四工位专用机床刀具进给机构和工作台转位机构设计

四工位专用机床工作台转位机构和刀具进给机构设计TheDesignofFourStationDedicatedMachineToolFeedMechanismAndIndexingMechanism学生姓名学号所在学院班级所在专业机械设计制造及其自动化申请学位指导教师职称副指导教师职称答辩时间目录目录设计总说明.IINTRODUCTION.II1绪论.11.1专用机床的发展与现状.11.2研究的目的及其意义.22课题内容及其要求.32.1设计要求.32.2设计相关参数.43机构运动循环图的绘制.43.1工艺动作分解数据的计算.43.2机构运动循环图.54机械总体结构的设计.64.1系统传动简图.64.2原动机的选用.64.3减速机构.64.4执行部分总体部局.75主要零部件的设计计算.85.1减速机构设计.85.2齿轮的设计：.85.2.1齿轮1的设计.85.2.2齿轮2设计.145.3单销四槽槽轮机构设计.215.4凸轮机构的设计.225.4.1进给凸轮机构的设计.225.5轴的设计计算.235.5.1轴的结构设计.235.5.2轴的结构设计.265.5.3轴的结构设计.265.5.4轴的结构设计.275.6键联接强度校核.285.6.1轴上布置的键联接强度校核.285.6.2其余轴上键的强度校核.28目录5.7滚动轴承寿命验算.28鸣谢.30参考文献.31目录目录目录目录设计总说明设计总说明机床是把毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，因此，又被称作为“工作母机”，是现代工业发展中不可或缺的重要组成部分。而四工位专用机床由于其结构简单，加工效率较高，操作简便，一次可完成装夹工件、钻孔、扩孔、铰孔、卸载工件的工序。而本设计是对四工位专用机床的刀具进给机构及工作台转位机构这两大关键机构进行设计。本设计主要完成以下的具体工作：1、简要的介绍国内外关于四工位机床的研究背景及相关的发展状况，阐述设计目的及意义。2、对给出的设计要求及参数进行分析，参考相关资料，整理资料，为做好设计做准备。3、对工艺动作分解相关数据进行计算，绘制机构运动循环图。4、对四工位专用机床的刀具进给机构及其工作台转位机构进行总体设计，对比相关方案，选取最适合的设计方案，并绘制出系统传动简图。5、对机床刀具进给机构及工作台转位机构的具体结构进行设计计算，如：齿轮、槽轮、凸轮、轴、键等进行设计计算。6、根据计算结果及数据画出装配图及各具体的零件图。通过以上设计，最终完成对四工位专用机床工作台转位机构及其刀具进给机构的相关设计。关键词：四工位；工作台转位；刀具进给ABSTRACTIINTRODUCTIONMachinetoolistheblankintoamachinepartsprocessingmachine,whichisusedinmakingmachines,therefore,alsoreferredtoasworkhorsesofmodernindustrialdevelopmentisanindispensablepartof.Thefour-station-specificmachinetoolbecauseofitssimplestructure,highworkingefficiency,easyoperation,onecancompletetheworkpiececlamping,drilling,reaming,theworkpieceunloadingprocess.Andthisdesignisafour-station-specificmachinetooltablefeedingmechanismandindexingmechanismdesignthesetwokeyinstitutions.Thisdesignimplementsthefollowingspecifictasks:1,abriefintroductionandabroadaboutfour-stationmachinetoolresearchbackgroundandrelateddevelopments,describesthepurposeandsignificanceofdesign.2,thedesignrequirementsandparametersgivenintheanalysis,refertotherelevantinformation,organizeinformation,preparetomakethedesign.3,theoperationofthedecompositionprocessrelateddataiscalculated,themovementcyclediagramdrawingmechanism.4,four-station-specificmachinetooltablefeedingmechanismandindexingmechanismoveralldesign,contrast-relatedprograms,toselectthemostsuitabledesign,anddrawthediagramofthesystemdrive.5,themachinetoolfeedmechanismandthetableindexingmechanismofconcretestructuredesigncalculations,suchas:gears,sheaves,cams,shafts,andotherkeydesigncalculations.6,accordingtotheresultsanddatatodrawassemblydrawingsandvariousspecificpartsdiagram.Bytheabovedesign,thefinalcompletionofthefour-stationdedicatedmachinetableindexingmechanismandtoolfeedrelateddesigninstitutions.KEYWORDS:FOUR-STATION;WORKTABLETRANSLOCATION;TOOLFEED广东海洋大学2015届本科生毕业设计0四工位专用机床工作台转位机构和刀具进给机构的设计（机械设计制造及其自动化，201111411613，赖剑超）指导教师：（刘峰）毕业设计说明书1绪论1.1专用机床的发展与现状专用机床是一种适用于特定零件及其相关一个或多个工序加工地机床，是组成自动化生产线制造系统不可缺少的机床品种。1911年美国制成了专用机床最早组合机床，当时最主要用途是汽车的零件。刚刚开始，各个机床制造厂都有自己的通用部件标准，但是厂与厂之间却没有一个相同的通用部件标准，为了提高通用部件的互换性，同时也为了方便用户的使用和维修，于1953年，通用汽车公司和美国福特汽车公司经过协商与美国机床制造厂正式地确定了组合机床的相关通用部件标准化的原则，严格地规定了部件与部件之间的联系尺寸，但是对部件结构的标准化却未作任何规定，但依旧对组合机床的发展做出了不可磨灭的贡献。通用部件按功能可以分为以下这五大部分：动力部件、控制部件、输送部件、支承部件及其辅助部件。1)动力部件主要包括以下部分三部分动力箱、切削头和动力滑台，其主要作用是为组合机床提供主运动以及进给运动，就犹如人体内的心脏，随时随地为机床提供动力。2)控制部件主要包括有这些部分电气柜、液压站和操纵台等，它的主要作用是控制机床的工作循环，以方便于机床连续加工，能够有效地提高机床的加工效率。3)输送部件主要有以下几个工作部分组成：环形分度回转工作台、分度回转工作台、往复移动工作台及其分度鼓轮等，它的主要作用是将主轴箱及其要加工的工件输送到特定的加工工位，是机床加工不可缺少的重要组成部分。4)支承部件则主要有以下部分组成：支架、底座、可调支架、立柱，其主要作用是使动力滑台、切削头及其夹具等相关部件能够安装到正确的位置，相当于是机床的骨架，支撑起整个机床的部件，并使有关部件能保持较为精确的相对位置。5)辅助部件主要有润滑装置、冷却装置和排屑装置等，其主要作用是对机床的部件进广东海洋大学2015届本科生毕业设计1行润滑，减少部件与部件之间的摩擦；冷却机床部件，防止机床与工件温度过高；把切削出来的碎屑集中于一处，并排出。同时为了加大组合机床的应用范围，可以把结构及其工艺相似的零件集中到一台组合机床上进行加工（即成组技术），以提高机床的利用率，使其也能够在中小批量生产中也能够得到广泛的使用，而不仅仅是使用于大批量的生产中。这类增大使用范围的机床较为常见的有这两种转塔式组合机床及其可换主轴箱式组合机床。为了极大的简化组合机床的结构，使其结构更为紧凑，提高其精度，组合机床的未来发展方向主要是采用滚珠丝杠及其调速电动机等进行传动；采用数控系统、夹具自动更换系统，以提高组合机床的生产效率及工艺可调性，同时也大大的减少人们的工作量；同时其未来的发展还可纳入柔性制造系统，使生产更加的自动化，大大地节省人力资源。专用机床是采用多轴、多把刀具、多工序、多处工位同时进行加工,生产效率得到极大的提高，是通用机床效率高几倍至几十倍。经过一系列的改善，现在专用机床的通用部件已经进行了一系列的标准化和系列化,可根据工厂自身的需要进行灵活配置,极大地缩短了机床的设计与制造周期。因此专用机床具有效率高、制造成本低等优点，由于这些优点，其在中、大批量生产过程中得到了广泛的应用。专用机床主要用于箱体类零件及其特殊形状零件的加工，一般组合机床的工件不旋转，刀具旋转，来实现孔的加工、铣削平面、切削内外螺纹、加工外圆和端面等。1.2研究的目的及其意义由于专用机床是一种针对性较强的产品，具有高效自动化、生产效率高等优点，是需要大批量生产的企业的理想装备。随着制造技术逐步发展及其数控技术的快速普及，专用机床也逐步朝数控化方向发展，并且发展与普及速度也在逐步加快，因此，专用机床在制造业中占有较大的比重，并且比重还在不停增长当中，以适应社会生产效率的快速增长。专用机床具有以下两个极为鲜明的特征：（1）集成性：用户订购专用机床的最基本要求就是现买现用，它集机床开发设计，夹具与刀具的开发设计及其选择，加工工艺的设计，检验测量机床是否符合精度要求，切屑的处理与排出，冷却液的防护与处理等于一体。它所解决的不是单一的一个问题，而是涉及多领域、宽领域的多个问题。（2）单一性：专用机床由于针对性比较强，一般只适合特定零件的加工制造，因此，几乎所有的专用机床都是单一性生产，根据用户所提出的各种针对机床的要求（如：精度、效率、针对何种零件的加工等），进行一次性研究及其开发，然后再进行一次性制造，并且还要求一次性成功，以节省成本及加快生产效率。专用机床制造有以下八个特点：（1）技术难度大：由于它集成性非常的高，所涉及的领域极为的宽，而且要求一广东海洋大学2015届本科生毕业设计2次性开发研究，一次性制造，一次性成功，这种种要求大大地加大了专用机床的技术难度。（2）经营风险高：专用机床是按照用户要求进行量身定制的，只能是加工一种零件，而不像通用机床一样，可进行多种零件的加工制造，因此开发出来的专用机床就只能适合于某一用户。而且专用机床的技术难度大，而要解决这种种难题并不是一件容易的事，需要耗费大量的时间与金钱，这不仅加大了专用机床的制造成本，而且还可能在用户所要求的期限当中，无法完成机床的制造。这些都导致了专用机床的经营风险大大的提高。（3）协作困难大：由于是一次性的制造生产，不会像标准零件、通用机床等可进行大批量生产，所以较少厂家会从事专用机床的零件的开发生产，因此找协作厂家会十分不易，一般的厂家的制造水平又不够高，可能无法满足用户的要求，而大厂家又太少，而且零件会供不应求。（4）技术依赖性强：专用机床和其生产的自动线的设计，工艺的设计，机床的生产制造，机床的检测研究都需要大量的有经验的技术人员，而当前中国制造业所面临的一个问题就是有经验的技术人员太少。（5）利润空间小：大批量生产，中批量生产，小批量生产这些不同的生产模式所获得的利润差别很大，在国外不同模式下的利润相差不大，而在在中国却相差太远。（6）技术成长期长：专用机床的设计所涉及的知识面要求十分的广泛，且对专业知识的要求十分高。而许多厂都都缺乏这方面的人才，而要培养一名合格的技术研发人员，需要几年的时间。（7）人员流动困难：由于订单不能够平衡，因此生产量也无法平均，导致不同时期需要的劳动生产力也不同，许多企业为了节省成本，在旺季便大量的招聘一些临时工，在淡季，则裁掉大量临时工，导致人员流动十分频繁，这就导致这些临时工所学技术多而不专，导致了企业缺乏大量的有经验，有技术的技工人员。（8）技术引进困难，与国外合作难：由于专用机床的针对性较强，只能加工特定零件，这就导致专用机床一次性使用。而现如今，国外为了保持其技术领先的优势，因此其不愿与国内厂家进行合资，只愿意谈具体项目的合作事宜，导致技术的引进变得困难重重。八个特点，即各有关联，又各具特点，但却极大的反应了现在我国专用机床设计制造所存在的种种问题，这些问题都值得我们去思考与解决。随着生产技术的不断发展，对生产效率的要求越来越高，因此专用机床的开发与研究便变得十分的有意义。2课题内容及其要求广东海洋大学2015届本科生毕业设计32.1设计要求专用机床工作台总共有四个工作位置，主轴箱安装有三把刀具。当主轴箱每进给一次的时候，在四个工位分别完成装、卸工件，钻、扩、铰孔的工作；当刀具退出工件时，工作台便回转90，工作台回转完后，主轴箱将再次进给。由此依次循环四次，一个工件就会完成安装、钻孔、扩孔、铰孔、卸载五个工序。工作台转位机构及其刀具进给机构具有严格的时间顺序要求，因此采用电动机带动分支并列两套机构的集中驱动方式，并且由凸轮、齿轮、槽轮等封闭，组成一个组合机构系统。主要研究的内容是确定机床传动方案，以便于设计刀具的进给机构及其工作台的转位机构的具体结构。图2-1四工位示意图2.2设计相关参数设计参数各数据如表2-1：表2-1参数数据表刀具顶端距工件表面距离/mm快进距离/mm等速进给距离/mm刀具接近工件切入量/mm工件孔深/mm刀具切出量/mm刀具等距进给速度/(mm/s)行程速度变化系数k工件装卸时间/s生产率/(件/h)656055540102210603机构运动循环图的绘制3.1工艺动作分解数据的计算根据相关参数可计算出各过程所用时间表2-2各过程所用时间列表广东海洋大学2015届本科生毕业设计4单件加工时间/s快速进给时间/s快速退回时间/s等速进给时间/s刀具切入时间/s切割工件时间/s刀具切出时间/s6011.121.427.52.52053.2机构运动循环图根据专用机床的相关参数及运动过程可画出机构运动循环图如图3-1所示：图3-1机构运动循环图该专用机床要求刀架进给与退回、工作台的旋转和工作台的定位这三个动作协调运行，其工作过程如图3-2：图3-2机床工作运动模型为防止工件与刀具接触时卡盘旋转，导致工件损坏，因此要求在工件与刀具接触广东海洋大学2015届本科生毕业设计5时工作台固定不动，刀具退出工件到下次接触工件这段时间必须完成工作台的旋转动作，以防止工件与刀具接触时，工作台旋转，导致工件被破坏。几个动作必须得相互协调，并且按一定规律来回的往复进行运动。4机械总体结构的设计4.1系统传动简图专用自动机床机构简图如图4-1：图4-1系统传动简图1、摆线针轮减速器2、电动机3、进刀圆柱凸轮4、刀具专用电机5、主轴箱6、刀具7、工件8、单销四槽槽轮机构9、齿轮210、齿轮14.2原动机的选用原动机选择A02系列电机A02-5022三相异步电动机，其电动机额定功率P=0.06KW,而额定转速n=1400r/min。广东海洋大学2015届本科生毕业设计64.3减速机构经前面的计算，系统的总传动比为i=n/n5,其中n5便是圆柱凸轮所在轴的转速，其中圆柱凸轮的转速为1r/min，则总传动比为i=n/n6=1400/1。由于总传动较大，所以可选用渐开线行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、谐波传动减速器及蜗杆减速器等具有较大传动比的减速器。但由于行星齿轮减速器尺寸过大，因此会加大机床尺寸；蜗杆减速器传动效率低、发热量大；谐波传动减速器传动功率较低，因此不太适合，而摆线针轮减速器具有传动比高和效率高、结构较为紧凑、体积较小、运转时较为平稳、噪声低、寿命长及其容易分解安装等优点，可选择摆线针轮减速器。综上，减速器型号选择二级直联型卧式摆线针轮减速器：ZWE0.06-20A-473，电机输入功率为0.06kw,机型号：20A，传动比i=4734.4执行部分总体部局执行机构主要由旋转工件的卡盘与移动刀架这两大部分组成，这两个两大部分的运动在机床加工零件时，要保持一定的相对精度，以保证加工出来的零件满足要求。所以，在执行机构设计过程中可分为以下三个部分：进、退刀机构设计、工作台旋转机构和减速机构设计。进退刀机构的主要设计部分为圆柱凸轮的设计，而圆柱凸轮的设计最主要的还是圆柱凸轮轮廓线的设计；工作台的设计主要是间歇机构（槽轮机构）的设计及其计算。在执行的过程中，由于原动机所传动出来的速度并非执行机构所需要的速度，因此，需要具有一定传动比的减速机构对电动机转速进行减速，以达到执行机构所要求的速度。下面我们将先大概计算一下减速机构总传动比的确定：刀具位于距离工件65mm处然后快速进给60mm，于距离工件表面5mm开始匀速推进55mm（其中刀具切入量：5mm，工件孔深：40mm，刀具切出量：10mm），然后再快速返回到距离工件表面65mm处，然后再快速进给，依次循环下去。要求每个小时加工60件产品，而一个产品加工出来刚好是刀具进给与退回的一个来回（即1分钟），而每加工一个产品，工作台旋转90。广东海洋大学2015届本科生毕业设计7图4-2刀具行程根据此运动规律，由此可以计算出凸轮所在轴的转速为1r/min，所以减速机构的总传动比为i=电动机转速/凸轮所在轴转速=1400/1。执行机构运动相关协调问题的讨论：由上面运动循环图可知，在工件安装好之后，刀具进给机构快速的完成快速进给、匀速进给、快速返回等这一系列的动作，而退刀后，即工件与刀具不接触的这一段时间，工作台必须旋转到下一个工作位置。而且还需要满足间歇以及固定这两个工作，因此选用单销四槽轮机构解决协调问题，具体的实现步骤参考“槽轮机构设计”。由于进刀机构运动较复杂，所以需要满足工作地几个状态，用凸轮轮廓线设计的办法较容易满足。轮廓线的设计参考“主要零部件设计计算”。5主要零部件的设计计算5.1减速机构设计传动比分配：总传动比:；其中：，取4732.961401nii电机减齿主轴473,2.96ii减齿3i齿5.2齿轮的设计：5.2.1齿轮1的设计已知：输入功率；小齿轮转速；0.690.54Pkw电减3/minr小齿数比u=3;工作寿命10年，每年工作300天，两班制。广东海洋大学2015届本科生毕业设计8设计计算：1.选齿轮类别、精度、材料及其齿数（1）选用直齿圆柱齿轮，压力角选为20。（2）专用机床为金属切割机床，参考表10-1（机械设计），选用6级精度（3）材料的选择：小齿轮的材料硬度要求相对比大齿轮要高，因此，可选用40Cr（调质），经查其齿面的硬度为280HBS，而大齿轮的材料选常用材料45钢（调质），齿面的硬度为240HBS。（4）选择小齿轮的齿数，则大齿轮的齿数，取12z2136zu2z2.按照齿面接触疲劳强度进行设计（1）试算小齿轮的分度圆直径，即21312HtHEtdKTZu1)确定公式中的各参数：试选。1.3HtK计算小齿轮传递转矩。2665119.50/9.50.4/31.790TPnNmNm由机械设计（以下齿轮计算皆是出自于本书）表10-7选齿宽系数31d由图10-20查得的区域系数42.HZ由表10-5查得的材料弹性影响系数为51/289.EMPa由式（10-9）计算小齿轮的接触疲劳强度用重合度系数。6Z*111arcos/(2)arcos210/(21)30.9zh226624122(tant)(tant)/.7zz40.953Z计算接触疲劳许用应力7H由图10-25d查得小，大齿轮的接触疲劳极限分别为：lim1lim270,650HMpapa广东海洋大学2015届本科生毕业设计9由式（10-15）计算齿轮的应力循环次数：616048.10hNnjL2/92u通过图10-23查取其接触疲劳寿命系数12.6,.HNHNK暂取失效概率为1%、安全系数S=1，由式10-14得：1lim8NHMPaS2li793HK取和中值较小者作为齿轮副接触疲劳许用应力，即1H22793HMPa2)算小齿轮分度圆直径=57.988mm21312tHEtdKTZu（2）调整小齿轮的分度圆直径1)计算实际载荷系数前数据。圆周速度v。1m/s319.060tdnv齿宽b。2157.8dtbm2)算实际载荷系数。HK通过表10-2查得使用系数。1A根据、6级精度及图10-8查得动载系数为。239.10/vms1.0vK齿轮的圆周力。33112/5.90ttFTdN0/AtKbm查表10-3得到齿间载荷分配系数为。H广东海洋大学2015届本科生毕业设计10由表10-4使用插值法查得6级精度、小齿轮相对轴承成非对称分布时，得到齿向载4荷分配系数位。由此得到实际载荷系数为1.407HK1.42HAVHK3)由式（10-12）可得按实际载荷系数计算得分度圆直径3159.7tHtd及相应齿轮模数1/2.84mzm3.按照齿根弯曲疲劳强度进行设计（1）由式（10-7）算模数，即132FtFastdKTYz1）确定公式中各参数值试选。1.3FtK由式（10-5）算弯曲疲劳强度用重合系数如下。20.75.2.84Y计算。3FasY由图10-17可查得齿形系数。12.78,.FaFaY由图10-18可查得应力修正系数。56174ssY由图10-24c可查得小齿轮及大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：lim1lim250,380FFMPaPa由图10-22查得其弯曲疲劳寿命系数为。120.98,.9FNFNK选取弯曲疲劳安全系数为S=1.4，由式（10-14）得：1lim35FMPaS2li268.71NF广东海洋大学2015届本科生毕业设计1110.24FasY2.9Fas因为大齿轮大于小齿轮的，所以取FasY=FasY20.149asF2）试算模数1322.3FtFastdKTYmmz（2）调整齿轮的模数1）算实际载荷系数前的参数准备。圆周速度v。112.3148.95dmz34895/7016060ns齿宽b。21.dbm宽高比b/h。3*220.52.35.249athcm/489/bh2）算实际载荷系数。FK根据，6级精度与图10-8查得动载系数。137.10/vs1.0VK由，2154/2.910/48.1.60tFTdN，查表10-3查得齿间载荷分配系数。/34.AtKbNm1F由表10-4使用插值法查得,结合b/h=9.33查图10-13，得。3.5HK.32K则载荷系数为1.0.321FAvF广东海洋大学2015届本科生毕业设计123）由式（10-13），可以得到按实际载荷系数算得的齿轮模数32.5FttKmm对比计算结果，按齿面接触疲劳强度所计算的模数m大于按齿根弯曲疲劳强度所计算的模数，因为齿轮模数m的大小主要取决于由弯曲疲劳强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度决定的承载能力，仅和齿轮直径有关，可以取由弯曲疲劳强度计得的模数2.353mm，并就近圆整成标准值m=2.5mm，按照接触疲劳强度计得的分度圆直径，算出的小齿轮齿数为，取，大齿轮齿数为159.734d1/23.894zd12z，取，与互为质数。22zu27z24.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径如下124.560dzmm2717.（2）计算中心距12/60.5/28.5ad（3）计算齿轮宽度160dbm考虑不可避免安装误差及为了保护设计齿宽b和减少材料，一般要将小齿轮略微加宽（510）mm，m取，而让大齿轮齿宽与设计齿宽相等，即。167bm2b5.中心距圆整后的强度校核上述齿轮副中心距不便于相关零件设计和制造。为此，可以通过调整齿轮传动比、改变齿轮或者变位法进行圆整。本例用变位法对中心距圆整至a=120mm。圆整时，以变位系数及不超出图10-21a中推荐合理工作范围为宜。其它几何参数，如等保持不变。12,zmb齿轮变位后，齿轮副相关几何尺寸发生了变化。应重新对齿轮强度进行校核，以明确齿轮工作能力。（1）算变位系数和计啮合角、变位系数和、齿数和、齿顶高降低系数及中心距变动系数。1广东海洋大学2015届本科生毕业设计13arcos/21.580a12479z12/.64xinvztn/08.520yam.649xy由图10-21a可知，当前变位系数和提高了齿轮的强度，但是重合度有所下降。确定分配变位系数。212,x由图10-21a知，坐标点=（47.5,0.325）位于L12线和L13线之间。/,2zx于这两条线之间做射线，在从横坐标为处作垂直线，可查得与射线交点的纵坐标1,z分别为。120.385,64x（2）齿面接触疲劳强度的校核按前述相类似的做法，先计算式（10-10）中各参数。为了节省篇幅，此处仅给出计算结果：51/211.4,.790,60,32.6,89.HdHEKTNmmuZMPa。将它们代入式（10-10），得到08Z132679.8793HHEHdKTuZMPaa综上，齿面接触疲劳强度满足相关要求，且齿面接触应力比标准齿轮略微下降。（3）齿根弯曲疲劳强度的校核按前述相类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出相关计算结果5111.35,.790,2.5,.7FFaSaKTNmY22,.16,84FaSaY。将它们代入式（10-6），可得到10.9,.,24dmz113214.7FaSFdKTYMPamz广东海洋大学2015届本科生毕业设计141213241.FaSFdKTYMPamz齿根弯曲疲劳强度满足设计要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏能力大于大齿轮。6.主要设计结论小齿轮选用材料为40Cr（调质），大齿轮选用材料45钢（调质）。齿轮按6级精度设计。表5-1齿轮1各参数表小齿轮齿数大齿轮齿数模数/mm压力角小齿轮变位系数大齿轮变位系数中心距/mm小齿轮齿宽/mm大齿轮齿宽/mm24712.52003850.26412067605.2.2齿轮2设计已知：输入功率；小齿轮转速0.69.80.53Pkw电减；齿数比u=1;工作寿命10年，每年工作300天，两班制。1/minr小设计计算：1.选齿轮类别、精度等级、材料和齿数。（1）选直齿圆柱齿轮，压力角选为20。（2）专用机床为金属切割机床，参考表10-1（机械设计），选用6级精度。（3）材料的选择：由于小齿轮与大齿轮的传动比为1，因此，要求小齿轮与大齿轮的硬度要求差不多，小齿轮与大齿轮的材料都选为40Cr（调质），齿面的硬度为280HBS。（4）选小齿轮的齿数为，则大齿轮的齿数，取124z2142zu24z2.按照齿面接触疲劳强度进行设计（1）试算小齿轮的分度圆直径，即21312HtHEtdKTZu1)确定公式中的各参数：试选。1.3HtK计算小齿轮传递转矩。2广东海洋大学2015届本科生毕业设计15665119.50/9.50.3/1.061TPnNmNm由机械设计（以下齿轮计算皆是出自于本书）表10-7选齿宽系数30.8d由图10-20查得的区域系数42.HZ由表10-5查得的材料弹性影响系数为51/289.EMPa由式（10-9）计算小齿轮的接触疲劳强度用重合度系数。6Z*111arcos/(2)arcos240/(241)9.84zh122(tant)(tant)/.6zz4-1.60=.8943Z计算接触疲劳许用应力7H由图10-25d查得小，大齿轮的接触疲劳极限分别为：lim1lim270,70HMPaPa由式（10-15）计算齿轮的应力循环次数：616831.80hNnjL6621/.0/2.u通过图10-23查取其接触疲劳寿命系数12,HNHNK暂取失效概率为1%、安全系数S=1，由式10-14得：1lim.3708611HNMPaS2li.HK取和中值较小者作为齿轮副接触疲劳许用应力，即1H22861HMPa2)算小齿轮分度圆直径广东海洋大学2015届本科生毕业设计16=92.769mm21312HtHEtdKTZu（2）调整小齿轮的分度圆直径1）计算实际载荷系数前数据准备。圆周速度v。1-3192.7614.80m/s600tdn齿宽b。21.8.25dtb2）算实际载荷系数HK通过表10-2查得使用系数1A根据、6级精度及图10-8查得动载系数为。239.10/vms1.0vK齿轮的圆周力。354112/.06/92.7.9ttFTdN10/AtKbm查表10-3得到齿间载荷分配系数为H由表10-4使用插值法查得6级精度、小齿轮相对轴承成非对称分布时，得到齿向载4荷分配系数位。由此得到实际载荷系数为1.42H1.0.412.3AVHK3）由式（10-12）可得按实际载荷系数计算得分度圆直径331.92.7695.761tHtdm及相应齿轮模数：1/5.4/.0mz3.按照齿根弯曲疲劳强度进行设计（1）由式（10-7）算模数，即132FtFastdKTYz1）确定公式中各参数值广东海洋大学2015届本科生毕业设计17试选1.3FtK由式（10-5）算弯曲疲劳强度用重合系数如下。20.750.75.2.2.186Y计算。3FasY由图10-17可查得齿形系数12.68,.FaFaY由图10-18可查得应力修正系数518ssY由图10-24c可查得小齿轮及大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：lim1lim250,50FFMPaPa由图10-22查得其弯曲疲劳寿命系数为12.0,1.FNFNK选取弯曲疲劳安全系数为S=1.4，由式（10-14）得：1lim.5=36.74FNMPaS2li2.00.11FNKa1.685=.73asFY2.0.1asF因为大齿轮大于小齿轮的，所以取FasY=FasY20.17asF2）试算模数1322.84FtFastdKTYmmz（2）调整齿轮的模数1）算实际载荷系数前的参数准备。圆周速度v。1广东海洋大学2015届本科生毕业设计1812.8469.213dmzm6913/0/600nvss齿宽b。21.825.7db宽高比b/h。3*20.846.9athcmm/537/6953bh2）算实际载荷系数FK根据，6级精度与图10-8查得动载系数13.6210/vs1.0VK由，2154/./9.213.610tFTdN，查表10-3查得齿间载荷分配系数。/4.AtKbNm1F由表10-4使用插值法查得,结合b/h=8.53查图10-13，得。3.48HK.32K则载荷系数为1.0.32=1FAVF3）由式（10-13），可以得到按实际载荷系数算得的齿轮模数33.2.84.961FttKmm对比上述的计算结果，按齿面接触疲劳强度所计算的模数m比按齿根弯曲疲劳强度所计算的模数要大，所以齿轮模数m的大小主要取决于由弯曲疲劳强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度决定的承载能力，仅和齿轮直径有关，可以取由弯曲疲劳强度计得的模数2.906mm，并就近圆整成标准值m=3mm，按照接触疲劳强度计得的分度圆直径，算出的小齿轮齿数为，取，195.764dm1/95.764/31.92zd13z大齿轮齿数为=321，取，与互为质数。21zu23z24.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径如下13296dzmm2广东海洋大学2015届本科生毕业设计19（2）计算中心距12/96/297.5adm（3）计算齿轮宽度10.8.8db考虑不可避免安装误差及为了保护设计齿宽b和减少材料，一般要将小齿轮略微加宽（510）mm，即15076.85108.6.bmm取，而让大齿轮齿宽与设计齿宽相等，即。185bm27b5.中心距圆整后的强度校核上述齿轮副中心距不便于相关零件设计和制造。为此，可以通过调整齿轮传动比、改变齿轮或者变位法进行圆整。本例用变位法对中心距圆整至a=100mm。圆整时，以变位系数及不超出图10-21a中推荐合理工作范围为宜。其它几何参数，如等保持不变。齿轮变位后，齿轮副相关几何尺寸发生了变化。应重新对齿12,zmb轮强度进行校核，以明确齿轮工作能力。（1）算变位系数和计啮合角、变位系数和、齿数和、齿顶高降低系数及中心距变动系数。1arcos/arcos97.5cs20/13.621236z12/.98xinvztan/097.521yam.834x由图10-21a可知，当前变位系数和提高了齿轮的强度，但是重合度有所下降。确定分配变位系数。212,x由图10-21a知，坐标点=（32.5,0.454）位于L13线和L14线之间。/,2zx于这两条线之间做射线，在从横坐标为处作垂直线，可查得与射线交点的纵坐标1,z分别为。120.45,.3x经校核其满足齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度要求。广东海洋大学2015届本科生毕业设计206.主要设计结论小齿轮选用材料为40Cr（调质），大齿轮选用材料为40Cr（调质）。齿轮按照6级精度设计。表5-2齿轮2各参数表小齿轮齿数大齿轮齿数模数/mm压力角小齿轮变位系数大齿轮变位系数中心距/mm小齿轮齿宽/mm大齿轮齿宽/mm323332004550.45310085775.3单销四槽槽轮机构设计图5-1单销四槽槽轮机构由机床整体安装高度540mm和其他传动的中心距可得：槽轮机构的中心距为a=200mm。由机床换位机构的运动要求（每分钟转90）可知，槽轮的槽数为Z=4，而主动拨盘的圆销数n=1。由机械零件设计手册表2.3-5查得，主动轮运动角，从动轮运动角12=90，槽轮其他相关参数的计算如下：2=90a)主动曲柄长度：广东海洋大学2015届本科生毕业设计21,取12sin0sin451.42Ram1=4Rmb)槽轮半径：，取22coco.2c)滚子（圆销）半径：，为了方便加工，取r=20mm1/64/3.5rRmd)槽底高：，取b=35mm1352015(346)barme)槽深：2(43)10hRbf)锁住弧半径：（其中10.6859xre），取0.68e5xmg)锁住弧张开角：2705.4凸轮机构的设计5.4.1进给凸轮机构的设计通常直动从动件的圆柱凸轮机构的许用压力角。机构采用几何形状253锁合方式时，回程许用压力角和推程相同。理论轮廓曲线上的任意一点做法线nn，nn和y轴轴线夹角即为机构的压力角。因此，基圆柱半径必须满足：bRmaxtndsRb由此计算得出其半径为65.43mm。由于主轴箱的总位移为115mm，所以圆柱凸轮的行程为115mm。经过考虑取半径为80mm，长度取150mm。快进行程（），选用五次多项式曲线，既无柔性冲击也无刚性冲击；06.34523422389.816.9.0165sva广东海洋大学2015届本科生毕业设计22工进行程，一次多项式曲线；6.231.37.819.0sva快回行程，正弦加速度曲线，既无柔性冲击也无刚性冲击；231.6022159/57/1sin2193/507/12cos50/7in3/sva图5-2凸轮廓线分析图5.5轴的设计计算5.5.1轴的结构设计图5-3轴1）轴的功率P、转速n、转矩T广东海洋大学2015届本科生毕业设计23P=0.053kw;n=3r/min;659.510.910PTNm计算齿轮上的力：已知轴齿轮分度圆直径,，则：60dm2563tFdan0rtN2)估算轴的最小直径轴选用材料：40Cr，调质处理。由1表15-3得,取=100,则：01297A0A3min026.pdm由于需要考虑轴上的键槽放大,所以：mm，取0in(1%)27.56d，028dm查表选用GY4弹性柱销联轴器,公称扭矩，1254/8320306JGBT24aTNm为保证轴和轴端挡圈间有间隙，取轴端长L=62mm。初选深沟球轴承6207GB/T276其尺寸为半联轴器用平键571dDGB/T1096键连接。10853)计算轴上的载荷载荷分析图水平,垂直面由装配图正视受力视角决定，轴弯矩扭矩分析图如图5-4：（1）水平面支反力和弯矩:312237.556=46+tNHFLN1-1tNH5124672.70HMFLm（2）垂直面支反力和弯矩广东海洋大学2015届本科生毕业设计24112237.50162rNVFLN14rNV51261.0VMFLm（3）总弯矩25.9HVN4）校核轴的强度22caTW广东海洋大学2015届本科生毕业设计25图5-4轴弯矩扭矩分析图判断危险截面：由于前三截截面只受扭矩作用，且直径大于要求的最小