四工位孔加工专用机床设计【含CAD图纸、说明书】
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I摘摘 要要 金属切削机床是人类在改造自然的长期生产时间中，不断改进生产工具的基础上产生和发展起来的。最原始的机床是依靠双手的往复运动，在工件上钻孔。随着加工对象材料的变化和社会的进步，机床的种类也随着增加，功能也越来越多。近年来，由于新技术的发展并在机床领域得到应用，使机床的发展更加迅猛。多样化、精密化、高效化、自动化是这一时代机床发展的基本特征。也就是说，机床的发展紧密迎合社会生产的多种多样和越来越高的要求。本文介绍了机床在国内外的应用情况和发展现状，在此基础上，结合毕业设计的课题要求，研究设计了一种四工位孔加工专用机床。其研究主要包括以下几个方面： 1.论述了机床的概念以及各种类型机床在国内外的发展现状和应用情况；2.研究四工位孔加工专用机床的工作原理并进行相关传动机构设计，其主要传动机构设计包括：四工位孔加工专用机床工作原理分析与计算、四工位孔加工机床总体方案设计、传动机构设计；3.研究四工位孔加工专用机床关键零部件的校核分析，主要研究内容包括：各传动轴、键的强度校核； 关键词关键词：四工位；专用机床；传动机构；原理分析 四工位孔加工专用机床设计II THETHE FOURFOUR LOCATIONLOCATION SPECIALSPECIAL MACHINEMACHINE TOOLTOOLAbstractMetal cutting machine tools is generated and developed on the basis of human nature in the transformation of long-term production time, continue to improve production tools on. The machine is to rely on the most primitive reciprocation hands, drill a hole in the workpiece. With the progress of social change and the material to be processed, the type of machine also increases, more and more functions. In recent years, due to the development of new technologies and applied in the field of machine tools, machine tools to make development more rapidly.In other words, the development of social production machine closely meet the diverse and growing demands.This article describes the development of the machine in case of application status at home and abroad and, on this basis, combined with the design requirements of the subject graduate study designed a four-position hole machining special machine. The research includes the following aspects:1. discusses the concept of machine tools and various types of machine tools in the domestic and international development status and application; 2. Study Four-hole machining special machine works and associated transmission design, the main transmission mechanism design include: Four-hole machining machine tools for analysis and calculation works, Four-hole processing machine overall design, transmission design; 3.research Four-Hole Alignment of machine tools for key parts, the main contents include: each shaft, the key strength check;Keywords: four-station; special machine; transmission mechanism; principle analysis; 四工位孔加工专用机床设计I目目 录录摘 要.IABSTRACT .II1 绪论.11.1 特种机床的国内外研究现状.11.2 本设计主要研究内容.41.3 本章小结.42 四工位孔加工专用机床总体方案设计.52.1 四工位专用机床的流程分析.52.2 四工位专用机床的传动方案设计.53 传动系统技术设计.93.1 电动机 1 的选择.93.2 V 带及带轮的设计.103.3 减速带轮.123.4 变速传动轴承.123.5 齿轮 6、7 的设计.143.6 齿轮的 8、9 的结构设计.193.7 不完全齿轮机构结构设计.233.8 移动推杆圆柱凸轮机构设计.273.9 轴的结构设计.283.9.1 轴的结构设计.283.9.2 轴的结构设计.293.9.3 V 轴的结构设计.293.9.4 VI 轴的结构设计.303.10 本章小结.304 四工位孔加工专用机床关键零部件校核与分析.314.1 III 轴及轴承、键校核.314.2 V 轴及轴承、键的校核.334.3 本章小结.365 进给系统主轴箱技术设计.375.1 电动机 2 的选择.375.2 确定各传动机构的传动比.375.3 计算各轴功率.375.4 齿轮 4、5 的结构设计.375.5 齿轮 1，、2，、 3 的结构设计.42总 结.47参考文献.4853致 谢.49521 绪论1.1 特种机床的国内外研究现状1.机床的分类机床是指制造机器的机器，亦称工作母机或工具机，习惯上简称机床。一般分为金属切削机床、锻压机床和木工机床等。现代机械制造中加工机械零件的方法很多：除切削加工外，还有铸造、锻造、焊接、冲压、挤压等，但凡属精度要求较高和表面粗糙度要求较细的零件，一般都需在机床上用切削的方法进行最终加工。机床在国民经济现代化的建设中起着重大作用。狭义的机床仅指使用的最广泛、数量最多的金属切削机床。机床是机械工业的基本生产设备，它的质量，品种，以及加工效率直接影响着其他机械产品的生产技术水平和经济效益。因此，机床工业的现代化水平和规模，以及所拥有机床的数量和质量是一个国家工业发达程度的重要标志之一。车床是主要用车刀对旋转的工件进行车削加工的机床。在车床上还可用钻头、扩孔钻、铰刀、丝锥、板牙和滚花工具等进行相应的加工。车床主要用于加工轴、盘、套和其他具有回转表面的工件，是机械制造和修配工厂中使用最广的一类机床。 按不同的分类方法，由莫兹利发明的车床金属切削机床可划分为多种类型。按加工对象或加工方式可分为车床、钻床、镗床、磨床、齿轮加工机床、螺纹加工机床、花键加工机床、铣床、刨床、插床、拉床、特种加工机床、锯床和刻线机等。每类中又按其结构或加工对象分为若干组，每组中又分为若干型。 按机床重量和工件大小可分为仪表机床、中小型机床、大型机床、重型机床和超重型机床；按自动化程度可分为手动操作机床、半自动机床和自动机床；按加工精度可分为普通精度机床、精密机床和高精度机床；按机床的自动控制方式，可分为仿形机床、程序控制机床、数字控制机床、适应控制机床、加工中心和柔性制造系统；按机床的适用范围，又可分为通用、专门化和专用机床。有一种以标准的通用部件为基础的专用机床中，再配以少量按工件特定形状或加工工艺设计的专用部件组成的自动或半自动机床，称为组合机床。对一种或几种零件的加工，按先后工序安排一系列机床，并配以机床与机床间的工件自动传递装置和自动上下料装置，由以上的结构组成的一系列机床称为切削加工自动生产线。柔性制造系统是由一组数字控制机床和其他自动化工艺装备组成的，用电子计算机控制，可自动地加工有不同工序的工件，能适应多品种生产。钻床是孔加工机床，是用钻头在工件上加工孔的机床，在加工尺寸较小，精度要求不高的孔的时候，常用这种机床进行加工。可以完成钻孔、扩孔、铰孔以及攻螺纹53等工序，钻孔的时候，工件保持不动，固定在一个位置，刀具一直做旋转主运动，同时沿轴向作进给运动。铣床是运用铣刀对工件表面，沟槽，多齿零件上的齿槽、螺旋形表面以及各种曲面进行加工的机床。用途广泛，生产效率高。磨床是运用磨具、砂轮、砂袋等，对工件进行切削加工的机床，主要运用在零件的精加工，淬硬零件、高硬度的特殊材料以及非金属材料的加工。随着工业化的发展，机床的品种也越来越多，技术也越来越复杂，同时，机床技术水平的高低、质量的好坏，对机械产品的生产率和经济效益都有影响，因此，机床的合理操作和精密运用至关重要。本次设计的四工位专用机床主要用于机械零件的钻孔，是在四个工位上分别完成相应的装卸工件、钻孔、扩孔、铰孔工作。它的执行机构有两个：一是装有四工位工件的回转工作台，二是装有专用电动机带动的三把刀具的主轴箱。主轴箱每向左移动送进一次，在四个工位上分别完成相应的装卸工件、钻孔、扩孔、铰孔工作。当主轴箱右移退回到刀具离开工件后，工作台回转 90 度，然后主轴箱再次左移。四次工作循环后完成装 、钻、扩、铰、卸等工序。一个循环就有一个工件完成上述全部工序。2.机床的国内外发展趋势机床工具工业是国际公认的基础装备制造业，是战略性产业，是国民经济的脊柱产业。建国 60 年来，在党和国家领导人的关怀下，中国机床工具行业通过几代人的拼搏，从小到大、从无到有，发生了天翻地覆的变化，如今发展成为产品布局合理、门类齐全、具有较大经济规模和较强技术实力的产业。中国机床工具行业已开始走出国门参与国际市场竞争，在国际上有了举足轻重的话语权和产业地位，正在向世界机床工具制造强国的目标迈进。中国机床工具行业用 60 年的时间追赶了世界工业发达国家 200 余年发展的历程，特别是改革开放后取得的举世瞩目的高速发展。从 1949年全国生产皮带简易机床 1600 台，发展到 2008 年金属切削机床产量达到 61.7 万台，其中数控机床 12.2 万台。2008 年中国成为世界第三机床生产大国，机床出口居世界第六位。机床是一切机械工业的基础装备，被称之为“工作母机”.在新中国的发展进程中，中国机床工具工业一直得到党和国家的巨大关怀和重视。毛泽东同志对机床这一“母机”行业始终特别关心。曾多次参观在中南海举办的小型国产机床展示活动。第一个五年计划时期，第一机械工业部按中央要求在中南海内举办了汇报性的机械展览，毛泽东同志反复看了六次。刘少奇、邓小平等中央领导也观看了展览。1958 年 7 月 2 日，毛泽东在中南海瀛台举办的小型机床工具展览上，详细地观看了机床操作演示，用哲学、政治经济学的观点解释说：原材料按照人们的意愿，通过了机床与工具，改变成需要的机器零件，充分体现了工业生产中人、机、52物三者的辩证关系。同年 9 月 5 日，毛泽东在最高国务会议中说：“机械里头有个工作母机，什么矿山，什么炼油，什么电子，什么化学，什么建筑，什么农业，什么交通运输，这些机器都要有个工作母机，无非是车、铣、镗、刨、钻之类，这些东西是根本的。 ”1959 年冬，按毛泽东的要求，在中南海瀛台组织了机床工具展览。1960年 4 月 24 日，毛泽东又用三个小时观看机床操作演示，了解各种机床性能。看到纵切自动车床能按程序加工出零件，很满意地说：“等于事先做好计划了。 ”毛泽东同志还多次到工厂视察，视察中做了“要自力更生，走自己工业发展道路”的指示。和发达国家相比，我国数控机床行业在信息化技术应用上仍然存在很多不足。一、信息化技术基础薄弱，对国外技术依存度高。我国数控机床行业总体的技术开发能力和技术基础薄弱，信息化技术应用程度不高。行业现有的信息化技术来源主要依靠引进国外技术，对国外技术的依存度较高，对引进技术的消化吸收仍停留在掌握已有技术和提高国产化率上，没有上升到形成产品自主开发能力和技术创新能力的高度。具有高精、高速、高效、复合功能、多轴联动等特点的高性能数控机床基本上还得依赖进口。 二、产品成熟度较低，可靠性不高。国外数控系统平均无故障时间在 10000 小时以上，国内自主开发的数控系统仅 30005000 小时；整机平均无故障工作时间国外达 800 小时以上，国内最好只有 300 小时。三、创新能力低，市场竞争力不强。我国生产数控机床的企业虽达百余家，但大多数未能形成规模生产，信息化技术利用不足，创新能力低，制造成本高，产品市场竞争能力不强中国 21 世纪初期机械工业战略定位为：从机械产品生产大国变成以市场竞争力为标志的机械工业强国；从机械设备进口大国变成机械产品贸易大国；从侧重于以出口为导向生产转为向生产和消费双重领域拓展。在此定位下，到 2005 年，培育成 50个具有国际竞争力的大型企业，争取一至二个企业进入世界前 500 名，前 100 个企业集中度达 30%以上。组织结构由“橄榄型”向“哑铃形”转变，建立以大带小，以小保大的组织体系。电力设备、nc 机床、机械基础设备、轿车等重点领域的大型企业具备自主开发能力，扭转主力产品技术过分依赖国外的局面。随着柔性制造系统的迅速发展和计算机集成系统的不断成熟。对数控加工技术提出了更高的要求。当今数控机床信息化正朝着以下几个方向发展。 高速度、高精度化。速度和精度是数控机床的两个重要指标，它直接关系到加工效率和产品质量。目前，我国生产的第六代数控机床系统均采用位数、频率更高的处理器，以提高系统的基本运算速度，使得高速运算、模块化及多轴成组控制系统成为可能。同时，新一代数控机床将来用超大规模的集成电路和多微处理器结构，以提高系统的数据处理能力。53智能化。现代数控机床的智能化发展将通过对影响加工精度和效率的物理量进行检、建模、提取特征、自动感知加工系统的内部状态及外部环境，快速作出实现最佳目标的智能决策，对机床的工艺参数进行实时控制，使机床的加工过程处于最佳状态。1.2 本设计主要研究内容 根据四工位孔加工专用机床的主要技术参数要求，完成四工位孔加工专用机床的结构设计。其主要内容如下：1.完成四工位孔加工专用机床的工作原理分析与计算；2.完成四工位孔加工专用机床的总体方案设计；3.完成四工位孔加工专用机床的结构设计与计算；4.完成四工位孔加工专用机床的关键零部件校核分析。1.3 本章小结本章简要介绍了四工位孔加工机床的概念，并对当前机床的国内外形势进行了回顾和分析。提出了本课题的研究背景和主要研究内容。52工作台刀具主轴箱A1n1n21234A2机架2 四工位孔加工专用机床总体方案设计2.1 四工位专用机床的流程分析对于四工位专用机床设计区别于普通机床的最基本特点就是它是专为某一固定工序服务的。因此，专用机床又可广义地称为工艺装备，它包括具有通用部件的组合机床。由于专用机床是服务于某一固定工序的，所以专用机床的先进程度，以及种类，型式和规格都取决于工艺需要。只有制定出先进的合理的工艺，才能设计出先进合理的专用机床。本次设计的四工位专用钻孔机床是卧式钻床，四工位专用机床是在四个工位上分别完成相应的装卸工件、钻孔、扩孔、铰孔工作，如图 2.1 所示。它的执行机构有两个：一是装有四工位工件的回转工作台，二是装有专用电动机的带动的三把刀具的主轴箱。主轴箱每向左移动送进一次，在四个工位上分别完成相应的装卸工件、钻孔、扩孔、铰孔工作。当主轴箱右移退回到刀具离开工件后，工作台回转 90 度，然后主轴箱再次左移。很明显 ，对某一个工件来 图 2.1 四工位专用机床执行动作图说，要在四次工作循环后完成装 、钻、扩、铰、卸等工序。但对于专用机床来说，一个循环就有一个工件完成上述全部工序。四工位专用机床可以大批量加工零件，大大提高了工作效率和自动化程度。1.设计要求1）刀具顶端距离工作表面 65mm,快速移动送进 60mm 后，再匀速送进 60mm（包括5mm 刀具切入量，45mm 工件孔深，10mm 刀具切出量).然后快速返回。回程和工作行程的平均速度比 K=2； 2）刀具匀速进给速度为 2mm/s；工件装、卸时间不超过 10s；3）生产率为 75 件/h；4）执行机构能装入机体内。2.2 四工位专用机床的传动方案设计1. 工艺动作分解和机械运动循环图本机床主要有两个执行机构件回转工作台和主机箱。它可分解为下列几个工艺动作：1)安置工件的工作台要求进给间歇转动的速度为 n2（r/min） 。53电动机1，n电刀具转动2)安装刀具的主轴箱能实现静止、快进、进给、快退的动作。3)刀具以速度 n1（r/min）转动来切削工件。根据上述要求可画出树状功能图，如图 2.2 所示。 图 2.2 四工位专用机床树状功能图由生产率可求出一个运动循环所需时间 T=3600/75 s = 48s,刀具匀速送进 60mm所需时间 t匀匀= =60/2 s=30 s，刀具其余移动（包括快速送进 60mm，快速返回 120mm）共需 18s，回转工作台静止时间为 36s，因此足够工件的装、卸所需时间。其机运动循环情况如表 2.1 所示。表 2.1 机械运动循环情况执行构件运 动 情 况工 作 行 程空 回 行 程刀具（主轴箱）刀具在工件外刀具在工件内刀具在工件外回转工作台转 位静 止转 位2.四工位专用机床的总体设计方案选定图 2.3 为四工位专用机床的运动转换功能图。选用两个电动机，由三条传动来实施运动转换（其符号含义见表 2.2 及有关机械设计手册） ，以满足三种工艺动作的需要。四工位专用机床机床工作台间歇转动的速度为n2主轴箱进、退刀运动刀具转动速度为n1（r/min）静止快进进给快退52电动机1234567891110a) 工作台间歇转动主轴箱往复移动 s=s(t)b)图 2.3 四工位专用机床运动转换功能图表 2.2 四工位专用机床形态学矩阵分 功 能 解 （功能载体）分功能12345减速 A带传动链传动蜗杆传动齿轮传动摆线针轮传动减速 B带传动链传动蜗杆传动齿轮传动行星传动工作台间歇转动 C圆柱凸轮间歇机构弧面间歇机构曲柄摇杆棘轮机构不完全齿轮机构槽轮机构工作台间歇转动 D移动推杆圆柱凸轮机构摆动推杆盘形凸轮机构摆动推杆盘形凸轮与滑块机构曲柄滑块机构六杆机构下面有两种总统布局方案可供选择：图 2.4 四工位专用机床总体布局方案1电动机 2摆线针轮传动机构 3小带轮 4V 带 5减速带轮 6，7齿轮 8电动机 2 ,n电2539111213电动机123467810121235槽轮机构 9回转工作台 10移动推杆圆柱凸轮机构 11刀具主轴箱图 2.5 四工位专用机床总体布局方案1电动机 2小带轮 3V 带 4减速带轮 5减速轴承 6，7齿轮 8，9齿轮 10不完全齿轮机构 11回转工作台 12主轴箱 13移动推杆圆柱凸轮机构方案采用摆线针轮传动系统直接和电动机 1 相连来实现减速，导致小带轮转速特别低，导致设计的带轮无法满足要求，摆线针轮减速比过大，使机床结构变大，又其电动机和 V 带传动都在机体内部，使系统产生震动，使机器的精度降低。方案将电动机和 V 带传动设在机体外部，可减小机床的震动；使用减速带轮和减速轴承结合的减速方式可使机床的结构变小；减速带轮节约空间，减速轴承传动效率高，节约能源；采用的不完全齿轮机构的结构简单，工作可靠，制造容易，比槽轮机构等其他间歇运动机构应用广泛。综上，选择方案2.3 本章小结本章主要介绍了四工位孔加工机床的工作原理及总体方案设计，阐述了设计要求及流程分析。并结合设计要求，确立本次设计的总体布局方案。523 传动系统技术设计3.1 电动机 1 的选择1.电动机参数的确定电动机的功率消耗主要有两部分：一部分是工作台的转动，估计 P转盘 =0.15KW ；一部分是移动推杆圆柱凸轮机构带动工作台左右移动所消耗的功率约为 P进=0.30 KW。则总功率为 P总=P转盘 P进 =0.15 KW 0.30 KW = 0.45 KW。估计传动系统总机械效率 总为 0.85，则电动机的功率至少应为 P电= P总/总=0.45/0.85=0.53 KW.由此选择 Y8014 型 Y 系列鼠笼三相异步电动机。P额=0.55 KW。其主要技术数据、外形和安装尺寸见表 3.1：表 3.1 电动机主要技术数据、外形和安装尺寸表型号额定功率/ KW满载转速 r/min最大转矩（额定转矩）Y80140.5513902.3外形尺寸/ mmmmmmL(AB/2+AD)+HD中心高/mmH安装尺寸/mmAB轴伸尺寸/ mmmmmmDE295232.51758012510019402. 确定各传动机构的传动比因 n电=1390r/min，n工作机=1.25 r/min 则外总传动比为 i总=n电/ n工作机=1390/1.25=1112 由带传动比不易太大,故取带传动比 i带=4,减速带轮传动比 i轮减=12.636,减速轴承的传动比 i减轴承=10,齿轮 6、7 的传动比 i6，7=2.2, 齿轮 8、9 的传动比 i8,9=1。3. 计算各轴的转速和功率（1）各轴的转速n1= n电=1390 r/minn2 = =min/750. 2min/636.1241390rriin带减带电n3 =min/ r75. 2min/ r1050.27in2减减减53n4 = min/ r25. 1min/ r2 . 275. 2in7, 63（2）各轴的功率查机械设计手册，效率取 带=0.96，齿=0.98，轴承=0.99，联轴器=0.992，减轴承=0.94，带减=0.94。电动机的输出功率估计为 0.54KW.I 轴 P1=P0=0.54 KW.II 轴 P2= P1带带减=0.54 0.96 0.94=0.487KWIII 轴 P3= P2减轴承联轴器轴承=0.4870.940.9920.99=0.454 KWIV 轴 P4= P3齿轴承=0.4540.980.99=0.440 KWV 轴 P5=P4齿轴承=0.4400.980.99=0.427 KWVI 轴 P6= P5齿轴承=0.4270.980.99=0.414 KWVII 轴 P7= P4联轴器轴承=0.4400.9920.99=0.432 KW3.2 V 带及带轮的设计1.确定计算功率 Pca(KW)Pca=KAP （3-1）KA -工况因数 P-所需传递的功率由此电机每天工作 16 个小时，载荷变动小。由参考文献6查表选取 KA=1.2，又 P=0.55KW,则 Pca=1.20.55KW=0.66 KW。2.选择带型根据计算的功率 Pca =0.66 KW 和小带轮的转速 n1=1390r/min,选用普通 V 带 A 型。3.确定带轮的基准直径 D1和 D2（1）初选小带轮的基准直径 D1。根据 V 带截面型，参考文献6查表选取。D1Dmin ，Dmin=75mm,取 D1 =75mm。（2）验算带的速度 v（m/s）5.5m/s100060139075100060nDv11（3）计算大带轮基本直径 D2 D2= i带D1=475=300mm4. 确定中心距 a 和带的基准长度 ld由下式初选 a0 0.7（D1D2）a02（D1D2） （3-2）即 262.5a0750 取 a0500mm52 mmaDDDDald16145004)75300()30075(250024)()(2220212210,由参考文献6查表选取相近的 ld , ld=1800mm，,dl则 mm59321161418005002llaa,dd0取 a=600mm。5.验算带在带轮上的包角 1 保证 11201205 .1583 .57600753001803 .57aDD1801216.确定带的根数 z z= （3-la00caKK)PP(P3）P0-V 带基本额定功率 Ka-包角修正因数 Kl-带长修正因数确定各参数1)求 P0 , 由参考文献6查表, 插值法得 P0 =1.052)求, 由参考文献6查表, 插值法得=0.1650P0P3)求 Ka , 由参考文献6查表,插值法得 Ka=09145 4)求 Kl , 由参考文献6查表,查得 K l =1.01z= 59. 001. 19145. 0)165. 005. 1 (66. 0取 z=17.求初拉力 F0F0= N71.895 . 510. 0) 19145. 05 . 2(5 . 5155. 0500qv) 1ka5 . 2(zvp50022ca安装时的初拉力 F=1.5 F0=134.57N8.求带对轴的压力 Q Q=2ZFcos(/2)= 2ZFsin(1/2)=164.24N9. V 带轮的设计（1)带轮的材料 铸铁 HT200（2)结构尺寸 小带轮采用腹板式结构 533.3 减速带轮图 3.1 外激波摆动活齿传动机构模型图 3.1 为外激波摆动活齿传动的机构模型。摆动活齿传动由外激波器 H，摆动活齿轮 G 和外齿中心轮 K 组成。传动时，驱动力由外激波起器 H 输入，推动摆动活齿绕活齿销轴摆动，同时经摆动活齿、中心轮啮合副进行转速转换，最后,减速后的运动由摆动活齿架输出。摆动活齿传动能实现较大的传动比 。GKKKHGGHKzzzi1i为充分利用带轮已占有的空间，设计出结构紧凑的减速，选择外激波型摆动活齿减速器并设置在带轮的内部是理想的。由带传动和外激波型摆动活齿减速器组成形成的减速带轮的特点是:1）减速带轮充分利用带轮空间,在不增加外廓尺寸的条件下，完成了两个基本机构的串联结合、结构紧凑,成为不可拆的性能独特的新结构。2)扩大了机构的传动比范围,减速带轮的总传动比 i 等于带轮的传动比 id和摆动活齿传动传动比的乘积。因为摆动活齿传动的速度比大、范围宽、分级密集，使KHGi减速带轮也具有这个优点。3)由于前置机构带传动的传动比范围为 24,使后置机构摆动活齿传动的输入转速降低 i 倍，巧妙地满足了外激波型活齿传动为减小震动要求低转速输入的条件。4)机架形成的减速带轮框架，分担了带传动的压轴力，使减速带轮形成了性能优良的卸荷带轮。3.4 变速传动轴承1.变速传动轴承简介52变速传动轴承是我国独创的专利产品，兼具变速与支承两种功能，其传动机构是一种以组合活齿为传动构件的活齿少齿差行星齿轮传动装置。这种变速机构抛弃了传统的齿轮、蜗轮、针轮等结构形式，采用推杆结构，可实现正反两个方向的减速或增速定比传动。它结构紧凑，传动比范围大，传动效率高，使用寿命长，运转平稳，噪声低，维修方便。与摆线针轮减速器相比，又具有制造工艺简单，成本低廉的优点，是一种很有发展前景的高性能变速元件。变速传动轴承外型和安装方式与普通轴承相似，同时具有减速箱的变速功能和滚动轴承的支承功能。它将变速箱及滚动轴承集成为一体，成为一个最简单的传动元件，可以直接装入机械产品中。在机械产品的机体留一个安装孔，装入变速传动轴承，不再需要减速机或传动零件，即可完成定传动比的增速或减速传动。此时机械产品的结构变得十分简单，缩短了传动链，产品的性能，体积，重量都产生极大的改进。而且，若做成变速轴承减速器，在许多情况下可很好的代替摆线针轮减速器、圆柱齿轮减速器或蜗杆减速器。正是变速传动轴承机构的特殊性，决定了对其性能的分析和计算与其它活齿传动机构以及单纯的推杆减速器不完全相同。目前，变速传动轴承主要是向产品系列化，规格化，以及大功率，长寿命的方向发展。变速传动轴承的传动机构推杆活齿传动机构是经历了多次结构改进发展而来的。2.变速传动轴承的基本结构 变速传动轴承是一种外型及安装方式如普通滚动轴承的新型传动装置，是将轴承的支承功能和变速箱的变速功能集为一体的一个最简单的传动元件，可代替原有的机械传动部分直接装入机械产品中，使传动链显著缩短，并且体积小，重量轻，结构紧凑，噪音低，从而大大提高主机的配套质量。它和滚动轴承一样便于大批量生产和广泛应用。从外观来看，变速传动轴承是由位于中间的异型轴承和位于两端、偏心位置相差180o的两个活齿传动机构所组成。异型轴承由外圈、中圈、内圈组成，三圈可以相对转动。每个活齿传动机构由内齿圈对、传动圈、推杆、滚柱、标准滚动轴承以及公用的双偏心套等组成。内齿圈用铆钉固联在外圈上；传动圈用铆钉固联在中圈上；双偏心套与内圈用过盈配合连接；两端包容有滚柱的推杆(活齿)置于传动圈的径向导槽内。 总的来说，变速传动轴承可分为五大部分： 1）内齿圈的齿形是与运动的推杆外滚柱相啮合的曲线。与偏心轮(即激波器)对应，采用两个完全相同的内齿圈互成 180o布置。 2) 传动圈是一个具有双排等分槽的构件，它常与输出轴通过传动杆固联。 3）活齿即装有内外滚子的推杆。内外滚子一般是短圆柱滚子。4）激波器一般由输入轴、标准滚动轴承及公用的双偏心套组成。为了平衡激波53器所产生的惯性力和抵消激波器上的径向力，故常采用双排结构，并使它们的相位差为 180o。 5）异形轴承异型轴承由外圈、中圈、内圈组成，三圈可以相对转动。内齿圈，传动圈，偏心套三者分别承担固定、输入、输出三种不同的角色，以获得不同的传动比和变速传动效果。3.传动结构的改进变速传动轴承的变速机构是推杆传动型式，属于活齿传动类机构，其经历了多次改进，才发展成为现在的已形成工业生产能力的结构形式。目前就推杆减速器而言，其内部结构的局部改进和进行优化设计已经趋于完善，而且，现有理论己经表明按传动比固定原则设计的活齿传动机构都不可能做成各运动副都是纯滚动的，所以再去竭力寻求以纯滚动副来代替推杆与导槽之间的移动副是行不通的，故应该寻求新的活齿传动结构来实现产品所需的性能，有以下两个方面的改进思路。1）采用摆动活齿传动机构，设计新的变速传动轴承从变速传动轴承产品的机构设计着眼，需要三个能相对转动的基本部件分别与异型轴承的三圈相联。摆动活齿传动机构能达到这个要求，同时由于引进了摆动活齿代替移动活齿，推杆与传动圈之间的磨损问题得到了彻底解决。因此，采用其与异型轴承有机结合来设计新的变速传动轴承，是可行的。而且，已经有学者对摆动活齿传动理论进行了深入探索，为新变速传动轴承的设计与试制打下了良好的基础。但是，有一点需要注意的是，由于摆杆活齿机构内齿圈齿形的两侧是不对称的，从而其正反转特性也不相同。一侧传动性能好，一侧传动性能差。所以，由此设计的新变速传动轴承将只能是单向减速传动的，否则就很难保证传动性能的优越。2）采用外激波与以轴承代替滚子的新型传动机构 即将激波器设计成外工作轮廓，内齿圈设计成圆形外轮。这种结构称为外激波式活齿传动机构，同时用小型滚动轴承作为活齿。这种结构不仅保持了三个基本部件能相对转动，而且由于采用小型滚动轴承代替推杆活齿，不存在推杆磨损问题。其传动原理是：当外激波器输入转速转动时，活齿由于与激波器工作齿廓的相互作用而发生转动和径向运动，从而迫使活齿架发生转动，从而完成了运动和动力的传递。这种结构形式的显著优点是使波形轮的齿形为外凸的共扼曲线，大大改善了波形轮的加工工艺性能，为在专用设备上加工出精确的齿形提供了方便。同时，由于采用小型轴承作为活齿，对提高产品的承载能力和功率传递很有好处。3.5 齿轮 6、7 的设计521. 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2）因传递功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮 ZG340640，调质处理，硬度 269HBS，大齿轮 ZG340640，常化处理，硬度 229HBS。3）选齿轮精度等级为 7 级精度（GB10095-88） 。4）选 z6=30 ,则 z7=i6,7z6=2.230=66。5）取螺旋角 =14。2.按齿面接触强度设计 （3- 32HEH6t6zzzzu1udKT2d4）（1）确定公式内的各参数数值1）选载荷系数 Kt=1.22.0 , 估取 Kt=1.3；2) 计算小齿轮传递的转矩 mN1057. 175. 2454. 0105 .95np105 .95T3533563) 由参考文献6查表选取齿宽系数=0.8；d4) 确定Hz ttbHcossincos2ztbcostantan 得 14cos20tancostantannt56.20t 得 56.20cos14tantanb14.13b43. 256.20cos56.20sin14.13cos2zH5）由参考文献6查得材料的弹性影响系数 zE =； MPa0 .1886）确定 z （3-134z5） 669. 114cos6613012 . 388. 1cosz1z12 . 388. 17653取 162. 214tan301 . 1318. 0tandz318. 0msinb6n1774. 0669. 111138 . 14z7）确定 z；985. 014coscosz8) 确定接触疲劳强度 H (3-6) HNlimHHsz由参考文献6查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限=620MPa 6limH =500 MPa；7limH 7h66102 . 11530082178. 260kln60N 7771054. 02 . 2102 . 1N由参考文献6查得接触疲劳寿命系数；1 . 1z6N14. 1z7N取安全系数 SH=1，由式（2.6）得MPa68211 . 1620szH6N6limH6HMPa570114. 1500szH7N7limH7H（2）计算齿轮参数1）试算小齿轮分度圆直径，代人中较小的值t6dHmm46.140570985. 0774. 00 .18843. 22 . 212 . 28 . 01057. 13 . 12d326t62）计算圆周速度 v s /m02. 010006075. 246.140v3）计算齿宽、模数、b/h mm54. 43014cos46.140zcosdm6t6ntmm37.11246.1408 . 0ddbt6t52mm215.1025. 01254. 4ch2mhantt11215.1037.112hbtt4）计算载荷系数 根据 v，7 级精度由参考文献6查得动载荷系数；01. 1Kv由参考文献6查表选取，取；1KA由参考文献6查表选取，假设，得；mm/N100bFKtA2 . 1KKFH由参考文献6查表选取，得；2176. 1KH由参考文献6查表选取，得 ；22. 1KF故载荷系数 476. 12176. 12 . 101. 11KKKKKHvA5）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径mm3 .1473 . 1476. 19 .136KKdd33tt663.按齿根抗弯疲劳强度设计 (3-7) 3FsF2626nYYYYdzcosKT2m（1）确定公式内的各参数数值1）查取齿形系数。由参考文献6查得；插值求得 ；52. 2Y6F256. 2Y7F2）查取应力校正系数。由参考文献6查得；插值求得；625. 1Y6s7412. 1Y7s3）计算抗弯疲劳许用应力。取抗弯疲劳安全系数，4 . 1sF (3-8) FlimFNFsY 由参考文献6查得抗弯疲劳寿命系数 ；0 . 1YY7N6N由参考文献6查表查得抗弯疲劳强度极限；MPa4806limFMPa4207limFMPa86.3424 . 14800 . 1sYF6limF6N6FMPa3004 . 14200 . 1sYF7limF7N7F4）计算大、小齿轮的并加以比较 FsFYY5301194. 086.342625. 152. 2YY6F6s6F 取大值01309. 03007412. 1256. 2YY7F7s7F5）确定 Y（其中）625. 0275. 025. 075. 025. 0Y21883. 012014111201Y6）确定 K 5 . 12 . 122. 101. 11KKKKKFFvA(2) 设计计算mm54. 3883. 0625. 001309. 0308 . 014cos107 .155 . 12m3225n由于齿轮的模数 mn的大小主要取决于抗弯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，仅与齿轮直径有关，所以取按齿面接触强度计算的分度圆直径 147.3mm，取由抗弯强度算得的模数 3.54mm，考虑为补偿因磨损而造成的轮齿强度削弱，将按齿根弯曲疲劳强度计算所得模数加大 20左右，故取 mn=5mm。4. 几何尺寸计算1）计算分度圆直径 取=2958.28514cos3 .147mcosdzn666z则=2.2=63.8 ，故取=647z6z7zmm5 .14914cos295coszmd6n6mm9 .32914cos645coszmd7n72）计算中心距 取 a=237mmmm12.2372dda763) 计算齿轮宽度 mm6 .1195 .1498 . 0ddb6圆整 b7=122mm，则 b6=128mm5. 验算 52mm/N34.210035 .149107 .152dT2F5666t ， 合适。mm/N100mm/N1717212234.21003bFktA6. 结构设计及绘制齿轮零件图齿轮 6 做成实心结构，齿轮 7 做成腹板式结构。 3.6 齿轮的 8、9 的结构设计1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）由传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。2）因机床传递功率不大，故大、小齿轮都选用软齿面。小齿轮的材料ZG340640，调质处理，硬度 269HBS，大齿轮的材料 ZG340640，常化处理，硬度229HBS。3）选齿轮精度等级为 8 级精度。4）选小齿轮齿数 z8=35 ,则 z9=i8，9z8=135=352.按齿面接触强度设计 (3-9) 3zzu1udKT2d2HEH8t8（1） 确定公式内的各参数数值1） 选载荷系数 Kt=1.22.0 估取 Kt=1.32） 计算主动轮传递的转矩 mN106 .3325. 1440. 0105 .95np105 .95T2544583） 由参考文献6选取齿宽系数=0.8；d4） 确定 zE由参考文献6查得材料得弹性系数 zE =；取 故 zH=2.5；MPa0 .188205） 确定 H (3-10) HNlimHHsz 由参考文献6图 934 得 =620MPa =500 MPa8limH9limH536h48104 . 51530082125. 160kln60N679104 . 511054. 0N由参考文献6查得 取 SH=114. 1z8N14. 1z9NMPa706114. 1620szH6N6limH6HMPa570114. 1500szH7N7limH7H（2）计算齿轮参数1）试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值t8dHmm79.2455700 .1885 . 21118 . 0106 .333 . 12d326t82）计算圆周速度 vs /m016. 010006025. 179.245v（3）计算齿宽、模数、b/h mm02. 73579.245zdm8t8tmm6 .19679.2458 . 0ddbt8mm8 .1525. 01202. 7ch2mhat44.128 .156 .196hb（4）计算载荷系数 根据 v，8 级精度由参考文献6查得动载荷系数；01. 1Kv由参考文献6查表，取；1KA由参考文献6查表，假设，得；mm/N100bFKtA2 . 1KKFH由参考文献6查表，得；290. 1KH由参考文献6查表，得5；2 . 1KF故载荷系数 56. 1290. 12 . 101. 11KKKKKHvA（5）按实际载荷系数校正所得得分度圆直径mm4 .2613 . 156. 179.2453KKdd3tt88523. 按齿根抗弯疲劳强度设计 (3-11) 3YYdzKT2mFsF2881) 查取齿形系数。由参考文献6查得 ；45. 2Y8F45. 2Y9F2) 查取应力校正系数。由参考文献6查得； ；65. 1Y8s65.1Y9s3) 计算抗弯疲劳许用应力。 取4 . 1sF (3-12) FlimFNFsY 由由参考文献6查得抗弯疲劳寿命系数 ；0 . 1YY9N8N由由参考文献6查得抗弯疲劳强度极限 ；MPa4808limFMPa4209limFMPa86.3424 . 14800 . 1sYF8limF8N8FMPa3004 . 14200 . 1sYF9limF9N9F4) 计算大小齿轮得，并加以比较 FsFYY01179. 086.34265. 145. 2YY8F8s8F013475. 030065. 145. 2YY9F9s9F1)确定载荷系数 K 52. 125. 12 . 101. 11KKKKKFFvA(2) 设计计算mm2 . 53013475. 0358 . 0106 .3352. 12m25 由于齿轮的模数 m 的大小主要取决于抗弯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，仅与齿轮直径有关，所以取按齿面接触强度计算的分度圆直径 261.4mm，取由抗弯强度算得的模数 5.2mm，考虑为补偿因磨损而造成的轮齿强度削弱，将按齿根弯曲疲劳强度计算所得模数加大 20左右，故取标准值 m=8mm。4.几何尺寸计算531）计算分度圆直径mm675.3284 .261mdz88取 z8=33 则 z9=33 mm264338mzd88mm2641312mzd992）计算中心距mm2642dda983) 计算齿轮宽度 mm2 .2112648 . 0ddb8圆整 b9=215mm,则 b8=215mm5. 验算mm/N5 .25454264106 .332dT2F5888t 合适。mm/N100mm/N4 .1182155 .25454bFktA6.结构设计及绘制齿轮零件图齿轮 8,9 都做成腹板式结构，且可调换。如图 3.4图 3.4 两个齿轮都设计为腹板式结构3.7 不完全齿轮机构结构设计不完全齿轮机构是由普通渐开线齿轮机构演化而成的一种间歇运动机构，其基本结构形式可分为外啮合式和内啮合式两种，本设计采用外啮合式。52不完全齿轮机构与普通渐开线齿轮机构的不同之处是齿轮轮齿没有布满整个圆周，故当主动轮连续回转运动时，从动轮作间歇回转运动。在从动轮停歇期内，从动轮上的锁止弧被主动轮上的锁止弧锁住，起定位作用，防止从动轮游动。此外，为了避免主动轮与从动轮的齿顶干涉，并保证从动轮能间歇在预定位置上，通常需将主动轮的首、末的齿顶高适当降低。10 为主动论，11 为从动轮，按渐开线直齿圆柱齿轮设计，但齿不完全加工齿轮的 10、11 的结构设计1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）因传递功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮 ZG340640，调质处理，硬度 269HBS，大齿轮 ZG340640，常化处理，硬度 229HBS。3）选齿轮精度等级为 7 级精度。4）选 z10=24 。2.按齿面接触强度设计 (3-13) 32HEH10t10zzu1udKT2d（1）确定公式内的各参数值1） 选载荷系数 Kt=1.22.0， 估取 Kt=1.3；2） 计算主动轮传递的转矩 mN106 .3225. 1427. 0105 .95np105 .95T25555103）由参考文献6选取齿宽系数=0.8；d4） 确定 zE zE =；取 则 zH=2.5；MPa188205） 确定 H (3-14) HNlimHHsz 由参考文献6查得=620MPa； =500 MPa；10limH11limH6h510104 . 51530082125. 160kln60N6711104 . 511054. 0N由参考文献6查得 ； ；取 SH=10 . 1z10N0 . 1z11N53MPa62010 . 1620szH10N10limH10HMPa50010 . 1500szH11N11limH11H（2）计算齿轮参数1）试计算主动轮分度圆直径，带入中较小的值t10dHmm2275001885 . 24148 . 0106 .323 . 12d325t102）计算圆周速度 v s /m015. 010006025. 1227v3）计算齿宽、模数、b/h mm5 . 924227zdm10t10tmm6 .1812278 . 0ddbt10mm3 .2125. 0125 . 9ch2mhat5 . 83 .216 .181hb4）计算载荷系数 根据 v，8 级精度由参考文献6查得动载荷系数；01. 1Kv由参考文献6查表，取；1KA由参考文献6查表，假设，得；mm/N100bFKtA2 . 1KKFH由参考文献6查表，得；233. 1KH由参考文献6查表，得； 24. 1KF故载荷系数 4 . 1233. 11 . 101. 11KKKKKHvA5）按实际载荷系数校正所得得分度圆直径mm67.2323 . 14 . 1227KKdd33tt10103.按齿根抗弯疲劳强度设计 (3-15) 3FsF21010YYdzKT2m52（1）确定公式内的各参数数值1) 查取齿形系数 。由参考文献6查得； ；65. 2Y10F188. 2Y11F2) 查取应力校正系数。由参考文献6查得； ；58. 1Y10s792. 1Y11s3) 计算抗弯疲劳许用应力 。 取4 . 1sF (3-16) FlimFNFsY 由参考文献6查得抗弯疲劳寿命系数 ；0 . 1YY11N10N由参考文献6查得抗弯疲劳强度极限；MPa48010limFMPa42011limFMPa86.3424 . 14800 . 1sYF10limF10N10FMPa3004 . 14200 . 1sYF11limF11N11F4) 计算大小齿轮得，并加以比较 FsFYY0122. 086.34258. 165. 2YY10F10s10F0094. 0300792. 1188. 2YY11F11s11F取大值。5) 确定载荷系数 K 38. 124. 12 . 101. 11KKKKKFFvA （2）设计计算mm22. 60122. 0248 . 0106 .3238. 12m325 由于齿轮的模数 m 的大小主要取决于抗弯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，仅与齿轮直径有关，所以取按齿面接触强度计算的分度圆直径 232.67mm，取由抗弯强度算得的模数 6.22mm，并就近圆整为标准值 m=8mm。4. 几何尺寸计算1）计算分度圆直径08.29867.232mdz101053由于齿轮不完全加工，只加工四分之一的轮齿，故此齿轮的齿数必须能被 4 整除，又考虑到加大齿轮的尺寸，故取 z10=36 ,齿轮只加工一部分，故主动轮加工 9 个齿，从动轮加工 36 个齿。mm288368mzd1010mm288368mzd11112）计算中心距 mm2882dda11103) 计算齿轮宽度 mm4 .2302888 . 0ddb10取 b10=222 mm，则 b11=222mm5. 验算 mm/N8 .22638288106 .322dT2F5101010t 合适。mm/N100mm/N1022228 .22638bFKtA6.结构设计及绘制齿轮零件图主动轮 10 做成腹板式结构，从动轮做成实心结构。图 3.5 为不完全齿轮机构，做成腹板式结构52图 3.6 齿轮 11 做成实心结构3.8 移动推杆圆柱凸轮机构设计根据进给系统的一个循环所用的时间为 48s，则移动推杆圆柱凸轮机构转一转所需的时间也是 48s，可得其转速为 1.25r/min，即每秒钟转 7.5。由进给系统主轴箱的运动循环过程可计算得移动推杆圆柱凸轮机构的工作过程为：凸轮转角 075 时，推杆等加速等减速上升 120 mm；凸轮转角 7590 时，推杆在最高位置静止不动；凸轮转角 90135 时，推杆按余弦加速度规律加速下降 60 mm；凸轮转角135330 时，推杆匀速下降 52 mm；凸轮转角 330345 时，推杆等减速下降 8 mm；凸轮转角 345360 时，推杆在最低位置静止不动。其设计结构见图 3.7。图 3.7 移动推杆圆柱凸轮机构设计轮廓线图由滚子的运动曲线可得出在 A 点推杆得速度最大，A 点的速度为s /m75.168625. 14557. 1h57. 1v0maxA53 取 R=140 mmmm13525. 175.168vRmax滚子半径由，得。minr8 . 0rmm6 .25328 . 0rr取 rr=25 mm ，即 Dr=50 mm ，则 lr=50 mm，圆柱凸轮的长度取 L=220mm。图 3.8 移动推杆滚子机构3.9 轴的结构设计 3.9.1 轴的结构设计 1. 按扭转强度初步估计轴的最小直径mm5 .5612.6975. 2454. 0103126npAd333考虑到键槽对轴强度的影响，以及机床对轴强度的要求，选择深沟球轴承 6215所以取 d3min=75mm，材料为 45 钢，调质处理，硬度为 217255HBS。2.轴的结构尺寸 轴的结构尺寸图如下图所示：图 3.9 轴的结构尺寸图3.9.2 轴的结构设计1. 按扭转强度初步估计轴的最小直径52mm721 .8825. 1427. 0103126npAd333考虑到键槽对轴强度的影响，取 d3min=62mm，材料为 45 钢，调质处理，硬度为217255HBS。2. 轴的结构尺寸图 3.5 轴的结构尺寸图3.9.3 V 轴的结构设计1. 按扭转强度初步估计轴的最小直径mm721 .8825. 1427. 0103126npAd335考虑到键槽对轴强度的影响，取 d5min=85mm，材料为 45 钢，调质处理，硬度为217255HBS。2.轴的结构尺寸图 3.6 轴的结构尺寸图3.9.4 VI 轴的结构设计1. 按扭转强度初步估计轴的最小直径mm8 .898 .1093125. 0414. 0103126npAd336考虑到键槽对轴强度的影响，取 d6min= 103mm，材料为 45 钢，调质处理，硬度为217255HBS。53YXZRV1RH1RV1F6tF6rF6aRH2RV2T612XYRV1RV1F6rF6aRH2RV2T6MVX627N.m274.7N.mRH2MH1354N.mM1492N.m1381.6N.mZRH2F6tT1576.6N.ma)b)c)d)e)2.轴的结构尺寸.图 3.8 轴的结构尺寸图3.103.10 本章小结本章小结本章主要设计了四工位孔加工专用机床的传动结构，主要包括机床内部各个斜齿、直齿轮的设计，以及作间歇运动的不完全齿轮设计。另外，还进行了移动推杆圆柱凸轮机构设计。并根据各轴扭矩设计了各轴尺寸。4 四工位孔加工专用机床关键零部件校核与分析4.1 III 轴及轴承、键校核1.按扭曲合成强度校核轴的直径mN6 .157675. 2454. 09550np9550T333N6 .233481005.1356 .15762dT2F363t6N8 .777314cos20tan6 .23348costanFFnt6r6N03.521914tanFFt6a652图 4.1 轴的载荷和弯距分布图1）作出轴的空间受力简图（图 4.1 a） 2）作出垂直面受力、弯矩图（图 4.1b） 。 RV1=5405.9N , RV2=2367.9N3）作出水平面受力、弯矩图(图 4.1 c)。 RH1=11674.3N, RH2=11674.3N 4）求出合成弯矩，并画出合成弯矩图（图 4.1 d） 。N14921354627MMM222maxHmaxV2max5）作出扭矩图（图 4.1 e） T=1576.6N.m6）求出当量弯矩 Memax 取6 . 0N6 .17666 .15766 . 0627TMM2222maxe537)校核轴的强度查得 MPa451 2.轴承寿命核算1)初选轴承型号由工作条件初选轴承 6215，由参考文献12查得该轴承的Cor=49500N，Cr=66000N。2）求 Fr1,Fr2由 N12856RRR21H21VA，N11912RRR22H22VB得 Fr1= =12856NARFr2= =11912NBRFa=5210N3）计算轴承当量动载荷 P（1) ,由参考文献6查表得在 0.0940.141105. 0495005219CForaoraCF之间，e 应在 0.360.34 之间。线性插值得 309. 0094. 0141. 0094. 0105. 030. 034. 030. 0e（2） , 由参考文献6查e41. 0128655219FF1rae44. 0119125219FF2ra表，则 X=0.56,Y 在 1.451.31 之间。线性插值得 417. 1094. 0141. 0105. 0141. 031. 14 . 131. 1Y（3）求 P1,P2 由参考文献6，fp=1.21.8，取 fp=1.8,所以5 .262795219417. 11286556. 08 . 1YFXFfpa1rp19 .253185219417. 11191256. 08 . 1YFXFfpa2rp24）计算轴承所需具有的基本额定动载荷 C, （取 lh,=30000 小时，P 取大值）N66000N44787103000075. 2605 .2627910nl60PC3636,h1,所以，初选轴承 6215 符合要求，可以确定。3键校核 MPa45MPa2 .37781 . 06 .1766WM13maxee52YXZRA2RA1F6tF10rF10tRD2RD1M1012XYF10rRD1MVX1193.2N.m390.4N.mRD2MH3714N.m3383N.mZRA2F10tT3260N.ma)b)c)d)F9tF9rM9F10rF10tRA1F9r350.8N.mF9t齿轮传递的扭矩为 1576.6N.m，对应的转矩为 1576.6N.m。直径、键高及键长分别为：d1=78mm,h1=12mm,l1=110mm 根据键连接的挤压强度公式，它的挤压应力为pMPa611011012786 .15764lhdT431111p=6090MPa,故所选键均满足强度条件。 p4.2 V 轴及轴承、键的校核1. 按扭曲合成强度校核轴的直径N25661FFt8t9N8 .8337FFr8r9N6 .27011FFn8n9mN326025. 1427. 09550np9550T5N97.246961026432602dT2F3105t10N5 .802420tan97.2469620tanFFt10r10 N8 .2599620cosFFt10n1053图 4.2 轴的载荷和弯距分布图1）作出轴的空间受力简图（图 4.2 a） 2）作出垂直面受力、弯矩图（图 4.2b） 。RA1=2784N , RD1=2471N3）作出水平面受力、弯矩图(图 4.2 c)。 RA2=26851N, RD2=23506.9N4）求出合成弯矩 N390137142 .1193MMM222maxHmaxV2max5）作出扭矩图（图 4.2 d） T=3260N.m6）求出当量弯矩 Memax(取)6 . 0N436432606 . 03901TMM2222maxe7）校核轴的强度 查得 MPa651 2.轴承寿命核算1) 初选轴承型号由工作条件初选轴承 6317，由参考文献12查表该轴承的Cor=96500N，Cr=132000N。2）求 Fr1,Fr2MPa65MPa9.61891.04364WM13maxee52由 N3722RRR22A21AA，得N8 .35686RRR22D21DDFr1= =3722N Fr2= =35686.8NARBR3）计算轴承当量动载荷 P1,P2参考文献6 ，fp=1.21.8,取 fp=1.4,所以N8 .521037224 . 1Ffp1rp1N24.642368 .356864 . 1Ffp2rp24）计算轴承所需具有的基本额定动载荷 C, （取 lh,=30000 小时，P 取大值）N132000N84173103000025. 16024.6423610nl60PC3636,h2,所以，初选轴承 6317 符合要求，可以确定。3.键校核 选圆头普通平键齿轮 9、齿轮 10 传递的扭矩为 3362N.m，它们对应的转矩为 3260N.m。两处的直径、键高及键长分别为： d1=89mm, h1=14mm, l1=180mm d2=89mm, h2=14mm,l2=200mm 根据键连接的挤压强度公式，它们各自的挤压应力为：pMPa96.5910180148933624lhdT4311111pMPa33.52102001489326042 lhdT4312222p=6090MPa,故所选键均满足强度条件。 p4.3 本章小结本章中主要是相关零部件的设计、计算、校核过程，其中对III轴、V轴以及两个轴上的轴承与键进行了校核计算，并进行了详细的论述。根据计算、分析、校核确定所设计零部件的具体参数。535 进给系统主轴箱技术设计5.15.1 电动机电动机 2 2 的选择的选择类比同类机床知钻直径为 26mm 的孔时所需要的转速分别为：扩孔钻钻直径为 8mm的孔的转速在 900r/min 左右, 取 n1=940r/min；铰刀铰直径为 26mm 的孔的转速在200r/min 左右，取 n2=188 r/min；钻头钻直径为 25mm 的转速为 150r/min 左右，取n3=171 r/min。因此电动机选 Y 系列三相异步电动机 Y112M-6, P额=2.2 KW，同步转速1000r/min,额定转速 940r/min。其主要技术数据、外形和安装尺寸见表 。表 5.1 电动机主要技术数据、外形和安装尺寸表型号额定功率/ kw满载转速 r/min最大转矩（额定转矩）Y112M62.29402外形尺寸/ mmmmmmL(AC/2+AD)+HE中心高/mmM安装尺寸/mmNP轴伸尺寸/ mmmmmmDE40030526521518025028605.2 确定各传动机构的传动比因 n1=940r/min，n1,=313r/min,n2=188 r/min, n3=171 r/min 则外总传动比为 i总=n1/ n3=940/171=5.5 故齿轮 1，2 传动比 i1，2=5,齿轮 1，2，传动比 i1，2，=3,齿轮2，3，传动比 i2，3，=1.83。5.3 计算各轴功率 查参考文献12得，效率取 齿=0.97，连轴器=0.992， 轴承=0.99。电动机的输出功率估计为 2KW。I 轴 P1=P0=2 KW。I，轴 P1，= P1齿2轴承=2 0.97 0.992=1.92 KW。II 轴 P2= P1齿2轴承=2 0.97 0.992=1.92 KW。III 轴 P3= P22齿3连轴器=20.970.993=1.84 KW。5.4 齿轮 4、5 的结构设计521.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1） 选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 因传递功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮 45 钢，调质处理，硬度255HBS，大齿轮 45 钢，常化处理，硬度 217HBS。3） 选齿轮精度等级为 8 级精度。4） 选 z1=24 ,则 z2=i1，2z1=524=120。5） 取螺旋角 =142.按齿面接触强度设计 （5-1） 32HEH1t 1zzzzu1udKT2d（1）确定公式内的各参数值1） 选载荷系数 Kt=1.22.0 估取 Kt=1.3；2） 计算主动轮传递的转矩 mN102032. 09402105 .95np105 .95T2511513）由参考文献6选取齿宽系数=0.4；d4）确定Hz ttbHcossincos2ztbcostantan 得 14cos20tancostantannt56.20t 得 56.20cos14tantanb14.13b43. 256.20cos56.20sin14.13cos2zH5）确定 zE zE =MPa8 .1896）确定 z 134z5368. 114cos12012412 . 388. 1cosz1z12 . 388. 12168. 014tan244 . 0318. 0tandz318. 0msinb1n81. 068. 168. 068. 01368. 14z7）确定 z985. 014coscosz8）确定 H HNlimHHsz由参考文献6查表得 =620MPa；=420 MPa；1limH2limH9h111006. 41530082194060kln60N8921012. 851006. 4N由参考文献6查表得 取 SH=1.250 . 1zz2N1NMPa49625. 10 . 1620szH1N1limH1HMPa33625. 10 . 1420szH2N2limH2H取小值（2）计算齿轮参数1）mm5 .57336985. 081. 08 .18943. 25154 . 01032. 2 . 03 . 12d325t 12）计算圆周速度 v s /m8 . 21000609405 .57v3）计算齿宽、模数、b/h mm32. 22414cos5 .57zcosdm1t 1nt52mm235 .574 . 0ddbt6tmm26. 525. 01232. 2ch2mhantt37. 426. 523hbtt4）计算载荷系数 根据 v，8 级精度由参考文献6查得动载荷系数；14. 1Kv由参考文献6，取；1KA由参考文献6，假设，得；mm/N100bFKtA4 . 1KKFH由参考文献6，得；124. 1KH由参考文献6，得 ；08. 1KF故载荷系数 79. 1124. 14 . 114. 11KKKKKHvA5）按实际载荷系数校正所得得分度圆直径mm02.643 . 179. 15 .57KKdd33tt 113.按齿根抗弯疲劳强度设计 (5-2) 3FsF2121nYYYYdzcosKT2m(1) 确定公式内各参数数值1） 查取齿形系数。由参考文献6查得； ；65. 2Y1F164. 2Y2F2）查取应力校正系数。由参考文献6查得 ；58. 1Y1s806. 1Y2s3） 计算抗弯疲劳许用应力。 取4 . 1sF (5-3) FlimFNFsY 由参考文献6查得抗弯疲劳寿命系数 ；0 . 1YY2N1N由参考文献6查得抗弯疲劳强度极限；MPa4401limFMPa4102limF MPa29.3144 . 14400 . 1sYF1limF1N1FMPa86.2924 . 14100 . 1sYF2limF2N2F4） 计算大小齿轮得，并加以比较 FsFYY53 01332. 029.31458. 165. 2YY1F1s1F01334. 086.292806. 1164. 2YY2F2s2F 取大值5） 确定, （其中）YY875. 02 . 175. 025. 075. 025. 0Y21 92. 01201468. 011201Y6） 确定 K7 . 108. 14 . 114. 11KKKKKFFvA (2) 设计计算 mm45. 192. 0875. 001334. 0244 . 014cos102032. 07 . 12m3225n 由于齿轮的模数 mn的大小主要取决于抗弯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，仅与齿轮直径有关，所以取按齿面接触强度计算的分度圆直径 64.02mm，取由抗弯强度算得的模数 1.45mm，并就近圆整为标准值 mn=2mm。4. 几何尺寸计算1）计算分度圆直径24.31214cos02.64mcosdzn11取=32 则=5=160 1z2z1z mm58.6514cos322coszmd1n1mmzmdn7 .32914cos1602cos222） 计算中心距 圆整取 a=196mmmm74.1962dda213) 计算齿轮宽度 mm232.2658.654 . 0ddb1圆整 b2=30mm,则 b1=35mm5. 验算 52mm/N7 .61958.65102032. 02dT2F5111 t 合适。mm/N100mm/N7 .20307 .619bFKtA6.结构设计及绘制齿轮零件图齿轮 4 做成实心结构，齿轮 5 做成腹板式结构。5.5 齿轮 1，、2，、 3 的结构设计1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1） 选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 因传递功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮 45 钢，调质处理，硬度255HBS，大齿轮 45 钢，常化处理，硬度 217HBS。3） 选齿轮精度等级为 8 级精度。4) 选 z1,=30 ,则 z2,=i1,，2,z1=330=90。5) 取螺旋角 =14。,2.按齿面接触强度设计 (5-4) 32HEH1t1zzzzu1udKT2d,（1）确定公式内的各参数值1） 选载荷系数 Kt=1.22.0 估取 Kt=1.3；2） 计算主动轮传递的转矩 mN102032. 09402105 .95np105 .95T2511513）由参考文献6选取齿宽系数=0.6；d4）确定Hz ttbHcossincos2ztbcostantan 得 14cos20tancostantannt56.20t 得 56.20cos14tantanb14.13b5343. 256.20cos56.20sin14.13cos2zH5）确定 zE zE =MPa8 .1896）确定 z 134z7 . 114cos9013012 . 388. 1cosz1z12 . 388. 1,21 取=1142. 114tan306 . 0318. 0tandz318. 0msinb,1n77. 07 . 111137 . 14z7）确定 z985. 014coscosz 8）确定 H (5-5) HNlimHHsz由参考文献6查得 =620MPa ； =420 MPa；,1limH,2limH9h111006. 41530082194060kln60N,8921012. 851006. 4N由参考文献6查得 ； 取 SH=1 0 . 1zz,2N1N MPa6201
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