360mm輕型車床主傳動系統(tǒng)設計

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360mm 輕型車床主傳動系統(tǒng)設計 摘 要 本文研究的主要是 360mm 輕型車床的主傳動系統(tǒng) 這類主傳動系統(tǒng)的設計可用 于以適應當前我國機床工業(yè)發(fā)展的現(xiàn)狀 具有一定的經(jīng)濟效益和社會效益 本次設計主要包括根據(jù)一些原始數(shù)據(jù) 其中包括機床電機的滿載功率 最高轉 速等 結合實際條件和情況對 360mm 輕型車床一些參數(shù)進行擬定 再根據(jù)擬定的參 數(shù) 進行傳動方案的比較 確定傳動方案 繪制出此主傳動的機構圖 并進行主軸 的設計 本文運用大學所學的知識 提出了輕型車床的結構組成 工作原理以及主要零 部件的設計中所必須的理論計算和相關強度校驗 構建了輕型車床總的指導思想 從而得出了該輕型車床的優(yōu)點是高效 經(jīng)濟 并且加工精度高 運行平穩(wěn)的結論 關鍵詞 360mm 輕型車床 主傳動系統(tǒng) 工作原理 結論 Abstract This paper is mainly about the main drive system of 360 vertical lathe the main design of transmission can be used to adapt to the current status of China s machine tool industry development has certain economic and social benefits The design of the main including according to some original data including machine tool motor full load power the highest speed etc combined with the actual conditions and situation of vertical lathe to some of the parameters and then according to the parameters compared the transmission scheme determine the transmission scheme draw the main driving mechanism design and carries on the main spindle In addition the design of device for clamping workpiece on the vertical lathe workpiece clamping device designed in this paper is used in the automatic clamping device Keywords 360 machine vertical main driving system clamping workpice main axie 目錄 概述 04 第一章 總體設計方案擬定 06 1 1 擬定主運動參數(shù) 06 1 2 運動設計 06 1 3 動力計算和結構草圖設計 06 1 4 軸和齒輪驗算 06 第二章 參數(shù)擬定 07 2 1 360MM 輕型車床主參數(shù)和基本參數(shù) 07 2 2 各級轉速確定 07 第三章 主傳動機構設計 08 3 1 擬定主傳動方案 08 3 2 傳動方案的比較 10 3 3 各級傳動比的計算 12 3 4 各級轉速的確定方法 13 第四章 主軸的動力計算 14 第五章 主軸的設計和驗算 22 5 1 主軸的結構設計 23 5 2 主軸的強度校核 26 第六章 結論 41 致謝 42 參考文獻 43 概述 這次畢業(yè)設計中 我所從事設計的課題是 360mm 輕型車床主傳動系統(tǒng)的設計 此類車床屬于經(jīng)濟型中檔精度機床 這類機床的傳動要求采用手動與電控雙操縱方 式 在一定范圍內實現(xiàn)電控變速 總體的設計方案就是對傳動方案進行比較 繪出 轉速圖 對箱體及內部結構進行設計 包括軸和齒輪的設計 校核等 由于機械工程的知識總量已經(jīng)遠遠超越個人掌握所有 一些專業(yè)知識是必不可 少的 但是過度的專業(yè)知識分割 使視野狹隘 可以多多參加技術交流 和參加科 研項目 縮小范圍 提升新技術的進步和整個塊的技術 提高外部條件變化的適應 能力 封閉的專業(yè)知識的太狹隘 考慮的問題太特殊 在工作中協(xié)調困難 不利于 自我提高 因此 自上世紀第二十年代末 出現(xiàn)了一體化的趨勢 人們越來越重視 基礎理論 拓寬領域 對專業(yè)合并的分化 機械工程可以增加產(chǎn)量 提高勞動生產(chǎn) 率 提高生產(chǎn)的經(jīng)濟效益為目標 并研制和發(fā)展新的機械產(chǎn)品 在未來 新產(chǎn)品的 開發(fā) 降低資源消耗 清潔的可再生能源 成本的控制 減少或消除環(huán)境污染作為 一個超級經(jīng)濟目標和任務 機器能完成人的手和腳 耳朵和眼睛等等器官完全不能 直接完成的任務 現(xiàn)代機械工程機械和機械設備創(chuàng)造出更多 更精美的越來越復雜 很多幻想成為過去的現(xiàn)實 人類現(xiàn)在能成為天空的上游和宇宙 潛入海洋 數(shù)十億 光年的密切觀察 細胞和分子 電子計算機硬件和軟件 人類的新興科學已經(jīng)開始 加強 并部分代替人腦科學 這是人工智能 這一新的發(fā)展已經(jīng)顯示出巨大的作用 但在未來幾年還將繼續(xù)創(chuàng)造出不可思議的奇跡 人類智慧的增長并沒有減少手的效 果 而是要求越來越精致 手工制作 更復雜的工作 從而促進手功能 又一方面 實踐促進人腦智力 在人類的進化過程中 以及在每個人的成長過程中 大腦和手 是互相促進和平行進化 大腦和手之間的人工智能和機械工程的近似關系 唯一不同的是 智能硬件還 需要使用機械制造 在過去 各種機械離不開人類的操作和控制 反應速度和運算 精度的進化是非常緩慢的大腦和神經(jīng)系統(tǒng) 人工智能將消除這種限制 相互促進 計算機科學和機械工程進展之間的平行 將在更高層次的新一輪發(fā)展的開始使機械 工程 在第十九世紀 機械工程的知識總量仍然是有限的 大學在歐洲 它與一般 的土木工程是一門綜合性的學科 稱為土木工程 下半場的第十九個世紀成為一門 獨立的學科 在第二十世紀 隨著機械工程和知識增長的發(fā)展開始分解 機械工程 專業(yè) 有分支機構 在第二十世紀中期趨勢分解 在時間之前和之后的第二次世界 大戰(zhàn)結束時達到的峰值 由于機械工程的知識總量已經(jīng)遠遠從個人掌握所有 一些 專業(yè)是必不可少的 但是過度的專業(yè)知識使分割 視野狹隘 可以查看和統(tǒng)籌大局 和全球工程和技術交流 縮小范圍 新技術的進步和整個塊的技術 外部條件變化 的適應能力差 封閉的專業(yè)知識的專家太狹 考慮的問題太特殊 在工作協(xié)調困難 不利于自我提高 因此 自上世紀第二十年代末 出現(xiàn)了一體化的趨勢 人們越來 越重視基礎理論 拓寬領域 對專業(yè)合并的分化 綜合職業(yè)分化和發(fā)展知識循環(huán)過 程的合成 是合理和必要的 從不同的專業(yè)和專業(yè)知識的專家 也有綜合的知識了 解不夠 看看其他學科和項目作為一個整體 從而形成一種相互強烈的集體工作 綜合和專業(yè)水平 有機械工程全面而專業(yè)的沖突 在綜合性工程技術也有綜合和專 業(yè)問題 在人類所有的知識 包括社會科學 自然科學和工程技術 有一個更高的 水平 更廣泛的綜合性和專業(yè)性的問題 第一章 總體設計方案擬定 1 1 擬定主運動參數(shù) 機床設計的初始 首先需要確定有關參數(shù) 它們是傳動設計和結構設計的依據(jù) 影響到產(chǎn)品是否能滿足所需要的功能要求 根據(jù)擬定的參數(shù) 規(guī)格和其他特點 了 解典型工藝的切削用量 了解極限轉速 和級數(shù) Z 主傳動電機功率 N maxnin 1 2 運動設計 根據(jù)擬定的參數(shù) 通過結構網(wǎng)和轉速圖的分析 確定傳動結構方案和傳動系統(tǒng) 圖 傳動方案有多種 傳動型式更是式樣眾多 比如 傳動型式上有集中傳動的主 軸變速箱 分離傳動的主軸箱與變速箱 擴大變速范圍可以用增加傳動組數(shù) 也可 用背輪機構 分支傳動等型式 變速型式上既可用多速電機 也可用交換齒輪 滑 移齒輪 公用齒輪等 然后計算各傳動比及齒輪的齒數(shù) 1 3 動力計算和結構草圖設計 估算齒輪模數(shù) m 和軸頸 d 選擇和計算離合器 將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排 布置和設計 1 4 軸和齒輪的驗算 在結構草圖的基礎上 對一根傳動軸和齒輪的剛度 強度進行校核 第二章 參數(shù)擬定 2 1 360mm 輕型車床主參數(shù)和基本參數(shù) 此車床是大型 360mm 輕型車床 根據(jù)任務書上提供的條件 此車床最大轉數(shù) 1800RPM 電機滿載功率 5 5Kw 此車床的主軸轉速可分高低兩檔 共有 12 級轉速 其中高低兩檔各有 6 級轉速 低速檔時 340 45r min 高速檔時 1800 r min 235 r min maxnin maxnmin 此車床床身上最大回轉直徑為 400mm 主軸端部型式為 C6 主軸通孔直徑為 20 mm 主軸孔錐度為公制 70 其中 電機的轉速和功率分別為 1000 1500 r min 4 5 5KW 2 2 各級轉速的確定 已知主軸的轉速分為 12 級 又分為高低兩檔 其中高檔最大轉速 為maxn 1800r min 最小轉速 為 235 r min R1 1800 235 7 66 R 1 minmaxnin 1 z 當機床處于低速檔時 主軸共有 6 級 轉速范圍 7 556nRmiax4530 即 1 499 取 1 449 已知 45 查標nR1 z 1 znR5 7 76 1min 準數(shù)列表 見參考文獻 1 第 6 頁 從表中找到 45 就可每隔六個數(shù)取得一個數(shù) min 得低速檔的 6 級轉速分別為 45 67 103 154 230 340 r min 當車床處于高速檔時 主軸共有 6 級 轉速范圍 7 659nRmiax235180 即 1 50 取 1 50 已知 1800 查標nR1 z 1 znR59 7 76 ax 準數(shù)列表 見參考文獻 1 第 6 頁 從表中找到 1800 就可每隔六個數(shù)取得一個數(shù) 得高速檔的 6 級轉速分別max 為 236 354 543 815 1200 1800 r min 第三章 主傳動機構設計 3 1 主擬定傳動方案 擬定傳動方案 包括傳動型式的選擇以及開停 換向 制動 操縱等整個傳動 系統(tǒng)的確定 傳動型式則指傳動和變速的元件 機構以及其組成 安排不同特點的 傳動型式 變速類型 傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關 和工作性能也 有關系 因此 確定傳動方案和型式 要從結構 工藝 性能及經(jīng)濟性等多方面統(tǒng) 一考慮 3 2 傳動方案的比較 3 2 1 采用單速電機 已知變速級數(shù)為 Z 12 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 級數(shù)為 Z 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成 各傳動組分別有 Z1 Z2 Z3 各傳動副 即 Z Z1Z2Z3 傳動副數(shù)由于結構的限制以 2 或 3 為合適 即變速級數(shù) Z 應為 2 和 3 的因子 Z 3 a2 可以有兩種方案 方案一 12 2 3 2 傳動齒輪數(shù)目 2 2 3 2 14 軸向尺寸為 15b 傳動軸數(shù)目為 4 根 操縱機構較為簡單 兩個滑移齒輪和一個三聯(lián)滑移齒輪 可單獨也可集中操縱 方案二 12 3 4 傳動齒輪數(shù)目 2 3 4 14 個 軸向尺寸為 19b 傳動軸數(shù)目為 3 根 操縱機構較復雜 四聯(lián)滑移齒輪作為整體式 滑移長度為 12b 如拆為 2 個雙 聯(lián)滑移齒輪 需要有自鎖 以保證只有一個齒輪副嚙合 相比之下 還是傳動副數(shù)分別為 2 3 2 的三個傳動組方案為優(yōu) 3 2 2 采用雙速電機 車床上 有時采用雙速電機 雙速電機的轉速比 2 傳動系統(tǒng)的公比電 應當是 2 的整次方根 本設計中的雙速電機的公比 1 41 這時電機的轉速 2 變換起著系統(tǒng)中第一擴大傳動組的作用相應基本組的傳動級數(shù)應為 2 這樣使傳動 系統(tǒng)的機械結構簡化 本設計是經(jīng)濟型輕型車床 采用電控和手動兩種方式 為了 結構設計的需要 本設計采用雙速電機 3 3 各級傳動比的計算 假設結構如圖 由于已經(jīng)設計了各軸之間的相對位置關系 由傳動系統(tǒng)草圖知共有六個傳動比 分別設齒輪 1 和齒輪 4 之間的傳動比 Error No bookmark name given Error No bookmark name given 為 齒輪 2 和齒輪 5 之間的傳動比為 齒輪 8 和齒輪 9 之1i 25i 間的傳動比為 齒輪 3 和齒輪 6 之間的傳動比為 齒輪 7 和齒輪 10 之間的傳動89i 36i 比為 帶輪傳動比為 710i輪 帶i 設其中 25i1436 Error No bookmark name given 當處于低檔時 手動操作使得齒輪 8 和齒輪 9 嚙合 當中間的電磁離合器得電 齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合 當時的主軸轉速最小 為 45 或 67 r min 可得 1000 45r min25i89輪 帶i 1500 67 r min25i89輪 帶i 當左側的電磁離合器得電 齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合 當時的主軸轉速最大 為 226 或 340 r min 可得 1000 230 r min36i89輪 帶i 1500 340 r min輪 帶 當右側的電磁離合器得電 齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合 當時的主軸轉速為 100 或 150 可得 1000 100 r min14i89輪 帶i 1500 150 r mini輪 帶 當處于高檔時 手動操作使得齒輪 7 和齒輪 10 嚙合 當中間的電磁離合器得電 齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合 當時的主軸轉速最小 為 236 或 354 可得 1000 235 r min25i710輪 帶i 1500 354 r min輪 帶 當左側的電磁離合器得電 齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合 當時的主軸轉速最大 為 1200 或 1800 可得 1000 1200 r min36i710輪 帶i 1500 1800 r min輪 帶 當右側的電磁離合器得電 齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合 當時的主軸轉速為 543 或 816 可得 1000 543 r min14i70輪 帶i 1500 815 r min輪 帶 由這 6 各方程聯(lián)列可解得 0 3226 0 7447 1 645225i 14i 36i 0 2576 1 3659 0 53489 70 輪 帶 傳動比的選用時 應注意的幾個問題 充分使用齒輪副的極限傳動比 1 4 2 minuax 雖然可以最大限度地獲得變速箱范圍或減少傳動件數(shù) 但會導致齒輪和箱體尺 寸過大 齒輪線速度增大 容易產(chǎn)生振動和噪音 要求精度提高 在實踐中 往往 不采用降速很小 升速很大的傳動比 特別是中間軸的傳動 因此 從系統(tǒng)的角度 考慮 寧可適當增加串聯(lián)傳動組的數(shù)目 或者用并聯(lián)式的分支傳動滿足變速范圍的 要求 而避免用極限傳動比的傳動副 以上幾個傳動比都符合要求 3 4 各軸轉速的確定方法 由傳動比和電機的轉速 可以計算出各軸的轉速 3 4 1 軸的轉速 軸從電機得到運動 經(jīng)傳動系統(tǒng)轉化成各級轉速 電機轉速轉速和主軸最高 轉速應相接近 顯然 從傳動件在高速運轉下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮 軸不宜將電機轉速降得太低 但如果 軸上裝有摩擦離合器一類部件時 高速下 摩擦損耗 發(fā)熱都將成為突出矛盾 因此 軸轉速也不宜太高車床的 軸轉速一 般取 700 1000 r min 左右比較合適 另外也要注意到電機與 軸的傳動方式 如 用帶輪傳動時 降速比不宜太大 和主軸尾部可能干涉 3 4 2 中間傳動軸的轉速 對于中間傳動軸的轉速的考慮原則是 妥善解決結構尺寸大小與噪音 振動等 性能要求之間的矛盾 中間傳動軸的轉速較高時 中間傳動軸和齒輪承受扭矩小 可以使軸徑和齒輪 模數(shù)小些 從而可以使結構緊湊 但是 這將引起空載功率和噪音加大 從經(jīng)驗知 主軸轉速和中間傳動軸的轉速時 應結合實際情況作相應修正 1 對于功率較大的 重切削機床 一般主軸轉速較低 中間軸的轉速適當取高一些對減小結構尺寸的效 果較明顯 2 對高速輕載或精密機床 中間軸轉速宜取低一些 3 控制齒輪圓周 速度 在此條件下 可適當選用較高的中間軸轉速 smV 8 3 5 轉速圖擬定 運動參數(shù)確定以后 主軸各級轉速就已經(jīng)知道了 而且根據(jù)設計出來的各級齒 輪的傳動比 這樣就可以擬定主運動的轉速圖 使主運動逐漸具體化 電 動 機 軸 軸 主 軸 45103268510150 34 7 4 此車床集中傳動 公比為 級數(shù) Z 12 變速范圍 R 1800 45 40 41 第四章 主傳動動力計算 4 1 齒輪的計算 4 1 1 確定齒輪齒數(shù)和模數(shù) 查表法 可以用計算法或查表法確定齒輪齒數(shù) 后者更為簡便 根據(jù)上面計算的傳動比 和初步定出的小齒輪齒數(shù) 查表即可求出齒輪副齒數(shù)之和 再減得大齒輪的齒數(shù) 用查表法求 軸和 軸上的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 常用傳動比的適用齒數(shù) 小齒輪 見參考書 1 第 20 頁 選取時應注意 不產(chǎn)生根切 一般取 Zmin 18 20 保證強度和防止熱變形過大 齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 2m 一般取 5mm 則 Zmin 6 5 2T m 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應當相等 若模數(shù)相同 則齒數(shù)和亦應相等 但由于傳動比的要求 尤其是在傳動中使用了公用齒輪后 常常滿足不了上述要求 機床上可用修正齒輪 在一定范圍內調整中心距使其相等 但修正量不能太大 一 般齒數(shù)差不能超過 3 4 個齒 防止各種碰撞和干涉 三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩齒輪的齒數(shù)差應大于 4 所以 可以假設其中最小的齒輪 2 齒數(shù)為 20 而且由上可知 齒輪 2 和齒輪 5 之間的傳動比為 3 1 查常用傳動比的適用齒數(shù) 小齒輪 表 可找到最接近的傳 動比為 3 15 當時的齒數(shù)之和為 82 可得大齒輪齒數(shù)為 62 齒輪模數(shù)的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)比較復雜 而且有些系數(shù)只有在齒輪各 參數(shù)都已經(jīng)知道后方可確定 所以只在草圖畫完之后校核用 在畫草圖之前 先估算 再選用標準齒輪模數(shù) 齒輪彎曲疲勞的估算 32 mm 1 m3znjN 其中 N 計算齒輪傳遞的額定功率 N N d 齒輪點蝕的估算 A 370 mm 1 3njN 其中 為大齒輪的計算轉速 A 為齒輪中心距 nj 由中心距 A 及齒數(shù) z1 z2 求出模數(shù) 1 21z Amj 根據(jù)估算所得 和 中較大得值 選取相近的標準模數(shù) j 以齒輪 2 和齒輪 5 為例 n 1500 0 534 801 r minnj輪 帶i N 5 5 0 95 5 225kw 32 1 509 m3534 0162 A 370 69 133mm3 1 68662019 j 所以 根據(jù) 選取 為了保證模數(shù)一定滿足要求 假設齒輪 2 和齒輪 5 的模mj 數(shù)為 3 由此可知 輸入軸 1 和傳動軸 2 之間的中心距為 A 112 5mm2 5 z 34 同理且根據(jù) 1 軸和 2 軸之間的距離始終為 112 5mm 可得出 1 軸和 2 軸之間 其余的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 分別為 z1 30 m1 3 z4 48 m4 3 z3 24 m3 3 z6 47 m6 3 4 1 2 確定齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 計算法 并校核 以齒輪 8 和 9 為例 設計時采用最高轉速 即齒輪 10 的轉速為 1800r min 已知該組齒輪傳遞的功 率為 5 5KW 已知傳動比為 0 2576 假設齒輪對稱布置 使用壽命為 8 年 每年以89i 300 工作日計 兩班制 中等沖擊 齒輪單向回轉 1 齒輪的材料 精度和齒數(shù)選擇 因傳遞功率不大 轉速不高 材料按 表 7 1 選取 都采用 55 鋼 鍛造毛坯 大齒輪正火處理 小齒輪調質 均用軟齒面 齒輪精度用 6 級 軟齒表面粗糙度為 1 6 aR 軟齒面閉式傳動 失效形式為點蝕 考慮傳動平穩(wěn)性 取齒輪 8 的齒數(shù)為 17 則齒輪 9 為 17 0 2576 66 2 設計計算 1 設計準則 按齒面接觸疲勞強度設計 再按齒根彎曲疲勞強度校核 2 按齒面接觸疲勞強度設計 2 311 2uKTZddHEt 9 551T mNnp 13290 78065 9066 由圖 7 6 選取材料的接觸疲勞極限應力為 aHMP58lim2 aHPmin2 由圖 7 7 選取材料的彎曲疲勞極限應力為 aF30li1 aF10li2 應力循環(huán)次數(shù) N 由式 7 3 計算 6 837861 9107 2u9 2610 由圖 7 8 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 1 021 NZ2 由圖 7 9 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 1Y 由表 7 2 查得接觸疲勞安全系數(shù) 1 彎曲疲勞安全系數(shù) 1 4 又minHS minFS 2 0 試選 1 3STY tK 由前面的式子求得許用接觸應力和許用彎曲應力 2 aNHmMPZS580 1li 2 alin7 212 2 aNFST PY32814 01lim1 2 aFSTM2li2 將有關值代入式子 得 59 17 2 311 2uKZddHEt 3 26831903 57190 8 則 1 44 0611nVt sm 查圖 7 10 得 由表 7 3 查得 由表 7 4 查得 取9 v 2 AK05 1 K 則 K 4310519 2 KVAH 修正 2 mdt 603 17593 141 zm8 60 1 由表 7 6 取標準模數(shù) m 3 校核齒根彎曲疲勞強度 由圖 7 18 查得 2 41 FSY0 42FS 取 7 0 由式 7 12 校核大小齒輪的彎曲強度 2 121321 87 6 0453 719FaFSdF MPYmZKTI 2 408 62122 FaFSF P 所以 初選的齒輪齒數(shù)和計算出的模數(shù)符合要求 求得齒輪 8 和 9 的齒數(shù)和模數(shù)分別為 z8 17 m8 3 5 z9 66 m9 3 5 其中齒輪 8 的齒數(shù)為 17 有可能會發(fā)生根切現(xiàn)象 所以要修正齒輪 用變位修 正法求得 8 齒輪的變位系數(shù)為 0 218 用同樣的方法可以求得其他齒輪的變位系數(shù) 列出各齒輪的齒數(shù) 模數(shù) 和變位系數(shù) 編號 模數(shù) 齒數(shù) 齒形角 變位系數(shù) 1 3 30 20 0 5 2 3 42 0 8 3 3 24 0 4 3 48 20 0 5 5 3 33 0 6 3 47 0 7 3 27 200 8 3 54 0 218 9 3 21 0 10 3 59 20 0 169 11 3 35 0 12 3 69 0 13 3 21 200 14 3 83 0 齒輪材料為 45 鋼 熱處理為齒部淬火處理 HRC40 45 4 1 3 齒輪的精度設計 齒輪精度設計的方法及步驟 1 確定齒輪的精度等級 2 齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定 3 計算齒輪副側隙和確定齒厚極限偏差代號 4 確定齒坯公差和表面粗糙度 5 公法線平均長度極限偏差的換算 6 繪制齒輪零件圖 以齒輪 9 為例 齒數(shù)為 66 模數(shù)為 3 5 變位系數(shù)為 0 確定齒輪的精度等級 由于該齒輪是主軸箱內的齒輪 對傳動精度和穩(wěn)定性的要求都比較高 主要要 求的是傳動平穩(wěn)性精度等級 據(jù)圓周速度 106dnv sm 1 46035 對于如此要求高的齒輪采用 6 級精度 齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定 該齒輪屬中等精度 且為批量生產(chǎn)查表 12 3 選定 iF Wif F 組成檢驗方案 根據(jù) 及mmzd23165 1 b271 查表 12 13 表 12 14 表 12 15 可得公差值 第 公差組 36rF 45pF 第 公差組 9 f 1ptf 10 bf 第 公差組 計算齒輪副側隙和確定齒厚極限偏差代號代號 計算齒輪副的最小極限側隙 由表 12 10 按油池潤滑和 查得minj smv 1 4 035 1 0 1 nj 6 si 221tta 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 c 105 61 c 05 62 傳遞的中心距 6 mzma25 14 7 3 1 所以 jn 8 0 254 確定齒厚極限偏差代號 齒厚上偏差 由式 12 15 6 nbnnas FfjfE cos2104 2t 11 式中 前面已查得 F9 m 由表 12 14 按 6 級精度查得pbf m 1 fpb2 由表 12 17 按 145 5 6 級精度查得 mfa 20 所以 代入數(shù)據(jù)得 Es 5 因為 1 ptf56 ptsfE 由圖 12 29 或者 12 9 查得齒厚的上偏差代號為 G 因此6 ptsf 齒厚下偏差 可知 6 2 tan2rSbFT 查表 12 13 6 級精度齒輪 查表 12 11 mr 36 所以Ibr 917 18 Ts 24 7320tan 2 ESsi 6 5 123 ptsifE 由圖 12 29 或表 12 9 查得齒厚下偏差代號為 K 因此mEsi 132 至此 小齒輪的精度為 6GK GB10095 88 確定齒坯公差 表面粗糙度 齒輪內孔是加工 檢驗及安裝的定位基準 對 6 級精度的齒輪 由表 12 18 查 得 內孔尺寸公差為 IT7 內孔直徑為 85mm 偏差按基準孔 H 選取 即齒輪內孔的下 偏差為 0 上偏差為 0 022 內孔的形狀公差按 6 級決定或遵守包容原則 定位端面的端面圓跳動公差由表 12 19 查得為 0 014mm 齒頂圓只作為切齒加工的找正基準 不作為檢驗基準 故其公差選用 IT11 齒 頂圓直徑 偏差按基準軸 h 選取 即下偏差為 0 290 上偏mhdaa2381 差為 0 齒輪的表面粗糙度按 7 級查表 12 20 各表面粗糙度 分別為 齒面 1 6 aRaR 內孔 1 6 基準端面 3 2 齒頂圓 6 3 aRaRaR 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 可從機械設計有關手冊中查得或按式 12 7 和式 12 8 求得 跨齒數(shù) 85 09 6 zk 6 724 80 614 0 6 471 3 12 47 zm 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 wisE 按換算式 12 20 式 12 21 式 12 22 得 6 mFEnrnswm 9 702sin367 02cos6si72 0co 6 rsii 1513 第五章 主軸的設計和驗算 5 1 主軸的結構設計 1 初步確定軸的直徑 mm 483560 npAd 3 32 根據(jù)工作條件 取 mm9d 2 傳動軸受力分析 N 3 33 4 513602 1 mtdTF N 3 34 54 173062cos 4cos tgtgr N 3 35 2in 512in ta 3 繪制傳動軸的受力簡圖 如圖所示 求支座反力 垂直面支反力 由 得 0CM 3 36 025732 arBYFLR NarBY 13 6295 761 3024 13 623 由 得 0 N 3 37 230 954 173 BYrCYRF 水平面支反力 由 得 0CM 3 38 32 LFRtBZ 圖 4 1 傳動軸的受力簡圖 N 02 13685 7624123 LFRtBZ 由 得 0 N 3 39 6 3092 184 3 BZrCZF 4 作彎矩圖 垂直面彎矩 圖 YM C 點 N mm 3 40 495 70825 613 29 LRBY 水平面彎矩 圖 Z C 點 N mm 3 41 675 48035 267 302 LRMBZ 合成彎矩 圖 C 點 N mm 3 42 153 6785 4780395 4702 22 CZY 5 作轉矩 T 圖 N mm61 3 5 2 主軸的強度校核 按彎扭合成應力校核軸的強度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 即危險截面 C 的強度 由文獻 1 15 5 可知 取 軸的計算應力6 0 MPa 3 14150 26 9 3678 3252232 WTMc 3 43 選定軸的材料為 45 鋼 調質處理 由文獻 1 表 可知 MPa 因 601 此 故安全 1 ca 7 精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看 截面 IV 和 V 引起的應力集中最嚴重 而 V 受的彎矩較大 從受載的情況來看 截面 C 的應力最大 但應力集中不大 故 C 面不用校核 只需校核截面 V 截面 V 左側 抗彎截面系數(shù) mm 3 44 27401 0 33 dW3 抗扭截面系數(shù) mm 3 45 582T 截面 V 左側的彎矩 M 為 Mpa 3 46 62 705 613 678 截面 V 上的扭矩 T 為 MPa 201 截面上的彎曲應 Mpa 3 47 28 74 Wb 截面上的扭轉切應力 MPa 3 48 3 5031T 軸的材料為 45 鋼 調質處理 由文獻 1 表 可知 MPa 1 640 B MPa MPa 2751 15 由文獻 1 附表 可知 用插入法求出83 2 k24 8 0 k 軸按精車加工 由文獻 1 附圖 可知 表面質量系數(shù)為 3 84 0 軸未經(jīng)表面強化處理 1q 固得綜合系數(shù)為 3 49 9 284 021 kK 43 218 024 1 kK 由文獻 1 可知 碳鋼的特性系數(shù)3 取 0 取15 05 所以軸在截面 V 左側的安全系數(shù)為 3 50 34 01 289 751 mbKS 3 51 2 9 53 41 a 3 52 5 1 702 19 2 SSca 故該軸在截面 V 左側的強度是足夠的 截面 V 右側 抗彎截面系數(shù) mm219703 01 3 dW3 抗扭截面系數(shù) mm42T 截面 V 左側的彎矩 M 為 MPa 628 570 6153 678 截面 V 上的扭矩 T 為 MPa 20 截面上的彎曲應力 MPa 85 2197 Wb 截面上的扭轉切應力 MPa 430 T 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 按文獻 1 附表 查取 23 因 023 1 dr 08 14 dD 05 2 3 1 又由文獻 1 附圖 可得軸的材料的敏感系數(shù)為3 8 q7 故有效應力集中系數(shù)按文獻 1 附 為43 3 53 87 1 05 2 1 1 k 6 87 q 由文獻 1 附圖 可得軸的截面形狀系數(shù)為235 0 由文獻 1 附圖 可得軸的材料的敏感扭轉剪切尺寸系數(shù)為 76 0 綜合系數(shù)為 41 38 05 71 kK 6 2 所以軸在截面 V 左側的安全系數(shù)為 29 801 8524 371 maKS 6 423 1a 5 17 896 24 82 SSca 故該軸在截面 V 左側的強度是足夠的 第 六 章 結 論 在最近的一段時間的畢業(yè)設計 使我們充分把握的設計方法和步驟 不僅復 習所學的知識 而且還獲得新的經(jīng)驗與啟示 在各種軟件的使用找到的資料或圖紙 設計 會遇到不清楚的作業(yè) 老師和學生都能給予及時的指導 確保設計進度本文 所設計的是 360mm 輕型車床主傳動系統(tǒng)的設計 通過初期的定稿 查資料和開始正 式做畢設 讓我系統(tǒng)地了解到了所學知識的重要性 從而讓我更加深刻地體會到做 一門學問不易 需要不斷鉆研 不斷進取才可要做的好 總之 本設計完成了老師 和同學的幫助下 在大學研究的最后 感謝幫助過我的老師和同學 是大家的幫助 才使我的論文得以通過 致 謝 直到今天 論文總算完成了 我的心里感到特別高興和激動 在這里 我打 心里向我的導師和同學們表示衷心的感謝 因為有了老師的諄諄教導 才讓我學 到了很多知識和做人的道理 由衷地感謝我親愛的老師 您不僅在學術上對我精 心指導 在生活上面也給予我無微不至的關懷支持和理解 在我的生命中給予的 靈感 所以我才能順利地完成大學階段的學業(yè) 也學到了很多有用的知識 同時 我的生活中的也有了一個明確的目標 知道想要什么 不再是過去的那個愛玩的 我了 導師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度 創(chuàng)新的學術風格 認真負責 無私奉獻 寬容豁達 的教學態(tài)度都是我們應該學習和提倡的 通過近半年的設計計算 查找各 360mm 輕型車床主傳動系統(tǒng)的相關資料 論文終于完成了 我感到非常興奮和 高興 雖然它是不完美的 是不是最好的 但在我心中 它是我最珍惜的 因為 我是怎么想的 這是我付出的汗水獲得的成果 是我在大學四年的知識和反映 四年的學習和生活 不僅豐富了我的知識 而且鍛煉了我的個人能力 更重要的 是來自老師和同學的潛移默化讓我學到很多有用的知識 在這里 謝謝老師以及 所有關心我和幫助我的人 謝謝大家 參考文獻 1 張福學編著 360mm 輕型車床主傳動系統(tǒng)的應用 北京 電子工業(yè)出版社 2000 2 何發(fā)昌著 邵遠編著 輕型車床主傳動系統(tǒng)的原理 北京 高等教育出版社 1996 3 宋學義著 輕型車床主傳動系統(tǒng)速查手冊 北京 機械工業(yè)出版社 1995 3 4 陳奎生著 氣與氣壓傳動 武漢 武漢理工大學出版社 2008 5 5 SMC 中國 有限公司 輕型車床主傳動系統(tǒng)實用技術 北京 機械工業(yè)出版社 2003 10 6 徐文燦著 車床主傳動系統(tǒng)設計 北京 機械工業(yè)出版社 1995 7 曾孔庚 輕型車床主傳動系統(tǒng)的發(fā)展趨勢 機器人技術與應用論壇 8 壽慶豐 機械設計 1999 年第 3 期 第 3 卷 9 高微 楊中平 趙榮飛等 普通車床主傳動系統(tǒng)結構優(yōu)化設計 機械設計與制造 2006 1 10 孫兵 趙斌 施永輝 車床主傳動系統(tǒng)的研制 中國期刊全文數(shù)據(jù)庫 11 馬光 申桂英 工業(yè)機器人的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 中國期刊全文數(shù)據(jù)庫 2002 年 12 李如松 輕型車床主傳動系統(tǒng)的應用現(xiàn)狀與展望 中國期刊全文數(shù)據(jù)庫 1994 年第 4 期 13 李明 360mm 輕型車床主傳動系統(tǒng)設計 制造技術與機床 2005 年第 7 期 14 李杜莉 武洪恩 劉志海 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的運動學分析 煤礦機械 2007 年 2 月 15 成大先主編 機械設計手冊 第三版 北京 化學工業(yè)出版社 1994 16 Hirohiko Arai Kazuo Tanie and Susumu Tachi Dynamic Control of a Manipulator with Passive Joints in Operational Space