多工位变速钻床设计【10张CAD图纸+毕业答辩论文】
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第1章 绪 论
1.1 机床的发展与现状
金属切削机床是人类在改造自然的长期生产实践中，不断改进生产工具的基础上产生和发展起来的。最原始的机床是依靠双手的往复运动，在工件上钻孔。随着加工对象材料的变化和社会的进步，机床的种类也随着增加，功能也越来越多。近年来，由于新技术的发展并在机床领域得到应用，使机床的发展更加迅猛。多样化、精密化、高效化、自动化是这一时代机床发展的基本特征。也就是说，机床的发展紧密迎合社会生产的多种多样和越来越高的要求。
我国的机床工业是在新中国成立后建立起来的。50多年来，我国的机床工业获得了高速发展。目前我国已经形成了布局比较合理、比较完善的机床工业体系。机床的性能也在逐渐提高，有些机床的性能已经接近世界先进水平。但与世界水平相比，还是有较大的差距。因此，要想缩短与先进国家的差距，我们必须开发设计出我国自己的高性能机床。
现代金属切削机床的主要发展趋势是：提高机床的加工效率，提高机床的自动化程度以及进一步提高机床的加工精度和减小表面粗糙度值。
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黑龙江工程学院本科生毕业设计 I nts黑龙江工程学院本科生毕业论文 1 工作台刀具 主轴箱A1n1n21234A2机架第 1 章 绪 论 1.1 机床的发展与现状 金属切削机床是人类在改造自然的长期生产实践中，不断改进生产工具的基础上产生和发展起来的。最原始的机床是依靠双手的往复运动，在工件上钻孔。随着加工对象材料的变化和社会的进步，机床的种类也随着增加，功能也越来越多。近年来，由于新技术的发展并在机床领域得到应用，使机床的发展更加迅猛。多样化、精密化、高效化、自动化是这一时代机床发展的基本特征。也就是说，机床的发展紧密迎合社会生产的多种多样和越来越高的要求。 我国的机床工业是在新中国成立后建立起来的。 50 多 年来，我国的机床工业获得了高速发展。目前我国已经形成了布局比较合理、比较完善的机床工业体系。机床的性能也在逐渐提高，有些机床的性能已经接近世界先进水平。但与世界水平相比，还是有较大的差距。因此，要想缩短与先进国家的差距，我们必须开发设计出我国自己的高性能机床。 现代金属切削机床的主要发展趋势是：提高机床的加工效率，提高机床的自动化程度以及进一步提高机床的加工精度和减小表面粗糙度值。 1.2 机床的用途及分类 钻床是孔加工用机床，主要用来加工外形较复杂，没有对称回转轴线的工件上的孔。在钻床上加工时，工件不动， 刀具作回转主运动，同时沿轴向移动，完成进给运动。钻床可完成钻孔、扩孔 、铰孔等工作。 钻床可分为：立式钻床、卧式钻床、台式钻床、摇臂钻床，深孔钻床及其它钻床等。 本次设计的四工位专用钻孔机床是卧式钻床， 四工位专用机床是在四个工位上分别完成相应的装卸工件、钻孔、扩孔、铰孔工作，如图 1.1 所示。它的执行机构有两个：一是装有四工位工件的回转工作台，二是装有专用电动机的带动的三把刀具的主轴箱。主轴箱每向左移动送进一次，在四 个工位上分别完成相应的装卸工件、钻孔、 扩孔、铰孔工作。当主轴箱右移退回到刀 具离开 工件后，工作台回转 90 度，然后主 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 轴箱再次左移。很明显 ，对某一个工件来 图 1.1 四工位专用机床执行动作图 说，要在四次工作循环后完成装 、钻、扩、铰、卸等工序。但对于专用机床来说，一个循环就有一个工件完成上述全部工序。 四工位专用机床可以大批量加工零件，大大提高了工作效率和自动化程度。 1.3 设计要求 1） 刀具顶端离开工作表面 65mm,快速移动送进 60mm 后，再匀速送进 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）刀具匀速进给速度为 2mm/s；工件装、卸时间不超过 10s； 3）生产率为 75 件 /h； 4）执行机构能装入机体内。 1.4 四工位专用机床的总体方案设计 1.4.1 工艺动作分解和机械运动循环图 本机床主要有两个执行机构件 回转工作台和主机箱。它可分解为下列几个工艺动作： 1） 安置工件的工作台要求进给间歇转动的速度为 n2（ r/min）。 2） 安装刀具的主轴箱能实现静止、快进、进给、快退的动作。 3） 刀具以速度 n1（ r/min） 转动来切削工件。 根据上述要求可画出树状功能图，如图 1.2 所示。 图 1.2 四工位专用机床树状功能图 由生产率可求出一个运动循环所需时间 T=3600/75 s = 48s,刀具匀速送进 60mm所需时间 t 匀 =60/2 s=30 s，刀具其余移动（包括快速送进 60mm，快速返回 120mm）共需 18s，回转工作台静止时间为 36s，因此足够工件的装、卸所需时间。其机运动循环四工位专用机床机床 工作台间歇转动的速度为 n2 主轴箱进、退刀运动 刀具转动速度为 n1（ r/min） 静止 快进 进给 快退 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 电动机 1， n 电 1 电动机1234567891110情况如表 1.1 所示。 表 1.1 机械运动循环情况 执行构件 运 动 情 况 刀具（主轴箱） 工 作 行 程 空 回 行 程 刀 具在工件外 刀具在工件内 刀具在工件外 回转工作台 转 位 静 止 转 位 1.4.2 四工位专用机床的机构选型和机械运动方案的评定 图 1.3 为四工位专用机床的运动转换功能图。选用两个电动机，由三条传动来实施运动转换（其符号含义见图 1.2 及有关机械设计手册），以满足三种工艺动作的需要。 a) 工作台间歇转动 主轴箱往复移动 s=s(t) b) 图 1.3 四工位专用机床运动转换功能图 表 1.2 四工位专用机床形态学矩阵 分功能 分 功 能 解 （功能载体） 1 2 3 4 5 减速 A 带传动 链传动 蜗杆传动 齿轮传动 摆线针轮传动 减速 B 带传动 链传动 蜗杆传动 齿轮传动 行星传动 工作台间歇转动 C 圆柱凸轮间歇机构 弧面间歇 机构 曲柄摇杆棘轮机构 不完全齿轮机构 槽轮机构 工作台间歇转动 D 移动推杆圆柱凸轮机构 摆动推杆盘形凸轮机构 摆动推杆盘形凸轮与滑块机构 曲柄滑块 机构 六杆机 构 下面有两种总统布局方案可供选择：见图 1.4、 1.5 刀具转动 电动 机 2 ,n 电 2 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 9111213电动机1234678101212351电动机 2摆线针轮传动机构 3小带轮 4 V带 5减速带轮 6， 7齿轮 8槽轮机构 9回转工作台 10移动推杆圆柱凸轮机构 11刀具主轴箱 图 1.4 四工位专用机床总体布局方案 1电动机 2小带轮 3 V 带 4减速带轮 5减速轴承 6， 7齿轮 8， 9齿轮 10不完全齿轮机构 11回转工作台 12主轴箱 13移动推杆圆柱凸轮机构 图 1.5 四工位专用机床总体布局方案 方案 采用摆线针轮传动系统直接和电动机 1 相连来实现减速，导致小带轮转速特别低，导致设计的带轮无法满足要求，摆线针轮减速比过大，使机床结构变大，又其电动机和 V 带传动都在机体内部，使系统产生震动，使机器的精度降低。方案 将电动机和 V 带传动设在机体外部，可减小机床的震动；使用减速带轮和减速轴承结合的减速方式可使机床的结构变小；减速带轮节约空间，减速轴承传动效率高，节约能源；采用的不完全齿轮机构的结构简单，工作可靠，制造容易，比槽轮机构等其他间歇运动机构应用广泛。 综上，选择方案 1.5 本章小节 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 本章简单介绍了机床的发展、现状、用途、分类以及四工位专用机床的设计要求，最后详细介绍了四工位专用机床的总体方案的选择、评定与确定。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 第 2 章 四工位专用机床的技术设计 2.1 传动系统技术设计 2.1.1 电动机 1 的选择 1. 电动机参数的确定 电动机的功率消耗主要有两部分：一部分是工作台的转动，估计 P 转盘 =0.8 KW ；一部分是移动推杆圆柱凸轮机构带动工作台左右移动所消耗的功率约为 P 进 =1.6 KW。则总功率为 P 总 =P 转盘 P 进 =0.8 KW 1.6 KW = 2.4 KW。估计传动系统总机械效率总 为 0.85，则电动机的功率至少应为 P 电 = P 总 /总 =2.4/0.85=2.82 KW.由此选择 Y100L2 4 型 Y 系列鼠笼三相异步电动机。 P 额 =3 KW。其主要技术数据、外形和安装尺寸见表 2.1： 表 2.1 电动机主要技术数据、外形和安装尺寸表 型号 额定功率 / KW 满载转速 r/min 最大转矩（额定转矩） Y801 4 3 1420 2.2 外形尺寸 / mmmmmm L(AC/2+AD)HD 中心高 /mm H 安装尺寸 /mm AB 轴伸尺寸 / mmmmmm DE 3802 82.5245 100 190140 2860 2. 确定各传动机构的传动比 因 n 电 =1420r/min， n 工作机 =1.25 r/min 则外总传动比为 i 总 =n 电 / n 工作机 =1420/1.25=1136由带传动比不易太大 ,故取带传动比 i 带 =4,减速带轮传动比 i 带 减 =12.636,减速轴承的传动比 i 减轴承 =10,齿轮 6、 7 的传动比 i6， 7=2.2, 齿轮 8、 9 的传动比 i8,9=1。 3. 计算各轴的转速和功率 （ 1） 各轴的转速 n1= n 电 =1420 r/min mi n/09.28mi n/636.124 14202 rrii nn 带减带电 n3 = m in/81.2m in/1009.282 rrin 减轴承nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 n4 = m in/28.1m in/2.281.27,63 rrin （ 2）各轴的功率 查机械设计手册，效率取 带 =0.96， 齿 =0.98， 轴承 =0.99， 联 轴器 =0.992， 减轴承 =0.94， 带减 =0.94。电动机的输出功率估计为 2.8KW. I 轴 P1=P0= 2.8KW. II 轴 P2= P1 带 带减 =2.8 0.96 0.94=2.527KW III 轴 P3= P2 减轴承 联 轴器 轴承 =2.5270.940.9920.99=2.333 KW IV 轴 P4= P3 齿 轴承 =2.3330.980.99=2.263 KW V 轴 P5=P4 齿 轴承 =2.2630.980.99=2.196KW VI 轴 P6= P5 齿 轴承 =2.1960.980.99=2.130 KW VII 轴 P7= P4 联 轴器 轴承 =2.1300.9920.99=2.092 KW 2.1.2 V 带及带轮的设计 1.确定计算功率 Pca(KW) Pca KaP（ 2.1） 由此电机每天工作 16 个小时，载荷变动小。由参考文 献 6查表选取 KA=1.1， 又P=3KW,则 Pca=1.13KW=3.3 KW。 2.选择带型 根据计算的功率 Pca =3.3 KW 和小带轮的转速 n1=1420r/min,选用普通 V 带 A 型。 3.确定带轮的基准直径 D1 和 D2 （ 1）初选小带轮的基准直径 D1。根据 V带截面型，参考文献 6查表选取。 D1Dmin ，Dmin=75mm,取 D1 =75mm。 （ 2）验算带的速度 v（ m/s） 11 Dn 7 5 1 4 2 0v 5 . 56 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 m/s （ 3）计算 D2 D2= i 带 D1=475=300mm 4. 确定中心距 a 和带的基准长度 ld 由下式初选 a0 0.7（ D1 D2） a02（ D1 D2） （ 2.2） 即 262.5a0750 取 a0 500mm nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 ,d( D D ) ()l a ( D D ) ( )2 a 2 2 2210 1 203 0 0 7 52 2 5 0 0 7 5 3 0 04 4 5 0 0 1614mm 由参考文献 6查表选取 ,dl相近的 ld , ld=1800mm， 则 ddllaa ,01 8 0 0 1 6 1 45 0 0 5 9 322mm 取 a=600mm。 5.验算 1 保证 1120 DD . . .a 2113 0 0 7 51 8 0 5 7 3 1 8 0 5 7 3 1 5 8 5 1 2 0600o o o o o o 6.确定 z z= caalP(P P )K K00（ 2.3） 确定各参数 1)求 P0 , 由参考文献 6查表 , 插值法得 P0 =1.05 2)求 0P , 由参考文献 6查表 , 插值法得 0P =0.165 3)求 Ka , 由参考文献 6查表 ,插值法得 Ka=0.9145 4)求 Kl , 由参考文献 6查表 ,查得 K l =1.01 z= . .( . . ) . . 33 2 9 41 0 5 0 1 6 5 0 9 1 4 5 1 0 1取 z=3 7.求初拉力 F0 F0= cap . . .( ) q v ( ) . .z v k a . . 222 5 3 3 2 55 0 0 1 5 0 0 1 0 1 0 5 53 5 5 0 9 1 4 5176.43N 安装时的初拉力 F=1.5F0=264.64N 8.求 Q Q=2ZFcos( /2)= 2ZFsin(1/2)=1559.97N nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 9. V 带轮的设计 （ 1)带轮的材料 铸铁 HT200 （ 2)结构尺寸 小带轮采用腹板式结构 2.1.3 减速带轮 图 2.1 外激波摆动活齿传动机构模型 图 2.1 为外激波摆动活齿传动的机构模型。摆动活齿传动由外激波器 H，摆动活齿轮 G 和外齿中心轮 K 组成。传动时，驱动力由外激波起器 H 输入，推动摆动活齿绕活齿销轴摆动，同时经摆动活齿、中心轮啮合副进行转速转换，最后 ,减速后的运动由摆动活齿架输出。 摆动活齿传动能实现较大的传动比 GKKH K H GKGziizz 1。 为充分利用带轮已占有的空间，设计出结构紧凑的减速，选择外激波型摆动活齿减速器并设置在带轮 的内部是理想的。 由带传动和外激波型摆动活齿减速器组成形成的减速带轮的特点是 : 1) 减速带轮充分利用带轮空间 ,在不增加外廓尺寸的条件下，完成了两个基本机构的串联结合，结构紧凑 ,成为不可拆的性能独特的新结构。 2) 扩大了机构的传动比范围 ,减速带轮的总传动比 i 等于带轮的传动比 id 和摆动活齿传动传动比 KHGi 的乘积。因为摆动活齿传动的速度比大，范围宽，分级密集，使减速带轮也具有这个优点。 3) 由于前置机构带传动的传动比范围为 2 4,使后置机构摆动活齿传动的输入转速降低 i 倍，巧妙地满足了外 激波型活齿传动为减小震动要求低转速输入的条件。 4) 机架形成的减速带轮框架，分担了带传动的压轴力，使减速带轮形成了性能优良的卸荷带轮。 2.1.4 变速传动轴承 1.变速传动轴承简介 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 变速传动轴承是我国独创的专利产品，兼具变速与支承两种功能，其传动机构是一种以组合活齿为传动构件的活齿少齿差行星齿轮传动装置。这种变速机构抛弃了传统的齿轮、蜗轮、针轮等结构形式，采用推杆结构，可实现正反两个方向的减速或增速定比传动。它结构紧凑，传动比范围大，传动效率高，使用寿命长，运转平稳，噪声低，维修方便。与摆线针轮减速器相比，又具 有制造工艺简单，成本低廉的优点，是一种很有发展前景的高性能变速元件。 变速传动轴承外型和安装方式与普通轴承相似，同时具有减速箱的变速功能和滚动轴承的支承功能。它将变速箱及滚动轴承集成为一体，成为一个最简单的传动元件，可以直接装入机械产品中。在机械产品的机体留一个安装孔，装入变速传动轴承，不再需要减速机或传动零件，即可完成定传动比的增速或减速传动。此时机械产品的结构变得十分简单，缩短了传动链，产品的性能，体积，重量都产生极大的改进。而且，若做成变速轴承减速器，在许多情况下可很好的代替摆线针轮减速器、圆柱齿 轮减速器或蜗杆减速器。 正是变速传动轴承机构的特殊性，决定了对其性能的分析和计算与其它活齿传动机构以及单纯的推杆减速器不完全相同。目前，变速传动轴承主要是向产品系列化，规格化，以及大功率，长寿命的方向发展。 变速传动轴承的传动机构 推杆活齿传动机构是经历了多次结构改进发展而来的。 2.变速传动轴承的基本结构 变速传动轴承是一种外型及安装方式如普通滚动轴承的新型传动装置，是将轴承的支承功能和变速箱的变速功能集为一体的一个最简单的传动元件，可代替原有的机械传动部分直接装入机械产品中，使传 动链显著缩短，并且体积小，重量轻，结构紧凑，噪音低，从而大大提高主机的配套质量。它和滚动轴承一样便于大批量生产和广泛应用。 从外观来看，变速传动轴承是由位于中间的异型轴承和位于两端、偏心位置相差180o 的两个活齿传动机构所组成。异型轴承由外圈、中圈、内圈组成，三圈可以相对转动。每个活齿传动机构由内齿圈对、传动圈、推杆、滚柱、标准滚动轴承以及公用的双偏心套等组成。内齿圈用铆钉固联在外圈上；传动圈用铆钉固联在中圈上；双偏心套与内圈用过盈配合连接；两端包容有滚柱的推杆 (活齿 )置于传动圈的径向导槽内。 总的来说，变速传动轴承可分为五大部分： 1） 内齿圈内齿圈的齿形是与运动的推杆外滚柱相啮合的曲线。与偏心轮 (即激波器 )对应，采用两个完全相同的内齿圈互成 180o布置。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 2） 传动圈传动圈是一个具有双排等分槽的构件，它常与输出轴通过传动杆固联。 3） 活齿即装有内外滚子的推杆。内外滚子一般是短圆柱滚子。 4） 激波器一般由输入轴、标准滚动轴承及公用的双偏心套组成。为了平衡激波器所产生的惯性力和抵消激波器上的径向力，故常采用双排结构，并使它们的相位差为180o。 5） 异形轴承异型轴承由外 圈、中圈、内圈组成，三圈可以相对转动。 内齿圈，传动圈，偏心套三者分别承担固定、输入、输出三种不同的角色，以获得不同的传动比和变速传动效果。 3.传动结构的改进 变速传动轴承的变速机构是推杆传动型式，属于活齿传动类机构，其经历了多次改进，才发展成为现在的已形成工业生产能力的结构形式。目前就推杆减速器而言，其内部结构的局部改进和进行优化设计已经趋于完善，而且，现有理论己经表明按传动比固定原则设计的活齿传动机构都不可能做成各运动副都是纯滚动的，所以再去竭力寻求以纯滚动副来代替推杆与导槽之间的移动副是 行不通的，故应该寻求新的活齿传动结构来实现产品所需的性能， 有 以下两个方面的改进思路。 1） 采用摆动活齿传动机构，设计新的变速传动轴承从变速传动轴承产品的机构设计着眼，需要三个能相对转动的基本部件分别与异型轴承的三圈相联。摆动活齿传动机构能达到这个要求，同时由于引进了摆动活齿代替移动活齿，推杆与传动圈之间的磨损问题得到了彻底解决。 因此，采用其与异型轴承有机结合来设计新的变速传动轴承，是可行的。而且，已经有学者对摆动活齿传动理论进行了深入探索，为新变速传动轴承的设计与试制打下了良好的基础。但是，有一点需要 注意的是，由于摆杆活齿机构内齿圈齿形的两侧是不对称的，从而其正反转特性也不相同。一侧传动性能好，一侧传动性能差。所以，由此设计的新变速传动轴承将只能是单向减速传动的，否则就很难保证传动性能的优越。 2） 采用外激波与以轴承代替滚子的新型传动机构 即将激波器设计成外工作轮廓，内齿圈设计成圆形外轮。 这种结构称为外激波式活齿传动机构，同时用小型滚动轴承作为活齿。这种结构不仅保持了三个基本部件能相对转动，而且由于采用小型滚动轴承代替推杆活齿，不存在推杆磨损问题。其传动原理是：当外激波器输入转速转动时， 活齿由于与激波器工作齿廓的相互作用而发生转动和径向运动，从而迫使活齿架发生转动，从而完成了nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 运动和动力的传递。 这种结构形式的显著优点是使波形轮的齿形为外凸的共扼曲线，大大改善了波形轮的加工工艺性能，为在专用设备上加工出精确的齿形提供了方便。同时，由于采用小型轴承作为活齿，对提高产品的承载能力和功率传递很有好处。 2.1.5 齿轮 6 和 7 的设计 1. 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 1） 按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。 2） 因传递功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮 ZG340 640，调质处理 ，硬度 269HBS，大齿轮 ZG340 640，常化处理，硬度 229HBS。 3） 选齿轮精度等级为 7 级精度（ GB10095-88）。 4） 选 z6=30 ,则 z7=i6,7z 6=2.230=66。 5） 取螺旋角 =14。 2.按齿面接触强度设计 HE tHu z z z zKTd du 263612 （ 2.4） （ 1） 确定公式内的各参数数值 1） 选载荷系数 Kt=1.2 2.0 , 估取 Kt=1.3； 2) 计算小齿轮传递的转矩 p .T . . .n. 5 5 636 32 3 3 39 5 5 1 0 9 5 5 1 0 7 9 3 1 02 8 1N m 3) 由参考文献 6查表选取齿宽系数 d =0.8； 4) 确定 Hz bHttcos zsin cos 2 bttan tan cos nt tan tantan cos cos 2014 oo 得 t . 20 56o btan t a n c o s . 1 4 2 0 5 6oo得 b . 13 14onts黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 Hc o s .z.s i n . c o s .2 1 3 1 4 2 4 32 0 5 6 2 0 5 6ooo5） 由参考文献 6查得材料的弹性影响系数 zE = .1880 MPa； 6） 确定z z 4 13（ 2.5） . . c o s . . c o s .zz 671 1 1 11 8 8 3 2 1 8 8 3 2 1 4 1 6 6 93 0 6 6onb s i n . d z t a n . . t a n . m 60 3 1 8 0 3 1 8 0 8 3 0 1 4 1 9 0 1o取 1 .z. . 4 1 6 6 9 11 1 0 7 7 43 1 6 6 9 7） 确定zz c o s c o s . 1 4 0 9 8 5o； 8) 确定 H H l i m NHH zs(2.6) 由参考文献 6查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限 6limH =620MPa 7limH =500 MPa； hN n k l . . 766 6 0 6 0 2 8 1 1 2 8 3 0 0 1 5 1 2 1 0 N . . . 777 1 2 1 0 2 2 0 5 4 1 0 由参考文献 6查得接触疲劳寿命系数Nz.6 11；Nz.7 1 14； 取安全系数 SH=1，由式（ 2.6）得 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 H l i m NHH z .s 6666 2 0 1 1 6821MPa H l i m NHH z .s 7775 0 0 1 1 4 5701MPa （ 2） 计算齿轮参数 1） 试算小齿轮分度圆直径t6d，代人 H 中较小的值 t. . . . . .d. 2636 2 2 12 1 3 7 9 3 1 0 2 4 3 1 8 8 0 0 7 7 4 0 9 8 50 8 2 2 6 8 2=140.46mm 2） 计算圆周速度 v .v.1 4 0 4 6 2 8 1 0 0 26 0 1 0 0 0m/s 3） 计算齿宽、模数、 b/h tnt d c o s . c o sm.z 661 4 0 4 6 1 4 4 5 430o ttb d d . . . 6 0 8 1 4 0 4 6 1 1 2 3 7mm t n t ah m h c . . . 2 4 5 4 2 1 0 2 5 1 0 2 1 5mm ttb h . .1 1 2 3 7 1 0 2 1 5 1 14） 计算载荷系数 根据 v， 7 级精度由参考文献 6查得动载荷系数 01.1Kv ； 由参考文献 6查表选取，取 1KA ； 由参考文献 6查表选取，假设AtK F b 100N/mm，得H F K K .12； 由参考文献 6查表选取，得HK. 1 2176； 由参考文献 6查表选取，得FK. 1 22； 故载荷系数 Av H K K K K K . . . . 1 1 0 1 1 2 1 2 1 7 6 1 4 7 65） 按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 ttK.d d . . 33661 4 7 61 4 0 4 6 1 4 7 313mm 3.按齿根抗弯疲劳强度设计 F s n FK T c o s YYm Y Y dz 263262 (2.7) （ 1） 确定公式内的各参数数值 1） 查取齿形系数。由参考文献 6查得FY.6 2 52；插值求得 FY.7 2 256； 2） 查取应力校正系数。由参考文献 6查得sY.6 1 625；插值求得 7412.1Y7s ； 3） 计算抗弯疲劳许用应 力。取抗弯疲劳安全系数Fs. 14， N F l i mFFY s(2.8) 由参考文献 6查得抗弯疲劳寿命系数 NNY Y .6710； 由参考文献 6查表查得抗弯疲劳强度极限F lim 6 480MPa；F lim 7 420MPa； F l i mNFFY . .s. 6661 0 4 8 0 3 4 2 8 614MPa N F l i mFFY .s. 7771 0 4 2 0 30014MPa 4） 计算大、小齿轮的 F sF YY 并加以比较 F s FYY . .6662 5 2 1 6 2 5 0 0 1 1 9 43 4 2 8 6F s FYY . .7772 2 5 6 1 7 4 1 2 0 0 1 3 0 9300取大值 5） 确定 Y Y . . . . . 0 2 5 0 7 5 0 2 5 0 7 5 2 0 6 2 5（其中 21 ） Y . 1 1 2 0 1 1 1 4 1 2 0 0 8 8 3o o o6） 确定 K A v F F K K K K K . . . . 1 1 0 1 1 2 2 1 2 1 5nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 (2) 设计计算 n. . c o sm . . . . 523 22 1 5 1 5 7 1 0 1 4 0 0 1 3 0 9 0 6 2 5 0 8 8 3 3 5 40 8 3 0omm 由于齿轮的模数 mn 的大小主要取决于抗弯强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以取按齿面接触强度计算的分度圆直径 147.3mm，取由抗弯强度算得的模数 3.54mm，考虑为补偿因磨损而造成的轮齿强度削弱，将按齿根弯曲疲劳强度计算所得模数加大 20 左右，故取 mn=5mm。 4. 几何尺寸计算 1） 计算分度圆直径 nd c o s . c o sz.m 661 4 7 3 1 4 2 8 5 85o 取 6z =29 则 7z =2.2 6z =63.8 ，故取 7z =64 nd m z c o s c o s . 66 5 2 9 1 4 1 4 9 5omm nd m z c o s c o s . 77 5 6 4 1 4 3 2 9 9omm 2） 计算中心距 a d d . 67 2 2 3 7 1 2mm 取 a=237mm 3) 计算齿轮宽度 b d d . . . 6 0 8 1 4 9 5 1 1 9 6mm 圆整 b7=122mm，则 b6=128mm 5. 验算 tT .F.d. 56662 2 1 5 7 1 0 2 1 0 0 3 3 41 4 9 5N AtkF . .b 2 1 0 0 3 3 4 1 7 2 1 6122 N/mm 100N/mm ， 合适。 6. 结构设计及绘制齿轮零件图 齿轮 6 做成实心结构，齿轮 7 做成腹板式结构。 2.1.6 齿轮的 8 和 9 的结构设计 1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 1）由传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 2）因机床传递功率不大，故大、小齿轮都选用软齿面。小齿轮的材料 ZG340 640，调质处理，硬度 269HBS，大齿轮的材料 ZG340 640，常化处理，硬度 229HBS。 3）选齿轮精度等级为 8 级 精度。 4）选小齿轮齿数 z8=35 ,则 z9=i8， 9z 8=135=35 2.按齿面接触强度设计 HEtHuK T z zd du 288123 (2.9) （ 1） 确定公式内的各参数数值 1） 选载荷系数 Kt=1.2 2.0 估取 Kt=1.3 2） 计算主动轮传递的转矩 p .T . . .n. 5 5 648 42 2 6 39 5 5 1 0 9 5 5 1 0 1 6 9 1 01 2 8N mm 3） 由参考文献 6选取齿宽系数 d =0.8； 4） 确定 zE 由参考文献 6查得材料得弹性系数 zE = .1880 MPa； 取 20 故 zH=2.5； 5） 确定 H H l i m NHH zS(2.10) 由参考文献 6得 8limH =620MPa 9limH =500 MPa hN n k l . . 684 6 0 6 0 1 2 8 1 2 8 3 0 0 1 5 5 4 1 0 N . . 769 0 5 4 1 0 1 5 4 1 0 由参考文献 6查得 Nz.8 1 14Nz.9 1 14取 SH=1 H l i m NHH z .s 8886 2 0 1 1 4 7061MPa NH l i mHH z .s 9995 0 0 1 1 4 5701MPa （ 2）计算齿轮参数 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 1）试计算小齿轮分度圆直径t8d，代入 H 中较小的值 t. . . .d. 2638 112 1 3 1 6 9 1 0 2 5 1 8 8 0 2 4 5 7 90 8 1 5 7 0mm 2）计算圆周速度 v .v.2 4 5 7 9 1 2 8 0 0 1 66 0 1 0 0 0m/s （ 3）计算齿宽、模数、 b/h tt d .m.z 882 4 5 7 9 7 0 235tb d d . . . 8 0 8 2 4 5 7 9 1 9 6 6mm tah m h c . . . 2 7 0 2 2 1 0 2 5 1 5 8mm b h . . .1 9 6 6 1 5 8 1 2 4 4 （ 4）计算载荷系数 根据 v， 8 级精度由参考文献 6查得动载荷系数vK. 1 01； 由参考文献 6查表，取AK 1； 由参考文献 6查表，假设 mm/N100bFKtA ，得H F K K .12； 由参考文献 6查表，得HK. 1 290； 由参考文献 6查表，得FK. 1 25； 故载荷系数 Av H K K K K K . . . . 1 1 0 1 1 2 1 2 9 0 1 5 6（ 5）按实际载荷系数校正所得得分度圆直径 ttK.d d . . 3881 5 63 2 4 5 7 9 2 6 1 413mm 3. 按齿根抗弯疲劳强度设计 F s FK T Y Ym dz 82823 (2.11) 1) 查取齿形系数。由参考文献 6查得FY.8 2 45；FY.9 2 45； nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 2) 查取应力校正系数。由参考文献 6查得sY.8 1 65； s Y.9 1 6 5； 3) 计算抗弯疲劳许用应力。 取Fs. 14N F l i mFFY S(2.12) 由由参考文献 6查得抗弯疲劳寿命系数 NNY Y .8910； 由由参考文献 6查得抗弯疲劳强度极限F lim 8 480MPa；F lim 9 420MPa N F l i mFFY . .s. 8881 0 4 8 0 3 4 2 8 614MPa N F l i mFFY .s. 9991 0 4 2 0 30014MPa 4) 计算大小齿轮得F sFYY，并加以比较 F s FYY . .8882 4 5 1 6 5 0 0 1 1 7 93 4 2 8 6F s FYY . .9992 4 5 1 6 5 0 0 1 3 4 7 53005) 确定载荷系数 K A v F F K K K K K . . . . 1 1 0 1 1 2 1 2 5 1 5 2(2) 设计计算 .m . . 622 1 5 2 1 6 9 1 03 0 0 1 3 4 7 5 5 20 8 3 5mm 由于齿轮的模数 m 的大小主要取决于抗弯强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以取按齿面接触强度计算的分度圆直径 261.4mm，取由抗弯强度算得的模数 5.2mm，考虑为补偿因磨损而造成的轮齿强度削弱，将按齿根弯曲疲劳强度计算所得模数加大 20左右，故取标 准值 m=8mm。 4.几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 d .z.m 882 6 1 4 3 2 6 7 58mm 取 z8=33 则 z9=33 d m z 88 8 3 3 2 6 4mm d m z 99 8 3 3 2 6 4mm 2）计算中心距 a d d 89 2 2 6 4mm 3) 计算齿轮宽度 b d d . . 8 0 8 2 6 4 2 1 1 2mm 圆整 b9=215mm,则 b8=215mm 5. 验算 tT .F.d 58882 2 3 3 6 1 0 2 5 4 5 4 5264N AtkF . .b 2 5 4 5 4 5 1 1 8 4215 N/mm 100N/mm 合适。 6.结构设计及绘制齿轮零件图 齿轮 8,9 都做成腹板式结构，且可调换。 2.1.7 不完全齿轮机构结构设计 不完全齿轮机构是由普通渐开线齿轮机构演化而成的一种间歇运动机构，其基本结构形式可分为外啮合式和内啮合式两种，本设计采用外啮合式。 不完全齿轮机构与普通渐开线齿轮机构的不同之处是齿轮轮齿没有布满整个圆周，故当主动轮连续回转运动时，从动轮作间歇回转运动。在从动轮停歇期内，从动轮上的锁止弧被主动轮上的锁止弧锁住，起定位作用， 防止从动轮游动。此外，为了避免主动轮与从动轮的齿顶干涉，并保证从动轮能间歇在预定位置上，通常需将主动轮的首、末的齿顶高适当降低。 10 为主动论， 11 为从动轮，按渐开线直齿圆柱齿轮设计，但齿不完全加工 齿轮的 10、 11 的结构设计 1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 1）选用直齿圆柱齿轮传动。 2）因传递功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮 ZG340 640，调质处理，硬度 269HBS，大齿轮 ZG340 640，常化处理，硬度 229HBS。 3）选齿轮精度等级为 7 级精度。 4）选 z10=24 。 2.按齿面接触强度设计 HEtHuK T z zd du 21031012 (2.13) （ 1）确定公式内的各参数值 1） 选载荷系数 Kt=1.2 2.0， 估取 Kt=1.3； 2） 计算主动轮传递的转矩 p .T . . .n. 5 5 2510 50 4 2 79 5 5 1 0 9 5 5 1 0 3 2 6 1 01 2 5Nm 3）由参考文献 6选取齿宽系数 d =0.8； 4） 确定 zE zE =188 MPa； 取 20o 则 zH=2.5； 5） 确定 H H l i m NHH zS(2.14) 由参考文献 6查得10limH=620MPa； 11limH =500 MPa； hN n k l . . 61 0 56 0 6 0 1 2 8 1 2 8 3 0 0 1 5 5 4 1 0 N . . 7611 0 5 4 1 0 1 5 4 1 0 由参考文献 6查得 Nz.10 10； Nz.11 10；取 SH=1 H l i m NHH z .s 1 0 1 0106 2 0 1 0 6201MPa H l i m NHH z .s 1 1 1 1115 0 0 1 0 5001MPa （ 2）计算齿轮参数 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 1）试计算主动轮分度圆直径t10d，带入 H 中较小的值 t. . .d. 25310 412 1 3 3 2 6 1 0 2 5 1 8 8 2270 8 4 5 0 0mm 2）计算圆周速度 v .v.2 2 7 1 2 5 0 0 1 56 0 1 0 0 0m/s 3）计算齿宽、模数、 b/h tt dm.z 1010227 9524mm tb d d . . 10 0 8 2 2 7 1 8 1 6mm tah m h c . . . 2 9 5 2 1 0 2 5 2 1 3mm b h . . .1 8 1 6 2 1 3 8 5 4）计算载荷系数 根据 v， 8 级精度由参考文献 6查得动载荷系数vK. 1 01； 由参考文献 6查表，取AK 1； 由参考文献 6查表，假设AtK F b 100N/mm，得H F K K .12； 由参考文献 6查表，得HK. 1 233； 由参考文献 6查表，得FK. 1 24； 故载荷系数 Av H K K K K K . . . . 1 1 0 1 1 1 1 2 3 3 1 45）按实际载荷系数校正所得得分度圆直径 ttK.d d . 331 0 1 0142 2 7 2 3 2 6 713mm 3.按齿根抗弯疲劳强度设计 F s FK T Y Ym dz 1032102 (2.15) （ 1）确定公式内的各参数数值 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 1) 查取齿形系数 。由参考文献 6查得FY.10 2 65； FY.11 2 188； 2) 查取应力校正系数。由参考文献 6查得sY.10 1 58； sY.11 1 792； 3) 计算抗弯疲劳许用应力 。 取Fs. 14N F l i mFFY S(2.16) 由参考文献 6查得抗弯疲劳寿命系数 NNY Y .1 0 1 1 10； 由参考文献 6查得抗弯疲劳强度极限F lim 10 480MPa；F lim 11 420MPa； N F l i mFFY . .s. 1 0 1 0101 0 4 8 0 3 4 2 8
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