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B655型牛头刨床总体布局及主轴箱设计【8张CAD图纸+毕业答辩论文】

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B655型牛头刨床总体布局及主轴箱设计【全套CAD图纸+毕业答辩论文】.rar

B655型牛头刨床总体布局及主轴箱设计

A0-主轴箱装配图.dwg

A0-曲柄滑块机构.dwg

A0-机床总装图.dwg

A1-滑枕机构.dwg

A2-摆杆.dwg

A2-空心主轴.dwg

A3-轴.dwg

A3-齿轮.dwg

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关键词：: b655 牛头刨床总体布局主轴设计全套 cad 图纸毕业答辩论文

资源描述：

摘要

本设计介绍了B655型牛头刨床的一些基础知识及其工作原理，还介绍了各个主要部分的组成和作用。主要对B655型牛头刨床床身、滑枕和主轴箱进行了设计。滑枕是装载刀架的工件，它是空心铸铁件，可以控制刀具的装夹方式和装夹位置，也可以调整机床刨削行程的大小；主轴箱是机床主要传动系统，它有三根轴，各个轴上有不同的齿轮，通过不同的传动比传递不同的速度；B655型牛头刨床，主轴箱有两个档位能实现6级变速，机床电动机额定功率是3kW，额定转速为960r/min，它安装在机床底部，这样可以减少床身的振动，提高了刨削精度；机床的进给是工作台在横梁上通过棘轮及棘轮爪的控制做水平方向上的前后移动。本着优化、美观、实用和不浪费的原则，设计B655型牛头刨床,使其总体布局合理，外观简洁，床身协调，操作简单。

本论文还根据需要对一些设计还进行了校核，主要是对主轴箱的过桥齿轮轴以及轴上的零部件（如齿轮、轴承等）进行了校核，这样就使本设计更加合理。

关键词：B655型牛头刨床；滑枕；主轴箱；总体布局；过桥齿轮轴

ABSTRACT

This paper introduces the B655 type shaper’s elementary knowledge and its working principle, and also introduces the composition and functions of each main part . Mainly designed the B655 shaper lathe bed, the ram and the gear box. The ram is the tool of loading the work piece, and it is a hollow cast iron part, it can control the clamping factions and the fixture position of the cutting tool, also can adjust the shaper’s planning traveling distance. The gear box is the main transfer system of the planer, and it has three axles, on which there are different gears, through different velocity ratio transmitting different speed. The gear box of the B655 shaper, having two forging die, can realize 6 levels of speed changes. The rated power of the motor is 3kW. The rated speed is 960r/min. It installs on the bottom of the shaper basement. Which can reduce the vibration of lathe bed, increase the planning precision. The feed of the planer is the straight reciprocating motion of the work table which install on crossbeam, through meshing of notch wheel and the ratchet pawl. Based on the principle of optimization, perfect, practical and not waste, the B665 type planer is designed, which overall layout is reasonable, the outward appearance is succinct, the lathe bed is coordinated, and the operation is simple.

According to requirements, this paper also carries on the checking to some main parts especially the gear box idle wheel axle and its parts, for example gear, bearing and so on, through which make the design more reasonable.

Key word: B655 Type Shaper; Ram; GearBox; Overall Layout; Idle Wheel Axle

摘要…………………………………………………………………………………Ⅰ

Abstract ……………………………………………………………………………Ⅱ

第1章　绪　　论1

1.1 课题背景及研究意义1

1.2 国内外研究现状1

1.3 研究设想及主要工作内容2

第2章牛头刨床总体方案设计4

2.1 牛头刨床设计的主要参数4

2.2 牛头刨床的工作原理4

2.3 牛头刨床的结构设计4

2.3.1 床身5

2.3.2 主轴箱5

2.3.3 摇臂机构5

2.3.4 滑枕6

2.3.5 工作台6

2.4 传动机构组成及其工作原理6

2.5 本章小结8

第3章主轴箱的设计9

3.1主轴箱的设计9

3.1.1 主轴箱的电动机选择9

3.1.2 电动机规格的选取9

3.1.3主轴箱上直齿圆柱齿轮设计10

3.1.4主轴箱上主传动轴设计13

3.1.5 1308调心滚子轴承设计15

3.2 带传动设计16

3.2.1 确定计算功率Pc16

3.2.2 选择带型16

3.2.3 确定带轮的基准直径D1、D216

3.2.4 确定中心距a和带的基准长度Ld17

3.2.5验算小带轮上的包角α117

3.2.6确定带的根数z17

3.2.7确定带的初拉力F018

3.2.8计算带传动作用在轴上的力Q18

3.2.9带轮结构设计18

3.3本章小结18

第4章其它机构设计19

4.1齿轮设计19

4.1.1齿轮的概述19

4.1.2 主轴Ⅵ轴上斜齿轮19

4.2 轴的设计25

4.2.1 轴的简介25

4.2.2 主轴的设计（Ⅵ轴）28

4.3主轴上滑动轴承设计30

4.4 本章小结31

第5章曲柄机构的设计32

5.1 曲柄机构的设计32

5.1.1 遗传算法简介32

5.1.2 曲柄机构的设计35

5.2 本章小结36

结论37

参考文献38

致谢39

第1章　绪　　论

1.1 课题背景及研究意义

刨床作为最早的金属切削机床早已应用到生产中，机床是加工机器零件的主要设备，所以又被称为工作母机，由于它的母机性，它所负担的工作量占机器总制造工作量的40%-60%。机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量。一个国家的机床工业的技术水平，在很大程度上标志着这个国家的工业生产能力和科学技术水平。显然机床在国民经济现代化建设中起着很重大的作用。刨床因其结构简单，造价低廉但是生产率高（加工平面的效率是铣床的5倍）等优点广泛应用于工厂加工中。

近些年来随着电子技术计算机技术信息技术以及激光技术等的发展并应用于机床领域,使刨床的发展进入了一个新时代。不断提高劳动生产率和自动化程度是刨床发展的基本方向,在我国现阶段刨床工业的自动化水平还不高,高加工精度的机床还不是很普及。传统刨床在有些工厂中传统刨床还在发挥着重要的作用,有一定的经济价值。通过对传统刨床基础结构的研究可以对刨床的运动特点,力学性能有更深层次的了解从而为设计研究更加精密更加现代化的刨床铺平道路。

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A0-曲柄滑块机构.gif

A0-主轴箱装配图.gif

A1-滑枕机构.gif

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A2-空心主轴.gif

内容简介：: 黑龙江工程学院本科生毕业设计 I 目录摘要 Abstract 第 1 章绪论 . 1 1.1 课题背景及研究意义 . 1 1.2 国内外研究现状 . 1 1.3 研究设想及主要工作内容 . 2 第 2 章牛头刨床总体方案设计 . 4 2.1 牛头刨床设计的主要参数 . 4 2.2 牛头刨床的工作原理 . 4 2.3 牛头刨床的结构设计 . 4 2.3.1 床身 . 5 2.3.2 主轴箱 . 5 2.3.3 摇臂机构 . 5 2.3.4 滑枕 . 6 2.3.5 工作台 . 6 2.4 传动机构组成及其工作原理 . 6 2.5 本章小结 . 8 第 3 章主轴箱的设计 . 9 3.1 主轴箱的设计 . 9 3.1.1 主轴箱的电动机选择 . 9 3.1.2 电动机规格的选取 . 9 3.1.3 主轴箱上直齿圆柱齿轮设计 . 10 3.1.4 主轴箱上主传动轴设计 . 13 3.1.5 1308 调心滚子轴承设计 . 15 3.2 带传动设计 . 16 3.2.1 确定计算功率 Pc . 16 3.2.2 选择带型 . 16 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 II 3.2.3 确定带轮的基准直径 D1、 D2 . 16 3.2.4 确定中心距 a和带的基准长度 Ld . 17 3.2.5 验算小带轮上的包角 1 . 17 3.2.6 确定带的根数 z . 17 3.2.7 确定带的初拉力 F0 . 18 3.2.8 计算带传动作用在轴上的力 Q . 18 3.2.9 带轮结构设计 . 18 3.3 本章小结 . 18 第 4章其它机构设计 . 19 4.1 齿轮设计 . 19 4.1.1 齿轮的概述 . 19 4.1.2 主轴轴上斜齿轮 . 19 4.2 轴的设计 . 25 4.2.1 轴的简介 . 25 4.2.2 主轴的设计（轴） . 28 4.3 主轴上滑动轴承设计 . 30 4.4 本章小结 . 31 第 5 章曲柄机构的设计 . 32 5.1 曲柄机构的设计 . 32 5.1.1 遗传算法简介 . 32 5.1.2 曲柄机构的设计 . 35 5.2 本章小结 . 36 结论 . 37 参考文献 . 38 致谢 . 39 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章绪论 1.1 课题背景及研究意义刨床作为最早的金属切削机床早已应用到生产中，机床是加工机器零件的主要设备，所以又被称为工作母机，由于它的母机性，它所负担的工作量占机器总制造工作量的 40%-60%。机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量。一个国家的机床工业的技术水平，在很大程度上标志着这个国家的工业生产能力和科学技术水平。显然机床在国民经济现代化建设中起着很重大的作用。刨床因其结构简单，造价低廉但是生产率高（加工平面的效率是铣床的 5 倍）等优点广泛应用于工厂加工中。近些年来随着电子技术计算机技术信息技术以及激光技术等的发展并应用于机床领域 ,使刨床的发展进入了一个新时代。不断提高劳动生产率和自动化程度是刨床发展的基本方向 ,在我国现阶段刨床工业的自动化水平还不高 ,高加工精度的机床还不是很普及。传统刨床在有些工厂中传统刨床还在发挥着重要的作用 ,有一定的经济价值。通过对传统刨床基础结构的研究可以对刨床的运动特点 ,力学性能有更深层次的了解从而为设计研究更加精密更加现代化的刨床铺平道路。 1.2 国内外研究现状 1国外研究现状在国外刨床的应用比较早，所以研究比较深入。随着各种先进技术的产生尤其是计算机技术的发展使数控技术应运而生。数控刨床无须人工操作 ,而是靠数控程序完成加工循环。因此调整方便 ,适应灵活多变的加工任务 ,使得中小批生产自动化成为可能。国外数控刨床的普及率十分高例如日本、德国所生产的数控刨床占总量的 %95 以上。而且他们所生产的刨加工床精度、效率十分高 ,广泛的应用于柔性自动化生产系统中。 2我国的研究现状我国现有的刨床大多是 60 年代的产品，随着现代加工工业的发展，老式的牛头刨床逐渐暴露出效率、精度较低等问题。很难适应产品在质量和产量上的要求，成为阻碍生产的 “瓶颈 ”。采用先进、科学、可靠的技术改造在线设备，是充分发挥设备效能，优化设备结构、促进设备资源有效利用的重要途径。有许多公司早已开始研究并取得了很好的效果，实践证明这种办法是可行的。同时有的公司加大投入力度研制出更加先进的刨床。如 2006 年 2 月 14-17 日在上海浦东新国际展览中心举办了 “ 中国数控机床展览会 ”，国内外著名机床厂家都展示了nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 最新数控机床产品。在南京新方达数控有限公司的展台上展出了一台令人耳目一新的数控机床双向数控曲面刨床（图 1.1）。该机床既不像传统的牛头床，又不像一般的龙门刨床，外形看上去象一台加工中心，但是它又在双向往复刨削曲面零件这台机床改变了人们对传统刨床的认识，开创了刨床的新时代。它具有三项最新国家专利技术，独特的双向刨刀是高效加工的核心，使得刨床能够双向刨削，加工效率成倍提高；创新的双支承结构是高精度的可靠保证，使得加工精度大大提高；特有的三轴交流伺服数控系统，使得刨床的加工领域充分拓展，可以加工两个剖面方向的曲面、斜面、平面等特型面，甚至扩展加工螺旋面图 1.1 数控刨床外观图 1.3 研究设想及主要工作内容通过查阅资料并参考现有的刨床，确定了牛头刨床的主要机构：皮带传动机构、小皮带轮、皮带和大齿轮等。螺旋机构：螺杆和螺母。摆动导杆机构：大齿轮、滑块、导杆，滑块等。凸轮机构：凸轮和推杆。棘轮机构：扇形齿轮，棘爪和棘轮。牛头刨床的传动系统把电动机的回转运动转变成刨刀的切削运动和工作台的进给运动。装在电动机的伸出轴端上的小皮带轮，通过一组三角皮带，驱动大皮带轮，通过一个三级变速箱来调整速度使刨刀得到六种不同的速度 . 变速箱末端的齿轮驱动固定在空心主轴上的大齿轮。在大齿轮上，装有用销钉联接的滑块，此滑块可绕销钉转动，并可在导杆的导槽中滑动 (销钉到大齿轮中心的距离可由机构进行调整 )，所以当大齿轮转动时，便可借助滑块来拨动导杆绕固定支点 (销钉 )左右摆动 (同时导杆下端的导槽与滑块之间可作相对滑动，以改变导杆的有效长度 )。大齿轮每转一周，导杆便往复摆动一次。又由于导杆的上端是用销钉与调整块相联的，而调整块又在拧紧手柄时被紧固在滑枕上。所以当导杆摆动时，滑枕便沿着导轨作前后往复运动。于是安装在滑枕前端刀架上的刨刀便作切削运动。根据要求设计完成一个三级变速箱使刨床获得适当的动力。根据刨床工作特点在牛头刨床的众多机构中实现刨头切削运动的六杆机构是一个关键机构。六杆机构由摆动导杆机构 1- 2- 3- 4 和摇杆滑块机构 4- 5- 6- 1 组合而成，刨床工作时曲柄 2 转 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 图 1.2 六杆机构示意图动，通过六杆机构驱动刨头 5 作往复移动。刨头右行时，刨刀进行切削，称工作行程，此时要求刨头的速度较低且平稳，以减小原动机的容量和提高切削质量。刨头左行时，刨刀不工作，称空行程，此时要求刨头的速度较高以提高生产率。本设计采用遗传算法对刨床进行优化设计确定曲柄滑块机构的各参数的尺寸。根据设计要求合理设计滑枕和工作台等机构完成设计任务。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 第 2 章牛头刨床总体方案设计 2.1 牛头刨床设计的主要参数滑枕最大行程： 550 毫米滑枕最小行程： 95 毫米工作台最大横向行程： 600 毫米工作台最大垂直行程： 305 毫米从滑枕底面到工作台面最大距离： 370 毫米从滑枕底面到工作台面最小距离： 65 毫米刀架最大垂直行程： 175 毫米刀架最大调转角度： 60 刀柄最大尺寸（宽高）： 2030 毫米工作台进给级数： 10 滑枕往复一次，工作台横向进给的范围： 0.33-3.33 毫米滑枕变速级数： 6 滑枕每分钟往复次数： 12.5-73 电动机转速和功率： 960 转 /分 3kW 机床轮廓尺寸（长宽高）： 232014501750 毫米 2.2 牛头刨床的工作原理牛头刨床是用于加工中小尺寸的平面或直槽的金属切削机床，多用于单件或小批量生产。为了适用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工，要求主执行构件刨刀能以数种不同速度、不同行程和不同起始位置作水平往复直线移动，且切削时刨刀的移动速度低于空行程速度，即刨刀具有急回现象。刨刀可随小刀架作不同进给量的垂直进给；安装工件的工作台应具有不同进给量的横向进给，以完成平面的加工，工作台还应具有升降功能，以适应不同高度的工件加工。 2.3 牛头刨床的结构设计本设计的刨床主体结构是由床身、滑枕、工作台、主轴箱和摇臂机构组成。如图2.1 所示。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 2.3.1 床身 1床身 2 主轴箱 3滑枕 4工作台 5 摇臂机构图 2.1 牛头刨床外形图床身为铸铁的箱形壳体固定在底座上。床身内装有变速机构和摇臂机构，床身上部装有两斜箱条与床身上平面组成供滑枕移动用的燕尾形导轨，二箱条中一个是固定的，另一个可以调整滑枕与导轨的间隙，床身前面为垂直方形导轨，横梁滑面沿此导轨移动，后面装一后罩，作防护用。 2.3.2 主轴箱变速箱由 P=3 千瓦， n=960 转 /分三相异步电动机驱动，电动机固定在床身后壁的支架上，变速箱内装有三根支撑于滚动轴承上的平行轴，下轴装有由齿轮 3.5 及 1 组成的滑移齿轮，通过三角皮带得转动，伸在外面的操纵手柄 B，将这些齿轮拨到适当位置，与中轴上的齿轮相啮合，使中轴得到三种速度。上轴由 9 和 7 两齿轮组成滑移齿轮，再由伸在外面的操纵手柄 A 拨动该齿轮，使之与中轴上的齿轮适当啮合。这样第三轴可得到 6 种速度，为避免齿轮损坏，变速时两个手柄应移到固定位置上，并禁止在机床运转时变速。 2.3.3 摇臂机构主轴箱里的旋转运动，经过摇臂机构变成滑枕的直线往复运动，在主轴箱上轴的齿轮 10，传动摇臂齿轮 11，由齿轮 11 以曲柄销通过摇臂滑块，使摇臂产生摆动。摇nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 臂上部用接头与滑枕活动连接，使滑枕产生往复运动。滑枕移动有六级速度。 2.3.4 滑枕滑枕是一个长的空心铸件，其下面为燕尾形导轨，上面有长槽，穿以连接螺杆，将滑枕和摇臂机构连接起来。滑枕起步装刀架刀架转盘能够旋转 60，以刨削斜面，沿燕尾形导轨，刀架溜板可垂直移动。刨刀装于刀夹坐中刀夹座可以绕一水平小轴转动，以使刨刀于返回行程时在工件上滑行。 2.3.5 工作台工作台横行滑板都是夹固工件用的，为此在工作台上面和右恻面有 T 形槽和固定圆形工件用的菱形槽，左恻面还有几列圆孔，在用户提出要求时可拆下工作台，则用横行滑板来固定夹具，工作台前部支持在支架上，以保证有足够的刚性。在横架上可手动或机动。使工作台水平移动，工作台和横梁一起可沿床身的垂直导轨下移动，工作台的机动水平进给用棘轮机构操纵，与摇臂齿轮在同一轴上的齿轮 14 传动另一个同样的齿轮，经过连杆摇臂运动传到棘爪杠杆上，棘爪推动棘轮，棘轮固定在工作台进给丝杠上，丝杠能推动工作台进给。当升降工作台时，应当松开固定支架的螺母，以及连接横梁与床身的螺栓，按照需要调整高度后，仍将螺母和螺栓拧紧。 2.4 传动机构组成及其工作原理 1、 2滑动齿轮组 3、 4齿轮 5偏心滑块 6摆杆 7下支点 8滑枕 9丝杠 10丝杠螺母 11手柄 12轴 13、 14锥齿轮图 2.2 B655 牛头刨床的主传动系统 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 B655 牛头刨床的传动系统如图 2.2 所示，其典型机构及其调整概述如下： 1.变速机构如图 2.3 的变速机构由 1、 2 两组滑动齿轮组成，轴有 32=6 种转速，使滑枕变速。 2.摆杆机构摆杆机构中齿轮 3 带动齿轮 4 转动，滑块 5 在摆杆 6 的槽内滑动并带动摆杆 6 绕下支点 7 转动，于是带动滑枕 8 作往复直线运动。 3.行程位置调整机构松开手柄 11，转动轴 12，通过 13、 14 锥齿轮转动丝杠 9，由于固定在摆杆 6 上的丝杠螺母 10 不动，丝杠 9 带动滑枕 8 改变起始位置。 4.滑枕行程长度调整机构滑枕行程长度调整机构见图 2.3。调整时，转动轴 1，通过锥齿轮 5、 6，带动小丝杠 2 转动使偏心滑块 7 移动，曲柄销 3 带动偏心滑块 7 改变偏心位置，从而改变滑枕的行程长度。 5.滑枕往复直线运动速度的变化滑枕往复运动速度在各点上都不一样，见图 2.4。其工作行程转角为，空行程为，，因此回程时间较工作行程短，即慢进快回。 6.横向进给机构及进给量的调整横向进给机构及进给量的调整如图 2.5 所示。齿轮 2 与图 2.3 中的齿轮 4 是一体的，齿轮 2 带动齿轮 1 转动，连杆 3 摆动棘爪 4，拨动棘轮 5 使丝杆 6 转一个角度，实现横向进给。反向时，由于棘爪后面是斜的，爪内弹簧被压缩，棘爪从棘轮顶滑过，因此工作台横向自动进给是间歇的。工作台横向进给量的大小取决于滑枕每往复一次时棘爪所能拨动的棘轮齿数。因此调整横向进给量，实际是调整棘轮护盖 7 的位置。横向进给量的调整范围为0.33mm 3.3mm。 1轴（带方榫） 2小丝杠 3曲柄销 4曲柄齿轮 5、 6锥齿轮 7偏心滑块图 2.3 滑枕行程长度的调整 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 图 2.4 滑枕往复运动速度的变化 1、 2齿轮 3连杆 4棘爪 5棘轮 6丝杆 7棘轮护盖图 2.5 B655 牛头刨床运动及调整 2.5 本章小结本章确定了牛头刨床主体结构组成及工作原理进行详细的介绍，使人对牛头刨床有一个全面细致的了解同时对本设计有一个全面的认识。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 第 3 章主轴箱的设计 3.1 主轴箱的设计电机图 3.1 六档变速及转速示意图 3.1.1 主轴箱的电动机选择查文献 1得刨刀工作时 ,切削力的大小约为 :不加切削液时为 2000N.由于刨床在速度最慢时切削力最大所以先设计速度最小时变速箱的参数由机床技术参数最大工作行程 550 毫米 ,每分钟最小往复次数 12.5,计算的刨刀需要的功率为 P =Fv= 2 0 0 0 5 5 0 1 2 . 5 2 0 . 4 5 8 k1 0 0 0 6 0 W(3.1) 选择电机容量 P 6 3 1 2 6 3 20 . 9 6 0 . 9 7 0 . 9 9 5 0 . 9 5 0 . 6 0 . 2 2 总滑块皮带轮柱齿轮轴承滑动轴承（ 3.2） 2 . 3 kwPP 总W3.1.2 电动机规格的选取 1查资料 4选 Y 系列三相异步电动机： Y132M2-6, 功率 P=3 kW，转速 n=960 r/min 传动比分配：总传动比 i=960/12.5=76.8 带传动传动比取 i01=3.8 则 i12=2,i23=2.2,i34=4.6 2计算功率，转速，扭矩： nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 以下公式 5 功率：电机轴： 0 2.3kWP I 轴： I0 2 . 3 0 . 9 6 0 . 9 9 5 2 . 1 9 7 kPP 皮带轮滚动轴承 W(3.3) II 轴： 2 . 1 9 7 0 . 9 7 0 . 9 9 5 2 . 1 2 kPP 齿轮滚动轴承 W (3.4) III 轴： 2 . 1 2 0 . 9 7 0 . 9 9 5 2 . 0 5 kPP 齿轮滚动轴承 W (3.5) 轴： p 1 . 8 8 0 . 9 7 0 . 9 9 5P 齿轮滚动轴承1.88kW (3.6) 各轴转速： n0=960r/min n1=n0/i01=960/3.8=252.63 r/min (3.7) n2= n1/i12=252.63/2=126.32 r/min (3.8) n3= n2/i23=126.32/2.2=57.41r/min (3.9) n4= n3/i34=57.41/4.6=12.5 r/min (3.10) 各轴扭矩：轴 1： IIi2 . 1 9 79 5 5 0 9 5 5 0 8 3 . 52 5 2 . 6 3PT n 4 m (3.11) II 轴： 2 . 1 29 5 5 0 9 5 5 0 1 6 0 . 2 81 2 6 . 3 2Pn m (3.12)III 轴： 2 . 1 29 5 5 0 9 5 5 0 3 4 1 . 0 75 7 . 4PT n m (3.13) 轴： 1 . 8 89 5 5 0 9 5 5 0 1 4 4 3 . 2 51 2 . 5PTN m(3.14) 3.1.3 主轴箱上直齿圆柱齿轮设计 1.齿轮材料为 45 号钢，淬火 Rc56-62，取 Z1=23 传动比 i=.2.2 则 Z2= Z1 i=23 2.2=50.6 初选螺旋角 0 =15 七级精度。 2. 按齿面接触强度设计： nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 由设计计算公式 5： 2131 2 1 HEdHK T Z Zudu （ 3.15）确定公式内的各计算数值：（ 1）根据工作条件，选取载荷系数 K=1.3 （ 2）计算齿轮传递扭矩： 3 3 5112 . 0 59 5 5 0 1 0 ( 9 5 5 0 1 0 ) 3 . 4 1 1 05 7 . 4 1P N m m N m mn （ 3.16）（ 3）选齿宽系数 1d （ 4）确定E由参考文献得材料的弹性影响系数 189.8EMPa ，标准齿轮2.5H （ 5）确定 H由参考文献中按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim 1 600H MPa；小齿轮的接触疲劳强度极限lim 2 550H MPa。（ 6）由 60hN njl计算应力循环次数 8116 0 6 0 5 7 . 4 1 1 ( 2 8 3 0 0 1 5 ) 2 . 4 8 1 0hN n j l （ 3.17） 9 922 . 4 8 1 0 1 . 1 3 1 02 . 2N （ 7）由参考文献查得接触疲劳寿命系数120 . 9 0 ; 0 . 9 5H N H NKK。（ 8）计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数 S=1，得 1 l i m 1 0 . 9 6 0 0 5 4 0H N HH K M P a M P aS （ 3.18） 2 l i m 22 0 . 9 5 5 5 0 5 2 2 . 5H N HH K M P a M P aS （ 9）计算小齿轮分度圆直径1d，代入中较小值 2131 2 1HEdHK T Z Zudu 253 2 1 . 3 3 . 4 1 1 0 2 . 2 1 2 . 5 1 8 9 . 81 2 . 2 5 2 2 . 5 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 =101.79mm （ 10）确定齿轮参数 111 0 1 . 7 9 4 . 4 323dm m mz 经查表可得，取模数 5m mm 11 5 2 3 1 1 5d m z mm 1 1 1 0 1 . 7 9 1 0 1 . 7 9dbd mm 3.校核齿根弯曲疲劳强度（ 1）由参考文献查得齿形系数：1 1 2 22 . 6 5 , 1 . 5 8 , 2 . 2 2 6 , 1 . 7 6 4F a S a F a S aY Y Y Y 。（ 2）由应力循环次数查图得弯曲疲劳寿命系数 120 . 8 5 , 0 . 8 8F N F NKK。（ 3）由图查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 1 500FE MPa，2 380FE MPa。（ 4）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，得 111 0 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 5 71 . 4F N F EF K S MPa （ 3.19） 222 0 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4F N F EF K S MPa （ 5）计算圆周力 5112 2 3 . 4 1 1 0 5 9 3 0 . 4115tTFd N （ 3.20）（ 6）计算轮齿齿根弯曲应力，得 1 1 1 1 . 3 5 9 3 0 . 4 2 . 6 5 1 . 5 8 6 3 . 4 21 0 1 . 7 9 5tF F a S aKF Y Y M P a M P aBm n 303.572 2 2 1 . 3 5 9 3 0 . 4 2 . 2 2 6 1 . 7 6 4 5 9 . 4 91 0 1 . 7 9 5tF F a S aKF Y Y M P aBm n 238.86Mpa （ 3.21）因此齿根弯曲强度足够。 4.齿轮几何参数计算 3 . 1 4 5 1 5 . 7pm mm c o s 1 5 . 7 c o s 2 0 = 1 4 . 8bpp omm nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 * 1 5 5aah h m mm *( ) ( 1 0 . 2 5 ) 5 6 . 2 5fah h c m mm 11 5 2 3 1 1 5d m z mm 22 5 5 0 . 6 2 5 3d m z mm 11 2 1 1 5 2 5 1 2 5aad d h mm 22 2 2 5 3 2 5 2 6 3aad d h mm 11 2 1 1 5 2 6 . 2 5 1 0 2 . 5ffd d h mm 22 2 2 5 3 2 6 . 2 5 2 4 0 . 5ffd d h mm 3.1.4 主轴箱上主传动轴设计 1.已知：轴的最低转速 n=252.63r/min，轴的功率 P=2.197kw，转矩 T=83.5N.m 2.计算轴的直径和长度取轴的材料为 45 号钢，调质处理。由手册查得 C=120 由公式 3 41 PdC n （ 3.22）代入数据： 2 5 2 .6 3 / m innr ； 2.197P kw ；取 =0.5。得3 42 . 1 9 71 2 0 2 5 . 22 5 2 . 6 3 ( 1 0 . 5 )d 考虑到键槽对轴的强度有影响取 30d mm 图 3.2 轴的结构示意图取1 35d mm 此处安装调心滚子轴承该轴段长度1l=100mm； 2 30d mm 该轴段长度2 3l mm； nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 3 42d mm 此处安装滑移齿轮该轴段长度3 317l mm； 4 30d mm 该轴段长度4 3l mm； 5 45d mm 该轴段长度5 90l mm； 6 42d mm 此处安装油封装置，便于轴承盖的装拆及对轴承加润滑脂油该轴段长度6 20l mm； 7 30d mm 该轴段长度7 3l mm； 8 40d mm 此处安装调心滚子轴承 1308 则该轴段长度8 18l 。 3.求作用在齿轮上的力 (1) 2 2 8 3 . 5 5 . 5 630t TF d KN 2 . 1 9 79 5 5 0 9 5 5 0 8 3 . 0 52 5 2 . 6 3PT n KN t a n 2 . 0 9c o strFF KN （ 3.23） 5 .9 1c o stn FF KN （ 3.24） t a n 1 . 3 9tFF KN （ 3.25） (2) 水平面内弯矩 1 . 3 9 3 1 7 4 4 0 . 6 3HM F l K N m （ 3.26） (3 )竖直面内弯矩2v t rdM F F l （ 3.27） 1285 . 5 6 2 . 0 9 3 12 291.05 KN m (4)合成弯矩 2 2 2 24 4 0 . 6 3 2 9 1 . 0 5 3 3 0 . 8 2HVM M M KN m（ 3.28） (5)计算当量弯矩eqM，取 0.6 2222 3 3 0 . 8 2 0 . 6 8 3 . 0 5 3 3 4 . 5 5eqM M T K N m （ 3.29） (6)校核轴的强度 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 22410 1 1MTd （ 3.30）查表得 =65MPa， =0.6 41 0 3 3 4 . 5 5 1 7 . 1 7 4 1 . 0 7 7 . 6 96 5 1 0 . 6d mm 4.绘制弯矩扭矩图 3.3 轴的载荷分析图 3.1.5 1308 调心滚子轴承设计初选两个调心轴承 1308，公称压力角 aP=20o 由手册查得 CN=0.5，负荷性质为中等冲击，由表 5-24 查得 fd=1.8。传动轴转速 n=252.63r/min 由 “传动轴 ”计算可知，皮带作用力 Q=1932.5N ,齿轮法向作用力 Pn=4.3103 N 根据各支点的弯矩等于零得，即： W1=0.222Q466R2+628Pn=0 （ 3.31）求得 R2=6715 N W2=0 ,688Q466R1+162Pn=0 （ 3.32）求得 R1=4348 N 由于 R2 R1 ，所以只需计算支承 2 的寿命和静负荷选定轴承调心球轴承，该轴承的参数为： =15o ,Cr=71.5 kN , CO=69.8 kN 。要求寿命大于 20000 小时 1核算轴承的寿命 5 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 计算实际负荷每个轴承承受的实际径向负荷为： Fr=R2=6715 N, （ 3.33）因为齿轮轴向负荷为： Fa=S= 1.25Frtan=1.256715tan15o2249 N （ 3.34）计算当量动载荷 Fa/Fr=2249/67150.33 e=0.38 （ 3.35）查表 20-6 得 X=1, Y=0, X0=0.5,Y0=0.46 在此情况下径向当量动载荷为： Pr=Fr=6715 N,因为是球轴承，取 =3。计算轴承寿命 : Lh=106/(60n)(Cr/P)=106/(60240)(71.5103/6715)383833h （ 3.36）此值大于要求寿命 20000h，寿命符合要求。 2.校核轴承的静载荷角接触球轴承的径向当量静载荷为： P0=X0Fr+ Y0Fa=0.56715+0.462249=4392N （ 3.37）由表 5-21 查得安全系数 So=1.5 故 SoP0=1.54932=7398 N C0=71500 N，所以静负荷也符合要求。 3.2 带传动设计 3.2.1 确定计算功率 Pc 查文献 5查得工作情况系数 KA=1.2, 故 Pc=KA P=1.22.3 kW=2.76 kW 3.2.2 选择带型根据 Pc=2.76 kW， n1=960 r/min,初步选用普通 V 带 A 型 3.2.3 确定带轮的基准直径 D1、 D2 1.初选小带轮的基准直径 D1 根据 V 带截型，选取 D1Dmin。为了提高带的寿命，宜选取较大的直径。选取主动轮基准直径 D1=95 mm，从动轮基准直径 D2 = i1D1=3.895=361 mm 选取基准直径系列值 D2=355 mm 2.验算带的速度带速太高则离心力大，减小带与带轮间的压力，易打滑；带速太低，要求传递的圆周力大，使带根数过多，故 V 应在 5 25mm/s 之内。若 V 超此范围可调整小带轮基准直径 D1 或转速。带速计算式 4为： nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 11DnV= 6 0 1 0 0 0(3.38) 所以 11 9 5 9 6 06 0 1 0 0 0Dn6 0 1 0 0 0 = 6.28 m/s35m/s 带的速度合适。 3.2.4 确定中心距 a 和带的基准长度 Ld 带传动中心距不宜过大，否则将由于载荷变化引起带的颤动。中心距也不宜过小否则带短饶转次数多，会降低带的使用寿命，同时也使 a1 减小，降低传动能力。所以，对于带传动，中心距 a0 一般可取为： 1 2 0 1 2( ) ( )0 . 7 D + D a 2 D + D(3.39) 将 D1、 D2 代入初选中心距 a0 =500 mm 带长 Ld0=20+ （ D1+ D2） /2+( D2- D1)2/40a(3.40) =2500+ （ 95+355） /2+(500-125)2/（ 4500） =2052.1 mm 查选取 A 型带的标准基准长度dL=2240 mm 实际中心距 4 a=221 2 2 112 2 ( ) 8 ( )2 d ( )28L d D D D DL D D (3. 41) a=22 212 2 4 0 6 2 5 2 2 2 4 0 6 2 5 8 ( ) / 8 5 9 6DD mm 3.2.5 验算小带轮上的包角 1 1=180o- (D2- D1) 57.3o/a =180o-(355-95) 57.3o/600=155o 120o 故包角合适。 3.2.6 确定带的根数 z V 带根数按下式计算 4： Z=Pca/(P0+ P0)KzKL Zmax =10 (3.42) 式中 Pca 为计算功率， P0 是单根 V 带的基本额定功率， P0 为单根 V 带额定功率的增量， Ka 为包角修正系数， KL 为长度系数。查得 4 Ka=0.91； KL=1.06； P0=1.40； P0=0.11， nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 于是 Z=2.3/（ 1.40+0.11） 0.911.06 =1.6 取 Z=2 根 3.2.7 确定带的初拉力 F0 初拉力的大小是保证带传动正常工作的重要因素。初拉力过小，摩擦力小，容易打滑；初拉力过大，带的寿命低，轴和轴的承受力大。单跟 V 带张紧后的初拉力 F0为 4： F0=500 Pca /（ zv） (2.5/Ka-1)+qv2 (3.43) 查表得 q=0.10 kgm-1 F0=5002.3/(26.28)(2.5/0.91-1)+0.16.282=203.19 N 3.2.8 计算带传动作用在轴上的力 Q 为了设计安装带轮的轴和轴系，必须计算 V 带传动作用在轴上的力 Q，它等于两边拉力的合力，该力可近似按下式计算 4： Q=2zF0sin(a1/2) (3.44) =22203.19sin（ 155o/2） =785 N 3.2.9 带轮结构设计 1.对 V 带轮的设计的主要要求设计 V 带轮的一般要求为：质量小；结构工艺性好；无过大的铸造应力；质量分布均匀；与带接触的工作面要精细加工（表面粗糙度一般为 a3.2um),以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度都应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀。 2.带轮材料由带速 v=6.28 m/s 30 m/s,用铸铁 HT200。 3.结构尺寸铸铁制的 V 带轮的典型结构有实心式，腹板式，孔板式，轮辐式。由 D1=95 mm 300 mm,故小带轮采用腹板式结构； D2=355 mm 300 mm，故大带轮采用轮辐式结构。根据带轮截型确定轮槽尺寸，其余尺寸按图中的经验公式计算确定。按带轮的各部分尺寸。 3.3 本章小结本章对主轴箱上齿和轴轮进行了设计和校核使齿轮的强度适合设计要求从而完成主要零件的设计工作。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 第 4 章其它机构设计 4.1 齿轮设计 4.1.1 齿轮的概述齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛。 1.齿轮传动的主要特点效率高在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。结构紧凑在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。工作可靠，寿命长。传动比稳定传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。但是，齿轮传动的制造及安装精度要求高、价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。齿轮传动可做成开式，半开式及闭式。闭式与开式或半开式的相比，润滑及防护等条件最好，多用于重要场

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