臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計【含CAD高清圖紙和說明書】

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一、設計（論文）內(nèi)容 任務：臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計，內(nèi)容包括設計總體方案，有關設計 依據(jù)、參數(shù)、結構選擇計算以及必要的參數(shù)結構校核計算。進行傳動齒輪及傳 軸的剛度、強度校核。 二、設計（論文）依據(jù) 1、孔組數(shù)：5個； 2、孔尺寸分別為（單位：mm）： 1）φ42J7-φ47J7; 2) φ52J7-φ70J7; 3）主軸孔φ110K6(臺階φ100H9)-φ90K6(臺階φ80H9); 4) φ25H7-φ70H7; 5) φ47H7-φ52H7; 3、主軸孔中心高165mm; 4、孔系坐標尺寸見車頭箱零件圖； 5、輸入轉(zhuǎn)速100r/min,坐標尺寸一定。 三、技術要求 1、輸出軸與鏜桿連接處采用活接頭形式； 2、輸入軸坐標尺寸為距箱體前端為170.61,距箱體底部115； 3、箱內(nèi)采用貯油潤滑。 四.畢業(yè)設計（論文）物化成果的具體內(nèi)容及要求 1、設計說明書 1份（不少于1萬字） 2、臺式車床車頭箱鏜孔專機總圖 A3 1張 3、臺式車床車頭箱孔系加工分配箱裝配圖 A0 1張 4、傳動齒輪零件圖 A4 8張 5、傳動軸零件圖 A3 4張 6、其他零件圖 A3-A4 11張 五. 畢業(yè)設計（論文）進度計劃 起訖日期 工作內(nèi)容 備 注 3.31-4.5 畢業(yè)實習，搜集資料，完成實習報告 4.6-4.20 資料整理，擬訂設計方案，編寫草稿 4.21-4.30 繪制結構草圖并初審 5.2-6.3 繪制工程圖 6.4-6.15 編寫設計說明書 6.16-6.20 審圖、改圖 6.21-6.22 準備答辯資料 6.23-6.27 參加答辯 六. 主要參考文獻： 1.徐錦康主編.機械設計.第二版.北京: 機械工業(yè)出版社,2001 2.仙波正莊著.齒輪強度計算.姜永等譯.北京:化學工業(yè)出版社,1995 3.吳宗澤主編.機械零件習題集.北京:高等教育出版社,1983 4.陳秀寧主編.機械設計課程設計.第一版.杭州:浙江大學出版社,1995 5.王伯平主編.互換性與測量技術基礎.第一版.北京:機械工業(yè)出版社,2001 6.徐灝主編.新編機械設計師手冊(上、下)北京:機械工業(yè)出版社1995 7．王振華編.實用軸承手冊.上海:上?？茖W技術文獻出版社,1991 8.王啟義等編.金屬切削機床設計.沈陽:東北工學院出版社,1989 9.曹金榜等編.機床主軸變速箱設計指導.北京:機械工業(yè)出版社,1987 10.范云漲主編.金屬切削機床設計簡明手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1994 11.孟少農(nóng)主編.機械加工工藝手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1992 12.卞炎主編.機械傳動裝置設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1995 七、其他 鹽城工學院機械工程系 畢業(yè)設計(論文)任務書 機械設計制造及其自動化 專業(yè) 設計（論文）題目臺式車床車頭箱孔系加工分配箱 機構設計 學生姓名 胡正權 班 級 99材機（5）班 學 號 B9912013 起訖日期 2003.03.31~2003.06.27 指導教師 沙愛民 教研室主任 系 主 任 發(fā)任務書日期 2003 年 3 月31 日 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 1 0 引言 車床、銑床、鏜床等機床是各類機械制造廠用的最多的設備，學生比較熟悉， 在結構上兼有一般機械的特點。而對于箱體類零件，其加工一般都需經(jīng)平面加 工,以及鏜、擴、鉸、鉆及攻螺紋等工序。在中小企業(yè)，孔系加工是工廠新產(chǎn)品 開發(fā)中的薄弱環(huán)節(jié)。鑒于以上原因，許多學校機械制造類專業(yè)都選擇圍繞機床 方面進行布置設計課題，我的畢業(yè)設計課題就是涉及這個領域，具體的說是關 于臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計。 我的這次畢業(yè)設計是在學完基礎課及有關的專業(yè)課的基礎上，結合機床主傳 動部件設計進行的綜合訓練，其目的包括： 1．掌握機床主傳動部件（分配箱）設計過程和方法，包括參數(shù)擬定、傳動 設計、零件計算、結構設計等，培養(yǎng)自己結構分析和設計的能力。 2．綜合運用過去所學的理論知識，提高自己聯(lián)系實際和綜合分析的能力。 3．訓練和提高自己設計的基本技能。如計算、制圖，學習運用標準、手冊， 圖冊和查閱有關技術資料，編寫技術文件（說明書等） 。 為了保質(zhì)保量的按期完成設計，我在認真閱讀設計任務書，到工廠參觀以及 查找有關資料的基礎之上，比較和選擇傳動裝置的方案，根據(jù)所要加工圖紙的 要求及切削用量手冊，確定各傳動齒輪的齒數(shù)，并計算各軸轉(zhuǎn)速；設計計算各 級傳動件的參數(shù)和主要尺寸，例如主軸、輸入軸以及分配箱內(nèi)傳動零件（齒輪） ,并且對所設計的零件的結構進行了詳細的分析,對主軸和齒輪進行了強度校核, 經(jīng)過反復的計算和修改,使得最終的設計滿足要求. 在設計的過程中，我緊緊把握以下設計原則：分配箱的結構盡量從簡，設計 傳動系統(tǒng)時，盡可能地減少了主軸、傳動軸和傳動齒輪的數(shù)量；由于床頭箱主 軸正反轉(zhuǎn)能夠通過操作手柄方便地進行轉(zhuǎn)換，在考慮齒輪回轉(zhuǎn)方向時，只要各 分主軸轉(zhuǎn)向一致即可，不必保證各分主軸與機床主軸通常工作轉(zhuǎn)向取得一致； 由于車床車頭箱轉(zhuǎn)速的可變的范圍很大，設計各分主軸轉(zhuǎn)速時，只考慮了能與 工件被加工孔徑匹配即可，這樣可以通過車床車頭箱變速來使得各分主軸得到 比較合理的切削速度；在設計分配箱軸承支墻跨度時，由于設計采用浮動聯(lián)接， 加工精度主要是靠鏜模來保證，支墻跨度只要滿足變速齒輪安裝的必要空間即 可。對這些原則的掌握，使得設計的周期大大減少了，而且完全能滿足要求。 對于設計而言，首先要保證的是產(chǎn)品的功能及其可靠性，并保證產(chǎn)品有良 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 2 好的工藝性。機械設計是一項創(chuàng)造性的勞動，新穎的設計要有新的構思，對此， 我們一方面應大膽地采用新理論和新結構，另一方面也要總結經(jīng)驗采用已有的 成功的技術和結構。設計過程中通常要有幾套設計方案，在查閱資料的基礎上， 在各方面對這些方案進行對比，從中選出最佳的方案。具體到各個零件的設計， 也應滿足一些準則，首先是結構設計的準則，簡而言之，可以用“明確、簡單、 安全” 六個字來表達。在上述準則下，還應考慮技術設計中出現(xiàn)的強度、剛度、抗振 性、耐磨性、耐熱性、工藝性等問題。 制造業(yè)作為我國的支柱產(chǎn)業(yè)，在整個國民經(jīng)濟中占有舉足輕重的地位。它 是我國比較優(yōu)勢的產(chǎn)業(yè)，而制造業(yè)的主體和基礎是機床行業(yè)，當今世界，全球 經(jīng)濟逐漸走向一體化，這對我國制造業(yè)的要求不斷提高，如何抓住機遇、面對 挑戰(zhàn)和贏得發(fā)展的契機，成為機床行業(yè)普遍面臨的問題。近年來，世界各國積 極發(fā)展各種新型的設計理論和方法，例如計算機輔助設計（CAD） 。這種方法可 以做到按既定要求進行優(yōu)化設計，而且還可以縮短設計周期、提高產(chǎn)品設計質(zhì) 量，降低成本和節(jié)省人力。我們在這次設計中，就部分地使用了計算機輔助設 計的一些功能，在今后的設計過程中，一定會逐步地甩掉圖板，完全在計算機 上進行設計。 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 3 1.主傳動設計 1.1 主傳動方案 1．1．1 傳動布局 對于有變速要求的主傳動，其布局方式可以分為集中式傳動和分離式傳動。 把主軸組件和主傳動的全部變速機構集中裝于同一個箱體內(nèi)，稱為集中傳動式 布局，把主軸組件和主傳動的大部分變速機構分離裝于兩個箱體內(nèi)，稱為分離 傳動式布局。 對于以上兩種布局，集中傳動式布局的優(yōu)點是結構緊湊，便于實現(xiàn)集中操 縱；箱體數(shù)少，在機床上安裝、調(diào)試方便，缺點是傳動件的振動和發(fā)熱會直接 主軸的工作精度。而分離傳動式布局的優(yōu)點是變速箱中產(chǎn)生的振動和熱量不易 傳給主軸，從而減少了主軸振動和熱變形，但其缺點是箱體數(shù)多，加工、裝配 的工作量大，成本較高，位于傳動鏈后面的帶傳動低速時傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，容 易打滑，相比較之下，本設計選用集中傳動式布局。 1．1．2 變速方式 機床主傳動的變速方式可分為無級變速和有級變速兩種。無級變速是指在 一定速度范圍內(nèi)能連續(xù)任意地變速，有級變速是指在若干固定速度（或轉(zhuǎn)速） 級內(nèi)不連續(xù)的變速，通常是由齒輪等變速元件構成的分配箱來實現(xiàn)變速。相比 之下，有級變速傳遞功率大，變速范圍大，傳動比準確，工作可靠，結合本次 設計的特點，采用有級變速方式。 1．1．3 傳動系統(tǒng) 采用交換齒輪，其布置形式采用同軸線式，這樣箱體長度較小，重量輕， 結構緊湊。 1．1．4 設計原則 設計分配箱應注意到盡可能縮短設計周期。分配箱的結構盡量從簡，由于 分配箱不是采用組合機床的標準部件結構，所以設計傳動系統(tǒng)時，宜盡可能減 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 4 少主軸、傳動軸和傳動齒輪的數(shù)量；由于床頭箱主軸正反轉(zhuǎn)能夠通過操作手柄 方便地進行轉(zhuǎn)換，所以在考慮齒輪回轉(zhuǎn)方向時，只要個主軸分軸轉(zhuǎn)向一致即可， 不必保證是各分主軸與機床主軸通常工作轉(zhuǎn)向取得一致；由于車床分配箱轉(zhuǎn)速 可變的范圍很大，所以設計各分主軸轉(zhuǎn)速時，只要考慮能與工件被加工孔徑匹 配，便可通過車床車頭箱變速來使個分主軸得到比較合理的切削速度。另外， 在設計分配箱軸承支墻跨度時要注意，由于本設計采用的浮動連接鏜桿的分配 箱，其精度是靠鏜模保證，支墻跨度只要滿足變速齒輪安裝的必要空間即可。 掌握以上幾條原則，可以節(jié)省較多的設計時間而且能夠滿足設計要求。 1． 2 主傳動運動設計 機床主傳動的運動設計任務是：按照已確定的運動參數(shù)、動力參數(shù)和傳動 方案，設計出經(jīng)濟合理、性能先進的傳動系統(tǒng)。其主要的設計內(nèi)容包括：確定 各傳 動副的傳動比；確定齒輪齒數(shù)和模數(shù)；布置和排列齒輪等。對于本設計，一般 要 按照下列步驟進行分析和計算： 1．2．1 制定工藝方案 這是設計的第一步，也是最重要的一步，工藝方案制定的正確與否，將決 定本次設計能否達到“體積小、重量輕、結構簡單、效率高，質(zhì)量好”的要求。 為 了使工藝方案制定得合理先進，必須從認真分析被加工零件（或同類零件）的 圖紙開始，深入現(xiàn)場全面了解被加工零件的結構特點，加工部位、尺寸精度、 表面粗糙度和技術要求，定位、夾緊方，工藝方法和加工過程所采用的刀具、 輔具，切削用量情況及生產(chǎn)率要求等，分析其優(yōu)缺點，總結設計、制造、使用 單位和操作者的經(jīng)驗等因素，以求理論緊密聯(lián)系生產(chǎn)實際，從而確定零件在機 床上完成的工藝（工序）內(nèi)容和方法，決定刀具的種類、結構形式。 （1） 制定工藝方案應考慮的問題 機床常用的工藝方法能達到的精度及表面粗糙度：由于被加工零件的精度 要求，加工部位尺寸、形狀、結構特點，材料和生產(chǎn)率要求不同，設計過程中 必須采用不同的工藝方法和工藝過程。對于鑄鐵件不同精度孔的工藝方法如下： 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 5 為 粗 鏜 、 半 精 鏜 、 精 鏜以 上 的 孔 ， 其 工 藝 方 法對 于 合， 鉆 、 擴 、 鉸 或 鉆 鏜 結加 工 直 徑 大 于 鉆 、 鉸 或 鉆 、 擴 、 鉸為 ： 加 工 直 徑 到以 下 的 孔 ， 其 工 藝 方 法對 于 mmH4016 ,16:7? ? 本設計主要為鏜加工，鏜孔一般適宜被加工孔徑 umRITa6.17可 達，以 上 ， 精 鏜 可 達 精 度 （2）確定工藝方案的原則及注意問題 主要是安排好粗、精加工工序，必須根據(jù)零件的生產(chǎn)批量，加工精度和技 術要求進行全面分析，按照經(jīng)濟地滿足加工要求的原則，合理解決粗加工和精 加工工序的安排 （3）定位基準及夾壓點的選擇 對于本設計是對臺式車床車頭箱孔系的加工，而箱體類零件是機械加工中 工序多，精度要求高的零件。這類零件一般都有較高精度的孔需要進行加工， 又常常要在幾次安裝下進行，因此，定位基準選擇“一面兩孔”是最常用的方 法 1．2．2 確定切削用量 為使加工過程順利地進行并保證加工精度，必須合理的確定工序間余量。 對于半精鏜 ，對于精鏜mm2.17080??直 徑 上 工 序 間 余 量 為? 在確定鏜孔余量時，應注4.25130直 徑 上 工 序 間 余 量 為? 意其對鏜桿直徑大小的影響，尤其是在工件需要讓刀以便使刀具通過時（多刀 加工多層壁同心孔系） ，由于加工余量和工件讓刀的影響，往往要減少鏜桿直徑。 若導致鏜桿剛性不足，必要時可以減少粗鏜余量。 機床的分配箱上所有的刀具共用一個進給系統(tǒng)，通常為標準動力滑臺工作 時要求所有的刀具的每分鐘進給量相同，且等于動力滑臺的每分鐘進給量，這 個每分鐘進給量 應是適合于所有刀具的平均值。因此，同一分配箱上min)/( 的刀具可以設計成不同轉(zhuǎn)速和選擇不同的每轉(zhuǎn)進給量 與其相適應，以滿)/(rm 足不同直徑工件的加工需要，即 =ifnfn?.21 fv 式中： 分 ）各 主 軸 轉(zhuǎn) 速 （ 轉(zhuǎn) /.,21in 各 主 軸 進 給 量iff.21 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 6 轉(zhuǎn) ）（ 毫 米動 力 滑 臺 每 分 鐘 進 給 量 /fv 表 1-1 鏜孔的切削用量(見下頁) 工序 刀具材料 分 ）（ 米 /v轉(zhuǎn) ）（ 毫 米 /f 粗鏜 高速鋼 硬質(zhì)合金 12-25 25-50 0．25-0．80 0．40-1．50 半粗鏜 高速鋼 硬質(zhì)合金 12-35 50-70 0．1-0．3 0．15-0．45 精鏜 硬質(zhì)合金 70-90 0．12-0．15 由孔系的尺寸結合上表，選取切削速度 分米 /15 1．2．3 傳動計算 初選輸入軸的齒數(shù)為 190?z 對于輸入軸 0： min/rn入 對于 1 軸： in/10475 321rn??? 對于 2 軸： min/2.687015 .921rn??? 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 7 對于 3 軸： min/59801.3 in/7.4015.334321rnrn?????? 對于 4 軸： in/1597024 1rn??? 對于 5 軸： min/8.91520 51rn??? 經(jīng)過反復驗算和修改，確定各主軸轉(zhuǎn)速分別為： min/90i/75 in/9015432rr?? 對于 0-1 傳動： 1.01?ni 對于 0-2 傳動： 3.20i 對于 0-3 傳動： 1.30?ni 對于 0-4 傳動： .40i 對于 0-5 傳動： 1.405?ni 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 8 在 0-3 傳動中，齒輪副中心距為 取 因為 0、3 之間采,503mA?5.2 用直接嚙合傳動，不存在過渡的齒輪，所以根據(jù)公式 可得到：03zi? 圓整為 25 同理： 27.5193.03???iz 215 對于 3-2 傳動中:齒輪副中心距為21 ,09.21., 022023圓 整 到 可 得需 要 采 取 過 渡 齒 輪 ， 由 ???izzimA 對于過渡齒輪,在裝配草圖上畫圖,盡量采用和齒輪 2 相同或相差不大的齒 數(shù),經(jīng)過畫圖,采用齒數(shù)為 25 的齒輪,并利用與 3、2 齒輪的分度圓相切，從而定 出過渡輪 7 的位置。 同理:可以分別算出 14861??zz 下面驗算各主軸的轉(zhuǎn)速： min/48.9021i/.in/7625190mi/in/48.29050430210 rznzrnzrzn????????? 轉(zhuǎn)速的相對損失： %53.019048. .756213 ?????n 由計算的結果可以看出，轉(zhuǎn)速的相對損失在 5%以內(nèi)，符合設計要求，從而 論證了孔系加工進給量選取的合理性。 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 9 2．主軸設計 2． 1 結構設計 軸的結構設計主要是使軸的各部分具有合理的結構和尺寸,影響軸的結構 的因素很多,因此軸的結構沒有標準的形式。設計時，必須針對軸的具體情況作 具體的分析，全面考慮解決。軸的結構設計的主要要求是：（1）裝在軸上的零 件有確定的位置，且布置合理 （2）軸受力合理，能可靠地傳遞力和轉(zhuǎn)矩，有 利于提高強度和剛度 （ 3）具有良好的工藝性 （ 4）便于裝配和調(diào)整 （5）節(jié) 省材料，減輕質(zhì)量 2．1．1 確定切削力、切削扭矩、切削功率及刀具耐用度 根據(jù)選用的切削用量（主要指切削速度 v 及進給量 f ） 。確定切削力，作 為選擇動力部件及夾具設計的依據(jù)；確定切削扭矩，用以確定主軸及其他傳動 件（齒輪、傳動軸等）的尺寸；確定切削功率，用以選擇主電機（一般指動力 箱電機）功率；確定刀具的耐用度，用以驗證所選刀具是否合理。 人們根據(jù)生產(chǎn)實踐及試驗研究成果，已經(jīng)整理出不同材料刀具對不同材料 工件進行鉆孔、擴孔、鉸孔、鏜孔、锪端面、攻絲加工等的切削力 p，切削扭 矩 M，切削功率 N，刀具耐用度 T 的計算公式，可供設計時使用。 切削力 p，切削扭矩 M，切削功率 N，刀具耐用度 T 的計算公式： 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 10 ??????)42.()960( )3.(74210)1.(2683.15.280.9.86.8. ????HBVfDTMNBfHDP? 式中：P-切削軸向力（牛） D-刀具頭直徑（毫米） f-每轉(zhuǎn)進給量（毫米/轉(zhuǎn)） M-切削扭矩（牛/毫米） N-切削功率（千瓦） T-刀具耐用度（分） V-切削速度，通常根據(jù)所加工孔深度考慮修正系數(shù) Kv HB-零件的布氏硬度值，通常給出一個范圍 對主軸 5 進行計算，查表得到 D=45mm，f=0.4mm/r,HB=260 代入上述公式， 得 KWNT mNMP04.259470186in6).( /18954.40.022683.50.9.16.08.0??????? 2．1．2 初步估算軸的直徑 設計軸時，往往先從粗略估算軸的直徑開始，并以此作為設計依據(jù)。根據(jù) 扭轉(zhuǎn)強度條件粗略計算軸的直徑是常用的計算方法，設計時只考慮軸在轉(zhuǎn)矩作 用下所受到的切應力，而采用降低許用應力的方法適當?shù)乜紤]彎曲應力的影響， 這種方法可以作為主軸和不太重要的軸的最終強度計算方法。 由材料力學可知，軸受到轉(zhuǎn)矩作用時，其強度條件為： 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 11 ?? ?)52.(2.0159136????TdnPWT?? 寫成設計公式，軸的直徑為： ????)62.(2.01591336????nPCTd? 式中： T-軸所傳遞的扭矩，單位為 N .mm WT-抗扭截面系數(shù)，單位為 mm C-由軸的材料和承載情況所確定的常數(shù)，查表 10-2 P-軸所傳遞的功率，單位為 Kw n-軸的轉(zhuǎn)速，單位為 r/min [τT]-許用切應力，單位為 Mpa，查表 10-2 由表選取 C=106 P 取與刀具切削功率相等的值，即 P=2.04Kw 軸的轉(zhuǎn)速 n=90r/min 將數(shù)值代入公式，得到：md94.20.16??? 因為軸上開有鍵槽，軸徑應按計算值加大 3%計算，所以 d≥29.9(1+3%)︽30.4mm 圓整取值得 d=30mm 2．1．3 軸的結構分析及軸上零件的固定 為了便于軸上零件的裝拆，常將軸做成階梯形狀，因在本設計中主軸只需 傳遞運動，且根據(jù)軸上所裝的零件特點，可以將軸的主要部分做成等直徑軸； 但在裝軸承處的軸頸需要按照軸承標準配合進行選取，并且要求有較高的加工 精度和表面粗糙度；軸上裝齒輪處留有鍵槽，鍵槽的尺寸查表畫出。 軸的設計還必須考慮軸上零件的固定，齒輪用開槽錐端緊定螺釘和軸用鋼 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 12 絲擋圈作軸向固定，開槽錐端緊定螺釘和軸用鋼絲擋圈的尺寸按國標查出；用 平鍵做圓周方向上的固定，其尺寸按國標查表；軸承在軸向的固定通過箱體上 的鑄造結構代替軸肩來實現(xiàn)，在圓周上的固定是靠內(nèi)圈與軸之間的配合來實現(xiàn)。 選擇軸的材料,應該考慮下列因素(1)軸的強度、剛度以及耐磨性要求 （2） 熱處理的方法；（3）材料來源；（4）材料的加工工藝性；（5）材料價格等 軸的材料常用的有碳素結構鋼、合金結構鋼和球墨鑄鐵 其中碳素結構 鋼具有較好的綜合力學性能，尤以 45 鋼最為常用，本設計就是采用 45 鋼，為 了提高其力學性能，通常進行調(diào)質(zhì)處理或者正火處理。 M30X1.54°6230js(±.65)A1.678( )+0.216 +0.21A2X45°°.6.640-.2-.6k(+.)+0.15 +0.1R31.6-16°上 圖 2-1 2． 2 軸的強度校核 軸的結構設計確定了軸的結構形狀和尺寸，為了進行軸的強度計算，需要 將軸的實際受力情況簡化成計算簡圖，即建立力學模型。 （1） 齒輪傳給軸的分散力，在一般計算中，簡化為集中力，并作用在 輪緣寬度的中點，這種簡化，一般偏于安全。 （2） 作用在軸上的轉(zhuǎn)矩，在一般的計算中，簡化為從傳動件輪轂的中 點算起的轉(zhuǎn)矩。 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 13 （3） 周的支承反力的作用點隨軸承的類型和布置方式而異。簡化后， 將雙支點軸當作受集中力載荷的簡支梁進行計算。 具體的計算是根據(jù)軸的疲勞強度安全系數(shù)的較核計算，對于一些重要的軸， 要進行疲勞強度的計算。該方法考慮了影響疲勞強度的各個因素，如應力變化 特征、應力集中、表面質(zhì)量、尺寸等。因此，該方法是一種精確的方法。軸的 疲勞強度的校核計算，是對軸的危險剖面的疲勞強度安全系數(shù)進行的校核計算。 危險剖面是指發(fā)生破壞可能性最大的剖面。但是，在具體校核計算之前，有時 很難確定哪個剖面是危險剖面。因為影響軸的疲勞強度的因素很多，彎矩和轉(zhuǎn) 矩最大的剖面不一定就是危險剖面，而彎矩和轉(zhuǎn)矩不是最大的剖面，因其直徑 小，應力集中嚴重，卻有可能是危險剖面。在計算前無法準確確定危險剖面的 情況下，就必須對可能的危險剖面都進行校核。 校核危險剖面疲勞強度安全系數(shù)的公式為 ??)72.(12????SSs?? 其中在彎矩作用下和在轉(zhuǎn)矩的作用下的安全系數(shù)分別為 ???? )92.()8(.111?????mmaKS???????? ?? ）（ 見 表許 用 疲 勞 強 度 安 全 系 數(shù) ） ；至 表表 面 質(zhì) 量 系 數(shù) （ 見 附 表彎 曲 、 扭 剪 的 應 力 幅 ； ；彎 曲 、 扭 剪 的 平 均 應 力 ） ；—數(shù) （ 見 表折 算 為 應 力 幅 的 等 效 系彎 曲 、 扭 剪 時 平 均 應 力 ） ；寸 系 數(shù) （ 見 附 表彎 曲 、 扭 剪 時 的 絕 對 尺 ） ；至 表中 系 數(shù) （ 見 附 表彎 曲 、 扭 剪 時 的 有 效 集 ） ；限 （ 見 表料 的 彎 曲 、 扭 剪 疲 勞 極對 稱 循 環(huán) 應 力 時 試 件 材數(shù) ；只 考 慮 轉(zhuǎn) 矩 時 的 安 全 系 數(shù) ；只 考 慮 彎 矩 時 的 安 全 系計 算 安 全 系 數(shù) ： 61075, 10, 4103,.1 ??? ???SKSam???????? 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 14 下面對具體的軸進行強度校核： （1） 畫出軸的受力簡圖，并進行輪齒受力計算 tF12dT?aFtrn? 式中 ）位 為 （為 分 度 圓 的 壓 力 角 ， 單嚙 合 角 ， 標 準 齒 輪 傳 動 直 徑 ， 單 位 為標 準 齒 輪 傳 動 為 分 度 圓 為齒 輪 傳 遞 的 扭 矩 ， 單 位 ???a mN1 所以, Ft 7125.28694?? NFr 2590tan712???? 對于車削中主切削力 三 者 之 間 的 比 例 大 約 為和 切 深 抗 力軸 向 力 pfc,1:)7.05(:)6.10(: ??cpf 取 NFcfa 9285. ?? 在水平面上 NldarHR 219)401(5.9.725321 ????? NF401952??? 在垂直面上 tVRr 35612721 (3)畫出彎矩圖(見 圖) 在水平面上, mNlFMaHRa ?????? 234810921剖 面 左 側 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 15 mNlFMaHRa ???????1604432剖 面 右 側 在垂直面上 lVaV ??? 32521 合成 aa ????? 467348剖 面 右 側 mNMa ?? 356210剖 面 左 側 (4)畫出彎矩圖(f) 轉(zhuǎn)矩 mNT????5.186922.71 (5)由表 10-1 查得 ????MPaPabb10,01??????6.010???ba? 在 截面左側 3 2323 .60)3.(5801.)(. mdtblW??????????????MPaaTe 7.16)(22 在 左側b?333270.0. md?? 32981NlMab ?? MPaWaTe 3.16)(22??? (6)軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 由表 10-1 查得 ,aPaMaB 15,30,6501???????1.0,2.???? 在 截面左側a? 3235086)(2. mdtbWT??? 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 16 由附表 10-1 查得 63.1,????K 由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù) 軸經(jīng)過磨削加工,有附表查得76.0,8.???? 表面質(zhì)量系數(shù) 則:1?? 彎曲應力 MPaWb1.62347 應力幅 ba.1?? 平均應力 0m 切應力 MPaWT24.1975.86??? MPaTm62.9?? 安全系數(shù) 0.15.68.0131 ????maKS?????? 18.762.9.76013.1 ????????mS????? 489.5222??S 由表 10-6 查得許用安全系數(shù) ,顯然此截面是安全的??.13?? 在 b-b 截面的右側 抗彎截面系數(shù) 3332701.0. mdW?? 抗扭截面系數(shù) 33354.2.t ? 又已經(jīng)求得 所以彎曲應力mNMb??098PaWb 46.127.3? 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 17 0,46.1??mbaMPa?? 切應力 PaWT6.345892? MPaTm3.172?? 由附表 10-1 查得過盈配合引起的有效應力集中系數(shù) 63.2?K 又89.1??K 1.0,2.,176.0,81. ??????? ???以 及 6.84.18.0321???mS????? 57.23.076.1951 ????????mKS???? 顯 然 截 面 右 側 安 全45.27.0.822??S 在 b-b 截面左側 3330 mdWT??? 截面左右側的彎矩和扭距相同,彎曲應力 MPaWb4.1508.9??0,4.1??mbaMPa?? 切應力 PaWT62.35.89?PaTma.172?? 由附表 10-2 查得圓角引起的有效應力集中系數(shù) 36.1,48.???K 由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù) ,2.0,7.0,83.???? ???， 又 1.? 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 18 則 76.14.83.0141??????mKS????? 45.317.78.01651 ???????mS???? .54.6.222???S 顯然在此截面的左側安全 以上的計算表明:軸的彎扭合成強度和疲勞強度均是足夠的 軸的強度校核還應該考慮鍵槽處的強度： 由公式 ??)102.(21???ppdlkTl?? 式中 下面進行具體的校核： MPap 64.918)25(3016????? -200MPa??810范 圍 為查 得由 表 pp?? 經(jīng)過計算，顯然鍵槽處的強度足夠 2． 3 軸的剛度校核 機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形又很小，因此決 定主軸結構尺寸的主要尺寸是它的變形大小。對于普通機床的主軸，一般只進 行剛度的驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。 以彎曲變形為主的機床主軸（如車床、銑床） ，需要進行彎曲剛度校核；以 扭轉(zhuǎn)變形為主的機床主軸（如鉆床） ，需要進行扭轉(zhuǎn)剛度計算。 當前主軸組件剛度計算的方法很多，而且屬于近似的計算，剛度的允許值 也做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)不產(chǎn)生切削振顫條件來確定主軸 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 19 組件剛度，計算較為復雜，對于本設計，仍然采用靜態(tài)計算法，計算的過程大 大簡化，而且與實際相比較，誤差不是很大，在允許的范圍之內(nèi)。主軸組件的 彎曲剛度的計算內(nèi)容主要有兩項： 其一，計算主軸前支承處的變形轉(zhuǎn)角 θ，是否滿足軸承正常工作的要求； 其二，計算主軸懸伸處的變形位移 y，是否滿足加工精度的要求。 （1） 主軸前支承處轉(zhuǎn)角的校核 機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支承處的轉(zhuǎn)角有可能超過允許值， 所以應該校核此處的轉(zhuǎn)角。因為主軸后支承處的變形轉(zhuǎn)角一般較小，可以不計 算。 ???????? ???? )1()(5.0)1(3 )12( 8???MLcQbLFEIa A 式中 F-主軸傳遞全功率時，作用與主軸端部的當量切削力（N ） ； Q-主軸傳遞全功率時，作用與主軸上的傳動力（ N ） ； M-軸向切削力引起的力偶矩（N.cm ） ，若軸向切削力較小（如車 床、磨床） ； -主軸前支承的反力矩（ N.cm ） ；AM 支承的反力矩系數(shù)；?? a-主軸懸伸量（cm ） L.b.c-主軸有關尺寸（cm） ； E- 主軸材料的彈性模量（MPa） ，鋼材 ;MPaE7102?? I-主軸支承段的慣性矩（ ） ，4cm)(64dDI?? D-主軸當量外徑（cm ） ，初步計算時，取為前后軸頸的平均 值 d-主軸孔徑（ cm ） ； 對于本設計，作用力不在同一平面內(nèi)，因此要將力投影在兩個相互垂直的平面 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 20 內(nèi)，如（x-x，y-y 平面）然后按照上述公式進行計算，求出各平面內(nèi)的主軸前 支承處轉(zhuǎn)角 。最后用下式進行計算，從而求出前支承處的總轉(zhuǎn)角yx?, ? 2yx?? 對于 x 方向： = 73624MPaE710?)(644dDI?????4356?4m NFa7902?NQ351L170cb854/1865mM 將以知數(shù)值代如公式，經(jīng)計算得到a0? radx078.?? 對于 y 方向： = 73624MPaE7102??)(644dDI????4356?4m NFa790NQ94/189NL170? 將以知數(shù)值代如公式，經(jīng)計算得到mcb85?ma0?rdy42.? 所以總的轉(zhuǎn)角 radyx 04.2.078.22 ???? 得到的轉(zhuǎn)角不應大于允許值 由上述的計算結果可知，軸的剛度滿??,1.rad? 足要求。 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 21 3．齒輪的設計 齒輪類零件包括齒輪、蝸桿和蝸輪等。這類零件的工作圖中除了零件圖形 和技術要求外，還應有嚙合特征表。 3． 1 齒輪的結構分析 齒輪傳動是機械傳動中最重要、應用最廣泛的一種傳動。其主要的優(yōu)點是： 傳動效率高，工作可靠，壽命長，傳動比準確，結構緊湊。其主要缺點是：制 造精度要求高，制造費用大，精度低時振動和噪聲比較大，不適宜用于傳動距 離較大的傳動。 齒輪傳動分為開式和閉式齒輪傳動。開式齒輪傳動，齒輪完全外露，容易 落入灰砂和雜物，不能保證良好的潤滑，所以輪齒容易磨損，多用于低速、不 重要的場合。閉式齒輪傳動，其齒輪和軸承完全封閉在箱體內(nèi)，能保證良好的 潤滑和較好的嚙合精度，應用廣泛。本設計采用閉式齒輪傳動。 齒輪傳動既要傳動平穩(wěn)，又要承載能力強、壽命長，因此設計時應該從滿 足承載能力出發(fā) ，選定合適的材料，確定齒輪的幾何尺寸、合理的結構和良好 的工藝性。 齒輪傳動的失效主要是輪齒折斷和齒面損傷，選擇齒輪材料時，應使齒面 有足夠的硬度和耐磨性，用以抵抗齒面磨損、點蝕、膠合及塑性變形，而且應 有足夠的彎曲強度，以抵抗齒根折斷。因此，對齒輪材料的基本要求是：齒面 要硬、齒心要韌。另外，齒輪材料還應有良好的加工和熱處理工藝性。本設計 根據(jù)齒輪的傳動要求特點和傳動環(huán)境，材料選用 45 鋼，其鍛造毛坯經(jīng)過?；?（正火）或調(diào)質(zhì)處理后切齒即為成品，精度一般為 8 級，精切時可達 7 級。本 設計選用這種齒輪的原因是這種齒輪加工方便，成本低，生產(chǎn)率高，常用于一 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 22 般要求的中載、中速齒輪傳動。 3． 2 齒輪傳動主要參數(shù)的選擇 3．2．1 壓力角 a 的選擇 由機械原理的知識可知，增大壓力角，能使得輪齒的齒厚和接點處的齒廓 曲率半徑增大，可以提高齒輪的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度。一般傳動的齒 輪，壓力角 ；航空用的齒輪傳動，壓力角 a 選用 。由于本設計的齒?20?a ?25 輪傳動屬于一般的傳動，所以壓力角采用 ?0? 3．2．2 齒數(shù)和模數(shù)的選擇 對于軟齒面的閉式齒輪傳動，其承載能力主要取決與齒面接觸疲勞強度。 而齒面接觸應力的大小與小齒輪的分度圓直徑有關，即與齒數(shù)和模數(shù)的乘積有 關。因此在滿足彎曲疲勞強度的前提下，宜采用較小的模數(shù)和較多的齒數(shù)。這 樣除能增大重合度，改善傳動的平穩(wěn)性外，還因模數(shù)的減小而降低齒高，從而 減少金屬的切削量，節(jié)省制造費用，同時還可以減少滑動速度，減小磨損，提 高抗膠合力。另外，考慮輪齒不發(fā)生根切現(xiàn)象，一般齒數(shù) Z=18～40。對于高速 傳動齒輪齒數(shù)可以選用多一些，對動力傳動齒輪，模數(shù)應不小于 1.5～2mm. 對于硬齒面閉式齒輪傳動，應保證足夠的齒根彎曲強度，這時齒數(shù)不宜選 用太多，一般可取 z1=17～20。為使以磨損失效為主的開式齒輪傳動具有一定 的壽命，模數(shù)一般要加大 10%～15%。 對于本設計，鑒于以上分析，可以初選模數(shù)為 2.5mm。各齒輪的齒數(shù)見主 傳動設計，本例選用其中的一個齒輪進行分析，其齒數(shù)為 21。 3．2．3 傳動比和齒數(shù)比 齒輪的傳動比 i 為主動輪角速度與從動輪的角速度之比，而齒數(shù)比 u 為大 齒輪的齒數(shù)和小齒輪的齒數(shù)之比。對于閉式減速齒輪傳動，為使結構緊湊，齒 輪傳動比不宜過大，一般取 i=5～7；對于載荷平穩(wěn)的齒輪傳動，為有利于齒輪 嚙合，u 可以取整；對于載荷不穩(wěn)定的齒輪傳動，兩齒輪齒數(shù)應互為質(zhì)數(shù)。對 于本設計，相互嚙合的齒輪齒數(shù)就是采用互為質(zhì)數(shù)，如 19 和 21。 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 23 3．2．4 齒寬系數(shù)￠d 由強度公式可知，當載荷一定時，增大齒寬可以減小齒輪直徑，降低齒輪 圓周速度。但增大齒寬，齒面上的載荷分布不均勻性也增大。因此要合理地選 擇齒寬系數(shù)。對于本設計，由相關的資料選取￠d=0.45,根據(jù) d 和 ￠d 可以計 算出齒寬 b,計算結果應圓整,所以 b=￠d╳d=0.45╳52.5=23.7 取整為 24,在 本設計中齒輪的齒數(shù)相差不大,可以將所有齒輪的齒寬進行等值取數(shù). 3． 3 齒輪的精度設計 齒輪的標注比較簡單，由于本設計采用的齒輪齒數(shù)較小，因此在標注設計 尺寸，只有齒寬 b 和輪轂長度 L 兩個尺寸。前者為自由尺寸，后者為軸系組件 裝配尺寸鏈中的一環(huán)。 為了保證齒輪加工的精度和有關參數(shù)的測量，標注尺寸時要考慮到基準面， 并規(guī)定基準面的尺寸和形位公差。齒輪的軸孔和端面既是工藝基準又是安裝的 基準。為了保證安裝的質(zhì)量和切齒精度，對端面與孔中心線的垂直讀餓和端面 跳動均要有要求。齒輪的齒頂圓作為測量基準試油兩種情況：一是加工時用齒 頂圓定位或找正，此時要控制齒頂圓的徑向跳動；另一種情況是用齒頂圓定位 檢驗齒厚或基節(jié)尺寸公差，此時要控制齒頂圓公差和徑向跳動。 齒輪基準面的尺寸公差和形位公差的項目以及相應數(shù)值的確定都與傳動的 工作條件有關。通常按照齒輪的精度等級確定其公差數(shù)值。以下以具體的計算 來說明齒輪工作圖上需要標注的尺寸公差和形位公差項目。 對于齒數(shù) Z=25，模數(shù) m=2.5 的齒輪而言： 1．確定齒輪的精度等級 由于該齒輪是鏜床分配箱中速度相對較高的齒輪，主要要求是傳動平穩(wěn)性 精度，所以首先考慮第Ⅱ公差組精度等級。根據(jù)圓周速度 =3.14╳3╳1000╳21/(60╳1000)m/s=3.15m/s）（ 106/??dnV? 由表 12-6、12-7 可見，在 3～15m/s 速度分段第Ⅱ公差組精度等級中，速 度不算高，而且普通機床對噪聲限制不是很嚴格，因此可以選用第Ⅱ公差組為 7 級。由于該齒輪對傳遞運動準確性較高，但是可以比第Ⅱ公差組精度等級低 一級，所以第Ⅰ公差組精度等級選定為 8 級。動力齒輪對齒面載荷分布均勻性 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 24 有一定要求，第Ⅲ公差組精度等級一般不低于第Ⅱ公差組，所以定為 7 級。所 以最后選定小齒輪的精度為：8-7-7 2．齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定 該齒輪屬于中等精度，且為批量生產(chǎn)，所以可以采用便于批量測量的檢驗 查表 12-3 選定△Fi“，△Fw，F(xiàn)β 組成檢驗方案。根據(jù)mmzd5.2.1??? 以及 b=24mm，查表 12-13、表 12-14、表 12-15，可得公差值：╳╳╳ 第Ⅰ公差組 △Fi“ =63um， △Fw=40um 第Ⅱ公差組 fi“=20um 第Ⅲ公差組 Fβ=11um 3．計算齒輪副側隙和確定齒厚極限偏差代號 （1）計算齒輪副的最小極限側隙 jimin 有表 12-10 按油池潤滑和 V=3.15m/s 查 得 jn1=(0.005～0.01)mn=(0.005～0.01)╳25mm=0.0125～0.025mm 取 jn1=0.0125 mm 由式（12-9）得 jn2= sina)21(2tta??? 根據(jù)齒輪和箱體的材料，從材料手冊上查得，鋼和鑄鐵的線膨脹系數(shù)分別為 a1=11.5 C?/06??C?/105.26??? 傳動中心距為 ??2)1(zmam5.2)(.? 所以, jn2= um5.130.sin10)35.60.(526 ?????? jimin= jn1+ jn2=0.0135+0.0125=0.026mm=26um (2)確定齒厚極限偏差代號 1)齒厚上偏差 由下列公式進行計算: 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 25 ?? ???? ???? ??cos2014.11tan 22ffbjnfsE 式子中 Fβ 前面已經(jīng)查得 Fβ=11um; fpb 由表 12-14 按照 7 級精度查得 fpb=13um 由表 12-17 按 a=52.5mm,7 級精度查得 fa=23um 代入上述公式,得到: umsE35??? 有表 12-12 查得 ,則fbt14 5.23???fptsE 由表 12-9 查得齒厚上偏差代號為 E,因此 mufptsE028.142?????? 2)齒厚的下偏差 由公式 查表 12-13,82tanbrFsT???? 級精度 ;由表 12-11,br=1.26IT9=1.26×74um=93um 所以umrF45? umTS7394520tan2????? 由公式得: sEis10)8(????36.7140???fptiEs 由表 12-9 查得齒厚下偏差代號為 H,因此 umfptiEs1248?????? ??iT84? 所以齒輪的精度為:8-7-7EH GB10095-88 4.確定齒坯公差、表面粗糙度 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 26 齒輪內(nèi)孔是加工、檢驗以及安裝的定位基準，對于 7 級精度的齒輪，由表 12-18 查得：內(nèi)孔的尺寸公差為 IT7，內(nèi)孔直徑位 30mm，偏差按照基準孔 H 選擇，即孔 ￠30 。內(nèi)孔的形狀公差按照 7 級決定或遵循包容原則。m023.? 定位端面的端面圓跳動公差由表 12-19 查得為 0.018mm。 齒頂圓只作為切齒加工的找正基準，不作為檢驗基準，所以其公差可以選 為 IT11（見表 12-19 的注釋） ，齒頂圓直徑 mmhad 5.7).215.2(1* ????? 偏差按照基準軸 h 選用，即 ￠ 019.7? 齒輪表面的粗糙度按 7 級查表 12-20，各表面粗糙度 Ra 分別為：齒面 Ra=1.6um,內(nèi)孔 Ra=1.6um,基準端面 Ra=3.2um,齒頂圓 Ra=6.3um 5.公法線平均長度極限偏差的換算 公法線的公稱長度 W 及其跨齒數(shù) k,可以從機械設計有關手冊中查得或按照 下列公式進行計算 ??zkm014.)2(476.1??? 35.9.0??zk 則將上述數(shù)字代入上式中得到:W=19.185mm 該齒輪為中模數(shù)齒輪,控制側隙的指標宜采用公法線平均長度極限偏差 Ews、Ewi 按照下列公式進行計算： umanFranTswEim 8.5620sin4.120cos84si4.1co 2.94i7.720 37i. ?????? ????? ?? 注：圖、表出自參考文獻[5] 6．齒輪工作圖 下圖為本設計的一個齒輪的工作圖。圖樣右上角應列出的數(shù)據(jù)表如下表所示， 正式的工作圖上，通常利用圖框線作數(shù)據(jù)表上方和右邊線，并不寫出表格的名 稱。注 注：表及公式出自參考文獻[5] 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 27 0.12463上m)95-0.±87EH GB°.2wsWmt上32 1上fi“FB上 nahxZ上 67.5h1( )-0.926.31.5.423.3.10js6(±.8)32.H70 +.A, .上.上1.X45??R2GM61.9-上±0.2 圖 3-1 3.4 齒輪傳動的強度計算 對齒輪的強度計算包括兩個方面：齒面接觸疲勞強度計算和齒根彎曲疲勞 強度計算。下面以具體的計算來說明對這兩個方面的考慮： （1） 為了防止齒面出現(xiàn)疲勞點蝕，齒面接觸疲勞強度條件為 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 28 ??H?? 式中 ;MPaH接 觸 應 力 ， 單 位 為?? ??.許 用 接 觸 應 力 ， 單 位 為 直齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強度條件的校核表達式為： ?? ?)13.()1(21????HEHubdKTZ??? 式 齒 輪 傳 動 比載 荷 系 數(shù)大 齒 輪 寬 度 ， 單 位 為 ；查 表材 料 系 數(shù) ， 單 位 為 應 力 的 影 響 ， 其 值 查 圖慮 節(jié) 點 齒 廓 形 狀 對 接 觸節(jié) 點 區(qū) 域 系 數(shù) ， 用 來 考???uKmbMPaZEH;57, 57 經(jīng)過查圖 7-15 得到 37.2?HZ 查表 7-5 得到 MPaE18 選取 9.03??ZK在 計 算 軸 時 已 經(jīng) 求 得mNT??965 將上述的數(shù)字帶入公式，得到 MPaH 1375.23089619.1837.2???? 由表 7-1 查得 ??PaH4????H?? 所以齒面接觸疲勞強度滿足要求 （2） 為了防止輪齒折斷，輪齒的彎曲疲勞強度條件為 ??F?? 式中 ??MPaF單 位 為為 許 用 彎 曲 疲 勞 應 力 ， 為為 齒 根 彎 曲 應 力 ， 單 位?; 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 29 計算 時，首先要確定齒根危險截面，其次要確定作用在輪齒上的載荷作F? 用點。齒根危險截面：將輪齒看作是懸臂梁，作與輪齒對稱中心線成 角并與?30 齒根過渡曲線相切的截面，此截面即為齒根危險截面。而載荷作用點：嚙合過 程中，輪齒上的載荷作用點是變化的，應將其中使齒根產(chǎn)生最大彎矩者作為計 算時的載荷作用點。輪齒在雙齒對嚙合區(qū)嚙合時，力臂較大，但此時有兩對輪 齒共同承擔載荷，齒根所受的彎矩不是很大。輪齒在單齒對嚙合區(qū)時，力臂雖 較前者稍小，但僅一隊齒承擔總載荷，因此，齒根所受的彎矩最大。所以應以 對單齒對嚙合區(qū)上界點作為計算齒根彎曲應力時的載荷作用點。綜合考慮各種 因素，得到輪齒彎曲疲勞強度為 ??)23(.2131 ???FsdFYmzKT???? 式中 ;85.06.187至范 圍 是重 合 度 系 數(shù) ， 一 般 取 值 查 得 ；復 合 齒 形 系 數(shù) ， 由 圖???YFs 其余的與齒面接觸疲勞強度條件的校核公式中的意義相同 由圖 7-18 查得 并取 ； ； 將其代入公式，2.4?FsY7.0??Y43.1K?d? 得到： ??FMPa????95.189633 所以，經(jīng)過校核可知輪齒彎曲疲勞強度滿足要求。 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 30 4． 分配箱及其附件 4． 1 箱體的結構型式 4．1．1 鑄造箱體 箱體一般運用灰鑄鐵 HT150 或 HT200 制造，本設計采用 HT200。鑄造箱體適宜 成批生產(chǎn)，其剛性好，易獲得合理和復雜的外形，易于切削（特別是灰鑄鐵制 造的箱體） ，但是較重，本設計箱體上蓋、前蓋和后蓋采用單獨鑄造，然后用螺 釘連接。 4．1．2 鑄造箱體的結構分析 箱體是支承和固定分配箱箱體零件及保證傳動件嚙合精度的重要機件，其 重量約占整個分配箱總重量的 50%，它對分配箱的性能、尺寸、重量和成本均 有很大的影響。箱體的具體結構與分配箱傳動件、軸承和軸承部件以及潤滑密 封等密切相關，同時還應綜合考慮使用要求、強度、剛度及鑄造、機械加工和 裝拆工藝等多方面的因素。 箱體結構應盡可能地減少機械加工面，以提高勞動生產(chǎn)率和減少刀具的磨 損。箱體上各軸承座的端面應位于同一平面內(nèi)，且箱體兩側軸承座端面應與箱 體中心的平面對稱，以便加工和檢驗。 表 4-1 砂型鑄造的最小壁厚（mm） 鑄件尺寸 鑄鋼 灰鑄鐵 球墨鑄鐵 鋁合金 銅合金 ~200×200 8 6 6 3 3~5 200×200 6~8 6~10 12 4 6~8 500×500 15~20 15~20 6 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 31 4．1．3 箱體的結構尺寸 由于箱體的結構和受力情況比較復雜，目前尚無對箱體進行強度和剛度計 算的成熟的方法，箱體的結構尺寸通常根據(jù)其中的傳動件、軸和軸系部件的結 構按經(jīng)驗設計關系在分配箱草圖的設計和繪制過程中確定。具體的選擇和計算 如下： 箱體（體）壁厚 δ：0.025a+Δ≥8 對于圓柱齒輪傳動,a 為低速級齒輪副的中心距,本設計中 a=62.5mm Δ=3mm 所以 0.025a+Δ=62.5×0.025+3=4.65mm 取 δ=15mm 箱蓋壁厚 δ1=0.85δ=0.85×15=12.75≥8 取 δ1=12mm 箱座凸緣厚度 b=1.5δ=1.5×15=22.5 取 b=25 mm 地腳螺栓直徑 df 及數(shù)目 n 當齒輪副中心距 a≤100mm 時,df =12mm,n=4 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 =（0.6-0.6）df =0.5 ×12～0.6×12=6～7.2 取 d2=6mm 螺栓的間距:150～200mm d2、df 至箱體外壁的距離：C1min=18mm 取 C1=20mm d2、 df 至凸緣邊緣的距離：C2min=6mm 取 C2=20mm 4． 2 分配箱附件的選擇及結構 4．2．1 油標 油標用來指示箱內(nèi)油面高度，種類很多，本設計采用直接觀察式游標 （GB/T1160） ，具體尺寸可以按國標查表。 4．2．2 排油孔螺塞 為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱體底座油池最低處設有排油孔，平 時排油孔用螺塞及封油墊封住，排油孔螺塞材料一般采用 Q235，封油墊材料一 般可用防油橡膠，工業(yè)用革或石棉橡膠紙，其結構尺寸見下圖： 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 32 25.4)8M201.54X.19 圖 4-1 排油孔螺塞的直徑可以按照箱座壁厚的 2 倍選取，排油孔應設在便于排油的一 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 33 側，必要時可以在不同的位置設置兩個排油孔以適應總體布局之需。 4．2．3 起吊裝置 起吊裝置裝在箱蓋上，用以拆卸和吊運箱蓋，也可以用來吊運輕型的分配 箱。 4．2．4 定位銷 為確定箱蓋與箱座的相對位置，保證軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，應 在箱體的聯(lián)接凸緣上距離盡量遠處安置兩個定位銷，并盡量設置在不對稱位置。 常用定位銷為圓錐銷，其公稱直徑（小端直徑）可以取 d=（0.7-0.8）d2,d2 為 箱座凸緣聯(lián)接螺栓的直徑;其長度應該稍大于箱體聯(lián)接凸緣的厚度,以利裝拆,圓 錐銷為標準件,本設計選用 GB/T117,具體尺寸按國標查表. 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 34 5．分配箱的潤滑和密封 5． 1 分配箱的潤滑 分配箱中的齒輪等傳動件以及軸承在工作時都需要良好的潤滑。下面一一 闡述。 5．1．1 齒輪的潤滑 除少數(shù)低速（V2.5m/s 或循環(huán)潤滑可以選用中極壓齒輪油 N220。 5．1．2 軸承的潤滑 分配箱中的軸承常用分配箱內(nèi)用于潤滑齒輪的油來潤滑，分配箱中只要有 一個浸油齒輪的圓周速度≥1.5～2m/s,就可以采用飛濺潤滑.此時,飛濺的油可 以形成油霧并能直接進入軸承室。有時由于圓周速度尚不夠大或油的粘度較大， 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書 35 不容易形成油霧，此時為使?jié)櫥煽?，常常在箱座的結合面上制造出輸油溝， 讓濺到箱蓋內(nèi)壁上的油匯集在油溝內(nèi)，而后流入軸承室進行潤滑。對于本設計， 油的粘度完全可以滿足飛濺潤滑，而且不需要開出輸油槽。 5． 2 分配箱的密封 分配箱需要潤滑的部位一般有軸伸出處、軸承室的內(nèi)側、箱體接合面和軸 承蓋，檢查孔和排油孔處。對于軸伸出處的密封采用氈圈式密封。即利用矩形 截面 毛氈圈嵌入梯形槽中所產(chǎn)生的對軸的壓緊作用，獲得防止?jié)櫥吐┏龊屯?界雜質(zhì)、灰塵等侵入軸承室的密封效果。毛氈圈選用氈圈 45 JB/ZQ4606-86 和氈圈 50 JB/ZQ4606-86，毛氈圈和槽的尺寸由表 8-158 查出。氈圈式密封 簡單，價廉，但對軸頸接觸面的摩擦較嚴重，主要用于脂潤滑以及密封處軸頸 圓周速度較低的潤滑。 對于其他處的密封有排油螺塞與箱體的接合面之間、箱蓋與箱體接合面間 都需要紙封油墊或皮封油圈。 臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計 36 6.結論 本次課題涉及臺式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計,通過閱讀設計任務 書,我明確了設計的要求和工作條件;通過閱讀有關資料和圖紙,我擬定了設計計 劃,比較和選擇了傳動裝置的方案,根據(jù)所要加工零件的圖紙要求及切削用量手 冊,確定了各傳動齒輪的齒數(shù),并計算出各主軸轉(zhuǎn)速;設計計算了各級傳動件的參 數(shù)和主要尺寸,例如主軸、輸入軸以及分配箱內(nèi)傳動零件（齒輪） ，并對此進行 了結構設計和強度計算。經(jīng)過反復的修改和驗算，最終達到了設計要求。但是 在設計的過程中，由于知識層次和知識面的限制，對于一些先進的設計方法未 能有機的融合于自己的設計之中，例如直齒圓柱齒輪傳動是機械設備中最常用 的一種機械傳動方式，目前我們學生，即使是一些工廠的設計人員在進行齒輪 設計是常常會忽略兩個重要的因素：隨機參數(shù)的隨機性和設計邊界的模糊性， 因而很難設計出符合客觀實際的最優(yōu)方案，對于這兩個問題，我通過參觀工廠、 請教工廠里的技術人員，綜合考慮了多方面的因素，雖然還是采用傳統(tǒng)的設計 方案，但是在工廠調(diào)查的基礎上進行了修整，經(jīng)過計算發(fā)現(xiàn)，該設計能夠達到 “經(jīng)濟、合理、實用”的要求，但是與客觀實際比較仍有一定的差距，如果能 夠掌握直齒圓柱齒輪傳動的模糊可靠性優(yōu)化設計方法，就能很好地解決這個問 題。 近年來，世界各國發(fā)展了許多新型的設計理論和方法，進入了以試驗研究 及理論計算為基礎的較高級階段，并且逐步形成了設計科學和設計方法學這樣 一門新興的學科，是研究設計程序、規(guī)律及設計中思維和工作方法的，它不僅 尋求產(chǎn)品本身的最優(yōu)化，還要實現(xiàn)從產(chǎn)品設計到制造、試驗、檢驗的全過程以 至整個系統(tǒng)的最優(yōu)化。例如計算機輔助設計（CAD） ，就是由計算機對機床產(chǎn)品 的有關資料進行檢索；對有關的數(shù)據(jù)和公式進行高速計算，進行最佳設計判斷， 實現(xiàn)綜合設計；通過圖象顯示，設計人員可用鼠標或直接輸入命令語言對圖形 進行修改，這種方法可做到按既定要求的優(yōu)化設計，而且可縮短設計周期，提 高產(chǎn)品設計質(zhì)量，降低成本和節(jié)省人力。如果我們能很好結合自己專業(yè)，學好 這一繪圖軟件并能做到與實際情況相結