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数控铣床外齿铣刀架结构设计【4张CAD图纸和说明书】

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数控 铣床 铣刀 结构设计 4张 cad 图纸 说明书
资源描述:

目录

1引言 1

2设计任务及参数: 1

3设计方案计算说明书 2

3.1 传动方案的拟定 3

3.2切削传动系统设计 4

3.2.1 伺服电机的特点 4

3.2.2 切削力的计算以及电机的选择: 5

3.3 铣齿机刀架系统图及传动计算 7

3.4 伺服进给系统的设计步骤及计算 9

3.4.3 修正计算结果 11

3.4.4 再修正计算结果 12

3.4.5 计算几何尺寸 13

3.4.6 校核齿根弯曲疲劳强度 14

3.5 低速级齿轮传动的尺寸 15

3.5.1 选定低速级齿轮的类型、材料及齿数 15

3.5.3 修正计算结果 16

3.5.4 再修正计算结果 18

3.5.5 计算几何尺寸 19

3.5.6 校核齿根弯曲疲劳强度 20

3.6 轴的设计 25

3.6.1 轴的材料选择和最小直径估算 25

3.6.2轴的结构设计 25

3.7轴的校核 28

3.7.1 轴的力学模型的建立 28

3.7.2计算轴上的作用力 29

3.7.3计算支反力 29

3.7.5弯扭强度校核 32

3.8 键的选择与校核 32

3.9 滚动轴承的选择与校核 32

4液压分度盘的设计和计算 34

4.1 齿盘式分度工作台 34

4.2水平液压缸的选取 36

5 使用说明书(SM) 38

5.1 主要参数 38

5.1.1 数控铣齿机的结构 38

5.1.2 刀架结构 38

5.1.3 驱动机构 38

5.2 数控铣齿机的工作原理 38

6标准化审核报告(BS) 39

6.1 产品图样的审查 39

6.2 产品技术文件的审查 40

6.3 标注件的使用情况 40

6.4 审查结论 40

7结 论 40

参考文献 41

致谢语 43


数控铣床外齿铣刀架结构设计

1引言

    大模数齿轮在大型工程车辆,工程机械以及矿山煤矿的传送有着广泛的作用。对于模数大于16mm的渐开线直齿圆柱齿轮,受加工范围的限制,在普通铣齿机上跟本无法完成。在数控机床上加工大模数齿轮的前提是数控系统具有渐开线轨迹的加工功能。目前大多数数控系统(除西门子840D、FANUC-Oi的高档数控系统)均不具有渐开线轨迹的加工功能。实际应运中,使用经济数控系统,在普通铣床上采用特殊结构的数控改造,可以使用指状铣刀采用展成法来直接加工齿轮的渐开线齿形,并且加工精度远超出规定要求,使得我国机械加工水平无论在加工质量方面还是在加工效率方面都有提高。

    数控滚铣一体机,主要功能是在一个机床本体上,既能完成工件外齿的滚削任务,又能完成内齿铣削任务。当进行滚削加工时,机床大立柱上安装滚齿刀架,这时候相当于一个数控滚齿机。进行内齿加工时,更换铣刀架[1]。

    该机床是采用成型齿轮铣刀对圆柱内、外齿轮的齿型进行铣削加工的机床,该机床可以加工圆柱直齿内、外齿轮,也可以加工圆柱斜齿内、外齿轮。该机床具有高效,高刚度的特点。

     毕业设计是对大学期间所学知识的一次总的检验和巩固,是一次很好的理论联系实际的锻炼,相比以前的几次课程设计,毕业设计对所学基础知识和专业知识的涉及面更加广泛,是知识与实践的有机结合。做好本次毕业设计可以为以后的工作打下坚实的基础和积累丰富的经验,因此本次毕业设计具有很重要的意义。


内容简介:
目录1 引言 .12 设计任务及参数: .13 设计方案计算说明书 .23.1 传动方案的拟定 .33.2 切削传动系统设计 .43.2.1 伺服电机的特点 .43.2.2 切削力的计算以及电机的选择: .53.3 铣齿机刀架系统图及传动计算 .73.4 伺服进给系统的设计步骤及计算 .93.4.3 修正计算结果 .113.4.4 再修正计算结果 .123.4.5 计算几何尺寸 .133.4.6 校核齿根弯曲疲劳强度 .143.5 低速级齿轮传动的尺寸 .153.5.1 选定低速级齿轮的类型、材料及齿数 .153.5.3 修正计算结果 .163.5.4 再修正计算结果 .183.5.5 计算几何尺寸 .193.5.6 校核齿根弯曲疲劳强度 .203.6 轴的设计 .253.6.1 轴的材料选择和最小直径估算 .253.6.2 轴的结构设计 .253.7 轴的校核 .283.7.1 轴的力学模型的建立 .283.7.2 计算轴上的作用力 .293.7.3 计算支反力 .293.7.5 弯扭强度校核 .323.8 键的选择与校核 .323.9 滚动轴承的选择与校核 .324 液压分度盘的设计和计算 .344.1 齿盘式分度工作台 .344.2 水平液压缸的选取 .365 使用说明书(SM) .385.1 主要参数 .385.1.1 数控铣齿机的结构 .385.1.2 刀架结构 .385.1.3 驱动机构 .385.2 数控铣齿机的工作原理 .386 标准化审核报告(BS) .396.1 产品图样的审查 .396.2 产品技术文件的审查 .406.3 标注件的使用情况 .406.4 审查结论 .407 结 论 .40参考文献 .41致谢语 .431数控铣床外齿铣刀架结构设计1 引言大模数齿轮在大型工程车辆,工程机械以及矿山煤矿的传送有着广泛的作用。对于模数大于 16mm 的渐开线直齿圆柱齿轮,受加工范围的限制,在普通铣齿机上跟本无法完成。在数控机床上加工大模数齿轮的前提是数控系统具有渐开线轨迹的加工功能。目前大多数数控系统(除西门子 840D、FANUC-Oi 的高档数控系统)均不具有渐开线轨迹的加工功能。实际应运中,使用经济数控系统,在普通铣床上采用特殊结构的数控改造,可以使用指状铣刀采用展成法来直接加工齿轮的渐开线齿形,并且加工精度远超出规定要求,使得我国机械加工水平无论在加工质量方面还是在加工效率方面都有提高。数控滚铣一体机,主要功能是在一个机床本体上,既能完成工件外齿的滚削任务,又能完成内齿铣削任务。当进行滚削加工时,机床大立柱上安装滚齿刀架,这时候相当于一个数控滚齿机。进行内齿加工时,更换铣刀架 1。该机床是采用成型齿轮铣刀对圆柱内、外齿轮的齿型进行铣削加工的机床,该机床可以加工圆柱直齿内、外齿轮,也可以加工圆柱斜齿内、外齿轮。该机床具有高效,高刚度的特点。毕业设计是对大学期间所学知识的一次总的检验和巩固,是一次很好的理论联系实际的锻炼,相比以前的几次课程设计,毕业设计对所学基础知识和专业知识的涉及面更加广泛,是知识与实践的有机结合。做好本次毕业设计可以为以后的工作打下坚实的基础和积累丰富的经验,因此本次毕业设计具有很重要的意义。2 设计任务及参数:1. 设计参数如表 2-1。2-1 设计参数2工艺条件及要求工件直径最大模数 30 工件材料硬度刀具垂直行程滚刀中心距工作台面距离滚刀转速3000 Hbs240 1000mm 450-1450 20-200工艺条件及要求铣刀盘最大直径工作台最大承重立柱水平行程内铣齿最小加工直径电机420mm 40000kg 1700 1000mm 西门子2、本次设计是加工 30 模数齿轮的机床(直齿,斜齿,蜗轮蜗杆) 。由于加工时间比较长,刀具磨损严重,要求能在不停机状态下完成,滚刀的自动窜刀(100mm) 。本机床可以进行,外齿轮滚削加工,和内齿轮铣削加工,加工时通过更换刀架,刀架上的电机随同刀架一起更换。根据设计要求查阅相关资料,掌握机械设计中减速器和分度盘有关知识,了解各个零件的作用和工艺,在设计中合理运用了解的专业知识,绘制装配图、零件图及剖视图,使所画图纸能清晰的表达设计者思想。本次的任务是设计外齿铣刀架以及带动刀架转动的分度盘 2。3 设计方案计算说明书(1) 设计任何一项设计,在设计前都要经过充分的论证才能确定最优设计方案。该课题设计思路是先设计出刀架部分,根据刀架部分的体积、质量等定出分度盘旋转速度、分度盘大小、驱动力及刚度等,最后和立柱部分能够合理的衔接。初步讨论,有种方案可供参考:1:刀架铣内齿和铣外齿的设计成一个刀架分度盘选用液压齿条式的液压缸来驱动2:刀架铣内齿和铣外齿设计成两个刀架3分度盘选用步进电机串联一个减速器3:刀架铣内齿和铣外齿的设计成两个刀架分度盘选用液压齿条式的液压缸来驱动(2) 设计方案分析第一种方案刀架铣内外齿用同一个刀架,这样设计的优点是自动化程度高,节省了一定的人力物力,但是这样设计结构比较复杂,会给后期的工作带来不小的麻烦。用液压缸来带动分度盘的方案结构简单,可以得到较高的分度精度,且运行可靠,稳定,角度任意完全符合要求。第二种方案刀架铣内外齿用两个刀架,这样设计会使结构简单,只需要机械传动达到要求即可,但是这样会浪费一定的材料,而且换取刀架需要人力来帮助完成。分度盘用步进电机来串联一个减速器,这样结构庞大,且比较复杂,后期的计算也比较大,不可取。第三种方案刀架铣内齿和铣外齿的设计成两个刀架,分度盘选用液压齿条式的液压缸来驱动,这样结合了前两种方案的优点,可以考虑选取第三种方案来设计。3.1 传动方案的拟定经过上节方案的讨论,最终选取第三种方案,铣内齿和铣外齿的设计成两个刀架,分度盘选用液压齿条式的液压缸来驱动。(1)刀架部分:用一个步进电机来带动铣刀的旋转运动,传动部分可以用一个减速器来实现,初拟传动图如下:4图3-1 初拟传动图(2)分度盘部分:用液压缸来带动齿条,齿条的带动一个齿轮,通过轴来连接分度盘,是分度盘能够旋转任意角度。液压回路如下图所示,通过控制电磁换向阀 B 来控制液压缸,带动齿条左右移动。通过电磁换向阀 A 来控制分度盘的锁紧。图3-2分度盘液压回路3.2切削传动系统设计:3.2.1 伺服电机的特点伺服电动机又称执行电动机,在自动控制系统中,用作执行元件,把所收到的电信号转换成电动机轴上的角位移或角速度输出。伺服电机内部的转子式永磁铁,驱动器控制的 U/V/W 三相电形成电磁场,转子在此磁场的作用下转动,同时低级自带的编码器反馈信号给驱动器,驱动器根据反馈值与目标值进行比较,调整转子的角度。伺服电机的精度决定于编码器的精度 3。伺服电机又分直流伺服电机和交流伺服电机直流伺服电机分为有刷和无刷电机交流伺服电机也是无刷电机,分为同步和异步电机伺服电机的显著特点:1、起动转矩大 2、运行范围较宽 3、无自转现象5不同类型的交流伺服电机具有不同的特点。笼型转子交流伺服电动机具有励磁电流较小,体积较小,机械强度搞等特点;但是低速运行不够平稳,有抖动现象。空心杯型转子交流伺服电动机具有结构简单,维护方便,转动惯量小,运行平滑,噪声小,没有无线电干扰,无抖动等现象;但是励磁电流较大,体积也较大,转子易变形,性能上不及直流伺服电动机。3.2.2 切削力的计算以及电机的选择 7:主轴和主电机的初选,主要先考虑主要的受力和功率,进行初选。1 (5-1)1.0.8.91.0.10245*pfeFazdn取: 0.,.,3,5,pfeam4KN(5-*114560PFvKW2)铣刀主轴直径 33min5=12*184.9pdm校验:力学模型力力力力 FaA Ft BFb图 5-1 力学模型2、弯矩图614tFKN70.52RABtF以 为原点, ,其中 为剪应力值等于 , 为距离原点的距离*sMxsFRAFx得: (5-3)max1270.5*301RABlKNm弯矩图:A力 力 力MB图 5-2 弯矩图3、做出扭矩图(5-4)*/min954163287.KWeNmrpTM力 力 力A B图 5-3 扭矩图4、校核轴的强度7根据第三强度理论得 (5-5)224()ca扭转切应力为脉冲循环变应力取 ,直径为 的轴,弯曲应力 ,扭转0.6dMW切应力 ,代入上式得轴的弯矩合成强度条件为2TW(5-6)2222 1()()4()ca MTTW轴的抗弯截面系数 3330.158202dWm代入计算得: (5-7)221(570(.6*3847.5)38.4ca考虑到传递效率和空载功率初选电机的功率 65kw,主轴直径 180mm。电动机的选择: 查 查表 9.1-8,选取电机型号为MDFQA132-32.76,异步伺服电动机的额定技术参数。连接方式为三角形连接,中心角 132,额定转速为 2235 ,额定转矩为 257min/r,额定功率为 60.1 ,最大转矩为 1100 ,功率因数 ,最高转速mN kwN 8.0cos为 4500 ,质量为 。in/rg1703.3 铣齿机刀架系统图及传动计算 7:圆锥-圆柱齿轮减速器,锥齿轮应布置在高速级,使其不宜过大,便于加工,对减速器的传动比进行分配时,要尽量避免圆锥齿轮尺寸过大,制造困难,因而高速级圆锥齿轮的传动比 不宜过大,通常取 =0.25 ,最好使 ,当要求两级传动打1i1ii3传 动 比齿轮的浸油深度大致相等时,也可取 。45.3锥齿轮传动时,利用闭式齿轮传动,传动比 的推荐值选 2-3。i8圆柱齿轮传动时,利用闭式齿轮传动,传动比 的推荐值选 3-5。i最终选定三角圆锥-圆柱齿轮减速器。结构图如下图所示:图 5-4 减速器结构图(一)传动比7.45023i 5.204i.(二)传动比的分配选择传动比为 31.5,为了便于大锥齿轮加工,高速级锥齿轮传动比 ,取3,则 ,考虑两级齿轮润滑问题,两级大齿轮应有相近的浸油深度,58.21i 90.12i两级齿轮减速器高速级传动比 与低速级传动比 的比值取为 1.3,即2i3i065.3984.213if(三)传动装置的运动和动力参数1各轴转速的计算min/235rnmI(5-in/279.6/1II rin98)min/39.42178.936/2II rin05IIV各轴输入功率计算联轴器 ,锥齿轮 8 级闭式齿轮传动 ,滚动轴承 ,圆9.01.928.903柱齿轮 9 级精度传动 。6.4kwPd1(5-kw49.5.0I 9) P4.38.932II kw152690454II .1.3IIV3各轴的输入转矩(5-mNnpTmdd 803.256.95010) np235.4.950II mNT 67.109.86IInp.2843.5095IImNT .609.7IVIV3.4 伺服进给系统的设计步骤及计算10中间级齿轮传动的设计3.4.1 选定中间级齿轮的类型、材料及齿数(1)按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动(精度级)(2)选择小齿轮材料为 40Cr,调制处理,硬度范围为 241286.HBW,取为263HBW,大齿轮材料为 45 钢,调制处理,硬度取为 217236HBW,取为 236HBW,二者硬度差为 27HBW(3)选小齿轮齿数为 ,大齿轮齿数 ,取24Z1 95.61243.8Z12i,96Z224u(4)初选螺旋角 53.4.2 按齿面接触疲劳强度设计试选载荷系数 ,6.1tk mNTI 51 106.60.72由表 8-6 选取齿宽系数 (对称布置)d由表 8-5 查得材料的弹性影响系数 (均采用锻钢制造)MPa89.ZE由图 8-15 查得节点区域系数 2.4H由图 8-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,大齿aP6501limH轮的接触疲劳强度极限 ,计算应力循环次数aP502limH(5-91 4.2)0382(179.8660NhijLn11) 89,211.64.iN由图 8-19 查得接触疲劳寿命系数 ,0.71HK.032HN计算接触疲劳许用应力,取失效概率为 1%,安全系数 ,由式(8-11)得1S(5- MPaSH5.63019.1limN1H11112) MPaSH5.6103.K2limN2H2 端面重合度 按式(8-16)近似计算(5-5.61cos)96124(.381cos)1(2.3812 Z13)螺旋角 按式(8-18)计算Z98.015cosZ计算小齿轮分度圆直径 ,代入 中的小者td1H(5-mZuEt8.75.698042189465.102KT3 23 221 14)取 d13.4.3 修正计算结果计算圆周速度 (5-smndv /4.106279.84.31062 15)确定模数 ,取为标准值 (5-mZdmn94.3cos12n0.416)修正齿数 ,取65.230.41cos78csd1n241Z( 5-91iZ1217)修正螺旋角 (5-18)60.19824arcosarcos21dZmn确定齿宽 bd782确定载荷系数 K由表 8-2 查得使用系数 ,由表 8-6 查得动载荷系数1A 2.1VK,Nd2046978.62TF5t (5-mbt /1/3.1904KA19)由表-查得齿间分布系数 ,4.H.KF由表-4 查得齿向载荷分布系数389.1061.017.06.1.07K 3232 bdH(5-3894KHVA 20)由图 8-15 查得 64.2ZH (5-687.10.cos96124.381cos13.-182 21)螺旋角系数 .08.60.1cosZ修正小齿轮分度圆直径 2d13(5-mZuKTdHEdt19.835.690428194678.021253 2 22)取 d23.4.4 再修正计算结果计算圆周速度 smndv /8.05106279.84.31062 仍选 8 级精度确定模数 ,取为标准值Zdmn 7.542.cos83cs12 mn0.5修正齿数 ,取.910.561n 21Z8241iZ修正螺旋角 .03arcosarcos2dmn 确定齿宽db8312确定载荷系数 K由表 8-2 查得使用系数 ,由表 8-6 查得动载荷系数1A 2.1VK,Nd1092.62TF5t mbt /4.978310KA由表-查得齿间分布系数 ,.H.1KF由表-4 查得齿向载荷分布系数14398.12061.017.06.1.07K 3232 bdH 49384KHVA 由图 8-15 查得 64.2ZH 679.184.0cos12.381cos13.-182 螺旋角系数 9.04.Z修正小齿轮分度圆直径 2dmZuKTHEdt7.83 5.69042819469.1042 253 21 两次修正后,结果已相近,故最终取 md323.4.5 计算几何尺寸法向模数 n5齿数 ,21Z8241iZ分度圆直径 ,md83mid361齿宽 b2螺旋角 84.1025arcosarcos21dZn端面模数 mmnt 9.84.0cs中心距 Zan 20.1o2513.4.6 校核齿根弯曲疲劳强度15 ,且 , (5-23)78.902.5.122tamchb 1.398KH由图 8-12 查得 .3KF(5-184.23.1FVA24) 23.84.10cosZ331V9.332由图 8-17,图 8-18 查得齿形系数 , ,应力修正系数68.2Y1Fa25.Fa,57.1YSa8.12Sa由图 8-22C 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ,大齿轮aMP01limF的接触疲劳强度极限 aMP5042limF ,9104.2N813.6N由图 8-20 查得接触疲劳寿命系数 ,.31FNK0.852FN计算接触疲劳许用应力,取安全系数 ,由式(8-11)得.S(5-MPa32.1580FlimN1F1 25) aS294.31508KF2limN2F2 , .tan3.0tan18.30 Zd168 (5-26)15111 07.159.768.23679.8042 FSaFnF MPaYmdbKT 25212 109.783.8679.304 FSaFnF PaYdbT 强度足够3.5 低速级齿轮传动的尺寸3.5.1 选定低速级齿轮的类型、材料及齿数(1)按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动(精度 8 级)(2)选择小齿轮材料为 40Cr,调制处理,硬度范围为 241286.HBW,取为 280HBW,大齿轮材料为 45 钢,调制处理,硬度取为 217255HBW,取为 240HBW,二者硬度差为40HBW(3)选小齿轮齿数为 ,大齿轮齿数 ,取 ,03Z1 91.503.6Z132i 92Z067239u。(4)初选螺旋角 53.5.2 按齿面接触疲劳强度设计(1)确定公式内的各计算数值,试选载荷系数 ,.02tkmNT6I3 1.89m28.910N由表 8-6 选取齿宽系数 (对称布置)d由表 8-5 查得材料的弹性影响系数 (均采用锻钢制造)MPa189.ZE由图 8-15 查得节点区域系数 2.4H17由图 8-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,大齿轮的接aMP6501limH触疲劳强度极限 ,由式(8-12)计算应力循环次数aMP502limH(5-27)831 .2)3082(139.476NhjLn812 14.0iN由图 8-19 查得接触疲劳寿命系数 ,71HK.22HN计算接触疲劳许用应力,取失效概率为 1%,安全系数 ,由式(8-11)得1S(5-28) MPaSH.56910.1limN1H12.Kli22端面重合度 按式(8-16)近似计算(5-29)79.615cos)92130(.81cos)1(2.3812 Z螺旋角 按式(8-18)计算Z8.15cos(2)计算小齿轮分度圆直径 ,由式(8-19) ,代入 中的小者td3 H(5-30)mZuHEt8.1 6198.042.8967.03679.12KT3 23 2 取 d33.5.3 修正计算结果 1218(1)计算圆周速度 ,smndv /78.106439.21.3106(2)仍选 8 级精度,确定模数 ,取为标准值Zmn 05.3coscos3mn0.5(3)修正齿数 ,取 ,3.0.51cos2cosd3nZ30Z,取9.1065.34iZ94Z(4)修正螺旋角 17.52arcosarcos3dmn(5)确定齿宽 bd123(6)确定载荷系数 K由表 8-2 查得使用系数 ,由表 8-6 查得动载荷系数A 1.VK,Nd12469780.62TF5t mbt /.1295KA由表 8-3 查得齿间分布系数 ,4.H.1F由表 8-4 查得齿向载荷分布系数426.157061.07.106.1.07K 3232 bdH 941KHVA(7)由图 8-15 查得 4.2ZH(8) 61.7.1cos9230.81cos13.-184 (9)螺旋角系数 7.Z19(10)修正小齿轮分度圆直径 3dmZuKTHEdt21. 6197.0428.067.36.18923 23 2 取 d123.5.4 再修正计算结果(1)计算圆周速度smndv /832.10649.271.31063 (2)仍选 8 级精度(3)确定模数 ,取为标准值Zdmn 13530723 .coscos mn05.(4)修正齿数 ,取 ,6163 .n 13Z,取05906534 .iZ954Z(5)修正螺旋角 691233.arcosarcosdmn(6)确定齿宽 bd123(7)确定载荷系数 K由表 8-2 查得使用系数 ,由表 8-6 查得动载荷系数A 1.VK,Nd284351092TF53t. mbt /.167284KA 由表 8-3 查得齿间分布系数 ,1.H4K.F20由表 8-4 查得齿向载荷分布系数4281601601706107K3232 . bdH 9428HVA .(8)由图 8-15 查得 Z(9) 67819.591328113.2-184 .cos.cos (10)螺旋角系数 0965Z.(11)修正小齿轮分度圆直径 3dmZuKTdHEdt.612 61980428967.0317819.223 263 23 . 两次修正后,结果已相近,故最终取 md23.5.5 计算几何尺寸法向模数 n5齿数 ,31Z94分度圆直径 ,md2 mid3.5496125.034齿宽 b1螺旋角 0.9162arcosarcos3dZn端面模数 mmnt 5.0.916cs中心距 Zan .1329.o2543213.5.6 校核齿根弯曲疲劳强度 ,且 , 8.71325.0122tamchb 1.428KH由图 8-12 查得 .5KF 34.25.1.KFVA .96.0cos3Z318.45.95334V由图 8-17,图 8-18 查得齿形系数 , ,应力修正系数72Y1Fa2.Fa,65.1YSa8.12Sa由图 8-22C 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ,大齿轮aMP051limF的接触疲劳强度极限 aMP0382limF ,8106.2N1.4N由图 8-20 查得接触疲劳寿命系数 ,.851FNK0.872FN计算接触疲劳许用应力,取安全系数 ,由式(8-11)得.3SMPa27.10FlimN1F1 S54.387KF2li2F2由式(8-22)得, 2.956.01tan10tan18.30 Zd由式(8-20)得(5-31)161311 160.28.547.2578.209 FSaFnF MPaYmdbKT 222632312 156.48.01.578.09 FSaFnF MPaYmdbKT 强度足够.表 3-1 高速级大齿轮结构尺寸 10表 3-2 低速级大齿轮结构尺寸名称 结构尺寸经验计算公式 结果/mm板孔分布圆直径 1D2D301268板孔直径 225.D70腹板厚度 C B.8C22.4腹板最大直径 0Dnamd140D0 408毂孔直径 d 由中间轴设计而定 2d68轮毂宽度 L 96.521L112轮毂直径 3DD3 108名称 结构尺寸经验计算公式 结果/mm毂孔直径 d 由中间轴设计而定 24d105轮毂直径 3D.61D3 168轮毂宽度 L 09.52L165腹板最大直径 0 namd40456.53板孔分布圆直径 1D2D301156.13板孔直径 225.D72.1323表 3-3 中速级齿轮传动尺寸腹板厚度 C B0.82C32.4名称 计算公式 结果/mm法面模数 nm5法面压力角 n20螺旋角 4.81齿数1Z2 2288传动比 2i 4分度圆直径1d2 83336齿顶圆直径naamhd1 nahd2 93346齿根圆直径naf chd1naf m22 79.5335.5中心距 cos21Zn 28024表 3-4 低速级齿轮传动尺寸3.6 轴的设计 73.6.1轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件,初选轴的材料为 45 钢,调质处理,按扭矩强度法进行最小直径估算,即,初算轴径时,若最小直径轴段开有键槽,还要考虑键槽对轴强度的影30minpAd响,当该轴段截面上有一个键槽时,d 增大 5%-7%, ,两个键槽时,d 增大 10%-15%,名称 计算公式 结果/mm法面模数 nm5法面压力角 20螺旋角 .916齿数3Z4 3195传动比 3i 3.065分度圆直径d4 122371齿顶圆直径naamhd234 132381.56齿根圆直径naf c3f mhd24 109.5358.3中心距cos43Zan 329.15齿宽53bB4 12712225值由表 14-4 确定: , , ,0A18A0140210A364高速轴 ,因高速轴最小直径处安联轴器,mnpd5.39.5310/min1没有一个键槽,则,d70.3.12.5%7/min1i 取整为 38mm,安装滚动轴承,mnpA8.5479.28643320min2取标准值 d5in2,安装滚动轴承,npA2.3689.421750330min3 取标准值 d7in3,mnpA.7934.0163340min4 取 d95min43.6.2轴的结构设计1高速轴的结构设计(1)各轴段直径的确定:最小直径,滚动轴承处轴段, 。滚动轴承取 30210,其 2d md38in21尺寸结构为 mBTD075.9038:锥齿轮轴段,2d62:轴环,根据轴向定位要求,3dd4823:圆柱齿轮轴段,2424:滚动轴承处轴段,5 m215(2)各轴段长度的确定26:由滚动轴承,挡油盘及装配关系等的确定,21l ml4521:圆锥齿轮的宽度, ml12.95:轴环宽度,23ll023:由圆柱齿轮的毂孔宽度 ,4 7B2 ml1524:由滚动轴承,挡油盘及装配关系确定,25l(3)细部结构的设计由表 10-1 查出,圆柱齿轮处键 ,)3.0,7(108mrtlhb锥齿轮处键选用 ,齿轮轮毂与轴的配)( mrtlhb3.,7108合选为 ;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合,此轴毂的直径公差选6710nH用 ,查表 7-19,各轴肩出处的圆角半径见图 f-18,查表 7-19,各侧角5m为 C2,参考表 17-10,各轴段表面粗糙度见图 f-182中间轴的结构设计3 (1)各轴段直径的确定:最小直径,滚动轴承处轴段, 。滚动轴承取 30214,3d md53in31其尺寸结构为 mBTD24.62570:低速小齿轮轴段,32 d83:轴环,根据轴向定位要求,d 793:高速级大齿轮轴段,34 64:滚动轴承处轴段,5 md53(2)各轴段长度的确定:由滚动轴承,挡油盘及装配关系等的确定,31l ml5031:由低速 级小齿轮 的毂孔宽度确定, 2 12B32:轴环宽度,3l ml027:由高速级大齿轮的毂孔宽度 ,34l m83B4l8134:由滚动轴承,挡油盘及装配关系确定, 5 50(3)细部结构的设计由表 10-1 查出,高速级大齿轮处键,低速级小轮处键选用)5.0,.9(1042mrtlhb,滚动轴承与轴的配合采用过渡配合,)(此轴段的直径公差选用 ,查表 7-19,各轴肩出处的圆角半径见图 f-18,查670表 7-19,各侧角为 C23低速轴的结构设计(1)各轴段直径的确定:滚动轴承处轴段, 。滚动轴承取 30219,其尺寸结41d md72in41构为 BTD35.095:低速级大齿轮轴 段,4242:轴环,根据轴向定位要求,43dd93:锥齿轮轴段, md74:滚动轴承处轴段,45 25(2)各轴段长度的确定:由滚动轴承,挡油盘及装配关系等的确定,31l ml6041:由低速级大齿轮的毂孔宽度 确定, 2 162B42:轴环宽度,3l ml10433.7 轴的校核以中间轴为例:3.7.1 轴的力学模型的建立 1228轴上里的作用点位置和指点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的重点,因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置,轴上的 30214 轴承,从表 12-6 可知它的负荷中心到轴承外断面的距离a=25.8mm,故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。支点 (实ml34际 33.5mm) ,低速级小齿轮的力作用点 C 到支点 A 距离 (实际 106.7mm) ,l107两齿轮的力作用点之间的距离 (实际 147.5mm) ,高速级大齿轮的力作用点ml1482D 到右支点 B 的距离 (实际 79.2mm) 。l793绘制轴的力学模型图初步选定高速级小齿轮右旋,高速级大齿轮左旋,根据中间轴左受轴向力最小的要求,低速级小齿轮的为右旋,低速级大齿轮为右旋,根据要求的传动速度方向,控制的轴力学模型图 5-5。图 5-5 轴力学模型图3.7.2 计算轴上的作用力齿轮 3: (5-NdTFtt 68.1094267.10233 32)nr 127.408.1costan6.1094costa23 29NFta 10.284.10tan86.1094n23 齿轮 4: dTt
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