B655型牛头刨床总体布局及主轴箱设计

1 B655 型牛头刨床总体布局及主轴箱设计型牛头刨床总体布局及主轴箱设计 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 由于 这里不能上传完整的毕业设计 完整的应包括毕业设计说明书 相关图纸 CAD PROE 外文文献及翻译等 如需要的朋友 请联系我的抠扣 二二壹五八玖一 壹五一 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 2 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 3 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 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 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 20 30 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 2320 1450 1750 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 5 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 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 6 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 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 7 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 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 3 2 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 8 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 9 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 10 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 3 1 2000 550 12 5 2 0 458k 1000 60 W 选择电机容量 P 3 2 6312632 0 960 970 9950 95 0 60 22 总滑块皮带轮柱齿轮轴承滑动轴承 2 3k wP P 总 W 3 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 11 以下公式 5 功率 电机轴 02 3kWP I 轴 I02 3 0 96 0 9952 197kPP 皮带轮滚动轴承 W 3 3 II 轴 3 4 2 197 0 97 0 9952 12kPP 齿轮滚动轴承 W III 轴 3 5 2 12 0 97 0 9952 05kPP 齿轮滚动轴承 W 轴 1 88kW 3 6 p 1 880 970 995P 齿轮滚动轴承 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 I I i 2 197 9550955083 5 252 63 P T n 4 m 3 11 II 轴 3 12 2 12 95509550160 28 126 32 P T n m III 轴 2 12 95509550341 07 57 4 P T n m 3 13 轴 3 14 1 88 955095501443 25 12 5 P T N m 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 15 七级精度 0 12 2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式 5 3 15 2 1 3 1 21 HE dH KTZ Zu d u 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 335 1 1 2 05 9550 10 9550 10 3 41 10 57 41 P NmmNmm n 3 16 3 选齿宽系数 1 d 4 确定 由参考文献得材料的弹性影响系数MPa 标准齿轮 E 189 8 E 2 5 H 5 确定 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 H MPa 小齿轮的接触疲劳强度极限MPa lim1 600 H lim2 550 H 6 由计算应力循环次数60 h Nnjl 8 11 6060 57 41 1 2 8 300 15 2 48 10 h Nn jl 3 17 9 9 2 2 48 10 1 13 10 2 2 N 7 由参考文献查得接触疲劳寿命系数 12 0 90 0 95 HNHN KK 8 计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1 安全系数 S 1 得 3 18 1lim1 0 9 600540 HNH H K MPaMPa S 2lim2 2 0 95 550522 5 HNH H K MPaMPa S 9 计算小齿轮分度圆直径 代入中较小值 1 d 13 2 1 3 1 21 HE dH KTZ Zu d u 2 5 3 2 1 3 3 41 102 2 1 2 5 189 8 12 2522 5 101 79mm 10 确定齿轮参数 1 1 101 79 4 43 23 d mmm z 经查表可得 取模数mm5m mm 11 5 23115dmz mm 1 1 101 79101 79 d bd 3 校核齿根弯曲疲劳强度 1 由参考文献查得齿形系数 1122 2 65 1 58 2 226 1 764 FaSaFaSa YYYY 2 由应力循环次数查图得弯曲疲劳寿命系数 12 0 85 0 88 FNFN KK 3 由图查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 MPa 1 500 FE 2 380 FE MPa 4 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 得1 4S MPa 11 1 0 85 500 303 57 1 4 FNFE F K S 3 19 MPa 22 2 0 88 380 238 86 1 4 FNFE F K S 5 计算圆周力 N 5 1 1 22 3 41 10 5930 4 115 t T F d 3 20 6 计算轮齿齿根弯曲应力 得 111 1 3 5930 4 2 65 1 5863 42 101 79 5 t FFaSa KF YYMPaMPa Bm A 303 57 238 86Mpa 222 1 3 5930 4 2 226 1 76459 49 101 79 5 t FFaSa KF YYMPa Bm A 14 3 21 因此齿根弯曲强度足够 4 齿轮几何参数计算 mm3 14 515 7pm mmcos15 7 cos20 14 8 b pp mm 1 55 aa hh m mm 1 0 25 56 25 fa hhc m mm 11 5 23115dmz mm 22 5 50 6253dmz mm 11 21152 5125 aa ddh mm 22 22532 5263 aa ddh mm 11 21152 6 25102 5 ff ddh mm 22 22532 6 25240 5 ff ddh 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 4 1 P dC n 3 22 代入数据 取 0 5 252 63 minnr 2 197Pkw 得 3 4 2 197 12025 2 252 63 1 0 5 d 考虑到键槽对轴的强度有影响 取mm30d 15 图 3 2 轴的结构示意图 取mm 此处安装调心滚子轴承 该轴段长度 100mm 1 35d 1 l mm 该轴段长度mm 2 30d 2 3l mm 此处安装滑移齿轮 该轴段长度mm 3 42d 3 317l mm 该轴段长度mm 4 30d 4 3l mm 该轴段长度mm 5 45d 5 90l 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 6 42d 段长度mm 6 20l mm 该轴段长度mm 7 30d 7 3l mm 此处安装调心滚子轴承 1308 则该轴段长度 8 40d 8 18l 3 求作用在齿轮上的力 1 KN 22 83 5 5 56 30 t T F d KN 2 197 9550955083 05 252 63 P T n KN tan 2 09 cos t r F F 3 23 KN 5 91 cos t n F F 3 24 KN tan1 39 t FF 3 25 16 2 水平面内弯矩 1 39 317440 63 H MFlKNm 3 26 3 竖直面内弯矩 2 vtr d MFFl 3 27 128 5 562 09 31 2 291 05 KNm 4 合成弯矩 2222 440 63291 05330 82 HV MMM KNm 3 28 5 计算当量弯矩 取 eq M0 6 22 22 330 820 6 83 05334 55 eq MMTKNm 3 29 6 校核轴的强度 2 2 4 10 1 1 MT d 3 30 查表得 65MPa 0 6 mm 4 10 334 551 7 174 1 077 69 651 0 6 d 4 绘制弯矩扭矩图 17 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 3 103 N 根据各支点的弯矩等于零得 即 W1 0 222Q 466R2 628Pn 0 3 31 求得 R2 6715 N W2 0 688Q 466R1 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 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 18 因为齿轮轴向负荷为 Fa S 1 25Frtan 1 25 6715 tan15o 2249 N 3 34 计算当量动载荷 Fa Fr 2249 6715 0 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 60 240 71 5 103 6715 3 83833h 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 5 6715 0 46 2249 4392N 3 37 由表 5 21 查得安全系数 So 1 5 故 SoP0 1 5 4932 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 2 2 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 D1 Dmin 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 8 95 361 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 19 基准直径 D1或转速 带速计算式 4 为 3 38 11D n V 601000 所以 6 28 m s 35m s 1195 960 60 1000 D n V 601000 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 3 39 12012 0 7 D Da2 D D 将 D1 D2代入初选中心距 a0 500 mm 带长 2 D1 D2 2 D2 D1 2 4 Ld0 0 a 0 a 3 40 2 500 95 355 2 500 125 2 4 500 2052 1 mm 查选取 A 型带的标准基准长度 2240 mm d L 实际中心距 4 a 3 41 22 1221 12 2 8 2 d 2 8 LdDDDD LDD a mm 22 21 2 2240 625 2 2240 625 8 8 596DD 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 20 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 于是 Z 2 3 1 40 0 11 0 91 1 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 kg m 1 F0 500 2 3 2 6 28 2 5 0 91 1 0 1 6 282 203 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 2 2 203 19 sin 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 s30 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 mm300 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 21 主要零件的设计工作 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 多用于重要场合 2 失效形式及设计准则 齿轮传动的失效主要是轮齿的失效 而轮齿的失效形式又是多种多样的 较为常 见的形式有 轮齿拆断 工作齿面磨损 齿面点蚀 齿面胶合及塑性变形 所设计的齿轮传动在具体的工作情况下 必须具有足够的 相应的工作能力 以 保证在整个工作寿命期间不致失效 因此 针对上述各种工作情况及失效形式 都应 分别确立相应的设计准则 通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度 两准则进行计算 在闭式齿轮传动中 通常以保证齿面接触疲劳强度为主 但对于齿面硬度很高 齿心硬度又低的齿轮 如用 20 20Cr 钢经渗碳后淬火的齿轮 或材质较脆的齿轮 通常则以保证齿根弯曲疲劳强度为主 4 1 2 主轴 轴上斜齿轮 1 齿轮材料为 45 号钢 淬火 Rc56 62 取 Z1 24 传动比 i 4 6 则 224 4 6115Z 初选螺旋角 15 七级精度 0 2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式 5 22 4 1 2 HE 3 dH 21KTuz z z z d u 1t K 为载荷系数 T 齿轮传递扭矩单位为 N mm 齿宽系数 d u 传动比 ZE 弹性影响系数 ZH 节点区域系数 Z 重合度系数 Z 螺旋角系数 a 端面重合度 轴面重合度 确定公式内的各计算数值 1 定载荷系数 K 使用系数 KA 1 25 由查得动载系数 Kv 1 1 查得齿间载荷分配系数 KHa 1 1 由查得齿向载荷分配系数 KH 1 087 K 1 25 1 1 1 1 1 087 1 6 AKVKKH KH 4 2 计算齿轮传递扭矩 由前面计算的数据得 T4 1443 25 3 选齿宽系数 d 0 5 4 传动比 u 4 8 5 材料的弹性影响系数 ZE 189 8MPa1 2 节点区域系数 5 4 3 b H tt 2cos 2 4 sincos Z 重合度系数 4 4 4 1 0 92 3 Z 螺旋角系数 4 5 cos0 98Z 端面重合度 4 6 1at12at2 a1 9 2 Z tgtgZ tgtg t t 23 轴面重合度 4 7 n sin 1 6 b m 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 1080MPa Hlim 6 由式 N 60njLh算应力循环次数 60nj 60 126 32 1 2 8 300 15 2 59 108 4 8 hL N2 N1 i 2 59 108 4 8 5 4 107 7 由查得接触疲劳寿命系数1 0 12NN ZZ 8 计算接触疲劳许用应力 安全系数 S 1 由式得 1limNH H H Z S 4 9 1lim 120 92 1080993 6 NH HHa H Z MP S 3 计算 1 计算小齿轮分度圆直径 d1t 代的值 1H 2 3 1 21 HE t dH k Tuz z z z d u 2 5 31 6 1 443 10 2 4 189 8 0 92 0 98 2 0 5993 6 99 16mm 4 10 2 计算圆周速度 v v 4 11 153 14 99 16 57 4 0 3 60 100060 1000 td n m s 3 计算齿宽 b b mm 4 12 10 5 99 1649 58dtd 4 计算齿宽与齿高之比 b h 模数 mm 4 13 1 1 99 16 4 14 24 t t d m z 齿高 h 2 25 9 32 tmmm 4 14 49 58 5 31 9 32 b h 24 5 计算载荷系数 根据 v 0 3m s 7 级精度 由图 9 31 查得动载系数 Kv 1 05 斜齿轮 假设 At 100N mm k F b 有表 9 8 查得 1 1KK H F 由表 9 7 查得使用系数 KA 1 25 由表 9 7 查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 1 08 KH b h 5 31 4 15 1 08 查图 9 32 得 KF 1 24 HK 故载荷系数 K 4 16 AV1 25 1 10 1 1 1 0871 6KKKK H H 6 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式得 mm 4 17 33 11 1 6 66 5999 56 1 2 t t K dd K 7 计算模数 m m mm 4 18 2 4 24 56 99 1 1 z d 4 按齿根弯曲强度设计 由式得弯曲强度的设计公式 5 为 4 19 20 1F S 3 2 d1F 2KTcos 15Y Y YY z m Y 为重合度系数 Y 0 25 0 75 a 0 25 0 75 1 9 0 65 Y 为螺旋角系数 Y 1 120 1 1 6x150 120 0 8 确定公式内的各计算值 1 齿轮的抗弯疲劳强度极限 560MPa Flim1Flim2 2 弯曲疲劳寿命系数 0 9YY N1N2 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由式得 25 MPa 1 N F1 0 9 560 328 1 4 Y S Flim1 4 20 4 计算载荷系数 K 4 21 AV1 25 1 10 1 1 1 241 8KKKKK F F 5 查取齿形系数 2 8YY F 1F 2 6 应力校正系数 1 55 1SY 21 43SY 7 计算大 小齿轮的 并加以比较 F YY F S 2 8 1 55 328 0 01203 4 22 F YY F S 2 8 1 43 328 0 012 F YY F 2S 2 比较结果小齿轮的数值大 设计计算 4 23 6 3 2 22046 1752 10 0 01203 0 80 65 0 755 m 4 85mm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲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 取模数与齿数的乘积 有关 可取由弯曲强度 算得模数 4 45 并就近圆整为标准值 m 5 按接触强度算得的分度圆直径 d1 99 56 算出 齿轮齿数 z1 1d m 115 5 23 1 5 取齿数为 24 则实际齿数为则 Z2 3 cos23VZ 23 4 6 102 这样设计出的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲疲劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 26 5 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 mm 4 24 n1 1 0 5 23 119 06 coscos15 m z d mm 4 25 n2 2 0 5 102 527 99 coscos15 m z d 2 计算中心距 a mm 4 26 12 323 525 2 dd 圆整得 a 324mm 应用于刨床中中心距合适由于圆整所相差的数值很小 0 5 选择 为 0 15 3 计算齿轮宽度 b mm 4 27 d10 5 119 0660d 取 B1 B2 60 mm 同理将设计公式改为计算公式 5 4 28 2 E 3 dH 21k Tuz d u 1t 即可计算出其他直齿轮的所有尺寸 公式中各参数的意义与前面相同 4 III 轴上另外两个齿轮参数为 Z9 48 m 4mm d 192mm 与之啮合的齿轮 z6 22 m 4 mm d 88mm 中心距为 5 a mm 4 29 12 140 2 dd 齿宽为 B1 B2 36mm 齿数 z8 30 与 z4 40 的两齿轮啮合时 齿轮的模数 m m 4mm 齿轮的分度圆直径 d1 mz1 4 30 120mm 4 30 d2 mz2 4 40 160mm 4 31 齿轮的中心距 a d1 d2 2 120 160 2 140mm 4 32 计算齿宽 取齿宽 B1 B2 28mm 齿数 z6 30 与 z2 30 的两齿轮啮合时 齿轮的模数 m 4mm 27 齿轮的分度圆直径 d4 d3 mz3 4 30 120mm 4 33 齿轮的中心距 a d3 d4 2 120mm 4 34 计算齿宽 b d d3 0 43 120 28mm 4 35 取齿宽 B2 28mm 1 B 齿数 z7 35 与 z3 25 的两齿轮啮合时 齿轮的模数 m m 4mm 齿轮的分度圆直径 d5 mz7 4 35 140mm 4 36 d6 mz3 4 25 100mm 4 37 齿轮的中心距 a d5 d6 2 120mm 4 38 计算齿宽 b d d6 0 2 140 28mm 4 39 取齿宽 B1 B2 28mm 齿数 z1 20 与 z7 40 的两齿轮啮合时 齿轮的模数 m m 4mm 齿轮的分度圆直径 d1 mz7 4 20 80mm 4 40 齿轮的中心距 a d7 d8 2 120mm 4 41 计算齿宽 b d d7 0 7 80 28mm 4 42 4 2 轴的设计 4 2 1 轴的简介 1 轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸 拟定轴上零件的装配方案 拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提 它决定着轴的基本形式 所谓装配方案 就是预定出轴上方根零件的装配方向 顺序和相互关系 轴上零件的定位 为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动 轴上零件除了有游动或 空转的要求者外 都必须进行轴向和周向定位 以保证其准确的工作位置 零件的轴向定位 2 轴上零件的轴向定位是以轴肩 套筒 轴端挡圈和圆螺母等来保证的 轴肩分 为定位轴肩和非定位轴肩两类 利用轴肩定位是最方便可靠的方法 但采用轴肩就必 然会使轴的直径加大 而且轴肩处将因截面突变而引起应力集中 因此 轴肩位多用 于轴向力较大的场合 定位轴肩的高度 h 一般取为 h 0 07 0 1 d d 为与零件相 28 配处的轴的直径 单位为 mm 流动轴承的定位轴肩高度必须低于轴承内圈端面的高 度 以便拆卸轴承 非定位轴肩是为了加工和装配方便而设置的 其高度一般取为 1 2mm 3 零件的径向定位 径向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动 常用的径向定位零件键 花 键 销 紧定螺钉以及过盈配合等 4 轴的强度计算 强度计算是设计轴的重要内容之一 其目的在于根据轴的受载情况及相应的强度 条件来确定轴的直径 若轴的直径已由经验方法或结构设计所确定 则计算的目的就 是验算已定的轴径是否满足强度要求 轴的扭转强度条件为 5 4 43 3 3 T 9550 10 0 2 P T n Wd 式中 轴所受的扭矩 单位为 TmmN 轴的抗扭截面系数 单位为 mm3 TW 轴的转速 单位为 r min n 轴传递的功率 单位为 kW P 计算截面处轴的直径 单位为 mm d 许用扭转剪切应力 单位为 MPa 由上式可得轴的直径 4 44 333 3 2 0 109550 n P A n P d 式中 3 3 109550 A 对于空心轴 则 d 4 45 3 4 1 n p A 式中 即空心轴的内径 d1与外径 d 之比 通常取 0 5 0 6 1d d 应当指出 当轴截面上开有键槽时 应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱 29 对于直径 d 100mm 的轴 有一个键槽时 轴径增大 3 有两个键槽时 应增大 7 对 于直径 d 100mm 的轴 有一个键槽时 轴径增大 5 7 有两个键槽时 应增大 10 15 然后将轴径圆整为标准直径 按弯扭合成强度条件计算 5 作出轴的计算简图 即力学模型 在作计算简图时 应先求出轴上受力零件的载荷 若为空间力系 应把空间力分 解为圆周力 径向力和轴向力 然后把它们全部转化到轴上 并将其分解为水平分 力和垂直分力 然后求出各支承处的水平反力和垂直反力 6 作出弯矩图 根据上述简图 分别按水平面和垂直平面计算各力产生的弯矩 并按计算结果分 别作出水平面上弯矩 M和垂直面上的弯矩 M 然后按下式计算总弯矩并作出合成 H V 弯矩图 4 46 22 HVMMM 作出扭矩图 校核轴的强度 已知 轴的弯矩和扭矩后 可针对某些危险截面作弯扭合成强度校核计算 按第 三强度理论 计算应力 4 47 22 ca4 为了考虑循环特性的影响 引入折合系数 a 则计算应力为 2 2 cax4 4 48 对于直径为 d 圆轴 弯曲应力 扭转切应力 将数据 W M r2 TT WW 代入上式中 则轴的弯扭合成强度条件为 5 30 4 49 2 22 2 ca14 2 MTMT WWW 其中式中 轴的计算应力 单位为 MPa ca M 轴所承受的弯矩 单位为 N mm T 轴所受的扭矩 单位为 N mm W 轴的抗弯截面系数 单位为 mm3 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力 1 4 2 2 主轴的设计 轴 1 已知 轴的最低转 n 12 5r min 轴的功率 P 1 88kW 转矩 T 1443 25N m 2 求作用在齿轮上的力 F 2T d 5kN t 2 1443 25 527 99 4 50 1 88kN rttan FF cos 4 51 9 25kN t n cos F F 4 52 kN ta1 33FFtg 4 53 3 计算轴的直径 长度 取轴材料为 45 钢 调质处理由手册查得 取 A0 110 由公式 5 3 4 1 252 63 min 2 197 2 197 12025 2 252 63 1 0 5 30 nr Pkw d d 代入数据 n 30r min P 1 88kW 取 0 5 得 dmm 考虑到轴最细处有键槽 7 59 5 01 30 88 1 4 则取 d d d 5 59 7 59 7x5 62mm 4 54 1 31 图 4 1 空心轴图 取 d1 64 mm 此处安装大斜齿轮 该段轴长度 L1 62mm mm 21 2642 64 0 0671 68ddh 4 55 取 d2 72 mm 此处安装滑动轴承 尺寸 mm72 82 80dDB 因为考虑润滑的因素中间处设计一段轴颈小些取 d3 70mm L3 76mm 剩余段仍然有一段安装滑动轴承因为两端轴承相同所以轴颈相同取 L4 110mm 在轴的右端安装一个齿轮取 L5 21mm 同理可设计 I 轴 II 轴 III 轴 轴 求 M 因为齿轮悬臂放置所以水平面内弯矩 kN m Ha1 33 7644 6MFl 4 56 竖直面内弯矩 kN mm tvr1 33 527 99 2 1 88 31292 83 2 d MFFl 32 图 4 2 四轴的的受力图 其中 d 为大齿轮的分度圆直径在第三章设计计算中已经算出为 527 99mm 合成弯矩 kN mm 2222 Hv44 6292 83296MMM 4 57 做竖直方向弯矩图 水平方向弯矩图和合成弯矩图 3 由前面的转矩为 80kN mm 4 计算相当弯矩 Meq Meq 22 TM 4 58 kN mm 296 806 0 296 22 其中是考虑弯矩和转矩所产生的应力循环特性不同而引入的修正系数扭转剪 应力按脉动循环变化时 0 6 校核 5 4 2 2 1 1 10 TM d 4 59 查表得 a650 6MP 33 mm 75 56 6 01 1 65 29610 4 4 3 轴的载荷分析图 由上面设计得轴最小直径 64 所以此轴合格 所用数据查于机械设计原理及课程实践 牛头刨床中 空心主轴的轴承负荷较大 冲击比较厉害 径向尺寸又有一定的限 制 所以一般采用滑动轴承 而其它轴的轴承 一般采用滚动轴承 4 3 主轴上滑动轴承设计 拟定 轴瓦的内径 d1 72 mm 轴瓦的工作长度 l 80 mm 轴瓦材料为硒青铜 查表 19 1 得 p 24 5 MPa pv 19 6 MPa m s 已知 主轴转速 n 12 5r min 1 核算比压 p Fr ldl 1 88 103 72 80 10 70 MPa p 2 核算 5 pv 因为 v dn 60 1000 MPa m s 4 60 所以 pv Fr ld dn 60 1000 10 70 80 72 60 1000 3 39 MPa m s pv 4 61 核算结果表明 轴承的发热情况不严重 但这是基于正确安装和保证润滑的 条下的结论 如果安装不正确 润滑条件不好 轴承工作条件将显著变坏 甚至会烧 34 坏 4 4 本章小结 由上面本章对曲柄摇杆机构中空心主轴以及主轴上的斜齿轮进行了设计 并按此 设计方法对其余轴和齿轮进行同时校核 使受力最大的空心主轴使其满足设计要求 35 第 5 章 曲柄机构的设计 5 1 曲柄机构的设计 5 1 1 遗传