毕业论文组合铣削机床设计.doc

摘 要 组合机床是在研究普通机床设备发展现状及其优缺点的基础上 随着生产 的发展 由普通机床演化而来 组合机床按其合理的工艺过程进行加工 实现 集中工序的最好途径 是提高加工精度和提高生产效率的有效设备 在本设计 过程中 主要介绍了铣削组合机床设计和传动装置的设计 组合机床总体设计 是针对具体的被加工零件 在选定工艺和结构方案的基础上 进行方案图纸设 计 组合机床传动装置的设计 是根据设计任务书提供的数据 选择电动机 合理分配传动比 通过齿轮传动得到所要求的输出轴功率和转速等 并对传动 装置内部的零件进行分析校核 关键词关键词 组合机床 铣削 传动装置 校核 Abstract Modular machine tool is based on studying the current common machine tool and its advantages and disadvantages With the production developing modular machine tool evolves from the common machine tools it processes according to the rational technological process The best way to achieve the centralized working procedure is to enhance the process precision to enhance the production efficiency of the efficient equipment In this design procedure mainly introduce the overall milling modular machine tool design and design of gears The design of the modular machine tool gearbox is according to the data which is supported by the design specification choosing the electric motor assigning rationally the gear ratio It is produced by the wheel transmission to get the requested outlet bearing and power and so on The internal part of gearbox is analyzed and checked KeyKey words words modular machine tool milling gears check 目 录 摘摘 要要 I I 引引 言言 1 1 第第 1 1 章章 组合机床的总体设计组合机床的总体设计 2 2 1 1 组合机床的总体设计 2 1 2 组合机床传动装置的设计 5 第第 2 2 章章 设计计算设计计算 9 9 2 1 轴的设计与校核 9 2 2 齿轮的设计与校核 11 2 3 键的选择与校核 26 第第 3 3 章章 结论结论 3131 参考文献参考文献 3333 致谢致谢 3434 引 言 组合机床是用按系列化标准化设计的通用部件和按被加工零件的形状及加 工工艺要求设计的专用部件组成的专用机床 它在普通机床加工的基础上具有 重新调整可适应新工件 又具有生产效率高 结构简单 加工质量稳定等特点 组合机床是随着生产的发展 由万能的普通机床发展而来 组合机床是由大量 的通用部件和少量的专用部件组成的工序集中的高效率机床 各个部件都设计 成能独立存在的 可以按合理的规格尺寸系列实现高度的系列化 标准化和通 用化 组合机床的通用部件 绝大多数已颁布成国家标准 并按标准规定的名 义尺寸 主参数 互换尺寸等定型 各通用部件之间有配套关系 这样 用户 可根据被加工零件的尺寸 形状和技术要求等 选用通用部件 组成不同形式 的组合机床 以满足生产的需要 组合机床的发展标志着机械行业的发展 1 2 本次毕业设计的目的是为了通过对卧式双面铣削组合机床的总体和齿轮传 动装置的设计以及对组合机床内部结构设计 对组合机床有了更深的理解 并 掌握工程设计的思路和方法 根据组合机床设计的步骤逐步进行设计 本次毕 业设计是完成全部理论教学和实践教学的一次综合训练 是重要的实践性环节 使自己能够综合运用所学的基础理论 专业知识和基本技能 进行工程设计和 科学研究等工程师的基本训练 进一步培养自己严谨的科学态度 独立分析和 解决问题的能力以及勇于创新的精神 第 1 章 组合机床的总体设计 1 1 组合机床的总体设计 组合机床的总体设计 就是针对具体的被加工零件 在选定的工艺和和结 构方案的基础上 进行方案图纸设计 这些图纸包括 被加工零件工序图 加 工示意图 生产率计算卡片 机床联系尺寸图等 1 1 1 被加工零件工序图 1 被加工零件工序图的作用和要求 被加工零件工序图是根据选定的工艺方案 表示在一台机床上或是一条自 动线上完成的工艺内容 加工部位的尺寸及精度 技术要求 加工用定位基准 夹压部位 以及被加工零件的材料 硬度和在本机床加工前毛坯情况的图纸 它是在原有的工件图基础上 以突出本机床或自动线加工内容 加上必要的说 明绘制的 它是组合机床设计的主要依据 也是制造使用时调整机床 检查精 度的重要技术文件 被加工零件工序图应包括下列内容 1 在图上应表示出被加工零件的形状 尤其是要设置中间导向时 应 表示出工件内部的布置和尺寸 以便检查工件装进夹具是否相碰 以及刀具通 过的可能性 2 在图上应表示出加工用基面和夹压的方向和位置 以便依此进行夹 具的支承 定位及夹压系统的设计 3 在图上应表示出加工表面的尺寸 精度 光洁度 位置尺寸及精度 和技术条件 4 图中还应注明被加工零件的名称 编号 材料 硬度以及被加工部 位的余量 2 本机床的加工内容 图 1 1 被加工零件工序图 本机床主要是针对上图右上角的两个零件进行铣削平面的加工 铣削量为 2 5mm 在图中已标出被加工零件的定位基准 夹压方向以及夹压位置等 定 位基准的选择可以保证零件的加工精度 夹压位置和夹压方向的选择是定位基 准的基础 是合理选择定位基准的保证 3 1 1 2 加工示意图 加工示意图是组合机床设计的重要图纸之一 在机床总体设计中占有重要 地位 它是设计刀具 夹具 主轴箱以及选择动力部件的主要资料 同时也是 调整机床和刀具的依据 加工示意图 要反映机床的加工过程和加工方法 并决定浮动夹头或接杆 的尺寸 刀杆长度 刀具种类几数量 刀具长度及加工尺寸 主轴尺寸及伸出 长度 主轴 刀具 导向与工件间的联系尺寸等 根据机床要求的生产率几刀 具的特点 合理的选择切削用量 决定动力头的工作循环 图 1 2 机床加工示意图 本机床的设计在编制加工示意图的过程中 首先遇到的是刀具的选择 而 一台机床刀具选择的是否合理 直接影响到机床的加工精度 生产率和工作情 况等 在制定工艺方案时 只要条件允许 首先选用标准刀具 如果为了提高 工序集中程度 或达到更高的精度 可以才用复合刀具 选择刀具的同时还要 考虑被加工零件的材料特点 在本设计中刀具选择为标准刀具 刀具的齿数为 Z 8 其次是工序间余量的确定 合理的确定工序间余量是保证加工精度的基 础 最后是切削用量的确定 本机床根据被加工零件的材料和铣削深度 铣削 速度选择每齿走刀量 SZ 0 053 mm z 那么每分钟的铣削量 SM 为 SM SZ n Z 0 053 241 3 8 101 7 mm min 2 1 计算切削速度 v v Dn 1000 3 14 125 241 3 1000 94 76m min 2 2 n 是工作机的转速为 241 3r min D 为工作轴直径 mm 3 1 2 组合机床传动装置的设计 传动装置的总体设计 主要包括拟定传动方案 选择电动机 确定总传动 比和分配各级传动比等 1 拟定传动方案 根据工作机的要求 传动装置将电动机的动力和运动传递给工作机 实践 表明 传动装置设计得是否合理 对整个组合机床的性能 成本以及整体尺寸 都有很大的影响 因此 合理的设计传动装置是整个组合机床设计工作中的重 要一环 而合理地拟订传动方案又是保证传动装置质量的基础 传动方案直观的反映了工作机 传动装置和电动机三者之间的运动和动力 的传递关系 传动方案首先应满足工作机的性能要求 适应工作条件 工作可 靠 此外还应结构简单 尺寸紧凑 成本低 传动效率高和操作维护方便等 要同时满足上述要求往往比较困难 因此 应根据具体的设计任务有侧重的保 证主要设计要求 选用比较合理的传动方案 由于组合机床的主轴箱是通用部 件 对传动装置的主要要求是尺寸紧凑 传动效率高 带传动尺寸比较大 且 不适应长期的繁重工作要求和恶劣的工作环境 蜗杆传动效率低 长期连续工 作不经济 齿轮传动尺寸比较小 传动效率高 也适应在恶劣的工作环境下长 期工作 是较为合理的 且齿轮传动和其它传动相比还具有以下特点 传动功 率大 单级传动比高 传动效率高 外廓尺寸小 传动精度高及使用寿命长 4 鉴于以上传动机构的特点和组合机床主轴箱的要求 传动方案如下图所示 2 选择电动机 电动机为系列化产品 是 根据工作机的工作情况和运动 动力参数 合理地选择电动机的类型 结构形 式 容量和转速 并提出具体的电动机型号 电动机类型和结构形式的选择 如无特殊需要 组合机床一般选用 Y 系列三相交流异步电动机 Y 系列电 动机为一般用途的全封闭自扇冷式电动机 适用于无特殊要求的各种机械设备 如机床 鼓风机 运输机以及农业机械和食品机械 同一系列的电动机有不同 的防护及安装方式 可根据具体的要求进行选用 5 电动机容量的确定及转速的选择 由设计任务书给出加工零件时工作机一般为稳定载荷或是变化较小的载荷 连续运转的机械 而且传递功率较小 故只需使电动机的额定功率 Pcd 稍大于 电动机实际输出功率 Pd 就可以了 一般情况下不需要对电动机进行热平衡计 算和校核启动力矩 电动机的输出功率 Pd 为 a W d P P 2 3 式中 PW 工作机所需输入功率 KW 传动装置的总效率 a 工作机所需功率 PW 由工作机的工作阻力 F 或 T 和运动参数 v 或 n 按 下式进行计算 或 2 4 W W Fv P 1000 W W Tn P 9550 式中 F 工作机阻力 N v 工作机线速度 m s T 工作机阻力矩 N mm n 工作机转速 r min 工作机效率 根据工作机的类型确定 本设计取 W 0 85 W 传动装置的总效率 a 由于本设计传动装置总装后与双轴铣削头配套使用 也可以不根据以上公 式进行推导 直接利用双轴铣削头工作时所需输入功率为 4 825kW 即为本传 动装置的工作机输入功率 PW 然后根据公式 2 3 进行计算 a W d P P 4 5kW a W d P P 85 0 825 4 由于传动装置工作效率和电动机工作效率的存在 取电动机的额定功率为 Pcd 5 5kW 额定功率相同的同类型电动机 有几种转速可以选择 电动机的 转速高 极对数少 尺寸和质量小 价格也相对比较便宜 但传动装置的传动 比大 从而使传动装置的结构尺寸增大 成本提高 选用低转速的电动机则相 反 因此 对电动机及传动装置做整体的考虑 综合分析比较 选择电动机的 型号为 Y132M2 6 电动机的转速选为 960r min 较为合理 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 传动装置总传动比是根据电动机满载转速 nm 和工作机转速 n 可得传动 装置的总传动比 2 5 97 3 78 241 960 n n i m a 由传动方案可知 传动装置的总传动比等于各级串联传动机构传动比的连 乘积 即 na iiii 21 2 6 式中 为各级串联传动机构的传动比 1 i 2 i n i 合理的分配各级传动比 是传动装置总体设计中的一个重要问题 它将直 接影响到传动装置的外廓尺寸 质量大小及润滑条件等 总传动比分配的一般原则 1 各级传动比都应在常用的合理范围内 以符合各种传动形式的工作 特点 并使结构比较紧凑 2 使各级传动获得较小的外廓尺寸和较小的质量 3 使所有传动零件装拆方便 根据上述原则分配传动 是一项较为繁杂的工作 往往要经过多次的测 算 拟定多种方案进行比较 最后确定一个比较合理的传动方案 还应指出 合理分配传动比是设计传动装置应考虑的重要问题 但为了获得更为合理的结 构 有时单从传动比这一点出发还不能得到完善的结果 此时还应采取调整其 他参数 如 齿宽系数 或适当改变齿轮材料等办法 以满足预定的设计要求 在经过了反复的测算 最终 各级传动机构的传动比分配如下 1 75 1 586 1 1 433 之所以传动机构的传动比当中有传动比是 1 的 是因为主轴箱的尺寸已定 但是总传动比比较小 经过 3 级传动以后 工作轴还没有与主轴箱箱体上工作轴的位置想重合 这样就必须增加一对齿轮传动来凑工作轴和主轴箱箱体工作轴位置之间的距离 达到工作轴与主轴箱箱体工作轴的位置相重合的目的 7 第 2 章 设计计算 2 1 轴的设计与校核 轴是机器中的主要支承零件之一 它主要是用来支承旋转零件 如齿轮 带轮等 并传递运动和动力 一般情况下 轴的设计主要应解决下列问题 a 选择轴的材料 b 进行轴的结构设计 由于结构设计阶段尚不知道轴的直径 所以要通过计算 粗略估算出轴的直径 并初步确定各部分的形状和尺寸 同 时还要考虑轴上零件固定和定位要求 轴的工艺性要求 热处理要求以及运行 维护要求等 c 进行轴的强度校核 8 选择轴的材料 应考虑轴的强度 刚度以及耐磨性要求 热处理方法 材 料来源 材料加工工艺和材料价格等 轴结构设计的主要求是 有利于提高轴 的强度和刚度 轴上零件的定位要准确 固定要可靠 便于轴上零件的装拆和 调整 具有良好的工艺性等 轴强度的校核是保证传动装置能正常运行的前提 是设计过程中至关重要的环节之一 主轴箱是通用部件 箱体尺寸已确定 根据主轴箱箱体的尺寸和轴上主要 零件的布置 初步选定轴的结构如下图 图 2 1 轴的结构图 1 选择轴的材料 由于该轴主要用于传递扭矩 采用 45 钢调质处理 硬度为 240HBS 2 初步估算轴径 按扭转强度估算输入端联轴器处的最小轴径 按 45 号钢 取 C 110 根据 dmin C 110 20mm 3 3 n P 3 960 5 5 1 式中 dmin 最小轴径 mm C 与轴材料有关的系数 P 轴传递的功率 KW n 轴的转速 r min 由于联轴器与轴用普通平键联接 键槽会削弱轴的强度 而且联轴器为标 准件 因此 所选轴径不仅要满足强度还应与联轴器的尺寸相配合 所以初取 轴的最小直径为 dmin 30mm 3 确定各段轴径的长度 定位轴肩的高度可以根据要求查取 所以对于轴径 从联轴器向右分别取 30mm 35mm 52mm 35mm 对于各轴段长度 取决于轴上零件的宽度及它们的 相对位置 考虑到箱体的铸造误差及装配时留有必要的间隙 取齿轮 2 右端面 至箱壁间的距离为 7mm 滚动轴承与箱体内壁边对齐 半联轴器与轴配合长度为 60mm 为避免误差 取其相应轴长为 55mm 已知齿轮 1 宽为 42mm 齿轮 2 宽 为 18mm 套筒定位齿轮 1 和 齿轮 2 之间的定位 其长度为 29mm 轴承为标准 件长度已知 取其轴右段对应长度为 110mm 轴承与轴承盖相对应的轴长为 40mm 4 轴的强度计算校核 由于该轴主要用于传递扭矩 所以只需对该轴的扭转强度进行校核 3 2 式中 T 轴的扭转切应力 MPa T 轴所传递的扭矩 N mm P 轴传递的功率 kW n 轴的转速 r min WT 轴的抗扭转截面系数 mm3 WT d3 16 dmin 轴的最小直径 mm T TT T MPa W n P W T 32 10 960 16 30 5 51055 9 1055 9 3 6 6 T T T MPa W T 18 346 16 35 5 51055 9 3 6 T 轴的许用扭转切应力 MPa 经验算 轴的最小直径的扭转切应力远远小于轴的许用扭转切应力 强度 满足 在传动装置的四根轴中 轴径最小为 30mm 位于传动装置最后一级的传动 轴承受的转矩最大 因此只要最后一级的传动轴满足校核 此传动装置中其余 两根均满足强度 下面对最后轴的最小直径处进行校核 经计算此传动轴最小直径所承受的扭转切应力远远小于轴的许用扭转切应 力 故该传动装置中的所有轴均满足要求 2 2 齿轮的设计与校核 齿轮传动是机械传动中最常用的一种传动形式 应用非常广泛 其优点主 要有 传动效率高 结构紧凑 工作可靠 传动比稳定 但也有制造和安装精 度高 不易远距离传动等缺点 齿轮传动的失效主要发生在轮齿 而轮缘 轮 毂 轮辐等很少失效 这些部分通常按经验进行设计 本设计中齿轮传动装置的传动结构如下图所示 图 2 2 齿轮传动装置的传动结构 1 齿轮 的设计与校核 在已选电动机 Y132M2 6B3 的传输功率为 5 5kW 转速为 960r min 传动比 为 u 1 75 单向传动 工作机载荷有较轻微的冲击 每天工作 15h 预期使用寿 命为 10 年 a 选择齿轮材料 热处理 精度等级及齿数 1 传动装置为一般的工作机器 低速级齿轮选择常用材料及热处理 8 级精度 2 小齿轮 40Cr 调质 齿面硬度为 280HBS 大齿轮 45 钢 调质 齿面硬度为 280HBS 硬度相差为 40HBS 3 初选小齿轮齿数为 z1 28 大齿轮齿数 z2 uz1 1 75 28 49 4 选择螺旋角 初取 14 b 按齿面接触疲劳强度设计 1 确定计算参数 1 试选载荷系数 Kt 2 3 2 计算小齿轮传递的转矩 T1 3 选取齿宽系 数 d 1 3 2 1 1 12 H HE d ZZZ u uKT d mmN n P T 10547 0 960 5 5 1055 9 1055 9 566 1 4 查取弹性系数 ZE 189 8 MPa 5 查取节点区域系数 ZH 2 43 6 端面重合度 按下式近似计算 7 螺旋角系数 Z 985 0 14coscos 8 按齿面强度查取接触疲劳极限 小齿轮 Hlim1 720MPa Hlim2 580MPa 9 计算应力循环次数 N N1 60jn1Lh 60 1 960 15 300 10 2 592 109 N2 N1 u 2 592 109 1 75 1 48 109 由应力循环次数查得疲劳寿命系数 小齿轮 KHN1 1 0 大齿轮 KHN2 1 1 10 计算接触疲劳强度安全系数 H 取接触疲劳强度安全系数 0 1 H S 2 计算设计参数 1 试计算小齿轮分度圆直径 d1t 取 6495 1 14cos 49 1 28 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 21 zz MPa S K H HHN h 720 0 1 7200 1 1lim1 1 MPa S K H HHN H 638 0 1 5801 1 2lim2 2 MPa HHH 6792 6387202 21 3 2 5 3 2 1 1 678 43 2 985 0 8 189 75 1 85 1 6495 1 1 10547 0 3 2212 H HE d t t ZZZ u uTK d 31 916mm 由于箱体是通用部件 箱体上的主轴孔位置已铸造出 所以为了使主轴与箱 体上已铸造出的孔相配合 经过反复的验算 取标准模数 mn 2 5mm 较合适 2 计算中心距 将中心距圆整为 a 100mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 d1 mnz1 cos 2 5 28 cos15 74 05 72 7273mm 3 计算圆周速度 v 4 计算载荷系数 K 根据载荷状态查取使用系数 KA 1 25 圆周力 Ft 2T1 d1 2 0 547 105 72 7273 1504 25 N KAFt b 1 25 1504 25 32 58 76 100N mm 根据圆周速度 v 查取动载系数 Kv 1 11 根据表面经过硬化的直齿轮查取齿间载荷分配系数 KH 1 4 KF 1 4 由齿面热处理的不同查取齿向载荷分配系数 K 1 39 取 KH KF 1 2 计算载荷系数 K KAKVKH KH 1 25 1 11 1 4 1 2 2 33 与试取值差 异不大 可以不作修正计算 5 轴的修正计算 106 1 30 14cos916 31cos 1 1 z d mn mm zzm a n 1966 99 14cos2 49285 2 cos2 21 057415 1002 49285 2 arccos 2 arccos 21 a zzmn sm nd v 6557 3 100060 9607272 72 100060 11 mm K K dd t t 05 32 3 2 33 2 916 31 3 3 11 已取 d1 72 7273mm 32 05mm 符合接触疲劳强度条件 c 按齿根弯曲疲劳强度校核 1 载荷系数 K KAKVKF KF 2 33 2 小齿轮传递的转矩 T1 0 547 105 N mm 3 查齿形系数 YFa 以及应力修正系数 YSa YFa1 2 55 YSa1 1 61 YFa2 2 32 YSa2 1 70 4 重合度系数 Y Y 0 25 0 75 0 25 0 75 1 6495 0 704 5 螺旋角系数 Y 6 根据应力循环次数查取弯曲疲劳寿命系数 小齿轮 KFN1 0 89 大 齿轮 KFN1 0 95 7 按齿面硬度查取弯曲疲劳极限 Flim 小齿轮 Flim1 620MPa Flim2 450MPa 8 计算弯曲疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳强度安全系数 1 4 F S 9 齿根弯曲应力 FSaFa n F YY mbd YYKT 1 1 2 8688 0 120 057415 11 120 1 Y MPa S K F FFN F 1 394 4 1 62089 0 1lim1 1 MPa S K F FFN F 3 305 4 1 45095 0 2lim2 2 110 013 F 1 105 68MPa F 2 弯曲疲劳强度足够 d 几何尺寸的计算 1 计算分度圆直径 小齿轮 d1 72 7273mm 大齿轮 d2 mnz2 cos 127 2727mm 2 计算中心矩 a 100mm 螺旋角 arccos 9 06 87 1002 795 2 3 选取齿轮宽度 大小齿轮均按组合机床通用部件选取 齿宽 b 32mm 在强度足够的情况下 不仅结构紧凑 而且经济 节省材料 2 齿轮 的设计与校核 在电动机的传输功率为 5 5kW 转速为 548 57r min 传动比为 u 1 586 单 向传动 工作机载荷有较轻微的冲击 每天工作 15h 预期使用寿命为 10 年 a 选择齿轮材料 热处理 精度等级及齿数 1 传动装置为一般的工作机器 低速级齿轮选择常用材料及热处理 8 6 155 2 5 27273 7232 8668 0 704 0 10547 0 33 2 22 5 11 1 1 1 aSFa n F YY mbd YYKT 7 132 2 5 27273 7232 8668 0 704 010547 033 2 22 5 22 1 1 2 aSFa n F YY mbd YYKT 级精度 2 小齿轮 40Cr 调质 齿面硬度为 280HBS 大齿轮 45 钢 调质 齿面硬度为 280HBS 硬度相差为 40HBS 3 初选小齿轮齿数为 z1 29 大齿轮齿数 z2 uz1 1 586 29 45 996 取 z2 46 传动比误差 0 01 4 选择螺旋角 初取 14 b 按齿面接触疲劳强度设计 1 确定计算参数 1 试选载荷系数 Kt 2 3 2 计算小齿轮传递的转矩 T1 3 选取齿宽系数 d 1 4 查取弹性系数 ZE 189 8 MPa 5 查取节点区域系数 ZH 2 43 6 端面重合度 按下式近似计算 7 螺旋角系数 Z 985 0 14coscos 8 按齿面强度查取接触疲劳极限 小齿轮 Hlim1 720MPa Hlim2 580MPa 9 计算应力循环次数 N N1 60jn1Lh 60 1 548 57 15 300 10 1 48 109 N2 N1 u 1 48 109 1 586 9 33 108 由应力循环次数查得疲劳寿命系数 小齿轮 KHN1 1 0 大齿轮 KHN2 1 1 10 计算接触疲劳强度安全系数 H 3 2 1 1 12 H HE d ZZZ u uKT d mmN n P T 109575 0 57 548 5 5 1055 9 1055 9 566 1 649 114cos 46 1 29 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 21 zz 取接触疲劳强度安全系数 0 1 H S 2 计算设计参数 1 试计算小齿轮分度圆直径 d1t 取 57 98mm 由于箱体是通用部件 箱体上的主轴孔位置已铸造出 所以为了使主轴与箱 体上已铸造出的孔相配合 经过反复的验算 取标准模数 mn 3mm 较合适 2 计算中心距 将中心距圆整为 a 116mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 MPa S K H HHN H 720 0 1 7200 1 1lim1 1 MPa S K H HHN H 638 0 1 5801 1 2lim2 2 MPa HHH 6792 6387202 21 3 2 5 3 2 1 1 679 43 2985 0 8 189 58 1 68 1 6495 11 1096 03 2212 H HE d t t ZZZ u uTK d mm z d mn94 1 29 14cos98 57cos 1 1 mm zzm a n 94 115 14cos2 46293 cos2 21 63240 1162 46293 arccos 2 arccos 21 a zzmn 小齿轮分度圆直径 d1 mnz1 cos 3 29 cos0 24 63 89 66mm 3 计算圆周速度 v 4 计算载荷系数 K 根据载荷状态查取使用系数 KA 1 25 圆周力 Ft 2T1 d1 2 0 9575 105 89 66 2135 82N KAFt b 1 25 2135 82 32 83 43 100N mm 根据圆周速度 v 查取动载系数 Kv 1 11 根据表面经过硬化的直齿轮查取齿间载荷分配系数 KH 1 4 KF 1 4 由齿面热处理的不同查取齿向载荷分配系数 K 1 39 取 KH KF 1 2 计算载荷系数 K KAKVKH KH 1 25 1 11 1 4 1 2 2 33 与试取值差 异不大 可以不作修正计算 5 轴的修正计算 已取 d1 89 66mm 58 23mm 符合接触疲劳强度条件 c 按齿根弯曲疲劳强度校核 1 载荷系数 K KAKVKF KF 2 33 2 小齿轮传递的转矩 T1 0 9575 105 N mm 3 查齿形系数 YFa 以及应力修正系数 YSa YFa1 2 53 YSa1 1 62 YFa2 2 35 YSa2 1 68 4 重合度系数 Y Y 0 25 0 75 0 25 0 75 1 64 0 704 8 sm nd v 58 2 100060 57 54866 89 100060 11 mm K K dd t t 23 58 3 2 33 2 98 57 3 3 11 FSaFa n F YY mbd YYKT 1 1 2 5 螺旋角系数 Y 6 根据应力循环次数查取弯曲疲劳寿命系数 小齿轮 KFN1 0 89 大 齿轮 KFN1 0 95 7 按齿面硬度查取弯曲疲劳极限 Flim 小齿轮 Flim1 620MPa Flim2 450MPa 8 计算弯曲疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳强度安全系数 1 4 F S 9 齿根弯曲应力 149 44MPa F 1 143 95MPa F 2 998 0 120 63240 11 120 1 Y MPa S K F FFN F 1 394 4 1 62089 0 1lim1 1 MPa S K F FFN F 3 305 4 1 45095 0 2lim2 2 62 153 2 366 8932 998 0704 0 109575 0 33 22 2 5 11 1 1 1 aSFa n F YY mbd YYKT 68 1 35 2 366 8932 998 0 704 0 109575 033 2 2 2 5 22 1 1 2 aSFa n F YY mbd YYKT 弯曲疲劳强度足够 d 几何尺寸的计算 1 计算分度圆直径 小齿轮 d1 89 66mm 大齿轮 d2 mnz2 cos 142 34mm 2 计算中心矩 a 116mm 螺旋角 arccos 0 24 63 1162 753 3 选取齿轮宽度 大小齿轮均按组合机床通用部件选取 齿宽 b 32mm 在强度足够的情况下 不仅结构紧凑 而且经济 节省材料 3 齿轮 的设计与校核 在电动机的传输功率为 5 5kW 转速为 345 88r min 传动比为 u 1 433 单向 传动 工作机载荷有较轻微的冲击 每天工作 15h 预期使用寿命为 10 年 8 a 选择齿轮材料 热处理 精度等级及齿数 1 传动装置为一般的工作机器 低速级齿轮选择常用材料及热处理 8 级精度 2 小齿轮 40Cr 调质 齿面硬度为 280HBS 大齿轮 45 钢 调质 齿面硬度为 280HBS 硬度相差为 40HBS 3 初选小齿轮齿数为 z1 30 大齿轮齿数 z2 uz1 1 433 30 43 4 选择螺旋角 初取 14 b 按齿面接触疲劳强度设计 1 确定计算参数 1 试选载荷系数 Kt 2 3 2 计算小齿轮传递的转矩 T1 3 2 1 1 12 H HE d ZZZ u uKT d mmN n P T 105186 1 88 345 5 5 1055 9 1055 9 566 1 3 选取齿宽系数 d 1 0 4 查取弹性系数 ZE 189 8 MPa 5 查取节点区域系数 ZH 2 43 6 端面重合度 按下式近似计算 7 螺旋角系数 Z 985 0 14coscos 8 按齿面强度查取接触疲劳极限 小齿轮 Hlim1 720MPa 大齿轮 Hlim2 580MPa 9 计算应力循环次数 N N1 60jn1Lh 60 1 345 88 15 300 10 0 9339 109 N2 N1 u 0 9339 109 1 433 6 517 108 由应力循环次数查得疲劳寿命系数 小齿轮 KHN1 1 0 大齿轮 KHN2 1 2 10 计算接触疲劳强度安全系数 H 取接触疲劳强度安全系数 0 1 H S 2 计算设计参数 1 试计算小齿轮分度圆直径 d1t 取 57 1464mm 6487 114cos 43 1 30 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 21 zz MPa S K H HHN h 720 0 1 7200 1 1lim1 1 MPa S K H HHN H 696 0 1 5802 1 2lim2 2 MPa HHH 0872 9667202 21 3 2 5 3 2 1 1 807 43 2 985 0 8 189 53 1 63 1 6495 1 1 1052 1 3 2212 H HE d t t ZZZ u uTK d 由于箱体是通用部件 箱体上的主轴孔位置已铸造出 所以为了使主轴与箱 体上已铸造出的孔相配合 经过反复的验算 取标准模数 mn 3mm 比较合适 2 计算中心距 将中心距圆整为 a 113mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 9 小齿轮分度圆直径 d1 mnz1 cos 3 30 cos14 29 75 92 8767mm 3 计算圆周速度 v 4 计算载荷系数 K 根据载荷状态查取使用系数 KA 1 25 圆周力 Ft 2T1 d1 2 1 5186 105 92 8767 3270 14 N KAFt b 1 25 3270 14 32 127 74 100N mm 根据圆周速度 v 查取动载系数 Kv 1 11 根据表面经过硬化的直齿轮查取齿间载荷分配系数 KH 1 4 KF 1 4 由齿面热处理的不同查取齿向载荷分配系数 K 1 39 取 KH KF 1 2 计算载荷系数 K KAKVKH KH 1 25 1 11 1 4 1 2 2 33 与试取值差 异不大 可以不作修正计算 5 轴的修正计算 8483 1 30 14cos1464 57cos 1 1 z d mn mm zzm a n 8522 112 14cos2 43303 cos2 21 752914 1132 43303 arccos 2 arccos 21 a zzmn sm nd v 682 1 100060 88 3458767 92 100060 11 mm K K dd t t 394 57 3 2 33 2 1464 57 3 3 11 已取 d1 92 8762mm 57 394mm 符合接触疲劳强度条件 c 按齿根弯曲疲劳强度校核 1 载荷系数 K KAKVKF KF 2 33 2 小齿轮传递的转矩 T1 1 5186 105 N mm 3 查齿形系数 YFa 以及应力修正系数 YSa YFa1 2 52 YSa1 1 63 YFa2 2 33 YSa2 1 67 4 重合度系数 Y Y 0 25 0 75 0 25 0 75 1 6487 0 705 5 螺旋角系数 Y 6 根据应力循环次数查取弯曲疲劳寿命系数 10 小齿轮 KFN1 0 89 大齿轮 KFN1 0 95 7 按齿面硬度查取弯曲疲劳极限 Flim 小齿轮 Flim1 620MPa Flim2 450MPa 8 计算弯曲疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳强度安全系数 1 4 F S 9 齿根弯曲应力 FSaFa n F YY mbd YYKT 1 1 2 8809 0 120 752914 11 120 1 Y MPa S K F FFN F 1 394 4 1 62089 0 1lim1 1 MPa S K F FFN F 3 305 4 1 45095 0 2lim2 2 202 467MPa F 191 796MPa F 弯曲疲劳强度足够 d 几何尺寸的计算 1 计算分度圆直径 小齿轮 d1 92 8767mm 大齿轮 d2 mnz2 cos 133 1233mm 2 计算中心矩 a 113mm 螺旋角 arccos 14 29 75 1132 793 3 选取齿轮宽度 大小齿轮均按组合机床通用部件选取 齿宽 b 32mm 在强度足够的情况下 不仅结构紧凑 而且经济 节省材料 其他齿轮也用同样的方法进行校核计算 均满足强度 11 2 3 键的选择与校核 键主要用于轴和轴上零件之间的同向固定并传递转矩 例如 轴和齿轮 轴 和带轮 轴和联轴器等都是利用键来固定并传递转矩的 键是标准件 键的联接可分为松键连结和紧键联接 松键连接包括平键联 接和半圆键联接 而楔键和切向键属于紧键联接 67 133 2 5 27273 7232 8668 0 704 0 10547 033 2 2 2 5 22 1 1 2 aSFa n F YY mbd YYKT 63 1 52 2 5 27273 7232 8668 0 704 0 10547 0 33 2 2 2 5 11 1 1 1 aSFa n F YY mbd YYKT a 键的类型及特点和在本设计中键的选择 1 平键 平键用于静联接 上下表面和两个侧面都互相平行 工作时靠键 与键槽侧面的挤压来传递转矩 所以平键的两个侧面是工作表面 平键的上表 面与轮毂键槽的顶面之间留有间隙 平键的特点是 平键适用于传递功率不大 轴与轮毂间无相对移动场合 平键具有定心性好 制造简单 装拆方便和应用 广泛等特点 2 半圆键 半圆键用于静连接 键的侧面是半圆形 轴上的键槽用尺寸与 半圆键尺寸相同的铣刀铣出 因而 键可以在键槽中摆动以适应轮毂键槽底面 的倾斜 安装方便 半圆键的特点是 制造工艺性较好 但轴上的键槽较深 对轴的强度削弱很大 因此 主要用于较轻的连接或是作为锥形轴端的辅助联 接 3 楔键 楔键联接只用于静联接 楔键的上 下表面和与它配合的轮毂键 槽底面均有 1 100 的斜度 键的上下表面分别与轮毂和轴上键槽的底面挤压产 生摩擦力 并以此来传递转矩 楔键联接的特点是 由于在打紧时破坏了轴与 毂的对中性 另外在冲击 振动和承受载荷时 易产生松动 所以楔键仅适用 于对传动精度要求不高 低速和载荷平稳的场合 12 4 切向键 切向键是由一对斜度为 1 100 的楔键组成 是成对使用的 切 向键的工作面同于楔键是上下两个工作面 且两工作面相互平行 工作时 靠 工作面的挤压力和轴与轮毂之间的摩擦力来传递扭矩 切向键联接的特点是 承载能力很大 适用于传递转矩较大的场合 但由于切向键的键槽对轴的强度 削弱很大 常用于轴径大于 100mm 的轴上 鉴于以上四种键联接的特点进行对比 在本设计中 由于所传递的转矩不 大 且无冲击载荷 运转平稳 要求有较好的定心性等特点 选择普通圆头平 键较为合适 而且还较为经济又便于加工 b 键连接的强度校核 在传递扭矩的过程中 由普通圆头平键组成静联接在受转矩作用时 键与 键槽的侧面受挤压 与轴中心线相平行的面受剪切 可能的失效形式是工作面 被压溃或是键被剪断 对于按标准选用的平键来说 工作表面的压溃是主要的 失效形式 因此 只进行工作表面的挤压强度计算 13 图 2 3 键与轴的联接示意图 对于静联接 假定载荷在键的工作表面是均匀分布 普通平键联接的强度 条件为 式中 T 轴所传递的转矩 N mm k 键与轮毂槽接触的高度 mm h 键的高度 h 2k mm l 键的工作长度 mm 圆头平键 l L b L 为键的公称长度 b 为键的宽度 单位均为 mm d 轴的直径 mm b 键的宽度 mm 键 轴和轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力 MPa P 1 轴与联轴器联接处键的校核 a 选择键联接的类型及其尺寸 键的材料选用 45 钢 由于轴与联轴器的联接是静联接 要求较好的 定心性 根据轴径 d 30 38mm 之间 选用圆头普通平键 GB1096 79 宽 b 10mm 高 h 8mm 参考轮毂长度取键长 L 45mm b 键联接的强度校核计算 由于轴与联轴器联接是静联接 其主要的失效形式是轴 轮毂和键三个零 件中较弱的零件的工作面被压溃 由于轮毂是铸铁 查取铸铁的许用挤压应力 P PP dhl T dlk T 42 80MPa 键联接工作面上 的挤压应力为 由于 P P 80MPa 所以选择的键连接强度足够 2 轴与齿轮联接处键的校核 a 选择键联接的类型及其尺寸 键的材料选用 45 钢 由于轴与齿轮的联接是静联接 14 要求较好的定 心性 根据轴径 d 30 38mm 之间 选用圆头普通平键 GB1096 79 宽 b 10mm 高 h 8mm 参考轮毂长度取键长 L 80mm b 键联接的强度校核计算 由于轴与齿轮的联接是静联接 其主要的失效形式是轴 轮毂和键三个零 件中较弱的零件的工作表面被压溃 由于零件的材料全是 45 钢 查取 45 钢的许用挤压应力 P 135MPa 键联接工作面上的挤压应力为 由于 P P 135MPa 所以选择的键联接强度足够 3 轴与齿轮联接处键的校核 扭矩 T 最大处键联接的校核 a 选择键联接的类型及其尺寸 键的材料选用 45 钢 由于轴与齿轮的联接是静联接 要求较好的定心性 根据轴径 d 65 75mm 之间 选用圆头普通平键 GB1096 79 宽 b 20mm 高 h 12mm 参考轮毂长度取键长 L 70mm b 键联接的强度校核计算 由于轴与齿轮的联接是静联接 其主要的失效形式是轴 轮毂和键三个零 件中较弱的零件的工作表面被压溃 由于零件的材料全是 45 钢 查取 45 钢的许用挤压应力 P 135MPa 键联接工作面上的挤压应力为 由于 P P 135MPa 所以选择的键联接强度足够 MPa dhl T P 26 35830 5470044 MPa dhl T P 14 70830 5470044 MPa dhl T P 14 501275 105186 1 44 5 在扭矩最大处键联接的强度足够 在本设计中就不需要再对其它键进行强 度校核 均满足强度 15 第 3 章 结论 经过三个月的毕业设计时间 根据毕业设计任务书所提供的技术数据和被 加工零件的加工工序图 按照组合机床的设计步骤选择了主要的通用部件 绘 制出了机床总图和加工示意图 完成了对卧式双面铣削组合机床的总体设计 齿轮传动装置的设计是根据被加工零件的加工工序图所要求的功率和转速 选 择电动机 然后确定传动方案 根据电动机的转速和工作轴所要求的转速确定 总传动比并合理分配传动比 最终使电动机的功率和转速通过齿轮传动装置得 到工作轴所需要的功率和转速 近几年虽然组合机床行业产品销售呈现上升趋势 但行业内一些企业同样 存在负债经营的情况 主要原因是传统的组合机床产品不能满足用户柔性化 高精度 短周期的市场需求 同时组合机床行业一些企业存在现代化管理水平 低 人才流失严重 科研成果不能迅速转化为生产力等缺陷 为此 提出以下 建议 1 提高现代化管理水平 中国加入 WTO 后 迫切要求企业提高现代化 管理水平 进一步深化企业内部改革 建立健全适应市场经济的运行机制 建立企业科学的管理体制 做到集权有道 分权有序 授权有章 用权有度 的责权利内在统一的有机结合 是提高企业控制力所必须的 要彻底改变落 后的体制 必须树立全球化经营理念 提高国际市场竞争能力 建立市场快速 反应机制 以适应日趋发展的市场要求 2 提高企业创新能力 企业的生存 关键在于产品的生命力 已步入 电子时代的今天 传统的组合机床已经不能适应告诉发展的国内外市场需要 这就要求企业必须适应科学技术的飞速发展 建立技术创新体系 推进企业的 技术进步 加速向柔性化 数控化 高精度 短周期方向发展 提高组合机床 使用范围和市场覆盖面 同时实施名牌战略 争创世界品牌 加速我国组合机 床的发展进程 使我国组合机床行业企业在世界制造领域里立于不败之地 3 企业发展 技术创新和管理水平的提高都需要高技术人才 在全球 化经济格局不断明朗的今天 人才争夺战已渗透到各个领域 组合机床行业应 适时把握国际大环境 广招高技术人才 工技能工人 现代企业尤其缺少高技 能工人 专家指出 目前我国企业产品平均合格率仅为 7 成 不良产品每年损 失近 2000 亿元 而其中 50 以上系由工人技能不高所致 因此建立强大的技术 生力军 不断更新知识 更新概念 依靠优