1、I全套图纸，加 153893706摘 要本文主要进行400 车床主传动系统设计，车床广泛应用于机械加工行业中，本设计主要针对车床的主轴箱主传动系统进行设计，设计的内容主要有机床主要参数的确定，主传动系统的拟定，传动方案，转速图和传动系统图的拟定，齿轮传动的设计，轴的设计，带传动的设计。对主要零件 进行了计算和验算，利用 CAD 画图软件进行了零件的设计和处理。关键词：车床；主轴箱；传动IIAbstractIn this paper, 400 lathe main drive system design, lathe widely used in the machining industry,
2、the design of lathe spindle box main drive system design, design of the main machine parameters to determine the formulation of the main transmission scheme, the speed chart and transmission map formulation of the gear drive design, the design of the shaft, belt drive design. The main parts were cal
3、culated and checking CAD drawing software design and handling of parts.Key words：Lathe; Spindle box; TransmissionIII目录摘 要 .Abstract.第 1 章 绪论 .11.1 用途 11.2 性能 11.3 结构 11.4 设计目的 11.5 国内外发展 21.6 研究目的和意义 2第 2 章 机床的主参数和其他主要技术要求 .32.1 主参数和基本参数 32.1.1 主参数 .32.1.2 基本参数 .32.1.3 普通车床的基本参数 .32.2 主传动的设计 42.2.1
4、主轴极限的确定 .42.2.2 公比的确定 .42.2.3 主轴转速级数的确定 .52.2.4 主传动电动机功率的确定 .5第 3 章 主传动系统的拟定 .63.1 传动比 63.2 变速的基本规律 63.3 转速图的拟定 63.4 分配各变速组的最小传动比 73.5 确定齿轮齿数 73.6 同一变速组内模数的齿轮齿数的确定 8第 4 章 齿轮传动设计 .12IV4.1 第一变速组齿轮的结构尺寸 124.2 第二变速组齿轮结构尺寸的设计 154.3 第三变速组齿轮设计 19第 5 章 带传动设计 .23第 6 章 轴的设计 .266.1 轴的设计计算 266.2 轴的设计计算 286.3 轴的
5、设计计算 306.4 主轴的设计 33第 7 章 箱体的结构设计 .367.1 箱体材料 367.2 箱体结构 37第 8 章 润滑与密封 .388.1 润滑与密封的设计 388.2 润滑油的选择 38总 结 .39致 谢 .40参考文献 .41VCONTENTSAbstract.Chapter 1 Introduction 11.1 Application11.2 Performance 11.3 Structure11.4 The purpose of design.11.5 The development of at home and abroad21.6 Meaning and pur
6、pose of research .2Chapter 2 The main parameters of the machine tools and other technical requirements.32.1 The main parameters and the basic parameters 32.1.1 The main referances.32.1.2 The essential referances .32.1.3 The ordinary lathecommen referances.32.2 The design of the main drive 42.2.1 The
7、 determination of the spindle limit.42.2.2 Determination of common ratio.42.2.3 Series to determine the spindle speed 52.2.4 The main drive motor power5Chapter 3 The formulation of the main transmission system 63.1 Drive ratio.63.2 The commen law of trancform speeds63.3 The formulation of the speed
8、diagram63.4 Allocation of the variable speed group minimum transmission ratio.73.5 Determine the number of gear teeth .73.6 The determination of the modulus within the group of the same variable speed gear 8Chapter 4 Gear design12VI4.1 The structure and size of the first variable speed group gear .1
9、24.2 Structural dimensions of second variable speed group gear design .154.3 Third variable speed group gear design19Chapter 5 Belt Drive Design 23Chapter 6 The design of anle .266.1 The design and calculate of axis .266.2 The design and calculate of axis .286.3 The design and calculate of axis .306
10、.4 The design of spindle33Chapter 7 Shaft structure design 367.1 The shaft of material .367.2 The shaft of structure 37Chapter 8 Lubricate and hermetic sealing .388.1 The design of lubricate and hermetic sealing .388.2 The choice of lubrication oil.38Conclusion 39Thanks.40References.411第 1 章 绪论1.1 用
11、途CA6140 型卧式车床万能性大，适用于加工各种轴类、套筒类、轮盘类零件上的回转表面。可车削外圆柱面、车削端面、切槽和切断、钻中心孔、钻孔、镗孔、铰孔、车削各种螺纹、车削内外圆锥面、车削特型面、滚花和盘绕弹簧等。加工范围广、结构复杂、自动化程度不高，所以一般用于单件、小批生产。1.2 性能1. 生产效率高，具有高速和强力切削能力。2. 转速级数 Zn=1216，进给 Za30.电机功率约为万能型的 125%。1.3 结构结构复杂程度中等，操纵方便，有好的刚度和抗震性能。1.4 设计目的金属切削机床使我们在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机床主传动部件（主轴变速箱）设计进行的综
12、合训练。其目的：1. 掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定，传动设计，零件计算，结构设计等，培养结构分析和设计的能力。2. 综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。3. 训练和提高设计的基础技能。如计算，制图，应用设计资料，标准和规范，编写技术文件（说明书）等。21.5 国内外发展状况我国的机床工业是在新中国成立后建立起来的。在半封建半殖民地的旧中国，基本上没有机床制造工业。直至解放前夕，全国只有少数几个机械修配厂生产结构简单的机床。1949 年机床年产量仅 1500 多台。解放后 40 多年来，我国机床工业获得了高度发展。目前我国已形成了布局比较合理，比较完整的机
13、床工业体系。机床的产量不断上升，机床产品除满足国内建设的需要以外，而且有一部分已远销国外。我国已制定了完整的机床系列型谱。生产的机床品种也日趋齐全。现在已经具备了成套装备现代化工厂的能力。目前我国已能生产从小型仪表机床到重型机床的各种机床，也能生产出各种精密的，高度自动化的以及高效率的机床和自动线。我国机床的性能也在逐步提高，有些机床已经接近世界先进水平。在消化吸收引进技术的基础上，我国数控技术也有新的发展。目前我国已能生产 100 多种数控机床，并研制出六轴无联动的数控系统，可用于更加复杂型面的加工。脉冲当量为 0.001mm。我国生产的几种数控机床已经成功地用于日本富士通公司的无人工厂。
14、1.6 研究目的和意义本课题是以 6140 车床为研究目标，从其主轴箱及主传动系统结构入手，CA对其系统结构设计、结构组成分析、传送件的计算分析等几个方面进行研究，为优化传动系统结构和改善传动系统的精度及稳定特性提供必要的理论依据。通过本课题的研究，使机床结构更加紧凑，性能更加优越，生产加工更加精密。3第 2 章 机床的主参数和其他主要技术要求2.1 主参数和基本参数2.1.1 主参数机床主参数系列通常是等比数列。普通车床和升降台铣床的主参数均采用公比为 1.41 的数列，该系列符合国际 ISO 标准中的优先系列。普通车床的主参数 的系列是：D250、320、400、500、630、800、1
15、000、1250mm。2.1.2 基本参数除主参数外，机床的基本是指与被加工工件主要尺寸有关的及与工、夹、量具标准有关的一些参数，这些主参数列入机床的参数标准，作为设计时依据。2.1.3 普通车床的基本参数普通车床的基本参数应符合普通车床参数国家标准见参考文献1中表 2 的规定，有下列几项数；1. 刀架上最大工件回转直径 （mm）1D由于刀架组件刚性一般较弱，为了提高生产效率，国内外车床刀架溜板厚度有所增加，在不增加中心高时， 值减少的趋势。我国作为参数标准的值，基本上取 ,这样给设计留一定的余地，设计时，在刀架刚度1D12允许的条件下能保证使用要求，可以取较大的 值。所以查参考文献 11（表
16、 2）得 mm。042. 主轴通孔直径 mmd普通车床主轴通孔径主要用于棒料加工。在机床结构允许的条件下，通孔直径尽量取大些。参数标准规定了通孔直径 的最小值。所以由参考文献1d（表二） mm。30d3. 主轴头号普通车床采用短锥法兰式主轴头，这种形式的主轴头精度高，装卸方便。主轴端部及其结构合面得型式和基本尺寸要符合法兰式车床主轴端部尺寸部标注的规定。根据机床主参数值大小采用不同号数的主轴头（415 号） ，号值数等于法兰直径的 1/25.4 而取其整数值。所以由参考文献 1（表 2）可知主轴头号取 6。4. 装刀基面至主轴中心距离 (mm)h为了使用户，提高刀具的标准化程度，根据机械工业部
17、成都工具研究所的刀具杆标准，规定了 mm。2h5. 最大工件长度 （mm）L最大工件长度 是指尾座在床身处于最后位置，尾座顶尖套退入尾座孔内时容纳的工件长度。为了有利组织生产，采用分段等差的长度数列。所以由参考文献 1（表 2）得 mm。102.2 主传动的设计2.2.1 主轴极限的确定由设计任务书中给出的条件可知： min31.5r/iZax4052.2.2 公比的确定主轴极限转速的确定后，根据机床的使用性能和结构要求，选择主轴转速数列的公比值，因为中型通用机床，常用的公比 为 1.26 或是 1.41，再根据极限转速，按参考文献1中表 2-1 选出标准转速数列公比 。1.42.2.3 主轴
18、转速级数的确定按任务书要求 12Z按标准转速数列为 31.5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400r/min。2.2.4 主传动电动机功率的确定电动机的额定功率为： N额 主式中： 电动机超载系数（对连续工作机床 =1.0；对间断机床k k=1.11.25，间断时间长，取大值） 。k值在电动机 Y 系列额定功率中选定 4kWN所以取 =1.0， /=4k额 主 W6第 3 章 主传动系统的拟定3.1 传动比第一变速组（） ，有三对齿轮组成，其传动比如下：136/ai2041./0.7123/85i第二变速组（） ，有两对齿轮组成，其传动比如下：1
19、b32/0.6i第二变速组（） ，有两对齿轮组成，其传动比如下：1c42/.5i3.2 变速的基本规律1. 基本组的变速范围 :0r1(3)2=R2. 第一扩大组的变速范围 ： 3(21)313. 第二扩大组的变速范围 ：r6(21)6n73.3 转速图的拟定结构式或结构网的选择：由于几个变速组组成的变速系统，如果把不同传动副数的变速组在传动顺序上的排列加以改变，可以得到若干不同的方案。1. 确定变速组的数目和各变速组中传动副的数目该机床的变速范围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电动机的转速降到主轴所需的转速，通常采用 或 3，因此， ，共需三个变2p123速组。2. 确定不同传动副数的各
20、变速组的排列顺序。根据“前多后少”的原则，选择 的方案。13. 确定变速组的扩大顺序。根据“前密后疏”原则，选择 的结构式。3624. 验算变速组的变速范围。最后扩大组的变速范围 ，61.48r在允许的变速范围内。 （最后扩大组的变速范围限制在 ）(810)nr3.4 分配各变速组的最小传动比主传动系统需要 4 根轴，再加上电动机轴。1. 决定轴的最小降速传动比主轴上的齿轮希望更大些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速比为 。4min1/0.252. 其余变速组的最小传动比根据“前缓后急”的原则，轴间最小变速取 ,轴 I-II 间最小变速组取 。3min1/0.6i.3. 画出各变
21、速组的传动比连线基本组的级比指数 ，第一扩大组的级0x比指数 ，第二扩大组级比指数 。1x36x3.5 确定齿轮齿数机床转速图确定后，则各变速组的传动比也确定了，即可进一步确定各变8速组中传动副的齿轮数，皮带轮的直径等。齿轮数可通过用计算法、图解法或从表查法确定，必须注意以下几点：1. 齿轮的齿数和 不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大。zS一般推荐齿数和 ，常选在 100 之内。z1022. 同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。3. 最小齿轮的齿数应保证不产生根切现象。对于标准齿轮，其最小齿数（变位齿轮除外） 。受结构限制的最小齿数的各齿轮（尤其是最小齿minZ17轮） ，
22、必须能可靠地装到轴上或进行套装。4. 齿轮齿根圆到键槽的壁厚 。 （ 为模数）一般 mm，以保2am 5a证足够强度，防止破裂和热处理变形过大。5. 放有操纵机构滑块的滑移齿轮的最小齿轮的确定，不宜过小，要保证与小齿轮侧面有较好的接触。6. 确定齿轮齿数时，要考虑选用标准模数大小。同一变速组尽可能选用同一模数。7. 两轮间中心距应取得适当不应过小，否则将导致两轴轴承间孔壁过薄或镗穿，以及其他结构之间距离过近或相碰。3.6 同一变速组内模数的齿轮齿数的确定为了便于设计和制造，主传动系统中所采用的齿轮模数的种类尽可能少一些。在同一变速组内一般都采用相同的模数，这是因为各齿轮副的速度变化不大，受力情
23、况差别不大当各对齿轮模数相同时，且不采用变位齿轮的齿数和也必然相等，采用查表法确定齿轮齿数：参考文献 1表 2-2 中横行 表示一对齿轮的齿数和，纵列 表示一对齿zsi轮的传动比，表中间的数值表示一对齿轮副的小齿轮齿数。当 时，表示升速传动，所以小齿轮为从动轮。当 时，表示降速传动，所以小齿轮为主1i动轮，这是要用传动比 的倒数查表。查出小齿轮的齿数后，将齿数和 减去i zs小齿轮的齿数。表中空白格，表示没有合适的齿数。1. 确定第一变速组（）的三对齿轮齿数已知： ； ； ； 1ai2/0.71ai23/0.5ai1） 首先在 、 、 中找到出现最小齿数的传动比 =0.503 3ai2） 为了
24、避免根切现象和结构设计的需要，取 minz93） 从参考文献 1表 2-2 中找出与 =0.50 的倒数 2 这一行找到3ai时，查到最小齿数和min24zmin72zs4） 找到可能采用的齿数和 各种数值。这些数值必须同时满足个传动比z要求的齿轮数，从 向右查表，同时存在满足两个传动比要求min的齿数和共有： 72、75、77、81z5） 确定合理的齿数和 ，并根据它决定各齿轮的齿数。72由 =1 的这一行中找出 ，1ai136则 ；1zs由 =1.41 的这一行中找出 ，2a 20z则 ；2704z由 的这一行中找出 ，3ai3Z则 ； 38zZS所以第一组变速组的三对齿轮齿数分别是 36
25、/36、 30/42、24/48。2. 确定第二变速组（）齿轮的齿数已知： ； 。1bi32/0.6bi1） 小齿数的传动比 =0.36。2b2） 根切现象和结构设计的需要，取 。minZ3） 从参考文献 1表 2-2 中找出 的倒数 2.777 比较接近的10.36b2.82 这一行找到 时，查到最小齿数和 。minzi84zs4） 找到可能采用的齿数和 各种数值。这些数值必须同时满足个传动z比要求的齿轮数，从 向右查表，同时存在满足三个传动比要求的齿i84zs数和共有： 、87、88、91、92z5） 确定合理的齿数和 ，并根据它决定各齿轮的齿数 84zs由 的这一行中找出 ，1.0bi1
26、2则 ；1842zs由 的这一行中找出 ，2.b 2z则 ；26z所以第二变速组齿轮的齿轮数分别是 42/42、22/62。3. 确定第三变速组（）齿轮的齿数10已知： ， 。21ci421/0.5ci1) 首先在 、 中找到出现最小齿数的传动比 =0.25。2ci2) 为了避免根切现象和结构设计的需要，取 。mnz3) 从参考文献 1表 2-2 中找出 =0.25 的倒数 4 这一行找到时，查到最小齿数和 。min18zmin90zs4) 找到可能采用的齿数和 各种数值。这些数值必须同时满足个传动比要求的齿轮数，从 向右查表，同时存在满足两个传动比要求的齿inz数和共有：90、91、94、9
27、5、96z5) 确定合理的齿数和 ，并根据它决定各齿轮的齿数zs=90zs由 的这一行中找出 ，14ci130则 ；1906zs由于这两组的传动比是互为倒数关系所以第三组变速组的齿轮的齿数分别是 60/30、18/72。绘制传动系统图和转速图如图 3-1 和图 3-2 所示： 9511图 3-1 传动系统图31.5(r/min)6349012580253501074140（ r/min） 电 动 机 12图 3-2 12 级传动系统的转速图第 4 章 齿轮传动设计4.1 第一变速组齿轮的结构尺寸已知：电动机功率 ，V 带效率为 ,轴承(对)效率为4P电 机 kWv0.96带传递功率 ，主动轮0
28、.98轴 承 v4.837p 带电 机 轴 承 kW转速 ，最大传动比 ，载荷平稳，单向回转，单班制工17minr 2iu作，工作期限 10 年，每年按 300 天计，原动机为电动机。1. 材料、热处理方法。可选一般齿轮材料如下：小齿轮选用 45 号钢，调制处理， ；大齿轮选用 45 号钢，正火处理，130HBS，硬质差 40 ,在规定的 3050 范围内。27HB2. 选择精度等级。减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于，根据参考文献2中的表 8-4，初选 8 级精度。6m/s3. 按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。 I311dKTi1) 载荷系数 ：查参考
29、文献2中表 8-5，取 =1.2。K2) 转矩 ：1T334I I950=9501.76=5.01NmPn133) 接触疲劳许用应力 :HNHLims由参考文献2的图 8-12 查得： ， 。li1a80MPli2a750P接触疲劳寿命系数 :由公式 得:NZ6hnj91073.982.15.0i查参考文献2的图 8-11，得 ，911NZ21.05NZ按一般可靠性要求，查参考文献2的表 8-8，取 ,则HS1lim80MPaHHS2li.57.51NZ1) 计算小齿轮分度圆直径 ：1d查参考文献2中的表 8-10，取 0.3I34321.2506176. 59.m78.dKTi取 10md2
30、) 计算圆周速度 ：v13.41062.3/s60nd因 ，故所取的八级精度合适。5/sv4. 确定主要参数，计算主要几何尺寸。第一对齿轮(齿数 24/48)主要几何尺寸141) 模数 : m1602.5m4dZ2) 分度圆直径： 146022.8123) 中心距 : a1d4) 齿根圆直径： *1h2mf admc2f5) 齿顶圆直径： *1zh2.5(41)65aad2 2m6) 齿宽 ：b10.368md经整理后取 ，则212b第二对齿轮(齿数 30/42)的主要几何尺寸1) 分度圆直径： 11.5307dZ2242) 齿根圆直径： *1zh mf admc2().5(120.5)98.
31、73) 齿顶圆直径： *12.3aaZ2()(4)dh4） 齿宽 ： b10.75.m经处理后取 ，则25m230b第三对齿轮（36/36）的主要几何尺寸151) 分度圆直径： 112.53690mdmZ22) 齿根圆直径：*1().(12.5)83.7mf ahc2 5360dZ3) 齿顶圆直径 *1(2).()9aam2 215h4) 齿宽 ： b10.397md经处理取 ，则2302b5. 按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献2中的式（8-5 ）得出 ，若 则校核合格。FF1) 齿形系数 :查参考文献2中的表 8-6 得 FY12.47,.35Y2) 应力修正系数 :查参考文献2中的表 8
32、-7 得s 617SSY3) 许用弯曲应力 由参考文献2中的图 8-8 查得 ，1730MPaFLimlim20PaF由参考文献2中的表 8-6 查得 .4S由参考文献2中的图 8-9 查得 12NY由式 可得NFlim1FYSFlim173051.4Pa.SN2liF68.M.F故 1 4122 2.501.7156.7(MPa)=.4PFFSaKTYbmZ 162212.351716454.PaFSFY所以齿轮疲劳强度校核合格。4.2 第二变速组齿轮结构尺寸的设计已知： ，齿轮效率 ，轴承效率 传递功率3.76kWP 0.97齿 轮 0.98轴 承，主传动轮最低转 ，0.9835k 轴 承
33、 齿 轮 =35r/min传动比 ，载荷平稳，但想回转，单班制工作，工作期限 10 年，每年按=2.8i300 天计，原动机为电动机。1. 小齿轮选用 45 号钢，调质处理， ；大齿轮选用 45 号钢1=0HBS正火处理， ，硬质差 ，在规定的 3050 范围内。270HBS40S2. 选择精度等级。估计圆周速度不大于 ，根据参考文献2中的表6m/s8-4，初选八级精度。3. 按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面解除疲劳强度决定。 I11376.5dKTida） 载荷系数 ：参考文献 2中的表 8-5，取 。K.2kb） 转矩 :IT33I I59019501.85.6NmPnc）
34、 接触疲劳许用应力 ：HliHzS由参考文献2中的图 8-12 查得： ，lim1=80MPalim2=750Pa接触疲劳寿命系数 ：由公式 得NZ6njLh810355.11788125.01.2Ni查参考文献2中的图 8-11 得： ， 。Z2.4N按一般可靠性要求查参考文献2中的表 8-8，取 ，则1HSlim1H.086MPaSli2.475d）计算小齿轮分度圆直径 ：1d由参考文献2中的表 8-10，取 0.35312()2.961076.576.588mdHKTi （ ）取 1de)计算圆周速度 ：v13.4571.39m/s6060nd因 ，故所取的八级精度合适。5/sv4. 确
35、定主要参数，计算主要几何尺寸。1） 齿数：， 12Z212.86Zi2） 模数 ： m184md3） 分度圆直径： 12Z2684） 齿根圆直径： 11a()4(120.5)78mfdmhc22 3Z185） 齿顶圆直径： 11(2)4(21)96maadmZh2 656） 中心距 ： 12()(8)87） 齿宽 ：b0.36.4d经整理后取 ，则2m125mb5. 第二对齿轮（42/42）的主要几何尺寸1） 分度圆直径： 11468dZ2) 齿根圆直径： *121(2)(20.5)18mff admhc3) 齿顶圆直径：*121()4()76aadZ4) 齿宽 ：b10.3685.mdb经整
36、理后取 ，则25m26. 按齿根弯曲疲劳强度校核由参考文献2的式（8-5）得出 ,若 则校核合格。FF1) 齿形系数 ：查参考文献2的表 8-6 得FY，12.65F2.75FY2) 应力修正系数 ：查参考文献2的表 8-7 得S，1.9S21.S193) 许用弯曲应力 ：F由参考文献2中的图 8-8 查得 ，Flim1=730MPaFlim2=670Pa由参考文献2中的表 8-8 查得 .4S由参考文献2中的图 8-9 查得 12NY由参考文献2的式（8-5）可得： FlimF73051.4Pa.SN2liF68.M.故 5IF1122 2.091=.67358.6MPaPaFSKTYbmZ
37、F2S211.751.862949.aMaY齿根弯曲强度校核合格。4.3 第三变速组的齿轮设计已知： ，齿轮效率 ，轴承效率 ，传递3.58kWP 0.97齿 轮 0.98轴 承功率 ，主传动最小转速 ，传动比.4 轴 承 齿 轮 min125r/i，载荷平稳，单向回转，单班制工作，工作期限 10 年，每年按 3004iu天计原动机为电动机。1. 小齿轮选用 45 号钢，高频淬火， ;大齿轮选用 45 号钢，1HRCB高频淬火， ，硬质差 ，在规定的 3050 的范围内。25HRCB30S2. 选择精度等级。估计圆周速度不大于 ，根据参考文献2中的表6/s8-4，初选八级精度。3. 按齿面接触
38、疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度20决定。 I1176.53dKTid1) 载荷系数 ：查参考文献2中的表 8-5 取 。K.22) 转矩 ： 1T33I Imin59019501.4/52.6NP3) 接触疲劳许用应力 ：limHS由参考文献2的图 8-12 查得 ：， lim1=250MPalim2=10Pa接触疲劳寿命系数 ：由公式 得NZ6hnjL813.287.1045i查参考文献2中的图 8-11，得 ，.NZ21.N按一般可靠性要求，查参考文献2表 8-8，取 ，则HSlim1H.8MPaSli2.0124) 计算小齿轮分度圆直径 ：1d查参考文献2中的表 8-
39、10，取 。=.321I312532176.5.0=3.7m4dKTid所以取 18md5） 计算圆周速度 ：v13.1580.3/s606nd4. 确定主要参数，计算主要几何尺寸。1） 齿数：，则18Z218472Zi2） 模数 ：m1.5md3) 分度圆直径： 4.81Z227324) 齿根圆直径： *1hcf adm2 mf 5) 齿顶圆直径： 1aa2hd6) 中心距 ： 12()(834)20.67) 齿宽 ： b10md经整理后取 ，则25m25b第二对齿轮（60/30）的主要几何尺寸221) 分度圆直径： 114.56027mdmZ22312) 齿根圆直径： 1().(.5)8.
40、7f adZhc2245023f 3) 齿顶圆直径： 1().(61)9maam2234dZh4) 齿宽 ： b0.154.经整理后取 ，则24520b5. 按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献2的式（8-5）得出 ，若 则校核合格。FF1) 齿形系数 ：查参考文献2的表 8-6 得：FY，12.602.7Y2) 应力修正系数 :查参考文献2的表 8-7 得：S，.1.5S3) 许用弯曲应力 ：F由参考文献2的图 8-8 查得 ，Flim1=90MPaFlim2=930Pa由参考文献2的表 8-8 查得 .4由参考文献2的图 8-9 查得 ,2NY由参考文献2的式 8-5 可得：1FlimF90
41、7Pa.4SN2liF36.故5I1122F.10.603458MPaPaSFKTYbmZ232211F2.715586046MPaPaSFY齿根弯曲疲劳强度校核合格。第 5 章 带传动设计已知：电动机功率 ，转速 ，传动比 ，单向4kWP140r/minn1.68i回转，单班制工作。1. 确定计算功率 和选择带 型号cV1) 确定计算功率由参考文献2的表 10-4 得： 1.2AK由参考文献2中式（10-10 ）得： .4.8kWcAP2) 选择 带型号V由文献2的图 10-9 得：选用 型 带2. 确定带轮基准直径，并验算带速1) 确定带轮基准直径由文献2的图 10-9 得，推荐的小带轮基
42、准直径为 80100，并按文献224中表 10-6，考虑带轮直径大对带的工作寿命有利，取 =95 。1dm则 21.68951.6mddi根据文献2的表 10-6 取标准值 20d2) 验算带速 v13.49517.6/s606dn在 范围内，合适。5m/s3. 确定带长和中心距1） 初定中心距根据文献2中公式（ 10-11）得：120120.7()()dda .956956 得 0178.5ma 取 0a2） 确定 带的基准长度V由文献2中公式（ 10-12）得210120()2()43.46955954.6mdddLaa根据文献2的表 10-2 取 1md3) 确定实际中心距根据文献2中公式（ 10-13）得00(4012.6)()25478.9daLmin.178.695.md
