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机械毕业设计全套

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JC02-019@丝锥前稍专用铲背车床设计,机械毕业设计全套

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1 目 录 摘 要 1 引 言 3 第 1 章 绪论 4 1.1机床设计的主要意义 4 1.2主轴设计的重要性 4 1.3 主要设计内容 4 1.4 主要技术参数 4 第 2 章 车床主传动系统方案设计 5 2.1 主传动的组成及要求 5 2.1.1 主传动的组成 5 2.1.2 主传动的设计要求 5 2.2 主传动系统的传动方式 6 2.2.1 集中传动式 6 2.2.2 分离传动式 6 2.3 主传动的变速方式 6 2.3.1 变换齿轮变速 6 2.3.2 滑移齿轮变速 6 2.3.3 多速电动机变速 6 2.3.4 各种变速机构的组合 7 第 3 章 主传动系统的运动设计 8 3.1 确定极限转速 8 3.2 确定公比 8 3.3 求出主轴转速级数 8 3.4 确定结构网和结构式 8 3.5 绘制转速图 9 3.5.1 确定传动轴数 9 3.5.2 画转速图 9 nts 2 3.6 齿轮齿数的确定 10 3.6.1 传动组 a 10 3.6.2 传动组 b 10 3.6.3 传动组 c 10 3.6.4 传动组 d 10 3.7 传动系统图的拟定 11 第 4 章 进给传动系统的运动设计 12 4.1 确定传动副数目 12 4.2 确定各齿轮齿数 12 4.3确定主传动系统与进给传动系统传动系统图 12 第 5 章 主运动与进给运动主要部件结构设计 14 5.1 带传动设计 14 5.1.1 确定计算功率 14 5.1.2 选取 V带型 14 5.1.3 验算带速和确定带轮直径 14 5.1.4 确定带传动的中心距和带的基准长度 14 5.1.5 验算小带轮的包角 15 5.1.6 确定带的根数 z 15 5.1.7 计算单根 V带初拉力的最小值 16 5.1.8 计算压轴力 16 5.1.9 带轮的结构 16 5.2 确定计算转速 16 5.2.1 主轴 16 5.2.2 各传动轴计算转速 16 5.2.3 各齿轮计算转速 17 5.2.4 核算主轴转速误差 17 5.3 各传动组齿轮 模数的确定 17 5.3.1 传动组 a 17 5.3.2 传动组 b 18 5.3.3 传动组 c 19 nts 3 5.3.4 传动组 d 19 5.3.5 传动组 e 20 5.3.6 传动组 f 20 5.3.7 传动组 g 21 5.4各轴直径的估算 21 5.4.1 轴的直径 22 5.4.2 轴的直径 22 5.4.3 轴的直径 22 5.4.4 轴的直径 22 5.4.5 轴（主轴 ）的直径 22 5.4.6 轴的直径 22 5.4.7 轴的直径 23 5.4.7 轴的直径 23 5.5 轴的结构设计 23 5.6轴的强度校核计算 23 第 6 章 凸轮设计 28 6.1 凸轮机构的运动规律 28 6.2等速直线运动曲线凸轮轮廓曲线方程 29 6.3 凸轮设计过程 30 6.3.1 确定从动件运动规律 30 6.3.2 确定凸轮基本尺寸 32 6.3.3 确定凸轮轮廓曲线 32 结 论 34 致 谢 35 参考文献 36 nts 1 丝锥前稍铲背车床 的设计 摘 要 ： 丝锥前稍铲背 车 床适用于 直径范围为 14 68，槽数为 4或 6的直槽丝锥前稍的铲背 。 本 设计主要 是从主 传动系统 与进给传动系统 的运动设计、主运动部件 与进给运动部件的结构设计和 凸轮设计 这三方面进行设计 。 主传动系统 与进给传动系统 的运动设计有 :确定极限转速、确定公比、确定转速级数、确定结构网和结构式 、绘制转速图、确定齿轮齿数和拟定传动系统图。 主运动部件 与进给运动部件 的结构设计有： 带传动的设计、确定各种计算转速 、确定齿轮模数、估算 各轴 直径和设计各轴、齿轮及部分 主件。 凸轮 的设计 有：根据加工要求确定从动件的运动规律、确定凸轮基本尺寸、确定凸轮轮廓。 关键词： 铲背车床 传动系统 凸轮 设计 校核 nts 2 Tap front scraping lathe design Abstract： Tap front scraping lathe can relieving grinding straight slot taps of diameter range is14 68 and slot number is 4 or 6. The design includes three main areas: the movement design of the main drive system and the feed drive system, the main moving parts and moving parts of the feed structure design and cam design. Main transmission system and feed drive system design: determine the movement speed, and determine the speed, structure, and structured, rendering speed diagram, the pinion gear transmission system and the plan. The moving parts of structure design: belt transmission design and calculation speed, determine the gear module, Structural design of the main moving parts and feed moving parts: belt transmission design and calculation speed, determine the gear module, each shaft diameter and the design of main shaft parts, estimate the diameter of the shaft and design of the shaft, gear and some of the main pieces . Cam design: According to the processing requirements to determine the movement of the follower, determine the basic size of cam,determine the cam profile. Key words： Tap front scraping lathe transmission system cam design check nts 3 引 言 本课题主要 任务 是 按传统车床设计方法设计一车床传动系统，使 车床 能够对 直径范围为 14 68、槽数为 4 或 6 的 直槽丝锥进行铲磨 ，并 进行 传动系统 中各轴、齿轮及部分重要部件 的 结构 设计。 不仅需要根据丝锥前稍铲磨时的加工要求确定主轴与刀架之间的相对传动关系，还需要根据丝锥尺寸 设计凸轮轮廓。 在拟定方案的过程中，必须全面地、周密的考虑，使所定方案 在技术上合理 ，能够实现加工要求 。其设计过程主要包括一下几个方面的内容： 方案设计 ： 1.确定有关尺寸参数、运动参数。 2.据所求得的有关运动参数及给定的公比，写出结构式，校验转速范围，绘制转速图。 3.确定各变速组传动副的传动比值，定齿轮齿数、带轮直径。 4.绘制传动系统图。 结构设计 ： 1.草图设计 估 算 各轴及齿轮尺寸，确定展开图的总体布局；设计 各 轴组件。并检验各传动件运动过程中是否干涉。 2.结构图设计 确定齿轮、轴承及轴的固定方式；确定润滑、密封及轴承的调整方式；确定主轴头部形状及尺寸，完成展开 图及 部分零件 图的绘制。 nts 4 第 1 章 绪论 1.1 机床 设计的主要意义 金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，又称为“工作母机”或“工具机”。 在金属切削加工过程中，刀具和工件之间需要有一定的相对运动和相对位置 、合适的运动参数和动力参数，所有这些都是由金属切削机床来实现的。因此，机床是进行金属切削加工所必备的重要设备。 在现代机械制造工业中，金属切削机床是加工机器零件的主要设备，它所担负的工作量，约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和劳动生产率。 1.2 主轴设计的重要性 1.为了满足各种 不规则形状工件 的加工 ，车床主轴 选择立式还是卧式将直接影响装夹工件和设计夹具的时间。 2.根据加工的范围不同，设计不同的机构能达到意想不到的效果。如采用立式主轴能依靠 工件自重， 使其 与夹具基准面准确地、紧密的接触，获得高精度且稳定的加工。 3.好的主轴设计能使 制造费用降低 ，性能很好的提高，更具有市场竞争力 。 4.主轴作为机床的执行件，联系着伺服电动机和刀架，因此他的设计将直接影响加工后成品的精度 。而精度是影响我国机床发展的首要问题。 综上所述，主轴及其部件的设计是机床发展是一个重要方面，需要在设计中重点对待。 1.3 主要设计内容 本文主要对传动系统、运动部件和 凸轮轮廓 进行设计。 1.4 主要技术参数 根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下： 主轴转速级数 ： 正转 8级 主轴转速范围 ： 4-45r/min； 主电动机功率： 2kw 主电动机 转速 ： 710r/min 加工工件直径范围： 14 68mm nts 5 第 2 章 车床主传动系统方案设计 主运动传 动系统简称主传动系统，它的功用是将电动机的运动传给机床主轴，使主轴带动工作 部件 实现主运动，并能满足普通车床主轴变速和换向的要求 ,它对机床的使用性能、结构和制造成本都有 明显的影响。 2.1 主传动的组成及要求 2.1.1 主传动的组成 1.定比传动机构： 即具有固定的传动比传动机构，用来实现降速 或升速，一 般常采用齿 轮、皮带及链传动等，有时也可以采用联轴节直接传动。 2.变速装置：机床中的变速装置有齿轮变速机构，机械无极变速以及液压无级变速装置等。 3.主轴组件：机床的主轴组件是执行件，它由主轴、主轴支承和安装在 主轴上的传动件等组成。 4.开停装置：用来控制机床主运动执行件的启动和停止。通常采用离合器或直接开停电动机。 5.制动装置：用来使机床主运动执行件尽快地停止运动，以减少辅助时间，通常可以采用机械的、液压的、电气的或电动机的制动方式。 6.操纵机构：机床的开停、变速、换向及制动等，一般都需要通过操纵机构来控制。在设计机床时，一般是联系起来考虑主传动与操纵机构的设计方案。 7.润滑与密封装置：为了保证主传动装置的正常工作和使用寿命，必须有良好的润滑装置与可靠的密封装置。 8.箱体：用来安装上述 各 个组成部分。封闭 式箱体不仅能保护传动机构，免受尘土、切屑等侵入，而且还可以减少这些机构所发生的噪声。 2.1.2 主传动的设计要求 1.机床的主轴须有足够的变速范围和转速级数，以便满足实际使用的要求。 2.主电动机和传动机构须能 承受 和传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动效率。 3.执行件须有足够的精度、刚度、抗振性、和小于许可限度的热变形和温升。 4.噪声应在允许的范围内。 5.操纵要轻便灵活、迅速、安全可靠，并须便于调整和维修。 6.结构简单，润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。 nts 6 2.2 主传动系统的传动方 式 主传动的布局主要有集中传动式和分离传动式两种。主传动的全部变速机构和主轴组件装在同 一箱体内，称为集中传动布局；分别装在变速箱和主轴箱两个箱体内， 其间用带、链条等传动时，称为分离传动式布局。 2.2.1 集中传动式 优点是结构紧凑，便于实现集中操纵，箱体少。缺点是：传动机构运转中的振动和发热会直接影响到主轴的工作精度。一般适用于主运动为旋转运动的普通精度的中、大型机床。 2.2.2 分离 传动式 优点是变速箱所 产生的振动和热量不传给或少传给主轴，从而 减少了主轴的振动和热变形；高速时不用齿轮传动，而由带直接传 动 ，运动平稳，加工表面质量好；当采 用背轮机构时， 传动链短，传动效率较高，转动惯量小，便于启动和制动；低速时经背轮机构传动，扭矩大适应粗加工的要求。其缺点是：要两个箱体，低速时带负荷大，带根数多，容易打滑；当带安装在主轴中段时，调整、检修都不方便。 本课题设计的车床 主要 是能够完成丝锥前稍的铲磨 ， 经分析 决定 采用集中式传动 。 2.3 主传动的变速方式 2.3.1 变换齿轮变速 这种变速机构的构造简单，结构紧凑，主要用于大批量生产中的自动或半自动机床、专用机床及组合机床等。 2.3.2 滑移齿轮变速 广泛应用于通用 机床和一部分专用机床，其优点是：变速范围大，变速级数也较多；变速方便又节省时间；在较大的变速范围内可传递较大的功率和扭矩；不工作的齿轮不啮合，因而空载功率损失较小等。其缺点是：变速箱的构造较复杂不能在运转中变速，为使滑移齿轮容易进入啮合，多用直齿圆柱齿轮传动，传动平稳性不如斜齿轮传动等。 2.3.3 多速电动机变速 采用多速电动机，可以简化机床的结构、使用方便、并能在运动中改变某几种转速。通常与其他的变速方式联合使用。 nts 7 2.3.4 各种变速机构的组合 根据机床的不同工作特点，通常 机床的变速机构往往是上述几种 变速机构的组合。 本课题设计的车床 要求变速范围 不大 ， 但 变速级数 较 多，能够传递较大的功率和扭矩 ，所以经分析采用滑移齿轮变速。 nts 8 第 3 章 主传动系统的运动设计 3.1 确定极限转速 已知主轴最低转速 min/4min rn ,最高转速 min/45m ax rn ， 转速调整范围为 25.11/ m inm a x nnR n 3.2 确定公比 此机床为生产率要求较高的 专门化机床 ， 需要 减少相对转速损失， 所以公比 取得较小，这里 选定主轴转速数列的公比为 41.1 。 3.3 求出主轴转速级数 8141.1lg 25.11lg1lglg RnZ 3.4 确定结构网和 结构式 3.4.1 确定结构式与结构网 由于所选电机转速为 710r/min,与主轴转速之间总传动比较大，为防止某一传动组中有过大传动比从而导致齿轮径向尺寸过大，且参考 机械制造技术中有关内容与 C8955铲齿车床传动系统，确定结构式如下： 12 248 结构网如下图所示 图 3-1 结构网 nts 9 3.4.2 检查变速组中 的极限传动比和变速范围 在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比41min i； 在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比 2max i。 因此， 主传动链任一传动组的最大变速范围 108m inm a xm a x iiR。 如 图 3-1 所示 ， 变速组 a 中变速范围为 05.841.141.133 R，变速组 b 中变速范围为41.141.1 41.1 01 R ，以上数据均复合要求。 3.5 绘制转速图 3.5.1 确定传动轴数 所选电动机同步转速 710r/min ,功率 2KW 。 总降速传动比 4710u，数值较大，需要增加定比传动副，以便减小齿轮的径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。为避免有过大传动比，增加两个定比传动副，所以传动轴数为 2+1+1=5 3.5.2 画转速图 转速图如 图 3-2所示 nts 10 图 3-2 转速图 3.6 齿轮齿数 的确定 3.6.1 传动组 a 如 3.2图所示的传动组 a,传动比 45 0 .2 5180ai 。 参考 专用机床设计与制造 p114取小齿轮齿数1 17z ,大齿轮齿数214 6 8zz 。 3.6.2 传动组 b 同上可 取341 7 , 6 8zz3.6.3 传动组 c 本传动组中有两个双联滑移齿轮。同上可取 5 24z ，7 38z ，9 53z ，11 67z 6 67z ，8 53z ，10 38z ，12 24z 3.6.4 传动组 d 本组中有一个双联滑移齿轮，同上可取 nts 11 13 60z ，15 51z 14 42z ，16 51z 3.7 传动系统图的拟定 由于本设计中进给系统中用到的传动轴比较少，结构较简单，所以传动系统图留待下章与进给传动系统同时确定。 nts 12 第 4 章 进给传动系统的运动设计 4.1 确定传动副数目 根据机床的加工要求，进给 传动系统的起始端为主轴，终端为一凸轮，主轴与凸轮之间需要有两种 传动比，一种为 4:1,另一种为 6:1,且主轴轴线方向与凸轮轴线方向垂直，需用到锥齿轮传动。传动比为 6:1时，齿轮径向尺寸过大，所以需用到定比传动副。所以传动副数目为 1+1=2 ，传 动轴数目为 2+1+1-1=3。 转速示意图如下 图 4-1 进给系统转速示意图 4.2 确定各齿轮齿数 由 参考 文献 6 p114 取各齿数如下 17 63z ，19 56z ，21 56z ， 18 21z ，20 28z ，22 28z ， 锥齿轮齿数2 3 2 4 30zz4.3 确定主传动系统与进给传动系统传动系统图 nts 13 图 4-2 主传动系统与进给传动系统传动系统图 nts 14 第 5 章 主运动与进给运动主要部件结构设计 5.1 带传动设计 5.1.1 确定计算功率 由 参考文献 10表 8-7查得工作情况系数取 AK 1.3，故 1 . 3 2 2 . 6c a AP K P k W k W （ 5-1） 5.1.2 选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算功率， 由 参考文献 10图 13-1-1选 A型带。 5.1.3 验算带速 和确定带轮直径 （ 1） 初选小带轮的基准直径1dd由 参考文献 10表 13-1-10和表 13-1-11，取 小带轮基准直径1 90dd mm。 （ 2） 验算带速 按 参考文献 10式（ 8-13） 验算带速 100060 11 ndv d （ 5-2） 其中 1n -小带轮转速， r/min； 1dd-小带轮直径， mm； 3 . 1 4 9 0 7 1 0 3 . 3 5 / 2 5 /6 0 1 0 0 0v m s m s 故带速 合适。 （ 3） 计算大带轮的直径 根据 参考文献 10式（ 13-15a），计算大带轮直径2dd21 ( 1 ) 3 . 9 4 9 0 ( 1 0 . 0 1 ) 3 5 1ddd i d 根据 参考文献 10表 13-8，圆整为 355。 5.1.4 确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为0a,则 )(2)(7.021021 dddd ddadd （ 5-3） 于是 311.5 a 890,初取中心距为0 600a mm。 nts 15 带长 02122100 4)()(22 addddaL ddddd （ 5-4） 23 . 1 4 ( 3 5 5 9 0 )2 6 0 0 ( 9 0 3 5 5 ) 1 9 2 82 4 6 0 0 mm 查 参考文献 10表 13-2取相近的基准长度dL， 2000dL mm。 带传动实际中心距 00 2 0 0 0 1 9 2 86 0 0 6 3 622ddLLa a m m （ 5-5） 5.1.5 验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 120 。 1 2 15 7 . 31 8 0 1 5 6 . 1 1 2 0dd a 。 。 。（ d - d ） （ 5-6） 合适。 5.1.6 确定带的根数 z （ 1） 计算单根 V 带的额定功率 rP 由1dd=90mm和 n=710r/min,查 参考文献 10表 8-4a得0 0.61P kW。 根据 n=710r/min， 3.94i 和 A型带 ，查 参考文献 10表 8-4b得0 0 .0 9P kW。 查 参考文献 10表 8-5得 98.0aK，表 8-2得 99.0LK ，于是 00 0 . 6 1 0 . 0 9 0 . 9 3 1 . 0 3 0 . 6 7r LP P P K K k W k W 其中： 0p 1i 时传递功率的增量； k 按小轮包角 ，查得的包角系数； Lk 长度系数； （ 2） 计算 V带的根数 z 2 . 6 3 . 8 80 . 6 7carpz P （ 5-7） 为避免 V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 10，取 nts 16 4z 5.1.7 计算 单根 V 带 初 拉力的最小值 由 参考文献 10表 8-3得 A型带的单位长度质量 mkgq /10.0 ,所以 2m i n0 )5.2(5 0 0 qvk kvZpF ca （ 5-8） 其中： cap -带的传动功率 ,KW； v-带速 ,m/s； q-每米带的质量， kg/m； v = 710r/min = 3.35m/s。 5.1.8 计算 压轴力 NFz 7812 1.156s i n8.99422s i n)(2F 10P （ 5-9） 5.1.9 带轮的结构 小带轮采用腹板式结构， 结构见 零件图 。大带轮采用 轮辐式 结构， 具体结构 见零件图 。 5.2 确定计算转速 5.2.1 主轴 主轴的计算转速为主轴从最低转速算起，第一个 1/3转速范围内的最高一级转速，即： z81133m i nn n 4 1. 4 1 8 r / m i n 主（ 5-10） 5.2.2 各传动轴 计算转速 由 参考 文献 7 P216，经分析得出各轴计算转速，见 表 5-1 轴 计算转 速 180 45 11.2 8 8 16 32 32 表 5-1 各传动轴计算转速 20 2 . 6 2 . 5 0 . 9 35 0 0 ( ) 0 . 1 0 3 . 3 5 9 9 . 83 . 3 5 4 0 . 9 3FN nts 17 5.2.3 各齿轮 计算转速 各齿轮计算转速见下表 齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 计算转速r/min 180 45 45 45 45 8 齿轮 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 计算转速r/min 45 8 45 8 45 8 齿轮 Z13 Z14 Z15 Z16 Z17 Z18 计算转速r/min 8 11.2 8 8 8 24 齿轮 Z19 Z20 Z21 Z22 Z23 Z24 计算转速r/min 8 16 16 32 32 32 表 5-2 各齿轮计算转速 5.2.4 核算主轴转速误差 9 0 1 7 1 7 6 7 4 7n 7 1 0 4 4 . 7 / m i n3 5 5 6 8 6 8 2 4 3 3 r 实4 5 / m innr标 4 4 . 7 4 51 0 0 % 1 0 0 % 0 . 6 7 % 5 %45nnn 标实标（ 5-11） 所以合适。 5.3 各传动组齿轮模数的确定 5.3.1 传动组 a （ 1） 计算 a传动组各齿轮模数 计算 17齿齿轮的模数： nts 18 3 221 )1(1 6 3 3 8jmd nz Nm （ 5-12） 其中 : 齿 数 比 1； 4 ； dN-电动机功率； 2dN kw； m-齿宽系数； -齿轮传动许允应力 ; jn-计算齿轮计算转速；取 1 8 0 / m injnr SK N lim ， 取 MPa600lim ,安全系数 1S 。 由应力循环次数选取 90.0NK，取 1S ， M P aM P aSK N 5401 60090.0l i m 。 3 22( 4 1 ) 21 6 3 3 8 4 . 0 88 1 7 4 5 4 0 1 8 0m 取 4m 。 于是传动组 a的齿轮模数取 4m ， 32b mm 。 （ 2） 计算 a传动组各齿轮 直径 轴上齿轮的 分度圆 直径： 1 4 1 7 6 8ad m m 。 轴上大 齿轮的 分度圆 直径为： 2 4 6 8 2 7 2ad m m 5.3.2 传动 组 b （ 1） 计算 b传动组各齿轮模数 确定轴上 另一 齿轮的模数。 3 22 )1(16338jmd nz Nm 按 17齿数的齿轮计算： nts 19 可得 3 22( 4 1 ) 21 6 3 3 8 6 . 1 28 1 7 4 5 4 0 4 5m 按 68齿数的齿轮计算时可得 3 22( 4 1 ) 21 6 3 3 8 2 . 8 28 6 8 4 5 4 0 4 5m 综合考虑，并参考从 C8955车床传动系统 取 4m 。 （ 2） 计算 b传动组各齿轮直径 轴 小 齿轮的直径为： 3 4 1 7 6 8ad m m 轴上 大 齿轮直径为： 4 4 6 8 2 7 2ad m m 5.3.3 传动组 c （ 1） 计算 c传动组各齿轮模数 3 22(1 . 4 1 1 ) 21 6 3 3 8 3 . 6 98 5 3 1 . 4 1 5 4 0 4 5m 取 m =4。 （ 2） 计算 c传动组各齿轮直径 轴上两 个双联滑移 齿轮的直径分别为： 5 4 2 4 9 6ad m m 7 4 3 8 1 5 2ad m m 9 4 5 3 2 1 2ad m m 11 4 6 7 2 6 8ad m m 轴上 四 齿轮的直径分别为： 6 4 6 7 2 6 8ad m m 8 4 5 3 2 1 2ad m m 10 4 3 8 1 5 2ad m m 12 4 2 4 9 6ad m m 5.3.4 传动组 d （ 1） 计算 各齿轮模数 nts 20 3 22(1 . 4 1 1 ) 21 6 3 3 8 4 . 0 48 6 0 1 . 4 1 5 4 0 8m 取 4m 。 （ 2） 计算 各齿轮直径 轴上双联滑移齿轮的分度圆直径分别为 13 4 6 0 2 4 0ad m m 15 4 5 1 2 0 4ad m m 轴上 两个齿轮的分度圆直径分别为 14 4 4 2 1 6 8ad m m 16 4 5 1 2 0 4ad m m 5.3.5 传动组 e （ 1） 计算各齿轮模数 3 22( 3 1 ) 21 6 3 3 8 4 . 3 98 6 3 3 5 4 0 8m 取 4m 。 （ 2） 计算各齿轮直径 轴上两个齿轮的分度圆直径分别为 17 4 6 3 2 5 2ad m m 19 4 5 6 2 2 4ad m m 轴上滑移齿轮的分度圆直径分别为 18 4 2 1 8 4ad m m 20 4 2 8 1 1 2ad m m 5.3.6 传动组 f （ 1） 计算各齿轮模数 3 22( 2 1 ) 21 6 3 3 8 4 . 1 28 5 6 2 5 4 0 1 6m 取 4m 。 （ 2） 计算各齿轮直径 轴上齿轮的分度圆直径为 21 4 5 6 2 2 4ad m m 轴上齿轮的分度圆直径为 nts 21 22 4 2 8 1 1 2ad m m 5.3.7 传动组 g （ 1） 计算各齿轮模数 本传动组所需 齿轮为锥齿轮，模数按下式计算 13 2 2 214K(1 0 . 5 ) 1 F a S aFRR YYTm zu （ 5-13） 式中 519 5 . 5 1 0 1 . 4 9 44467132T 0.35R 1 30Z 1u 1 . 2 5 1 . 1 1 1 . 2 5 1 . 5 6K 2.52FaY 1.625SaY 540F 将以上数据代入式（ 5-13）中可得 m=2.73 ， 取 3m 。 （ 2） 计算各齿轮直径 两个锥 齿轮 大端 的分度圆直径 均 为2 3 a 2 4 3 3 0 9 0ad d m m 5.4 各轴直径 的估算 经计算得出各轴计算功率，见下表 轴 计算功率 1.96 1.88 1.82 1.75 1.68 1.61 1.55 1.49 表 5-3 各轴计算功率 nts 22 5.4.1 轴的直径 m in/180,96.0 11 rn mmnPd 2.26180 96.02919144 5.4.2 轴的直径 m i n/45,922.099.099.098.0 212 rn mmnPd 3.3545 922.02919144 5.4.3 轴的直径 m i n/2.11,89.099.098.0 323 rn mmnPd 3.492.11 89.02919144 5.4.4 轴 的直径 m i n/8,85.098.098.099.0 434 rn mmnPd 3.548 85.02919144 5.4.5 轴（主轴）的直径 主轴为空心轴，按下公式计算 30 4(1 )PdA n 式中， =0.6，即空心轴的内径与外径之比。 可得 3 41 . 6 89 5 5 7 . 98 ( 1 0 . 6 )d 5.4.6 轴的直径 mmnPd 3.421661.1919144 nts 23 5.4.7 轴的直径 mmnPd 1.333255.1919144 5.4.7 轴的直径 mmnPd 3.323249.1919144 5.5 轴 的结构 设计 轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式：轴上安 装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴连接的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。轴的结构应该满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。 轴的具体结构见零件图。 5.6 轴的强度校核 计算 轴直径较小，且轴上装有带轮，故对轴进行强度校核计算，按弯扭合成应力校核轴的强度。 （ 1） 作出计算简图 ，见图 5-1a （ 2） 计算作用在轴上的力 作用在小齿轮 1上的力 NdTF t 47.57668 1096.122 4111 NFF tr 8.20920t an47.576t an11 nts 24 F r 1 F t 1FPF N V 1F N V 2F N H 1F N H 2F N F 1F N F 2 M c a 3M c a 1M c a 2图 5-1 输入轴载荷分析图 nts 25 （ 3） 计算支反力 垂直面，如图 5-1b 所示 02 vM 0)( 31321 LFLLF rNV NLL LFF rNV 3.1 4 16833 688.2 0 932311 01 vM 0)( 21322 LFLLF rNV NLL LFF rNV 55.686833 338.20932211 水平面，如图 5-1c 所示 02 HM 0)( 31321 LFLLF tNH NLL LFF tNh 1.3886833 6847.57632311 01 HM 0)( 21322 LFLLF tNh NLL LFF tNH 4.1 8 86833 3347.5 7 632212 Fp力（方向未定）在支点产生的支反力，如图 5-1d所示 02 FM 0)( 321 LFLLF PNF NLL LFF PNF 7.1 3 3 76833 173781321 01 FM 0)( 1322 LFLLF PNF nts 26 NLL LFF PNF 8.5 5 66833 727 8 13212 带轮压轴力 Fp的作用方向与带传动的位置有关，在具体位置尚未确定前，可按最不利的情况考虑。 （ 4） 做弯矩图 垂直面弯矩，如图 5-1b所示 N m mLFM NVv 4 6 6 3333.14121 水平面弯矩，如图 5-1c所示 N m mLFM NHHv 1 2 8 0 7331.3 8 821 Fp力所产生的 弯矩，如图 5-1d所示 N m mLLFM NFF 5 6 2 3 7)6833(8.556)( 321 合成弯矩 NmMM F 2.561 NmMMMM FHV 3.513368 682.568.1206.4 2222 22 22 （ 5） 作转矩图，如图 5-1e所示 NmT 6.193447.5 7 6 （ 6） 作计算弯矩图，如图 5-1f所示 单向运转，取系数 =0.6， 则 NmTMM ca 4.57)6.196.0(2.56)( 222211 NmMM ca 3.5122 NmTM ca 76.116.196.03 （ 7） 按弯扭合成应力校核轴的强度 1截面处计算应力为 M p aWM caca 7.36251.0 104.57 3 31 2截面处计算应力为 nts 27 M p aWM caca 8.32251.0 103.51 3 32 3截面处计算应力 为 M p aWM caca 7.14201.0 1076.11 3 33 均小于许用应力 60Mpa，故安全。 nts 28 第 6 章 凸轮设计 丝锥技术条件规定丝锥螺纹部分应有倒锥度 ， 大于和等于 3mm的磨牙丝锥应进行铲磨因此，合理选择凸轮的轮廓曲线是高速高精度生产磨牙机用丝锥的必要条件之一。 设计凸轮时，需要先确定丝锥前稍的铲磨量。丝锥前稍截面示意图如图 6-1 所示。 图 6-1 丝锥前稍截面示意图 6.1 凸轮机构的运动规律 凸 轮机构的运动规律是指 由凸轮所驱动的从动件随时间而变化的运行曲线，它包括： 位移： )(hh t ； 速度： dthdtVV /)( ； 加速度： 22 /)( dthddtdVtaa 正确地选择运动曲线是凸轮轮廓设计的依据事实上凸轮轮廓仅仅是将预先选定的从动件运动复映出来。一般说来，对于运动规律有以下几点要求： （ 1） 运动曲线应是连续的曲线，不发生问断突变。 （ 2） 从动件的最大速度 Vmax应尽可能小，因为质量为 m的从动件动量 m V的 变化率就是力 )(/ VmdtdF ， 较小的 Vmax值不仅有利于机构的正常工作，而且有利于减小凸轮机构的尺寸 。 （ 3) 从动件的最大加速度应尽可能小，以避免产生过大的惯性力，从而引起剧烈的冲击和振动 。 nts 29 6.2 等速直线运动曲线凸轮轮廓曲线方程 图 6-2