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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 I 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)論文 0 工 作 臺 刀 具 主 軸 箱A1nn2134機 架 第 1 章 緒 論 1 1 機床的發(fā)展與現(xiàn)狀 金屬切削機床是人類在改造自然的長期生產(chǎn)實踐中 不斷改進生產(chǎn)工具的基礎(chǔ)上 產(chǎn)生和發(fā)展起來的 最原始的機床是依靠雙手的往復(fù)運動 在工件上鉆孔 隨著加工 對象材料的變化和社會的進步 機床的種類也隨著增加 功能也越來越多 近年來 由于新技術(shù)的發(fā)展并在機床領(lǐng)域得到應(yīng)用 使機床的發(fā)展更加迅猛 多樣化 精密化 高效化 自動化是這一時代機床發(fā)展的基本特征 也就是說 機床的發(fā)展緊密迎合社 會生產(chǎn)的多種多樣和越來越高的要求 我國的機床工業(yè)是在新中國成立后建立起來的 50 多年來 我國的機床工業(yè)獲 得了高速發(fā)展 目前我國已經(jīng)形成了布局比較合理 比較完善的機床工業(yè)體系 機床 的性能也在逐漸提高 有些機床的性能已經(jīng)接近世界先進水平 但與世界水平相比 還是有較大的差距 因此 要想縮短與先進國家的差距 我們必須開發(fā)設(shè)計出我國自 己的高性能機床 現(xiàn)代金屬切削機床的主要發(fā)展趨勢是 提高機床的加工效率 提高機床的自動化 程度以及進一步提高機床的加工精度和減小表面粗糙度值 1 2 機床的用途及分類 鉆床是孔加工用機床 主要用來加工外形較復(fù)雜 沒有對稱回轉(zhuǎn)軸線的工件上的 孔 在鉆床上加工時 工件不動 刀具作回轉(zhuǎn)主運動 同時沿軸向移動 完成進給運 動 鉆床可完成鉆孔 擴孔 鉸孔等工作 鉆床可分為 立式鉆床 臥式鉆床 臺式鉆床 搖臂鉆床 深孔鉆床及其它鉆床 等 本次設(shè)計的四工位專用鉆孔機床是臥式鉆床 四工位專用機床是在四個工位上分 別完成相應(yīng)的裝卸工件 鉆孔 擴孔 鉸孔工作 如圖 1 1 所示 它的執(zhí)行機構(gòu)有兩 個 一是裝有四工位工件的回轉(zhuǎn)工作臺 二是裝有專用電動機的帶動的三把刀具的主 軸箱 主軸箱每向左移動送進一次 在四 個工位上分別完成相應(yīng)的裝卸工件 鉆孔 擴孔 鉸孔工作 當主軸箱右移退回到刀 具離開工件后 工作臺回轉(zhuǎn) 90 度 然后主 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 1 軸箱再次左移 很明顯 對某一個工件來 圖 1 1 四工位專用機床執(zhí)行動作圖 說 要在四次工作循環(huán)后完成裝 鉆 擴 鉸 卸等工序 但對于專用機床來說 一個循環(huán)就有一個工件完成上述全部工序 四工位專用機床可以大批量加工零件 大大提高了工作效率和自動化程度 1 3 設(shè)計要求 1 刀具頂端離開工作表面 65mm 快速移動送進 60mm 后 再勻速送進 60mm 包括 5mm 刀具切入量 45mm 工件孔深 10mm 刀具切出量 然后快速返回 回程和工作行程的平均速度比 K 2 2 刀具勻速進給速度為 2mm s 工件裝 卸時間不超過 10s 3 生產(chǎn)率為 75 件 h 4 執(zhí)行機構(gòu)能裝入機體內(nèi) 1 4 四工位專用機床的總體方案設(shè)計 1 4 1 工藝動作分解和機械運動循環(huán)圖 本機床主要有兩個執(zhí)行機構(gòu)件 回轉(zhuǎn)工作臺和主機箱 它可分解為下列幾個工藝 動作 1 安置工件的工作臺要求進給間歇轉(zhuǎn)動的速度為 n2 r min 2 安裝刀具的主軸箱能實現(xiàn)靜止 快進 進給 快退的動作 3 刀具以速度 n1 r min 轉(zhuǎn)動來切削工件 根據(jù)上述要求可畫出樹狀功能圖 如圖 1 2 所示 圖 1 2 四工位專用機床樹狀功能圖 由生產(chǎn)率可求出一個運動循環(huán)所需時間 T 3600 75 s 48s 刀具勻速送進 60mm 所需時間 t 勻 60 2 s 30 s 刀具其余移動 包括快速送進 60mm 快速返回 120mm 共需 18s 回轉(zhuǎn)工作臺靜止時間為 36s 因此足夠工件的裝 卸所需時間 其機運動 四工位專用機床機床 工作臺間歇轉(zhuǎn)動的速度為 n2 主軸箱進 退刀運動 刀具轉(zhuǎn)動速度為 n1 r min 靜止 快進 進給 快退 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 2 電動機 1 n 電 1 循環(huán)情況如表 1 1 所示 表 1 1 機械運動循環(huán)情況 執(zhí)行構(gòu)件 運 動 情 況 工 作 行 程 空 回 行 程刀具 主軸箱 刀具在工件外 刀具在工件內(nèi) 刀具在工件外 回轉(zhuǎn)工作臺 轉(zhuǎn) 位 靜 止 轉(zhuǎn) 位 1 4 2 四工位專用機床的機構(gòu)選型和機械運動方案的評定 圖 1 3 為四工位專用機床的運動轉(zhuǎn)換功能圖 選用兩個電動機 由三條傳動來實 施運動轉(zhuǎn)換 其符號含義見圖 1 2 及有關(guān)機械設(shè)計手冊 以滿足三種工藝動作的需 要 a 工作臺間歇轉(zhuǎn)動 主軸箱往復(fù)移動 s s t b 圖 1 3 四工位專用機床運動轉(zhuǎn)換功能圖 表 1 2 四工位專用機床形態(tài)學(xué)矩陣 分 功 能 解 功能載體 分功能 1 2 3 4 5 減速 A 帶傳動 鏈傳動 蝸桿傳動 齒輪傳動 擺線針輪傳動 減速 B 帶傳動 鏈傳動 蝸桿傳動 齒輪傳動 行星傳動 工作臺間 歇轉(zhuǎn)動 C 圓柱凸輪間歇 機構(gòu) 弧面間歇 機構(gòu) 曲柄搖桿棘 輪機構(gòu) 不完全齒輪 機構(gòu) 槽輪機構(gòu) 刀具轉(zhuǎn)動 電動機 2 n 電 2 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 3 電 動 機 12345678910911213電 動 機 1234678035工作臺間歇轉(zhuǎn)動 D 移動推桿圓柱 凸輪機構(gòu) 擺動推桿盤形凸輪機構(gòu) 擺動推桿盤形凸輪與滑 塊機構(gòu) 曲柄滑塊 機構(gòu) 六桿機構(gòu)下面有兩種總統(tǒng)布局方案可供選擇 見圖 1 4 1 5 1 電動機 2 擺線針輪傳動機構(gòu) 3 小帶輪 4 V 帶 5 減速帶輪 6 7 齒輪 8 槽輪 機構(gòu) 9 回轉(zhuǎn)工作臺 10 移動推桿圓柱凸輪機構(gòu) 11 刀具主軸箱 圖 1 4 四工位專用機床總體布局方案 1 電動機 2 小帶輪 3 V 帶 4 減速帶輪 5 減速軸承 6 7 齒輪 8 9 齒輪 10 不完全齒輪機構(gòu) 11 回轉(zhuǎn)工作臺 12 主軸箱 13 移動推桿圓柱凸輪機構(gòu) 圖 1 5 四工位專用機床總體布局方案 方案 采用擺線針輪傳動系統(tǒng)直接和電動機 1 相連來實現(xiàn)減速 導(dǎo)致小帶輪轉(zhuǎn)速 特別低 導(dǎo)致設(shè)計的帶輪無法滿足要求 擺線針輪減速比過大 使機床結(jié)構(gòu)變大 又 其電動機和 V 帶傳動都在機體內(nèi)部 使系統(tǒng)產(chǎn)生震動 使機器的精度降低 方案 將電動機和 V 帶傳動設(shè)在機體外部 可減小機床的震動 使用減速帶輪和減速軸承 結(jié)合的減速方式可使機床的結(jié)構(gòu)變小 減速帶輪節(jié)約空間 減速軸承傳動效率高 節(jié) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 4 約能源 采用的不完全齒輪機構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡單 工作可靠 制造容易 比槽輪機構(gòu)等其 他間歇運動機構(gòu)應(yīng)用廣泛 綜上 選擇方案 1 5 本章小節(jié) 本章簡單介紹了機床的發(fā)展 現(xiàn)狀 用途 分類以及四工位專用機床的設(shè)計要 求 最后詳細介紹了四工位專用機床的總體方案的選擇 評定與確定 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 5 第 2 章 四工位專用機床的技術(shù)設(shè)計 2 1 傳動系統(tǒng)技術(shù)設(shè)計 2 1 1 電動機 1 的選擇 1 電動機參數(shù)的確定 電動機的功率消耗主要有兩部分 一部分是工作臺的轉(zhuǎn)動 估計 P 轉(zhuǎn)盤 0 8 KW 一部分是移動推桿圓柱凸輪機構(gòu)帶動工作臺左右移動所消耗的功率約為 P 進 1 6 KW 則總功率為 P 總 P 轉(zhuǎn)盤 P 進 0 8 KW 1 6 KW 2 4 KW 估計傳動系統(tǒng)總 機械效率 總 為 0 85 則電動機的功率至少應(yīng)為 P 電 P 總 總 2 4 0 85 2 82 KW 由 此選擇 Y100L2 4 型 Y 系列鼠籠三相異步電動機 P 額 3 KW 其主要技術(shù)數(shù)據(jù) 外 形和安裝尺寸見表 2 1 表 2 1 電動機主要技術(shù)數(shù)據(jù) 外形和安裝尺寸表 型號 額定功率 KW 滿載轉(zhuǎn)速 r min 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y801 4 3 1420 2 2 外形尺寸 mm mm mm L AC 2 AD HD 中心高 mm H 安裝尺寸 mm A B 軸伸尺寸 mm mm mm D E 380 282 5 245 100 190 140 28 60 2 確定各傳動機構(gòu)的傳動比 因 n 電 1420r min n 工作機 1 25 r min 則外總傳動比為 i 總 n 電 n 工作機 1420 1 25 1136 由帶傳動比不易太大 故取帶傳動比 i 帶 4 減速帶輪傳動比 i 帶減 12 636 減速軸承的傳動比 i 減軸承 10 齒輪 6 7 的傳動比 i6 7 2 2 齒輪 8 9 的傳 動比 i8 9 1 3 計算各軸的轉(zhuǎn)速和功率 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 6 1 各軸的轉(zhuǎn)速 n1 n 電 1420 r min min 09 28i 63 2402 rri 帶 減帶 電 n3 i 1 in 198i減 軸 承 n4 i 28 i 27 63rri 2 各軸的功率 查機械設(shè)計手冊 效率取 帶 0 96 齒 0 98 軸承 0 99 聯(lián)軸器 0 992 減 軸承 0 94 帶減 0 94 電動機的輸出功率估計為 2 8KW I 軸 P1 P0 2 8KW II 軸 P 2 P1 帶 帶減 2 8 0 96 0 94 2 527KW III 軸 P3 P2 減軸承 聯(lián)軸器 軸承 2 527 0 94 0 992 0 99 2 333 KW IV 軸 P4 P3 齒 軸承 2 333 0 98 0 99 2 263 KW V 軸 P 5 P4 齒 軸承 2 263 0 98 0 99 2 196KW VI 軸 P6 P5 齒 軸承 2 196 0 98 0 99 2 130 KW VII 軸 P7 P4 聯(lián)軸器 軸承 2 130 0 992 0 99 2 092 KW 2 1 2 V 帶及帶輪的設(shè)計 1 確定計算功率 Pca KW PcaK 2 1 由此電機每天工作 16 個小時 載荷變動小 由參考文獻 6 查表選取 KA 1 1 又 P 3KW 則 P ca 1 1 3KW 3 3 KW 2 選擇帶型 根據(jù)計算的功率 Pca 3 3 KW 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 1420r min 選用普通 V 帶 A 型 3 確定帶輪的基準直徑 D1 和 D2 1 初選小帶輪的基準直徑 D1 根據(jù) V 帶截面型 參考文獻 6 查表選取 D1 Dmin D min 75mm 取 D1 75mm 2 驗算帶的速度 v m s 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 7 m s1 Dn 751420v5 606 3 計算 D2 D2 i 帶 D1 4 75 300mm 4 確定中心距 a 和帶的基準長度 ld 由下式初選 a0 0 7 D 1 D 2 a 0 2 D 1 D 2 2 2 即 262 5 a0 750 取 a0 500mm d l 2 22110 30755744 1614mm 由參考文獻 6 查表選取 相近的 ld ld 1800mm dl 則 mmla 018064559322 取 a 600mm 5 驗算 1 保證 1 120 D a 2 30758057183158206 6 確定 z z 2 3 calP K 0 確定各參數(shù) 1 求 P0 由參考文獻 6 查表 插值法得 P0 1 05 2 求 由參考文獻 6 查表 插值法得 0 165 3 求 Ka 由參考文獻 6 查表 插值法得 Ka 0 9145 4 求 Kl 由參考文獻 6 查表 查得 K l 1 01 z 3294105609145 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 8 取 z 3 7 求初拉力 F0 F0 176 43Ncap qv zvk 2 225325150105094 安裝時的初拉力 F 1 5F0 264 64N 8 求 Q Q 2ZFcos 2 2ZFsin 1 2 1559 97N 9 V 帶輪的設(shè)計 1 帶輪的材料 鑄鐵 HT200 2 結(jié)構(gòu)尺寸 小帶輪采用腹板式結(jié)構(gòu) 2 1 3 減速帶輪 圖 2 1 外激波擺動活齒傳動機構(gòu)模型 圖 2 1 為外激波擺動活齒傳動的機構(gòu)模型 擺動活齒傳動由外激波器 H 擺動活 齒輪 G 和外齒中心輪 K 組成 傳動時 驅(qū)動力由外激波起器 H 輸入 推動擺動活齒 繞活齒銷軸擺動 同時經(jīng)擺動活齒 中心輪嚙合副進行轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)換 最后 減速后的運 動由擺動活齒架輸出 擺動活齒傳動能實現(xiàn)較大的傳動比 GKHKGzii 1 為充分利用帶輪已占有的空間 設(shè)計出結(jié)構(gòu)緊湊的減速 選擇外激波型擺動活齒 減速器并設(shè)置在帶輪的內(nèi)部是理想的 由帶傳動和外激波型擺動活齒減速器組成形成的減速帶輪的特點是 1 減速帶輪充分利用帶輪空間 在不增加外廓尺寸的條件下 完成了兩個基本 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 9 機構(gòu)的串聯(lián)結(jié)合 結(jié)構(gòu)緊湊 成為不可拆的性能獨特的新結(jié)構(gòu) 2 擴大了機構(gòu)的傳動比范圍 減速帶輪的總傳動比 i 等于帶輪的傳動比 id 和擺 動活齒傳動傳動比 的乘積 因為擺動活齒傳動的速度比大 范圍寬 分KHGi 級密集 使減速帶輪也具有這個優(yōu)點 3 由于前置機構(gòu)帶傳動的傳動比范圍為 2 4 使后置機構(gòu)擺動活齒傳動的輸入 轉(zhuǎn)速降低 i 倍 巧妙地滿足了外激波型活齒傳動為減小震動要求低轉(zhuǎn)速輸入 的條件 4 機架形成的減速帶輪框架 分擔了帶傳動的壓軸力 使減速帶輪形成了性能 優(yōu)良的卸荷帶輪 2 1 4 變速傳動軸承 1 變速傳動軸承簡介 變速傳動軸承是我國獨創(chuàng)的專利產(chǎn)品 兼具變速與支承兩種功能 其傳動機構(gòu)是 一種以組合活齒為傳動構(gòu)件的活齒少齒差行星齒輪傳動裝置 這種變速機構(gòu)拋棄了傳 統(tǒng)的齒輪 蝸輪 針輪等結(jié)構(gòu)形式 采用推桿結(jié)構(gòu) 可實現(xiàn)正反兩個方向的減速或增 速定比傳動 它結(jié)構(gòu)緊湊 傳動比范圍大 傳動效率高 使用壽命長 運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 噪 聲低 維修方便 與擺線針輪減速器相比 又具有制造工藝簡單 成本低廉的優(yōu)點 是一種很有發(fā)展前景的高性能變速元件 變速傳動軸承外型和安裝方式與普通軸承相似 同時具有減速箱的變速功能和滾 動軸承的支承功能 它將變速箱及滾動軸承集成為一體 成為一個最簡單的傳動元件 可以直接裝入機械產(chǎn)品中 在機械產(chǎn)品的機體留一個安裝孔 裝入變速傳動軸承 不 再需要減速機或傳動零件 即可完成定傳動比的增速或減速傳動 此時機械產(chǎn)品的結(jié) 構(gòu)變得十分簡單 縮短了傳動鏈 產(chǎn)品的性能 體積 重量都產(chǎn)生極大的改進 而且 若做成變速軸承減速器 在許多情況下可很好的代替擺線針輪減速器 圓柱齒輪減速 器或蝸桿減速器 正是變速傳動軸承機構(gòu)的特殊性 決定了對其性能的分析和計算與其它活齒傳動 機構(gòu)以及單純的推桿減速器不完全相同 目前 變速傳動軸承主要是向產(chǎn)品系列化 規(guī)格化 以及大功率 長壽命的方向發(fā)展 變速傳動軸承的傳動機構(gòu) 推桿活齒傳動機構(gòu)是經(jīng)歷了多次結(jié)構(gòu)改進發(fā)展而 來的 2 變速傳動軸承的基本結(jié)構(gòu) 變速傳動軸承是一種外型及安裝方式如普通滾動軸承的新型傳動裝置 是將軸承 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 10 的支承功能和變速箱的變速功能集為一體的一個最簡單的傳動元件 可代替原有的機 械傳動部分直接裝入機械產(chǎn)品中 使傳動鏈顯著縮短 并且體積小 重量輕 結(jié)構(gòu)緊 湊 噪音低 從而大大提高主機的配套質(zhì)量 它和滾動軸承一樣便于大批量生產(chǎn)和廣 泛應(yīng)用 從外觀來看 變速傳動軸承是由位于中間的異型軸承和位于兩端 偏心位置相差 180o的兩個活齒傳動機構(gòu)所組成 異型軸承由外圈 中圈 內(nèi)圈組成 三圈可以相對 轉(zhuǎn)動 每個活齒傳動機構(gòu)由內(nèi)齒圈對 傳動圈 推桿 滾柱 標準滾動軸承以及公用 的雙偏心套等組成 內(nèi)齒圈用鉚釘固聯(lián)在外圈上 傳動圈用鉚釘固聯(lián)在中圈上 雙偏 心套與內(nèi)圈用過盈配合連接 兩端包容有滾柱的推桿 活齒 置于傳動圈的徑向?qū)Р蹆?nèi) 總的來說 變速傳動軸承可分為五大部分 1 內(nèi)齒圈內(nèi)齒圈的齒形是與運動的推桿外滾柱相嚙合的曲線 與偏心輪 即激波 器 對應(yīng) 采用兩個完全相同的內(nèi)齒圈互成 180o布置 2 傳動圈傳動圈是一個具有雙排等分槽的構(gòu)件 它常與輸出軸通過傳動桿固聯(lián) 3 活齒即裝有內(nèi)外滾子的推桿 內(nèi)外滾子一般是短圓柱滾子 4 激波器一般由輸入軸 標準滾動軸承及公用的雙偏心套組成 為了平衡激波 器所產(chǎn)生的慣性力和抵消激波器上的徑向力 故常采用雙排結(jié)構(gòu) 并使它們的相位差 為 180o 5 異形軸承異型軸承由外圈 中圈 內(nèi)圈組成 三圈可以相對轉(zhuǎn)動 內(nèi)齒圈 傳動圈 偏心套三者分別承擔固定 輸入 輸出三種不同的角色 以獲 得不同的傳動比和變速傳動效果 3 傳動結(jié)構(gòu)的改進 變速傳動軸承的變速機構(gòu)是推桿傳動型式 屬于活齒傳動類機構(gòu) 其經(jīng)歷了多次 改進 才發(fā)展成為現(xiàn)在的已形成工業(yè)生產(chǎn)能力的結(jié)構(gòu)形式 目前就推桿減速器而言 其內(nèi)部結(jié)構(gòu)的局部改進和進行優(yōu)化設(shè)計已經(jīng)趨于完善 而且 現(xiàn)有理論己經(jīng)表明按傳 動比固定原則設(shè)計的活齒傳動機構(gòu)都不可能做成各運動副都是純滾動的 所以再去竭 力尋求以純滾動副來代替推桿與導(dǎo)槽之間的移動副是行不通的 故應(yīng)該尋求新的活齒 傳動結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)產(chǎn)品所需的性能 有以下兩個方面的改進思路 1 采用擺動活齒傳動機構(gòu) 設(shè)計新的變速傳動軸承從變速傳動軸承產(chǎn)品的機構(gòu) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 11 設(shè)計著眼 需要三個能相對轉(zhuǎn)動的基本部件分別與異型軸承的三圈相聯(lián) 擺動活齒傳 動機構(gòu)能達到這個要求 同時由于引進了擺動活齒代替移動活齒 推桿與傳動圈之間 的磨損問題得到了徹底解決 因此 采用其與異型軸承有機結(jié)合來設(shè)計新的變速傳動軸承 是可行的 而且 已 經(jīng)有學(xué)者對擺動活齒傳動理論進行了深入探索 為新變速傳動軸承的設(shè)計與試制打下 了良好的基礎(chǔ) 但是 有一點需要注意的是 由于擺桿活齒機構(gòu)內(nèi)齒圈齒形的兩側(cè)是 不對稱的 從而其正反轉(zhuǎn)特性也不相同 一側(cè)傳動性能好 一側(cè)傳動性能差 所以 由此設(shè)計的新變速傳動軸承將只能是單向減速傳動的 否則就很難保證傳動性能的優(yōu) 越 2 采用外激波與以軸承代替滾子的新型傳動機構(gòu) 即將激波器設(shè)計成外工作輪廓 內(nèi)齒圈設(shè)計成圓形外輪 這種結(jié)構(gòu)稱為外激波式活齒傳動機構(gòu) 同時用小型滾動軸承作為活齒 這種結(jié)構(gòu) 不僅保持了三個基本部件能相對轉(zhuǎn)動 而且由于采用小型滾動軸承代替推桿活齒 不 存在推桿磨損問題 其傳動原理是 當外激波器輸入轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動時 活齒由于與激波器 工作齒廓的相互作用而發(fā)生轉(zhuǎn)動和徑向運動 從而迫使活齒架發(fā)生轉(zhuǎn)動 從而完成了 運動和動力的傳遞 這種結(jié)構(gòu)形式的顯著優(yōu)點是使波形輪的齒形為外凸的共扼曲線 大大改善了波形 輪的加工工藝性能 為在專用設(shè)備上加工出精確的齒形提供了方便 同時 由于采用 小型軸承作為活齒 對提高產(chǎn)品的承載能力和功率傳遞很有好處 2 1 5 齒輪 6 和 7 的設(shè)計 1 選定齒輪的類型 精度等級 材料及齒數(shù) 1 按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動 2 因傳遞功率不大 故大小齒輪都選用軟齒面 小齒輪 ZG340 640 調(diào)質(zhì)處理 硬度 269HBS 大齒輪 ZG340 640 ?；幚?硬度 229HBS 3 選齒輪精度等級為 7 級精度 GB10095 88 4 選 z6 30 則 z7 i6 7 z6 2 2 30 66 5 取螺旋角 14 2 按齒面接觸強度設(shè)計 HE t uzKTd 26361 2 4 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 12 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值 1 選載荷系數(shù) Kt 1 2 2 0 估取 Kt 1 3 2 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N mp T n 55636 2391091079108 3 由參考文獻 6 查表選取齒寬系數(shù) 0 8 d 4 確定 Hz bttcos in 2bttan cos 得 ta cs 2014 t 2056 得 bn o 56 b 134 Hz si cs 2320 5 由參考文獻 6 查得材料的彈性影響系數(shù) zE MPa 180 6 確定 z z 413 2 5 cos cos z 67183218246906 nbsi dta tan m 601803101 取 1 z 49074369 7 確定 z 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 13 zcos 140985 8 確定 H 2 6 HlimN z s 由參考文獻 6 查得大 小齒輪的接觸疲勞強度極限 620MPa 500 6limH 7limH MPa hNnkl 7660281301520 77704 由參考文獻 6 查得接觸疲勞壽命系數(shù) Nz6Nz 取安全系數(shù) SH 1 由式 2 6 得 MPaHlim s 66201682 MPaliNHH z 775457 2 計算齒輪參數(shù) 1 試算小齒輪分度圓直徑 代人 中較小的值t6d 140 46mm t d 236 217930438074985862 2 計算圓周速度 v m s 0601 3 計算齒寬 模數(shù) b h tntdcos cosm z64453 mmt tb 6081627 mm tntahc 24501 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 14 tbh 1237051 4 計算載荷系數(shù) 根據(jù) v 7 級精度由參考文獻 6 查得動載荷系數(shù) 0 Kv 由參考文獻 6 查表選取 取 1KA 由參考文獻 6 查表選取 假設(shè) N mm 得 tFb H F 12 由參考文獻 6 查表選取 得 H 276 由參考文獻 6 查表選取 得 F K 1 故載荷系數(shù) Av H 0127614 5 按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 mmtt d K 336 47613 3 按齒根抗彎疲勞強度設(shè)計 2 7 F s n Tco Ym dz 263 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值 1 查取齒形系數(shù) 由參考文獻 6 查得 插值求得 F 625F Y 7256 2 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻 6 查得 插值求得s Y1 74 Ys 3 計算抗彎疲勞許用應(yīng)力 取抗彎疲勞安全系數(shù) F 4 2 8 NFlimFY s 由參考文獻 6 查得抗彎疲勞壽命系數(shù) 6710 由參考文獻 6 查表查得抗彎疲勞強度極限 MPa MPa Flim 480Flim 7420liNFY s 66183426 MPa 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 15 MPaNFlimFY s 710423 4 計算大 小齒輪的 并加以比較 Fs s 625160194348 取大值F s Y 7730 5 確定 其中 0257257062521 Y 101483 6 確定 K AvF K 2 設(shè)計計算 mmn cosm 5232170140396250835483 由于齒輪的模數(shù) mn 的大小主要取決于抗彎強度所決定的承載能力 而齒面接觸 疲勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關(guān) 所以取按齒面接觸強度計算的分度 圓直徑 147 3mm 取由抗彎強度算得的模數(shù) 3 54mm 考慮為補償因磨損而造成的輪 齒強度削弱 將按齒根彎曲疲勞強度計算所得模數(shù)加大 20 左右 故取 mn 5mm 4 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 取 29ndcos cosz m 614732855 6z 則 2 2 63 8 故取 647z67 mmndzcos 6291495 mm 75632 2 計算中心距 mm 取 ad 67231a 237mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 16 3 計算齒輪寬度 mm b d 60814956 圓整 b7 122mm 則 b6 128mm 5 驗算 NtT F d 562170213449 N mm 100N mm 合適 Atk b103 6 結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 齒輪 6 做成實心結(jié)構(gòu) 齒輪 7 做成腹板式結(jié)構(gòu) 2 1 6 齒輪的 8 和 9 的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 選定齒輪的類型 精度等級 材料及齒數(shù) 1 由傳動方案選用直齒圓柱齒輪傳動 2 因機床傳遞功率不大 故大 小齒輪都選用軟齒面 小齒輪的材料 ZG340 640 調(diào)質(zhì)處理 硬度 269HBS 大齒輪的材料 ZG340 640 常化處理 硬 度 229HBS 3 選齒輪精度等級為 8 級精度 4 選小齒輪齒數(shù) z8 35 則 z9 i8 9 z8 1 35 35 2 按齒面接觸強度設(shè)計 2 9 HEt uKTzd 288123 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值 1 選載荷系數(shù) Kt 1 2 2 0 估取 Kt 1 3 2 計算主動輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N mmp T n 55648 2639109101908 3 由參考文獻 6 選取齒寬系數(shù) 0 8 d 4 確定 zE 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 17 由參考文獻 6 查得材料得彈性系數(shù) zE MPa 取 故 zH 2 5 180 20 5 確定 H 2 10 HlimN S 由參考文獻 6 得 620MPa 500 MPa8limH 9li hNnk 68460128301540 7690544 由參考文獻 6 查得 取 SH 1Nz 8Nz 9 MPaHlim s 8621706 MPaNliHH z 995045 2 計算齒輪參數(shù) 1 試計算小齒輪分度圓直徑 代入 中較小的值t8d mm t d 2638 12190518045797 2 計算圓周速度 v m s 247016601 3 計算齒寬 模數(shù) b h ttd m z 859723 mmtb 80416 mm tahc 272058h 196 4 計算載荷系數(shù) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 18 根據(jù) v 8 級精度由參考文獻 6 查得動載荷系數(shù) vK 10 由參考文獻 6 查表 取 AK 1 由參考文獻 6 查表 假設(shè) 得 m N0bFt H F 2 由參考文獻 6 查表 得 H 29 由參考文獻 6 查表 得 F K 15 故載荷系數(shù) Av H 01290156 5 按實際載荷系數(shù)校正所得得分度圓直徑 mmtt d K 38 56324794 3 按齒根抗彎疲勞強度設(shè)計 2 11 F s TYm dz 823 1 查取齒形系數(shù) 由參考文獻 6 查得 F 845F 9245 2 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻 6 查得 s 16s Y16 3 計算抗彎疲勞許用應(yīng)力 取 F 2 12 NlimFY S 由由參考文獻 6 查得抗彎疲勞壽命系數(shù) 8910 由由參考文獻 6 查得抗彎疲勞強度極限 MPa MPaFlim 4Flim 9420 MPaNFliFY s 8103286 MPaFlimF 940 4 計算大小齒輪得 并加以比較 s FY 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 19 F s Y 82451607938F s 9 345 5 確定載荷系數(shù) K AvF 10212 2 設(shè)計計算 mm m 6225933475083 由于齒輪的模數(shù) m 的大小主要取決于抗彎強度所決定的承載能力 而齒面接觸 疲勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關(guān) 所以取按齒面接觸強度計算的分度 圓直徑 261 4mm 取由抗彎強度算得的模數(shù) 5 2mm 考慮為補償因磨損而造成的輪 齒強度削弱 將按齒根彎曲疲勞強度計算所得模數(shù)加大 20 左右 故取標準值 m 8mm 4 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 mmd z m 82614375 取 z8 33 則 z 9 33 mm 8 mmdz 93264 2 計算中心距 mm ad 89 3 計算齒輪寬度 mmb d 802641 圓整 b 9 215mm 則 b8 215mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 20 5 驗算 NtT F d 582361024 N mm 100N mm 合適 Atk b5441 6 結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 齒輪 8 9 都做成腹板式結(jié)構(gòu) 且可調(diào)換 2 1 7 不完全齒輪機構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計 不完全齒輪機構(gòu)是由普通漸開線齒輪機構(gòu)演化而成的一種間歇運動機構(gòu) 其基本 結(jié)構(gòu)形式可分為外嚙合式和內(nèi)嚙合式兩種 本設(shè)計采用外嚙合式 不完全齒輪機構(gòu)與普通漸開線齒輪機構(gòu)的不同之處是齒輪輪齒沒有布滿整個圓周 故當主動輪連續(xù)回轉(zhuǎn)運動時 從動輪作間歇回轉(zhuǎn)運動 在從動輪停歇期內(nèi) 從動輪上 的鎖止弧被主動輪上的鎖止弧鎖住 起定位作用 防止從動輪游動 此外 為了避免 主動輪與從動輪的齒頂干涉 并保證從動輪能間歇在預(yù)定位置上 通常需將主動輪的 首 末的齒頂高適當降低 10 為主動論 11 為從動輪 按漸開線直齒圓柱齒輪設(shè)計 但齒不完全加工 齒輪的 10 11 的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 選定齒輪的類型 精度等級 材料及齒數(shù) 1 選用直齒圓柱齒輪傳動 2 因傳遞功率不大 故大小齒輪都選用軟齒面 小齒輪 ZG340 640 調(diào)質(zhì)處理 硬度 269HBS 大齒輪 ZG340 640 ?；幚?硬度 229HBS 3 選齒輪精度等級為 7 級精度 4 選 z10 24 2 按齒面接觸強度設(shè)計 2 13 HEt uKTzd 2103102 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)值 1 選載荷系數(shù) K t 1 2 2 0 估取 Kt 1 3 2 計算主動輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 21 p T n 55210 04279913610 Nm 3 由參考文獻 6 選取齒寬系數(shù) 0 8 d 4 確定 zE zE MPa 取 則 zH 2 5 8 5 確定 H 2 14 HlimN S 由參考文獻 6 查得 620MPa 500 MPa 10limH 1li hNnk 6105628305410 761544 由參考文獻 6 查得 取 SH 1Nz 0Nz1 MPaHlim s 101620 MPaliNHH z 1151 2 計算齒輪參數(shù) 1 試計算主動輪分度圓直徑 帶入 中較小的值t10d H mm t d 25310 412687850 2 計算圓周速度 v m s 271601 3 計算齒寬 模數(shù) b h mmttdm z109524 mmtb 108716 tahmc 29523 mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 22 bh 186235 4 計算載荷系數(shù) 根據(jù) v 8 級精度由參考文獻 6 查得動載荷系數(shù) vK 10 由參考文獻 6 查表 取 AK 1 由參考文獻 6 查表 假設(shè) N mm 得 tFb 0H F 2 由參考文獻 6 查表 得 H 23 由參考文獻 6 查表 得 F K 14 故載荷系數(shù) Av H 012314 5 按實際載荷系數(shù)校正所得得分度圓直徑 mmtt d K 3310 42767 3 按齒根抗彎疲勞強度設(shè)計 2 15 F s TYm dz 1032 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值 1 查取齒形系數(shù) 由參考文獻 6 查得 F 1065F Y 128 2 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻 6 查得 s s 79 3 計算抗彎疲勞許用應(yīng)力 取 F 4 2 16 NlimFY S 由參考文獻 6 查得抗彎疲勞壽命系數(shù) 100 由參考文獻 6 查得抗彎疲勞強度極限 MPa MPa Flim 48Flim 1420 MPaNliFFY s 1010 361NlimFF s 1 423 MPa 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 23 4 計算大小齒輪得 并加以比較 FsY s 10265180234F s 1794 取大值 5 確定載荷系數(shù) K AvF 1021438 2 設(shè)計計算 m 5322866204 由于齒輪的模數(shù) m 的大小主要取決于抗彎強度所決定的承載能力 而齒面接觸 疲勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關(guān) 所以取按齒面接觸強度計算的分度 圓直徑 232 67mm 取由抗彎強度算得的模數(shù) 6 22 并就近圓整為標準值 m 8 4 幾何尺寸計算 1 計算從動輪齒數(shù) d z m 102367908 由于齒輪不完全加工 只加工四分之一的輪齒 故此齒輪的齒數(shù)必須能被 4 整除 又考慮到加大齒輪的尺寸 故取 z10 36 齒輪只加工一部分 故主動輪加工 9 個齒 從動輪加工 36 個齒 mmd 108362 mmmz1 2 計算中心距 mm a 0 3 計算齒輪寬度 mm b d 1082304 取 b10 222 mm 則 b11 222mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 24 5 驗算 NtT F d 510236102388 N mm 100N mm 合適 AtK b6 6 結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 主動輪 10 做成腹板式結(jié)構(gòu) 從動輪做成實心結(jié)構(gòu) 2 1 8 移動推桿圓柱凸輪機構(gòu)設(shè)計 根據(jù)進給系統(tǒng)的一個循環(huán)所用的時間為 48s 則移動推桿圓柱凸輪機構(gòu)轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)所 需的時間也是 48s 可得其轉(zhuǎn)速為 1 25r min 即每秒鐘轉(zhuǎn) 7 5 由進給系統(tǒng)主軸箱的 運動循環(huán)過程可計算得移動推桿圓柱凸輪機構(gòu)的工作過程為 凸輪轉(zhuǎn)角 0 75 時 推桿等加速等減速上升 120 mm 凸輪轉(zhuǎn)角 75 90 時 推桿在最高位置靜止不動 凸輪轉(zhuǎn)角 90 135 時 推桿按余弦加速度規(guī)律加速下降 60 mm 凸輪轉(zhuǎn)角 135 330 時 推桿勻速下降 52 mm 凸輪轉(zhuǎn)角 330 345 時 推桿等減速下降 8 mm 凸輪轉(zhuǎn)角 345 360 時 推桿在最低位置靜止不動 其設(shè)計結(jié)構(gòu)見圖 2 2 圖 2 2 移動推桿圓柱凸輪機構(gòu)設(shè)計輪廓線圖 由滾子的運動曲線可得出在 A 點推桿得速度最大 A 點的速度為Amax h v 01571574216875 m s 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 25 Y XZRV1RH1VF6t6rFaRH2V2T1 2V1RV1 6raH2RV2M X27N m47N mRH2M H 1354N mM49286ZRH2 F6tT1576 Nm a b c d e mm 取 R 140 mmmaxv R 1687532 滾子半徑由 得 inr8 0 r 06 取 rr 25 mm 即 Dr 50 mm 則 lr 50 mm 圓柱凸輪的長度取 L 220mm 2 1 9 III 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及軸承 鍵校核 1 按扭轉(zhuǎn)強度初步估計軸的最小直徑 m5 6 12 975 4013 26npAd3 考慮到鍵槽對軸強度的影響 以及機床對軸強度的要求 選擇深溝球軸承 6215 所以取 d3min 75mm 材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度為 217 255HBS 2 軸的結(jié)構(gòu)尺寸 軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖如圖 2 3 所示 圖 2 3 軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 26 圖 2 4 軸的載荷和彎距分布圖 3 按扭曲合成強度校核軸的直徑 p T n 330459501762Nm Nt F d336217689 Nrtna cos tacos 6 48201473 Natn 6153 1 作出軸的空間受力簡圖 圖 2 4 a 2 作出垂直面受力 彎矩圖 圖 2 4 b RV1 5405 9N RV2 2367 9N 3 作出水平面受力 彎矩圖 圖 2 4 c RH1 11674 3N RH2 11674 3N 4 求出合成彎矩 并畫出合成彎矩圖 圖 2 4 d NmaxVaxHmaxM 22226713549 5 作出扭矩圖 圖 2 4 e T 1576 6N m 6 求出當量彎矩 Memax 取 6 0 N emax T 2 222715766 7 校核軸的強度 查得 MPa 145 MPa45Pa2 3781 06WM1maxe 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 27 4 軸承壽命核算 1 初選軸承型號 由工作條件初選軸承 6215 由參考文獻 12 查得該軸承的 Cor 49500N Cr 66000N 2 求 Fr1 Fr2 由 NAVHR 21856 N 得B92 Fr1 12856NA Fr2 11912NBR Fa 5210N 3 計算軸承當量動載荷 P 1 由參考文獻 6 查表得 在 0 094 0 141aorFC 52194015oraCF 之間 e 應(yīng)在 0 36 0 34 之間 線性插值得 e 3401509430 2 由arF e 1529861arF e 22 參考文獻 6 查表 則 X 0 56 Y 在 1 45 1 31 之間 線性插值得 Y 43014531479 3 求 P1 P2 由參考文獻 6 f p 1 2 1 8 取 fp 1 8 所以 raXF 11805612475216795prfY22 938 4 計算軸承所需具有的基本額定動載荷 C 取 lh 30000 小時 P 取大值 N 66000N hnl CP 3316 60027539471 所以 初選軸承 6215 符合要求 可以確定 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 28 5 鍵校核 齒輪傳遞的扭矩為 1576 6N m 對應(yīng)的轉(zhuǎn)矩為 1576 6N m 直徑 鍵高及鍵長分 別為 d 1 78mm h1 12mm l1 110mm 根據(jù)鍵連接的擠壓強度公式 它的擠壓應(yīng)力 為p MPapT dhl 31457610682 60 90MPa 故所選鍵均滿足強度條件 p 2 1 10 IV 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 按扭轉(zhuǎn)強度初步估計軸的最小直徑 m72 1 825 4013 26npAd3 考慮到鍵槽對軸強度的影響 取 d3min 62mm 材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度為 217 255HBS 2 軸的結(jié)構(gòu)尺寸如圖 2 5 所示 圖 2 5 軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖 2 1 11 V 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及軸承 鍵的校核 1 按扭轉(zhuǎn)強度初步估計軸的最小直徑 m72 1 825 4013 26npAd35 考慮到鍵槽對軸強度的影響 取 d5min 85mm 材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度為 217 255HBS 2 軸的結(jié)構(gòu)尺寸 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 29 Y XZRA21F6t10rRD21MDMV X193 2Nm04RD2MH3714N m8ZRA2F10tT260a b c d 9tMF10rtAr35089t 圖 2 6 軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖 3 按扭曲合成強度校核軸的直徑 NttF 982561 Nrr 9837 NnF 982016pT 5 47053 m NtF d 51023610269 NrtFan tan 10497845 Nntcos 2568 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 30 圖 2 7 軸的載荷和彎距分布圖 1 作出軸的空間受力簡圖 圖 2 7 a 2 作出垂直面受力 彎矩圖 圖 2 7 b RA1 2784N RD1 2471N 3 作出水平面受力 彎矩圖 圖 2 7 c RA2 26851N RD2 23506 9N 4 求出合成彎矩 NmaxVaxHmaxM 2222193743901 5 作出扭矩圖 圖 2 7 d T 3260 N 6 求出當量彎矩 Memax 取 6 0 N emax T 2 22239106346 7 校核軸的強度 查得 MPa 165 4 軸承壽命核算 1 初選軸承型號 由工作條件初選軸承 6317 由參考文獻 12 查表該軸承的 Cor 96500N Cr 132000N 2 求 Fr1 Fr2 由 N AAR 21372 N 得DD 568 Fr1 3722N Fr2 35686 8NARB MPa65Pa9 618 043W1maxe 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 31 3 計算軸承當量動載荷 P1 P2 參考文獻 6 f p 1 2 1 8 取 fp 1 4 所以 NrF 1143725108 Nprf 22646 4 計算軸承所需具有的基本額定動載荷 C 取 lh 30000 小時 P 取大值 N 132000N hnl CP 3326 6001530481731 所以 初選軸承 6317 符合要求 可以確定 5 鍵校核 選圓頭普通平鍵 齒輪 9 齒輪 10 傳遞的扭矩為 3362 它們對應(yīng)的轉(zhuǎn)矩為 3260 兩處 Nm Nm 直 徑 鍵高及鍵長分別為 d1 89mm h1 14mm l1 180mm d2 89mm h2 14mm l2 200mm 根據(jù)鍵連接的擠壓強度公式 它們各自的擠壓應(yīng)力 為 p MPapT dhl 314620596894 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 32 MPapT dhl 32214260152894 60 90MPa 故所選鍵均滿足強度條件 p 2 1 12 VI 軸的結(jié)構(gòu) 1 按扭轉(zhuǎn)強度初步估計軸的最小直徑 m8 9 10325 410 26npAd36 考慮到鍵槽對軸強度的影響 取 d6min 103mm 材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度 為 217 255HBS 2 軸的結(jié)構(gòu)尺寸如圖 2 8 所示 圖 2 8 軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖 2 1 13 回轉(zhuǎn)工作臺的技術(shù)參數(shù) 轉(zhuǎn)盤直徑 450mm T 型槽 18 其余參數(shù)見零件圖 2 2 進給系統(tǒng)主軸箱技術(shù)設(shè)計 2 2 1 電動機 2 的選擇 類比同類機床知鉆直徑為 26mm 的孔時所需要的轉(zhuǎn)速分別為 擴孔鉆鉆直徑為 8mm 的孔的轉(zhuǎn)速在 900r min 左右 取 n1 940r min 鉸刀鉸直徑為 26mm 的孔的轉(zhuǎn)速 在 200r min 左右 取 n2 188 r min 鉆頭鉆直徑為 25mm 的轉(zhuǎn)速為 150r min 左右 取 n3 171 r min 因此電動機選 Y 系列三相異步電動機 Y112M 6 P 額 2 2 KW 同步轉(zhuǎn) 速 1000r min 額定轉(zhuǎn)速 940r min 其主要技術(shù)數(shù)據(jù) 外形和安裝尺寸見表 2 2 表 2 2 電動機主要技術(shù)數(shù)據(jù) 外形和安裝尺寸表 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 33 型號 額定功率 kw 滿載轉(zhuǎn)速 r min 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y112M 6 2 2 940 2 外形尺寸 mm mm mm L AC 2 AD HD 中心高 mm H 安裝尺寸 mm A B 軸伸尺寸 mm mm mm D E 400 305 265 112 190 140 28 60 2 2 2 確定各傳動機構(gòu)的傳動比 因 n1 940r min n 1 313r min n2 188 r min n3 171 r min 則外總傳動比為 i 總 n1 n3 940 171 5 5 故齒輪 1 2 傳動比 i1 2 5 齒輪 1 2 傳動比 i1 2 3 齒輪 2 3 傳動比 i2 3 1 83 2 2 3 計算各軸功率 查參考文獻 12 得 效率取 齒 0 97 連軸器 0 992 軸承 0 99 電動機的輸 出功率估計為 2KW I 軸 P1 P0 2 KW I 軸 P1 P1 齒 2 軸承 2 0 97 0 992 1 92 KW II 軸 P2 P1 齒 2 軸承 2 0 97 0 992 1 92 KW III 軸 P3 P2 2 齒 3 連軸器 2 0 97 0 993 1 84 KW 2 2 4 齒輪 1 和 2 的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 選定齒輪的類型 精度等級 材料及齒數(shù) 1 選用斜齒圓柱齒輪傳動 2 因傳遞功率不大 故大小齒輪都選用軟齒面 小齒輪 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬 度 255HBS 大齒輪 45 鋼 常化處理 硬度 217HBS 3 選齒輪精度等級為 8 級精度 4 選 z1 24 則 z2 i1 2 z1 5 24 120 5 取螺旋角 14 2 按齒面接觸強度設(shè)計 2 17 HE tuzKTd 21312 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)值 1 選載荷系數(shù) K t 1 2 2 0 估取 Kt 1 3 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 34 2 計算主動輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 pT n 55211 290900314 Nm 3 由參考文獻 6 選取齒寬系數(shù) 0 4 d 4 確定 Hz bttcos in 2bttan cos 得 ta cs 2014 t 2056 得 bn o 56 b 134 Hz si cs 2320 5 確定 zE zE MPa 189 6 確定 z 43 cos cos 12 118382146840 nbsi dzta tan m 108031 4668013 7 確定 z zcos 14985 8 確定 H 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 35 HlimN z S 由參考文獻 6 查表得 620MPa 420 MPa 1limH 2li hNnk 9160940830154061 98265 由參考文獻 6 查表得 取 SH 1 250 1z2N1 MPaHlim s 61049625 MPaliNHH z 22 3 取小值 2 計算齒輪參數(shù) 1 mm t d 253 10232438901985746 2 計算圓周速度 v m s 5728601 3 計算齒寬 模數(shù) b h mmtntdcos cosm z1432 mmt tb 6057 mm tntahc 231526th 24 4 計算載荷系數(shù) 根據(jù) v 8 級精度由參考文獻 6 查得動載荷系數(shù) vK 1 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 36 由參考文獻 6 取 AK 1 由參考文獻 6 假設(shè) N mm 得 tFb 0H F K 14 由參考文獻 6 得 H 24 由參考文獻 6 得 F K 18 故載荷系數(shù) Av H 142179 5 按實際載荷系數(shù)校正所得得分度圓直徑 mmtt d K 331 79560 3 按齒根抗彎疲勞強度設(shè)計 2 18 F s n Tco Ym dz 213 1 確定公式內(nèi)各參數(shù)數(shù)值 1 查取齒形系數(shù) 由參考文獻 6 查得 F 1265F Y 2164 2 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻 6 查得 s 8s 80 3 計算抗彎疲勞許用應(yīng)力 取 F 4 2 19 NlimFY S 由參考文獻 6 查得抗彎疲勞壽命系數(shù) 120 由參考文獻 6 查得抗彎疲勞強度極限 MPa MPaFlim 4Flim 2410 MPaNliFFY s 139 MPalimFF 2041286 4 計算大小齒輪得 并加以比較 s FY 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 37 F s Y 126518032349F s 2 4 取大值 5 確定 其中 Y 875 021 5 07 25 0 21 1649 6 確定 K AvF K 11087 2 設(shè)計計算 mmn cosm 5231702340138750921454 由于齒輪的模數(shù) mn 的大小主要取決于抗彎強度所決定的承載能力 而齒面接觸 疲勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關(guān) 所以取按齒面接觸強度計算的分度 圓直徑 64 02mm 取由抗彎強度算得的模數(shù) 1 45mm 并就近圓整為標準值 mn 2mm 4 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 ndcos cosz m 164021324 取 32 則 5 160 1z21 mmndzcos 12314658 mm 2 03279 2 計算中心距 mm 圓整取 a 196mm ad 129674 3 計算齒輪寬度b d 1046583 mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 38 圓整 b 2 30mm 則 b1 35mm 5 驗算 N mmtT F d 512032169768 N mm 100N mm 合適 AtK b6973 6 結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 齒輪 1 做成實心結(jié)構(gòu) 齒輪 2 做成腹板式結(jié)構(gòu) 2 2 5 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 選定齒輪的類型 精度等級 材料及齒數(shù) 1 選用斜齒圓柱齒輪傳動 2 因傳遞功率不大 故大小齒輪都選用軟齒面 小齒輪 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬 度 255HBS 大齒輪 45 鋼 ?；幚?硬度 217HBS 3 選齒輪精度等級為 8 級精度 4 選 z1 30 則 z2 i1 2 z1 3 30 90 5 取螺旋角 14 2 按齒面接觸強度設(shè)計 2 20 HE tuzKTd 21312 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)值 1 選載荷系數(shù) K t 1 2 2 0 估取 Kt 1 3 2 計算主動輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 pT n 55211 290900314 Nm 3 由參考文獻 6 選取齒寬系數(shù) 0 6 d 4 確定 Hz 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 39 bHttcos zin 2bttan cos 得 ta cs 2014 t 2056 得 bn o 56 b 134 Hz si cs 2320 5 確定 zE zE MPa 189 6 確定 z 43 cos cos 12 118382147309 nbsi dzta tan m 1080162 取 1 z 471073 7 確定 z zcos 14985 8 確定 H 2 21 HlimN z S 由參考文獻 6 查得 620MPa 420 MPa 1limH 2li hNnk 91609401830154061 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 40 N 98240612105 由參考文獻 6 查得 取 SH 1 z 1 MPa HlimN s 1620 MPa liHH z 2241 取小值 2 計算齒輪參數(shù) 1 mm t d 253 31022489079854362 2 計算圓周速度 v m s 578601 3 計算齒寬 模數(shù) b h tntdcos c