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湖 南 科 技 大 學 畢 業(yè) 設 計 論 文 題目 C7620 型車床主軸箱及后刀架設計 作者 孟霄霄 學院 機電工程學院 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 學號 1103010212 指導教師 廖先祿 二 一五年 五月二十七日 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 II 摘 要 本次設計為 C7620 型卡盤多刀半自動車床的主軸箱設計 該車床是用于加工盤套類零件的高效率機床 主傳動采用雙速電機 結構簡單 首先根據(jù)本次設計的主要參數(shù)進行機床轉速的確定 擬定傳動方案 確定出主軸箱的 轉速圖和變速傳動系統(tǒng)圖 選定齒輪的齒數(shù) 通過驗算主軸的轉速誤差是否在誤差值 的允許范圍內(nèi) 從而確定設計的齒輪是否達到設計要求 根據(jù) 機床設計手冊 和已 經(jīng)確定的主軸箱轉速圖 計算主軸 各傳動軸以及各齒輪的計算轉速 進而確定齒輪 的模數(shù)和材料 完成齒輪的設計 注意到本次設計中雙速電機的特點 根據(jù)主動帶輪 傳遞的功率選擇三角膠帶的型號 確定膠帶長度以及根數(shù)等 進一步計算傳動軸和主 軸的軸徑 選擇花鍵的型號 完成皮帶和各個軸的設計 至此完成車床主軸箱內(nèi)主要 零件的設計 針對齒輪的模數(shù)以及傳動軸 中軸 的剛度和強度 軸承壽命等進行校核驗算 達到合格后即初步完成了車床主軸箱的整體設計 關鍵詞 主軸箱 齒輪 軸 三角膠帶 III Abstract The design for the z5140 type multi tool semi automatic lathe chuck spindle box design The lathe is a disc sets of parts for processing high efficiency machines the main drive with dual speed motor simple structure First according to the design of the main parameters of the machine speed identification formulation transmission scheme determine the speed of the spindle box diagram and transmission system diagram Selected gear teeth the spindle speed error by checking whether the error value within the allowable range the design of the gears to determine the design requirements According to Machine Design Manual and have been identified Headstock speed graph calculate the spindle the shaft and the gear calculation speed and to determine the modulus gear and materials to complete the design of gears Noting this design features two speed motor according to the power delivered by the drive pulley choice triangle tape models to determine the tape length and number of roots etc further calculations shaft and the spindle shaft select the spline model complete belts and the design of each axis thus completing the main parts lathe headstock design Modulus as well as for the gear shaft axis of the stiffness and strength bearing life etc check checking reached after passing the initial completion of the overall design of lathe headstock Keywords triangle tape headstock gear shaft IV 目 錄 緒 論 1 第一章 主動參數(shù)的確定 2 1 1 確定傳動公比 2 1 2 主電動機的選擇 2 第二章 車床的規(guī)格 3 第三章 變速結構的設計 4 3 1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 4 3 2 結構式的確定 4 3 3 各變速組的變速范圍及極限傳動比 4 3 4 確定各軸的轉速 5 3 5 繪制轉速圖 6 3 6 確定各變速組變速副齒數(shù) 7 3 7 繪制變速系統(tǒng)圖 8 第四章 結構設計 9 4 1 結構設計的內(nèi)容 技術要求和方案 9 4 2 展開圖及其布置 9 4 3 I 軸 輸入軸 的設計 9 4 4 齒輪塊設計 10 4 5 傳動軸的設計 11 4 6 主軸組件設計 12 4 6 1 各部分尺寸的選擇 12 4 6 2 主軸材料和熱處理 12 4 6 3 主軸軸承 13 4 6 4 主軸與齒輪的連接 14 4 6 5 潤滑與密封 14 4 6 6 其他問題 14 第五章 傳動件的設計 16 5 1 帶輪的設計 16 5 2 帶輪結構設計 18 5 3 傳動軸的直徑估算 19 5 4 鍵的選擇 20 5 5 齒輪模數(shù)的確定 20 5 6 確定各軸間的中心距 24 V 5 7 齒輪的設計 24 第六章 齒輪校核 25 6 1 齒輪強度校核 25 6 1 1 校核 a 組齒輪 25 6 1 2 校核 b 組齒輪 26 第七章 傳動軸剛度校核 29 7 1 核算其裝齒輪處產(chǎn)生的撓度和傾角 29 7 2 核算軸承處轉角 32 第八章 軸承的選用和校核 34 8 1 各軸軸承的選用的型號 34 8 2 軸承壽命計算 34 第九章 后刀架的設計 36 9 1 后刀架的發(fā)展趨勢 36 9 2 后刀架設計的基本要求 36 9 3 C7620 機床后刀架的設計 36 9 4 刀架的組成 39 9 5 后刀架的工作 40 9 6 刀架參數(shù)的確定 40 9 7 動力源的選取 41 9 8 安裝調(diào)試 41 第十章結論 42 參考文獻 43 致謝 44 0 緒 論 C7620 卡盤多刀半自動車床是一種以加工盤類零件為主的高效率機床 該機床配有 前后兩個刀架 能對零件進行端面 外圓 內(nèi)孔及斜錐等多種工序的加工 由于本機床主傳動系統(tǒng)采用雙速電機驅(qū)動 所以前后刀架在一次自動循環(huán)中能根 據(jù)零件直徑的不同 自動變換兩種不同的進給速度 機床前后刀架的驅(qū)動和工件的夾 松都是采用液壓控制的 由于在電器部分采用了步進程序控制線路組成的預選工藝卡 片 即插銷板 配合行程擋鐵的調(diào)整 可以實現(xiàn)本機床所提出的各種自動循環(huán) 在機床設計開始時需要先確定相關的參數(shù) 它是其它設計的根據(jù) 影響到產(chǎn)品是 否可以滿足實際要求 這是設計的關鍵一步 機床參數(shù)有主基本參數(shù)與基本參數(shù) 主 參數(shù)是機車參數(shù)中最重要的 它直接反映機床的加工能力和特性 決定和影響其它基 本參數(shù) 1 第一章 主動參數(shù)的確定 1 1 確定傳動公 比 根據(jù) 機械制造裝備設計 表 3 5 標準公比 這里我們?nèi)藴使认盗?P 1 41 因為 1 41 1 06 根據(jù) 機械制造裝備設計 表 3 6 標準數(shù)列 首先找到6 7P 最小極限轉速 90 再每跳過 5 個數(shù) 1 26 1 06 取一個轉速 即可得到公比為6 1 41 的數(shù)列 90 125 180 255 345 485 710 1000 1 2 主電動機的選擇 采用雙速電動機 電動機變速范圍位 2 轉速級數(shù)共 8 級 電機功率 kwP10 5 7 電機轉速 min 4rn電 2 第二章 車床的規(guī)格 根據(jù)以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數(shù) 表 2 1 車床的主參數(shù) 規(guī)格尺寸 和基本參數(shù)表 工件最大回轉直 徑 mm maxD 最高轉速 maxnir 最低轉速 minr 電機功 率 P kW 公比 轉速級數(shù) Z 200 1000 90 7 5 10 1 41 8 3 第三章 變速結構的設計 擬定變速方案 包括變速型式的選擇以及開停 換向 制動 操縱等整個變速系 統(tǒng)的確定 變速型式則指變速和變速的元件 機構以及組成 安排不同特點的變速型 式 變速類型 變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關 和工作性能也有關系 因此 確定 變速方案和型式 要從結構 工藝 性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮 變速方案有多種 變速型式更是眾多 比如 變速型式上有集中變速 分離變速 擴大變速范圍可用增加變速組數(shù) 也可采用背輪結構 分支變速等型式 變速箱上既 可用多速電機 也可用交換齒輪 滑移齒輪 公用齒輪等 顯然 可能的方案有很多 優(yōu)化的方案也因條件而異 3 1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 級數(shù)為 Z 的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成 各變速組分別有 個 Z 變速副 即 321 變速副中由于結構的限制以 2 或 3 為合適 即變速級數(shù) Z 應為 2 的因子 方a2 案 8 電變速組作為第一擴大組 I II 軸間的變速組為基本組 傳動副數(shù)為 2 II III 軸間變速組為第二擴大組 傳動副數(shù)為 2 3 2 結構式的確定 轉速級數(shù) Z 8 根據(jù) 傳動副前多后少 傳動線前密后疏 降速前緩后急的三原 則 可確定結構方案為 但考慮到所設計機床的實際情況 采用雙速4218 電動機驅(qū)動 雙速電動機是動力源 必須為第一變速組 電變速組 但級比是 2 除 可為混合公比傳動系統(tǒng)的變型基本組外 不可能是常規(guī)傳動系統(tǒng)的基本組 只能作為 第一擴大組 因此 機床采用雙速電動機時 傳動順序和擴大順序不一致 由于傳動 系統(tǒng)的公比是 1 41 故基本組的傳動副數(shù)為 2 因此 確定其傳動最佳方案 4218 3 3 各變速組的變速范圍及極限傳動比 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 4 傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時 為防止被動齒輪 的直徑過大而使進徑向尺寸過大 常限制最小傳動比 1 4 升速傳動時 為防m(xù)in 止產(chǎn)生過大的振動和噪音 常限制最大傳動比 斜齒輪比較平穩(wěn) 可取2ax i 故變速組的最大變速范圍為 8 10 5 2max i mRin 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積 即 in 210 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時 只需檢查最后一個擴大組 因為其他 變速組的變速范圍都比最后擴大組的小 只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值 其他變速組就不會超過極限值 3 1 122 PXR 其中 41 62X 符合要求 0 8 6 2 R 3 4 確定各軸的轉速 3 4 1 確定主軸計算轉速 計算轉速 是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速 各傳動件的計算轉速可以從轉jn 速圖上 按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定 根據(jù) 機械制造裝備設計 表 3 10 主軸的計算轉速為 min 21 6r4 125n383zmi j 又因為 221 6r min 不在轉速點上 故選定 250r min 為主軸的計算轉速 3 4 2 各變速軸的計算轉速 軸 的計算轉速 為 250r min 3jn 軸 的計算轉速 為 316r min 2j 軸 的計算轉速 為 710r min 1j 3 4 3 各齒輪的計算轉速 各變速組內(nèi)一般只計算組內(nèi)最小齒輪 也是最薄弱的齒輪 故也只需確定最小齒 輪的計算轉速 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 5 變速組 b 計算 z 25 的齒輪 計算轉速為 316r min 變速組 a 計算 z 36 的齒輪 計算轉速為 710r min 核算主軸轉速誤差 min 3 9854 72 4180 140 rn 實 min9rn標 56 10 3 標 標實 所以合適 3 5 繪制轉速圖 圖 3 1 轉速圖 3 6 確定各變速組變速副齒數(shù) 確定齒輪齒數(shù)的原則和要求 齒輪的齒數(shù)和 不應過大 齒輪的齒數(shù)和 過大會加大兩軸之間的中心距 使機zszs 床結構龐大 一般推薦 100 200 最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少 但同時要考慮 最小齒輪不產(chǎn)生根切 機床變速箱中標準直圓柱齒輪 一般最小齒數(shù) 18 minz 受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于 18 20 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 6 齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的要求 實際傳動比 齒數(shù)之比 與理論傳動比 轉速圖上要求的傳動比 之間又誤差 但不能過大 確定齒輪數(shù)所造成的轉速誤差 一般不應超過 10 1 即 理 實理 10n 要求的主軸轉速 理n 齒輪傳動實現(xiàn)的主軸轉速 實 齒輪齒數(shù)的確定 當各變速組的傳動比確定以后 可確定齒輪齒數(shù) 對于定比傳 動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定 對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù) 如傳 動比是標準公比的整數(shù)次方時 變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和 及小齒輪的齒數(shù)可以從zS 機械制造裝備設計 表 3 9 中選取 一般在主傳動中 最小齒數(shù)應大于 18 20 采 用三聯(lián)滑移齒輪時 應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系 三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間 的齒數(shù)差應大于或等于 4 以保證滑移是齒輪外圓不相碰 根據(jù) 機械制造裝備設計 查表 3 9 各種常用變速比的使用齒數(shù) 94P 電機和 軸之間傳動為皮帶定比傳動 所需數(shù)據(jù)由 機械制造裝備設計 中表 2 7 得到 電動機 軸 018n 3 6 1 變速組 a 的齒數(shù)確定 軸 軸 16 1 u 24 a 由于兩個傳動比均小于 1 故取其倒數(shù) 即按 則查表 2 7 存在6 1 au24 a 這二個傳動比的 齒數(shù)和 分別有 zS 109 111 112 113 114 116 117 118 1 6au zs 109 110 111 113 114 116 117 24 因變速組內(nèi)所有齒輪模數(shù)相同 并是標準齒輪 則二對傳動副的齒數(shù)和 是相同的 zS 符合條件的有 109 111 113 114 116 117 若取 從表中可查得小齒17 ZS 輪的齒數(shù)分別是 則可算出二個傳動副的齒輪齒數(shù)為 451 z3 7212 SzZ 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 7 8136734 zSZ 3 6 2 變速組 b 的齒數(shù)確定 軸 軸 2 1 u 153 b 由于兩個傳動比均小于 1 故取其倒數(shù) 即按 則查表 2 12 bu5 3b 7 存在這二個傳動比的 齒數(shù)和 分別有 zS 110 111 112 113 114 12 buz 108 109 110 113 114 53 取 113 從表中可查得小齒輪的齒數(shù)分別是 則可算出二個傳zS 54 z27 動副的齒輪齒數(shù)為 5941356 Z 8278zS 3 7 繪制變速系統(tǒng)圖 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 8 圖 3 2 轉速圖 第四章 結構設計 4 1 結構設計的內(nèi)容 技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件 傳動軸 軸承 帶輪 齒輪 離合器和制動 器等 主軸組件 操縱機構 潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置 用 一張展開圖和若干張橫截面圖表示 主軸變速箱是機床的重要部件 設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外 著重 考慮以下幾個方面的問題 精度方面的要求 剛度和抗震性的要求 傳動效率要求 主軸前軸承處溫度和溫升的控制 結構工藝性 操作方便 安全 可靠原則 遵循標 準化和通用化的原則 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點 由于結構復雜 設計中不可避免要 經(jīng)過反復思考和多次修改 在正式畫圖前應該先畫草圖 目的是 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 9 1 布置傳動件及選擇結構方案 2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉 碰撞或其他不合理的情況 以便及時改 正 確定傳動軸的支承跨距 齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置 以確定各軸的受力 點和受力方向 為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù) 4 2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序 假想將各軸沿其軸線剖開并將這些 剖切面平整展開在同一個平面上 總布置時需要考慮制動器的位置 制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其它軸 上 制動器不要放在轉速太低軸上 以免制動扭矩太大 使制動器尺寸增大 齒輪在軸上布置很重要 關系到變速箱的軸向尺寸 減少軸向尺寸有利于提高剛 度和減小體積 4 3 I 軸 輸入軸 的設計 將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端 軸變形較大 結構上應注意加強軸 的剛度或使軸部受帶輪的拉力 采用卸荷裝置 我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝 載法蘭盤上 通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上 車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀 車螺紋時 換向頻率較高 實現(xiàn)正反轉 的變換方案很多 我們采用正反向離合器 正反向的轉換在不停車的狀態(tài)下進行 常 采用片式摩擦離合器 由于裝在箱內(nèi) 一般采用濕式 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承 滑動軸承在一些性能和 維修上不如滾動軸承 但它的徑向尺寸小 空套齒輪需要有軸向定位 軸承需要潤滑 4 4 齒輪塊設計 齒輪是變速箱中的重要元件 齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的 也就是說 作用在一個齒輪上的載荷是變化的 同時由于齒輪制造及安裝誤差等 不可避免要產(chǎn) 生動載荷而引起振動和噪音 常成為變速箱的主要噪聲源 并影響主軸回轉均勻性 在齒輪塊設計時 應充分考慮這些問題 齒輪塊的結構形式很多 取決于下列有關因素 一 是固定齒輪還是滑移齒輪 二 移動滑移齒輪的方法 三 齒輪精度和加工方法 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 10 變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動 它的精度選擇主要取決于圓周速度 采用同 一精度時 圓周速度越高 振動和噪聲越大 根據(jù)實際結果得知 圓周速度會增加一 倍 噪聲約增大 6dB 工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大 所以這兩項精度應 選高一級 為了控制噪聲 機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度 大都是用 7 6 6 圓周 速度很低的 才選 8 7 7 如果噪聲要求很嚴 或一些關鍵齒輪 就應選 6 5 5 當精度從 7 6 6 提高到 6 5 5 時 制造費用將顯著提高 不同精度等級的齒輪 要采用不同的加工方法 對結構要求也有所不同 8 級精度齒輪 一般滾齒或插齒就可以達到 7 級精度齒輪 用較高精度滾齒機或插齒機可以達到 但淬火后 由于變形 精度 將下降 因此 需要淬火的 7 級齒輪一般滾 插 后要剃齒 使精度高于 7 或者淬火 后在衍齒 6 級精度的齒輪 用精密滾齒機可以達到 淬火齒輪 必須磨齒才能達到 6 級 機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒 有規(guī)定的形狀和尺寸 圓齒和倒角性質(zhì)不同 加工方法和畫法也不一樣 應予注意 選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式 棒料 自由鍛或模鍛 和機械加工時的安裝 和定位基面 盡可能做到省工 省料又易于保證精度 齒輪磨齒時 要求有較大的空刀 砂輪 距離 因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的 一般都做成組合的齒輪塊 有時為了縮短軸向尺寸 也有用組合齒輪的 要保證正確嚙合 齒輪在軸上的位置應該可靠 滑移齒輪在軸向位置由操縱機構 中的定位槽 定位孔或其他方式保證 一般在裝配時最后調(diào)整確定 4 5 傳動軸的設計 機床傳動軸 廣泛采用滾動軸承作支撐 軸上要安裝齒輪 離合器和制動器等 傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作 首先傳動軸應有足夠的強度 剛度 如撓度和傾角過大 將使齒輪嚙合不良 軸 承工作條件惡化 使振動 噪聲 空載功率 磨損和發(fā)熱增大 兩軸中心距誤差和軸 芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸 成批生產(chǎn)中 有專門加工花鍵的銑床和磨床 工藝上并無困難 所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸 不裝滑移齒輪的軸也常采用花 鍵軸 花鍵軸承載能力高 加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便 軸的部分長度上的花鍵 在終端有一段不是全高 不能和花鍵空配合 這是加工 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 11 時的過濾部分 一般尺寸花鍵的滾刀直徑 為 65 85 刀Dm 機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承 在溫升 空載功率和噪聲等 方面 球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越 而且滾錐軸承對軸的剛度 支撐孔的加工精度要求 都比較高 因此球軸承用的更多 但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開 裝配方便 間隙容 易調(diào)整 所以有時在沒有軸向力時 也常采用這種軸承 選擇軸承的型號和尺寸 首 先取決于承載能力 但也要考慮其他結構條件 同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝 成批生產(chǎn)中 廣泛采用定 徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭 在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸 可以提高生產(chǎn)率和加工精度 還常采 用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝 下面分析幾種鏜孔方式 對于支 撐跨距長的箱體孔 要從兩邊同時進行加工 支撐跨距比較短的 可以從一邊 叢大 孔方面進刀 伸進鏜桿 同時加工各孔 對中間孔徑比兩端大的箱體 鏜中間孔必須 在箱內(nèi)調(diào)刀 設計時應盡可能避免 既要滿足承載能力的要求 又要符合孔加工工藝 可以用輕 中或重系列軸承來 達到支撐孔直徑的安排要求 兩孔間的最小壁厚 不得小于 5 10 以免加工時孔變形 m 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內(nèi)徑 一般傳動軸上軸承選用 級精度 G 傳動軸必須在箱體內(nèi)保持準確位置 才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性 不論軸是否轉動 是否受軸向力 都必須有軸向定位 對受軸向力的軸 其軸向定位 就更重要 回轉的軸向定位 包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位 在選擇定位方式時應 注意 1 軸的長度 長軸要考慮熱伸長的問題 宜由一端定位 2 軸承的間隙是否需要調(diào)整 3 整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整 4 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈 加工和裝配的工藝性等 4 6 主軸組件設計 主軸組件結構復雜 技術要求高 安裝工件 車床 或者刀具 銑床 鉆床等 的主軸參予切削成形運動 因此它的精度和性能直接影響加工質(zhì)量 加工精度和表面 粗糙度 設計時主要圍繞著保證精度 剛度和抗振性 減少溫升和熱變形等幾個方面 考慮 4 6 1 各部分尺寸的選擇 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 12 主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度 剛度有關 而且涉及多方面的因素 1 內(nèi)孔直徑 車床主軸由于要通過棒料 安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿 必須 是空心軸 為了擴大使用范圍 加大可加工棒料直徑 車床主軸內(nèi)孔直徑有增大的趨 勢 2 軸頸直徑 前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸 設計時 一般先估算或擬定一個尺寸 結 構確定后再進行核算 3 前錐孔直徑 前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄 要求能自鎖 目前采用莫氏六號錐孔 4 支撐跨距及懸伸長度 為了提高剛度 應盡量縮短主軸的外伸長度 選擇適當?shù)闹慰缇?一般推薦aL 取 2 3 5 跨距 小時 軸承變形對軸端變形的影響大 所以 軸承剛度小時 aLL 應選大值 軸剛度差時 則取小值 跨距 的大小 很大程度上受其他結構的限制 常常不能滿足以上要求 安排結 構時力求接近上述要求 4 6 2 主軸材料和熱處理 在主軸結構形狀和尺寸一定的條件下 材料的彈性模量 E 越大 主軸的剛度也越 高 由于鋼材的 E 值較大 故一般采用鋼質(zhì)主軸 一般機床的主軸選用價格便宜 性 能良好的 45 號鋼 提高主軸有關表面硬度 增加耐磨性 在長期使用中不至于喪失精 度 這是對主軸熱處理的根本要求 機床主軸都在一定部位上承受著不同程度的摩擦 主軸與滾動軸承配合使用時 軸頸表面具有適當?shù)挠捕瓤筛纳蒲b配工藝并保證裝配精 度 通常硬度為 HRC40 50 即可滿足要求 一般機床的主軸 淬火時要求無裂紋 硬度 均勻 淬硬層深度不小于 1mm 最好 1 5 2mm 使精磨后仍能保留一點深度的淬硬層 主軸熱處理后變形要小 螺紋表面一般不淬火 淬火部位的空刀槽不能過深 臺階交 接處應該倒角 滲氮主軸的銳邊 棱角必須倒圓 R 0 5mm 可避免滲氮層穿透剝落 4 6 3 主軸軸承 1 軸承類型選擇 主軸前軸承有兩種常用的類型 雙列短圓柱滾子軸承 承載能力大 可同時承受徑向力和軸向力 結構比較簡單 但允許的極限轉速低一些 與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種 600角雙向推力向心球軸承 是一種新型軸承 在近年生產(chǎn)的機床上廣泛采用 具 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 13 有承載能力大 允許極限轉速高的特點 外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些 在使用中 這種軸承不承受徑向力 推力球軸承 承受軸向力的能力最高 但允許的極限轉速低 容易發(fā)熱 向心推力球軸承 允許的極限轉速高 但承載能力低 主要用于高速輕載的機床 2 軸承的配置 大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐 結構簡單 制造方便 但為了提高主軸剛度也有 用三個支撐的了 三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度 否則溫升和空 載功率增大 效果不一定好 三孔同心在工藝上難度較大 可以用兩個支撐的主要支 撐 第三個為輔助支撐 輔助支撐軸承 中間支撐或后支撐 保持比較大的游隙 約 0 03 0 07 只有在載荷比較大 軸產(chǎn)生彎曲變形時 輔助支撐軸承才起作用 m 軸承配置時 除選擇軸承的類型不同外 推力軸承的布置是主要差別 推力軸承 布置在前軸承 后軸承還是分別布置在前 后軸承 影響著溫升后軸的伸長方向以及 結構的負責程度 應根據(jù)機床的實際要求確定 在配置軸承時 應注意以下幾點 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上 即負荷都由機床支撐件承受 3 軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高 前軸承的誤差對主軸前端的影響最大 所以 前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級 普通精度級機床的主軸 前軸承的選 或 級 后軸承選 或 級 選擇軸承的CDE 精度時 既要考慮機床精度要求 也要考慮經(jīng)濟性 軸承與軸和軸承與箱體孔之間 一般都采用過渡配合 另外軸承的內(nèi)外環(huán)都是薄 壁件 軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去 如果配合精度選的太低 會降低 軸承的回轉精度 所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配 1 軸承間隙的調(diào)整 為了提高主軸的回轉精度和剛度 主軸軸承的間隙應能調(diào)整 把軸承調(diào)到合適的 負間隙 形成一定的預負載 回轉精度和剛度都能提高 壽命 噪聲和抗震性也有改 善 預負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形 過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果 而磨 損發(fā)熱量和噪聲都會增大 軸承壽命將因此而降低 軸承間隙的調(diào)整量 應該能方便而且能準確地控制 但調(diào)整機構的結構不能太復 雜 雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動 當內(nèi)圈向大端軸向移動時 由于 1 12 的內(nèi)錐孔 內(nèi)圈將脹大消除間隙 其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問題 特別要注意 調(diào)整落幕的端面與螺紋 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 14 中心線的垂直度 隔套兩個端面的平行度都由較高要求 否則 調(diào)整時可能將軸承壓 偏而破壞精度 隔套越長 誤差的影響越小 螺母端面對螺紋中心線垂直度 軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要 求 4 6 4 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵 軸做成圓柱體 或者錐面 錐度一般取 1 15 左右 錐面配合對中性好 但加工較難 平鍵一般用一個或者兩個 相隔 180 度布置 兩國特鍵不但平衡較好 而且平鍵高度較低 避免因齒輪鍵槽太深導致小齒 輪輪轂厚度不夠的問題 4 6 5 潤滑與密封 主軸轉速高 必須保證充分潤滑 一般常用單獨的油管將油引到軸承處 主軸是兩端外伸的軸 防止漏油更為重要而困難 防漏的措施有兩種 1 堵 加密封裝置防止油外流 主軸轉速高 多采用非接觸式的密封裝置 形式很多 一種軸與軸承蓋之間留 0 1 0 3 的間隙 間隙越小 密封效果越好 但工藝困難 還有一種是在軸承蓋m 的孔內(nèi)開一個或幾個并列的溝槽 圓弧形或 形 效果比上一種好些 在軸上增開了v 溝槽 矩形或鋸齒形 效果又比前兩種好 在有大量切屑 灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時 可采用曲路密封 曲路可做成軸 向或徑向 徑向式的軸承蓋要做成剖分式 較為復雜 2 疏導 在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?使油能順利地流回到油箱 4 6 6 其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承 大齒輪更應靠前 這樣可以減小主軸的扭轉變 形 當后支承采用推力軸承時 推力軸承承受著前向后的軸向力 推力軸承緊靠在孔 的內(nèi)端面 所以 內(nèi)端面需要加工 端面和孔有較高的垂直度要求 否則將影響主軸 的回轉精度 支承孔如果直接開在箱體上 內(nèi)端面加工有一定難度 為此 可以加一 個杯形套孔解決 套孔單獨在車床上加工 保證高的端面與孔德垂直度 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度 結構等 各種牌號鋼材的彈性模量基本 一樣 對剛度影響不大 主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼即可 精度較高的機床主軸考慮到熱 處理變形的影響 可以選用 或其他合金鋼 主軸頭部需要淬火 硬度為Cr40 50 55 其他部分處理后 調(diào)整硬度為 220 250 HRCHBS 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 15 第五章 傳動件的設計 5 1 帶輪的設計 三角帶傳動中 軸間距 A 可以加大 由于是摩擦傳遞 帶與輪槽間會有打滑 宜可緩和沖擊及隔離振動 使傳動平穩(wěn) 帶輪結構簡單 但尺寸大 機床中常用作 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 16 電機輸出軸的定比傳動 電動機轉速 n 1440r min 傳遞功率 P 7 5 10kW 傳動比 i 1 兩班制 一天運轉 16 小時 工作年數(shù) 10 年 1 選擇三角帶的型號 由 機械設計 表 8 7 工作情況系數(shù) 查的共況系數(shù) 1 2 156PAKAK 故根據(jù) 機械設計 公式 8 21 5 1 120 kWKAca 式中 P 電動機額定功率 工作情況系數(shù) 因此根據(jù) 由 機械設計 圖 8 11 普通 V 帶輪型圖選用 B 型 caP1n157P 2 確定帶輪的基準直徑 1D 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大 為提高帶的壽命 小帶輪的直徑 不宜過 D 小 即 查 機械設計 表 8 8 圖 8 11 和 表 8 6 取主動小帶輪基準minD 157P15P 直徑 180 因本設計的 i 1 極大帶輪和小帶輪的直徑相同 等速傳遞 故 180mm 2D 3 驗算帶速度 v 按 機械設計 式 8 13 驗算帶的速度150P 5 2 smnD 6 130648 36 所以 故帶速合適 smvs25 4 初定中心距 帶輪的中心距 通常根據(jù)機床的總體布局初步選定 一般可在下列范圍內(nèi)選取 根據(jù) 機械設計 公式 8 20 152P 7 0210DAD 0 取 500mm 5 三角帶的計算基準長度 L 由 機械設計 公式 8 22 計算帶輪的基準長度158P 5 3 0 2121042ADA 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 17 mL 2 15604 81 810 2520 由 機械設計 表 8 2 圓整到標準的計算長度 L 1600mm146P 6 確定實際中心距 A 按 機械設計 公式 8 23 計算實際中心距 158 5 4 mL4 5172 610200 7 驗算小帶輪包角 1 根據(jù) 機械設計 公式 8 25 58P 故主動輪上包角合適 OOoAD12083 570121 8 確定三角帶根數(shù) Z 根據(jù) 機械設計 式 8 26 得158P 5 5 lcakpz 0 查表 機械設計 表 8 4d 由 i 1 和 得 0KW153 min140rn 0p 查表 機械設計 表 8 5 1 查表 機械設計 表 8 2 長度系數(shù) 0 92k lk 3 92 01 3 4 Z 所以取 Z 4 根 9 計算預緊力 查 機械設計 表 8 3 q 0 18kg m 由 機械設計 式 8 27 5 6 20 5 2 qvkvZpFca 其中 帶的變速功率 KW cap v 帶速 m s q 每米帶的質(zhì)量 kg m 取 q 0 18kg m v 1440r min 9 42m s NF 82 54 91805 24 91502 10 計算作用在軸上的壓軸力 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 18 NZFQ 56 20381sin82 542sin10 5 2 帶輪結構設計 帶輪的材料 常用的 V 帶輪材料為 HT150 或 HT200 轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而 成 小功略時采用鑄鋁或塑料 帶輪結構形式 V 帶輪由輪緣 輪輻和輪轂組成 根據(jù)輪輻結構的不同可以分為實心式 機械制 圖 圖 8 14a 腹板式 機械制圖 圖 8 14b 孔板式 機械制圖 圖 8 14c 橢圓輪輻式 機械制圖 圖 8 14d V 帶輪的結構形式與基準直徑有關 當帶輪基 準直徑 d 為安裝帶輪的軸的直徑 mm 時 可以采用實心式 當d5 2 可以采用腹板式 時可以采用孔板式 m30 mdDmd10 301 同 時 當 時 可以采用輪輻式 d 帶輪寬度 fezB29 5 2 1 V 帶輪的論槽 V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號相對應 見 機械制圖 表 8 10 表 5 1 V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號 d 與 相對應得 槽 型 dbminahinf e minfo32 o4o36 o8 B 14 0 3 50 10 8 4 019 11 5 019 019 V 帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形 使 V 帶工作面夾角發(fā)生變化 為了使 V 帶的工 作面與大論的輪槽工作面緊密貼合 將 V 帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于 o40 V 帶安裝到輪槽中以后 一般不應該超出帶輪外圓 也不應該與輪槽底部接觸 為 此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度 minifah和 輪槽工作表面的粗糙度為 2 36 1R或 V 帶輪的技術要求 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 19 鑄造 焊接或燒結的帶輪在輪緣 腹板 輪輻及輪轂上不允許有傻眼 裂縫 縮 孔及氣泡 鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應力的前提下 允許對輪緣 凸臺 腹板及輪轂的 表面缺陷進行修補 轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡 反之做動平衡 其他條件 參見 中的規(guī)定 921 357 TGB 5 3 傳動軸的直徑估算 傳動軸除應滿足強度要求外 還應滿足剛度的要求 強度要求保證軸在反復載荷 和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞 機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高 不允許有較大變形 因此疲勞強度一般不失是主要矛盾 除了載荷很大的情況外 可以不必驗算軸的強度 剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形 因此 必須保證傳動軸有足夠的剛度 根據(jù) 5 7 41 6 nTd 5 8 49 ijN 式中 危險截面處軸的直徑 mmd 該軸傳遞的額定扭矩 N mmnT 該軸傳遞的功率 iNKw 該軸的計算轉速 r minj 該軸每米長度上允許的扭轉角 一般 0 5 1 iN A總 式中 由電機到該傳動件各傳動副的傳動效率由 總I10 96 d Kw 帶II 5 N A齒 4齒 4I9613 20 7dm 0 6 4I540 8 8 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 20 按圖 5 8 1 求得 I50dm I 5 4 鍵的選擇 當軸上有鍵槽時 d 值應相應增大 4 5 當軸為花鍵軸時 可將估算的 d 值減小 7 為 花鍵軸的小徑 空心軸時 d 需乘以計算系數(shù) b b 值見 機械設計手冊 表 7 12 軸 為空心軸 I 和 為花鍵軸 I 軸和 軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸 因 為矩形花鍵定心精度高 定心穩(wěn)定性好 能用磨削的方法消除熱處理變形 定心直徑 尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度 故我采用矩形花鍵連接 因是花鍵軸 內(nèi)徑可減少 7 即 d 50 1 7 46 5 d 50 1 7 46 5 按標準圓整 采用 軸 6 50 45 12 軸 6 50 45 12 6 55 50 14 鍵的選擇 矩形花鍵的尺寸 10 8 90 平鍵 14 9 56 矩形花鍵的尺寸 3 3 30 平鍵的尺寸 28 6 110 5 5 齒輪模數(shù)的確定 齒輪模數(shù)的估算 通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù) 如齒輪材料相同時 選擇負荷最重的小齒輪 根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按 金屬切 削機床設計 表 7 17 進行估算模數(shù) 和 并按其中較大者選取相近的標準模數(shù) HmF 為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣 通常不超過 2 3 種模數(shù) 先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù) 齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動 查 機械設 計 表 10 8 齒輪精度選用 7 級精度 再由 機械設計 表 10 1 選擇小齒輪材料為 40C 調(diào)質(zhì) 硬度為 280HBS r 根據(jù) 金屬切削機床設計 表 7 17 有公式 齒面接觸疲勞強度 5 9 32 1 1602 HPjmHznK 齒輪彎曲疲勞強度 5 10 34FPjF 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 21 a 變速組 分別計算各齒輪模數(shù) 先計算最小齒數(shù) 36 的齒輪 齒面接觸疲勞強度 32 1 1602 HPjmHznK 其中 公比 2 25 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 96 7 5 7 2KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允接觸應力 由 金屬切削機床設計 圖 7 6HP lim9 HP li 按 MQ 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 650MPa limH MPaPaP589 065 mH 73 2102 36 71122 根據(jù) 畫法幾何及機械制圖 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 2 5mm 齒輪彎曲疲勞強度 34FPjmFznK 其中 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 96 7 5 7 2KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允齒根應力 由 金屬切削機床設計 圖 7 FP lim4 FP li 11 按 MQ 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 MPaF30lim MPaPaF420 130 mF 678 431 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 22 根據(jù) 畫法幾何及機械制圖 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 2mm 所以1FHm 5 21 于是變速組 a 的齒輪模數(shù)取 m 2 5 b 30mm 軸 上主動輪齒輪的直徑 mddaa 5 124 90365 221 軸 上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為 maa 807 8 2 1 b 變速組 確定軸 上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù) 先計算最小齒數(shù) 25 的齒輪 齒面接觸疲勞強度 公式見 a 變速組 其中 公比 3 52 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 922 7 5 6 915KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允接觸應力 由 金屬切削機床設計 HP lim9 HP li 圖 7 6 按 MQ 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 650MPa limH MPaPaP589 065 mmH 42 360582 3 4911623 根據(jù) 畫法幾何及機械制圖 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 3mm 齒輪彎曲疲勞強度 340FPjmFznK 其中 P 齒傳遞的名義功率 P 0 922 7 5 6 915KW 齒寬系數(shù) m m105 b 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 23 齒輪許允齒根應力 由 金屬切削機床設計 FP lim4 1FP li 圖 7 11 按 MQ 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 MPaF30lim MPaF420 1 mF 3 5689 4302 根據(jù) 畫法幾何及機械制圖 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 2 5mm 所以2FHm 32 于是變速組 b 的齒輪模數(shù)取 m 3mm b 30mm 軸 上主動輪齒輪的直徑 ddbb 17593752321 軸 上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為 mmbb 64648 2 1 標準齒輪參數(shù) 0h1c0 25 度 從 機械原理 表 5 1 查得以下公式 齒頂圓直徑 5 11 zdaa 2 1 齒根圓直徑 5 12 mchf 分度圓直徑 5 13 齒頂高 5 14 ha 齒根高 5 15 cf 齒輪的具體值見下表 表 5 1 齒輪尺寸表 單位 mm 齒輪 齒數(shù) z 模數(shù) nm分度圓直 徑 d 齒頂圓直 徑 a 齒根圓直 徑 fd 齒頂高 ah齒根高 f 36 2 5 90 95 83 75 2 5 3 125 45 2 5 112 5 117 5 106 25 2 5 3 125 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 24 81 2 5 202 5 207 5 196 25 2 5 3 125 72 2 5 180 185 173 75 2 5 3 125 25 3 75 81 67 5 3 3 75 59 3 177 183 169 5 3 3 75 88 3 264 270 256 5 3 3 75 54 3 162 168 154 5 3 3 75 5 6 確定各軸間的中心距 25 1462 836 2 1 mmzd 9565 5 7 齒輪的設計 通過齒輪傳動強度的計算 只能確定出齒輪的主要尺寸 如齒數(shù) 模數(shù) 齒寬 螺旋角 分度圓直徑等 而齒圈 輪輻 輪轂等的結構形式及尺寸大小 通常都由結 構設計而定 當齒頂圓直徑 時 可以做成實心式結構的齒輪 當mda160 時 可做成腹板式結構 再考慮到加工問題 現(xiàn)決定把齒輪做成16050amd 實心結構 第六章 齒輪校核 在驗算算速箱中的齒輪應力時 選相同模數(shù)中承受載荷最大 齒數(shù)最小的齒輪進接 觸應力和彎曲應力的驗算 6 1 齒輪強度校核 計算公式 彎曲疲勞強度 6 1 FSaFtbmYK 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 25 接觸疲勞強度 6 2 HtEHubdKFZ 15 2 6 1 1 校核 a 組齒輪 彎曲疲勞強度 校核齒數(shù)為 36 的齒輪 確定各項參數(shù) FSaFtFbmYK 2 n 710r min kWP 796 0 1097 2 7105 15 56 mNnT 確定動載系數(shù) VK smdnv 35 10679106 齒輪精度為 7 級 由 機械設計 圖 10 8 查得動載系數(shù) 由 機械08 1 vK 設計 使用系數(shù) AK mb30 確定齒向載荷分配系數(shù) 取齒寬系數(shù) 0 1 d 查 機械設計 表 10 4 得非對稱齒向載荷分配系數(shù) 417 HK 3 52 4 30 hb 查 機械設計 圖 10 13 得 27 1 FK 確定齒間載荷分配系數(shù) 由 機械設計 表 10 2 查的使用 0 A 由 機械設計 表 10 3 查得齒間載荷分配系數(shù) 1 FHK 確定載荷系數(shù) 372 8 1 FvAK 查 機械設計 表 10 5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 5 2 FaY61 Sa 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 26 計算彎曲疲勞許用應力 由 機械設計 圖 10 20 c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 aFEMp540 機械設計 圖 10 18 查得 壽命系數(shù) 取疲勞強度安全系數(shù) S 1 39 0 NK aFMp374 1509 56 212 5dTt FaF Mp 78 3 30 接觸疲勞強度 HtEHubdKFZ 15 2 載荷系數(shù) K 的確定 372 1 08 FvA 彈性影響系數(shù)的 確定 查 機械設計 表 10 6 得EZ 8 9EZ 查 機械設計 圖 10 21 d 得 MPaH670lim MPaH6037 HH a 8 5962 1935 21 8195 2 故齒輪 1 合適 6 1 2 校核 b 組齒輪 彎曲疲勞強度 校核齒數(shù)為 25 的齒輪 確定各項參數(shù) FSaFtFbmYK 2 n 640r min kWP915 60 98 06 mNnT 503 4 5 15 9 確定動載系數(shù) sdv 12607160 齒輪精度為 7 級 由 機械設計 圖 10 8 查得動載系數(shù) 04 vK 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 27 mb30 確定齒向載荷分配系數(shù) 取齒寬系數(shù) 0 1 d 查 機械設計 表 10 4 插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù) 419 HK 查 機械設計 圖 10 13 得8 4 25 hb 27 F 確定齒間載荷分配系數(shù) 由 機械設計 表 10 2 查的使用 0 1 AKNdTt 67 2475103 由 機械設計 表 10 3 查得齒間載荷分配系數(shù) FHK 確定動載系數(shù) 32 17 04 1 HvAK 查 機械設計 表 10 5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 91 2 FaY53 Sa 計算彎曲疲勞許用應力 由 機械設計 圖 10 20 c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 aFEMp540 機械設計 圖 10 18 查得 壽命系數(shù) 疲勞強度安全系數(shù) S 1 39 0 NK aFMp374 1509 67 252dTt FaF Mp 2 35830 19 746 1 接觸疲勞強度 HtEHubdKFZ 5 21 u 88 25 3 52 載荷系數(shù) K 的確定 475 19 04 1 FvA 彈性影響系數(shù)的 確定 查 機械設計 表 10 6 得EZ 8 EZ 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 28 查 機械設計 圖 10 21 d 得 MPaH670lim MPaH60379 H 35 2 3175306 24 1895 2 故齒輪 5 合適 第七章 傳動軸剛度校核 由于軸 是傳動軸當中承載最重的軸 故選其作為剛度驗算的傳動軸 7 1 核算其裝齒輪處產(chǎn)生的撓度和傾角 計算軸的平均直徑 計算簡圖 如下 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 29 圖 7 1 傳動軸受力圖 計算軸傳遞的扭矩 nT 7 1 49510injN mA 式中 軸傳遞的功率 iNKw 軸的計算轉速 r minjn 449 51028 71036nT NmA 求作用在裝齒輪處 B 點的力 切向力 N 7 2 2nBxTpd 徑向力 N 7 3 0 5ByBx 式中 齒輪的分度圓直徑 ddmz 2834 57 N 428 7105Bxp BYPCYP B CA XXD 81 25 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 30 N0 52834 71 28Byp 求作用在裝齒輪處 C 點的力 由于三軸心 傳入軸 傳出軸 該軸 的軸心在空間位置的軸心連線夾角大于 150 需進行坐標轉換 將后一對齒輪嚙合力投影到前一個坐標之后 再進行撓度計算 如 下圖所示 圖 7 2 齒輪受力圖 切向力 N 428 71059 73nCXTpd 徑向力 N0 5 28 YX 故 400 53 N00cos 9 cos 9 cCCYFpp 6672 90 N0ininXP 計算裝齒輪處的撓度 應用 機床設計手冊 表 5 8 16 公式 由表 5 8 17 查得 軸的慣性 I 252055 4m N 6252 10 10Ekgfc 2m 撓度允許值 y 0 0003 0 0005 L 式中 L 軸長度 mm y xIII 軸 I 軸 II 軸 BYPBX CXPC CF 36 81 25 B C 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 31 查表 5 8 14 取得 y 0 0004L 0 0004 420 0 168 由 機床設計手冊 二 上中表 5 8 16 得 22 6BXPabclbcEI 2 25834 70 1345 0 81319l 2 225 BYPabcEIl 2222540 340 540 6619 8cCBFXlI 4 2222 57 9 cBPalYEI 622 6XClab 225834 70 4054 1 0 67 22 6BYCpllcEI 547 8040135 019 8 2 25 43 4cFabXIl 2 2 25 67 9 013 59 80cPYEIl 9 整理見下表 表 7 1 齒輪處產(chǎn)生的撓度 位 置 坐 標 方 向 B 點撓度 C 點撓度 疊加 撓度 允許 值 結 果 B X B0 0081 BCX0 0267 0 0348 2BBYX 0 168 合 格 湖南科技大學本科畢業(yè)設計 論文 32 Y B0 0040 BCY0 0013 0 0053 0 035 X C 0 0004 X 0 0002 0 0006 2CCYX 0 168 C Y 0 06