普通车床主轴变速系统设计(24级(编辑修改稿)

普通车床主轴变速系统设计(24级(编辑修改稿)内容摘要：

060 1    因为 sm5 ，所以取 8 级精度符合设计要求。 三、确定主要参数 第一对齿轮 (齿数 5228 )的参数计算 1) 模数 m : mmmmzdm t 0 41  按标准取模数 mmm 3 2) 分度圆直径 d ： mmmmmzd 8428311  mmmmmzd 15652322  3) 中心距 a : mmmmdda 1202 156842 21  李晓五：普通车床主轴变速系统设计（ 24 级） 18 4) 齿轮宽度 B ： mmmmdB d   ， mmmmdB d   经处理后取 mmBmmB 45 , 30 12  第二对齿轮 (齿数 4832 )的主要几何尺寸 1) 分度圆直径 d ： mmmmmzd 9632311  mmmmmzd 14448322  2) 中心距 a ： mmmmdda 1202 144962 21  3) 齿轮宽度 B ： mmmmdB d   ， mmmmdB d   经处理后取 mmBmmB 40 , 25 21  第三对齿轮（齿数 4633 ）的主要几何尺寸 1)分度圆直径 d ： mmmmmzd 9933311  mmmmmzd 13846322  2) 中心距 a ： mmmmdda 144932 21  3) 齿轮宽度 B ： mmmmdB d   ， mmmmdB d   经处理后取 mmBmmB 40 , 25 21  四、按齿根弯曲疲劳强度校核 32112 mZ YYKTd SaFaF   确定公式中各参数值 查文献 [1]图 108 可 得动载荷系数 VK ，而 对于直齿轮 来说 1HaK 查文献 [1]表 102 可 得使用系数 1AK 查文献 [1]表 104， 用插值法 可 得 HK 故载荷系数 5 9 2  HHaVA KKKKK 由文献 [1]查 图 1020c， 得小大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 5001  MPaFE 3802  蚌埠学院 2020 届本科毕业设计 19 由文献 [1]查 图 1018， 取弯曲疲劳寿命系数 FNK FNK 取弯曲疲劳安全系数 S 则   M P aM P aSK FEFNF 0 5 0     M P aM P aSK FEFNF   由文献 [1]查 表 105，齿形系数 21  FaFa YY 应力校正系数 1 .7 0 21  SaSa YY  132 3321 111 Faad SaFaF MPMPmZ YYKT      11222 FaaFSaFaSaFaF MPMPYY YY    故齿轮校核合格。 第二扩大组设计 轴 III 的输入功率 kwPIII  ，计算转速 min450 rnIIIj  ,转矩 mNT  ，最大传动比 i ， 转速不高，两班制，工作期限规定为 10 年，除去节假日每年按300 天计算。 一、材料、热处理及精度等级 由于转速不是太高，所以大、小齿轮的材料均选用 45 号钢，并且进行调制处理。 小齿轮的齿面硬度为 260HBS，大齿轮的齿面硬度为 220HBS，硬质差为 40HBS， 在规定的 30～ 50 HBS 范围内，符合要求。 因载荷平稳，齿轮速度不高，初选 8 级精度。 二、按齿面接触疲劳强度设计齿轮  3 231 )( HEdt ZuuKTd   1)取载荷 系数 tK 2)由文献 [1]查表 107，选取齿宽系数 d 3)由文献 [1]查表 106， MPaZE  由文献 [1]查图 1021d，查得， MPaH 6001lim  MPaH 5602lim  应力循环次数 91 )1030082(14506060  nI I I j jLnN 8m a x12  iNN 李晓五：普通车床主轴变速系统设计（ 24 级） 20 查文献 [1]图 1019 可得 HNK HNK 可以取安全系数 1S ，计算接触疲劳许用应力：   M P aM P aSK HHNH 5 7 66 0 i m11     M P aM P aSK HHNH i m22   4) 求小齿轮的分度圆直径 td1 ，代入  H 的最小值 mmmmd t ) ( 3 231  5) 计算齿轮最大 的圆周速度  ： smnd t 0 0 060 0 0 060 1    因为 sm5 ，所以取 8 级精度符合设计要求。 三、确定主要参数 第一对齿轮 (齿数 4141 )的参数计算 1) 模数 m ： mmmmzdm t 0 71  按标准系列取模数 m=3mm 2) 分度圆直径 d ： mmmmmzdd 123413121  3) 中心距 a ： mmdda 1232 21  4) 齿轮宽度 B ： mmmmdBB d   经处理后取 mmBmmB 40 , 40 21  第二对齿轮 (齿数 4834 )的主要几何尺寸 1) 分度圆直径 d ： mmmmmzd 10234311  mmmmmzd 14448322  2) 中心距 a ： mmmmdda 1 2 32 1 4 41 0 22 21  3) 齿轮宽度 B ： 蚌埠学院 2020 届本科毕业设计 21 mmmmdB d   ， mmmmdB d   经处理后取 mmBmmB 40 , 30 21  四、按齿根弯曲疲劳强度校核 32112 mZ YYKTd SaFaF   确定公式中各参数值 查文献 [1]图 108 可 得动载荷系数 ， VK 而对于 对于直齿轮 来说 1HaK 查文献 [1]表 102 可 得使用系数 1AK 查文献 [1]表 104， 用插值法 可 得 HK 故载荷系数 5 9 2  HHaVA KKKKK 由文献 [1]查 图 1020c， 查得小大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 5001  MPaFE 3802  由文献 [1]查 图 1018， 取弯曲疲劳寿命系数 FNK FNK 取弯曲疲劳安全系数 S 则   M P aM P aSK FEFNF 1 5 0     M P aM P aSK FEFNF   由文献 [1]查 表 105， 齿形系数 21  FaFa YY 应力校正系数 1 .6 8 21  SaSa YY  132 3321 111 2 1 65 9 Faad SaFaF MPMPmZ YYKT      11222 FaaFSaFaSaFaF MPMPYY YY    故齿轮校核合格。 第 三 扩大组设计 轴 IV的输入功率 kwPIV  ，计算转速 min315 rnIVj  ,转矩 mNTIV  ，最大传动比 i ， 转速不高，两班制，工作期限规定为 10 年，除去节假日每年按300 天计算。 一、材料、热处理及精度等级 由于转速不是太高，所以大、小齿轮的材料均选用 45 号钢，并且进行调制处理。 李晓五：普通车床主轴变速系统设计（ 24 级） 22 小齿轮的齿面硬度为 260HBS，大 齿轮的齿面硬度为 220HBS，硬质差为 40HBS， 在规定的 30～ 50 HBS 范围内，符合要求。 因载荷平稳，齿轮速度不高，初选 8 级精度。 二、按齿面接触疲劳强度设计齿轮  3 231 )( HEdt ZuuKTd   1)取载荷系数 tK 2)由文献 [1]查表 107，选取齿宽系数 d 3)由文献 [1]查表 106， MPaZE  由文献 [1]查图 1021d，查得， MPaH 6001lim  MPaH 5602lim  应力循环次数 91 )103 0 082(13 1 56060  nI V j jLnN 8m a x12  iNN 查文献 [1]图 1019，可以得到查 HNK HNK 可以取安全系数 1S ，计算接触疲劳许用应力：   M P aM P aSK HHNH 5 7 66 0 i m11     M P aM P aSK HHNH i m22   4) 计算小齿轮的分度圆直径 td1 ，代入  H 的最小值 mmmmd t ) ( 3 231  5) 计算齿轮的最大圆周速度  ： smnd t 0 0 060 0 0 060 1    因为 sm5 ，所以取 8 级精度符合设计要求。 三、确定主要参数 第一对齿轮 (齿数 3847 )的参数 计算 1) 模数 m ： mmmmzdm t 0 71  按标准系列取模数 mmm 3 2) 分度圆直径 d ： mmmmmzd 11438311  mmmmmzd 14147322  蚌埠学院 2020 届本科毕业设计 23 3) 中心距 a ： mmmmdda 2 72 1 4 11 1 42 21  4) 齿轮宽度 B ： mmmmdB d   ， mmmmdB d   经处理后取 mmBmmB 40 , 30 11  第二对齿轮 (齿数 5233 )的主要几何尺寸 1) 分度圆直径 d ： mmmmmzd 9933311  mmmmmzd 15652322  2) 中心距 a ： mmmmdda 156992 21  3) 齿轮宽度 B ： mmmmdB d   ， mmmmdB d   经处理后取 , mmBmmB 45 , 30 21  四、按齿根弯曲疲劳强度校核 32112 mZ YYKTd SaFaF   确定公式中各参数值 查文献 [1]图 108 可 得动载荷系数 VK ，而 对于直齿轮 来说 1HaK 查文献 [1]表 102 可 得使用系数 1AK 查文献 [1]表 104， 用插值法 可 得 HK 故载荷系数 5 9 2  HHaVA KKKKK 由 由文献 [1]查 图 1020c， 查得小大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 5001  MPaFE 3802  由文献 [1]查 图 1018， 取弯曲疲劳寿命系数 FNK FNK 取弯曲 疲劳安全系数 S 则   M P aM P aSK FEFNF 2 5 0     M P aM P aSK FEFNF   由文献 [1]查 表 105， 齿形系数 21  FaFa YY 李晓五：普通车床主轴变速系统设计（ 24 级） 24 应力校正系数 1 .7 0 21  SaSa YY  132 3321 111 3 3 95 9 Faad SaFaF MPMPmZ YYKT  。