摇臂钻床说明书.doc

学习参考 摘摘 要要 本次毕业设计题目是 Z32K 型摇臂钻床变速箱的改进设计 Z32K 型摇臂钻床 是许多学校机械加工实习所用的设备 该产品是由前苏联钻床型号改制而成 已有 三十多年的历史 但近年来 该型号钻床的生产率降低 经济效益较低 同时伴有 工人劳动强度的增大 致使钻床的使用率下降 经调查分析 主要原因是该产品没 有自动升降系统所致 为改进其使用效果 此次设计主要是对 Z32K 型摇臂钻床的升 降系统进行分析设计与改进 并对钻床的主要传动零部件进行设计校核 同时针对 其在实际使用过程中出现的一些问题 并在理论分析与计算的基础上 将其手动升 降变为自动升降 然后制定出合理的传动方案 且选择合适的原动机作为它的动力 源 使改进后的升降系统具有手动和自动升降并存的功能 关键词 变速箱 手动 自动升降系统 摇臂钻床 直齿锥齿轮 强度校核 学习参考 ABSTRACTABSTRACT The graduation project entitled The advanced design of the gearbox of Z32K radial drilling machine Z32K radial drilling machine as the equipment is used in many schools during the practice of machining This product has been transformed from the former Soviet Union Drilling models for almost 30 years However the use of Z32K radial drilling machine has decreased in recent years because of low productivity of this drilling machine the lack of economic efficiency on usage of Z32k comparably and an increase in labors intensity during the production By the research analysis the reduction of Z32K is because this product has shortage on the automatic lifting system In order to improve the efficiency of Z32K the lifting systems of Z32k radial drilling machine will be primarily planed to promote in this time of design Meanwhile the main transmission parts of the drilling are going to be reunified To some problems which occur in actual use and on the basis of theoretical analysis and calculation there will develop a proposal to change manual lift to automatic lift then make the transmission scheme reasonable and choose the appropriate engine as the power source of the gearbox and the lifting of the improved system has manual and automatic lifting the coexistence of function Keyword Keyword transmission manual operating and automatic fluctuation system universal radial drilling machine straight bevel gear strength cheeks 学习参考 目目 录录 1 1 概述概述 1 1 1 1 摇臂钻床的简介 1 1 2 摇臂钻床的发展趋势 1 1 3 摇臂钻床的加工原理 2 2 2 原动机的选择原动机的选择 3 3 2 1 原动机的运动形式 3 2 2 原动机的选择 3 3 3 机械传动方案的拟定与比较机械传动方案的拟定与比较 5 5 4 4 绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图 8 8 5 5 传动部分运动及动力分析传动部分运动及动力分析 9 9 5 1 部分传动连接设计 9 5 2 传动比 各轴转速 功率及转矩的计算 9 5 3 齿轮材料的选择 11 5 4 直齿圆锥齿轮的尺寸设计计算及校核 12 5 4 1 直齿圆锥齿轮各参数的设计计算 12 5 4 2 圆锥齿轮的受力分析 13 5 4 3 直齿圆锥齿轮的结构设计 13 5 4 4 直齿圆锥齿轮强度校核 14 5 4 5 圆锥齿轮齿面接触疲劳强度校核 17 5 4 6 直齿圆锥齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核 17 5 5 锥齿轮轴机 6 的尺寸设计计算及校核 18 5 5 1 锥齿轮轴机 6 轮齿部分主要参数设计计算 18 5 5 2 直齿圆锥齿轮轴机 6 轴端部分设计 19 学习参考 5 5 3 锥齿轮轴机 6 的固定 20 5 5 4 锥齿轮轴机 6 轴径部分的设计计算 20 5 5 5 直齿圆锥齿轮轴机 6 轴径部分的校核 21 5 6 机 4 齿轮设计计算及校核 22 5 6 1 机 4 齿轮尺寸设计计算 22 5 6 2 结构分析 23 5 6 3 受力分析 24 5 6 4 机 4 齿轮齿面接触疲劳强度的校核 25 5 6 5 机 4 直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核 26 5 7 双联齿轮的设计计算与校核 26 5 7 1 双联齿轮的结构分析 27 5 7 2 双联齿轮齿面接触疲劳强度的校核 28 5 7 3 双联齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核 29 5 8 四联齿轮的参数计算 30 5 9 机 2 过渡轴的设计计算 30 5 9 1 轴的材料及热处理 30 5 9 2 轴的结构设计 31 5 9 3 过渡轴的强度校核计算 32 5 9 4 过渡轴的轴向及周向固定 36 6 6 轴承的选择与校核计算轴承的选择与校核计算 3737 6 1 轴承的分类 37 6 2 滚动轴承的的结构及主要类型 37 6 3 滚动轴承主要的失效形式 37 6 4 滚动轴承的计算与校核 38 7 7 键的选择和键连接强度的校核计算键的选择和键连接强度的校核计算 3939 参考文献参考文献 4141 致致 谢谢 4242 学习参考 1 1 概述概述 1 1 摇臂钻床的简介 摇臂钻床是一种用于加工孔的设备 主要对孔加工的类型有 扩孔 钻孔 铰 孔等 在日常生产中 摇臂钻床根据夹紧结构可分为机械式和液压式 其操作简单 适用范围广 可适用于加工单件批量孔零件 摇臂钻床由以下七部分组成 摇臂 主轴箱 底座 内外立柱 主轴和工作台 等组成 摇臂钻床主轴箱的横向调整位置可由摇臂的导轨控制 摇臂可沿外立柱的 圆柱面上下调整并变化位置 且摇臂及外立柱又可绕内立柱转动至不同位置 摇臂 钻床工作时根据其工作需要可以很方便的调整主轴至工作台的位置 对于各主要结构 主轴组件 摇臂钻床的主轴在加工时可进行两种运动 旋转 运动和轴向进给运动 且主轴的旋转主运动由主轴尾部花键经齿轮传动 夹紧机构 对于在孔加工过程中为保证孔的定位精度因而设定夹紧机构 对于摇臂钻床而言 夹紧机构主要设定在主轴箱与摇臂上 并且同样也在内外立柱上 从结构分析上而 言内外立柱利用深沟球轴承以及平板弹簧进行作用可以使摇臂轻松转动 1 2 摇臂钻床的发展趋势 摇臂钻床和大多数机床一样 将向数控自动化 机电一体化和智能化方向发展 摇臂钻床在未来的发展趋向是 应用电子计算机技术并且使机械结构趋于简单化 同时 提高和扩大机械自动化工作的能力 而且使机床适应柔性制造系统的工作环 境 一方面要提高功率 使机床主运动和进给运动的速度也相应提高 另一方面 要提高机床的相对结构 使其动 静刚度能用以适应新型刀具的需求同时提高钻床 钻削的工作效率 最后还要提高机床的加工精度 为今后发展超精密加工机床作准 备工作 以其在电子机械 航天等新型工业有更加突出的地位 摇臂钻床在经济的发展 国家政策的大力支持和上下游产业振兴等的背景下 我国摇臂钻床的旺盛需求仍将按线性指数保持高速的增长 并且在未来 5 8 年 我 国摇臂钻床的市场增长率将达到 15 这必将使我国国产摇臂钻床系统和相关功能 学习参考 零部件的市场有很宽广的发展市场 这也无疑为我国国内摇臂钻床生产厂商提高自 己的技术水平与工艺水平还有扩大市场提供了极好的发展机遇 1 3 摇臂钻床的加工原理 当电机启动时 机床主轴开始运动通过调整换置器官来改变所需要的合适的主 轴转速 利用摇臂将钻头调整到所加工零件的正确位置 通过进给量与主轴在其转 动一转时轴向的移动量计算 并且利用换置器官来实现被加工零件的进给量 一般 情况下 主轴获得的转速范围是在 25 2000r min 内 机床的进给运动变速范围为 0 04 3 2mm r 学习参考 2 2 原动机的选择原动机的选择 原动机对机械的作用毋庸置疑 它就像心脏对人类而言 它是执行机构动力的 来源而且在很大程度上决定着机器的工作性能和结构特征 因此选择一个合适的原 动机 对摇臂钻床而言 其作用是不可估量的 机械系统一般由以下五部分组成 包括 原动机 工作机 传动装置 控制操 纵部件及其它辅助零部件等 原动机是机械系统的驱动部分 动力来源 把自然界 中其它各种形态的能源转变为机械能 工作机是机械系统的执行部分 向外传递 动力 传动装置则是把原动机与工作机有机的结合起来 是它实现能量传递与 运动形式转换不可或缺的重要部分 2 1 原动机的运动形式 原动机的运动形式 主要是依据能量转换性质进行分类的 具体见下表 2 1 表 2 1 原动机的分类 转换性质转换性质实例实例 第一类原动机蒸汽机 柴油机 水轮机 燃气轮机 第二类原动机电动机 液压马达 气动马达 2 2 原动机的选择 根据 Z32K 型摇臂钻床的工作环境以及实际工作要求 可以选择电动机作为其动 力来源 电动机较其他动力机有较高的驱动效率 与被驱动机的工作机械联接结构 简便 且可满足不同类型机械的加工工作要求 在实际生产过程中由于摇臂钻床工作环境的不同 致使电动机的工作环境也各 不相同 在大多数情况下 摇臂钻床所处的工作环境周围大气中含有灰尘和水分 为了保证摇臂钻床可适用于各种环境 因此需要对电动机的外壳进行保护通常电机 外壳的类型有 开启式 防护式 封闭式 防爆式 因为在实际生产中 Z32K 型摇臂 钻床常处于灰尘较多的场合工作 因此在设计中 电机外壳应选用封闭式 为防止 学习参考 各类杂物进入电动机内部 使电机能正常工作 因此在设计中 电动机型号选择 Y 系列 其型号为 Y112 M 4 额定功率为 4KW 满载转速可达 1410r min 额定转矩 为 2 2N m 学习参考 3 3 机械传动方案的拟定与比较机械传动方案的拟定与比较 对于 Z32K 型摇臂钻床变速箱的改进设计 而言 变速箱的设计最重要的就是 机械传动设计 而机械传动设计中最重要的就是确定机械传动的设计方案 根据机 械产品的合理性来拟定设计方案 为达到实际生产中所需要求通过选择不同的机械 传动方案进行对比 从而选择最优方案 分析比较 Z32K 型摇臂钻床的实际工作情况 现对摇臂钻床的手动升降系统进行 分析改进 如下所示 现拟出以下三种传动方案可进行逐一分析并选择最优方案 方案一 改进原来的手动升降系统 手柄 圆锥齿轮轴 圆锥齿轮 1 圆锥齿轮 2 升降螺母 方案二 改手动升降系统为自动升降系统 新增电动机 齿轮 1 齿轮 2 圆锥 齿轮 1 圆锥齿轮 2 升降螺母 方案三 利用原电机改进为自动升降系统 电机 齿轮 3 四联滑移齿轮 6 双 联齿轮 机 3 齿轮 机 4 锥齿轮轴 机 6 锥齿轮 7 升降螺母 表 3 1 各改进后传动方案性能的分析比较 性能指标性能指标具体项目具体项目方案一方案一方案二方案二方案三方案三 传动精度高高高 功能 升降速度慢快快 可调性好好较好 运转速度慢快快工作性能 承载能力大较大较大 加速度峰值小较大较大 噪声较小小小 耐磨性耐磨耐磨耐磨 动力性能 可靠性可靠可靠可靠 经济性制造性易难易 学习参考 调整方便性方便不方便方便 能耗大小一般一般一般 制造费用便宜贵便宜 尺寸小小小 重量轻重较轻结构紧凑 结构复杂性简单一般一般 方案一 升降系统由于是手动升降所以升降时工作量大 工作效率低 且升降 手柄太长 操作时动作大 当托板接近变速箱时 升降手柄易碰到钻床的进给手柄 操作者可能会夹到手 造成安全事故 由于丝杠螺距较大 两圆锥齿轮传动时 传 动比虽小 但机床的本体重 升降时费时又费力 方案二 在丝杠端部新装一个电动机和减速器带动丝杠转动 升降螺母固定实 现自动升降 这是一种传动的实现自动升降的方法 很多机床都在用 但对于 Z32K 型摇臂钻床来说 虽弥补了自动升降系统带来的缺点但又派生出其他另外的缺陷 新增一个电动机和减速器不但使总体预算成本增加 而且使机床结构变的更为复杂 安装变困难 还派生出一些不必要的麻烦 方案三 利用原电动机作为其动力源 利用主运动传动系统中 齿轮的啮合 将电机的动力传递至升降螺母上 从而实现升降系统的自动升降 其优点为 通过 利用上述方案可使成本降低 对于其内部附加的零部件而言 其结构简单 并充分 利用了原变速箱的有限空间 使原机床各部分结构布置合理 而且使机床外观不受 影响且操作简便 机床效率高 根据上述方案进行对比分析 选择第三种方案作为设计方案 学习参考 I II III IV 图 3 1 变速箱传动示意图 学习参考 4 4 绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图 在绘制传动机构运动简图时 由于实际构件的结构较为复杂 在分析机构运动 时 一般不考虑构件的形状 及一些与运动无关的因素 因此 只需要利用简单的 线条和符号 通过一定比例及相对位置绘制机构图形 根据运动简图 分析动力与 运动时就非常方便了 在绘制传动机构运动简图时 首先要明确机械的实际构造和运动情况 因为 确定原动件和执行部分是极为重要的 为将机构运动简图表示清楚 视图平面一般 会选择机械多数构件所在的运动平面 并且需将机械不同部分的不同视图展开到同 一视图面上 以方便观看 且运动简图的最终原则是 以能简单 清楚的把机械结 构与运动传递情况正确的表达出来 如图 4 1 所示为 Z32K 型摇臂钻床改进后变速箱升降系统的传动机构运动简 图 I II 图 4 1 自动升降系统传动机构运动简图 1 电动机 2 轴 3 直齿轮 4 花键轴 5 直齿轮 6 四联滑移齿轮 7 锥齿轮 8 丝杠 机 1 滑移齿轮 机 2 过渡轴 机 3 双联滑移齿轮 机 4 直齿轮 机 6 锥 齿轮轴 学习参考 5 5 传动部分运动及动力分析传动部分运动及动力分析 5 1 部分传动连接设计 由 Z32K 型摇臂钻床变速箱装配图和升降系统机构运动简图可知 升降系统的传 动路线为 电动机2 轴4 轴机 2 过渡轴机 6 锥齿轮轴锥齿轮 7升降 螺母 为设计和加工方便 机 6 锥齿轮轴的设计参数与原没改进前的圆锥齿轮轴参 数大致相同 只是将齿轮轴末端的弹簧卡环改为平键槽连接 用平键与机 4 齿轮连 接 使齿轮固定 在改进设计中另将机 3 齿轮设计为双联滑移齿轮 因为 这样可 提高机床的工作效率 先初定机床的升降速度为 1000mm min 又可知 原有丝杆螺 距 P 6 带动螺母及丝杆运动的圆锥齿轮齿数为 Z 36 机 6 圆锥齿轮齿数 Z 20 通 过计算得出 要求机 6 圆锥齿轮轴的转速 N 240r min 查表可知电动机的转速 N 1410r min 与电动机相连的最近的齿轮齿数为 Z 20 现将其写成方便以20 3 Z 后的计算 以下类同 四联滑移齿轮的最小齿轮齿数为 26 现假设机 3 过渡 64 Z 齿轮设计为单联齿轮 则机 6 齿轮的齿数为 Z 52 现为了能使其正常传动 则其模 数应该一致 都为 m 2 则机 6 齿轮的分度圆直径为 d 104mm 现在由于箱体孔内 壁限于机 6 齿轮的分度圆直径为 72mm 大于设计齿轮的分度圆直径 所以现在为了 将所设计齿轮能放于箱体中的 则必须将机 3 过渡齿轮设计为双联齿轮 以减少其 分度圆直径 由于花键轴 机 2 过渡轴与机 6 圆锥齿轮轴在径向位置间呈三角形分 布 因此机 3 双联齿轮的分度圆直径在箱体中可作适当的调整以符合其位置要求 5 2 传动比 各轴转速 功率及转矩的计算 已知假定升降速度为 1000mm min 又知 20 3 Z54 5 Z 电动机转速 N 1410r min 电动机功率为26486658 60 Z36Z7 20 6 机 Z 4KW 圆锥齿轮的传递效率为 圆柱齿轮传递效率为 电动机的 95 1 98 2 转速为 所以 min 1410 0 rn min 1410 02 rnn 轴 学习参考 3 98 995 04 32 PP 轴 2 7 20 54 24 i min 2 522 54 20 1410 24 2 4 r i n n 轴 KWPP9 398 0 98 3 224 轴轴 为了使 4 轴转速经过渡轴机 2 传到机 6 锥齿轮轴上 初步确定各齿轮参数如下表 min 300 20 36 6 1000 676 rinn 机机 表 5 1 齿轮参数 名称名称齿数齿数分度圆直径分度圆直径模数模数 机 3 661322 机 3 46922 机 4 38762 所以有 13 33 26 66 24 轴机 i min 72 205 33 13 2 522 24 4 2 r i n n 轴机 轴 机 KWPP82 3 98 0 9 3 242 轴机 23 19 46 38 62 机机 i min 03 249 19 23 72 205 62 2 6 r i n n 机机 机 机 KWPP72 3 98 0 98 3 226 机机 min 35 138 36 20 03 249 6 7 r i n n 机 KWPP53 3 95 0 72 3 167 机 各参数确定之后 重新计算的升降速度为 138 35 6 830r min 学习参考 各轴转矩为 电动机轴 mN N P T 09 27 1410 4 95509550 电 2 轴 mNTT 96 26995 0 09 27 32 电轴 4 轴 mNiTT 34 71 20 54 98 0 96 26 2424 2 轴轴 机 2 轴 mNiTT 47 177 13 33 98 0 34 71 2442 2 轴机轴机 机 6 锥齿轮轴 mNiTT 67 143 23 19 98 0 47 177 6226 2 机机机机 7 锥齿轮 mNiTT 68 245 20 36 95 0 67 143 1 67 机 各参数值列表如下 表 5 2 各轴参数 轴号轴号功率功率 KWKW转矩转矩mN 转速转速 r minr min传动比传动比效率效率 电动机 427 091410 2 轴 3 9826 961410 0 995 4 轴 3 971 34522 22 70 98 机 2 轴 3 82177 47205 722 540 98 机 6 3 72143 67249 631 210 98 7 Z 1 335249 28249 281 80 95 5 3 齿轮材料的选择 由齿轮的失效形式可知 设计齿轮传动时 应使齿面具有较高的抗齿轮折断 抗齿面磨损 抗齿面点蚀 抗齿面胶合及抗塑性变形的能力 而齿根要有较高的抗 折断能力 因此 对齿轮材料的基本要求为 齿面要硬 齿芯要韧 在改进设计中 改进后新增的齿轮中 机 6 锥齿轮材料选用 40Cr 并经调质及 表面淬火 齿面硬度为 48 55HRC 锥齿轮 7 的材料选用 40Cr 并经调质及表面淬 火 齿面硬度为 48 55HRC 直齿轮机 4 的材料选用 20CrMnTi 渗碳淬火 齿面硬 度为 56 62HRC 机 3 双联齿轮选用 20CrMnTi 渗碳淬火 齿面硬度为 学习参考 56 62HRC 机 2 过渡轴材料选用 40Cr 调质处理及表面淬火 齿面硬度为 48 55HRC 5 4 直齿圆锥齿轮的尺寸设计计算及校核 锥齿轮用于传递两个相交轴之间的运动和动力 其轮齿分布在圆锥面上 齿轮 齿形从大端至小端逐渐较小 圆锥齿轮有三种类型 直齿 斜齿和曲齿齿轮 由于 直齿圆锥齿轮易于制造 安装简单 且适用于低速轻载传动场合 因此 在改进设 计中 锥齿轮 7 选择直齿圆锥齿轮 5 4 15 4 1 直齿圆锥齿轮各参数的设计计算直齿圆锥齿轮各参数的设计计算 已知 齿数 36 模数 2 配对齿轮齿数 20 模数 2 7 Z 7 m 6机 Z 6机 m 分度圆直径 72362 777 zmd 分度圆锥角 29 36 20 7 6 7 arcctg z z arcctg 机 齿顶高 221 7 mhh 齿根高 4 22 2 01 7 mchhf 全齿高 4 44 22 77 f hhh 顶隙 c 4 022 0mcc 齿顶圆直径 50 7529cos2 777 hdda 齿根圆直径 80 6729sin2 777 ff hdd 锥矩 44 74 2 1 2 6 2 7 机 ddR 齿顶角 54 1 R h arctg 齿根角 85 1 R h arctg f f 当量齿角 16 41 cos 7 7 7 z Zv 根锥角 15 27 77 ff 顶锥角 54 30 77 学习参考 当量齿轮分度圆半径 16 41 cos2 7 7 7 d rv 当量齿轮齿顶圆半径 16 43 77 hrr vv 当量齿轮齿顶压力角 48 33 cos arccos 7 7 1 v v v r r 不发生根切的最少齿数 15cos sin h2 Z 2 min 5 4 25 4 2 圆锥齿轮的受力分析圆锥齿轮的受力分析 直齿锥齿轮齿面上所受的法向载荷 通常都视为集中作用在平均分度圆上 n F 为方便计算 假定载荷沿齿宽均匀分布 且载荷集中作用在齿宽中点节线处的法向 平面内 与圆齿轮一样 将法向载荷分解为切于分度圆锥面的周向分力 圆周力 n F 及垂直于分度圆锥母线的分力 再将力分解为径向分力及轴向分力 t F F F 7r F 则小锥齿轮轮齿上所受各力的大小分别为 7a F 5 1 7 7 7 5 01 2 d T F R t 5 2 777 cos tgFF tr6机a F 5 3 777 sin tgFF ta6机r F 5 4 cos 7tn FF 计算结果如下所示 N d R b T d T F R t 87 1788 1072 44 74 20 5 01 75 552 5 01 2 5 01 2 3 7 7 7 7 7 7 NtgtgFF tr 46 56929cos2087 1788cos 777 NtgtgFF ta 66 31520sin2087 1788sin 777 NFF tn 68 190320cos 87 1788cos 7 5 4 35 4 3 直齿圆锥齿轮的结构设计直齿圆锥齿轮的结构设计 学习参考 直齿圆锥齿轮结构设计如下图 5 1 所示 各参数设计见零件图 YBZC 04 图 5 1 直齿圆锥齿轮 5 4 45 4 4 直齿圆锥齿轮强度校核直齿圆锥齿轮强度校核 如上所述 和均是作用在圆锥齿轮上的名义载荷 在实际工作中 还应 n F t F r F 该考虑原有动力机和工作机的振动和冲击 轮齿啮合过程中产生的动载荷 由于制 造安装误差或者受载后轮齿产生的弹性变形以及轴套 轴承箱体的变形 使得载荷 沿齿宽方向分布均匀 同时啮合的各轮齿之间载荷分布不均匀等等 为此 应该将 名义载荷乘以载荷系数 作为计算载荷 进行齿轮的强度计算时 按计算载荷进行 计算 与圆周力对应的计算载荷为 5 5 ttc FKF 式中 载荷系数 5 6 KKKK VA 式中 使用系数 是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加载荷影响的系数 A K 常用值可参考下表 5 4 学习参考 表 5 4 使用系数 A K 工作机的工作机的 工作特性工作特性 电动机 均速转动的电动机 均速转动的 汽轮机 燃气轮机汽轮机 燃气轮机 蒸汽机 燃气轮机液蒸汽机 燃气轮机液 压装置压装置 多缸内燃机多缸内燃机单缸内燃机单缸内燃机 均匀平稳 1 001 101 251 50 轻微冲击 1 251 351 501 75 中等冲击 1 501 601 752 00 严重冲击 1 751 852 002 25 注 表中所列值仅适用于减速传动 若为增速传动 值约为表值的 1 1 A K A K 倍 当外部机械与齿轮装置间有挠性连接时 通常值可适当减小 A K 我在设计时取 1 A K 动载系数 是考虑齿轮啮合过程中因啮合误差所引起的内部附加动载荷 V K 对轮齿受载的影响 常用值可参考下表 5 5 表 5 5 使用系数 V K 类型类型取值范围取值范围 直齿圆柱齿轮1 05 1 4 斜齿圆柱齿轮1 02 1 2 直齿锥齿轮1 1 1 4 注 齿轮精度低速度高时 取大值 反之取小值 V K 我在设计时取 1 3 V K 齿向载荷分布系数 是考虑由于轴的变形和齿轮制造误差等引起的载荷沿 K 齿宽方向分布不均匀的影响 常用值可参考下表 5 6 学习参考 表 5 6 使用系数 K 类型类型 取值范围取值范围 直齿圆柱齿轮两轮之一为软齿面1 1 2 直齿圆柱齿轮两轮均为硬齿面1 1 1 35 直齿圆锥齿轮 1 1 1 35 注 宽径比 B d1较小 齿轮在两支承中间对称布置 轴的刚性大时 取小 K 值 反之 取大值 我在设计时取 1 2 K 齿间载荷分配系数 是考虑同时啮合的各对齿轮轮齿间载荷分配不均匀的 K 影响 常用值可参考下表 5 7 表 5 7 使用系数 K 类型类型 取值范围取值范围 直齿圆柱齿轮 1 1 2 斜齿圆柱齿轮齿轮精度高于 7 级 含 7 级 1 1 2 斜齿圆柱齿轮齿轮精度等级低于 7 级1 2 1 4 直齿圆锥齿轮 1 2 1 4 注 齿轮制造精度等级低 齿面为硬齿面时 取大值 精度等级低 齿面为 K 软齿面时 取小值 K 我在设计时取 1 K 因此 1 25 1 3 1 2 1 1 95 K KKKK VA 学习参考 圆周力对应的计算载荷为 1 95 1788 87 3488 29 ttc FKF 5 4 55 4 5 圆锥齿轮齿面接触疲劳强度校核圆锥齿轮齿面接触疲劳强度校核 1 确定齿面接触疲劳强度 查 机械设计 P210 页图 10 21e 得 1100MPa 由图 10 19 可取得圆锥齿 limH 轮接触疲劳寿命系数为 0 90 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 HN K 所以 0 9 1100 990 MPa S K HHN H lim 2 验算齿面接触疲劳强度条件 计算齿轮传递的转矩 51335 85N mm 6 1055 9 T 28 249 34 1 确定载荷系数 K 1 95 查 机械设计 P201 页图 10 6 可知 E ZMPa 8 189 对于的直齿锥齿轮 2 5 20 H Z 齿轮齿宽 b R 3 所以齿宽取 10 所以 齿面接触应力 ubd uTK ZZ EHH 2 7 1 2 822 38MP MP 8 17210 18 1 85 5133595 1 2 8 1895 2 2 H 因此 圆锥齿轮齿面接触疲劳强度符合设计要求 5 4 65 4 6 直齿圆锥齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核直齿圆锥齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核 1 确定许用齿根弯曲疲劳强度 查 机械设计 P208 页图 10 20C 可知 直齿圆锥齿轮的弯曲疲劳强度极限为 500MP limF 学习参考 查 机械设计 P206 页图 10 18 可知 取直齿圆锥齿轮弯曲疲劳寿命系数为 85 0 FN K 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 所以 303 57 S K FFN F lim 4 1 50085 0 MPa 2 验算齿根弯曲疲劳强度条件 工作转矩 51335 85N mm 6 1055 9 T 28 249 34 1 确定载荷系数 K 1 95 齿形系数 2 44 应力校正系数 1 654 Fa Y Sa Y 又 d T Ft 2 z d m 280 56MP 654 1 44 2 27210 85 5133595 1 22 11SaFaF YY bdm TK F 由上述计算可知 齿轮的齿根弯曲疲劳强度符合设计要求 故安全 5 5 锥齿轮轴机 6 的尺寸设计计算及校核 5 5 15 5 1 锥齿轮轴机锥齿轮轴机 6 6 轮齿部分主要参数设计计算轮齿部分主要参数设计计算 已知 齿数 20 模数 2 配对齿轮齿数 36 模数 2 6机 Z 6机 m 7 Z 7 m 分度圆直径 40202 666 机机机 zmd 分度圆锥角 61 20 36 6 7 6 arcctg z z arcctg 机 机 齿顶高 221 6 mhh 机 齿根高 4 22 2 01 6 mchhf机 全齿高 4 44 22 66 机机f hhh 顶隙 c 4 022 0mcc 齿顶圆直径 94 4161cos2 666 机机机 hdda 齿根圆直径 07 3661sin2 666 机机机ff hdd 锥矩 4397 74 2 1 2 7 2 7 ddR 学习参考 齿顶角 71 1 R h arctg 齿根角 05 2 R h arctg f f 当量齿角 253 41 cos 6 6 6 机 机 机 z Zv 根锥角 2145 59 66 机机ff 顶锥角 4714 62 66 机机 当量齿轮分度圆半径 253 41 cos2 6 6 6 机 机 机 d rv 当量齿轮齿顶圆半径 253 43 66 机机 hrr vv 当量齿轮齿顶压力角 458 62 cos arccos 6 6 6 机 机 机 v v v r r 5 5 25 5 2 直齿圆锥齿轮轴机直齿圆锥齿轮轴机 6 6 轴端部分设计轴端部分设计 直齿圆锥齿轮轴机 6 轴端部分设计的目的是合理确定直齿圆锥齿轮轴轴端部分 的外部轮廓及各部分尺寸 因为影响直齿圆锥齿轮轴轴端部分结构设计的因素很多 因此其轴端部分没有标准的结构类型 所以在满足其规定的功能要求和设计约束的 前提下 其结构设计方案具有很大的灵活性 设计时应多加考虑如下因素 1 便于轴上各零件 如轴承等 的装拆和调整 2 保证轴承上的各零件的定位和固定可靠 3 具有良好的加工工艺性 4 力求结构合理 应力集中小 工作能力强 节约材料和减轻重量 基于上述要求 直齿圆锥齿轮轴的结构设计如下图 5 2 所示 各参数设计见零 件图 YBZC 05 学习参考 F F 图 5 2 锥齿轮轴 5 5 35 5 3 锥齿轮轴机锥齿轮轴机 6 6 的固定的固定 为了保证装配质量 机 6 齿轮轴与手动升降系统的齿轮轴的轴心中心等高 由 于锥齿轮轴机 6 的径向受载荷一般 所以由滚动轴承支承其轴向位置 轴向位置则 由卡环固定 周向位置由平键固定 5 5 45 5 4 锥齿轮轴机锥齿轮轴机 6 6 轴径部分的设计计算轴径部分的设计计算 1 初步确定轴的最小直径 查 机械设计 P370 页表 15 3 取 105 于是得 0 A 105 25 83mm 3 6 6 0min 机 机 n P Ad mm 3 63 249 72 3 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 结构如图 5 2 1 装圆柱齿轮部分的直径取 d 22 长度 L 16 2 第二段轴径的直径部分取 d 40 长度 L 50 3 第四段轴径部分的直径取 d 60 长度 L 42 学习参考 5 5 55 5 5 直齿圆锥齿轮轴机直齿圆锥齿轮轴机 6 6 轴径部分的校核轴径部分的校核 1 按扭转强度条件校核 设轴在扭转 T 的作用下产生切应力 对圆形截面的实心轴 其截面上的扭转 切应力为 26 35MPa 35MPa 5 7a T W T 63 249222 0 72 3 1055 9 2 0 1055 9 3 6 3 6 nd P 式中 轴的扭转切应力 MPa T 轴所受的扭矩 N mm 轴的抗扭截面系数 0 2 T W T W 3 d 3 mm P 轴传递的功率 kw n 轴的转速 r min d 计算截面处轴的直径 mm 材料的许用扭转切应力 MPa 查 机械设计 P370 页表 15 3 可知 45 钢的 35 55MPa 如上所求 显然扭转强度满足设计要求 1 求轴上的载荷 620N d T2 Ft 12 1072 3 2 3 225 67N 20tgFF tr 659 788N cos F F t n 2 求支座反力及弯矩图 H 面 620N H R t F 14700N mm H M24 H R V 面 225 67N V R r F 5350 1 N mm V M24 V R 合成弯矩 M 15643 32 N mm 22 VH MMM 学习参考 扭矩 T T 143 67 N mm 2 按弯扭合成强度条件校核轴的强度 在进行校核时 一般只校核轴上承受最大弯矩和最大扭矩且截面面积最小 处轴段的强度 由 5 7a 及所求数据可知 由可知当轴为单向旋转时 轴所 受的扭转切应力为脉动循环变应力 因此取 0 6 则轴的计算应力为 5 1 2 2 W TM ca 7b 式中 轴的计算应力 单位为 MPa ca M 轴所受的弯矩 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 可查 机械设计 P373 页表 15 3 mm 4 轴在对称循环变应力作用下时轴的许用弯曲应力 其值可查 机 1 械设计 P362 页 按表 15 1 选用 MPa 8 9MPa W TM ca 2 2 3 2 2 261 0 67 1436 032 15643 由前可知直齿圆锥齿轮轴的材料选择为 40Cr 并经调质 表面淬火 则由 机械设计 P362 页 表 15 1 可查得 70MPa 1 由上述计算可知 故直齿圆锥齿轮按弯扭合成强度条件校核时 ca 1 符合条件 故安全 5 6 机 4 齿轮设计计算及校核 5 6 15 6 1 机机 4 4 齿轮尺寸设计计算齿轮尺寸设计计算 由表 5 1 可知 机 4 齿轮齿数 z 38 模数 m 2 机 4 齿轮选渐开线标准直齿圆 柱齿轮 直齿圆柱齿轮分度圆直径 76238 mzd 学习参考 直齿圆柱齿轮齿顶高 2mhh 直齿圆柱齿轮齿根高 5 2m ch hf 直齿圆柱齿轮齿全高 5 42 mchh a 直齿圆柱齿轮顶隙 c 5 0225 0 mcc 直齿圆柱齿轮齿顶圆直径 80 hdd2 直齿圆柱齿轮齿根圆直径 715 2276 2 ff hdd 直齿圆柱齿轮基圆直径 42 7120cos ddb 直齿圆柱齿轮齿距 28 6 mp 直齿圆柱齿轮齿厚 14 3 2 m s 直齿圆柱齿轮齿槽宽 14 3 2 p e 标准中心距 84 2 21 zzm a 各数据如下表 5 8 所示 表 5 8 齿轮设计参数 名称参数名称参数 齿数 38 齿顶圆直径 80 模数 2 齿根圆直径 71 压力角 20 齿高 4 5 分度圆直径 76 基圆直径 71 42 齿顶高 2 齿距 6 28 顶隙 0 5 齿厚 3 14 齿根高 2 5 齿槽宽 3 14 标准中心距 84 5 6 25 6 2 结构分析结构分析 机 4 直齿圆柱齿轮结构设计如下图 5 3 所示 各参数设计见零件图 YBZC 06 学习参考 图 5 3 直齿圆柱齿轮 5 6 35 6 3 受力分析受力分析 对轮齿上的作用力进行分析是进行齿轮承载能力的计算 设计支承齿轮的轴以 及选用轴承的基础 工程上为了简化计算 常把作用在齿面上沿齿宽接触线上分布 的全部作用力用一个作用在齿宽中点处的集中力来代替 当润滑较好时 可以忽略 接触面上的摩擦力的影响 该集中力即法向载荷 它的方向是沿着两齿廓接触点 n F 的公法线方向 即啮合线方向 法向载荷在节点处可以分解为两个相互垂直的分 n F 力 圆周力和径向力 单位均为 N 其计算公式分别为 t F r F 5 8 d T2 Ft 5 9 20tgFF tr 5 10 cos F F t n 式中 小齿轮传递的转矩 N mm T 小齿轮的节圆直径 对标准齿轮即为分度圆直径 mm d 学习参考 啮合角 对标准齿轮 20 计算结果为 N d T Ft79 3780 2 NtgFF tr 09 137620 N F F t n 40 4023 cos 5 6 45 6 4 机机 4 4 齿轮齿面接触疲劳强度的校核齿轮齿面接触疲劳强度的校核 由公式 5 6 及表 5 4 5 5 5 6 5 7 可知 取值 1 25 1 3 1 2 1 1 所以机 4 齿轮的载荷系数 A K V K K K 2 145 KKKK VA 圆周力对应的计算载荷 2 415 3780 79 9130 60 ttc FKF 1 确定齿面接触疲劳强度 查 机械设计 P210 页图 10 21e 得 1600MPa limH 计算应力循环次数 60 249 63 2 8 300 15 h njLN60 9 1008 1 由 机械设计 P210 页图 10 19 可知 取接触疲劳寿命系数 0 97 取失 HN K 效概率为 1 安全系数为 S 1 所以 0 97 1600 1552MPa S K HHN H lim 2 验算齿面接触疲劳强度条件 齿轮传递的转矩 T 9 55 247275N mm 6 10 67 143 72 3 确定载荷系数 K 2 145 查 机械设计 P201 页图 10 6 得 E ZMPa 8 189 对于的直齿圆柱齿轮 2 5 20 H Z 齿轮齿宽 b d 0 1 76 7 6 取 b 10 d 所以 齿面接触应力 学习参考 ubd uTK ZZ EHH 2 7 1 2 1548 95MP MP 83 0 7610 183 0 247275145 2 2 8 1895 2 2 H 由上述计算可知 其齿面接触疲劳强度满足设计要求 5 6 55 6 5 机机 4 4 直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核 1 许用齿根弯曲疲劳强度的校核 查 机械设计 P288 页图 10 20d 可知 齿轮的弯曲疲劳强度极限为 1000MP limF 查 机械设计 P206 页图 10 18 由应力循环次数可取得齿轮的弯曲疲劳寿命 系数 取齿轮弯曲疲劳安全系数为 S 1 285 0 FN K 所以 708 33MPa S K FFN F lim 2 1 100085 0 2 验算齿根弯曲疲劳强度条件 工作转矩 T 9 55 247275N mm 6 10 67 143 72 3 确定载荷系数 K 1 95 齿形系数 2 42 应力校正系数 1 662 Fa Y Sa Y 又 d T Ft 2 z d m 671 53 662 1 42 2 27610 247275145 2 22 11SaFaF YY bdm TK F 由上述计算可知 齿轮齿根弯曲疲劳强度满足设计要求 故安全 5 7 双联齿轮的设计计算与校核 双联齿轮的两齿轮均为渐开线标准圆柱齿轮 其主要设计参数如下表 5 9 所示 学习参考 表 5 9 双联齿轮设计计算 基本参数基本参数机机 3 3 齿数齿数 4545 机机 3 3 齿数齿数 3737 模数模数 m m 均为均为 2 2 配对齿轮参数机 3 配对齿轮齿数分别为 26 和 38 模数 m 均为 2 名称符号计算公式机 3 机 3 分度圆直径 dd mz9074 中心距 a a dd 2 1 21 7175 齿顶高 hmhh 22 齿根高 f hm ch hf 2 52 5 全齿高 hf hhh 4 54 5 齿顶圆直径 a d hdda2 9074 齿根圆直径 f d ff hdd 2 8668 基圆直径 b d cosddb 82 6965 78 齿距 PP m6 286 28 齿厚 SS m 23 143 14 槽宽 eE m 23 143 14 顶隙 Cmcc 0 50 5 基圆齿距 b pcos20 b pm 5 905 90 5 7 15 7 1 双联齿轮的结构分析双联齿轮的结构分析 双联齿轮结构设计如下图 5 4 所示 各参数设计见零件图 YBZC 07 学习参考 图 5 4 双联圆柱齿轮 5 7 25 7 2 双联齿轮齿面接触疲劳强度的校核双联齿轮齿面接触疲劳强度的校核 1 确定齿面接触疲劳强度 查 机械设计 P210 页图 10 21e 得 1300MPa limH 计算应力循环次数 60 205 72 2 8 300 15 8 9 h njLN60 8 10 由图 10 19 可取接触疲劳寿命系数 0 96 取失效概率为 1 安全系数 HN K S 1 所以 0 96 1300 1248 MPa S K HHN H lim 2 验算齿面接触疲劳强度条件 齿轮传递的转矩 T 9 55 205561 5N mm 6 10 47 177 82 3 计算同上 确定载荷系数 K 2 145 查 机械设计 P201 页图 10 6 得 E Z 2 1 8 189 MPa 对于的直齿圆柱齿轮 2 5 20 H Z 学习参考 齿轮齿宽 b 10 所以 齿面接触应力 ubd uTK ZZ EHH 2 7 1 2 1077 22MPa MPa 39 0 8810 139 0 5 205561145 2 2 8 1895 2 2 H 因此 齿面接触疲劳强度满足设计要求 5 7 35 7 3 双联齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核双联齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核 1 许用齿根弯曲疲劳强度的确定 查 机械设计 P208 页图 10 20d 可知 直齿圆柱齿轮的弯曲疲劳强度极限为 800MP limF 查 机械设计 P206 页图 10 18 由应力循环齿数可知 齿轮的弯曲疲劳寿命 系数为85 0 FN K 取齿轮弯曲疲劳安全系数为 S 1 4 所以 485 71MPa S K FFN F lim 4 1 80085 0 2 验算齿根弯曲疲劳强度条件 工作转矩 T 9 55 205561 5N mm 6 10 47 177 82 3 确定载荷系数 K 1 95 齿形系数 2 56 应力校正系数 1 742 Fa Y Sa Y 又 d T Ft 2 z d m 425 61 742 1 56 2 28835 5 205561145 2 22 11SaFaF YY