經(jīng)濟型立式數(shù)控車床主運動傳動系統(tǒng)設(shè)計

1、經(jīng)濟型立式數(shù)控車床主運動傳動系統(tǒng)設(shè)計目 錄摘要1關(guān)鍵詞1abstract1key words 11. 設(shè)計要求22. 總體方案的擬定及說明22.1 擬定總體傳動方案 22.2 方案的選擇 33. 無級變速傳動鏈的設(shè)計33.1 求計算轉(zhuǎn)速nj 33.2 無級變速傳動鏈的設(shè)計 34. 切削功率的估算及電動機的選擇54.1 估算切削功率 54.2 選擇電動機 54.2.1 初步估算電機所需功率 54.2.2 選擇電動機 64.3 反算各軸傳遞的功率和恒功率下的最大轉(zhuǎn)矩 65. 齒輪的設(shè)計及校核65.1 確定設(shè)計公用模數(shù)的齒輪副 65.2 設(shè)計齒輪副z3/z4 75.2.1 選擇齒輪類型，材料75.2

2、.2 按齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計 75.2.3 按齒面接觸強度設(shè)計 85.2.4 計算幾何尺寸 95.3 校核齒輪副z1/z2（31/78）95.3.1 選定齒輪類型、材料95.3.2 校核齒根彎曲疲勞強度105.3.3 校核齒面接觸疲勞強度105.3.4 確定幾何尺寸115.4 校核其余兩對齒輪副115.5 設(shè)計錐齒輪副z9/z10（79/79)125.5.1 確定齒輪材料125.5.2 按齒根彎曲強度進行設(shè)計125.5.3 按齒面接觸強度設(shè)計135.5.4 計算幾何尺寸135.5.5 齒輪的結(jié)構(gòu)146. 軸的設(shè)計及校核 146.1 主軸的設(shè)計146.1.1 主軸上的功率p主、轉(zhuǎn)速n主min

3、和轉(zhuǎn)矩t主max及其他受力146.1.2 求恒功率、計算轉(zhuǎn)速下，工件所受的切削力146.1.3 求作用在錐齒輪上的力146.1.4 初步確定軸的最小直徑146.1.5 主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計156.2 主軸的校核166.2.1 求軸上的載荷166.2.2 校核主軸的強度167. 軸承的計算 197.1 主軸軸承的受力197.1.1 單向推力球軸承的受力197.1.2 深溝球軸承的受力197.2 求軸承的當量動載荷197.2.1 單向推力球軸承的當量動載荷197.2.2 深溝球軸承的當量動載荷197.3 校核軸承的壽命197.3.1 校核單向推力球軸承的壽命197.3.2 校核深溝球軸承的壽命208.

4、鍵聯(lián)接的選擇及計算 208.1 各軸上鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩208.2 驗算各軸上鍵的強度208.2.1 校核主軸上鍵的強度218.2.2 校核軸3上鍵的強度218.2.3 校核軸3上鍵的強度219. 潤滑與密封及滑移齒輪的控制 229.1 齒輪的潤滑229.2 軸承的潤滑229.3 滑移齒輪的控制2210. 結(jié)論22參考文獻 22摘 要本課題采用常規(guī)的設(shè)計方法，設(shè)計一種精度較高、加工范圍較大的經(jīng)濟型數(shù)控立式車床的主運動傳動系統(tǒng)。本設(shè)計通過查閱大量相關(guān)文獻資料，分析了我國數(shù)控產(chǎn)業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀與存在的問題，并提出相應(yīng)的對策。根據(jù)設(shè)計要求制定總體傳動方案，完成傳動機構(gòu)的設(shè)計，功率的估算，電機的選擇，齒輪的設(shè)計

5、及校核，軸的設(shè)計及校核，箱體的機構(gòu)設(shè)計等。該系統(tǒng)多采用普通材料和大多數(shù)的標準件，具有良好的經(jīng)濟性。我國資源短缺，設(shè)計經(jīng)濟型的數(shù)控機床能夠滿足使用要求，也符合我國國情，有很好的應(yīng)用前景。關(guān)鍵詞立式數(shù)控車床；主運動傳動系統(tǒng)；變速傳動鏈；齒輪的設(shè)計；主軸的設(shè)計main movement drive system design for economical vertical cnc latheabstractconventional design methods are taken advantage of to design a main movement drive system with hig

6、h precision, large range of processing for economical vertical cnc lathe. a large number of relevant documents are consulted and the current situation and problems in the development of numerical technology are analyzed in the design which has proposed appropriate countermeasures. according to the d

7、esign requirements, overall transmission programme are made, the design of drive mechanism, estimation of power, option of electric motors, design of gears and shaft, check of the strength security on gears and shafts, etc. are finished in the design. the system mainly adopts ordinary materials and

8、standard components, which have the characteristic of economical quality. for our country is lack of resources, economical type of cnc lathe designed can meet the needs in use and also can be in line with chinas national conditions, which will have broad prospects for use.key wordsvertical cnc lathe

9、; main movement drive system; transmission chain for shift; design of gears; design of spindle1 設(shè)計要求主要研究內(nèi)容：設(shè)計一臺經(jīng)濟型立式數(shù)控車床的主運動傳動系統(tǒng)，該機床的設(shè)計要求如下：x、z軸行程：300500x、z軸快進：10/10 m/min主軸轉(zhuǎn)速：30-5000rpm刀庫：4刀加工精度：it6壽命：10年、單班工作制2 總體方案的擬定及說明2.1 擬定總體傳動方案根據(jù)設(shè)計要求，擬定方案如圖2-1、圖2-2注：1變頻調(diào)速電動機2、3中間軸，垂直布置4主軸，垂直布置圖2-1：方案一注：1變頻調(diào)速

10、電動機2、3、4中間軸，水平布置5主軸，垂直布置圖2-2：方案二2.2 方案的選擇 本設(shè)計參照臥式車床的傳動方案，在其基礎(chǔ)上設(shè)計無級變速傳動鏈。方案一的傳動鏈較方案二短且簡單，但三聯(lián)滑移齒輪垂直布置，需要另設(shè)定位鎖緊裝置，因此結(jié)構(gòu)和控制上較方案二復(fù)雜。所以選擇方案二進行設(shè)計。3 無級變速傳動鏈的設(shè)計3.1 求計算轉(zhuǎn)速nj由各類機床的主軸計算轉(zhuǎn)速表（許曉旸，2003），根據(jù)設(shè)計要求查中型通用機床和用途較廣的半自動機床計算轉(zhuǎn)速公式nj=nmin(nmax/nmin)0.3所以 nj=30*(5000/30)0.3=140r/min3.2 無級變速傳動鏈的設(shè)計（戴曙，1993）主軸要求的恒功率調(diào)速范

11、圍rnp=5000/140=35.7電機的恒功率調(diào)速范圍rp=4500/1500=3rnp遠大于rp，故必須配以分級變速箱。取變速箱的公比= rp，則無級變速時故變速箱的變速級數(shù)取z=3。則，。傳動系統(tǒng)和轉(zhuǎn)速圖見圖3-1、3-2a，圖3-2b為主軸的功率特性。從圖3-2a可看出，電機經(jīng)31/78定比傳動降速后，如果經(jīng)88/31傳動到主軸，則電機轉(zhuǎn)速從4500r/min降至1500r/min（恒功率區(qū)）時，主軸轉(zhuǎn)速從5000r/min降至1667r/min。如果經(jīng)54/64傳動至主軸，電機在恒功率段運轉(zhuǎn)時，主軸的轉(zhuǎn)速范圍為1520r/min504r/min。當經(jīng)過23/96傳動至主軸，電機在恒功

12、率段運轉(zhuǎn)時，主軸的轉(zhuǎn)速范圍為420r/min140r/min。但當主軸運行在1667r/min1520r/min或504r/min420r/min時，電機則運轉(zhuǎn)在1500r/min1368r/min或1500r/min1250r/min（恒轉(zhuǎn)矩區(qū)）。這兩段為功率波動“缺口”。為使系統(tǒng)在這兩段轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)時，仍能得到要求的切削功率，電動機的最大輸出功率只能選大一些（具體計算見4.2.1）。圖3-1 主運動傳動系統(tǒng)簡圖 a)轉(zhuǎn)速圖(r/min) b)電機功率(kw)圖3-2 無級變速主運動鏈4 切削功率的估算及電動機的選擇4.1 估算切削功率查切削用量簡明手冊（艾興和肖詩綱，1994）硬質(zhì)合金及高速鋼

13、車刀粗車外圓和端面的進給量表、車削時切削速度的計算公式表及車削過程切削力及切削功率的計算公式表中硬質(zhì)合金刀具項，作表4-1表4-1 各種加工用量下硬質(zhì)合金刀具的切削力及功率加工材料車刀規(guī)格工件直徑背吃刀量apmax(mm)進給量fmax(mm)切削速度vc(m/min)外圓縱車時的主切削力fc(n)切削功率pc(kw)碳素結(jié)構(gòu)鋼b=650mpa25*25600mm51.274.98838510.4881.075.851168114.77120.974.841622220.24150.685.001467820.79數(shù)控機床常用于半精加工以上的場合，切削用量不會很大，因此選擇表4-1中第二組數(shù)據(jù)

14、設(shè)計，切削功率pc=14.77kw。4.2 選擇電動機4.2.1 初步估算電機所需功率主軸上擬裝一四聯(lián)角接觸球軸承1=0.98，一對雙聯(lián)深溝球軸承2=0.99，故三軸上傳遞的切削功率pc主=pc/(12*2)= 14.77/(0.982*0.99)=15.534kw；三軸上擬裝一三聯(lián)角接觸球軸承，一對深溝球軸承，錐齒輪傳動3=0.97，則pc3=pc主/(123)= /(0.98*0.99*0.97)=16.506kw；二軸上擬裝兩對深溝球軸承，直齒圓柱齒輪4=0.99，則pc2=pc3/ (224)=16.506/(0.992*0.99)=17.011kw；一軸上擬裝一對深溝球軸承，直齒圓柱

15、齒輪傳動，則pc1=pc2/(24)=17.011/（0.99*0.99）=17.356kw；電機通過聯(lián)軸器與一軸聯(lián)接5=0.995，pc電機=pc1/5=17.356/0.995=17.443kw；總效率= pc /pc電機=0.847。為使電動機在1250r/min時仍能獲得獲得所需的輸出功率17.445kw，電動機在1500r/min時的輸出功率應(yīng)為17.445*1500/1250=20.932kw4.2.2 選擇電動機選上海旭普機械制造有限公司生產(chǎn)的vfg系列180b變頻調(diào)速電機，法蘭底座安裝額定功率為22kw。其他參數(shù)：基頻為50hz，恒功率調(diào)速范圍15004500r/min，恒轉(zhuǎn)矩

16、調(diào)速范圍601500r/min，額定轉(zhuǎn)矩142n.mm，接380v三相交流電壓，電機采用形接法。4.3 反算各軸傳遞的功率和恒功率下的最大轉(zhuǎn)矩一軸傳遞的功率p1=p電機*5=22*0.995=21.89kw，由速度圖可知恒功率下電機的最小轉(zhuǎn)速nmin=1500r/min=n1min，故一軸傳遞的最大轉(zhuǎn)矩t1max=9550p1/n1min=9550*21.89/1500=139.366n.m二軸傳遞的功率p2=p1*24=21.89*0.99*0.99=21.454kw，n2min=595r/min,故二軸傳遞的最大轉(zhuǎn)矩t2max=9550p2/n2min=9550*21.454/595=34

17、4.346n.m三軸傳遞的功率p3=p2*224=21.454*0.992*0.99=20.817kw，n3min=140r/min，故三軸傳遞的最大轉(zhuǎn)矩t3max=9550p3/n3min=9550*20.817/140=1420.017n.m主軸傳遞的功率p主=p2*123=20.817*0.98*0.99*0.97=19.591kw，n主min=140r/min，故主軸傳遞的最大轉(zhuǎn)矩t主max=9550p主/n主min=9550*19.591/140=1336.386n.m切削功率pc= p2*122=19.591*0.982*0.99=18.627kw。5 齒輪的設(shè)計及校核（濮良貴和紀

18、名剛，2001）為方便加工，且各齒輪齒數(shù)已定，故所有齒輪均采用同一模數(shù)。5.1 確定設(shè)計公用模數(shù)的齒輪副由設(shè)計公式 式中：m 齒輪模數(shù)，單位為mm； k 載荷系數(shù)； t1 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為n.mm； yfa 齒形系數(shù)； yfa 應(yīng)力校正系數(shù)； d 齒寬系數(shù)； z1 小齒輪齒數(shù)； f許用彎曲應(yīng)力，單位為mpa可知，在其他參數(shù)一致情況下,越大，則該齒輪副所需最小模數(shù)越大。由速度圖可知，只需比較恒功率條件下1500r/min595r/min140r/min線上的各小齒輪。=139366/312=263.452=344346/232=650.938故按齒輪副z3/z4設(shè)計公用模數(shù)。5.2 設(shè)計

19、齒輪副z3/z45.2.1 選擇齒輪類型，材料5.2.1.1 選定類型根據(jù)方案，采用直齒圓柱齒輪傳動。5.2.1.2 選定材料由常用齒輪材料及其力學(xué)特性表，選擇大、小齒輪z3材料為40cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火），齒面硬度為52hrc，齒芯硬度為280hbs。5.2.2 按齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計設(shè)計公式：5.2.2.1 確定式中各計算數(shù)值 （1）試取kt=2 （2）恒功率條件下小齒輪傳遞的最大轉(zhuǎn)矩t3=9550p2/n2min=9550*21.454/595=344346n.mm （3）由圓柱齒輪的齒寬系數(shù)表，兩支承相對小齒輪非對稱不置，取=0.8；（4）由齒輪彎曲疲勞強度極限fe圖查得大、小齒輪

20、彎曲疲勞強度極限fe3=fe4=730mpa；（5）由單班制、壽命10年，按公式n=60njlh式中：n 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)； n 齒輪轉(zhuǎn)速，單位為r/min； j 齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)， n3=60n2minjlh=60*595*1*(1*8*260*10)=0.743*109n4=0.743*109/u=0.743*109/4.174=0.178*109（6）由彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn圖查得，kfn3=0.93，kfn4=0.96（7）求許用彎曲疲勞強度取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1.4,由齒輪的許用應(yīng)力公式f=kfnfe/s得f3=kfn3fe3/s=0.93*7

21、30/1.4=484.93mpaf4=kfn4fe4/s=0.96*730/1.4=500.57mpa（8）查齒形系數(shù)由齒形系數(shù)yfa及應(yīng)力校正系數(shù)ysa表查得,yfa3=2.69，yfa4=2.188（9）查應(yīng)力校正系數(shù)由齒形系數(shù)yfa及應(yīng)力校正系數(shù)ysa表查得,ysa3=1.575, ysa4=1.786（10）計算大、小齒輪并加以比較yfa3ysa3/f3=2.69*1.575/484.93=0.008737yfa4ysa4/f4=2.188*1.786/500.57=0.007813yfa3ysa3/f3按小齒輪計算。5.2.2.2 計算（1）試算模數(shù)mt=3.052mm（2）計算分度

22、圓直徑及圓周速度d3t= mt z3=3.052*23=70.196mmv=d3tn2min/60000=*70.196*595/60000=2.19m/s（3）計算齒寬b=d3t=0.8*70.196=56.157mm（4）計算b/h齒高 h=2.25mt=2.25*3.052=6.867mmb/h=70.196/6.867=10.22（5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=2.1m/s，6級精度，查動在系數(shù)kv值圖得動載系數(shù) kv=1.03； 由使用系數(shù)ka表查得使用系數(shù)ka=1.25；由直齒輪，有kaft/b=2kat3/(bd3t)=2*1.25*344346/(56.157*70.176)=21

23、8.4n/mm100 n/mm，查齒間載荷分配系數(shù)kh、kf表得kh=kf=1.0；由接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)kh的簡化計算公式表查硬齒面、6級精度、小齒輪相對支承非對稱布置，假設(shè)kh1.34，則kh=1.05+0.26*(1+0.6)+0.16*10-3b =1.05+0.26*(1+0.6*0.82)*0.82+0.16*10-3*56.157=1.2891.34合適；由b/h=9.2，kh=1.289查彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)kf圖得kf=1.25；故載荷系數(shù)k=kakvkfkf=1.25*1.03*1.0*1.25=1.609（6）按實際載荷系數(shù)校正所得的模數(shù)，由下式得

24、=2.839mm（7）計算分度圓直徑d3=mz3=2.839*23=65.297mm5.2.3 按齒面接觸強度設(shè)計設(shè)計公式： 式中：d1 小齒輪的分度圓直徑，單位為mm； u 大、小齒輪齒數(shù)比； ze 彈性影響系數(shù)，單位為mpa1/2； h 許用接觸應(yīng)力，單位為mpa5.2.3.1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）由齒輪的接觸疲勞強度極限hlim圖查得大、小齒輪接觸疲勞強度極限hlim3=hlim4=1170mpa；（2）由接觸疲勞壽命系數(shù)khn表得，khn3=0.92，khn3=0.95（3）計算許用接觸應(yīng)力，取安全系數(shù)s=1，由下式得h3=khn3hlim3=0.92*1170=1076.4m

25、pah4=khn4hlim4=0.95*1170=1111.5mpah3按小齒輪計算；（4）由彈性影響系數(shù)ze表查得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8mpa1/2（5）計算載荷系數(shù)kk= kakvkhkh=1.25*1.03*1.0*1.289=1.660（6）齒數(shù)比 u= z4/z3=4.1745.2.3.2 設(shè)計計算計算模數(shù) m=d3/z3=70.059/23=3.046mm。對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取前者并按由接觸強度計算的分度圓重算齒數(shù)就可以滿足兩種強度要求且可使結(jié)構(gòu)緊湊，但由于本設(shè)計中齒數(shù)已定，故取較大模數(shù)并圓整為標準值m=4，同時

26、適當減小齒寬系數(shù)取 d=0.5，由校核公式、，比較dm3，有dm3/(dm3)=0.8*3.0463/（0.5*43）=0.7071，合適。5.2.4 計算幾何尺寸5.2.4.1 計算分度圓直徑d3=mz3=4*23=92mmd4=mz4=4*96=384mm5.2.4.2 計算中心距a=(d3+d4)/2=(92+384)/2=238mm5.2.4.3 計算齒寬b=d d3=0.5*92=46mm取b4=50mm，b3=55mm。5.3 校核齒輪副z1/z2（31/78）5.3.1 選定齒輪類型、材料5.3.1.1 選定類型根據(jù)方案，采用直齒圓柱齒輪傳動。5.3.1.1 選定材料由常用齒輪材

27、料及其力學(xué)特性表選擇大、小齒輪材料均為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs。5.3.2 校核齒根彎曲疲勞強度由強度校核公式進行計算式中：f齒輪的彎曲應(yīng)力，單位mpa5.3.2.1 確定式中個計算數(shù)值（1）d1= z1m=31*4=124mm，取d=0.5，則齒寬b=dd1=dz1m=0.5*31*4=62mm；（2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t1=139366n.mm；（3）確定載荷系數(shù)k由使用系數(shù)ka表查得ka=1.25；由圓周速度v=d1nmin/60000=*124*1500/6000=9.74m/s,6級精度查動載系數(shù)kv值表得動載系數(shù)kv=1.1；由kaft/b=2kat1/(bd1)=2*1

28、.25*139366/(62*124*)=90.63n/mm100n/mm，6級精度，查齒間載荷分配系數(shù)kh、kf表得kh=kf=1.2；由接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)kh的簡化計算公式表查調(diào)質(zhì)齒輪、6級精度、小齒輪相對支承對稱布置，kh=1.11+0.18+0.15*10-3b=1.11+0.18*0.52+0.15*10-3*62=1.164由b/h=b/2.25m=62/(2.25*4)=6.89 ，kh=1.164查彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)kf圖得kf=1.09；故載荷系數(shù)k=kakvkfkf=1.25*1.1*1.2*1.09=1.799（4）查齒形系數(shù)由齒形系數(shù)yfa及

29、應(yīng)力校正系數(shù)ysa表查得,yfa1=2.506，yfa2=2.204；（5）查應(yīng)力校正系數(shù)由齒形系數(shù)yfa及應(yīng)力校正系數(shù)ysa表查得,ysa1=1.63, ysa2=1.766；（6）由齒輪的彎曲疲勞強度極限fe圖查得大、小齒輪fe1=fe2=620mpa；（7）計算大、小齒輪yfaysa并加以比較yfa1ysa1=2.506*1.63=4.08478yfa2ysa2=2.204*1.766=3.914304yfa1ysa1取yfa1ysa1進行校核。（8）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n1=60n1minjlh=60*1500*1*(1*8*260*10)=1.872*109n2=1.872*109/u=

30、0.743*109/2.52=0.743*109（9）由彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn圖查得，kfn1=0.91，kfn2=0.93（10）求許用彎曲疲勞強度取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1.4,由下式得f1=kfn3fe3/s=0.91*620/1.4=403mpaf2=kfn4fe4/s=0.93*620/1.4=411.9mpaf1取許用彎曲疲勞強度f=403mpa5.3.2.2 計算f =2*139366*4.08478/(0.5*43*312)=37mpaf=403mpa，合適。5.3.3 校核齒面接觸疲勞強度由校核公式的變形式計算5.3.3.1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）由齒輪的接觸疲勞

31、強度極限hlim圖查得大、小齒輪接觸疲勞強度極限hlim1=hlim2=730mpa；（2）由接觸疲勞壽命系數(shù)khn圖得，khn1=0.91，khn2=0.92；（3）計算許用接觸應(yīng)力，取安全系數(shù)s=1，由下式得h1=khn1hlim1/s=0.91*730=664.3mpah2=khn2hlim2/s =0.92*730=671.6mpah1按小齒輪計算；（4）由彈性影響系數(shù)ze表查得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8mpa1/2（5）標準直齒輪區(qū)域系數(shù)zh=2.5（6）計算載荷系數(shù)kk= kakvkhkh=1.25*1.03*1.0*1.164=1.499（7）齒數(shù)比 u= z2/z1=7

32、8/31=2.525.3.3.2 計算合適。5.3.4 確定幾何尺寸5.3.4.1 分度圓直徑d1= z1m=31*4=124mmd2= z2m=78*4=312mm5.3.4.2 計算中心距a=(d1+d2)/2=(124+312)/2=218mm5.3.4.3 計算齒輪寬度b=dd1=0.5*124=62mm取b2=65mm，b1=70mm。5.4 校核其余兩對齒輪副同齒輪副z1/z2校核過程對齒輪副z5/z6（88/31）和齒輪副z7/z8（54/65）進行校核，齒輪類型均為直齒輪、材料及熱處理均為40cr調(diào)質(zhì)后表面淬火，校核結(jié)果如下表5-1：表5-1 齒輪副z5/z6（88/31）和齒

33、輪副z7/z8（54/65）的校核結(jié)果齒輪副齒輪號小齒輪轉(zhuǎn)速nmin(r/min)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(n.mm)彎曲疲勞載荷系數(shù)kf接觸載荷系數(shù)kh應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n(*109)許用彎曲強度f (mpa）許用接觸強度h (mpa）z5/z6(88/31)z5(88)16671192582.0632.0280.743484.931076z6(31)2.08468.291053z7/z8(54/65)z7(54)5953443461.7571.7990.743484.931076z8(65)0.618490.141088齒輪副齒形系數(shù)yfa應(yīng)力校正系數(shù)ysayfaysa齒寬系數(shù)d材料彈性影響系數(shù)齒根彎曲

34、強度f(mpa）齒面接觸強度h(mpa）校核結(jié)果z5/z6(88/31)2.2041.7783.9190.5189.8 mpa1/263.62418.51滿足2.691.5754.237z7/z8(54/65)2.3041.7123.9520.385.41431.14滿足2.261.7383.928作上述各齒輪的尺寸表5-2如下：表5-2 齒輪副z5/z6（88/31）和齒輪副z7/z8（54/65）的幾何尺寸 （單位：mm）齒輪副齒輪號分度圓直徑齒寬中心距z5/z6(88/31)z5(88)35265238z6(31)12470z7/z8(54/65)z7(54)21670z8(65)260

35、655.5 設(shè)計錐齒輪副z9/z10(79/79)5.5.1 確定齒輪材料由常用齒輪材料及其力學(xué)特性選擇兩齒輪材料均為20cr（滲碳淬火），齒芯部硬度為300hbs，齒面硬度60hrc。5.5.2 按齒根彎曲強度進行設(shè)計設(shè)計公式式中：r錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)5.5.2.1 確定式中各計算數(shù)值（1）試取kt=2.5（2）恒功率下，齒輪z9傳遞的最大轉(zhuǎn)矩t9= t3max=1420017n.mm（3）取齒寬系數(shù)r=1/3（4）u=1，則分錐角9=10=45zv9=zv10=z9/cos9=79/cos45=111.7，取zv=112（5）查齒形系數(shù)yfa及應(yīng)力校正系數(shù)ysa表得齒形系數(shù)yfa9=2.

36、1704= yfa1（6）查齒形系數(shù)yfa及應(yīng)力校正系數(shù)ysa表得齒形系數(shù)ysa9=1.7996= ysa10（7）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n9=n10=60njlh=60*140*1*(1*8*260*10)=0.175*109，查彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn圖得，kfn9=0.96= kfn10（8）由齒輪的彎曲疲勞強度極限fe圖查得齒輪的彎曲疲勞極限為fe9=fe10=920mpa（9）計算許用彎曲應(yīng)力，取安全系數(shù)s=1.4，由下式得f9=f10= kfn9fe9/s=0.96*920/1.4=630.857mpa5.5.2.2 計算（1）試算模數(shù)，代入數(shù)據(jù)（2）計算圓周速度v9=v10=d9tn9/60

37、000=*3.504*79*140/60000=2.03m/s（3）計算載荷系數(shù)由使用系數(shù)ka表查得ka=1.25由v9=2.03m/s，按7級精度查動載系數(shù)kv圖得kv=1.08取kh=kf=1由軸承系數(shù)khbe表、工業(yè)用、一個兩端支承一個懸臂查得khbe=1.25則 kh=kf=1.5khbe=1.5*1.25=1.875所以， k=kakvkfkf=1.25*1.08*1*1.875=2.53（4）按實際載荷校正模數(shù)，由下式得5.5.3 按齒面接觸強度設(shè)計設(shè)計公式5.5.3.1 確定式中各計算數(shù)值（1）由彈性影響系數(shù)ze表查得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8mpa1/2（2）由齒輪的接

38、觸疲勞強度極限hlim圖查得齒輪hlim9=hlim10=1500mpa（3）由接觸疲勞壽命系數(shù)khn圖查得khn9=0.95=khn10 （4）求許用接觸應(yīng)力，取安全系數(shù)s=1，由下式得h9=h10= khn9hlim9/s=0.95*1500=1425mpa（5）載荷系數(shù)k=kakvkhkh=1.25*1.08*1*1.875=2.535.5.3.2 計算計算模數(shù) m=d9/z9=189.963/79=2.405mm比較計算結(jié)果，取模數(shù)m=3.518mm，并圓整取標準值的m=4mm。5.5.4 計算幾何尺寸5.5.4.1 計算分度圓直徑d9=d10=mz9=4*79=316mm5.5.4.

39、2 計算平均分度圓直徑dm9=dm10=d9(1-0.5r)=316*(1-0.5/3)=263.333mm5.5.4.3 計算錐距5.5.4.4 計算齒寬b=rr=1/3*223.446=74.482mm5.5.5 齒輪的結(jié)構(gòu)齒輪的結(jié)構(gòu)見零件圖。6 軸的設(shè)計及校核（濮良貴和紀名剛，2001；戴曙，1993；艾興和肖詩綱，1994）考慮到四根軸中，主軸的實際支承跨距最大(包括工作臺的厚度、工件的長度),受載最大且復(fù)雜，因此只需對主軸進行校核，主軸能夠滿足強度要求，則其他軸也能滿足。6.1 主軸的設(shè)計6.1.1 主軸上的功率p主、轉(zhuǎn)速n主min和轉(zhuǎn)矩t主max及其他受力p主=p2*123=20.

40、817*0.98*0.99*0.97=19.591kwn主min=nj=140r/mint主max=9550p主/n主min=9550*19.591/140=1336.386n.m=1336386n.mm假設(shè)車削尺寸為600mmx250mm的工件,而工作臺規(guī)格為600mmx120mm，材質(zhì)均為鋼，密度=7800kg/m3,則主軸所受重力為g=gv=7800*9.801*0.32*(0.25+0.12)=8002n。6.1.2 求恒功率、計算轉(zhuǎn)速下，工件所受的切削力主切削力fc=2t主max/d=2*1336386/600=4455n切削速度vc=dn/1000=*600*140/1000=26

41、3.894r/min取進給量為f=0.8mm，由硬質(zhì)合金刀具外圓縱車工件是時的主切削力公式求得背吃刀量ap=4.35mm，則可求得進給力和徑向力由計算式得fp=1196n。得ff=1169n。6.1.3 求作用在錐齒輪上的力錐齒輪10的平均分度圓直徑為dm10=d(1-0.5r)=316*(1-0.5/3)=263.333mm則 ft10= ft9=2t10/dm10=2*1336386/263.333=10150nfr10= fa9= ft10tancos=10150*tan20*cos45=2612nfa10= fr9= ft10tansin=10150*tan20*cos45=2612n

42、圓周力ft10、徑向力fr10及軸向力fa10的方向如圖6-2。6.1.4 初步確定軸的最小直徑 按式子 估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40crni,調(diào)質(zhì)處理。取a0=112則軸上有一個鍵槽，軸徑增大7%，dmin=58.174*1.07=62.217mm，d1-2錐軸段只起定位作用，可比dmin小一些，取大端直徑為40mm，錐度為1:10。受載部分主軸的最小直徑為安裝深溝球軸承處的軸徑取d9-10=65mm（見圖6-1）。6.1.5 主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.1.5.1 主軸上零件的裝配方案主軸上零件的裝配如圖6-1，為便于讀圖，將圖逆時針旋轉(zhuǎn)90度。圖6-1 主軸的結(jié)構(gòu)與裝配6.1.5.2 根據(jù)

43、軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度（1）回轉(zhuǎn)工作臺的厚度為120mm,作為定位錐軸段的長度取其厚讀的1/3，故l1-2=40mm。（2）初步選擇滾動軸承。由于軸向力比較大，故靠近工作臺的一端（即主軸左端）選用單向推力球軸承，查手冊初步選取0基本游隙組、精度等級為p4的單向推力球軸承51222，其尺寸為d*d*b=110mm*160mm*38mm,故d4-5=110mm?？紤]配合關(guān)系，軸承右端應(yīng)略長，取為5mm，則l4-5=43mm。單向推力軸承左端采用軸肩定位，由機械手冊查得51222型軸承的定位軸肩高度為h=15mm，故取d3-4=140mm，取軸肩長度l3-4=20mm。主軸左端采用雙聯(lián)深

44、溝球軸承承受徑向力，考慮51222型軸承的右端定位尺寸為da=130mm可知，深溝軸承的外圈直徑最大為130mm，綜合考慮軸承的承載及與軸的配合尺寸等因素，查機械手冊選取0基本游隙組、精度等級為p4的深溝球軸承6017，其尺寸為d*d*b=85mm*130mm*22mm,故d6-7=85mm。為使右端的套筒定位可靠，6-7段軸縮進2mm，則l6-7=42mm。左端采用軸肩定位，查機械手冊的定位軸肩高度h=3.5mm，則d5-6=92mm，取軸肩長度l5-6=15mm。主軸右端采用雙聯(lián)深溝球軸承，根據(jù)d9-10=65mm 查手冊選取0基本游隙組、p4級精度的深溝球軸承6413，其尺寸為d*d*b

45、=65mm*160mm*37mm。雙聯(lián)軸承左端采用軸肩定位，查手冊得6413型軸承的定位軸肩高度h=6mm,故d8-9=77mm；右端采用圓螺母定位，查手冊選取m65x2的圓螺母（gb/t812-88），其公稱寬度為m=12mm，配合軸段應(yīng)比其略長，取2mm，所以l9-10=88mm。（3）取安裝錐齒輪處軸段直徑為d7-8=80mm。左端與左軸承之間采用套筒定位；右端采用雙圓螺母定位，查手冊選取m80x2型圓螺母(gb/t812-88），其公稱寬度m=15mm。根據(jù)系統(tǒng)安裝關(guān)系取套筒長度為25mm。齒輪輪轂寬度為96mm。所以l7-8=2mm+25mm+96mm+2*15mm+1.5mm=15

46、4.5mm。（4）根據(jù)主軸頭部與回轉(zhuǎn)工作臺的安裝關(guān)系，取2-3軸段直徑為d2-3=120mm，長度為l2-3=40mm。（5）根據(jù)安裝關(guān)系，取l8-9=200mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.1.5.3 軸上零件的周向定位錐齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按d7-8由手冊查的平鍵截面b*h=22mm*14mm（gb1096-79），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm，同時為使齒輪與軸配合緊密及有良好的同心度，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為h6/n5。兩處滾動軸承與軸的周向定位均借助過盈配合來保證，軸的直徑尺寸公差參照有關(guān)規(guī)定選為js4。6.1.5.4 確定軸上的倒角和圓角尺寸參考有關(guān)規(guī)

47、定，取主軸左軸端倒角1.6*45，右端及4-5軸段右端倒角2*45，其余各處倒角為1*45；4-5和6-7軸段左端圓角為r0.8，其余各處圓角均為r1.6。6.2 主軸的校核6.2.1 求軸上的載荷6.2.1.1 確定簡支梁支點，并分析軸的受力首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖6-1作出軸的計算簡圖6-2。取圓錐齒輪平均分度圓處為受力點，假設(shè)雙聯(lián)深溝球軸承受力均勻，則分別取兩對雙聯(lián)深溝球軸承的總寬度中心作為簡支梁的支點，所以l2=100.068mm，l3=311.432mm。則支承跨距為l2+l3=95mm+316.5mm=411.5mm。因此作出軸的計算簡圖并分析軸的受力（見圖6-2a）。6.2.1.2 計算軸各點的受力（1）求鉛垂面內(nèi)軸的受力由圖6-2a、6-2b的受力分析可得fp+fr +fnv2= fnv1 fnv1*(l2+l3)+mf =fp*(l1+l2+l3)+fr*l3 +ma g+ff=fn