【《某插齿机的机械部分的设计计算过程案例》8000字】

某插齿机的机械部分的设计计算过程案例目录TOC\o"1-3"\h\u5073某插齿机的机械部分的设计计算过程案例 1321091.1电机的选择与校核 122431.2轴的选择 3179051.3滚动轴承 825011.4行星齿轮的计算 11167421.4.1配齿计算 11290821.4.2齿轮几何尺寸的确定 14313331.4.3安装的条件 17306511.4.4行星轴的结构设计 18196511.4.5轴的直径计算 19271341.4.6输入轴的计算 21294491.4.7输出轴的计算 22216701.5圆锥齿轮的参数计算 2373611.5.1锥齿轮的主要参数 2351291.5.2材料和热处理工艺 24153851.6对传动比i=25.5蜗轮蜗杆的设计 24256281.6.1对普通蜗杆的参数 25280751.6.2主要材料和热处理工艺 25260241.6.3蜗杆蜗轮的主要参数 25131581.7链传动的设计 261.1电机的选择与校核电机的选择原则：综合比较所需要的电机的相关性能参数（例启动、调速及过载等内容）、额定功率、额定转速及电机内部结构形式等各方面是否能够达到生产过程中需要达到的标准。运行稳定可靠、总体结构简单、便于维护修理又成本低廉价格合理。根据相关的工作环境做出相应的对电机的结构形式的要求，选择相对应的电机，同时考虑应当使用的保护方式。按照相关组织所使用的电网供应器的电压标准以及对功率因数的控制要求,选择一台电机的供应器电压标准及其类型电动机控制电动机的额定转速,一般来说由于在机械系统中所需要达到的最大转速、对电力传动调速性能的要求以及相关减速机构的难易程度决定。不仅如此,在充分考虑了节能的同时,还充分考虑了操作的安全可靠性,考虑了装配设备的供应状态,考虑了装配设备的通用性,装配难度,产品的质量和价格,施工成本,操作方便性和成本等各个方面的影响。维护成本和前期与后期的电动机功率改变之间存在着关系。由各种机械装置的负荷和性质来决定所使用的电动机。对于普通速度和调节精度要求较低的生产工艺机器,宜当优先考虑采用交流电动机。额定电压的选择：直流电动机的额定工作电压在理论上和其它的供电时间应保持相同。由于在现代工业上广泛使用的直流电机供电输出电压往往固定为380v或220v,所以中小型通用交流电机发动机的额定最大输出直流电压主要可能有380v或220v。本次系统设计过程使用的所有直流电机均应尽量选用380v的三相供电直流电压。电动机容量大小的选择:一台电动机在使用时所需要的运行功率Pd=kW（3-1）PW=kW（3-2）得Pd= kW总传动效率可以表示为ηa=η1η23η3：η1、η2、、η3表示带传动、闭式圆柱齿轮传动和联轴器的工作效率。其数值为η1=0.98，η2=0.975，η3=0.96得；ηa=0.98*0.9753*0.96=0.87得 pd==Fv/1000*0.87=1.8Kw此次插齿式切削电动机所使用需要符合规定的插齿式电动切削机对刀具的冲程速度限制为80-520次每分钟,主机的运动链和连接链的反向传动运行路径为电动机—100/300—由对相关技术手册进行查寻,最终确定使用的插齿式电动机的型号应该是Y112M-4,其额定功率使用4kw,其额定转速使用1440r/min。1.2轴的选择轴以合金钢和碳素钢为主要原料进行生产制造和加工,而碳素钢相对于普通合金钢来说,它们的价格相对于合金钢来说也是相对价廉,并且在应力上敏感度相对较低,在实际应用中更为广泛。市场上目前使用最多的新型碳化炭素新型钢为30~50钢,其中最常见的新型碳化炭素新型钢为45钢。为了能确保它的加工制造性能,在加工前应对其进行调质或正火处理等相关热处理工艺。在正常情况下，轴的机械刚度和运动强度直接决定了各个地区的机械工作性能好坏,相较之下是机床主轴,轴的刚度尤其重要。对于高速旋转转轴,更加需要控制它们的振动稳定。在对于轴承零部件进行设计和测量的同时,不仅仅对其按照实际工作能力标准来进行设计和测量的计算及其相应的校正考虑,在其零部件的结构设计上也是根据需要来完成并且必须满足其相应的测量要求,其主要的测量内容包括:1)对于很多轴上的零件都需要保证其在轴上具有确定的位置,常常会选择一种将零部件放入轴承中以确保其在轴上不进行任何轴向运动的方法。2)为保证转矩的传递稳定和数值的要求,还可以对轴上的零部件进行周向的固定。3)对于耐磨度的要求也需要有一定的重视，当零部件的表面出现相对滑动情况时尤其是对于主要的工作部件的表面;4)对于轴的公艺特性要求在对它们进行加工和制造、装配调整、检查调试、维护等操作中尤为重要;5)对于大型重量轴等较大型的或拥有其它特殊功能的轴还是应尽量保证毛坯生产、探伤、起重等方面问题的控制。比较常用的对轴受到的应力进行强度校核的办法有三个:其分别是对许用弯曲应力进行计算;许用剪切应力进行计算;进行安全性能系数学校核对比计算。图1.1轴的结构图图1.2垂直面的受力图图1.3水平面的受力图图1.4垂直面的弯矩图图1.5水平面的弯矩图图1.6合成的弯矩图图1.7合成的扭矩图图1.8单位弯矩图N.mm对危险截面的判断Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ等截面，需要对其进行校核计算，本次以截面Ⅰ为例；对称循环疲劳强度极限传动轴的主要结构材料为45钢，σb=640MPa，σs=350MPa，经查手册可得轴的疲劳极限：σ-1b=0.44σb=0.44*640σ-1b=285MPaτ-1=0.30σb=0.30*640τ-1=311MPa脉动循环的疲劳强度极限σob=1.7σ-1b=1.7*285σob=485MPaτo=1.6τ-1=1.6*1.95τo=311MPa零件间的等效系数ψσ=（2*285-485）/485ψσ=0.16ψτ=（2*195-311）/311ψτ=0.26应力的计算在截面处的弯矩Mi=800*36Mi=28600N.mm在弯曲处的应力幅σa=σ=Mi/W=26600/0.1*403σa=4.5MPa在弯曲处的平均应力σm=0σm=0所受的扭转的切应力幅τa=τm=τ/2τa=τm=17.75MPa有效应力的集中系数过渡圆角半径r=2mm，由D/d=50/40=1.25,r/d=2/40=0.05和σb=640MPa，由手册可知Kσ=1.76，Kτ=1.30对于在一个截面处的结构拥有多种应力集中的存在，需要对其依次求出有效应力集中系数，以最大值进行计算设计轴表面状态的系数经查手册为；ß=0.91（Ra=1.2µm，σb=640MPa）轴的尺寸系数经查手册为；εσ=0.88，ετ=0.81安全系数的设计轴的弯曲的安全系数计算依照其无限的使用寿命进行计算，即Kn=1，得Sσ=6.37轴的扭曲的安全系数Sτ=19.60轴复合的安全系数S=6.07>1.5【s】结论：由以上的校核计算得，截面Ⅰ符合安全要求，对于其他截面需要进行进一步的分析和校核计算。对于此处安全系数相较于安全值较大时，应在设计时在对整体结构进行分析后，思考是否可以对轴的直径进行减小调整。对于主要核心机构或者有其他特殊要求的轴，应当对于其的所有具有安全风险的截面进行校核。对于在轴上需要过盈配合的部分需要考虑配合在应力集中时存在的风险，不能忽略。1.3滚动轴承制造滚动轴承的材料对强度和耐磨性的要求一般相对较高,一般采用强度较高耐磨性好的铝合金或者高碳钢材料制造,特别是对于滚动轴承内外圈及滚动体制造所需要使用的材料更加苛刻,当对其经过淬火等热处理加工工艺后的硬度一般不能低于61HRC-65HRC，对于滚动轴承的需要工作的表面一般质量要求光滑,摩擦性小,常需要对其进行表面磨削抛光处理。对于轴承的保持架一般使用硬度较小的材料生产,对低碳钢使用冲压等工艺后再进行铆接和焊接是最常使用的制作方法。对于这种实体式的保持性支架常常要选择铜合金、铝合金、酚苯甲醛等高层压的帆布板或其他各种工程塑料。优点：在常见的特殊工况和工作条件下,滚动润滑轴承的摩擦阻力传动力矩很大,虽然阻力差别与普通液体动力油和润滑油的轴承阻力相差不大,却比普通的和混合动力润滑滚动轴承阻力差别小得多。从润滑性能上面来看,它们比较于传统的大型液体动力机油润滑传统轴承稍微差一些,但是却比传统混合动力润滑传动轴承稍微高一些。这种车型使用横向滚动柱式轴承的新型机械高速起动轴承力矩较小,更好的适宜于在车体具备一定机械负载的地形情况下高速进行机械起动。2)在相对应的情况下由于滚动径向轴承游隙较小,对于那些具有向心角相互接触的滚动轴承,我们通常可以通过考虑采用施加外力预紧的一种方法应用来彻底消除其中的径向游隙,使得其连续运转时的精度更高。3)对于相同连接直径或长度不等连接长度的不同轴颈,滚动径向轴承的连接宽度也可能相对于传统滑动径向轴承更小,可使用于传统同轴机器的滚动轴向轴承结构设计变得更加紧凑。4)由于两种类型的滚动轴承本身可以同时承受分别来自径向和滚动轴向两个方向的两种载荷。5)在正常养护工作中所用的需要同时消耗的专用润滑油和剂量更少,有利于密封,便于维护保养。6)尽量减少其他有色金属的使用,降低了成本。缺点：1)周向性能比较差难以抵抗较大的撞击载荷。2)零件在高速或者重载情况下使用寿命相对较低,难以长时间使用。3)由于工作中的振荡及噪音较大,使工作环境变差。4)相对来说,径向的尺寸远远高于滑动的轴承。5)难以拆解,无法做到剖分型。在插齿机中，对于轴承承重性能有着比较高要求的轴承一般共有两个,在整个工作过程中,其所承受到的承载力和冲击相对较低的方向一般仅存在于径向,且整个轴承零件运转时速度也不高,所以本次设计选择了深沟球轴承,其拥有较好的综合性能,在插齿机中得到了应用较多,且价格合理比较经济。其他两种轴承中更多的缺地是它能够直接起到控制轴承的各种导向运动作用,其主要原因是由于承受着径向和轴运动的较大压力,且由于径向承受到的力矩较小,对这种轴承的导向要求相对较低,深沟式和球体式轴承在生产设计时如果能够充分达到这些要求且生产制造的工程成本相对更低,故我们建议尽量选用。而另一些径向轴承基本上都只是采用了不同径向力的承载力,轴向力承受到不同的径向载荷,故受力要求都相对较低,所以均衡的选用了新型深沟球轴承,深沟圆圆球径向轴承主要用途是用来承受球的径向承载力。摩擦传动系数小,极限转速高,价格低廉,可以大大降低生产成本对于轴承的固定常常是利用轴间以及齿轮之间的弹性挡圈等方式来进行,有的也利用端盖等方式对轴承等零部件进行固定,负责对轴进行承重的齿轮里面的传动轴承正是使用这种方式保证其的确切位置的。齿轮轮子的结构设计同样具有很大的构思性,轮子的边缘似机床导轨一般,使其不能自由地左右进行移动,只得顺着导轨的方向进行旋转,保证安全运行。进而确保操作台不得左右窜动。然而左引线导轨上方的轴承却可以进行移动而不受限制,进而可以使得在温度变化的过程中所引起的沿纵向方面的移动相抵消,进而起到了对于机床保护作用，减少了损坏的可能性。同时弹性挡圈的体型较小，占用位置不大且制造成本低廉便于安装配合更加适合在较小的载荷较大的转速的情况下进行工作。润滑：为了有效地达到降低摩擦阻力及有效减轻轴承磨损而对滚动中的轴承而必须同时进行自动润滑,通过的自动润滑液还原后可以同时起到自动吸震、冷却、防锈及自动密封等多种功能。由于在插齿式直流电动机中对其轴承的传动转速和水平均相对较低,故该机的轴承润滑应当直接通过采用新的脂和油润滑,且新的脂和油润滑装置可以使其承受更大的传动载荷,结构简单,易于手动保护和容易密封。润滑油的实际装填量和数量一般不一定可能尽量超过传动轴承箱体内部空间的1/3-1/2,否则容易引发危险。密封:由于润滑剂容易从轴承中排出而流失,因此一般采用密闭式。同时又阻挡了空气、污渍等污染物从外界进入轴承产生损失。若没有对轴承进行封闭处理,那么该机器的使用寿命就会大大地降低。轴承的转动速度一般都是很低,为了能够保证尽量减少对轴的摩擦磨损和密封使用寿命,一般情况下选择接触型密封。本产品使用聚酯毡圈对其进行密封,整体的构造比较简洁。因整个过程中所受到的力都不大,此次不再对其进行强度的校核。1.4行星齿轮的计算1.4.1配齿计算行星齿轮传动的所用齿轮与其传动齿数比值和按其所用的齿轮配齿，就能直接求得内部行星齿轮中的b和外部行星内齿轮c的传动齿数之差和。现在因考虑考量到该车采用中心行星轮数齿轮主轴传动时的外部行星廓轮测量尺寸相对较小,故分别选用了两个中心轮数为a的行星齿数=17和行星轮=1.由（3-3）=76取，在这时的p值与制造的p值之间存在着略微变化，但必须将其控制在他们之间的传动系数误差所允许的范围内。工作的传动是=（3-4）与制造的误差为=2.7%（3-5）此时（3-6）由于是一个偶数，此时采用齿值修正为。故=在增加安装条件的限制因素时（3-7）初步计算中心距以及模数1.齿轮的材料、加工及制造工艺的选择太阳轮和行星轮的主要结构材料常使用20GrMnTi，表面经过多层渗碳淬火处理或者加热固化处理，其材料表面的化学硬度变化范围一般为57~61HRC。经测试齿轮的牙面之间的接触疲劳强度极限=1590Mpa。经测试齿轮的牙尖根部弯曲和疲劳强度的极限太阳轮=480Mpa。行星轮=4800.7Mpa=339Mpa(对称行星载荷)。其主要齿形特征是一条渐开线的圆形直齿。最终的磨齿加工结果是一个自动磨齿，精度等级最高可达6级。内齿圈的复合材料一般采用38GrMoAlA，经过化学处理和高温加热工艺处理，其表面的化学硬度一般可达970HV。经测试齿轮的接触疲劳极限为=1280Mpa经测试齿轮的弯曲疲劳极限为=375MPa经计算检测得齿形的最终加工是插齿，需要的精度等级是7级。2.对减速器的理论输出转速计算从=（3-8）计算得===1821.所受载荷的不均衡系数使用均载机构。4.齿轮的模数以及中心距a的计算分度圆的直径：（3-9）其中：一齿数比是一单齿可以传递的转矩可以计算得。（3-10）==375主要数据—高速等级的行星式齿轮传动的效率，取=0.985—齿宽系数可用=0.5=1450Mpa=78.66模数计算得m=使用m=5此时=117.5使用对齿宽计算的使用1.4.2齿轮几何尺寸的确定1.变位系数(1)对于a-c的传动（3-11）=0.93969262此时=变位系数的和可表示为=（17+30）=1.140图3-9y==1(3-12)齿轮齿顶的降低系数此时的边位系数：由线图法，借助查找线图3-9得变动系数yy==1(3-13)齿轮齿顶的降低系数此时的边位系数：由线图法，借助查找线图3-9得即(2)对于c-b的传动因内部啮合的两个传动齿轮都是使用高度自动变位的齿轮，此时得且2.几何尺寸的结果对于一种单级的2Z-X(A)型号的行星传动齿轮副的传动按照以下计算公式后就可以直接进行齿轮几何和外形尺寸的综合计算，各类型的行星传动齿轮副在上述公式中所进行计算的具体结果可以参见本文下面列表：表3-1传动齿轮副尺寸项目计算公式a-c的传动齿轮副b-c的传动齿轮副分度圆的直径基圆的直径齿顶圆的直径外部啮合内部啮合齿根圆的直径外部啮合内部啮合对邻接条件的判断，由上式数据得由=164.513，和得；164.513符合邻接条件的要求对同心条件的判断由公式(3-14）将数据，应用得=52.145符合同心条件要求1.4.3安装的条件对安装条件进行验算，可得(3-15)将数据应用得符合安装条件对啮合要素进行验证计算1.对a-c传动的端面重合度计算（1）对顶圆齿形的曲率半径的计算(3-16）则=28.3则=41.4（2）对端面的啮合长度的计算（3-17）计算得；直齿轮==此时=18.7对端面的重合度进行计算（3-18）=1.2652.对端面的重合度进行计算（1）对顶圆齿形的曲率半径的计算（3-19）将=42.416带入得=61.597（2）对端面的啮合长度的计算（3-20）==24.05对端面的重合度的计算==1.63（3-21）1.4.4行星轴的结构设计行星滚动齿轮轴承减速器的轴承结构特征:一个行星轴齿轮轴承结构是直接滚动安装在一个行星轮内,行星齿轮轴承结构是由装在行星架上的一个行星轴齿轮轴承圆孔固定。输出输入轴和自动行星减速架经自动键盘式联接其支承输出轴承于自动减速器架的外壳体内。图3-10太阳轮的浮动原理1.4.5轴的直径计算在内部工件之间的相对运动中，每个轴的行星架齿轮的轴向都承担着一定的稳定轴承载荷，当一个行星架齿轮上的轴承载荷相对于一个行星架轴承进行对称性的布置时，载荷则可能会被轴向作用力移到测距轴向上或跨越测距中间。如果我们采取了一个行星轮和一个行星架的平均间隙，则需要考虑了行星跨距的平均长度。例如,当一个小型行星的齿轮轴在一个旋转运动过程里其中的方向搭配和接力被正确选择为一个h7/h6时,就已经完全可以把其结构看成为这是一个行星具有通过横向运动跨越等距运动作用的行为的一个双方向支点的横梁。当传承轴较短时,两个小的轴承几乎紧紧地相互依附在一起,因此,可以确切地定义认为两个小的轴承都应该是沿着整个轴承跨度所做的能够直接承受的均匀分布式运动载荷(详情请参阅流形图3-11)。图3-11截面弯矩可计算为；Nmm（3-22）=148438.Nmm传动齿轮轴的材料选择一般使用40Cr的低碳钢,MPa，一般取安全系数为;则由于允许直接许用弯曲应力MPa=176MPa,故考虑行星式齿轮轴的使用直径使用2.行星轮轴轴承的计算在一个行星轮内一般需要安装两个轴承，每个传动轴承上的径向负荷可表示为N=1614N此时=461.64鉴于如果考虑到行星轴承轮轴的外廓长度和轮体直径，以及是否需要有一个可以安装在整个行星轮体内的单列深沟球轴承，其它的外廓和轮体尺寸将可能会因此受到一定的长度限制，因此初步研究建议可以采用单列深沟球轴承6306型，其中的主要参数可以设置为kNkN；设载荷程度；单位载荷N=1927N;（3-23）对轴承的使用时间计算；h=97377h（3-24）根据机械设备设计的性能要求，该设备一般按照要求需要连续运转10年，每年按照320天速度进行加速计算，每天按22小时速度进行减速计算，即h。对行星轮轮缘厚度进行校核：=mmmm=35.712=12.5mm>。符合设计要求1.4.6输入轴的计算1．初步计算轴的最低直径（3-26）对轴的最低直径进行初步估计，使用的主要材料为40Cr钢，对其进行调质的处理工艺。根据下表查得。表3-2材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr、35SiMn38SiMnMo/15~2520~3525~4535~55149~126135~112126~103112~97由表=112，带入此时2．输入轴的轴承设计(1)对轴进行设计根据草图估计结果所得的安装直径,轮轴的安装宽度及轮轴安装时的位置使用情况等实际条件,可以对于轮轴的总体结构和安装尺寸情况作出总体草图进行设计。可以直接绘制每个输入方向轴的尺寸草图对轴承的使用时间计算主要数据为kNkN；受载荷程度；；单位载荷；N=3873N;轴承的可使用时间；h=165258h>70400h得此轴承符合设计要求1.4.7输出轴的计算1．初步计算轴最低直径在每个行星输出轮与轴的主要行星连接点之间或者输出轴端分别需要安装一个轴向带有轴的膜片式或圆盘式的行星联轴器,则每个行星输出轮的轴在高速运转时仅仅只能能够承受一定的轴向旋转矩输出轴一般可以使用42CrMo合金钢，其中允许用剪切应力为MPa，这样就可以精确得出电机输入轴主轴和电机伸出端的剪切直径（3-27）=88Nmm（3-28）=6120Nmm式中—齿轮啮合式高速传动的精度和效率，取=0.98。2．输出轴的轴承设计由于径向输出传动轴的轴向传动轴不能同时分别承受径向轴和工作轴的载荷(因此只能同时分别承受径向输入传动轴和轴向传动轴上行星架的自重),所示出的传动轮和轴承的自重大小一般应由系统结构上的需要情况来进行决定。输出轴端，轴颈mm。由于轴承结构特殊,其中在输出端的轴承和轴承必须同时使用兼容制做一个类似行星式和框架式的轴承。为了充分保证这种太阳轮的使用安装方便,使得太阳轮在两个行星架上和装在轮毂内部之间有一个小圆孔,太阳圆在轮齿顶的两个圆周角的直径为=99mm。轴承的使用时间，其主要数据为kNkN；受载荷程度；单位载荷N=5068N;轴承的可使用时间h=1600945h>70400h得该轴承符合设计要求3．输出轴上键的选择及强度计算在使用平键相互联系来传递动力时,其中的主要失效情况发生,就会导致工作面遭到压溃。所以,常仅仅依靠对工作表面的挤压应力进行一次强度检验考核。（3-29）此时工件的使用材料一般为45钢。从上式得Nm，使用型键，主要参数为，由，，=110mm代入式（3-29）得=39.9<经校核，此键符合设计计算要求1.5圆锥齿轮的参数计算1.5.1锥齿轮的主要参数1.传递的转矩大小T19.40(N.m)2.传递的功率大小P0.36(kW)1.齿轮1的转速n1180.00(r/min)4.齿轮2的转速n2180.00(r/min)5.齿轮间的齿数比U1.056.相互间的传动比i1.057.预定的使用时长H10000(小时)8.工作机的载荷特征较小振动9.原动机的载荷特征均匀平稳分布1.5.2材料和热处理工艺1.热处理的级别MQ2.齿面的种类硬齿面1.齿轮1的材料和热处理工艺材料的名称20CrMnTi热处理工艺渗碳硬度的取值60(HRC)硬度的范围56～62(HRC)接触强度的极限应力σb(H1)1240MPa接触强度的安全系数S(H1)1.20弯曲强度的极限应力σb(F1)410MPa弯曲强度的安全系数S(F1)1.304.齿轮2的材料和热处理工艺材料的名称20CrMnTi热处理工艺渗碳硬度的取值59(HBS)硬度的范围56～62(HRC)接触强度的安全系数S(H2)1.10弯曲强度的安全系数S(F2)1.40弯曲强度的极限应力σb(F2)410MPa弯曲强度的许用应力[σ](F2)570MPa1.6对传动比i=25.5蜗轮蜗杆的设计1.6.1对普通蜗杆的参数1.蜗杆的转矩T12.42(N.m)2.传递的功率P