C620-1进给箱传动方案设计说明书

C620 1进给箱传动方案设计进给箱传动方案设计 2 1C620 1 普通车床简介普通车床简介 普通车床是车床中应用最广泛的一种 约占车床类总数的 65 因其主轴 以水平方式放置故称为卧式车床 C620 1 型普通车床的主要组成部件有 主轴箱 进给箱 溜板箱 刀架 尾架 光杠 丝杠和床身 主轴箱 又称床头箱 它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经过一系 列的变速机构使主轴得到所需的正反两种转向的不同转速 同时主轴箱分出部 分动力将运动传给进给箱 主轴箱中等主轴是车床的关键零件 主轴在轴承上 运转的平稳性直接影响工件的加工质量 一旦主轴的旋转精度降低 则机床的 使用价值就会降低 进给箱 又称走刀箱 进给箱中装有进给运动的变速机构 调整其变速机 构 可得到所需的进给量或螺距 通过光杠或丝杠将运动传至刀架以进行切削 丝杠与光杠 用以联接进给箱与溜板箱 并把进给箱的运动和动力传给溜板箱 使溜板箱获得纵向直线运动 丝杠是专门用来车削各种螺纹而设置的 在进行 工件的其他表面车削时 只用光杠 不用丝杠 同学们要结合溜板箱的内容区 分光杠与丝杠的区别 溜板箱 是车床进给运动的操纵箱 内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成 刀架直线运动的机构 通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动 横向进给运动 和快速移动 通过丝杠带动刀架作纵向直线运动 以便车削螺纹 C620 1 普通 车床的主要技术性能如下 1 工件最大回转直径 400mm 工件最大长度 1400 或 1900mm 2 主轴转速 正转 21 级 11 5 1200r min 反转 12 级 18 1520r min 3 加工螺纹 公制螺纹导程 1 192mm 英制螺纹 2 24 牙 英寸 模数螺纹 m 0 5 48mm 径节螺纹 1 96 牙 英寸 4 进给范围 纵向 35 级 0 08 1 59m min 横向 35 级 0 027 0 52mm r 5 车削螺纹范围 公制螺纹 44 种 S 1 192mm 英制螺纹 20 种 a 2 24 牙 英寸 模数螺纹 39 种 m 0 5 48mm 径节螺纹 37 种 DP 1 96 牙 英寸 6 主电动机 7 5KW 1440r min 7 车床外形尺寸 中心距 1400mm 长 x 宽 x 高 3049x1513x1210 毫米 2 22 2 进给箱的传动机构进给箱的传动机构 C620 1 型卧式车床进给箱又叫走刀箱 它固定在床身左前面 内装有进给 变速机构 用来变换进给量和各种螺纹的导程 进给运动链使刀架实现纵向或 横向的进给运动及变速换向 进给链从主轴起经换向机构 挂轮 进给箱 再经光杠或丝杠 溜板箱最 后至纵溜板或横溜板 普通车床的特有功能是车削一定范围内的各种螺纹 要求进给传动链的变 速机构能严格准确地按照标准螺距数列来变化 所以普通车床进给传动链的变 速机构 包括挂轮和进给箱的变速机构 主要是依据各种螺纹的标准螺距数列 的有要求 同时兼顾到以便车削的进给量范围来设计的 传动链中的螺纹进给传动链是主轴一转 刀架移动 T 毫米 导程 T kt 其中 k 为实数 t 为螺距 13ic ia iu t1 T 1 2 1 其中 ic ia iu分别为传动链中固定传动比 挂轮传动比 进给箱传动 m 机构 传动比 t1为纵向丝杠的螺距 2 3 进给箱切螺纹机构设计进给箱切螺纹机构设计 C620 1 型车床具有切削公制螺纹 英制螺纹 模数螺纹和径节螺纹的功能 机床的纵向丝杠螺纹用公制 螺距 t1 12mm 代入式 1 2 1 得主轴每转一下 刀 架移动量为 T 毫米 这即为车削螺纹的导程值 对于单头螺纹是螺距值 因此 当螺纹的基本参数不是用螺距表示时必须将其加以换算 然后代入式 1 2 1 具体方法如下 公制螺纹 其基本参数为螺距 t mm 因而 T tmm 英制螺纹 基本参数 l 为每一英寸长度内包含的牙数 a 即 a 牙 英寸 因而 英制螺纹的螺距为 Ta 24 5 a 毫米 模数螺纹 公制螺杆上的螺纹称模数螺纹 它的基本参数是以螺杆相啮合的 蜗轮模数 m mm 来表示 因而 模数螺纹的螺距 Tm应等于蜗杆的周节长度 即 Tm m 径节螺纹 英制蜗杆上的螺纹称为径节螺纹 它的基本参数是以与螺杆相 啮合的蜗轮参数径节 DP 来表示 径节的 DP Z D 牙 英寸 其中 Z 和 D 分别 为蜗轮的齿数和分度圆直径 英寸 即蜗轮或齿轮折算到每英寸分度圆直径上 的齿数 因而径节螺纹的导程为 TDP DP in 25 4 DP 表 1 3 2 各种螺纹的公称参数及螺距 螺纹种类螺纹公称参数 螺纹种类参数代号单位螺距 S mm 公制螺纹螺距PMmT kP 英制螺纹每英寸牙数a牙 英寸Ta kPa 25 4R a 模数螺纹模数mmmTm kPm km 径节螺纹径节DP英寸 TDP kPDP 25 4k DP 一 米制螺纹一 米制螺纹 将常用的米制螺纹标准数据 t 的数列 1 1 25 1 5 1 75 2 2 5 3 3 5 4 5 5 5 6 7 8 9 10 11 12 排 列成下表 1 3 1 所示 表 1 3 1 标准米制螺纹导程 1 1 25 1 5 1 7522 252 5 3 3 544 555 56 789101112 由表中可以看出各横行的螺距数列是等差数列 而纵列是等比数列即 1 2 4 8 的公比数是 2 根据这些特点 在进给箱中可用一个变速组来变换 得到某一横行的等差数列 这个变速组的传动比应是等差数列 通常称为基本 组 以此为基础 再串联一个扩大组 把基本组得到的螺距按 1 2 4 8 关系 增大或缩小 而得到全部螺距数列 此扩大组通常称 增倍组 根据进给传动 降速机构在后的原则 取 ib 1 1 2 1 4 1 8 机床所能加工的其他三种螺纹 中 径节螺纹较少用 这三种螺纹的公称参数列在表 1 3 2 中 公制和英制螺纹及模数和径节螺纹之间的倒数关系和特殊因子为 25 4 公 制和模数螺纹及英寸和径节螺纹之间特殊因子为 上述倒数关系和特殊因子 25 4 及 的关系都要在设计切螺纹系统时给予 解决 现将车床上这四种螺纹所能加工的螺距 T 及其和公制螺纹的关系列于表 1 3 3 和表 1 3 4 从表中可以看出这四种螺纹的基本参数有一个共同的变化特点 即在横行 上是等差数列 而在纵行上按 2 倍的关系扩大或缩小 我们可以考虑到用车公 制螺纹的基本组和扩大组来加工另外三种螺纹 二 模数螺纹二 模数螺纹 我们只需改变公制螺纹传动链中的某个传动比 使平衡式左边产生一个特 殊因子 以便在运动中与螺距 Tm m 的因子 消去 从而变换基本组和 增倍组的传动比 就可以像公制螺纹那样 得到分段等差数列的模数系列 表 1 3 3C620 1 车床加工螺纹基本参数的排列规律 倍比关系公制及模数螺纹 T 及 m 1 32 0 25 1 16 0 5 0 75 1 8 1 1 251 5 1 41 752 2 25 2 53 2 75 1 23 544 5565 5 17891012 11 注 内数值为模数螺纹所独有 三 英制螺纹三 英制螺纹 它和公制螺纹螺距数列有两点区别 a 英制螺纹每英寸牙数 a 换算成螺距 Ta 25 4 a mm 后 a 在分母上如果将 上述公制螺纹的基本组的主动与从动关系颠倒过来 即基本组的传动比变 为 1 ij 那么就可以利用具有等差数列的传动比 ij来得到参数 a 的等差数列 b 英制螺纹的螺距数值中有一个数字因子 25 4 因需要改变其中的某些 传动比 使平衡式左边能产生一个因子 25 4 以便与英制平衡式 25 4 相抵消 此外 当英制螺纹要车制 a 分别为 3 25 和 19 时 公制螺纹的基本组少两个传 动比 故在表 1 3 3 上加上 19 和 3 25 两个模数 它们仅仅为了与英寸与径节螺 纹统一而列入的 故表 1 3 3 变为如下表 1 3 4 示 表 1 3 4 扩充螺纹参数的排列规律 倍比关系公制及模数螺纹 2n 5 0 5 2n 4 1 1 25 1 5 2n 31 752 2 25 2 5 2 75 3 3 25 2n 23 544 5 55 56 2n 1789 101112 2n 19 四 径节螺纹四 径节螺纹 径节螺纹的螺距 TDP 25 4 DP mm 其中 DP 也是在分母上螺距中也有 一个数字银子 25 4 这些和英制螺纹相似 故可采用英制螺纹的传动路线 另 外 还有一个因子 可以和模数螺纹一样用挂轮来解决 表 1 3 4C620 1 车床加工英制及径节螺纹的基本参数排列 倍比数英制及径节螺纹 8 56 64 72 80 88 96 4283236 404448 214161819202224 1789 101112 1 2 44 5 5 6 2 4 系统及齿数比的确定系统及齿数比的确定 普通车床中的切螺纹系统有双轴滑移齿轮结构 摆移塔齿轮结构和三轴滑 移齿轮结构 我们选用双轴滑移齿轮结构 并且让基本组和扩大组的传动中心 距相等 这样有利于减小进给箱的尺寸 其简图如图 1 4 1 由此可看出 在这类 螺纹系统中 一般应包括下列组成部分 基本螺纹机构 用来实现表 1 3 3 中横行所代表的等差数列 增倍机构 用来实现表 1 3 3 表 1 3 4 中各纵行之间的 2n 关系即 ud通常 取 2 1 1 2 1 4 1 8 扩大螺距机构 传动比为 ue 用来进一步扩大螺距 ue通常取 4 8 16 32 等 定比传动副 传动比 uf 左右螺纹换向机构 传动比 ur 交换齿轮装置 传动比为 u 螺纹种类变换机构 传动比 uk 移换机构 传动比为 ui 用来实现倒数关系及特殊因子 上述各组成部分传统的分布顺序如下 扩大螺距结构一般放在主传动变速系统内 具体情况在 CA6140 主轴箱内 由扩大螺纹导程结构的传动齿轮是主运动的传动齿轮 只有在主轴上的离合器 M2 合上 主轴处于离速状态时才用扩大螺纹导程 它的扩大倍数分别是 1 4 16 定比传动一般放在主轴或扩大螺距换向结构之前在主轴箱中换向结构 ur在 交换齿轮之前也在床头箱中 交换齿轮设置在床头箱与进给箱之间的交换齿轮 上 移换结构一般放在基本螺距结构前后二处 基本螺距结构一般放在第一个移换结构之后 变换结构既可放在基本螺距 结构之前 也可放在基本螺距结构之后 增倍结构的传统布局是放在基本螺距之后 现在 从表 1 3 排定的螺纹表 中 取公制螺纹数列中的 6 5 7 8 9 9 5 10 11 12 为基准数列则 ubj Sj G Sjmin Sj2 Sj3 Sjmax G 由 6 5 7 8 9 9 5 10 11 12 这个要求滑移齿轮能实现的基本螺纹参 数查的机构方案编号 411 为了使轴向尺寸较小选中心距为 63mm 同时 由双 轴滑移齿轮结构推荐方案表查的 G 7 由机床设计手册 P1402 查得 所以 ub 6 5 7 7 7 8 7 9 7 10 7 11 7 12 7 2 5 增倍机构设计以及移换机构设计增倍机构设计以及移换机构设计 一一 增倍机构设计考虑原则 增倍机构设计考虑原则 1 根据和基本组的同中心距取 a 63 2 选用最常用的四速机构 三轴机构 二二 移换机构齿轮齿数确定 移换机构齿轮齿数确定 移换机构主要用于和交换齿轮 一般放于交换齿轮之前 配合来实现特 殊因子传动比 us都是为了用于实现倒数关系以及特殊因子 25 4 和 以解决 各种螺纹种类变换问题 一般来说 用的最多的方案就是用移换机构 ui 来 解决倒数关系和特殊因子 25 4 而用交换齿轮 uc 来解决特殊因子 这样可 以简化调整即加工常用的公制和英制螺距时 不需要改变交换齿轮 只有在加 工不常用的模数和径节螺纹时才能改变交换齿轮 当螺纹种类变换机构的传动比为 uk 则特因传动比 us为 us uf ut uj uk 1 5 1 由此可列出螺纹系数的运动平衡式 1 主轴转一转 us ub ud ue S mm 1 5 2 其中 T 为丝杠导程 S 为工作导程 所以 us S ub ud ue T 1 5 3 令 ub 1 ud 1 ue 1 时的螺纹参数分别为 t0 m0 n0 p0 则 ust t0 T 1 kt usm m0 T km usn 25 4 p0 T 25 4 kn 1 5 4 usp 25 4 p0 T 25 4 kp kt km kn kp为各种螺纹相应的因特系数且 kt T t0 km T m0 kn T n0 kp T p0 脚标 t m n p 分别表示用于加工公制模数 英制 径节 螺纹 设加工 公制和英制螺纹时的交换齿轮传动比为 uctn 加工模数螺纹时的移换机构传动比 为 ucmp 加工英制和径节螺纹时移换机构的传动比 uinp 加工公制和模数螺纹时 的移换机构传动比为 uitm 则 加工公制螺纹时的特因传动比 ust uf ur uctn uitm 1 5 5 加工英制螺纹时的特因传动比 usn uf ur uctn uinp 1 5 6 两式相除得 usn ust uinp uitm 1 5 7 将式 1 5 7 中的 usn及 ust代入上式中得 uinp uitm 25 4 t0 n0 1 5 8 在绝大多数机床中 uinp和 uitm都按以下两种方案分配 a 当 uinp 1 uitm时 uinp uitm uinpxuinp 25 4 n0 xt0 故 uitm sqrt n0 t0 25 4 1 5 9 uinp sqrt 25 4 n0 t0 1 5 10 b 当 uitm 1 时 uinp uitm uinp 25 4 n0 t0 本车床中从两轴滑移传动齿数比设计及表 1 3 3 和表 1 3 4 可知 t0 7mm m0 1 75 n0 1 25t in p0 7 由式 1 13 uinp sqrt25 4 n0 t0 sqrt 25 4 4 49 由 机床设计手册 P1435 表 7 3 46 查取 25 4 36 由平方因子组成的近似值 故取方案 69 即 25 4 32 72 54 n 0 063 所以 25 4 32 72 54 36 32 72 22 32 54 代入公式 1 5 10 得 uimp sqrt 22 34 72 2 54 72 36 25 uitm 25 36 根据 uitm的值查表 7 3 48 用序号为 6 的方案 即公制螺纹经过三对齿轮 传动 uitm 25 36 25 36 26 25 25 36 Z9 Z10 Z20 Z12 Z12 Z11 uinp 36 25 Z21 Z11 相关齿数设计的结果见表 2 3 2 所示 三 交换齿轮齿数求法三 交换齿轮齿数求法 在双轴滑移齿轮机构中往往取 ufxut 1 由式 1 5 5 和 1 5 6 可得 uctn ust uitm rsn uinp 1 5 11 ucmp usm uitm rsp uinp 1 5 12 当 uinp 1 uitm时 将 uinp sqrt 25 4 n0 t0 和 usm 25 4 n0 T 代入 1 5 11 式得 uctn usn uinp 25 4 n0 T sqrt 25 4 n0 t0 sqrt 25 4 t0 n0 T2 由式 1 5 12 得 ucmp usm uitm m0 T ust uctn m0 T t0 T uctn m0 t0 uctn 又因为 uitm 25 36 uinp 36 25 将其代入式 1 15 及 1 16 得 uctn 7 12 25 36 21 25 ucncp 25 7 12 25 4 36 已知 usm 7 48 ucmp uitm 25 36 uc t ust 7 12 uitm uctn 36 25 uctp usn 25 4 21 uinp uctn 25 36 uctn usp 25 4 84 uinp ucmp 36 25 ucmp 得出 ucmt 7 48 36 25 uctp 7 12 25 36 uctn 25 4 21 25 36 ucmp 25 4 84 25 36 查表 7 3 47 的 4 近似因子值及相对误差 表 取齿轮变位量较小的近 似因子组 u 25 97 21 25 100 97 64 100 36 25 而 u 63 75 25 36 100 75 63 100 25 36 所以交换齿轮 Z 63 Z 64 Z 100 Z 75 Z 97 至此整个进给箱齿轮传动设计全 部完毕 2 62 6 车制螺纹的工作过程车制螺纹的工作过程 一 一 车削公制螺纹时车削公制螺纹时 离合器 M3 M4 脱开 M5 接合 运动由主轴 VI 经齿轮副 58 58 换向机 构 33 33 车左螺纹时经 33 25 25 33 挂轮 63 100 100 75 传到进给箱中 然后由移换机构的齿轮副 25 36 传至轴 XVI 再经过 28 28 36 28 32 28 传至轴 XV 然后由移换机构的齿轮副组滑移变速机构 最后经离合器 M5 传至丝杠 XIX 当溜板箱中的开合螺母与丝杠相啮合时就可带动刀架车削米制螺纹 其 螺距与齿轮搭配情况见表 1 6 1 其运动式为 S 1 58 58 33 33 63 100 100 75 25 36 u基 25 36 36 25 u倍 12 二 二 车削模数螺纹时车削模数螺纹时 挂轮需换为 64 100 100 97 其余传动路线与车削米制螺纹时完全相同 其 螺距情况见后表 1 6 2 三 三 车削英制螺纹时车削英制螺纹时 为了实现特殊因子 25 4 将 M3 和 M5 离合器接合 M4 脱开 同时轴 XVI 左端的滑移齿轮 Z25 移至左面位置 与固定的轴 XIV 上的齿轮 Z36 相啮合 则 运动由轴 XIII 经 M3 先传到轴 XV 然后传到轴 XIV 再经齿轮副 36 25 传至 轴 XVI 其余部分的传动路线与车削公制螺纹时的基本相同 其传动路线运动 平衡式为 Ss 1r 主轴 58 58 33 33 63 100 100 75 1 u基 36 25 u倍 12 其中 63 100 100 75 36 25 63 75 36 25 25 4 21 Sa kTi 25 4 a 4 7 25 4u基 u倍 从而得 a 7 4 u基 u倍 k 扣 英寸 只要改变和就可以车削出按分段等差数列的各种 a 值的英制螺纹 见后表 1 6 3 四 四 车削径节螺纹时车削径节螺纹时 由于径节螺纹导程系列的规律与英制螺纹一样 只是含有特殊因子 25 4 所以其传动路线与车削英制螺纹完全相同 只是挂轮需换为 64 100 100 97 其螺距见后表 1 6 4 五 五 车削非标准螺纹时车削非标准螺纹时 当需要车削非标准螺纹而用进行变换机构无法得到所要求的导程时 须将 离合器 M3 M4 和 M5 全部啮合 把轴 XIII XV XVIII 和丝杠联成一体 使 运动由挂轮直接传至丝杠 被加工螺纹的导程 S 依靠调整挂轮架的传动比 u 来 实现 此时运动平衡式为 S 1r 主轴 58 58 33 33 u挂 12 将上式简化 后得到挂 轮的换置公式 u挂 a b c d S 12 主要零件设计主要零件设计 3 1 齿式离合器的设计齿式离合器的设计 3 1 1 齿式离合器的结构齿式离合器的结构 齿式离合器是有一对内外齿轮组嵌合副 其特点是齿轮的加工比较容易 而且强度高 在传递相同的条件下 其外形尺寸较其他离合器小 故结构紧凑 简单 有时还可以兼作齿轮传动用 为了提高齿轮的强度并使接合方便 可将 外齿制成短齿 齿式离合器只能在静止后低转速差下进行接合 齿式离合器的材料和齿轮传动所用材料相同 3 1 2 齿式离合器的强度计算齿式离合器的强度计算 齿式离合器传动转矩的能力主要由齿面压强条件确定 m2Tc 1 5DzbP 式中 Tc 离合器的计算转矩 D 齿轮的分度圆直径 Z 参与啮合的实际齿数 m 齿轮模数 载荷分布不均匀系数 可取 0 7 0 8 P 齿轮材料工作表面的许用压强 对未经热处理的表面 可取 25 40Mpa 对经过热处理的表面可取 47 70Mpa b 内齿轮的宽度 可取 b 0 1 0 2 D 3 2 各轴及轴上组件的设计验算各轴及轴上组件的设计验算 以下所用公式全部根据 机械设计 濮良贵 纪名刚主编 3 2 1 中心距中心距 a 的确定的确定 初步选择中心距为 a 63 且 a Z1 Z2 m 2 则由此可算出各齿轮的模数如下 X 轴上 Z25的模数为 2 X 轴上 Z36的模数为 2 Z19 Z20的模数为 3 75 Z36 Z33的模数为 2 25 Z26 Z28的模数为 2 25 Z32 Z36的模数为 2 X 轴上的 Z14的模数为 3 75 Z21 Z28的模数为 2 25 Z28 Z25的模数 为 2 X 轴上的 Z25 Z28 Z18的模数为 2 X 轴上的 Z35 Z15 Z45的模数为 2 Z56的模数为 1 5 X 轴上的双联滑移齿轮 Z28 Z48的模数为 2 Z28的模数为 1 5 综上可知各齿轮的齿数 模数及分度圆直径 3 2 2X 轴上齿轮的设计验算轴上齿轮的设计验算 由前面的设计可知齿轮的齿数 Z1 25 模数 m 2 Z2 36 可知 d1 50mm d2 70mm 齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度验算 转速 n1 n1 14 50 130 230 0 98 51 43 63 50 64 97 378r min 功率 p1 p1 p 7 5 0 96 5 05KW 5 0 97 6 98 0 8 99 0 转矩 T1 T1 9 55 p1 n1 6 10 9 55 5 05 378 127600N mm 6 10 接触疲劳强度极限 由图 12 17c 得 Hlim 1250MPa Hlim 1150 MPa 圆周速度v v d1n1 60 1000 0 99m s 齿宽系数d 由表 12 13 取d 1 齿宽 b dd1 1 50 50mm 精度等级 选 8 级 载荷系数 K K KA KV KHKH 式 12 5 使用系数 KA 由表 12 9 KA 1 5 动载荷系数 KV 由图 12 9 KV 1 2 齿间载荷分配系数 由表 12 10 先求 Ft 2T1 d1 7850 KAFt b 227 100 1 88 3 2 1 Z1 1 Z2 cos 1 66 Z 3 4 0 88 由此得 KH 1 1 齿向载荷分布配数 KH 由表 12 11 KH A B b d C 10 b 2 3 1 36 由此得 K KAKVKH KH 1 5 1 2 1 1 1 36 2 69 弹性系数 ZE 由表 12 12 ZE 189 8 节点区域系数 ZH 由图 12 16 ZH 2 5 接触最小安全系数 由表 12 14 SHMin 1 05 总工作时间 th th 10 300 8 0 2 4800h 应力循环次数 NL 由表 12 15 估计 10 NL 10 则指数 79 m 8 78 NL1 NV1 60nit hi Ti Tmax n i 1 m 2 10 7 原估计应力循环次数正确 NL2 NL1 i 1 41 10 7 接触寿命系数 ZN 由图 12 18 NN1 1 25 NN2 1 35 许用接触应力 H H1 Hlim1NN1 SHmin 710 1 25 1 05 845MPa H2 Hlim2NN2 SHmin 580 1 35 1 05 746MPa 验算H H ZEZHZ 12 8 ubdUKT 2 1 1 12 189 8 2 5 0 88 1130MPa100 1 88 3 2 1 Z3 1 Z4 cos 1 78 Z 3 4 0 86 由此得 KH 1 1 齿向载荷分布配数 KH 由表 12 11 KH A B b d C 10 b 2 3 1 36 由此得 K KAKVKHKH 1 5 1 2 1 1 1 36 2 69 弹性系数 ZE 由表 12 12 ZE 189 8 节点区域系数 ZH 由图 12 16 ZH 2 5 接触最小安全系数 由表 12 14 SHMin 1 05 总工作时间 th th 10 300 8 0 2 4800h 应力循环次数 NL 由表 12 15 估计 10 NL 10 则指数 m 8 78 79 NL1 NV1 60nit hi Ti Tmax n i 1 m 2 6 10 7 原估计应力循环次数正确 NL2 NL1 i 1 82 10 7 接触寿命系数 ZN 由图 12 18 NN1 1 3 NN2 1 35 许用接触应力 H H1 Hlim1NN1 SHmin 710 1 25 1 05 1547MPa H2 Hlim2NN2 SHmin 580 1 35 1 05 1479MPa 验算H H ZEZHZ 12 8 ubdUKT 2 3 1 12 189 8 2 5 0 86 3 4 5 52 5 52 5 52 9880069 2 2 903MPa100 1 88 3 2 1 Z5 1 Z6 cos 1 78 Z 3 4 0 86 由此得 KH 1 1 齿向载荷分布配数 KH 由表 12 11 KH A B b d C 10 b 2 3 1 36 由此得 K KAKVKH KH 1 5 1 2 1 1 1 36 2 69 弹性系数 ZE 由表 12 12 ZE 189 8 节点区域系数 ZH 由图 12 16 ZH 2 5 接触最小安全系数 由表 12 14 SHMin 1 05 总工作时间 th th 10 300 8 0 2 4800h 应力循环次数 NL 由表 12 15 估计 10 NL 10 则指数 m 8 78 79 NL1 NV1 60nit hi Ti Tmax n i 1 m 2 6 10 7 原估计应力循环次数正确 NL2 NL1 i 1 82 10 7 接触寿命系数 ZN 由图 12 18 NN1 1 3 NN2 1 35 许用接触应力 H H1 Hlim1NN1 SHmin 710 1 25 1 05 1547MPa H2 Hlim2NN2 SHmin 580 1 35 1 05 1479MPa 验算H H ZEZHZ 12 8 ubdUKT 2 3 1 12 189 8 2 5 0 86 u 5 47 5 47 5 47 9880069 2 2 1058MPa H2 计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 Y Y 0 25 0 75 u 0 68 齿间载荷分配系数 KF 由表 12 10 KF 1 Y 1 48 齿间载荷分配系数 KF 由图 12 14 KF 1 38 载荷系数 K K KA KV KFKF 3 68 齿形系数 YF 由图 12 21 YF1 2 46 YF2 2 19 应力修正系数 YS 由图 12 22 YS1 1 65 YA2 1 8 弯曲疲劳极限Flim 由图 12 23c Flim1 920MPa Flim2 850MPa 弯曲最小安全系数 SFlim 由表 12 14 SFlim 1 25 弯曲寿命系数 YN 由图 12 24 YN1 0 95 YN2 0 97 尺寸系数 YX 由图 12 25 YX 1 许用应力 F F1 Flim1YN1 SFlim 669MPa F2 FlimYN1 SFlim 659MPa 验算 F1 F1 2KT1YF1 YS1Y bd1m 587MPa F2 F1 YF2 YS2 YF1 YS1 570MPa 计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求 3 2 4X 轴的设计验算轴的设计验算 由上可知 Ft1 2T2 d5 4182N Fr1 Ft1tan 1522N Ft2 2T2 d11 3952N Fr2 Ft2tan 1438N 计算支反力 水平面 FR1 1522 170 1438 20 250 1150N FR2 1522 1438 1150 1810N 垂直面 F R1 4182 170 3952 20 250 2528N F R2 2528 3952 4182 2298N 受力图见 14 1 图 14 1 合成弯矩图见图 14 2 M XZMXYM 22 222182N mm 图 14 2 许用应力值 查表 16 3 0b 150 1b 90 应力校正系数 1b 0b 90 150 0 6 当量弯矩图见 14 3 MD 22 TM 229954N mm 图 14 3 校核轴径 齿根圆直径 df1 d1 2 ha c mn 30mm 轴径 d 3 1 1 0 b M 29 4mm 41 625mm d 3 1 1 0 b M 21 2mm100 1 88 3 2 1 Z3 1 Z4 cos 1 78 Z 3 4 0 86 由此得 KH 1 35 齿向载荷分布配数 KH 由表 12 11 KH A B b d C 10 b 2 3 1 37 由此得 K KA KV KH KH 1 5 1 2 1 37 1 35 3 33 弹性系数 ZE 由表 12 12 ZE 189 8 节点区域系数 ZH 由图 12 16 ZH 2 5 接触最小安全系数 由表 12 14 SHMin 1 05 总工作时间 th th 10 300 8 0 2 4800h 应力循环次数 NL 由表 12 15 估计 10 NL 10 则指数 m 8 78 79 NL1 NV1 60nit hi Ti Tmax n i 1 m 2 6 10 7 原估计应力循环次数正确 NL2 NL1 i 1 82 10 7 接触寿命系数 ZN 由图 12 18 NN1 1 3 NN2 1 35 许用接触应力 H H1 Hlim1NN1 SHmin 710 1 25 1 05 1547MPa H2 Hlim2NN2 SHmin 580 1 35 1 05 1478MPa 验算H H ZEZHZ 12 8 ubdUKT 2 3 1 12 189 8 2 5 0 86 3 4 636363 9880069 2 2 764MPa100 1 88 3 2 1 Z1 1 Z2 cos 1 76 Z 3 4 0 86 由此得 KH 1 1 齿向载荷分布配数 KH 由表 12 11 KH A B b d C 10 b 2 3 1 35 由此得 K KAKVKH KH 1 5 1 2 1 1 1 36 2 67 弹性系数 ZE 由表 12 12 ZE 189 8 节点区域系数 ZH 由图 12 16 ZH 2 5 接触最小安全系数 由表 12 14 SHMin 1 05 总工作时间 th th 10 300 8 0 2 4800h 应力循环次数 NL 由表 12 15 估计 10 NL 10 则指数 m 8 78 79 NL1 NV1 60nit hi Ti Tmax n i 1 m 2 6 10 7 原估计应力循环次数正确 NL2 NL1 i 1 04 10 7 接触寿命系数 ZN 由图 12 18 NN1 1 3 NN2 1 35 许用接触应力 H H1 Hlim1NN1 SHmin 1547MPa H2 Hlim2NN2 SHmin 1478MPa 验算H H ZEZHZ ubdUKT 2 11 1 62 12 8 189 8 2 5 0 863 4 363636 8935067 2 2 1406MPa H2 计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 Y Y 0 25 0 75 u 0 68 齿间载荷分配系数 KF 由表 12 10 KF 1 Y 1 47 齿间载荷分配系数 KF 由图 12 14 KF 1 38 载荷系数 K K KA KV KFKF 3 65 齿形系数 YF 由图 12 21 YF1 2 46 YF2 2 19 应力修正系数 YS 由图 12 22 YS1 1 65 YA2 1 8 弯曲疲劳极限Flim 由图 12 23c Flim1 920MPa Flim2 850MPa 弯曲最小安全系数 SFlim 由表 12 14 SFlim 1 25 弯曲寿命系数 YN 由图 12 24 YN1 0 95 YN2 0 97 尺寸系数 YX 由图 12 25 YX 1 许用应力 F F1 Flim1YN1 SFlim 669MPa F2 FlimYN1 SFlim 659MPa 验算 F1 F1 2KT1YF1 YS1Y bd1m 594MPa F2 F1 YF2 YS2 YF1 YS1 574MPa 计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求 3 2 6 X 轴的设计验算轴的设计验算 由上可知 Ft1 2T3 d9 3574N Fr1 Ft1tan 1300N Ft2 2T3 d11 5489N Fr2 Ft2tan 1996N 计算支反力 水平面 FR1 3574 205 5489 60 3540N FR2 3574 5489 3540 5523N 垂直面 F R1 1996 60 1300 205 300 1287N F R2 1300 1996 1287 2009N 受力图见 15 1 图 14 3 合成弯矩图见图 15 2 M XZMXYM 22 357836N mm 图 15 2 许用应力值 查表 163 0b 150 1b 90 应力校正系数 1b 0b 90 150 0 6 当量弯矩图见 15 3 MD 22 TM 361830N mm 图 15 3 校核轴径 齿根圆直径 df1 d1 2 ha c mn 45mm 轴径 d 3 1 1 0 b M 34 3mm 45mm d 3 1 1 0 b M 27mm100 1 88 3 2 1 Z1 1 Z2 cos 1 74 Z 3 4 0 87 由此得 KH 1 1 齿向载荷分布配数 KH 由表 12 11 KH A B b d C 10 b 2 3 1 35 由此得 K KAKVKH KH 1 5 1 2 1 1 1 36 2 67 弹性系数 ZE 由表 12 12 ZE 189 8 节点区域系数 ZH 由图 12 16 ZH 2 5 接触最小安全系数 由表 12 14 SHMin 1 05 总工作时间 th th 10 300 8 0 2 4800h 应力循环次数 NL 由表 12 15 估计 10 NL 10 则指数 m 8 78 79 NL1 NV1 60nit hi Ti Tmax n i 1 m 2 6 10 7 原估计应力循环次数正确 NL2 NL1 i 1 04 10 7 接触寿命系数 ZN 由图 12 18 NN1 1 3 NN2 1 35 许用接触应力 H H1 Hlim1NN1 SHmin 1547MPa H2 Hlim2NN2 SHmin 1478MPa 验算H H ZEZHZ 12 8 ubdUKT 2 1 1 62 189 8 2 5 0 863 4 303030 8935067 2 2 1444MPa H2 计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 Y Y 0 25 0 75 u 0 68 齿间载荷分配系数 KF 由表 12 10 KF 1 Y 1 47 齿间载荷分配系数 KF 由图 12 14 KF 1 38 载荷系数 K K KA KV KFKF 3 65 齿形系数 YF 由图 12 21 YF1 2 46 YF2 2 19 应力修正系数 YS 由图 12 22 YS1 1 65 YA2 1 8 弯曲疲劳极限Flim 由图 12 23c Flim1 920MPa Flim2 850MPa 弯曲最小安全系数 SFlim 由表 12 14 SFlim 1 25 弯曲寿命系数 YN 由图 12 24 YN1 0 95 YN2 0 97 尺寸系数 YX 由图 12 25 YX 1 许用应力 F F1 Flim1YN1 SFlim 669MPa F2 FlimYN1 SFlim 659MPa 验算F1 F1 2KT4YF1 YS1Y bd13m 641MPa F2 F1 YF2 YS2 YF1 YS1 622MPa 计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求 双轴滑移齿轮进给箱传动系统的研究双轴滑移齿轮进给箱传动系统的研究 通过对轮进给箱传动系统研究后 发现一条新的传动路线 当U 1可以减少 车削公制螺纹及模数螺纹以及大导程螺纹传动链6个中传动齿轮 使传动路线大 大缩短 可较大地提高传动精度和被加工螺纹精度 4 1新传动链车公制螺纹新传动链车公制螺纹 当u 1时 新的车公制螺纹传动路线 已有的传动路线 新的传动链调整十分 简单 只须将进给箱 中的离合器M4改为接 合 就可断开已有传 动链而调整出U倍的 新的传动链 即车削 U倍 1的公制螺纹时 进给箱中的离合器M3脱开 M5接合 M3 M5保持原状不变 而离合器M4由原 来脱开调整为接合 M4接合 即X 轴左边Z28 滑移外齿轮滑进离合器M4 的Z28内 齿轮 既保持轴X 与X 联成一轴 其传动比UX X 1 与U倍 1等效 同时又 自动断开了U倍 1时已有的传动链的传动 换言之 新老传动链不可能同时传动 使X 转动 这样可避免新老传动链传动运动之间的相互干扰 M4接合后 运动 由主轴5 经齿轮副58 58 轴 27 至轴 72 间的换向机构 挂轮 68 100 100 75 传至进给箱 然后再经齿轮副25 36 轴X X 间的滑移齿轮变速机 构基本螺距机构 基本螺距组 经离合器M4直接传至X 轴 此时X 轴与X 轴间的传动比UX X 1与已有的传动路线中UX X 1等效 而传递链中的齿轮减少了6个 这6个齿轮的 制造和安装误差带来的对加工螺纹精度的影响可完全避免 由前面的车削公制螺纹的公式可以看出 S 1 58 58 33 33 63 100 100 75 25 36 U基 25 36 36 25 U倍 12 当U倍 1时 S 7U基 也就是说新的传动链同样可以车削导程为 7 8 9 10 11 12mm的公制螺纹 4 2 新传动链车模数螺纹新传动链车模数螺纹 当U倍 1时 车削模数螺纹与车削公制螺纹一样 只须将离合器M4由原来脱开 改为接合 即可调整出一条新的传动链 可用其来加工精度高的模数螺纹 其新 老传动链为 由前面的车削模数螺纹的运动平衡式可知 Sm 1 58 58 33 33 64 100 100 97 25 36 U基 12 当U倍 1时 Sm 7U基 4 也就是说新的传动链可以车削出为1 75 2 2 25 3mm 的模数螺纹 4 3 新传动链的特点及适用范围新传动链的特点及适用范围 1 新传动链调整简单方便 只须通过离合器M3的手柄操作 就可使其由脱 开状态调整为接合状态 2 新老传动链传递运动能互锁 从图中可显而易见地看出 M4脱开时 为已 有传动链传递运动给丝杠的状态 M4接合 已有传动链当即自动断开 同时新传 动链同时接通 不会出现两条传动链同时传递运动的状态 3 新传动路线可适用范围较广 如公制螺纹的标准导程值共有20种 其中 有6个值可以采用新传动链来加工 可