6）
取2根。

6.2.7 计算单根 V 带的初拉力的最小值 min
0 （F） 查机械设计第八章表8--3得 A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m， 所以
22 ca min
2.50.911.65 500qv [5000.1 5.03]146 zv
0.912 5.03 N a a - =+=´+´= ´´ 0 （2.5-K ）P （ ） （F） K 应使带的实际初拉力 min 00 F >（F） 。

6.2.8 计算压轴力 p
F 压轴力的最小值为： 0
1 min
0min 145
()2()sin 22146sin 557 22
p F z F N N
a
==´´´= （6-7）
6.2.9 带轮的结构设计
根据机械设计课本 P161知识：大带轮 d 2 d 300mm = ，安装带轮的 轴的直径为d=25mm。

由 d 2 d 300mm=300mm = ，所以大带轮采用孔板式， 如图6-1。

带轮的宽度通过查手册可得：
B=2f+e=2×10+15=35mm。

1 (1.82)50 d d mm
== : 230023306 a d a d d h mm =+=+´= (1.52)40 L d mm
== : ' 11
()7 74
C B mm
== : 0 d d mm = : 1 1 （0.20.3）（D - ）=30 0 0.5d mm
D = 1 1 （D + ）=150 小带轮直径 1 d d =100mm，电机轴轴径 d=20mm。

采用腹板式结构，宽度 B=35mm。

(1.52)35 L d mm == : ， 2752381 a d a d d h mm =+=+´= 1 (1.82)40 d d mm == : ，
' 11
()7 74
C B mm
== :
图6-1
6.3 齿轮传动设计
6.3.1 高速级齿轮传动设计
输入功率 1.289 II P KW = ,小齿轮转速n II =10r/min，传动比为 3 i =4。

由于轴向力很小，可忽略不计，故采用直齿圆柱齿轮传动。

表 6-1 常用齿轮材料及其机械性能
（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
①机床对转位要求比较严格，精度较高，故选用6级精度（GB 10095-88）。

②材料选择。

由机械手册选小齿轮材料为40Cr （调制） 硬度为280HBS， 大齿轮选用45钢（调制）硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS 。

○ 3 初选小齿轮齿数 1 20
Z = 大齿轮齿数 231 i 80 Z Z == （2）按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行计算，即
2
1 3
1 1 2.32() []
E t d H KT Z u d u f s ± ³· （6-8)
（3）确定公式内的各计算值 ①试选取载荷系数 1.5 t K = ②计算小齿轮传递的转矩
1.289 955095501230.995 10 II
II II
P T N m n =´
=´=× （6-9）
○ 3 查机械手册10--7选取齿宽系数：由于两支承相对小齿轮做不对称
布置 ， 故 0.6 d f = ， 查机械手册 10--6 选取材料的弹性系数 2
1
8 . 189 MPa Z E = 。

○
4 按齿面硬度查机械手册图（10--21d）得 小齿轮的接触疲劳强度极限 Mpa
H 600 1 lim = s
Mpa
H 550 2 lim = s ○
5 计算应力循环次数 按照工作寿命15年（设每年工作300天），两班制计算。

7
11 606051(2830015) 2.1610
h N n jL ==´´´´´´=´ 6 1
2 5.410 4
N N =
=´ ○
6 查机械手册图（10--19）取接触疲劳寿命系数 1 1.0 HN K = 2 1.20
HN K = （4）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1 。

1lim1
1 2lim
2 2 []600 []660 HN H HN H K MPa S K MPa
S s s s
s =
= == （6-10）
（5）计算
① 试算小齿轮分度圆直径 t d 1 ，代入 ] [ H s 中较小的值。

得
2
2
1 3 3 1 1 1.51230.9955189.8 2.3
2 2.3221.85
[]0.64600 t E t d H K T Z u d mm mm u f s æö +´ æö ³×=×´» ç÷ ç÷ èø
èø
② 计算圆周速度v 得
11
21.855
/0.0057/ 601000
60000
t d n v m s m s
p p ´´ =
=
» ´ ○
3 计算齿宽b 得
1 0.621.8513.20
d t b d mm mm f =×=´= ○
4 计算齿宽与齿高之比 h
b
模数 1 1 1.0925 t
t d m z
=
= 齿高
2.25 2.25 1.0375 2.458
t h m ==´= 13.20 5.370 2.458
b h == ○
5 计算载荷系数 根据v=0.0057m/s,6级精度，由机械手册10--8查得：
动载系数 1.10 v K = 直齿轮
1
H F K K a a ==
K 表6­2 使用系数
A
齿间载荷分布系数
使用系数 1 = A K .50
由机械手册10--4查得6级精度，小齿轮作悬臂布置得：
1.229
H K b = 由b/h=5.370， 1.337 H K b = 查机械手册10--13得：
1.175
F K b = 1.50 1.101 1.337 2.21
A V H H K K K K K a b ==´´´= ○
6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 3 3
11 2.21
21.8524.86 1.5 t t
K d d mm K ³=´= （6-11）
○ 7 计算模数 n
m 1
1 1.243 n d m z
=
= （6-12）
（1）按齿根弯曲强度设计
由弯曲强度的设计公式为
1 3
2 1 2 [] Fa sa
d F Y Y KT m z f s æö ³ ç÷ èø
（6-13）
确定公式内的各计算值：
○ 1 已知小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500a
FE MP s = 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 380a
FE MP s = ② 已知弯曲疲劳寿命系数 1 0.90
FN K = 2 1.00
FN K =
表 6­3
最小安全系数
○
3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.
4 得：
[ ] [ ] 11
1
22 2 321.43 271.43 FN FE F FN FE F K MPa S K MPa
S s s s
s == == （6-14）
○
4 计算载荷系数 1.50 1.11 1.17
5 1.939
A V F F K K K K K a b ==´´´= ○
5 取齿形系数 12 2.80 2.22
F F Y Y a a == ○
6 取应力校正系数 12 1.55 1.77
sa sa Y Y == ○
7 计算大、小齿轮的 [ ]
F Sa
Fa Y Y s 并加以比较
[ ] 111 2.80 1.55
0.013502
321.43 Fa Sa F Y Y s ´ == [ ]
22 2.22 1.77 0.014477 271.43 Fa Sa F Y Y s ´ ==
比较可得：大齿轮的数值较大。

（2）设计计算
3
2
2 1.9391230.995
0.0144770.87 0.620
m ´´ ³
´= ´ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 n m 大于由齿根 弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强 度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿 轮直径 （即模数与齿数的乘积） 有关， 可取由弯曲强度计算得的模数1.243 并就近圆整为标准值（取稍大点的值）m=2mm。

○
1 计算中心距 1
2 () 100mm 2
n
z z m a + =
= ○
2 计算分度圆直径 11 22 m 20240mm m 802160mm d Z d Z ==´= ==´=
③计算齿轮宽度
1 0.64024 d b d mm f ==´=
2 25 B mm = ， 1 30 B mm
= ○
4 齿轮的结构尺寸 根据题上数据可得：a 小齿轮采用实心结构
b 大齿轮采用腹板式结构
（3）小齿轮（齿轮1）的尺寸
已知： z=20 1 d =40mm m=2 d=25mm 1 B =30mm
得：
齿顶高 ha=ha*m=1×2=2mm 齿根高
hf=( ha*+c*)m =(1+0.25)×2=2.5mm
齿全高 h=ha+hf=2+2.5=4.5mm 齿顶圆直径 da=d1＋2ha=45.4mm 齿根圆直径 df=d1－2hf=36.4mm 齿距 p=πm=6.28mm
齿厚 s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm 齿槽宽 e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm 顶隙
c=c*m=0.25×2=0.5mm
（4）大齿轮（齿轮2）的尺寸
由轴可得 2 d 160mm
= z2=80 m=2
2 B =25mm d=50mm
齿顶高 ha=ha*m=1×2=2mm 齿根高 hf=(1＋0.5)×2=2.5mm 齿全高 h=ha+hf=2+2.5=4.5mm 齿顶圆直径 da=d2＋2ha=164mm 齿根圆直径 df=d1－2hf=155mm 齿距
p=πm=6.28mm
齿厚 s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm 齿槽宽 e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm 顶隙
c=c*m=0.25×2=0.5mm
32 1.6d 1.65080mm
D »=´= 0a n d m 16424140mm D =-=-= : （1014） 1 mm
D » 0 3 （D +D ）/2=（140+80）/2=110 2 D =´´ :: 0 3 （0.250.35）(D -D ）=(0.250.35)60=18mm (0.20.3)(0.20.3)257.510 C B mm mm »=´=£ :: ， 取C=10mm
6.3.2 轴 III 至轴 IV 的低速级齿轮传动设计
输入功率 1.251 III P KW = ,小齿轮转速n=2.5r/min，传动比为 3 i =2。

具体计算过程略。

考虑到整体结构尺寸以及轴上零件的互不干涉情况， 定中心距为a=180mm，齿轮模数为m=2。

（1）小齿轮（齿轮3）：
分度圆直径
d=120mm
（2）大齿轮（齿轮4）：
分度圆直径
d=240mm 6.3.3 轴 III 至轴 VI 的低速级齿轮传动设计
输入功率 1.251 III P KW = ,小齿轮转速n=2.5r/min，传动比为 3 i =2。

具体计算过程略。

考虑到整体结构尺寸以及轴上零件的互不干涉情
况，定中心距为a=250mm，齿轮模数为m=2。

（1） 小齿轮（齿轮5）:
分度圆直径d=169mm
（2） 大齿轮（齿轮6）:
分度圆直径d=338mm
6.3.4 齿轮齿条传动设计
（1）齿轮做成双联齿轮 （齿轮22-66）， 模数为m=1， 齿数分别为z1=22， z2=66,分度圆直径d1=22mm，d2=66mm。

（2）齿条
一个齿条与圆柱凸轮机构中的小凸轮相连， 另外一齿条在主轴箱上， 这里就不重复说明了。

6.4 行星轮系传动设计
太阳轮和行星轮的材料为20CrNi2MoA，表面渗碳淬火处理，表面硬 度为 57～61HRC。

因为对于承受冲击重载荷的工件，常采用韧性高淬透 性大的 18Cr2Ni4WA 和 20CrNi2MoA 等高级渗碳钢，经热处理后，表面有 高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏 感性。

输入功率 1.44 I P KW = ，输入转速 250/min I n r = ，输入转矩
55 I T N m =× ，传动比 2 i =25。

6.4.1 轮系的选择
根据传动比要求， 选择2K-H 行星齿轮传动。

其传动比范围为1～50 ， 最佳使用范围为5～25。

其传动效率为
0.904。

图6-2
其传动比计算公式为
b b c
aH a d
i 1
Z Z Z Z =+ 。

由i=25确定各齿轮齿数为：
a b c d 17102 6817
Z Z Z Z = = = =
取模数m=2，各齿轮的分度圆直径为：
a b c d d 17234mm d 1022204mm d 682136mm d 17234mm
=´= =´= =´= =´= 6.4.2 结构设计
根据机械设计第10章知识齿轮结构设计的标准： 1 当齿顶圆直径 a d 160mm £ 时，做成实心结构的齿轮； 2 当齿顶圆直径 a d 500mm £ 时，做成腹板式结构。

可得：
（1）齿轮a 分度圆直径为34mm，做成实心结构，材料为40Cr（调 制），齿轮宽为B=30mm。

（2）齿轮b 齿顶圆直径 b d >160mm ，做成腹板式结构，齿轮材料选 用45钢（调制）。

（3）齿轮c 和齿轮 d 做成双联齿轮，材料为 40Cr（调制）。

（4）行星架做成轴与连杆相连的形式，轴径为20mm。

如图所示：
图6-3
6.5 槽轮机构设计
由机床的整体安装高度为 850mm 以及其他传动的中心距可得槽轮机 构的中心距为a=150mm。

由机床的运动要求可知，槽轮的槽数Z=4，主动 拨盘的圆销数n=1。

其具体结构尺寸如下图所示：
6.5.1 拨盘：
拨盘安装于轴IV上，拨盘内带有键槽，用于连接轴IV一端。

另外
一端连接（齿轮4）。