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課程設計說明書 設計題目:機床主軸變速箱傳動系統(tǒng)設 計 設 計 者: 薛毅 指導老師:賈育秦 張學良 太原科技大學 機電教研室 2011 年 4 月 4 日 機床課程設計任務書 題目:機床主軸變速箱的技術要求參數如下: 1.床身上最大工件回轉直徑710mm 2. , max475nrp?min9.5rp? 3.變速范圍 ,公比0R1.26?? 4.轉速級數 18Z 5.電動機 , 6NKW?40nrpm 6.主軸內孔38mm 內容:(1)機床主軸變速箱展開圖 (2)機床主軸變速箱截面圖 (3)課程設計說明書 班級: 機自071210班 學生: 薛毅 學號: 200712031023 指導教師: 賈育秦 張學 良 教研室主任: 賈育秦 2011年4月4日 太原科技大學機床課程設計 目錄 第一章 概述........................................................................................................................1 1.1 機床主軸箱課程設計的目的 ....................................................................................1 1.2 設計任務和主要技術要求 ........................................................................................1 1.3 設計主要內容 ...........................................................................................................2 第二章 參數的擬定............................................................................................................3 2.1 確定調速范圍 ...........................................................................................................3 2.2 主電機選擇 ..............................................................................................................3 第三章 傳動設計................................................................................................................5 3.1 主傳動方案擬定 ......................................................................................................5 3.2 傳動結構式、結構網的選擇 ..................................................................................5 3.3 轉速圖的擬定 ..........................................................................................................6 3.4 帶輪直徑和齒輪齒數的確定 ..................................................................................8 第四章 傳動件的估算......................................................................................................10 4.1 三角帶傳動的計算 ................................................................................................10 4.2 傳動軸的估算和驗算 ............................................................................................14 4.2.1 主軸的計算轉速...............................................................................................14 4.2.2 各傳動軸的計算轉速.....................................................................................15 4.2.3 各軸直徑的估算.............................................................................................15 4.2.4 各軸直徑的驗算.............................................................................................18 4.3 齒輪齒數的確定和模數的估算 ............................................................................21 4.3.1 齒輪齒數的確定.............................................................................................21 4.3.2 齒輪模數的計算.............................................................................................21 4.3.4 齒寬確定.........................................................................................................27 4.4 帶輪結構設計 ........................................................................................................27 4.5 傳動軸間的中心距 .................................................................................................28 第五章 動力設計 ....................................................................................................29 5.1 傳動軸的驗算 .........................................................................................................29 5.1.1 傳動軸的強度計算...........................................................................................30 5.1.2 作用在齒輪上的力的計算...............................................................................30 5.2 齒輪校驗 .................................................................................................................31 5.3 軸承的校驗 ..............................................................................................................32 第六章 結構設計及說明..................................................................................................34 6.1 結構設計的內容、技術要求和方案 ....................................................................34 6.2 展開圖及其布置 ....................................................................................................35 6.3 輸入軸的設計 ........................................................................................................35 6.4 齒輪塊設計 ............................................................................................................37 6.4.1 其他問題............................................................................................................38 太原科技大學機床課程設計 6.5 傳動軸的設計 ........................................................................................................38 6.6 主軸組件設計 ........................................................................................................40 6.6.1 各部分尺寸的選擇.........................................................................................40 6.6.2 主軸軸承.........................................................................................................41 6.6.3 主軸與齒輪的連接.........................................................................................44 6.6.4 潤滑與密封.....................................................................................................44 6.6.5 其他問題.........................................................................................................45 第七章 總結......................................................................................................................46 參考文獻:........................................................................................................................47 太原科技大學機床課程設計 1 第一章 概述 1.1 機床主軸箱課程設計的目的 機床課程設計是學生在學完基礎課,技術基礎課及有關專業(yè)課 的基礎上,結合機床主傳動部件(主軸變速箱)設計進行的綜合訓 練。其目的: 1. 掌握機床主傳動部件設計過程和方法,包括參數擬定、傳動 設計、零件計算、機構設計等,培養(yǎng)結構分析和設計的能力。 2. 綜合應用過去所學的理論知識,提高聯(lián)系實際和綜合分析的 能力。 3. 訓練和提高設計的基本技能,如計算、制圖、應用設計資料、 標準和規(guī)范、編寫技術文件(說明書)等。 1.2 設計任務和主要技術要求 普通機床的規(guī)格和類型都有系列化,可作為設計時遵照的基礎, 因此,對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型 機床主軸變速箱,主要用于加工回轉體。 機床的主參數(規(guī)格尺寸)和基本參數: 1、床身上最大工件回轉直徑為 430mm。 2、最高轉速 475rpm,最低轉速 9.5rpm,變速范圍是 50。 3、公比 ,轉速級數 Z=18。1.26?? 4、電動機 6KW,1440r/min,主軸內孔 38mm. 太原科技大學機床課程設計 2 1.3 設計主要內容 1.參數擬定 根據機床類型、規(guī)格和其他特點,了解典型工藝的切削用量, 結合實際條件和情況,并與機床對比后確定;極限速度 和 、maxnmin 公比 (或級數 Z) 、主傳動電機功率 N。由于設計學時有限,故有? 些參數已經直接給出, ,但說明書中將設計參數的重點做個簡單介紹。 2. 運動設計 根據擬定的參數,通過結構網和轉速圖的分析,確定傳動結構 方案和傳動系統(tǒng)圖,計算各傳動副的傳動比及齒輪的齒數,并驗算 主軸的轉速誤差。 3. 動力計算和結構草圖設計 估算齒輪模數 m 和軸徑 d,計算正反向離合器、制動器。將各 傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排、布置和設計。 4. 軸與軸承的驗算 在結構草圖的基礎上,對一根傳動軸的剛度和該軸系的軸承的 壽命進行驗算。 5.主軸變速箱裝配設計 主軸變速箱裝配圖是以結構草圖為“底槽” ,進行設計和繪制的, 圖上各零部件要表達清楚,并標注尺寸和配合。 6. 設計計算說明書 太原科技大學機床課程設計 3 應包括參數、運動設計的分析和擬定,軸與軸承的驗算等,此 外,還應對重要結構的選擇和分析做必要的說明。 第二章 參數的擬定 機床設計的初始,首先需要確定有關參數,他們是傳動設計和 結構設計的依據,影響到產品是否滿足所需要的功能要求,因此, 參數擬定是機床設計中重要環(huán)節(jié)。機床參數有主參數和基本參數, 主參數直接反應機床的加工能力、特性、決定和影響其它基本參數 的數值;基本參數是與加工工件尺寸、機床結構、運動和動力特性 有關的參數。 2.1 確定調速范圍 調速范圍是最高轉速與最低轉速的比值,也即 maxinnR? ,或 者根據主軸變速箱的公比和轉速級數也可計算求得 1zn??。 機床主軸變速箱的變速范圍為: 47509.nR? 2.2 主電機選擇 合理的確定電機功率,使機床既能充分發(fā)揮其使用性能,滿足 生產需要,又不致使電機經常輕載而降低功率因素。 已知異步電動機的轉速有 3000rpm 、1500rpm 、1000rpm、750 rpm,已知 =6KW,因為主軸最高轉速為 475rpm,由于要使電機P額 轉速 與主軸最高轉速相近或相宜,以免采用過大的升速或過小的dn 太原科技大學機床課程設計 4 降速傳動。根究三相異步電動機的選擇(表 1) ,所以初步定電機為: Y132M-4,電機轉速 1440rpm。 表 1 三相異步電動機選取 太原科技大學機床課程設計 5 第三章 傳動設計 3.1 主傳動方案擬定 擬定傳動方案,包括傳動型式的選擇以及開停、幻想、制動、 操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機 構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。 傳動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,確定傳動方案和型式,要從結構、工藝、性能及經濟 等多方面統(tǒng)一考慮。 傳動方案有多種,傳動型式更是眾多,比如:傳動型式上有集 中傳動,分離傳動;擴大變速范圍可用增加傳動組數,也可用背輪 結構、分支傳動等型式;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。此次設 計中,我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。 3.2 傳動結構式、結構網的選擇 結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有 用的方法,但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案,就并 非十分有效。對于本設計,機床級數和變數范圍不是很多,一般可 用串聯(lián)式傳動就能夠獲得連續(xù)不重復的轉速數列。 例:以變速級數 Z=8 為主傳動部件為例,簡單地說明選擇結果 太原科技大學機床課程設計 6 式、結構網的思路和步驟。 1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目 級數為 Z 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成,各傳動組分 別有 、 、……個傳動副。即 ?? ??321Z? 傳動副中由于結構的限制以 2 或 3 為合適,即變速級數 Z 應為 2 和 3 的因子: ,可以有多種方案 ,如baZ??? 8=4×2;8=2×2×2。 2 傳動式的擬定 八級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組,選擇傳動組安排方式時,考慮到 機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。 在Ⅰ軸如果安置換向摩擦離合器時,為減少軸向尺寸,第一傳 動組的傳動副數不能多,以 2 為宜。 主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大,因此主軸上齒輪少 些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用 2。 綜上所述,傳動式為 1184?? 3 結構式的擬定 對于 的傳動式,由于本次設計的機床 I 軸裝有12184?? 摩擦離合器,在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。 所以選 的方案。121 3.3 轉速圖的擬定 正轉轉速圖: 太原科技大學機床課程設計 7 太原科技大學機床課程設計 8 主傳動圖: 主傳動路線表達式: 3656472820m34III140r/in 41198696057324IV()19806kWVI??????????????????????????????????????????主 電 動 機 主 軸 3.4 帶輪直徑和齒輪齒數的確定 根據擬定的轉速圖上的各傳動件的傳動比,就可以確定帶輪直 徑和齒輪的齒數。 太原科技大學機床課程設計 9 一、帶輪直徑確定的方法、步驟 1) .選擇三角帶型號 一般機床上都采用三角帶,根據電機轉速和功率查圖即可確定 型號(相見 4-1 節(jié)) 。但圖中的解并非只有一種,應該傳動帶數為 3~5 根為佳。 2) .確定帶輪的最小直徑 (D ?。﹎in 各種型號膠帶推薦了最小帶輪直徑,直接查表即可確定。 3) .計算大帶輪直徑 D 大 根據要求的傳動比 和滑功率 確定 D 大,當帶傳動為降速時,u? 或 1=D()mu???大 小 =(1)dfnm??大 小 三角膠帶的滑動率 。2%?? 三角帶傳動中,在保證最小包角大于 的條件下,傳動比可120? 取 ,對中型通用機床,一般取 u=1~2.5 為宜。1/73u? 二、確定齒輪齒數 用計算方法或查表法確定齒輪齒數,后者更為簡便。根據要求 的傳動比和初步定出的傳動齒輪副齒數和 ,查表即可求出小齒輪ZS 齒數。常用傳動比的適用齒數(小齒輪)表見表 1。 選取時,應注意: 1.不產生根切,一般取 。min18~20Z? 2.保證強度和防止熱處理變形過大,齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 ,一般取 則2m??5??min6.5T?? 3.同一傳動組的各對齒輪副的中心距應當相等,若模數相同時, 太原科技大學機床課程設計 10 則齒輪和亦應相等,但由于傳動比的要求,尤其是在傳動中使用了 公用齒輪后,常常滿足不了上述要求。機床上可用修正齒輪,在一 定范圍內調整中心距使其相等,但修正量不能太大,一般齒輪差不 能超過 3~4 個齒。 4.防止各種碰撞和干涉 三、主軸轉速系列的驗算 主軸轉速在使用上并不要求十分準確,轉速稍高或稍低并無太 大影響,但標牌上標準數列的數值一般也不允許與實際轉速相差太 大。 由確定的齒數齒輪所得的實際轉速與傳動設計理論值難以完全 相符,需要驗算主軸各級轉速,最大誤差不得超過 ,10()%??? 即 -10%n????理 論實 際 理 論 ( -) 如果超差,要根據誤差的正負以及誤差的主要環(huán)節(jié),重新調整 齒數,是轉速數列得到改善。 四、傳動系統(tǒng)圖的繪制 根據計算結果,用規(guī)定符號,以適當的比例在方格紙上繪制出 轉速圖和主傳動系統(tǒng)圖。 太原科技大學機床課程設計 11 第四章 傳動件的估算 傳動方案確定后,要進行方案的結構化,確定各零件的實際尺 寸和有關布置。為此,常對傳動件的尺寸先進行估算,如轉動軸的 直徑、齒輪模數、離合器、制動器、帶輪的根數和型號等。在這些 尺寸的基礎上,畫出草圖,得出初步結構化的有關布置與尺寸,然 后按照結構尺寸機型主要零件的驗算,必要時作結構和方案上的修 改,重新驗算,直到滿足要求,最后才能畫正式裝配圖。 4.1 三角帶傳動的計算 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,機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。 (1)選擇三角帶的型號 計算功率 N1.367.8jwdKKW??? 式中 ——電動機額定功率d ——工作情況系數 w 車床的超動載荷輕,工作載荷穩(wěn)定,三班制工作時,取 1.3;而 銑床的工作載荷有輕微波動,二班制工作時,取 。1.2wK? 根據計算功率和小帶輪的轉速查下圖選擇帶的型號。查下圖可 選擇三角帶的型號為 B 型。 太原科技大學機床課程設計 12 (2)確定帶輪的計算直徑 ,?D? 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 不宜過小,要求 。依下表 V 帶帶輪的最小基準?Dmin?? 直徑與基準直徑系列表,可取主動輪基準直徑 =160 。?Dm 大帶輪的計算直徑 2D 由公式 121()()nmi????? 式中: ?——小帶輪轉速(rpm) ——大帶輪轉速(rpm)?n ——帶的滑動系數,一般取 0.02。? 帶入數據可得: ,將其圓整為21406327Dm??230Dm? (3)確定三角帶速度 按公式 1.1.06/6060nVs???? 對 O、A、B、C 型膠帶, ,v=10~15m/s 時最為經5/2msv? 濟耐用,而 v=12.06m/s 處于這個范圍之間,故選擇比較合適。 太原科技大學機床課程設計 13 (4)初步初定中心距 帶輪的中心距,通常根據機床的總體布局初步選定,一般可在 下列范圍內選?。?根據經驗公式 ????120120.7DADm??? 即:336mm< <960mm0A 中心距過小,將降低帶的壽命,中心距過大時,會引起帶的振 動。故初步選取中心距為 450mm。 (5)三角帶的計算基準長度 ?L 根據帶傳動的幾何關系,按下式初算帶的基準長度 ?L???????????? ??????ADDAL? 帶入數據可得: ???? 20 30163.1425602845L m?????? 由《機械設計》表 6-2,圓整到 V 帶的基準長度 L (6)驗算三角帶的撓曲次數 10=5.840mvuL??次 /s 式中:m——帶輪個數。如 u 超限,可加大 L 或降低 v 來解決, 以符合要求。 (7)確定實際中心距 A00168A=45=40m22L???? (8)驗算小帶輪包角 ? 小帶輪包角是影響 V 帶傳動工作能力的重要因素。通常應保證 ,故小帶輪包角合適。000211857.39.612DA?????? (9)確定三角帶根數 z 太原科技大學機床課程設計 14 由公式可知 ??0clpZk???A 查表 6-4 用內插法得 5.83 查表 6-5 用內插法得 01p?A 查表 6-6 用內插法得 .97k? 查表 6-2 得 1l 則 ??8.2=3.085.30*97z?? 取 z=4,則有 4 根帶。 4.2 傳動軸的估算和驗算 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。 太原科技大學機床課程設計 15 4.2.1 主軸的計算轉速 主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高一級轉 速,即 13min zj??? 帶入數據可得 ,取 ,雖然機 1830.260/minj r???30/injr? 床傳遞恒功率的級數減少,但對機床的使用更安全可靠。如果取小 一級轉速,縮短機床的使用壽命,并易破壞。 4.2.2 各傳動軸的計算轉速 VI 軸共有 18 級實際工作轉速 9.5~475r/min,根據主軸計算轉速 往前推算,能夠傳遞全部功率的最低轉速為 75r/min??傻芒踺S的計 算轉速為 75r/min。 其余以此類推,可得各軸的計算轉速,如下表 1 所示。 軸序號 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 計算轉速 1/minjr??720 950 375 300 75 主軸的計算轉速為 30r/min。 4.2.3 各軸直徑的估算 傳動軸直徑按扭轉剛度用下列公式估算傳動軸直徑: ??491jNdmn?? 式中:N——該傳動軸的輸入功率 太原科技大學機床課程設計 16 KW ——電機額定功率dN??dN ——從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積jn ——該傳動軸的計算轉速 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j 計算轉速可以從轉速圖上,按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確 定。 ——每米長度上允許的扭轉角(deg/m),如下表所示。??? 估算時應注意: ①. 值為每米長度上的允許的扭轉角,而估算的傳動軸的長??? 度往往不是 1m,因此計算 時應按軸的實際長度進行折算和修正。? ②. 效率對估算軸徑的影響不是很大,可以忽略。 ③.如使用花鍵時,可根據估算的軸徑選取相近的標準花鍵的 太原科技大學機床課程設計 17 規(guī)格。主軸前軸徑可參考下列經驗統(tǒng)計數據確定: 下面是對各軸的軸徑估算,各傳動的效率分別為: 帶傳動: 10.96?? Ⅰ軸的直徑: , , 6.5.7NKW?1720/minnr???1.2deg/m?? , 取 30mm4196.20.d? Ⅱ軸的直徑: , , 5.769.53NKW??1950/minnr???1.2deg/m?? , 取 25mm42124.0.d Ⅲ軸的直徑: , , 5.396.1NKW??1375/minnr???1.2deg/m?? 取 35mm4310.27.d Ⅳ軸的直徑: , , 5.31096.NKW??130/minnr???1.2deg/m?? 取 35mm442.9.d V 軸的直徑: , , 5.10964.NKW??175/minr???1.2deg/m?? 取 45mm13.967.2d ⅤI 軸的直徑: 主軸直徑直接影響主軸部件的剛度。直徑越粗,剛 太原科技大學機床課程設計 18 度越高,但同時與它相配的軸承等零件的尺寸也越大。故設計之初, 只能根據統(tǒng)計資料選擇主軸直徑。由主軸所傳遞的功率查課本表 4- 4,取主軸前軸頸的直徑 。主軸直徑常是自前往后逐步減1D=20m 小的,前軸頸直徑 大于后軸頸直徑 。一般 ,取221(0.7~9)D? 。主軸孔徑 取主軸平均直徑的 55%~65%,取 。2D=10md 5dm 主軸內孔直徑在一定范圍內對主軸剛度影響很小,若超出此 范圍則能使主軸剛度急劇下降。有材料力學可知,剛度 K 正比于截 面慣性矩 I,他與直徑之間有下列關系: 44 40()/61KIDddD???????????? 式中 、 ——空心主軸的剛度和截面慣性矩;0 、 ——實心主軸的剛度和截面慣性矩。I VI 軸的直徑: , , 25.10964.7NKW??130/minr???1deg/?? 取 60mm465.3d 一般, 對剛度影響不大; 將使剛度急劇下降。7.0?? 7.0?? 則 ,故軸的直徑選取比較合適。45.2.83dD?? 此軸徑為平均軸徑,設計時可相應調整。 4.2.4 各軸直徑的驗算 1.軸的彎曲變形的條件和允許值 太原科技大學機床課程設計 19 機床主傳動軸的彎曲剛度驗算,主要驗算軸上裝齒輪和軸承處 的撓度 y 和傾角 。各類軸的撓度 y 和裝齒輪和軸承處的傾角 ,應? ? 小于彎曲剛度的許用值 和 值,即:??Y???;yY? 軸的彎曲變形的允許值: 2.軸的彎曲變形計算公式 計算軸本身彎曲變形的撓度及傾角時,一般常將軸簡化為集中 載荷下的簡支梁,按下表有關公式進行計算: 計算公式為: 太原科技大學機床課程設計 20 圓軸:平均直徑 慣性矩 1id??416dI?? 矩形花鍵軸:平均直徑 當量直徑12D?42I 慣性矩 4 216()()dZdI???? 機床中常用矩形花鍵軸的 、 和 I 的數值:1 太原科技大學機床課程設計 21 4.3 齒輪齒數的確定和模數的估算 4.3.1 齒輪齒數的確定 當各變速組的傳動比確定以后,可確定齒輪齒數。對于定比傳 動的齒輪齒數可依據機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內 齒輪的齒數,如傳動比是標準公比的整數次方時,變速組內每對齒 輪的齒數和 及小齒輪的齒數可以從表 3-6(機械制造裝備設計)中zS 選取。一般在主傳動中,最小齒數應大于 18~20。采用三聯(lián)滑移齒 輪時,應檢查滑移齒輪之間的齒數關系:三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪 之間的齒數差應大于或等于 4,以保證滑移是齒輪外圓不相碰。由 于設計時間有限,故主軸變速箱的齒輪已經給出,如下所示。 I 軸 Ⅱ軸的齒輪副:56/34,51/39? Ⅱ軸 Ⅲ軸的齒輪副:36/36,28/44,20/52 Ⅲ軸 Ⅳ軸的齒輪副:47/47,19/76 Ⅳ軸 V 軸的帶輪副:47/47,19/76 V 軸 VI 軸的齒輪副:32/80 4.3.2 齒輪模數的計算 按接觸疲勞和彎曲強度計算齒輪模數比較復雜,而且有些系數 只有在齒輪各參數都已知后方可確定,所以只在草圖畫完之后校核 用。 齒輪彎曲疲勞的估算: 太原科技大學機床課程設計 22 32jNmmzn?? 齒面點蝕的估算: 370j NA? 其中 為大齒輪的計算轉速,A 為齒輪中心距。jn 由中心距 A 及齒數 求出模數:12Z、 12jAm?? 根據估算所得 和 中較大的值,選取相近的標準模?j 數。 按照上面的方法,依次可以求得各個齒輪的模數,如下表所示。 在結構確定以后,齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等 齒輪序號 40Z54Z5045Z024Z3248Z 模數 3 3 3 3 3 3 3 3 3 齒輪序號 402460422460965 模數 3 3 3 3 3 3 3 3 4 齒輪序號 2Z58Z60 模數 4 4 4 3 太原科技大學機床課程設計 23 級等都已確定,才可能校驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否 滿足要求。 根據接觸疲勞計算齒輪模數公式為: 1233()160[]j mjjiKNmmZin????? 根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為: 123275[]wmjwZYn??? 式中:N——計算齒輪傳遞的額定功率 dNKW??? ——計算齒輪(小齒輪)的計算轉速 r/minjn ——齒輪系數 , 常取 6~10.m?/mb??m ——計算齒輪的齒數,一般取傳動中最小齒輪的齒數。1Z ——壽命系數,K? rnNqK?? ——工作期限系數,T 06mTC 齒輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數 m 和基 準循環(huán)次數 (表 3)0C n——齒輪的最低轉速 r/min T——預定的齒輪工作期限,中型機床推薦,T=15000~20000h ——轉速變化系數nK ——功率利用系數N ——材料強化系數q 太原科技大學機床課程設計 25 (壽命系數) 的極值 、 。K? maxK?in? 太原科技大學機床課程設計 26 太原科技大學機床課程設計 27 (4)標準齒輪: **20h1c0.25????, , 齒頂圓 齒根圓 mzdaa)+(=*1 **1(2)f adzhcm?? 分度圓 齒頂高 ha= 齒根高 chaf )(** 太原科技大學機床課程設計 28 各齒輪的具體數據如下表所示:如圖所示 齒 輪 齒數 模數 分度圓 齒頂圓 齒根圓 齒頂高 齒根高 1 56 2.5 140 145 133.75 2.5 3.125 2 34 2.5 85 90 78.75 2.5 3.125 3 39 2.5 97.5 102.5 91.25 2.5 3.125 4 51 2.5 127.5 132.5 121.25 2.5 3.125 5 57 2.5 142.5 147.5 136.25 2.5 3.125 6 37 2.5 92.5 97.5 86.25 2.5 3.125 7 28 2.5 70 75 63.75 2.5 3.125 8 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125 9 20 2.5 50 55 43.75 2.5 3.125 10 52 2.5 130 135 123.75 2.5 3.125 11 28 2.5 70 75 63.75 2.5 3.125 12 44 2.5 110 115 103.75 2.5 3.125 13 19 3 57 63 49.5 3 3.75 14 76 3 228 234 220.5 3 3.75 15 47 3 141 147 133.5 3 3.75 16 32 3.5 112 119 103.25 3.5 4.375 17 80 3.5 280 287 271.25 3.5 4.375 太原科技大學機床課程設計 29 4.3.4 齒寬確定 齒寬可由 得進行確定。??6~10,mB??為 模 數 一對嚙合齒輪,為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時 導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷,設計上,應主動輪比從動輪 寬。 由傳統(tǒng)的設計,齒寬與中心距的關系: (硬齒面 K=0.35,軟齒面 K=0.4)BKa? 故第一套嚙合的齒輪齒寬 (m=2.5)120,5Bm? 第二套嚙合的齒輪齒寬 (m=2.5)5 第三套嚙合的齒輪齒寬 (m=3)129,4 第四套嚙合的齒輪齒寬 (m=3.5)38Bm? 4.4 帶輪結構設計 根據《機械設計》 ,當 時,采用孔板式結構,D 是軸30d? 承外徑,查《機械零件手冊》確定選用深溝球軸承 6208,d=26mm,D=37mm。帶輪內孔尺寸是軸外徑尺寸 26mm。輪 齒的確定參數如下所示: min14.0,,1.0,9,12.5,7.,38pafbhef??????? 帶輪寬度: ??25Bzf?? 分度圓直徑: ,dm1.9.649.dD???50LB 太原科技大學機床課程設計 30 同理可算得另一帶輪副。 4.5 傳動軸間的中心距 各傳動軸之間的間距如下所示: 12.5dm?????390I412IVd?5I m??69VI? 太原科技大學機床課程設計 31 第五章 動力設計 5.1 傳動軸的驗算 由于變速箱各軸的應力都比較小,驗算時,通常都是用復合應 力公式進行計算: 22(0.5)[]b bMTW????? 式中: ——復合應力(MPa)b [ ]——許用應力(MPa) W——軸危險斷面的抗彎斷面模數 M——在危險斷面的最大彎矩, 2yxM?? T——在危險斷面的最大扭矩, 69.510jNTn? 實心軸: )(323mdW?? 空心軸: )](1[340D? 花鍵軸: 423()32dZbdm???? 式中:d 為空心軸直徑,花鍵軸內徑 D 為空心軸外徑,花鍵軸外徑 d0 為空心軸內徑 b 為花鍵軸的鍵寬 Z 為花鍵軸的鍵數 太原科技大學機床課程設計 32 N 為該軸傳遞的最大功率 nj 為該軸的計算轉速 齒輪的圓周力: DTPt2? 齒輪的徑向力: tr5.0 5.1.1 傳動軸的強度計算 ⅠV 軸: 3410.96.80.9.51IPKW??? 6.5.50.22I jNT Nmn?? 5.1.2 作用在齒輪上的力的計算 已知大齒輪的分度圓直徑:d=mz=3×60=180mm 圓周力: 24510.24.568tTFNd??? 徑向力: 0....8rt 軸向力: 546at 方向如圖所示: 軸的支反力 水平面支反力 21504.62.97tFLN????NH 太原科技大學機床課程設計 33 12504.618.497tFLN????NH2 垂直面支反力 12/.2650.4/27.97rad N???V 12/5.81.8/.03raFL???????N2 軸的危險截面彎矩 水平彎矩 18.6450.64HNMFLNm???? 垂直彎矩 27172V23.89.3N?? 合成彎矩為 211.HVMNm????2245 4 3()69.033dZbDdW???? 由于 ,12M?2222(0.5)175(.794.)35.8bTMpa????? 由于 35.83Mpa<60Mpa,傳動軸滿足要求。 5.2 齒輪校驗 在驗算變速箱中的齒輪應力時,選相同模數中承受載荷最大, 齒數最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里主要驗算 IV 軸 上齒數 28 的強度。 (1)接觸應力公式: ??41208vasf jukNQzmBn???? 太原科技大學機床課程設計 34 式中:u——大齒輪齒數與小齒輪齒數之比; ——齒向載荷分布系數; ——動載荷系數;k? vk ——工況系數; ——壽命系數A s 查《機械零件設計》表及 1.5,.20;1.5,.2HBFBvAkkk?? 假定齒輪工作壽命是 48000h,故應力循環(huán)次數為 964801.0hNnjL???次 查《機械零件設計》圖 10-18 得 ,.FNHNK?,所以:??941.5.2.4208 21031308f MPa????? (2)彎曲應力: 529vaswjkNQzmBYn?? 查《金屬切削手冊》有 Y=0.378,代入公式求得: 145.27wQMPa? 查《機械設計》圖 10-21e,齒輪的材產選 ,大齒輪、??40Cr滲 碳 小齒輪的硬度為 60HRC,故有 ,從圖 10-21e 讀出165fMPa?????? 。因為: ,故滿足要求。??920wPa????,ffw? 5.3 軸承的校驗 IV 軸選用的是角接觸球軸承 7207AC,,其基本額定負荷為 29.5KN 由于該軸的轉速是定值 ,所以齒輪越小越靠近軸承,150/minr? 太原科技大學機床課程設計 35 對軸承的要求越高。根據設計要求,應該對 IV 軸未端的軸承進行校 核。 齒輪的直徑 2437dm?? IV 軸傳遞的轉矩 661.899.5109.5076.438IjNT Nmn???? 齒輪受力 278.43.rFd? 根據受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為 2197.3461975.6rLRN??? 12.0.3rF?2 因軸承在運轉中有中等沖擊載荷,又由于不受軸向力,按《機 械設計》表 10-5 查得 為 1.2 到 1.8,取 ,則有:pf 1.3pf?11.3975.1628.43pPfXRN??? 2295.6124.3PXRN?? 軸承的壽命 因為 ,所以按軸承 2 的受力大小計算:P? 66310017()()486.9.hCL hn???? 故該軸承能滿足要求。 太原科技大學機床課程設計 36 第六章 結構設計及說明 6.1 結構設計的內容、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。課程設計由于時間的限制,一般只畫展開圖。 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: 布置傳動件及選擇結構方案。 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 的數據。 太原科技大學機床課程設計 37 6.2 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。 I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案,一是將兩 級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束, 齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑,負責齒輪無法加工。這樣軸 的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線 的軸上,左邊部分接通,得到一級反向轉動,右邊接通得到三級反 向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案,通 過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。 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 也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上,以免制動扭 矩太大,是制動尺寸增大。 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。 6.3 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的拉力(采用卸荷裝置)。I 軸上裝有摩擦離合器,由于組成離合器的零件很多,裝配很不方便, 一般都是在箱外組裝好 I 軸在整體裝入箱內。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 太原科技大學機床課程設計 38 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)政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,一般采用濕式。 在確定軸向尺寸時,摩擦片不壓緊時,應留有 0.2~0.4mm 間隙, 應能調整。 離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意: 摩擦片的軸向定位:由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓 盤裝在花鍵上,另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里,并轉過一 個花鍵齒,和軸上的花鍵對正,然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接 在一起。這樣就限制了軸向和周向德兩個自由度,起了定位作用。 摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn),在軸系上形成了彈性 力的封閉系統(tǒng),不增加軸承軸向復合。 結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的,即 操縱力撤消后,有自鎖作用。 I 軸上裝有摩擦離合器,兩端的齒輪是空套在軸上,當離合器接 通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪,與軸回轉方向是相反 的,二者的相對轉速很高(約為兩倍左右)。結構設計時應考慮這 點。 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承?;瑒?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 太原科技大學機床課程設計 39 齒輪需要有軸向定位,軸承需要潤滑。 6.4 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: 是固定齒輪還是滑移齒輪; 移動滑移齒輪的方法; 齒輪精度和加工方法; 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 太原科技大學機床課程設計 40 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。 6.4.1 其他問題 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?;讫X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 配時最后調整確定。 6.5 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。 太原科技大學機床課程設計 41 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。