立式组合机床设计说明书(编辑修改稿)

立式组合机床设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

(3)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S = ,由 1012 式得,][ 111 M P aSK FEFNF   ,2 4 7][ 222 M P aSK FEFNF   (4)计算载荷系数   FFVA KKKKK (5)查取齿形系数和应力校正系数为 , 2121  FasaFaFa YYYY (6)计算   111 FsaFa YY ,   222 FsaFa YY  ，大齿轮的数值大 (7)计算  3 22 Fa SadFKTY Ym Z = 山东科技大学学士学位论文 18 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于 齿 轮模数 m 的大小主要取决于齿根的弯曲强度所决定的承载能力，则可取弯曲强度算得的模数 并进一步圆整为 , 按接触强度算得的分度圆直径 d = ,算出小齿轮齿数 Z =d1 /m = ，取为 31，大齿轮齿数 Z =38 (8)几何尺寸计算 计算分度圆直径 1d = 1 zm = 2d = 2 zm =133mm 计算中心距 a= 计算齿轮宽度 b= d 1d = 取 2B =105mm 1B =110mm 铣刀传动 过程 II轴Ⅳ轴 铣锥齿齿轮设计 齿轮材料的选择 [3]370 页 渐开线圆锥齿轮传动， n =608r/min,齿数比 i=,工作寿命 10 年，一天一班， 300 天，电动机驱动，专向不变，轻微冲击 1 .(1) 传动方案如传动系统图 （ 2）为一般工作机器，速度不高，选七级精度级精度（ GB1009588） (3)材料由表 101 选出，小齿轮材料 40Cr (调质 )硬度 280HBS，大齿轮材料 45 号钢 (调质 ) 硬度 240HBS。 （ 4）试选小齿轮齿数 20，则大齿轮齿数 22 2. 按齿面接触强度设计    3 2121 UTKZd RRHE    1.)确定公式内各计算数值（ 1）试选载荷系数 Kt ＝ 1 山东科技大学学士学位论文 19 (2)小齿轮传递扭矩 T = (3)取齿宽系数为 R =1/3 (4)材料影响系数 MPaZE  (5)由图 1021d 按吃面硬度查的小轮齿接触疲劳强度极限 MPa6001lim  ，大轮齿接触疲劳强度极限 MPa5502lim  (6)由式 1013 计算过应力循环次数 81 N 812  NN (7)由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 1,1 21  FNFN KK (8)计算接触疲劳许用应力，取失效概率 1﹪安全系数 S=1, 由式 1012 得   ,60060011 M P aH    ,55055012 M P aH  2.)计算 (1)试计算大齿轮分度圆直径，代入  H 中较小值    3 212 UTKZd RRHE    =138mm (2)计算圆周速度 smndv    (3)齿宽 mmdB d 46 (4) 模数 mmZdm 3 8  ,齿高 h=,齿宽 与齿高之 比 hb (5)计算载荷系数 山东科技大学学士学位论文 20 由 v =,7 级精度，由图 108查得动载系数 VK = ,直齿锥齿轮 , 假设 /AtK K b ＜ 100 N/m ,则 1HFKK,使用系数  ,7 级精度，齿轮悬臂布置时，   + (1+  ) 2d + 10 b = 则载荷系数 5 1 6 0 4 8   HHVA KKKKK (6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKdd tt  平均分度圆直径   mmdd Rm  ,模数 mmzdm     3 222 1 4 F saFaRR YYUZKTm  (1)由图 1020c 查得小轮齿弯曲疲劳强度极限与大轮齿弯曲疲劳强度极限分别为 1285 0 , 82 4F N a F N aM P M P M P aM P a FF 824,850 21   (2)由图 1018 查得弯曲疲劳强度系数 121FN FNKK (3)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S = 1 ,由 1012 式得   128 5 0 , 8 2 4F a F aM P M P (4)计算载荷系数 5 8   FFVA KKKKK (5)查取齿形系数和应力校正系数为 , 2121  sasaFaFa YYYY (6)计算   0 0 5 1 0 8 5 0 11 FsaFa YY  ,   0 0 4 8 2 4 222 FsaFa YY  (7)计算     mmYYUZKTmFsaFaRR 43 222 1   齿轮模数的大小主要取决于齿根的弯曲强度所决定的承载能力，则可取弯曲强度算得的模数 mm 并进一步圆整为 mm 则 1d = ,齿轮齿数 Z =d /m 山东科技大学学士学位论文 21 =，小齿轮齿数 1Z =38,大齿轮齿数 2Z =42 （ 8）几何尺寸计算 名称 代号 公式 小齿轮 大齿轮 分锥角   211 arctan ZZ 齿根高 fh mChahf   齿顶高 ha mhhaa  分度圆直径 d mZd 133mm 147mm 齿顶圆直径 ad cos2 aa hdd  齿根圆直径 fd cos2 ff hdd  锥距 R 2/2221 ZZmR  齿根角 f Rhff tan   顶锥角  f    根锥角 f ff     顶隙 C mCC  分度圆齿厚 S 2mS  当量齿数 Zv 1cosZZV  齿宽 B 3RB 大钻 传动 过程 I 轴 II 轴圆柱齿轮的设计 齿轮材料的选择【 15】 370 页选用调质钢，因承载能力不高，查表 8112得大小齿轮均用软齿面，大齿轮正火调质，小齿轮用调质处理。 渐开线圆柱齿轮传动， n =730r/min,齿数比 i=,工作寿命 10 年，一天一山东科技大学学士学位论文 22 班， 300 天，电动机驱动，专向不变，轻微冲击（查【 5】 209 页） 1.(1) 传动方案如传动系统图 (2)为一般工作机器，速度不高，选七级精度级精度（ GB1009588） (3)材料由表 101 选出，小齿轮材料 40 rc (调质 )硬度 280HBS，大齿轮材料 45 号钢 (调质 ) 硬度 240HBS (4)试选小齿轮齿数 20，则大齿轮齿数 24=20* 2 . 按齿面强度设计 231 tEdHK T u Zd u   1)确定公式内各计算数值 (1)试选载荷系数 tK ＝ (2)小齿轮传递扭矩 T =188 (3)取齿宽系数为 1d (4)材料影响系数 EZ = 12aMP (5) 由图 1021d 按齿面硬度查的小轮齿接触疲劳强度极限 lim1 600 aMP  ，大轮齿接触疲劳强度极限 lim 2 550 aMP  (6)由式 1013 计算过应力循环次数 N1=60 730 1 8 300 10= 109 912  NN (7)由图 1019 查得接触疲劳寿命系数2 10 .9 2 , 0 .9 5H N H NKK (8)计算接触疲劳许用应力，取失效概率 1﹪安全系数 S=1, 由式 1012 得    120 . 9 2 6 0 0 5 5 2 , 0 . 9 5 5 5 0 5 2 2 . 5H a H aM P M P      山东科技大学学士学位论文 23 2).计算 (1)试计算小齿轮分度圆直径，代入  H 中较小值 231 tEdHK T u Zd u  = mm (2)计算圆周速度 smndv    (3)齿宽 B = mmdd  (4) 模数 m = d/z = mm, 齿高 h= 齿宽与齿高之比 b/h =8 .9, (5)计算载荷系数 由 v =,7 级精度，由图 108查得动载系数 VK = ,直齿轮 , ,使用系数  ,7 级精度，齿轮非对称布置时，   + (1+  ) 2d + 10 b = 由 b/h= ,   查图 1013 得   ，故载荷系数  HHVA KKKKK (6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKdd tt 0 83  (7)计算模数 模数 m =d /z = 232 Fa SadFKTY Ym Z (1)由图 1020c 查得小轮齿弯曲疲劳强度极限与大轮齿弯曲疲劳强度极限分别为 M P aM P a FEFE 380,500 21   (2)由图 1018 查得弯曲疲劳强度系数 , FNKK (3)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S = ,由 1012 式得山东科技大学学士学位论文 24 ,][ 111 M P aSK FEFNF   ,2 4 7][ 222 MPaSK FEFNF   (4)计算载荷系数   FFVA KKKKK (5)查取齿形系数和应力校正系数为 , 2121  FasaFaFa YYYY (6)计算   111 FsaFa YY ,   222 FsaFa YY  ，大齿轮的数值大 (7)计算  3 22 Fa SadFKTY Ym Z = 齿轮模数的大小主要取决于齿根的弯曲强度所决定的承载能力，则可取弯曲强度算得的模数 并进一步圆整为, 按接触强度算得的分度圆直径 d = ,算出小齿轮齿数 Z =d1 /m = ，取为 31，大齿轮齿数 Z =38。