毕业设计---蜗杆副滚动检查机设计.docx

蜗杆副滚动检查机设计摘 要本文的研究内容为蜗杆副滚动检查机的设计。首先，本文对蜗轮蜗杆齿轮传动结构进行相关学习与了解，明确具体检测安置方式以及检测项目。其次，进行了检测机的总体设计。根据蜗轮蜗杆齿轮传动结构特点，以普通车床基本结构为基础，确定了检测机基本结构为以机床主轴部分，通过四爪卡盘加装蜗杆并以顶尖固定，蜗轮安装在对应车床刀架位置，实现其滚动检测。最后，根据检测机的总体方案，设计、并绘制了机床的零部件图，主要包括总体装配图，检测机床体、主轴等重要部件的零件图，完成了主轴的强度校核和主轴轴承的寿命校核计算。本文的设计结果，完全满足蜗杆副滚动检测基本要求，实现了装夹方便、操作简单的目标。关 键 词：蜗轮蜗杆，滚动检测,机床，设计the design of worm gear pair meshing checkerabstractwhat the paper study is that design the special checker for meshing status of worm gear pair, how to place them and things needed to be checked.firstly, we had a basic understanding of the theory of worm gear pair. then the overall design of the checker and the design of its parts. according to the meshing properties of worm gear pair, based on the structure of ordinary lathe, establish the base of the checker, fixed with four-jaw chuck hand and finial. worm gear is placed on a platform where was used to be the tool carrier, to achieve the check purpose.the final design of the checker turned out to be able to fully meet the working requirements, easy to manage and achieve our desired demand.key words: worm and worm gear, roll check，machine tool，design目录第1章绪论3第2章 检测机总体设计32.1 方案分析32.2 电动机选择42.3 v型带设计5第3章 零部件设计83.1主轴部件设计83.1.1 主轴设计93.1.2主轴校核93.1.3主轴轴承校核123.2 丝杠设计校核143.2.1压杆稳定性校核143.2.2精度验算即刚度校核143.3 花键设计校核163.3.1 花键设计163.3.1 花键校核163.4 底座设计183.5 床架设计19第4章 使用简介214.1 装卡214.2 调整214.3 检测22结 论24参考文献25致 谢2627第1章 绪论蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动，两轴线间的夹角可为任意值，常用的为90。蜗杆传动用于在交错轴间传递运动和动力。蜗杆传动由蜗杆和蜗轮组成，一般蜗杆为主动件。蜗杆和螺纹一样有右旋和左旋之分，分别称为右旋蜗杆和左旋蜗杆。蜗杆上只有一条螺旋线的称为单头蜗杆，即蜗杆转一周，蜗轮转过一齿，若蜗杆上有两条螺旋线，就称为双头蜗杆，即蜗杆转一周，蜗轮转过两个齿。其传动特点有以下几点：1、 传动比大，结构紧凑。蜗杆头数用z1表示（一般z1=14），蜗轮齿数用z2表示。从传动比公式i=z2z1可以看出，当z1=1，即蜗杆为单头，蜗杆须转z2转蜗轮才转一转，因而可得到很大传动比，一般在动力传动中，取传动比i=1080；在分度机构中，可达1000。这样大的传动比如用齿轮传动，则需要采取多级传动才行，所以蜗杆传动结构紧凑，体积小、重量轻。2、 传动平稳，无噪音。因为蜗杆齿是连续不间断的螺旋齿，它与蜗轮齿啮合时是连续不断的，蜗杆齿没有进入和退出啮合的过程，因此工作平稳，冲击、震动、噪音小。蜗杆传动。3、 具有自锁性。蜗杆的螺旋升角很小时，蜗杆只能带动蜗轮传动，而蜗轮不能带动蜗杆转动。4、 蜗杆传动效率低，一般认为蜗杆传动效率比齿轮传动低。尤其是具有自锁性的蜗杆传动，其效率在0.5以下，一般效率只有0.70.9发热量大，齿面容易磨损，成本高。如图1-1所示蜗轮蜗杆传动示意图，其中心距可随使用需要而进行调整。为实现我们所需要的调整安排，必须实现以下几方面的调整需求：1、 蜗轮蜗杆中心距调整，可看作纵向调整需要；2、 蜗轮轴相对于蜗杆轴位置调整，可看作横向调整需要；3、 蜗轮平面同蜗杆轴平面距离调整，蜗轮中间平面偏移，可看作垂直调整需要。图1-1 蜗杆传动示意图本次设计的题目是蜗杆副滚动检查机设计。该机床用于检测蜗轮蜗杆副啮合传动情况。根据实际生产需求，要求设计专用机床用于安装蜗轮蜗杆使其正常啮合，并能够对其中心距进行调整，通过在齿轮副表面涂抹荧光粉，对其啮合情况进行检测。设计内容主要包括：根据蜗杆副的几何结构，分析蜗杆副滚动检查机的整体结构;利用pro/e软件，进行三维造型，完成滚动检查机的装配；写出设计说明书，对主要部件进行验算等环节。为实现以上调整检测需要，开始本次设计任务。本论文主要讨论内容为蜗杆副滚动检测机设计，通过对蜗轮蜗杆副安装形式，传动原理进行分析，在以普通车床，特别是在ca6140车床结构基础上，设计出用于检测其滚动情况的检测机，蜗杆副滚动检查机主要是检查其齿侧间隙和齿顶间隙以及接触斑点情况，齿侧间隙和齿顶间隙可以通过塞尺或者压铅法测量，接触斑点是用红丹粉与机油调和成糊状抹在齿轮面上，然后转动检查其痕迹，可以判断出其齿面接触情况，不同的齿轮，要求的齿面接触面积（百分比）不同。转动检查的实现即是本项毕业设计目的，即设计一台检测机，能够安装蜗轮蜗杆并使其完成啮合传动运动，包括多种不同状态下蜗杆副啮合的实现，从而有助于我们获得各种状况下的啮合情况。图1-2 环面蜗杆传动示意图对于蜗轮蜗杆传动，尤其是环面蜗杆传动来说，保证其平稳传动，齿根受力较均匀的正确啮合传动条件要求安装时保证蜗轮蜗杆之间相对三个轴向位置，即蜗轮蜗杆中心距，蜗轮轴相对于蜗杆轴位置以及蜗轮平面同蜗杆轴平面距离调整，蜗轮中间平面偏移。如图1-2所示，以上调整内容均为线性方向上的调整，即位移量。其中，蜗轮蜗杆中心距决定齿轮轮齿啮合面积大小，在正常情况下，中心距较合适情况时，轮齿啮合状况较好，齿面受力较均匀；蜗轮轴相对于蜗杆轴位置决定轮齿受力大小，蜗轮相对于蜗杆在图1-2右图所示方向上的水平攒动将导致蜗轮轮齿单侧受力，而蜗轮将是左侧或者右侧轮齿受力较集中，受力不均匀；蜗轮中间平面偏移也决定轮齿受力大小，如图1-2左图所示，蜗轮在水平方向上出现攒动时将导致蜗轮一侧轮齿受力较大，受力不均匀，而蜗杆轮齿则受到交变应力作用，影响传动副寿命。因此，对于蜗轮蜗杆副滚动检测具有很现实性的意义，通过检测，对于蜗轮蜗杆正确安装将提供所需帮助，提供正确安装所需数据，延长使用寿命。第2章 检测机总体设计本章主要进行方案分析，从整体上进行检测机设计，并为零部件设计做好准备。2.1 方案分析我们从蜗轮蜗杆啮合方式着手考虑，初步设计出两种方案：机床总体方案一：将蜗轮安装在固定转轴上，蜗杆安装在滑动台上，通过滑动台的位置变化实现滚动参数的调整与变化。机床总体方案二：将蜗杆安装在固定转轴上，蜗轮安装在滑动台上，通过滑动台的位置变化实现滚动参数的调整与变化。由于蜗轮蜗杆传动要求蜗杆为主动件，因此从检测机复杂程度角度考虑，将蜗杆安装在固定转轴上，蜗轮安装在滑动台上的方案可以使电机不必随滑台移动而移动，减小了滑台工作载荷。因此，对于此检测机总体初步方案选择二号方案。其结构示意图如图3-1。此检测机，我们以车床基本结构为基础，主要改动为：1、 主轴部分检测机由于仅仅完成对转动中的蜗轮蜗杆进行检测即可，对于普通机床的变速功能则没有过多要求，因此主轴零件部分在很大程度上得以简化，初步计划主轴直接安装带轮，通过v带与电动机相连，带动蜗杆转动；2、 溜板箱及刀架部分对于车床而言，溜板箱主要目的即实现对刀架的承载作用并完成车削运动。在这里我们将溜板箱体积扩大，以便于获得较大尺寸范围的蜗轮蜗杆检测需求，同时将刀架改为可完成纵向移动功能的平台，用于安装回转支承，通过回转支承安装燕尾槽从而对蜗轮进行固定。1 2 3图2-1 检测机初步结构示意图1、四爪卡盘 2、纵向滑台 3、横向滑台2.2 电动机选择电动机的类型和结构形式的选择，工业上一般使用三相交流电源，无特殊要求一般选用三相交流电机，最常用是y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高，工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适宜于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。电动机的结构形式，按位置的不同，有卧式和立式两种，可根据安装要求和防护要求选择电动机的结构形式。常有的是卧式封闭性电动机。选择电动机的功率，选择电动机的功率要考虑三方面的因素：电动机的发热、过载能力和启动能力。但在一般情况下电动机的功率主要有发热条件而定。电动机的发热情况与其工作情况有关。对于变化不大，且常温下长期连续运转的电动机，只要其所需输出功率不超过其额定功率，工作时就不会过热，可不进行发热计算。此电动机按以下确定1） 取切削率pw=3kw 2） 电动机的输出功率pd考虑到传动功率的损耗，电动机输出的功率pd=pw式中的为从电动机至工作机主轴之间-的总效率=12n查表，v带、轴承机械传递效率分别为0.95，0.98。所以=0.950.983=0.89pd=pw=3.37kw3） 选择电动机的速度经过对成本，重量、价格等多方面的比较分析得出同步转速为750 r/min最合适。选择电动机的型号为y160m1-8，额定功率为4 kw。2.3 v型带设计1、 确定带轮直径查表选=1.2 31.2=3.6 kw，根据3.6 kw，720 r/min，确定选b型，取小带轮=125 mm,则带速v:带速合适。大带轮直径： 代入数据（720/275）1250.98320 mm，选取315 mm此时 2、 确定v带长度初选中心距=850 mm，符合0.72。由=得带长=1700+691.15+10.62=2401.72 mm。选基准长度2500 mm。实际中心距：小带轮包角：180（）/5716890=0.0152500=37.5(mm) =0.0302500=75(mm)3、 v带根数z由d1=125mm和n=720 rmin,p0=1.32 kw。根据n=720 rmin, i=2.52和b型带。得p0=0.22 kw。查表得kl=1.03。于是=4.73（kw）。 以所以取z=3。4、 计算单根v带的初拉力的最小值:b型带的单位长度质量=0.108kgm，所以应使带的实际初拉力。5、 计算压轴力fp:压轴力的最小值为 第3章 零部件设计本章在前面总体设计的基础上，对机床的零部件设计和选用，包括主轴部分、轴承的设计和选用等，进行计算与校核3.1主轴部件设计轴的结构设计包括轴的定位和结构尺寸，主要取决于轴的安装，轴上零件的类型、尺寸、数量以及联接的方法，载荷的性质、大小及分布情况，轴的加工工艺等。不论何种条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件准确的准确定位、便于装拆和调整、具有良好的制造工艺性等。主轴结构如图3-1所示。 1 2 3 4 图3-1 主轴结构示意图1- v形带轮 2-圆锥滚子轴承 3-主轴 4-圆锥滚子轴承主轴通过轴肩、轴承等零件进行轴向定位。轴上选用的圆锥滚子轴承主要承受径向载荷，其刚度和承载能力很高，经济成本较低。此检测机功能为检测啮合状况，不涉及切削力，因此对其径向作用力可不予考虑。电机经带轮把扭矩传递给主轴是通过圆头普通平键实现的。设计的带轮与平键之间是过渡配合。 3.1.1 主轴设计主轴是主轴结构的核心，其余相应的构件都是围绕主轴展开的。要求主轴有足够的刚度，以保证加工精度，同时主轴在轴向有一定的调整量。鉴于此，带轮与主轴之间不能用普通平键固定连接，须使用滑键。考虑到此处键仅仅起到传递扭矩的作用，采用矩形花键合适。同时，主轴与大带轮之间不固定，需要调整主轴的轴向位置，故采用间隙配合。根据gb/t 1144-2001，选取矩形花键的规格为1012213218，即键数为10个，小径为122mm，大经为132mm，长度为45mm。轴承在主轴上由轴肩、套筒定位。3.1.2主轴校核 轴是结构性较强的部件，其他部件均通过装配在其上，实现可靠的工作，除了满足结构上的需要，轴要具有足够的强度、刚度。因此对轴的危险区域要进行校核。由于此检测机可以看做无负载运转，因此主轴所受的力不大，不会存在刚度不足的情况。如图3-2中，最危险截面应出现在主轴安装带轮中间位置，所以应对其校核。其计算步骤如下：1. 作出轴的计算简图2. 作出弯矩图3. 作出扭矩图4. 校核轴的强度主轴上手里较简单，由于轴向方向手里仅为顶尖固定力，这里不予考虑，按照仅受径向力对待： 214.5496.8图3-2 主轴受力点示意图图3-2是主轴部分受力点示意图，将其简化得到下面的受力示意图。图 3-3 主轴受力示意图 主轴受力情况比较简单，仅仅在竖直平面内受力，图3-3将主轴轴力，弯矩和扭矩情况表示出来。分析计算：f2=1400n，l1=214.5mm，l2=496.8mm由得：-f1l1+f3l2=0f3=f1l1l2=604.47nf2=2004.47n弯矩：m=l1f1=300.3nm扭矩：t=0nmb处为危险截面，轴的应力为：ca=m2+(t)2d3321-(d1d)4=(300.3103)21023321-(80102)4=0.0013mpa根据轴的材料为45钢，调质处理，查表得许用弯曲应力-1=60mpa。因为，故安全。3.1.3主轴轴承校核由于主轴仅承受较小的轴向力和径向力，因此可以选择既要承受轴向载荷又要承受径向载荷的轴承。本着符合技术要求的前提下经济的原则，选择深沟球轴承和圆锥滚子轴承的组合。根据主轴直径90mm，选择30228和33024(gb/t297-94),由于主轴的轴承主要是保证主轴的刚度，轴承承受能力一般都是足够的。对轴承进行校核：1、 派生轴向力计算由于主轴上轴向力可以看作为零，因此不需考虑轴向力fae，即fae=0。图 3-4 轴承轴向力示意图而派生轴向力为fd=fr2y因此：fd1=fr12y1=140021.97=355.33n,fd2=fr22y2=604.4721.38=219.01n2、 轴向力计算由以上计算结果可知，30228轴承被压紧，两轴承轴向力：fa1=355.33n=fa23、 径向当量动载荷计算fa1fr1=3.94e=0.31fa2fr2=1.63e=0.31代入：pr=0.4fr+yfa得pr1=1260.01n,pr2=732.14n4、 计算轴承寿命将以上数值代入轴承寿命公式：ln=106a160n(cp)代入数值，计算得：l1=106602853100001260.01103=5.4106hl2=10660285(415000732.14)103=1.48108h轴承寿命满足使用要求。3.2 丝杠设计校核3.2.1压杆稳定性校核轴向固定的长丝杠在承受压缩负载时, 应校核其压杆稳定性, 临界压缩载荷按下式进行校核计算:fer=f12eil02k1式中: e为丝杠材料的弹性模量2.05105; i为最小惯性截面矩:i=64d24=64(d0-1.2dw)4d 0为丝杠公称直径；d w为直径；l 0 为最大受压长度；k 1 为安全系数, 可取1 /3；f max为最大轴向载荷；f 1为丝杠支承方式系数, 根据丝杠安装方式选择。代入数据计算得到fer=31074n，远大于最大轴向载荷。3.2.2精度验算即刚度校核丝杠的导程误差、伺服系统误差、各机械环节弹性变形引起的误差是影响加工中心定位精度的因素。一般情况下, 在以上各环节中影响弹性变形自大到小排列顺序是:丝杠本身的抗压刚度ktmin; 支承轴承的轴向刚度kba；丝杠副中与滚道的接触刚度kc；折算到丝杠副上伺服系统刚度kr；折算到丝杠副上联轴节的刚度k1；丝杠副的抗扭刚度kk；螺母座、轴承座的刚度kh。则传动系。统综合刚度k为:k=11ktmin+1kba+1kc+1kr+1k1+1kk+1kh一般校核计算中, 伺服刚度kr , 折算到丝杠副上联轴节的刚度k1,丝杠副的抗扭刚度kkk,螺母座、轴承座的刚度kh可忽略不计,则上式可简化如下：k=11ktmin+1kba+1kc丝杠抗压刚度计算公式如下:kmin=aelmax10-6=di24lmax10-6式中:a为丝杠最小截面积；lmax为最大承载距离；di为丝杠底径；e为丝杠材料弹性模量。丝杠轴承轴向刚度kba、丝杠螺母的接触刚度kc均可直接从产品样本中查得。加工中心的定位精度是在不切削空载条件下检验的，故轴向载荷仅为导轨的摩擦力ff，故因摩擦力引起的弹性变形为：=ffk这样查取相应精度等级丝杠在任意300mm内导程误差，再加上弹性变形量就可以校核计算其精度是否满足目标要求。验算其精度有：综合刚度为k = 94n /um，在空载条件下弹性变形1m， 对c2级精密研磨丝杠,满足目标给定的定位精度要求。3.3 花键设计校核3.3.1 花键设计根据gb/t 1144-2001，选取矩形花键的规格为1012213218，即键数为10个，小径为122mm，大经为132mm，长度为45mm。图 3-5 矩形花键设计示意图3.3.1 花键校核矩形花键副：1012213218。输入功率pc=4.73kw，转速n=285r/min，输入输出均为平稳载荷，花键结合长度45mm，工作齿高3mm，齿根圆角半径=0.2mm，表面渗碳淬火，表面硬度为5864hrc。1、 载荷计算输入转矩t=9549pn=95494.73285=158.48nm名义切向力ft=2000tdm=3018.66n单位载荷w=ftzt=3018.661045=6.71n/mm2、 齿面接触强度计算h=whw=2.23mpa齿面许用压应力h=0.2shk1k2k3k4=9651.41.251.21.31.4=252.49mpa满足条件hh，安全。3、 齿根弯曲强度计算齿根弯曲应力f计算:f=6hwsfn2=636.7152=4.81mpa4、 齿根许用弯曲应力f计算:f=bsfk1k2k3k4=10801.51.251.21.31.4=263.7mpa满足条件ff，安全。5、 齿根剪切强度计算fmax=tntntn=1600tdh3=1600158.48102+0.45102(108-102)1083=0.071mpatn=diedh1+0.17h1+3.940.1+h+6.381+0.1h2.38+die2hh+0.04132=3.2许用切应力f=f2=131.9mpa满足条件fmaxf，安全。6、 齿面耐磨能力计算齿面压应力h=2.23mpa花键在108循环数以下工作时耐磨能力计算：耐磨许用压应力为h1=110mpa满足条件hh1，安全。花键在长期工作无磨损时耐磨能力计算：耐磨许用压应力为h2=9.4mpa满足条件hh2，安全。7、 外花键扭转与弯曲强度计算当量应力v=fn2+3tn2=51.1mpa许用应力v=0.2sfk1k2k3k4=235.7mpa满足条件vv，安全。3.4 底座设计 检测左侧为主轴箱支承床架，右侧以底座支承。由于不涉及任何额外需求，底座部分可以以现对较简单的箱体完成 图中，俯视图的4个m18螺纹孔是用来联接床架的。底座部分可以用ht150铸造，随后对个别表面进行一定表面处理得到，机械加工性能也较好。图 3-6 底座零件样图3.5 床架设计 由于底座是自己设计的，而且词检测机要求能够对较大尺寸范围的蜗杆副进行检测，因此床架部分需自己设计。如图4-6所示。床架将同两部分相连接，一是主轴箱，二是底座。在同主轴箱连接时，为保证螺栓不会断裂，在主轴箱相应位置设置托台，床架放在托台上在以4个m18螺栓同主轴箱连接固定。同底座连接比较简单，直接由4个m18螺栓固定即可。床架通过铸造得到毛坯，再进行进一步加工，材料为ht200。其中为减轻重量，在床架上开工艺孔。图 3-7 床架零件样图第4章 使用简介通过以上设计、计算与校核，检测机以确认能够满足使用要求，本章主要对检测机使用进行介绍。图 4-1 检测机三维模型示意图1、四爪卡盘 2、回转支承台 3、回转支承安装位置 4、滑台4.1 装卡装卡时，将蜗杆固定在四爪卡盘1上，另一侧以顶尖固定，完成蜗杆的装卡；3处安装一回转支承和燕尾槽台，蜗轮通过专用卡具固定于燕尾槽台上。至此完成所检测零件转卡。4.2 调整此检测机调整可实现对蜗轮空间三个轴向上的直线位移，其具体调整实现为：1、 蜗轮蜗杆中心距调整，纵向调整。此调整项目通过调节滑台上手轮实现调整目的，从而实现对蜗轮蜗杆传动的中心距调整2、 蜗轮轴相对于蜗杆轴位置调整，横向调整。此调整项目通过转动检测机右侧的大首轮实现，首轮上有刻度盘，以满足精确调整的需要。3、 蜗轮平面同蜗杆轴平面距离调整，垂直调整。垂直方向上调整主要通过蜗轮的专用卡具实现。4.3 检测当完成蜗轮蜗杆的安装后，启动电动机，电动机转动，通过v形皮带轮带动主轴上的带轮转动进而带动主轴转动，加装在四爪卡盘上的蜗杆随之转动，并带动蜗轮转动，蜗杆副开始工作。齿侧间隙和齿顶间隙可以通过塞尺或者压铅法测量，接触斑点是用红丹粉与机油调和成糊状抹在齿轮面上，然后转动检查其痕迹，可以判断出其齿面接触情况，不同的齿轮，要求的齿面接触面积（百分比）不同。通过检查接触斑点痕迹，就可以获得各种状况下的蜗杆副啮合传动情况。图4-2 检测机结构示意图结 论本次设计的课题来自齿轮传动实际情况需要，主要是针对蜗轮蜗杆副滚动啮合情况设计一台专用检测机床。根据设计题目要求，首先确定总体布局方案，确定在ca6140车床基础上进一步设计本检测机床，将车床刀架部分更换为可完成横向、纵向两向调整的蜗轮支撑平台。通过具的体设计步骤，完成了对专用机床的总体和零部件设计，达到了熟悉并实践机械设计的基本思想和一般方法的设计的目的。在此过程中，了解了专用机床的整体结构，熟悉了其工作原理，掌握了其主要部件的作用，并完成了专用检测机的设计。所设计的机床由于不涉及加工用机床的切削力，因此机械振动较小，机床零件强度相对较容易满足工作要求。同时，此检测机可对啮合蜗轮蜗杆中心距等参数进行调整，较好完成检测任务。参考文献1 北京齿轮厂编. 螺旋锥齿轮m. 北京：科学出版社，19742 机械工业出版社齿轮手册2000版第六篇