I畢業(yè)設(shè)計(論文)題 目： 自動攻絲機設(shè)計 摘 要本文主要進行的是自動攻絲機設(shè)計，該自動攻絲機在普通的小臺式鉆床機床上進行設(shè)計，設(shè)計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞：分級變速;傳動系統(tǒng)設(shè)計;傳動副;結(jié)構(gòu)網(wǎng);結(jié)構(gòu)式;齒輪模數(shù); 傳動比IIIAbstractFirst, in order to obtain the ideal and more understanding of the design method of transmission system design of machine tool transmission system when the winner. According to the requirements of the main drive system of CNC machine tool and spindle power and torque characteristics, analysis of the design principle and method of mechanical and electrical connection and speed of main transmission system. Starting from the main drive system structure network, determine the optimum matching scheme of machine tool spindle power and torque characteristics, the calculation and verification of relevant motion parameters and dynamic parameters. Design steps and design method of this specification focuses on the main drive system of machine tool, according to the motion parameters have been determined by transmission center distance of expansion graph of the minimum as the goal, formulate transmission scheme transmission system, in order to obtain the optimal scheme and high design efficiency. In the main drive system of machine tool, in order to reduce the number of gears, simplify the structure, reduce the axial size, design method of the number of gear teeth is trial, join algorithm, design calculation of trouble and is not easy to find a reasonable. Through the research and analysis of the main drive system of triple slide gear characteristics, draw the part drawing and the spindle box expansion plan and section view.Key Words: classification of transmission; the transmission system; design; transmission; network structure; structure type; the module of gear; transmission ratioIV目 錄摘 要 IIAbstract.III1 緒論.11.1 鉆床簡介 11.2 鉆床的發(fā)展及趨勢 11.3 自動攻絲機介紹 21.4 本課題設(shè)計內(nèi)容及要求 32 自動攻絲機總體方案設(shè)計.42.1 自動攻絲機的動力選擇 42.2 自動攻絲機的驅(qū)動方式 42.3 自動攻絲機的動力性能比較 52.4 自動攻絲機動力的計算與選擇 63 自動攻絲機設(shè)計.83.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 83.1.1 轉(zhuǎn)速范圍 .83.1.2 轉(zhuǎn)速數(shù)列 .83.1.3 確定結(jié)構(gòu)式 .93.1.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) .93.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 .103.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 104 自動攻絲機動力計算.124.1 帶傳動設(shè)計 124.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 134.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 144.4 常用材料及熱處理 14V4.5 傳動軸最小軸徑的初定 194.6 主軸合理跨距的計算 205 主要零部件的選擇.225.1 軸承的選擇 225.2 鍵的規(guī)格 225.3 變速操縱機構(gòu)的選擇 226 校核.236.1 剛度校核 236.2 軸承壽命校核 247 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明.267.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 267.2 展開圖及其布置 26結(jié) 論.27參考文獻.28致 謝.2911 緒論1.1 鉆床簡介目前將機床分為 12 大類：車床、鉆床、鏜床、磨床、齒輪加工機床、螺紋加工機床、銑床、刨插床、拉床、特種加工機床、鋸床及其他機床。在每一類機床中，又可以按照工藝范圍、步型型式和結(jié)構(gòu)等等，可以分為若干組，每一組又可以分為若干系列。如鉆床又包括：坐標鏜鉆床、深孔鉆床、搖臂鉆床、臺式鉆床、立式鉆床、臥式鉆床、中心孔鉆床及其他鉆床。在上述的基本分類方法的基礎(chǔ)上，還可以根據(jù)機床的其他特征進一步進行分類。同類型機床按照應(yīng)用范圍（通用性程度） ，可以分為通用機床（或者稱萬能機床） 、專門化機床和專用機床三大類。其中通用機床是可以加工多種工件，完成多種多樣工序的加工范圍較廣的機床，如臥式車床、搖臂鉆床等等。搖臂鉆床主要由立柱，搖臂，主軸箱，和底座等部分組成。主軸箱裝在搖臂上，可沿立柱上下移動，以適應(yīng)加工不同高度工件的要求。此外，搖臂還可以隨外立柱在360°范圍回轉(zhuǎn)，因此主軸很容易調(diào)整到所需要的加工位置。為了使主軸在加工時保持確定的位置，搖臂鉆床還具有內(nèi)立柱，搖臂及主軸箱的夾緊機構(gòu)，當(dāng)主軸的位置調(diào)整確定后，可以快速將它們夾緊。 搖臂鉆床的其他變形如萬向搖臂鉆床搖臂和主軸箱可以回轉(zhuǎn)或傾斜，使主軸可在空間任意方向都可以進行鉆削，適用于重型機器，機車車輛，船舶和鍋爐等制造業(yè)中加工大型工件。車式搖臂鉆床的底座有車輪，可以在軌道上移動，適用于橋梁和機床等行業(yè)窄長形工件的孔加工。1.2 鉆床的發(fā)展及趨勢進入市場經(jīng)濟后，國內(nèi)機床行業(yè)競爭日趨激烈，與中捷搖臂鉆廠生產(chǎn)相同型號產(chǎn)品的企業(yè)有 40 多家，中捷搖臂鉆廠產(chǎn)品領(lǐng)先優(yōu)勢受到挑戰(zhàn)。為了應(yīng)對挑戰(zhàn)，中捷搖臂鉆廠在產(chǎn)品賣得正火的時候，提出了進行跨越產(chǎn)品結(jié)構(gòu)調(diào)整。第一，用先進技術(shù)改造傳統(tǒng)產(chǎn)品。如普通搖臂鉆床實現(xiàn)了五軸聯(lián)動，價格由幾萬元上升到幾十萬元，達到中國搖臂鉆床最高水平。第二，向國際先進水平靠攏，不斷擴大產(chǎn)品領(lǐng)先優(yōu)勢。ZK 系列、橋式和動橋系列產(chǎn)品，十幾項技術(shù)居國內(nèi)領(lǐng)先地位。ZK3050 獲得自主知識產(chǎn)權(quán)，并成為國家重點新產(chǎn)品；Z3580A 萬向搖臂鉆，在任何空間、任意方向、任意位置上實現(xiàn)鉆削功能，不僅填補了國內(nèi)空白，在國外也不多見。在國際著名的芝加哥機床展覽會上，中捷搖臂鉆廠參展產(chǎn)品被一位美籍華商相中并當(dāng)場拉走。德國、意大利、西臘、瑞典、2伊朗等國家和地區(qū)紛紛提出做中捷牌搖臂鉆的代理經(jīng)銷商。在上海國際機床展覽會上，沈陽機床股份有限公司參展的數(shù)控鉆銑床，同時被國內(nèi)三家企業(yè)看好。搖臂鉆床和大多數(shù)機床一樣，將向數(shù)控自動化、機電一體化和智能化方向發(fā)展。搖臂鉆床未來的發(fā)展趨勢是：應(yīng)用電子計算機技術(shù)，簡化機械結(jié)構(gòu)，提高和擴大自動化工作的功能，使機床適應(yīng)于納入柔性制造系統(tǒng)工作；提高功率主運動和進給運動的速度，相應(yīng)提高結(jié)構(gòu)的動、靜剛度以適應(yīng)采用新型刀具的需要，提高切削效率；提高加工精度并發(fā)展超精密加工機床，以適應(yīng)電子機械、航天等新興工業(yè)的需要。1.3 自動攻絲機介紹加工定制：否 類型：工業(yè)臺鉆 品牌：雙龍型號：XX 主電機功率：0.37（kw） 軸數(shù)量：單軸鉆孔直徑范圍：1-13（mm） 主軸轉(zhuǎn)速范圍：480-4100（rpm） 主軸孔錐度：B163控制形式：人工 適用行業(yè)：通用 布局形式：立式適用范圍：通用 作用對象材質(zhì)：金屬 產(chǎn)品類型：全新項目 Z512-2最大鉆孔直徑 12.7mm最大主軸行程 100mm主軸端錐度 B16主軸中心至立柱表面距離 193mm工作臺面尺寸 165*265mm底座臺面尺寸 250*300mm主軸端至工作臺面距離 0~330mm主軸端至底座面距離 188~556mm工作臺升降行程 —主軸箱升降行程 —工作臺在垂直平面內(nèi)回轉(zhuǎn)角度 ±45°主軸轉(zhuǎn)速 480,800,1400,2400,4100r/min電機* 370 或 550外形尺寸(長×寬×高) 688*380*1037mm凈重 97Kg1.4 本課題設(shè)計內(nèi)容及要求1.完成自動攻絲機的結(jié)構(gòu)設(shè)計，要求結(jié)構(gòu)精小簡單，外形尺寸控制在80×50×100（mm）內(nèi)，2.軸數(shù)量:單軸；3.鉆孔直徑范圍 :13（mm）；4.主軸轉(zhuǎn)速范圍:480－4100（rpm）5.控制形式 :人工；6.適用行業(yè):通用， 7.布局形式:立式。42 自動攻絲機總體方案設(shè)計機械系統(tǒng)通常是由原動機、傳動裝置、工作機和控制操縱部件及其它輔助部件組成。工作機是機械系統(tǒng)中的執(zhí)行部分，原動機是機械系統(tǒng)的中的驅(qū)動部分，傳動裝置則是把原動機和工作機有機地聯(lián)系起來，實現(xiàn)能量傳遞和運動形式轉(zhuǎn)換不可缺少的部分，而其中原動機在機械系統(tǒng)中所起的作用是：（1）把自然界的能源變成機械能；（2）把發(fā)電機等變能機所產(chǎn)生的各種形態(tài)的能量轉(zhuǎn)換為機械能。2.1 自動攻絲機的動力選擇常用原動機有以下三種運動形式，具體見表 2-1：表 2-1 原動機運動形式運動形式 實例連續(xù)運動 電動機、液壓馬達、氣壓馬達、柴油機、汽油機往復(fù)運動 直線電動機、汽缸、液壓缸往復(fù)擺動 擺動油缸、擺動汽缸2.2 自動攻絲機的驅(qū)動方式由一臺原動機通過傳動裝置驅(qū)動執(zhí)行機構(gòu)工作，叫做單機集中驅(qū)動。而多機分別驅(qū)動自然而然是用多臺原動機來驅(qū)動各執(zhí)行機構(gòu)工作。兩種驅(qū)動方式中，單機集中驅(qū)動傳動裝置復(fù)雜，操作麻煩，功率大，但價格便宜。而多機分別驅(qū)動傳動裝置簡單，電動機功率小，但成本比較高。1）必須考慮到工作機對原動機所提出的起動、過載、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性等方面的要求；2）必須考慮到其經(jīng)濟效益及其成本，這也是非常重要的一項。3）必須考慮到現(xiàn)場能源的供應(yīng)情況及工作環(huán)境因素；4）必須考慮原動機的機械特性與工作機的匹配情況；5）必須考慮到維修是否方便，操作是否簡單，工作是否可靠；52.3 自動攻絲機的動力性能比較表 2-2 原動機性能比較類別 電動機 氣缸馬達 液壓馬達 柴油機尺寸 較大 較小 較小 較大功率及取范圍 功率大；0.3~1000KW，范圍廣功率比電動機大；一般在2.2KW 以下，尤其適用于0.75KW 以下的高速傳動功率最大；受實際油壓和馬達尺寸的限制功率大；5~38000KW重量 大 比電動機大 最大 大輸出剛度 硬 軟 較硬 較硬運行溫度控制 溫度應(yīng)低于許應(yīng)值排氣時空氣膨脹，噪聲較大，排氣處應(yīng)安裝消聲器對油箱進行風(fēng)冷或水冷調(diào)整方法和性能直流電動機用改變電樞電阻、電壓或改變磁通的方法；交流電動機用變頻、變極或變轉(zhuǎn)差率的方法用氣閥控制，簡單，迅速，但不夠精確通過閥或泵控制改變流量，調(diào)速范圍大較難噪聲 小 較大 較大 較大維護要求 較少 少 較多 較多初始成本 低 較高 高 高運轉(zhuǎn)費用 最低 最高 高 高應(yīng)用 很廣，需要動力電源小功率高速場合較廣 很廣，如各種車輛，船舶、農(nóng)用機械、工程機械和壓縮機等等62.4 自動攻絲機動力的計算與選擇鉆床切削力的計算包括鉆床主軸轉(zhuǎn)矩計算和主軸軸向切削力的計算。由于加工材料為 Q235 鋼，其屬于碳素結(jié)構(gòu)鋼，鉆頭為高速鋼麻花鉆，加工方式為鉆孔，所以查《機床夾具設(shè)計手冊》得：鉆床轉(zhuǎn)矩計算公式如下： pkkfDM08234.?式中， —— 切削力矩（N·M）k—— 鉆頭直徑（mm）—— 每轉(zhuǎn)進給量（mm）f—— 修正系數(shù)pk軸向切削力的計算公式如下： pfKDfF7.06?式中， —— 軸向切削力（N）f—— 鉆頭直徑（mm）—— 每轉(zhuǎn)進給量(mm)f—— 修正系數(shù)pk已知被加工材料為 Q235 結(jié)構(gòu)鋼，結(jié)構(gòu)鋼和鑄鋼取=736MPa，D=13mm ， =0.2mm，所以可分別計算出切削轉(zhuǎn)矩和軸向切削為：b?f=13.5 N·MkM=2595 NfF由金屬切削原理可知，主軸切削功率的計算公式為：式中： —— 軸向切削力（N）fF—— 每轉(zhuǎn)進給量(mm)fn——主軸固定轉(zhuǎn)速（r/min）75.0)36(bpk??KWnMfPkm310)6201(??????7—— 切削力矩（N·M）kM將以上數(shù)值代入公式中可計算出功率 =0.25KWmP考慮到軸承傳動效率（查得為 0.99）和鍵傳動效率（查得為 0.98） ，所以可計算出鉆床主軸要傳遞的功率 P 為：P= /(0.99×0.99×0.98)=0.37KWmP考慮到自動攻絲機的現(xiàn)場工作環(huán)境及工作需求，自動攻絲機的起動力矩和調(diào)速范圍等要求，我選擇電動機作為其原動機。由于生產(chǎn)機械裝置及工作機所處的工作環(huán)境各不相同，電動機的 工作環(huán)境也自然而然就各不一樣。在絕大多數(shù)情況下，電動機工作的周圍大氣中有不同分量的灰塵和水分，有的處于潮濕之處甚至水下工作，有的周圍含有腐蝕性氣體甚至爆炸物，為了保證電動機能在不同的工作環(huán)境中順利地安全運行，電動機的外殼也就有多種型式，其型式有：開啟式、防護式、封閉式、防爆式。由于自動攻絲機工作常處于灰塵較多的場合，其外殼選用封閉式，電動機型號為 Y 系列，Y801-4，額定功率 0.55KW，滿載轉(zhuǎn)速 1390r/min，額定轉(zhuǎn)矩 2.2N·m，質(zhì)量17Kg。83 自動攻絲機設(shè)計3.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定3.1.1 轉(zhuǎn)速范圍擬定立式鉆床的主傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速圖，由總體設(shè)計方按可知：主軸的轉(zhuǎn)速范圍為480～4100 r/min，選定公比 ?中型通用機床，常用的公比 為 1.26 或 1.41，考慮到適當(dāng)減小本鉆床的相對?速度損失，當(dāng)按照 =1.41 計算時，?5416.8401minax??Rn.lgl??Z按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：475，670，950，1320，1900，2650，3750 r/min由于標準序列中沒有 480r/min,選擇最接近的 475 r/min，沒有最高轉(zhuǎn)速 4100 r/min，選擇最接近的 4250 r/min 考慮速度損失，取值 4750 r/min。3.1.2 轉(zhuǎn)速數(shù)列當(dāng)按照 =1.26 計算時，當(dāng)按照 =1.26 計算時，??重新計算 94.847520minax??Rn26.1lglg1??Z475，600，750，950，1180，1500，1900，2360，3000，3750，47509對于 Z=11，可按照 Z=12 來計算。3.1.3 確定結(jié)構(gòu)式對于 Z=11即 Z=12=4×3，或 Z=12=3×2×2-4,或 Z=12=3×2×2。為了結(jié)構(gòu)緊湊和主軸箱不過分的大，故選取 Z=12=3×2×2-4.可分解為：Z=2 1×22×24。3.1.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.415=5.57〈8 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。已知該題設(shè)選用電機為二級調(diào)速電機，其分攤了 0-1 級的 2 個級別的變速。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=21×22×243.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖圖 2-2 轉(zhuǎn)速圖（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)3.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20?11圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。據(jù)設(shè)計要求 Zmin≥18~20,齒數(shù)和 Sz≤100～120，由表 4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)。124 自動攻絲機動力計算4.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=0.55kw,轉(zhuǎn)速 n1=1390r/min,n2=1900r/min（1）確定計算功率:按最大的數(shù)據(jù)計算 P=0.55kw ,K 為工作情況系數(shù)，查[1]表 3.5. 取 K=1.1pd=kAP=0.55X1.1=0.65kw（2）選擇 V 帶的型號:根據(jù) pd,n1=1390r/min 參考[1] 圖表 3.16 及表 3.3 選小帶輪直徑，查表選擇 A 型 V帶 d1=125mm（3）確定帶輪直徑 d1,d2小帶輪直徑 d1=125mm驗算帶速 v= d1n1/(60X1000)= X1250X1420/(60X1000)=6.9m/s??從動輪直徑 d2=n1d1/n2=1900X125/1420=90mm 取 d2=90mm 查[1]表 3.3計算實際傳動比 i=d2/d1=125/90=2.222（4）定中心矩 a 和基準帶長 Ld[1]初定中心距 a00.7(d1+d2) a0 2(d1+d2))?203 a0 580 取 ao=300mm[2]帶的計算基準長度Ld0≈2a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0?≈2x300+ /2(90+200)+(200-90)2/4X300≈650mm查[1]表 3.2 取 Ld0=630mm[3]計算實際中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm[4]確定中心距調(diào)整范圍amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mmamin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm（5）驗算包角: 1=1800-（d 2-d1）/aX57.3 0=1800-(180-90)/290X57.30=17201200?13（6）確定 V 帶根數(shù)：確定額定功率：P 0由查表并用線性插值得 P0=0.15kw查[1]表 37 得功率增量 P0=0.13kwA查[1]表 38 得包角系數(shù) K =0.99?查[1]表 3 得長度系數(shù) Kl=0.81確定帶根數(shù)：Z=P /｛（P +△P ）×K ×K ｝C0?L=0.66/(1.05+0.13)X0.99X0.81=0.87 取 Z=14.2 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=70.9r/min，jmin)13/(??z取80 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸2=224 r/min，軸1=315r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。Ⅱ軸共有 4 級轉(zhuǎn)速：160r/min、224 r/min、315 r/min、450 r/min。 。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，則只有 450r/min 傳遞全功率；若3'經(jīng)傳動副 Z4/ Z4’傳動主軸，全部傳遞全功率，其中 160r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計算轉(zhuǎn)速 nⅡ j=160 r/min；Ⅰ 軸有 1 級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速 nⅠ j=630 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上共 4 級轉(zhuǎn)速，其中只有 80r/min'4傳遞全功率，故 Z j=80 r/min。'4齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上，共 4 級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副 Z/Z 傳動主軸，則只有 160r/min 傳'4遞全功率，故 Z j=160r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表 3-2。6軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 630 160 80144.3 齒輪模數(shù)計算及驗算從對齒輪的失效分析可知，為了使齒輪能夠正常工作，應(yīng)對齒輪的材料提出如下基本要求：（1）齒面應(yīng)有足夠的硬度和耐磨性，以防止齒面磨損、點蝕、膠合以及塑性變形等失效。（2）輪齒心部應(yīng)有足夠的強度和較好的韌性，以防止齒根折斷忽然抵抗沖擊載荷。（3）應(yīng)有良好的加工工藝性能及熱處理性能，以便加工和提高力學(xué)性能。4.4 常用材料及熱處理適合制造齒輪的材料有很多，最常用的是鋼、鑄鐵，有些場合也采用非金屬材料。1、鋼鋼具有強度高、韌性好、便于制造和熱處理等優(yōu)點。大多數(shù)齒輪毛坯都采用優(yōu)質(zhì)碳素鋼和合金鋼通過鍛造而成，并通過熱處理改善和提高力學(xué)性能。按熱處理后齒面硬度的不同，鋼制齒輪分為軟齒面齒輪和硬齒面齒輪兩種。軟齒面齒輪的齒面硬度小于或等于 350HBS，通常適用于一般用途、中小功率以及精度要求不高的場合，例如一般用途的減速器。由于齒面硬度不高，這種齒輪的毛坯在進行調(diào)質(zhì)或正火的熱處理之后再進行精加工，一般采用插齒或滾齒等方法。對于一對軟齒面的齒輪來說，在傳動的過程中，小齒輪的輪齒嚙合次數(shù)比大齒輪的多，同時小齒輪的齒根較薄，使得小齒輪的輪齒彎曲強度較弱。因此，通常使小齒輪的齒面硬度要比大齒輪的齒面硬度高 30～50HBS 或更多，以保證大、 小齒輪的使用壽命相接近。在一般情況下，通常選用不同的材料或不同的熱處理可以實現(xiàn)這個要求。硬齒面齒輪的齒面硬度大于 350HBS，常用于高速重載及受有沖擊載荷的或要求結(jié)構(gòu)緊湊的重要機械傳動中，例如機床、汽車變速箱等。這種齒輪的毛坯在進行調(diào)質(zhì)或正火后，進行精切齒，然后再進行表面淬火處理，使得齒輪的耐磨性提高，承載能力增大。硬齒面齒輪與軟齒面齒輪比較，其綜合承載能力可提高 2～3 倍?；蛘哒f，在相同15的承載能力下，硬齒面的齒輪傳動要比軟齒面的結(jié)構(gòu)尺寸小得多。所以，除非受到工藝或生產(chǎn)等條件的限制，一般情況下應(yīng)盡可能采用硬齒面齒輪。2、鑄鋼對于齒輪的直徑尺寸較大（大于 400～600mm） ，或結(jié)構(gòu)復(fù)雜不易鍛造的齒輪毛坯，可用鑄鋼來制造。例如低速、重載的礦山機械中的大齒輪。3、鑄鐵灰鑄鐵具有較好的減磨性和加工性能，而且價格低廉，但它的強度較低，抗沖擊性能差，因此，常用于開式、低速輕載、功率不大及沖擊振動的齒輪的傳動中。球墨鑄鐵的力學(xué)性能和抗沖擊能力較灰鑄鐵高，可代替灰鑄鐵、鑄鋼和調(diào)質(zhì)鋼鑄造大直徑齒輪。4、非金屬材料非金屬材料的彈性好，耐磨性好，可注塑成型，成本低，但承載能力小，適用高速輕載以及精度要求不高場合。例如食品機械、家電產(chǎn)品以及辦公設(shè)備等。常用齒輪的材料見下表 5-3：表 5-3 常用齒輪的材料及其力學(xué)性能材料牌號 熱處理方法齒面硬度 強度極限 MPaB/?屈服極限 s/主要應(yīng)用正火 160～217HBS 580 290 低速輕載調(diào)質(zhì) 217～255HBS 650 360 低速中載45表面淬火48～55HRC 750 450 高速中載或低速重載優(yōu)質(zhì)碳素鋼50 正火 180～220HBS 620 320 沖擊很小40Cr 調(diào)質(zhì)表面淬火240～260HBS48～55HRC700900550650中速中載高速中載無劇烈沖擊合金鋼42SiMn 調(diào)質(zhì) 217～269HBS750 470高速中載16表面淬火45～55HRC 無劇烈沖擊20Cr 滲碳淬火56～62HRC 650 40020CrMnTi 滲碳淬火56～62HRC 1100 850高速中載承受沖擊ZG310～570正活表面淬火160～210HBS40～50HRC570 320鑄鋼ZG340～640正火調(diào)質(zhì)170～230HBS240～270HBS650700350380中速、中載、大直徑球墨鑄鐵QT600-2QT500-5正火220～280HBS147～241HBS600500低中速輕載有小的沖擊灰鑄鐵HT250HT300人工時效170～240HBS187～235HBS200300低速輕載沖擊很小根據(jù)上述齒輪材料的介紹，我設(shè)計改進后新增的齒輪中，齒輪材料選用 40Cr，直齒輪的材料選用 20CrMnTi，雙聯(lián)齒輪選用 20CrMnTi。（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，321][)(jjmnuzP???式中 mj——按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（mm） ；——驅(qū)動電動機功率（kW） ；dN——被計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min） ；jn——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“+” ，內(nèi)嚙合取“-” ；u——小齒輪的齒數(shù)（齒） ；1z17——齒寬系數(shù)， （B 為齒寬，m 為模數(shù)） ， ； =8 m???4~10m??m——材料的許用接觸應(yīng)力（ ） 。取 =650 Mpaj????? MPa??j?（2）基本組的齒輪參數(shù)計算mj=16338 321][)(jjmnuz??=16338 =1.677432263054.08.)(??結(jié)合齒輪的模數(shù)標準，取標準值 m=3（3）擴大組的齒輪參數(shù)計算mj=16338 321][)(jjmnuzP???=16338 =1.8432280657.8.3)(??結(jié)合齒輪的模數(shù)標準，取標準值 m=5如表 3-3 所示。表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計算。按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應(yīng)力驗算公式為組號 基本組 擴大組模數(shù) mm 2 218??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應(yīng)力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率，N=3.5kW;-----計算轉(zhuǎn)速（ r/min）. =630（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=19;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-----壽命系數(shù)；sK=sTnNKq----工作期限系數(shù)；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）1n----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C710C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q19-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-----動載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數(shù)，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應(yīng)力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應(yīng)力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）擴大組齒輪計算。按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww4.5 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn20或 d=91 （mm）??4njN?式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑4.6 主軸合理跨距的計算由于電動機功率根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應(yīng)為 60~90mm。初步選取 d1=80mm。后軸徑的 d2=（0.7~0.9 ） d1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案，前軸承為 NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP803假設(shè)設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 60%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 III 軸最小軸徑 mm 25 30 4521RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEIA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。225 主要零部件的選擇 5.1 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C5.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 × ×??×??III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 5.3 變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。236 校核6.1 剛度校核（1）П 軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：:??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----兩支承的跨距；D-----軸的平均直徑；X= /L； -----齒輪工作位置處距較近支承點的距離；iaiN-----軸傳遞的全功率；校核合成撓度??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度；-------輸出扭距齒輪撓度b；)(2???????---被演算軸與前后軸連心線夾角； =144°?嚙合角 =20°，齒面摩擦角 =5.72°。?代入數(shù)據(jù)計算得： =0.026； =0.084； =0.160；2ay3ay1ay=0.205； =0.088； =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238?cos251521aahY???查文獻【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*L??y即 =0.268。??y因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2）П 軸扭轉(zhuǎn)角的校核傳動軸在支承點 A，B 處的傾角 可按下式近似計算：BA?,????????radlyhA324將上式計算的結(jié)果代入得：??radBA052.???由文獻【6】 ，查得支承處的 =0.001???因 〈0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.BA6.2 軸承壽命校核⑴、Ⅰ軸軸承的校核Ⅰ軸選用的是深溝球軸承 6206，其基本額定負荷為 19.5KN, 由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據(jù)設(shè)計要求，應(yīng)該min80r?對Ⅰ軸未端的滾子軸承進行校核。①齒輪的直徑 md1248??②Ⅰ軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT950∴ N?86.7③齒輪受力 dFr 7.15302????根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為:在水平面： NlFrAH14026387.152????在水平面：I畢業(yè)設(shè)計(論文)題 目： 自動攻絲機設(shè)計 摘 要本文主要進行的是自動攻絲機設(shè)計，該自動攻絲機在普通的小臺式鉆床機床上進行設(shè)計，設(shè)計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞：分級變速;傳動系統(tǒng)設(shè)計;傳動副;結(jié)構(gòu)網(wǎng);結(jié)構(gòu)式;齒輪模數(shù); 傳動比IIIAbstractFirst, in order to obtain the ideal and more understanding of the design method of transmission system design of machine tool transmission system when the winner. According to the requirements of the main drive system of CNC machine tool and spindle power and torque characteristics, analysis of the design principle and method of mechanical and electrical connection and speed of main transmission system. Starting from the main drive system structure network, determine the optimum matching scheme of machine tool spindle power and torque characteristics, the calculation and verification of relevant motion parameters and dynamic parameters. Design steps and design method of this specification focuses on the main drive system of machine tool, according to the motion parameters have been determined by transmission center distance of expansion graph of the minimum as the goal, formulate transmission scheme transmission system, in order to obtain the optimal scheme and high design efficiency. In the main drive system of machine tool, in order to reduce the number of gears, simplify the structure, reduce the axial size, design method of the number of gear teeth is trial, join algorithm, design calculation of trouble and is not easy to find a reasonable. Through the research and analysis of the main drive system of triple slide gear characteristics, draw the part drawing and the spindle box expansion plan and section view.Key Words: classification of transmission; the transmission system; design; transmission; network structure; structure type; the module of gear; transmission ratio4目 錄摘 要 IIAbstract.III1 緒論.11.1 鉆床簡介 11.2 鉆床的發(fā)展及趨勢 11.3 自動攻絲機介紹 21.4 本課題設(shè)計內(nèi)容及要求 32 自動攻絲機總體方案設(shè)計.42.1 自動攻絲機的動力選擇 42.2 自動攻絲機的驅(qū)動方式 42.3 自動攻絲機的動力性能比較 52.4 自動攻絲機動力的計算與選擇 63 自動攻絲機設(shè)計.83.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 83.1.1 轉(zhuǎn)速范圍 .83.1.2 轉(zhuǎn)速數(shù)列 .83.1.3 確定結(jié)構(gòu)式 .93.1.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) .93.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 .103.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 104 自動攻絲機動力計算.124.1 帶傳動設(shè)計 124.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 134.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 144.4 常用材料及熱處理 1454.5 傳動軸最小軸徑的初定 194.6 主軸合理跨距的計算 205 主要零部件的選擇.225.1 軸承的選擇 225.2 鍵的規(guī)格 225.3 變速操縱機構(gòu)的選擇 226 校核.236.1 剛度校核 236.2 軸承壽命校核 247 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明.267.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 267.2 展開圖及其布置 26結(jié) 論.27參考文獻.28致 謝.29