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机械毕业设计全套
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JC01-148@镗床主轴箱设计,机械毕业设计全套
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1 摘 要 镗床是机械零件切削加工的常用机床， 镗刀旋转为主运动，镗刀或工件的移动为进给运动 ， 它主要用于加工高精度孔或一次定位完成多个孔的精加工 。 本文在介绍了 T611 镗床的主要作用和应用现状后，对镗床总体布局进行了设计，确定了原动机为电动机，传动方案采用 V 带加齿轮传动的方案，进而重点设计了主传动系统，对 V 带传动齿轮传动和轴进行了参数计算和结构设计，校核了轴、轴承、键的安全系数，设计了其它附件结构，最后做出主轴箱装配图和零件图。 本设计的计算和绘图都用到了相关专业软件，用本文的方法，具有设计快捷、方便等特点。研究 结果对提高设计的速度、质量具有重要意义。 关键词： 镗床，齿轮传动，传动比，主轴箱 nts2 目 录 第 1 章 绪 论 1.1 概述 1.2 镗床基本概念 1.3 国内外的发展现状 1.4 本课题研究内容及意义 第 2 章 总体设计与原动机选择 1.1 电动机确定 1.2 总体布局 第 3 章 传动系统设计 3.1 拟定结构 3.2 分配传动比 3.3 绘制转速图 3.4 齿轮齿数确定 3.5 带传动设计 3.6 验算主轴转速误差 3.7 绘制传动系统图 第 4 章 结构参数设计 4.1 齿轮传动设计 4.2 确定主轴支撑轴颈尺寸 4.3 传动轴设计 4.4 滚动轴承的寿命计算 第 5 章 附件设计 5.1 齿轮块设计 5.2 轴承选择 5.3 操作机构设计 5.4 润滑系统设计 5.5 密封装置 第 6 章 校核 6.1 验算轴弯曲刚度 6.2 花键键侧挤压应力计算 6.3 滚动轴承验算 nts3 结论 致谢 参考文献 nts4 第 1 章 绪 论 1.1 概述 在科技飞速发展的今天 , 科学技术日新月异，工业生产不断进步，市场对产品的质量和生产效率提出了越来越高的要求，任何一个具备完整工业体系的国家，都会有相当数量 的制造业，如汽车、机车、电力、船舶、航空航天、冶金矿山、石油化工、机床工具、通信、轻工、建材、家电、食品、仪器、仪表等。上述这些部门大多与机械工业有关，有的是实质上就是机械工业，它们都是用机械设备制造各种各样的产品。所以说机械工业是国民经济的装备部，是国民经济的先导，是国家重要的基础工业。如果一个国家的机械工业水平不高，它生产的产品在国际市场上是很难有竞争力的，也是很难立于世界民族之林的！美国是世界工业强国， 70 年代美国曾认为制造业是“夕阳工业”，经济重心应由制造业转向高科技产业及服务业等第三产业。科研重理论成果，不重视实际应用，政府不支持产业技术，使美国制造业产生衰退。而同期日本重视制造技术，重视高素质人才的培养，注重将高科技成果应用于制造业，加之严密的社会组织，很快把原来美国占绝对优势的产业如汽车、照相机、家电、机床、复印机、半导体等变成自己的主导产业，占领了世界市场。这很快引起了美国政界、科技界、企业界有识之士的关注。为此， 80 年代后期，美国政府和企业迅速组织调查， MIT 在调查报告中指出：“一个国家要想生活的好，必须生产的好。振兴经济的出路在于振兴制造业”，当前国际间“经济的竞争归根到底是制造技术和制造 能力的竞争”。 镗床是一种主要用镗刀在工件上加工孔的机床。通常用于加工尺寸较大、精度要求较高的孔，特别是分布在不同表面上、孔距和位置精度要求较高的孔，如各种箱体、汽车发动机缸体等零件上的孔。所以对其进行合理设计，其意义十分重大。 机械制造业为社会生产 产品 的同时，也产生了大量的工业废液、废气、固体废气物等污染。随着全社会保健意识的增长，企业家和技术人员也都意识到，若在延伸用这种粗放式的机械制造模式，将不利于整个行业和社会的可持续法展，因此急需探索符合环保要求的节能、降耗、少污染的绿色机械制造模式，采取相应的绿 色模式，适应社会发展的要求。绿色制造nts5 是庞大的系统工程是一个综合考虑环境影响和资源消耗的制造技术。它着眼在产品的制造过程中，对环境的负面影响最小，与环境协调发展，促进企业经济效益和社会效益共同提高的制造模式。 目前机械制造工业存在的主要问题有： （ 1）废旧或闲置设备回收和再利用率较低 ； （ 2）能源和原材料的浪费现象十分严重 ； （ 3）环境保护意识在机制工业厂家头脑中还比较淡薄尤其是一些中小企业对环境的污染还比较严重 ； （ 4）产品的回收利用率很低 。 近几年开始开发的绿色制造，正是针对以上这些现象，提出综合考虑环境 因素和资源利用效率的现代制造模式。传统制造和绿色制造的最大区别就是传统制造只是根据市场信息设计生产和销售产品，而其余就考虑得较少。绿色制造则通过绿色生产过程（绿色设计、绿色材料、绿色设备、绿色工艺、绿色包装、绿色管理）生产出绿色产品，产品使用完以后再通过绿色处理后加以回收利用。采用绿色制造能最大限度地减少对环境的负面影响，同时原材料和能源的利用效率能达到最高。目前已经颁布的 ISO9000系列国际质量标准和 ISO14000国际环保标准更为绿色制造提供了广阔的应用空间 。 （一） 低物耗的绿色制造技术 原材料（尤 其 是 一些不可再生的金属材料）大量消耗，将不利于全社会的 可 持续发展，因此，机械工业应 积极 推广资源消耗 少 的绿色技术，也就是在机械制造中，优化工艺方案，采用先进的加工技术，可采取以下绿色工艺技术。 1、绿色材料：绿色设计与制造所选择的材料既要有良好的适用性能，又要与环境有较好的协调性。为此，可改善 机械 产品的功能，简化结构，减少所用材料的种类；选用易加工的材料，低耗能、少污染的材料，可回收 再 利用的材料 。 2、少无切削：随着新技术、新工艺的发展、精铸、冷挤压等成型技术和工程塑料在机械制造中的应用日趋成熟，从近似成形向 净成形仿形发展。有些成形件不需要机械加工，就可直接使用，不仅可以节约毛坯制造时的能耗、物耗， 也 大大减少了产品的制造周期和生产费用。 3、节水制造技术：水是宝贵的资源在机械制造中起着重要作用。但由于我国北方缺水，从绿色可持续发展的角度，应 积极 探讨节水制造的新工nts6 艺。干式切削就是一例，它可消除在机加工时使用切削液所带来的负面效应，是理性的机械加工绿色工艺。它的应用不局限于铸铁的干铣削，也可扩展到机加工的其它方面，但要有其特定的边界条件，如要求刀具具有较高的耐热性、耐磨性和良好的化学稳定性，机床则要求高速切削，有冷 风、吸尘等装置。 4、减少加工余量：若机件的毛坯粗糙，机加工余量较大，不仅消耗较多的原材料，而且生产效率低下。因此，有条件的地区可组织专业化毛坯制造，提高毛坯精度；另一方面，采用先进的制造技术，如高速切削，随着切削速度的提高，则切削力下降，且加工时间短，工件变形小，以保证加工质量 5、新型刀具材料：减少刀具，尤其是复杂、贵重刀具材料的磨耗 是 降低材料消耗的另一重要途径，对此可采用新型刀具材料，发展涂层刀具。 6、回收利用：绿色设计与制造，非常看重机械产品废弃后回收利用，它使传统的物料运行模式从开放式变为部分闭 环式。 （二） 低能耗的绿色制造技术 机械制造企业在生产机械设备时，需要大量钢铁、电力、煤炭和有色金属等资源，随着地球上矿物资源的减少和近期国际市场石油的不断波动，节能降耗已经是不争的事实，对此可采取以下绿色技术。 1、技术节能：加强技术改造，提高能源利用率，如采用节能型电机、风扇，淘汰能耗大的老式设备。 2、工艺节能：改变原来能耗大的机械加工工艺，采用先进的节能新工艺和绿色新工装。 3、管理节能：加强能源管理及时调整设备负荷，消除滴、漏、跑、冒等浪费现象，避免设备空车运转和机电设备长期处于待电状态。 4、适 度利用新能源：可再生利用、无污染的新能源是能源发展的一个重要方向。如把太阳能聚焦，可以得到利用辐射加工的高能量光速。太阳能、天然气、风扇、地热能等新型洁净的能源还有待于进一步开发。 5、绿色设备：机械制造装备将向着低能耗，与环境相协调的绿色设备方向发展，现在已出现了干式切削加工机床、强冷风磨削机床等。绿色化设备减少了机床材料的用量，优化了机床结构，提高了机床性能，不使用对人和生产环境有害的工作介质。 （三） 废弃物少的绿色制造技术 机械制造目前多是采用材料去除的加工方式，产生大量的切屑、废品nts7 等废弃物，既浪费了 资源，有污染了环境，对此可采取以下绿色技术。 1、切削液的回收再利用：已使用过的废乳化液中，一般含油，此外还含有 S,P 等化学添加剂，如直接排放或燃烧，则将造成严重的环境污染，绿色制造对切削液的 使用 、回收利用或再生非常重视。 2、磨屑二次资源利用：在磨削中，磨屑的处理有些困难，若采用干式磨削，磨削处理则较为方便，由于 CBN 砂轮的磨削比较高，磨屑中很少有砂轮的微粒，磨屑纯度很高，可通过一定的装置，搜集被加工材料的磨粒，作二次资源利用。 一台机器的全生命周期要经历设计、毛坯制造、机械加工、热处理、装配 、包装、使用和维修、报废回收等阶段，每一个阶段都与环境保护紧密相连，都有可能造成环境污染。 因此，产品在设计阶段就要考虑绿色制造的要求，尽量设计出合理的结构，保证加工制造简单方便。 1.2 镗床的基本概念及分类 镗床系指主要用镗刀在工件上加工已有预制孔的机床。通常，镗刀旋转为主运动，镗刀或工件的移动为进给运动。它的加工精度和表面质量要高于钻床。镗床是大型箱体零件加工的主要设备 ， 用于加工高精度孔或一次定位完成多个孔的精加工，此外还可以从事与孔精加工有关的其他加工面的加工。 加工特点：加工过程中工件不动，让刀 具移动，将刀具中心对正孔中心，并使刀具转动 (主运动 )。 按结构和被加工对象分 (1)卧式镗床：镗轴水平布置并做轴向进给，主轴箱沿前立柱导轨垂直移动，工作台做纵向或横向移动，进行镗削加工。这种机床应用广泛且比较经济，它主要用于箱体 (或支架 )类零件的孔加工及其与孔有关的其他加工面加工。 (2)坐标镗床：具有精密坐标定位装置的镗床，它主要用于镗削尺寸、形状、特别是位置精度要求较高的孔系，也可用于精密坐标测量、样板划线、刻度等工作。 (3)精镗床：用金刚石或硬质合金等刀具，进行精密镗孔的镗床。 nts8 (4)深孔镗床：用于镗削深孔的镗床。 (5)落地镗床：工件安置在落地工作台上，立柱沿床身纵向或横向运动。用于加工大型工件。 此外还有能进行铣削的铣镗床，或进行钻削的深孔钻镗床。 1.3 国内外的发展现状 国外现状： 德国政府一贯重视机床工业的重要战略地位，在多方面大力扶植。特别讲究 “实际 ”与 “实效 ”，坚持 “以人为本 ”，师徒相传，不断提高人员素质。在发展大量大批生产自动化的基础上， 于 1956 年研制出第一台数控机床后 ，一直坚持实事求是，讲求科学精神，不断稳步前进。德国特别注重科学试验，理论与实际相结合，基 础科研与应用技术科研并重。企业与大学科研部门紧密合作，对用户产品、加工工艺、机床布局结构、数控机床的共性和特性问题进行深入的研究，在质量上精益求精。德国的数控机床质量及性能良好、先进实用、货真价实，出口遍及世界。尤其是大型、重型、精密数控机床。德国特别重视数控机床主机及配套件之先进实用，其机、电、液、气、光、刀具、测量、数控系统、各种功能部件，在质量、性能上居世界前列。如西门子公司之数控系统和 Heidenhain 公司之精密光栅，均为世界闻名，竞相采用。 国内现状： 在产品开发上，国内支柱企业重点放在数控机床 上，年生产机床台数和数控机床所占比例逐年上升。据不完全统计， 2004 年钻镗床行业共开发新产品 81 种，其中数控机床新产品 61 种，占开发新产品的近 80%。数控产品中在国内具有领先水平的有 36 种，包括车铣镗等复合加工中心，高速（最高转速在 15000r/min 至 36000r/min）立、卧式加工中心、高速铣削中心、大型卧式加工中心（工作台尺寸 2000mm 4000mm 及以上）、龙门式加工中心（龙门五面、龙门五轴）、五轴联动加工中心、高精度数控机床等。 1.4 本课题研究内容及意义 本课题主要对 T611 型镗床主轴 箱进行设计， 主轴箱设计 最 重要的部分 是传动 设计 ， 主要内容有： V 带传动设计，齿轮传动设计，轴的设计以及其它附件的设计，要求实现 18 级主轴转速变化的传动。 nts9 本次设计的意义在于： 综合已学知识，提高学生专业水平、计算机水平、综合能力、创新开发研究能力以及与严谨的工作作风。 nts10 第 2 章 总体设计与原动机选择 镗床是一种主要用镗刀在工件上加工孔的机床。通常用于加工尺寸较大、精度要求较高的孔，特别是分布在不同表面上、孔距和位置精度要求较高的孔，如各种箱体、汽车发动机缸体等零件上的孔。卧式镗床的 主轴水平布置并可轴向进给，主轴箱沿前立柱导轨垂向运动，工作台可纵向或横向运动，可钻、扩、铰、和镗孔及车削内、外螺纹、攻螺纹、车外圆柱面、端面及用端铣刀、圆柱铣刀铣平面等。 根据机床的精度等级和工作性能要求，构思主传动系统，初步拟定采用集中传动，采用三相异步电动机，经分级变速箱实现主轴所需的各级转速和转速范围。 1.1 电动机确定 1.1.1 电动机的确定原则 选择电动机时，除了正确的选择功率外，还要根据生产机械的要求及工作环境等，正确的选择电动机的种类、型式、电压和转速。 A 电动机种类的选择： 电动机的 种类分为直流和交流电动机两大类。直流电动机又分为他励、并励串励电动机等。交流电动机又分为笼型、绕线转子异步电动机及同步电动机等。电动机种类的选择主要是从生产机械对调性能的要求来考虑，例如，对于调速范围、调速精度、调速平滑性、低速运转状态等性能来考虑。 凡是不需要调速的拖动系统，总是考虑采用交流拖动，特别是采用笼型异步电动机。长期工作、不需要调速、且容量相当大的生产机械，如空气压缩机、球磨机等，往往采用同步电动机拖动，因为它能改善电网的功率因数。 如果拖动系统的调速范围不广，调速级数少，且不需要在低速下长期工 作，可以考虑采用交流绕线转子异步电动机或变级调速电动机。因为目前应用的交流调速范围拖动，大部分由于低速运行时能量损耗大，鼓一般均不宜在低速下长期运行。 对于调速范围宽、调速平滑性要求较高的场合，通常采用支流电动机拖动，或者采用近年来发展起来的交流变频调速电动机拖动。 B 电动机型式的选择： nts11 各种生产机械的工作环境差异很大，电动机与工作机械也有各种不同的连接方式，所以应当根据具体的生产机械类型、工作环境等特点，来确定电动机的结构型式，如直立式、卧式、开启式、封闭式、防滴式、防暴式等各种型式。 C 电动机容量的选 择： （ 1）等效电流法 等效电流法的基本的基本思想是用一个不变的电流 Icq 来等效实际上变化的负载带暖流，要求在同一个周期内，等效电流 Icq 与实际变化的负载电流所产生的损耗等。假定电动机的铁损耗与绕组电阻不变，损耗只与电流的平 方成正比，由此可得等效电流为 Icq = I12t1+I22t2+In 2tn t1+t2+t n 式中， tn 为对应负载电流 In 时的工作时间。求出 Icq 后，则选用电动机的额定电流 In 应大雨或等于 Icq。采用等效电流法时，必须先求出用电流表 示的负载图。 （ 2） 等效转矩法 如果电动机在运行时，其转矩与电流成正比（如他励直流电动机的励磁保持不变，异步电动机的功率因数和气隙磁通保持不变时），则式（ 9.3.1）可以改写成等效转矩公式。 Teq= T12t1+T22t2+Tn 2tn t1+t2+t n 此时，选用电动机的额定转矩 T 应大于或等于 T，当然，这时应先求出用转矩表示的负载。 （ 3）等效功率法 如果电动机运行时，其转速保持不变，则功率与转 矩 成正比，于是由式可得等效功率为 Peq= P12t1+P22t2+Pn 2tn t1+t2+t n 此时，选用电动机的功率 P 大于或等于 P 即可。 必须注意的是用等效法选择电动机容量时，要根据最大负载来校验电nts12 动机的过载能力是否要求，如果过载能力不能满足，应当按过载能力来选择较大容量的电动机。 1.1.2 电动机选择 根据镗床功率要求及上述方法测量和评估，查表选取 电动机型号： Y160M-4 功率： 11kw 转速： n=1460r/min 1.2 总体布局 采用卧式镗床常规的布局型式，机床主要组成部 件有床身、前立柱、主轴箱、工作台和后立柱等。此次设计主传动系统包括、轴及相关部件。 1）主轴传动系统采用普通 V 带，齿轮传动 2）传动型式采用集中传动 3）主轴正反转方向，制动采用能耗制动器 4）变速齿轮系统采用多联滑移齿轮 5）润滑系统采用飞溅油润滑 图 1 镗床的主要组成 nts13 第 3 章 传动系统设计 3.1 拟定结构 （ 1）确定变速组传动副数目： 18=3 3 2 （ 2）确定基本组和扩大组： 18=31 3329（ 3）验算最后扩大组变速范围： 826.1 )12(9)1(2 22 pxr maxR 所以符合设计原则 3.2 分配传动比 该镗床主轴系统共设有四个传动组，其中有一个是带传动，根据降速比分配应“前快后慢”的原则，确定各传动组最小传动比： u总=6.16m in 26.1134.46114605.31 Enn 6536.26.1611111 3.3 绘制转速图及确定各轴与齿轮的转速 由 1.26=1.064 ，查表 4.2-1（文献 13）转速有 31.5、 40、 50、 63、 80、100、 125、 160、 200、 250、 315、 400、 500、 630、 800、 1000、 1250、 1600。 nts14 图 2 转速图 由转速图可得各轴转速及各齿轮转速： 传动件 计算转速 轴 800 400 125 100 1Z 800 2Z 630 3Z800 nts15 齿 轮 4Z 500 5Z800 6Z400 7Z630 8Z800 9Z500 10Z315 11Z 400 12Z 125 13Z800 14Z 1600 15Z125 16Z31.5 3.4 齿轮齿数确定 利用查表法及各对齿数比求出个传动组齿轮齿数。 26.1:1: 21 ZZ 401 Z 502 Z nts16 58.1:126.1:1: 243 ZZ 353 Z 554 Z 2:126.1:1: 365 ZZ 305 Z 606 Z 1:26.1: 87 ZZ 537 Z 428 Z 58.1:126.1:1: 2109 ZZ 379 Z 5810 Z 17.3:126.1:1: 51211 ZZ 2311Z 7212 Z 1:21:26.1: 31413 ZZ 6613 Z 3314 Z 4:126.1:1: 61615 ZZ 2015 Z 7916 Z 变速组 一 二 三 齿数和 90 95 99 齿轮 1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z 12Z 13Z14Z 15Z16Z齿数 40 50 35 55 30 60 53 42 37 58 23 72 66 33 20 79 3.5 带传动设计 带传动是机械传动学科的一个重要分支，主要用于传递运动和动力。它是机械传动中重要的传动形式，用途极为广泛。其最大的特点是过载保护，远近传动，结构简单，更换方便。 nts17 V 带传动带选为 A 型普通 V 带传动。 1、 确定计算功率： Pca 1）、由机械设计（参考文献 5）表 8-7 查得工作情况系数 1.3AK 2）、计算得 1 1 1 . 3 1 4 . 3 wPPKc a A k 2、选择 V 带型号 查图 8-11 5选 A 型普通 V 带。 3.确定带轮直径 da1 da2 （ 1）、参考表 8-6 5及表 8-8 5选取小带轮直径 1 125a mmd 由于电机高度为 H 100mm,所以 Hda 2 1 （电机中心高符合要求） （ 2）、验算带速 由式 8-13 5 11111 4 6 0 1 0 0 9 . 5 56 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0andV m s （ 3）、确定从动带轮直径 da2 大带轮直径由公式 )1(112 dd dd求得： 2 . 62 1 2 5 1 . 2 6 0 . 9 8 2 2 3 . 4dd mm 查表 8 8 5 取2 224a mmd （ 4）、传动比 i nts18 21224 1 . 7 9 2125aai dd （ 5）、从动轮转速 1121460 8 1 4 . 7 31 . 7 9 2 m i ninn R 4.确定中心距 a 和带长 Ld （ 1）、按式 8-23 5初选中心距 ddadd aaaa 21021 27.0 02 2 4 .3 6 9 8a取0 500mma （ 2）、按式 (8-22 5 )求带的计算基础准长度 L0 2120 0 1 202()2 ( )24( 2 2 4 1 2 5 )( 2 5 0 0 (1 2 5 2 2 4 ) )2 4 5 0 01 5 5 2 . 8ddddammmmdda d dL 查表 8 2 (机设 )取带的基准长度 Ld=1600mm (3)、按式 8-23(机设 )计算中心距 :a 001 6 0 0 1 5 5 2 . 8( 5 0 0 ) 5 2 3 . 5 822da m m m mLLa (4)、确定中心距调整范围 m a x 0 . 0 3 ( 5 2 3 . 5 8 0 . 0 3 1 6 0 0 ) 5 7 1 . 5 8da m m m ma L m i n 0 . 0 1 5 ( 5 2 3 . 5 8 0 . 0 1 5 1 6 0 0 ) 4 9 9 . 5 8da m m m ma L 5.验算小带轮包角 1 nts19 211 1 8 0 5 7 . 5 1 6 9 . 2 1 2 0ddadd 6.确定 V 带根数 Z (1)、由表 8 4a 5。 0 1 .9 2 KwP (2)、由表 8 5d 5查得 P0=0.15Kw (3)、由表 8-5 5查得包角系数 0.98k (4)、由表 8-2(机设 )查得长度系数 KL=1.18 (5)、计算 V 带根数 Z，由式 8-26 5 00()6 . 7caLZ PP P K K 取 Z=7 根 7计算单根 V 带初拉力 F0，由式 8-27(机设 )。 202 . 55 0 0 ( 1 ) 1 7 5caaqNVZP vF K q 由表 8-3(机设 )查得为： 0.1 8计算对轴的压力 FQ，由式 8-28 5得 102 s i n 2 4 3 8 . 92Q ZNFF 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径 dd1=125mm 采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=24mm，采用孔板式结构。 3.6 验算主轴转速误差 主轴各级实际转速值由公式： cbaddE uuuddnn )1(21 实nts20 其中au，bu，cu分别为第一、二、三变速齿轮传动比。 1n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 326.11 526.11 626.11 32 2n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 226.11 526.11 626.11 40.38 3n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 26.11 526.11 626.11=49.86 4n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 326.11 226.11 626.11 =62.83 5n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 226.11 226.11 626.11=79.16 6n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 26.11 226.11 626.11=99.75 7n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 326.11 1.26626.11 =125.68 8n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 226.11 1.26626.11 =158.36 9n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 26.11 1.26626.11 =199.53 10n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 326.11 526.11 326.1=251.4 11n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 226.11 526.11 326.1 =316.78 12n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 26.11 526.11 326.1 =399.14 13n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 326.11 226.11 326.1=502.92 14n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 226.11 226.11 326.1 =633.68 15n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 26.11 226.11 326.1=798.43 nts21 16n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 326.11 1.26 326.1 =1006 17n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 226.11 1.26 326.1 =1267.6 18n 1251 4 6 0 0 . 9 8224 26.11 1.26 326.1 =1597.2 转速误差： 标准标准实际nnnn %110 =4.1% 所以转速误差表为： 主轴转速 1n 2n 3n 4n 5n 6n 7n 8n 9n 标准转速r/min 31.5 40 50 63 80 100 125 160 200 实际转速r/min 32 40.38 49.86 62.83 79.16 99.75 125.68 158.36 199.53 转速误差 % 1.58 0.95 0.28 0.26 1.05 0.25 0.544 1.025 0.235 主轴转速 10n 11n 12n 13n 14n 15n 16n 17n 18n 标准转速r/min 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 实际转速r/min 251.4 316.78 399.14 502.92 633.68 798.43 1006 1267.6 1597.2 转速误差 % 0.56 0.565 0.2 0.58 0.58 0.2 0.6 1.4 0.175 所以转速误差满足要求 nts22 3.7 绘制传动系统图 根据传动情况及齿轮分布情况，绘制传动系统图如下： 图 3 传动系统图 nts23 第 4 章 结构参数设计 4.1 齿轮传动设计 1） 齿轮的材 料，精度和齿数选择 : 齿轮采用 45 号钢，锻选毛坯，调质处理。齿轮精度用 7 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，齿轮硬度 280HBC。 2） 模数计算： 许用接触应力 HP =0.96HLim，查表 2.4-17，图 2.4-8 1 得 HP =1100N/ 2mm 由表 2.4-17 1有FP=FLim，查图 2.4-13 1取 FP=518 N/ 2mm 查表 2.4-17 取齿宽系数 m=b/m=7。 由图 2.4-10 1取 5Z=30 时 FSY=4.1； 11Z=23 时 FSY=4.24； 15Z=20 时 FSY=4.34 按齿面疲劳强度： 3 221( 1 )267HHm c H PK P umAn Z u 按轮齿弯曲疲劳强度： nts24 31267 FSFFm c F PK P YmAnZ代入数据计算可得下表： 传 动 组 小 齿 轮 齿 数 比 1 齿宽系数 m传 递 功 率 P 载荷系数 K 系 数 HA系 数 FA许 用 接 触 应 力HP 许 用 齿 根 应 力 FP计 算 转 速 cn系 数 FSY模 数 Hm模 数 Fm选 取 模 数 m 第一变速组 5Z30 2 7 10.56 1 61 1 1100 518 800 4.1 2.23 2.12 2.5 第二变速组 11Z23 3.17 7 10.51 1 61 1 1100 518 400 4.24 3.22 2.94 3.5 第三变速组 15Z20 4 9 10.4 1 61 1 1100 518 125 4.34 3.96 4.19 4.5 2） 齿轮模数验算 以 Z5 为例 nts25 验算公式 按齿面接触疲劳强度 223221c o s ( 1 )2 6 7 ( )A H P n t v H H aH n H Em c H PK K K K K P um Z Z Zn Z u 按齿轮弯曲疲劳强度 31c o s267 A F P n t v F F a F SFnm c F PK K K K K P YmYnZ序 号 计算内容 计算用图表或公式 计算过程 结果 名称 符号 单位 1 齿数 Z 30 2 使用系数 AK表 3.4-31 2 1.0 3 功率系数 HPK表 3.4-32 2 0.84 FPK表 3.4-32 2 0.83 4 转速变化系数 HnK表 3.4-33 2 0.97 FnK表 3.4-33 2 0.97 5 变动工作用量系数 HPntKH P n t H P H n H tK K K KHPntK=0.84 0.97 1.27 1.03 FPntKF P n t F P F n F tK K K KFPntK=0.83 0.97 2.02 取 1 nts26 6 工作期限系数 HtKm i n60() pH t F t ntKK N HtK=6 . 6 76 0 4 0 0 1 0 0 0 05 1 01.27 FtKFtK=6 . 2 5 66 0 4 0 0 1 0 0 0 03 1 02.02 7 名义切向力 tFN 71 .9 1 0tcPF n ； EPPtF= 71.9 10 10.5140055.0 10 8 分度圆圆周速度 v m/s m a x6 0 0 0 c o s nn zmv 6 3 0 3 0 3 . 56000v 34.6 9 动载系数 vK1121 ( )/ 1 0 0vtAK z vKKF K b 221uu51 2 . 11( 5 . 0 1 0 1 . 0 / 2 4 . 5vK 223 0 3 4 . 6 20 . 0 1 9 2 )1 0 0 1 21.18 10 齿向载荷分布系数 K 1 SMK K K K =1+0.2+0.17 1.37 nts27 11 齿间载荷分配系数 HaK表 3.4-38 2 1.1 FaK表 3.4-38 2 1.1 12 节点区域系数 HZ图 3.4-7 2 2.5 13 弹性系数 EZ/N mm表 3.4-39 2 189.8 14 接触强度重合度及螺旋角系数 Z 图 3.4-8 2 0.9 许用nts28 15 接触应力 HPN/mm 2 HP=HLim LVRZHP=1200 0.89 1068 16 复合齿形系数 FSY插齿、滚齿查图 3.4-10 2 剃齿、磨齿查图 3.4-11 2 4.0 17 弯曲强度重合度及螺旋角系数 Y 图 3.4-12 2 0.8 18 许用齿根应力 FPN/mm 2 lim1 .3FP FFP=1.3 446 579.8 19 接触强度Hnmmm 2.28 nts29 模数 20 弯曲强度模数 Fnmmm 2.15 3）几何结构参数计算 确定了模数和齿数，即可计算出齿轮结构的几何参数 计算1Z、 2Z 的尺寸： 端面齿形角： taa20 分度圆直径： 11 4 0 2 . 5 1 0 0d z m mm 22 5 0 2 . 5 1 2 5d z m mm 齿顶高： 2.5ahmmm 齿根高： 1 . 2 5 3 . 1 2 5fhmmm 全齿高： 2 . 5 3 . 1 2 5 5 . 6 2 5afh h h mm 齿顶圆直径： nts30 1 2aad d h=100+2 2.5=105 mm 2 2aad d h=125+2 2.5=130 mm 齿根高直径： 1 2ffd d h=105-2 3.125=98.75 mm 2 2ffd d h=125-2 3.125=118.75 mm 中心矩： 12() ( 4 0 5 0 ) 2 . 522z z ma =112.5 mm 计算出3Z， 4Z 的几何尺寸： 端面齿形角： taa20 分度圆直径： 33 3 5 2 . 5 8 7 . 5d z m 44 5 5 2 . 5 1 3 7 . 5d z m mm 齿顶高： 2.5ahm mm 齿根高： 1 . 2 5 3 . 1 2 5fhm mm 全齿高： 2 . 5 3 . 1 2 5 5 . 6 2 5afh h h mm 齿顶圆直径： 332aad d h=87.5+2 2.5=92.5 mm nts31 442aad d h=137.5+2 2.5=142.5 mm 齿根高直径： 332ffd d h=87.5-2 3.125=81.25 mm 442ffd d h=137.5-2 3.125=131.25 mm 5Z、6Z的几何尺寸： 端面齿形角：taa20 分度圆直径： 56 3 0 2 . 5 7 5d z m mm 66 6 0 2 . 5 1 5 0d z m mm 齿顶高： 2.5ahmmm 齿根高： 1 . 2 5 3 . 1 2 5fhmmm 全齿高： 2 . 5 3 . 1 2 5 5 . 6 2 5afh h h mm 齿顶圆直径： 552aad d h=75+2 2.5=80 mm 662aad d h=150+2 2.5=155 mm 齿根高直径： 552ffd d h=150-2 3.125=143.75 mm 662ffd d h=150-2 3.125=143.75 mm nts32 4.2 确定主轴支承轴颈尺寸 参照图 2.3-2 1，选取前支承轴颈直径： 1D =100mm 后支承轴颈直径： 2D =（ 0.7 0.8） 1D =70 85mm 取 2D =80mm 4.3 设计传动轴直径 确定轴的直径 选材料为 45 钢， 查 5表 14-2 取 35Mpa C=112。 4 c PdCn (mm) 其中 d 为轴危险截面的直径 （ mm） P 为该传动轴的载入功率（ kw） P= EP (kw) 代入计算如下表： 计算公式 轴号 计算转速 cnr/min 传动效率 输入功率P kw 允许扭转角 deg/m 传动轴长度 mm 估 计 轴 直 径 mm 花键轴尺寸 N d D B 4112 c Pd n 800 0.96 10.56 1.5 400 34.5 8 36 42 7 400 0.96 0.995 10.51 1.5 400 41 8 42 48 8 nts33 125 0.96 0.9950.99 10.4 1.5 500 54.5 8 56 65 10 nts34 第 5 章 附件设计 5.1 齿轮块设计 齿轮采用滑移齿轮变速机构，根据各传动组的工作特点，第一扩大组的滑移齿轮采用销钉联接装配式结构，基本组采用了整体滑移式齿轮。第二扩大组，由于传递转矩较大，采用链接装配式齿轮，所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。 5.2 轴承选择 为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承轴组件、前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和推力轴承，为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。 5.3 操纵机构 为了适应不同 的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑移变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。 5.4 润滑系统设计 主轴内采用飞溅式润滑，卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。 5.5 密封装置 为了保证密封效果，采用接触密封，主轴直径大，线速度高，采用非接触式密封，卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封以防止杂物进入。 nts35 第 6 章 校核 6.1 验算轴弯曲刚度 （ 1）受力分析 轴上的齿轮为滑移齿轮。根据本镗床齿轮排列特点。主轴转速为100r/min 时，轴受力变形最大，故采用此时的齿轮位置为计算位置。 （ 2）计算挠度、倾角 齿轮受力计算 69 .5 5 1 0 PTn； 2t TF d ； costFF ； ar ； 传 递 功 率 P 转 速 n 传 动 转 矩 T 齿 轮 压 力 角 a 齿 面 摩 擦 角 r 齿轮2z齿轮9z切 向 力 1tF合 力 1F1F在 X 轴上的投影 1xF1F在 Z 轴上的投影 1zF分 度 圆 直 径 1d切 向 力 2tF合 力 2F1F在 X 轴上的投影 2xF1F在 Z 轴上的投影 2zF分 度 圆 直 径 2dnts36 d mz kw r/min N mm N N N N mm N N N N mm 10.51630159318206 2317.4 2578.3 359.82554.3 137.52460.5 2737.6 -1515-2280.2 129.56.2 花键键侧挤压应力计算 m a x228()j y j yTD d l N k其中jy为计算挤压应力 jy为许用挤压应力 maxT为花键轴传递的最大转矩 D 为花键轴的大径 d 为花键轴的小径 N 为 花键的赤数 k 为载荷分布不均系数 k =0.70.8 nts37 计算公式 最 大 转 矩 maxTN mm 花键轴小径d mm 花键轴大径D mm 花 键 数 N 载 荷 系 数 k 工 作 长 度 l mm 许 用 挤 压 应 力 jyMPa 计 算 挤 压 应 力 jyMPa 结 论 6m a x9 . 5 5 1 0cPTn m a x228()j y j yTD d l N k250926.3 42 48 8 0.8 70 30 8.30 合格 6.3 滚动轴承验算
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