工程钻机的设计说明书

工程钻机的设计说明书内容摘要：

1T —— 小齿轮传递的额定转矩 N M 9550PT N = r/min FSY —— 复合齿形系数 取 FSY = m —— 齿宽系数 取 m =20 1Z —— 小齿轮齿数 试取 1Z =19 FP —— 许用弯曲应力 FP = limminHHS limH —— 齿轮选用气体渗碳处理的许用应力 取 limH =1300 minHS —— 接触强度计算的最小安全系数 取 minHS = FP = limminHHS = 1300/ = N/ 2mm 计算 3 1 .5 6 3 6 .7 4 .5m 1 2 .6 2 0 1 9 1 1 8 1 .8  = 试取 m = 4 mm 按接触强度确定齿轮分度圆直径与中心距 由公式 131 2 1766d H PKT ud u  得 式中 K—— 载荷系数 取 K =。 1T —— 小齿轮传递的额定转矩（ N. m）。 u—— 齿数比 u= d—— 齿宽系数 d= HP —— 许用接触应力 HP = limminHHS limH —— 实验齿轮的接触疲劳极限应力（ N/ 2mm ） 取 limH = 1300 minHS —— 接触强度计算的最 小安全系数 取 minHS = HP = limminHHS = = N/ 2mm 计算 31 21 .5 6 3 6 .7 3 .9 1766 1 .0 5 2 6 1 1 8 1 .8 3 .9d  = 766 = mm 11d mZ =4 19= 76 mm 经计算，齿轮可用。 齿宽的确定 由公式 1mdZ 已知 m =20 1Z = 19 1md Z = 2019 = 由公式 1dbd 式中 b —— 齿宽 1d —— 齿轮分度圆直径 11d mZ =4 19= 76mm 1dbd = 76 = 80 mm 齿轮齿数确定 传动比 齿数和 s = 95 42 53 27 68 19 76 计算齿轮相关参数、确 定各齿轮 详见表 中心距 a 121 ()2m Z Z = mm 齿轮 齿数 模数 m 分度圆直径 1d 齿顶高 ah 齿根高 fh 全齿高 h 齿顶圆直径 ad 齿根圆直径 fd 1Z 19 4 76 4 5 9 84 66 2Z 76 4 304 4 5 9 312 294 3Z 27 4 108 4 5 9 116 98 4Z 68 4 272 4 5 9 280 262 5Z 42 4 168 4 5 9 276 158 6Z 53 4 212 4 5 9 220 202 锥齿轮计算 初步计算 由设计公式 131 1951eHPKTd u  得 载荷系数 K= 齿数比 u 估算时的齿轮许用接触应力 22l i m 1300 / 1 1 8 2 /1 . 1HHPH N m m N m mS     估算结果 31 21 . 5 6 3 6 . 71 9 5 1 1 5 9 . 1 21 . 2 6 1 1 8 2ed  mm 几何计算 （ 1） 齿数 取 1Z =48 21Z u Z = 48= 取 2Z =60 实际齿数比为 21Zu Z = 6048 = （ 2） 分锥角 1 = 12arctanZZ =176。 21 9 0 3 7 .9 5 2 .1      （ 3） 大端模数 11 dm Z  = mm 取 em =5 mm （ 4） 分度圆直径 1d = em 1Z =5 48=240 mm 2d = em 2Z =5 60=300 mm （ 5） 外锥距 112sinedR  = （ 6） 齿宽系数 取 R = b =d eR = mm 取 b=55 mm 实际齿宽系数 5519 ebR = （ 7） 中点模数 m = em （  ） = mm 中点分度圆直径 1md = 1(1 )Rd  = mm 22(1 )mRdd  = mm （ 8） 切向变位系数 1tx =0 2tx =0 高变位系数 1x =0 2x =0 （ 9） 顶隙 ec c m   5 =1 mm (GB123691990) （ 10） 大端齿顶高 11(1 ) 5aeh x m   mm 2ah =5 mm 大端齿根高 11(1 ) (1 0. 2 0) 5 6feh c x m        mm 22( 1 ) ( 1 0. 2 0) 5 6feh c x m        mm 全齿高 h=(2 ) ecm =11 mm 齿根角 11 6a r c ta n a r c ta n 1 . 7 71 9 3 . 7 2ff ehR    22 6a r c ta n a r c ta n 1 . 7 71 9 3 . 7 2ff ehR    齿顶角 1a = 2f =176。 21af = 176。 （ 11） 顶锥角 1 1 1 3 7 .9 1 .7 7 3 9 .6 7aa       2 2 2 5 2 .1 1 .7 7 5 3 .8 7aa       根锥角 1 1 1 3 7 .9 1 .7 7 3 6 .1 3ff       2 2 2 5 2 .1 1 .7 7 5 0 .3 3ff       （ 12） 大端齿顶圆直径 1 1 1 12 c os 240 2 5 89 245 .89ae ad d h m m       2 2 2 22 c o s 3 0 6 .1 4ae ad d h   mm （ 13） 冠顶距 21 1 1 300s i n 5 s i n 3 7 . 9 1 5 3 . 722kadA h m m m m      12 2 1 240s in 5 s in 5 2 . 1 1 1 5 . 0 522kadA h m m m m      （ 14）大端分度圆弧齿厚 1 1 12 ta n 5 2 0 ta n 2 0 0 4 . 7 122ets m x x                   m s    mm （ 15） 大端分度圆弦齿厚 2111 221 4 . 7 11 4 . 7 1 1 4 . 7 16 6 3 0 0sss d        mm 2222 221 4 .7 16sss d   （ 16） 当量齿数 11148 6 0 .8 4c o s c o s 3 7 .9v zz    22260 9 7 .6 7c o s c o s 5 2 .1v zz    当量齿轮分度圆直径 2211 1 1 .2 5 12 0 5 2 6 2 .51 .2 5vm ud d mmu    2222 1 .2 5 2 5 7 .4 4 0 2 .2vmd u d m m    当量齿轮顶圆直径 11 2 2 6 2 .5 2 5 2 7 2 .5v a v ad d h      mm 22 2 402 .19 2 5 412 .2v a v ad d h m m      当量齿轮根圆直径 v b1 1d c os 20 ( 26 2. 5 c os 20 ) 24 6. 67vd m m m m    v b2 2d c o s 2 0 ( 4 0 2 .2 c o s 2 0 ) 3 7 7 .9vd m m m m    当量齿轮传动中心距  1211 ( 2 6 2 . 5 4 0 2 . 2 ) 3 3 2 . 3 522v v va d d m m     当量齿轮基圆齿距 c o s 3 .1 4 4 .2 9 c o s 2 0 1 2 .6 6v b mp m m m     （ 17） 啮合线长度  2 2 2 21 1 2 21 s in2v a v a v b v a v b v v tg d d d d a       2 2 2 21 2 7 2 . 5 2 4 6 . 6 7 4 1 2 . 2 3 7 7 . 9 2 9 6 . 0 5 s in 2 02     = mm （ 18） 端面重合度 1 4 3 .8 3 1 1 .3 61 2 .6 6vava vbgp    （ 19） 齿中部接触线长度 21 2 5 5 1 1 . 3 6 1 3 1 . 1 71 1 . 3 6vabm vabl m m     齿中部接触线的投影长度 bml l mm  齿 轮 校 验 经设计可知，齿轮 1Z 、 2Z 在较高的转速下工作，承受较大的载荷，在变速过程中又受较小的冲击，故校验齿轮 1Z 、 2Z。 齿轮的受力分析 直齿轮端面分度圆上的额定圆周力 ()tFN 2020t TF d 式中 T—— 齿轮额定转矩 Nm d —— 齿轮分度圆直径 d=304mm m i n559 5 5 0 9 5 5 0 2 6 0 0 . 2 52 0 2 / m inP K WT N mnr    额定圆周力 t 2 0 0 0 2 0 0 0 2 6 0 0 . 2 5F 1 7 1 0 6 . 9304T Nd    齿轮传动齿面接触疲劳强度校核 齿面接触疲劳强度条件 2( / )N mm ： H HP （ 1）由公式 11tH H E A V H HF uZ Z Z K K K Kb d u          得： 式中： HZ —— 节点区域系数 取 HZ = EZ —— 材料弹性系数 2/N mm 取 EZ = Z —— 接触强度计算的重合度与螺旋角系数 取 Z =1 b —— 齿宽（ mm） b=80 mm 1d —— 小齿轮分度圆直径（ mm） 1d =76 mm。