搖臂鉆床說明書

1、 摘摘 要要本次畢業(yè)設計題目是“Z32K 型搖臂鉆床變速箱的改進設計”。Z32K 型搖臂鉆床是許多學校機械加工實習所用的設備，該產(chǎn)品是由前蘇聯(lián)鉆床型號改制而成，已有三十多年的歷史，但近年來，該型號鉆床的生產(chǎn)率降低，經(jīng)濟效益較低，同時伴有工人勞動強度的增大，致使鉆床的使用率下降，經(jīng)調(diào)查分析，主要原因是該產(chǎn)品沒有自動升降系統(tǒng)所致。為改進其使用效果，此次設計主要是對 Z32K 型搖臂鉆床的升降系統(tǒng)進行分析設計與改進，并對鉆床的主要傳動零部件進行設計校核。同時針對其在實際使用過程中出現(xiàn)的一些問題，并在理論分析與計算的基礎上，將其手動升降變?yōu)樽詣由?，然后制定出合理的傳動方案，且選擇合適的原動機作為它的

2、動力源，使改進后的升降系統(tǒng)具有手動和自動升降并存的功能。關鍵詞：變速箱；手動、自動升降系統(tǒng)；搖臂鉆床；直齒錐齒輪；強度校核ABSTRACTThe graduation project entitled The advanced design of the gearbox of Z32K radial drilling machine. Z32K radial drilling machine as the equipment is used in many schools during the practice of machining. This product has been trans

3、formed from the former Soviet Union Drilling models for almost 30 years. However, the use of Z32K radial drilling machine has decreased in recent years because of low productivity of this drilling machine, the lack of economic efficiency on usage of Z32k comparably, and an increase in labors intensi

4、ty during the production. By the research analysis, the reduction of Z32K is because this product has shortage on the automatic lifting system. In order to improve the efficiency of Z32K, the lifting systems of Z32k radial drilling machine will be primarily planed to promote in this time of design.

5、Meanwhile, the main transmission parts of the drilling are going to be reunified. To some problems which occur in actual use, and on the basis of theoretical analysis and calculation, there will develop a proposal to change manual lift to automatic lift. then make the transmission scheme reasonable,

6、 and choose the appropriate engine as the power source of the gearbox, and the lifting of the improved system has manual and automatic lifting the coexistence of function. Keyword:Keyword: transmission；manual operating and automatic fluctuation system； universal radial drilling machine；straight beve

7、l gear；strength cheeks目目 錄錄1 概述概述.11.1 搖臂鉆床的簡介.11.2 搖臂鉆床的發(fā)展趨勢.11.3 搖臂鉆床的加工原理.22 原動機的選擇原動機的選擇.32.1 原動機的運動形式.32.2 原動機的選擇.33 機械傳動方案的擬定與比較機械傳動方案的擬定與比較.54 繪制變速箱中升降系統(tǒng)的傳動機構運動簡圖繪制變速箱中升降系統(tǒng)的傳動機構運動簡圖.85 傳動部分運動及動力分析傳動部分運動及動力分析.95.1 部分傳動連接設計.95.2 傳動比、各軸轉(zhuǎn)速、功率及轉(zhuǎn)矩的計算.95.3 齒輪材料的選擇.115.4 直齒圓錐齒輪的尺寸設計計算及校核.125.4.1 直齒圓錐

8、齒輪各參數(shù)的設計計算.125.4.2 圓錐齒輪的受力分析.135.4.3 直齒圓錐齒輪的結構設計.135.4.4 直齒圓錐齒輪強度校核.145.4.5 圓錐齒輪齒面接觸疲勞強度校核.175.4.6 直齒圓錐齒輪齒根彎曲疲勞強度的校核.175.5 錐齒輪軸機-6 的尺寸設計計算及校核 .185.5.1 錐齒輪軸機-6 輪齒部分主要參數(shù)設計計算 .185.5.2 直齒圓錐齒輪軸機-6 軸端部分設計 .195.5.3 錐齒輪軸機-6 的固定 .205.5.4 錐齒輪軸機-6 軸徑部分的設計計算 .205.5.5 直齒圓錐齒輪軸機-6 軸徑部分的校核 .215.6 機-4 齒輪設計計算及校核 .225

9、.6.1 機-4 齒輪尺寸設計計算 .225.6.2 結構分析.235.6.3 受力分析.245.6.4 機-4 齒輪齒面接觸疲勞強度的校核 .255.6.5 機-4 直齒圓柱齒輪齒根彎曲疲勞強度的校核 .265.7 雙聯(lián)齒輪的設計計算與校核.265.7.1 雙聯(lián)齒輪的結構分析.275.7.2 雙聯(lián)齒輪齒面接觸疲勞強度的校核.285.7.3 雙聯(lián)齒輪齒根彎曲疲勞強度的校核.295.8 四聯(lián)齒輪的參數(shù)計算.305.9 機-2 過渡軸的設計計算.305.9.1 軸的材料及熱處理.305.9.2 軸的結構設計.315.9.3 過渡軸的強度校核計算.325.9.4 過渡軸的軸向及周向固定.366 軸承

10、的選擇與校核計算軸承的選擇與校核計算.376.1 軸承的分類.376.2 滾動軸承的的結構及主要類型.376.3 滾動軸承主要的失效形式.376.4 滾動軸承的計算與校核.387 鍵的選擇和鍵連接強度的校核計算鍵的選擇和鍵連接強度的校核計算.39參考文獻參考文獻.41致致 謝謝.42山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計11 概述概述1.1 搖臂鉆床的簡介 搖臂鉆床是一種用于加工孔的設備。主要對孔加工的類型有：擴孔、鉆孔、鉸孔等。在日常生產(chǎn)中，搖臂鉆床根據(jù)夾緊結構可分為機械式和液壓式，其操作簡單，適用范圍廣，可適用于加工單件批量孔零件。搖臂鉆床由以下七部分組成：搖臂、主軸箱、底座

11、、內(nèi)外立柱、主軸和工作臺等組成。搖臂鉆床主軸箱的橫向調(diào)整位置可由搖臂的導軌控制，搖臂可沿外立柱的圓柱面上下調(diào)整并變化位置，且搖臂及外立柱又可繞內(nèi)立柱轉(zhuǎn)動至不同位置，搖臂鉆床工作時根據(jù)其工作需要可以很方便的調(diào)整主軸至工作臺的位置。對于各主要結構：主軸組件（搖臂鉆床的主軸在加工時可進行兩種運動：旋轉(zhuǎn)運動和軸向進給運動。且主軸的旋轉(zhuǎn)主運動由主軸尾部花鍵經(jīng)齒輪傳動）夾緊機構（對于在孔加工過程中為保證孔的定位精度因而設定夾緊機構，對于搖臂鉆床而言，夾緊機構主要設定在主軸箱與搖臂上，并且同樣也在內(nèi)外立柱上。從結構分析上而言內(nèi)外立柱利用深溝球軸承以及平板彈簧進行作用可以使搖臂輕松轉(zhuǎn)動） 1.2 搖臂鉆床的發(fā)

12、展趨勢搖臂鉆床和大多數(shù)機床一樣，將向數(shù)控自動化、機電一體化和智能化方向發(fā)展。搖臂鉆床在未來的發(fā)展趨向是：應用電子計算機技術并且使機械結構趨于簡單化，同時，提高和擴大機械自動化工作的能力，而且使機床適應柔性制造系統(tǒng)的工作環(huán)境；一方面要提高功率，使機床主運動和進給運動的速度也相應提高。另一方面，要提高機床的相對結構，使其動、靜剛度能用以適應新型刀具的需求同時提高鉆床鉆削的工作效率；最后還要提高機床的加工精度，為今后發(fā)展超精密加工機床作準備工作，以其在電子機械、航天等新型工業(yè)有更加突出的地位。搖臂鉆床在經(jīng)濟的發(fā)展、國家政策的大力支持和上下游產(chǎn)業(yè)振興等的背景下，我國搖臂鉆床的旺盛需求仍將按線性指數(shù)保持

13、高速的增長，并且在未來 5-8 年，我國搖臂鉆床的市場增長率將達到 15%。這必將使我國國產(chǎn)搖臂鉆床系統(tǒng)和相關功能山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計2零部件的市場有很寬廣的發(fā)展市場，這也無疑為我國國內(nèi)搖臂鉆床生產(chǎn)廠商提高自己的技術水平與工藝水平還有擴大市場提供了極好的發(fā)展機遇。1.3 搖臂鉆床的加工原理當電機啟動時，機床主軸開始運動通過調(diào)整換置器官來改變所需要的合適的主軸轉(zhuǎn)速，利用搖臂將鉆頭調(diào)整到所加工零件的正確位置，通過進給量與主軸在其轉(zhuǎn)動一轉(zhuǎn)時軸向的移動量計算，并且利用換置器官來實現(xiàn)被加工零件的進給量，一般情況下，主軸獲得的轉(zhuǎn)速范圍是在 252000r/min 內(nèi)，機床的

14、進給運動變速范圍為0.043.2mm/r。 山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計32 原動機的選擇原動機的選擇原動機對機械的作用毋庸置疑，它就像心臟對人類而言。它是執(zhí)行機構動力的來源而且在很大程度上決定著機器的工作性能和結構特征。因此選擇一個合適的原動機，對搖臂鉆床而言，其作用是不可估量的。 機械系統(tǒng)一般由以下五部分組成，包括：原動機、工作機、傳動裝置、控制操縱部件及其它輔助零部件等。原動機是機械系統(tǒng)的驅(qū)動部分（動力來源：把自然界中其它各種形態(tài)的能源轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能），工作機是機械系統(tǒng)的執(zhí)行部分（向外傳遞動力），傳動裝置則是把原動機與工作機有機的結合起來，（是它實現(xiàn)能量傳遞與運動形

15、式轉(zhuǎn)換不可或缺的重要部分）。2.1 原動機的運動形式 原動機的運動形式，主要是依據(jù)能量轉(zhuǎn)換性質(zhì)進行分類的，具體見下表 2-1：表 2-1 原動機的分類轉(zhuǎn)換性質(zhì)轉(zhuǎn)換性質(zhì)實例實例第一類原動機蒸汽機、柴油機、水輪機、燃氣輪機第二類原動機電動機、液壓馬達、氣動馬達2.2 原動機的選擇根據(jù) Z32K 型搖臂鉆床的工作環(huán)境以及實際工作要求，可以選擇電動機作為其動力來源。電動機較其他動力機有較高的驅(qū)動效率，與被驅(qū)動機的工作機械聯(lián)接結構簡便，且可滿足不同類型機械的加工工作要求。在實際生產(chǎn)過程中由于搖臂鉆床工作環(huán)境的不同，致使電動機的工作環(huán)境也各不相同。在大多數(shù)情況下，搖臂鉆床所處的工作環(huán)境周圍大氣中含有灰塵和

16、水分，為了保證搖臂鉆床可適用于各種環(huán)境，因此需要對電動機的外殼進行保護通常電機外殼的類型有：開啟式、防護式、封閉式、防爆式。因為在實際生產(chǎn)中 Z32K 型搖臂鉆床常處于灰塵較多的場合工作，因此在設計中，電機外殼應選用封閉式，為防山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計4止各類雜物進入電動機內(nèi)部，使電機能正常工作。因此在設計中，電動機型號選擇Y 系列，其型號為：Y112 M-4，額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速可達 1410r/min，額定轉(zhuǎn)矩為 2.2Nm。山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計53 機械傳動方案的擬定與比較機械傳動方案的擬定與比較對于“Z32K 型搖臂鉆

17、床變速箱的改進設計”而言，變速箱的設計最重要的就是機械傳動設計，而機械傳動設計中最重要的就是確定機械傳動的設計方案。根據(jù)機械產(chǎn)品的合理性來擬定設計方案，為達到實際生產(chǎn)中所需要求通過選擇不同的機械傳動方案進行對比，從而選擇最優(yōu)方案。分析比較 Z32K 型搖臂鉆床的實際工作情況，現(xiàn)對搖臂鉆床的手動升降系統(tǒng)進行分析改進，如下所示，現(xiàn)擬出以下三種傳動方案可進行逐一分析并選擇最優(yōu)方案：方案一：改進原來的手動升降系統(tǒng) 手柄圓錐齒輪軸圓錐齒輪 1圓錐齒輪2升降螺母 方案二：改手動升降系統(tǒng)為自動升降系統(tǒng) 新增電動機齒輪 1齒輪 2圓錐齒輪 1圓錐齒輪 2升降螺母 方案三：利用原電機改進為自動升降系統(tǒng) 電機齒輪

18、-3四聯(lián)滑移齒輪-6雙聯(lián)齒輪-機 3齒輪-機 4錐齒輪軸-機 6錐齒輪-7升降螺母表 3-1 各改進后傳動方案性能的分析比較性能指標性能指標具體項目具體項目方案一方案一方案二方案二方案三方案三傳動精度高高高功能升降速度慢快快可調(diào)性好好較好運轉(zhuǎn)速度慢快快工作性能承載能力大較大較大加速度峰值小較大較大噪聲較小小小耐磨性耐磨耐磨耐磨動力性能可靠性可靠可靠可靠山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計6制造性易難易調(diào)整方便性方便不方便方便能耗大小一般一般一般經(jīng)濟性制造費用便宜貴便宜尺寸小小小重量輕重較輕結構緊湊結構復雜性簡單一般一般方案一：升降系統(tǒng)由于是手動升降所以升降時工作量大，工作效率低

19、；且升降手柄太長，操作時動作大，當托板接近變速箱時，升降手柄易碰到鉆床的進給手柄，操作者可能會夾到手，造成安全事故；由于絲杠螺距較大，兩圓錐齒輪傳動時，傳動比雖小，但機床的本體重，升降時費時又費力。方案二：在絲杠端部新裝一個電動機和減速器帶動絲杠轉(zhuǎn)動，升降螺母固定實現(xiàn)自動升降，這是一種傳動的實現(xiàn)自動升降的方法，很多機床都在用，但對于 Z32K型搖臂鉆床來說，雖彌補了自動升降系統(tǒng)帶來的缺點但又派生出其他另外的缺陷：新增一個電動機和減速器不但使總體預算成本增加，而且使機床結構變的更為復雜，安裝變困難，還派生出一些不必要的麻煩。 方案三：利用原電動機作為其動力源，利用主運動傳動系統(tǒng)中，齒輪的嚙合，將

20、電機的動力傳遞至升降螺母上，從而實現(xiàn)升降系統(tǒng)的自動升降。其優(yōu)點為：通過利用上述方案可使成本降低；對于其內(nèi)部附加的零部件而言，其結構簡單；并充分利用了原變速箱的有限空間，使原機床各部分結構布置合理，而且使機床外觀不受影響且操作簡便，機床效率高。 根據(jù)上述方案進行對比分析，選擇第三種方案作為設計方案。山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計7IIIIIIIV圖 3-1 變速箱傳動示意圖山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計84 繪制變速箱中升降系統(tǒng)的傳動機構運動簡圖繪制變速箱中升降系統(tǒng)的傳動機構運動簡圖在繪制傳動機構運動簡圖時，由于實際構件的結構較為復雜，在分析機構運動時

21、，一般不考慮構件的形狀，及一些與運動無關的因素，因此，只需要利用簡單的線條和符號，通過一定比例及相對位置繪制機構圖形。根據(jù)運動簡圖，分析動力與運動時就非常方便了。在繪制傳動機構運動簡圖時，首先要明確機械的實際構造和運動情況，因為，確定原動件和執(zhí)行部分是極為重要的，為將機構運動簡圖表示清楚，視圖平面一般會選擇機械多數(shù)構件所在的運動平面，并且需將機械不同部分的不同視圖展開到同一視圖面上，以方便觀看。且運動簡圖的最終原則是，以能簡單、清楚的把機械結構與運動傳遞情況正確的表達出來。如圖 4-1 所示為： Z32K 型搖臂鉆床改進后變速箱升降系統(tǒng)的傳動機構運動簡圖。III圖 4-1 自動升降系統(tǒng)傳動機構

22、運動簡圖1-電動機；2-軸；3-直齒輪；4-花鍵軸；5-直齒輪；6-四聯(lián)滑移齒輪；7-錐齒輪；8-絲杠；機 1-滑移齒輪；機 2-過渡軸；機 3-雙聯(lián)滑移齒輪；機 4-直齒輪；機 6-錐齒輪軸； 山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計95 傳動部分運動及動力分析傳動部分運動及動力分析5.1 部分傳動連接設計由 Z32K 型搖臂鉆床變速箱裝配圖和升降系統(tǒng)機構運動簡圖可知，升降系統(tǒng)的傳動路線為：電動機2 軸4 軸機-2 過渡軸機-6 錐齒輪軸錐齒輪 7升降螺母。為設計和加工方便，機-6 錐齒輪軸的設計參數(shù)與原沒改進前的圓錐齒輪軸參數(shù)大致相同，只是將齒輪軸末端的彈簧卡環(huán)改為平鍵槽連接，

23、用平鍵與機-4 齒輪連接，使齒輪固定。在改進設計中另將機-3 齒輪設計為雙聯(lián)滑移齒輪，因為，這樣可提高機床的工作效率。先初定機床的升降速度為 1000mm/min，又可知：原有絲桿螺距 P=6，帶動螺母及絲桿運動的圓錐齒輪齒數(shù)為 Z=36，機-6 圓錐齒輪齒數(shù)Z=20。通過計算得出：要求機-6 圓錐齒輪軸的轉(zhuǎn)速 N=240r/min。查表可知電動機的轉(zhuǎn)速 N=1410r/min，與電動機相連的最近的齒輪齒數(shù)為 Z=20（現(xiàn)將其寫成方203Z便以后的計算，以下類同） ，四聯(lián)滑移齒輪的最小齒輪齒數(shù)為=26，現(xiàn)假設機-364Z過渡齒輪設計為單聯(lián)齒輪，則機-6 齒輪的齒數(shù)為 Z=52，現(xiàn)為了能使其正常

24、傳動，則其模數(shù)應該一致，都為 m=2，則機-6 齒輪的分度圓直徑為 d=104mm，現(xiàn)在由于箱體孔內(nèi)壁限于機-6 齒輪的分度圓直徑為 72mm，大于設計齒輪的分度圓直徑，所以現(xiàn)在為了將所設計齒輪能放于箱體中的，則必須將機-3 過渡齒輪設計為雙聯(lián)齒輪，以減少其分度圓直徑。由于花鍵軸、機-2 過渡軸與機-6 圓錐齒輪軸在徑向位置間呈三角形分布，因此機-3 雙聯(lián)齒輪的分度圓直徑在箱體中可作適當?shù)恼{(diào)整以符合其位置要求。5.2 傳動比、各軸轉(zhuǎn)速、功率及轉(zhuǎn)矩的計算已知假定升降速度為 1000mm/min，又知：，203Z545Z，電動機轉(zhuǎn)速 N=1410r/min，電動機功率為2648665860、Z36

25、Z7206機Z4KW，圓錐齒輪的傳遞效率為，圓柱齒輪傳遞效率為，電動機的%951%982轉(zhuǎn)速為，所以：min/14100rn 山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計10min/141002rnn軸3.98995. 0432PP軸=2.7 205424imin/2 .522542014102424rinn軸KWPP9 . 398. 098. 3224軸軸為了使 4 軸轉(zhuǎn)速經(jīng)過渡軸機-2 傳到機-6 錐齒輪軸上，初步確定各齒輪參數(shù)如下表：min/300203661000676rinn機機表 5-1 齒輪參數(shù)名稱名稱齒數(shù)齒數(shù)分度圓直徑分度圓直徑模數(shù)模數(shù)機-3 661322機-3 469

26、22機-438762所以有：1333266624軸機imin/72.20533132 .5222442rinn軸機軸機KWPP82. 398. 09 . 3242軸機 2319463862機機imin/03.249192372.2056226rinn機機機機KWPP72. 398. 098. 3226機機min/35.138362003.24967rinn機KWPP53. 395. 072. 3167機山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計11各參數(shù)確定之后，重新計算的升降速度為：138.35 6=830r/min各軸轉(zhuǎn)矩為：電動機軸： mNNPT09.2714104955095

27、50電2 軸： mNTT96.26995. 009.2732電軸4 軸： mNiTT34.71205498. 096.2624242軸軸機-2 軸： mNiTT47.177133398. 034.7124422軸機軸機機-6 錐齒輪軸： mNiTT67.143231998. 047.17762262機機機機7 錐齒輪： mNiTT68.245203695. 067.143167機各參數(shù)值列表如下：表 5-2 各軸參數(shù)軸號軸號功率功率 KW轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩mN 轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速 r/min傳動比傳動比效率效率電動機427.091410/2 軸3.9826.961410/0.9954 軸3.971.34522.2

28、2.70.98機-2 軸3.82177.47205.722.540.98機-63.72143.67249.631.210.987Z1.335249.28249.281.80.955.3 齒輪材料的選擇由齒輪的失效形式可知，設計齒輪傳動時，應使齒面具有較高的抗齒輪折斷、抗齒面磨損、抗齒面點蝕、抗齒面膠合及抗塑性變形的能力，而齒根要有較高的抗折斷能力。因此，對齒輪材料的基本要求為：齒面要硬，齒芯要韌。在改進設計中，改進后新增的齒輪中，機-6 錐齒輪材料選用 40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為 4855HRC；錐齒輪 7 的材料選用 40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為 4855HRC；直

29、齒輪機-4 的材料選用 20CrMnTi，滲碳淬火，齒面山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計12硬度為 5662HRC；機-3 雙聯(lián)齒輪選用 20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度為5662HRC。機-2 過渡軸材料選用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理及表面淬火，齒面硬度為4855HRC。5.4 直齒圓錐齒輪的尺寸設計計算及校核錐齒輪用于傳遞兩個相交軸之間的運動和動力，其輪齒分布在圓錐面上，齒輪齒形從大端至小端逐漸較小。圓錐齒輪有三種類型：直齒、斜齒和曲齒齒輪。由于直齒圓錐齒輪易于制造，安裝簡單，且適用于低速輕載傳動場合，因此，在改進設計中，錐齒輪 7 選擇直齒圓錐齒輪。5.4.1 直齒圓錐

30、齒輪各參數(shù)的設計計算直齒圓錐齒輪各參數(shù)的設計計算已知：齒數(shù)=36，模數(shù)=2，配對齒輪齒數(shù)=20，模數(shù)=27Z7m6機Z6機m分度圓直徑： 72362777zmd分度圓錐角：293620767arcctgzzarcctg機齒頂高： 2217mhh齒根高： 4 . 22)2 . 01 ()(7mchhf全齒高： 4 . 44 . 2277fhhh頂隙 c： 4 . 022 . 0mcc齒頂圓直徑： 50.7529cos2777hdda齒根圓直徑： 80.6729sin2777ffhdd錐矩： 44.74212627機ddR齒頂角： 54. 1Rharctg齒根角： 85. 1Rharctgff當量

31、齒角： 16.41cos777zZv根錐角： 15.2777ff山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計13頂錐角： 54.3077當量齒輪分度圓半徑：16.41cos2777drv當量齒輪齒頂圓半徑：16.4377hrrvv當量齒輪齒頂壓力角：48.33cosarccos771vvvrr不發(fā)生根切的最少齒數(shù)：15cos)sin/h2(Z2min5.4.2 圓錐齒輪的受力分析圓錐齒輪的受力分析直齒錐齒輪齒面上所受的法向載荷，通常都視為集中作用在平均分度圓上，nF為方便計算，假定載荷沿齒寬均勻分布，且載荷集中作用在齒寬中點節(jié)線處的法向平面內(nèi)，與圓齒輪一樣，將法向載荷分解為切于分度圓錐

32、面的周向分力（圓周力）nF，及垂直于分度圓錐母線的分力，再將力分解為徑向分力及軸向分力tFFF7rF，則小錐齒輪輪齒上所受各力的大小分別為：7aF （5-1）777)5 . 01 (2dTFRt= （5-2）777costgFFtr6機aF= （5-3）777sintgFFta6機rF （5-4）cos/7tnFF計算結果如下所示：NdRbTdTFRt87.17881072)44.74205 . 01 (75.552)5 . 01 (2)5 . 01 (23777777NtgtgFFtr46.56929cos2087.1788cos777 NtgtgFFta66.31520sin2087.17

33、88sin777NFFtn68.190320cos/87.1788cos/75.4.3 直齒圓錐齒輪的結構設計直齒圓錐齒輪的結構設計山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計14直齒圓錐齒輪結構設計如下圖 5-1 所示，各參數(shù)設計見零件圖（YBZC-04）圖 5-1 直齒圓錐齒輪5.4.4 直齒圓錐齒輪強度校核直齒圓錐齒輪強度校核如上所述，和均是作用在圓錐齒輪上的名義載荷。在實際工作中，還應nFtFrF該考慮原有動力機和工作機的振動和沖擊，輪齒嚙合過程中產(chǎn)生的動載荷。由于制造安裝誤差或者受載后輪齒產(chǎn)生的彈性變形以及軸套、軸承箱體的變形，使得載荷沿齒寬方向分布均勻，同時嚙合的各輪齒之間

34、載荷分布不均勻等等。為此，應該將名義載荷乘以載荷系數(shù)，作為計算載荷，進行齒輪的強度計算時，按計算載荷進行計算，與圓周力對應的計算載荷為： （5-5）ttcFKF式中：載荷系數(shù) （5-6）KKKKVA式中：使用系數(shù)，是考慮齒輪嚙合時外部因素引起的附加載荷影響的系數(shù)。AK常用值可參考下表 5-4：山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計15表 5-4 使用系數(shù)AK工作機的工作機的工作特性工作特性電動機、均速轉(zhuǎn)動的電動機、均速轉(zhuǎn)動的汽輪機、燃氣輪機汽輪機、燃氣輪機蒸汽機、燃氣輪機液蒸汽機、燃氣輪機液壓裝置壓裝置多缸內(nèi)燃機多缸內(nèi)燃機單缸內(nèi)燃機單缸內(nèi)燃機均勻平穩(wěn)1.001.101.251.5

35、0輕微沖擊1.251.351.501.75中等沖擊1.501.601.752.00嚴重沖擊1.751.852.002.25注：表中所列值僅適用于減速傳動；若為增速傳動，值約為表值的 1.1AKAK倍。當外部機械與齒輪裝置間有撓性連接時，通常值可適當減小。AK 我在設計時取=1。AK動載系數(shù)，是考慮齒輪嚙合過程中因嚙合誤差所引起的內(nèi)部附加動載荷VK對輪齒受載的影響。常用值可參考下表 5-5：表 5-5 使用系數(shù)VK類型類型取值范圍取值范圍直齒圓柱齒輪1.051.4斜齒圓柱齒輪1.021.2直齒錐齒輪1.11.4注：齒輪精度低速度高時，取大值；反之取小值。VK我在設計時取=1.3。VK齒向載荷分布

36、系數(shù)，是考慮由于軸的變形和齒輪制造誤差等引起的載荷沿K齒寬方向分布不均勻的影響。常用值可參考下表 5-6：山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計16表 5-6 使用系數(shù)K類型類型 取值范圍取值范圍直齒圓柱齒輪兩輪之一為軟齒面11.2直齒圓柱齒輪兩輪均為硬齒面1.11.35直齒圓錐齒輪 1.11.35注：寬徑比 B/d1較小、齒輪在兩支承中間對稱布置、軸的剛性大時，取小K值；反之，取大值。我在設計時取=1.2。K齒間載荷分配系數(shù)，是考慮同時嚙合的各對齒輪輪齒間載荷分配不均勻的K影響。常用值可參考下表 5-7表 5-7 使用系數(shù)K類型類型 取值范圍取值范圍直齒圓柱齒輪 11.2斜齒圓

37、柱齒輪齒輪精度高于 7 級（含 7 級）11.2斜齒圓柱齒輪齒輪精度等級低于 7 級1.21.4直齒圓錐齒輪 1.21.4注：齒輪制造精度等級低、齒面為硬齒面時，取大值；精度等級低、齒面為K軟齒面時，取小值。K我在設計時取=1。K 因此=1.25 1.3 1.2 1=1.95KKKKKVA山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計17圓周力對應的計算載荷為：=1.951788.87=3488.29ttcFKF5.4.5 圓錐齒輪齒面接觸疲勞強度校核圓錐齒輪齒面接觸疲勞強度校核1.確定齒面接觸疲勞強度查機械設計P210 頁圖 10-21e 得=1100MPa。由圖 10-19 可取得圓

38、錐齒limH輪接觸疲勞壽命系數(shù)為=0.90，取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1。HNK所以：0.91100=990 MPaSKHHNHlim2.驗算齒面接觸疲勞強度條件計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=51335.85Nmm61055. 9T28.24934. 1確定載荷系數(shù) K=1.95查機械設計P201 頁圖 106 可知=，EZMPa8 .189對于的直齒錐齒輪，=2.5 20HZ齒輪齒寬 bR/3，所以齒寬取 10所以，齒面接觸應力： ubduTKZZEHH27) 1(2822.38MPMP8 . 17210) 18 . 1 (85.5133595. 128 .1895 . 22H因此，圓錐齒輪

39、齒面接觸疲勞強度符合設計要求。5.4.6 直齒圓錐齒輪齒根彎曲疲勞強度的校核直齒圓錐齒輪齒根彎曲疲勞強度的校核1.確定許用齒根彎曲疲勞強度查機械設計 P208 頁圖 10-20C 可知，直齒圓錐齒輪的彎曲疲勞強度極限為=500MPlimF山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計18查機械設計 P206 頁圖 10-18 可知，取直齒圓錐齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)為85. 0FNK取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，所以：303.57 SKFFNFlim4 . 150085. 0MPa2.驗算齒根彎曲疲勞強度條件工作轉(zhuǎn)矩=51335.85Nmm61055. 9T28.24934. 1確定載荷系

40、數(shù) K=1.95，齒形系數(shù)=2.44，應力校正系數(shù)=1.654FaYSaY又 ，dTFt2zdm 280.56MP654. 144.22721085.5133595. 12211SaFaFYYbdmTK F由上述計算可知，齒輪的齒根彎曲疲勞強度符合設計要求，故安全。5.5 錐齒輪軸機-6 的尺寸設計計算及校核5.5.1 錐齒輪軸機錐齒輪軸機-6 輪齒部分主要參數(shù)設計計算輪齒部分主要參數(shù)設計計算已知：齒數(shù)=20，模數(shù)=2 ，配對齒輪齒數(shù)=36，模數(shù)=26機Z6機m7Z7m分度圓直徑： 40202666機機機zmd分度圓錐角：612036676arcctgzzarcctg機機齒頂高： 2216mh

41、h機齒根高： 4 . 22)2 . 01 ()(6mchhf機全齒高： 4 . 44 . 2266機機fhhh頂隙 c： 4 . 022 . 0mcc齒頂圓直徑： 94.4161cos2666機機機hdda齒根圓直徑： 07.3661sin2666機機機ffhdd錐矩： 4397.74212727ddR山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計19齒頂角： 71. 1Rharctg齒根角： 05. 2Rharctgff當量齒角： 253.41cos666機機機zZv根錐角： 2145.5966機機ff頂錐角： 4714.6266機機當量齒輪分度圓半徑：253.41cos2666機機機

42、drv當量齒輪齒頂圓半徑：253.4366機機hrrvv當量齒輪齒頂壓力角：458.62cosarccos666機機機vvvrr5.5.2 直齒圓錐齒輪軸機直齒圓錐齒輪軸機-6 軸端部分設計軸端部分設計直齒圓錐齒輪軸機-6 軸端部分設計的目的是合理確定直齒圓錐齒輪軸軸端部分的外部輪廓及各部分尺寸。因為影響直齒圓錐齒輪軸軸端部分結構設計的因素很多，因此其軸端部分沒有標準的結構類型，所以在滿足其規(guī)定的功能要求和設計約束的前提下，其結構設計方案具有很大的靈活性，設計時應多加考慮如下因素：1.便于軸上各零件（如軸承等）的裝拆和調(diào)整） ；2.保證軸承上的各零件的定位和固定可靠；3.具有良好的加工工藝性；

43、4.力求結構合理，應力集中小，工作能力強，節(jié)約材料和減輕重量?；谏鲜鲆?，直齒圓錐齒輪軸的結構設計如下圖 5-2 所示，各參數(shù)設計見零件圖（YBZC-05） 。山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計20FF圖 5-2 錐齒輪軸5.5.3 錐齒輪軸機錐齒輪軸機-6 的固定的固定為了保證裝配質(zhì)量，機-6 齒輪軸與手動升降系統(tǒng)的齒輪軸的軸心中心等高。由于錐齒輪軸機-6 的徑向受載荷一般，所以由滾動軸承支承其軸向位置，軸向位置則由卡環(huán)固定，周向位置由平鍵固定。5.5.4 錐齒輪軸機錐齒輪軸機-6 軸徑部分的設計計算軸徑部分的設計計算1.初步確定軸的最小直徑查機械設計P370 頁表 15

44、-3，取=105，于是得0A10525.83mm3660min機機nPAdmm363.24972. 32.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（結構如圖 5-2）1）裝圓柱齒輪部分的直徑取 d=22，長度 L=162）第二段軸徑的直徑部分取 d=40，長度 L=503）第四段軸徑部分的直徑取 d=60，長度 L=42山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計215.5.5 直齒圓錐齒輪軸機直齒圓錐齒輪軸機-6 軸徑部分的校核軸徑部分的校核1.按扭轉(zhuǎn)強度條件校核設軸在扭轉(zhuǎn) T 的作用下產(chǎn)生切應力，對圓形截面的實心軸，其截面上的扭轉(zhuǎn)切應力為：=26.35MPa=35MPa （5-7a

45、）TWT63.249222 . 072. 31055. 92 . 01055. 93636ndP式中：軸的扭轉(zhuǎn)切應力，MPa；T軸所受的扭矩，Nmm；軸的抗扭截面系數(shù)，0.2,；TWTW 3d3mmP軸傳遞的功率，kw；n軸的轉(zhuǎn)速，r/min；d計算截面處軸的直徑，mm；材料的許用扭轉(zhuǎn)切應力，MPa。查機械設計P370 頁表 15-3，可知45 鋼的=3555MPa。如上所求，顯然扭轉(zhuǎn)強度滿足設計要求。1）求軸上的載荷= =620NdT2Ft121072. 323=225.67N20tgFFtr=659.788NcosFFtn2）求支座反力及彎矩圖H 面：=620NHRtF=14700NmmH

46、M24HRV 面：=225.67NVRrF=5350.1 NmmVM24VR合成彎矩 M：15643.32 Nmm22VHMMM山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計22扭矩 T：T=143.67 Nmm2.按彎扭合成強度條件校核軸的強度在進行校核時，一般只校核軸上承受最大彎矩和最大扭矩且截面面積最小處軸段的強度，由（5-7a）及所求數(shù)據(jù)可知，由可知當軸為單向旋轉(zhuǎn)時，軸所受的扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，因此取=0.6，則軸的計算應力為： （5-122WTMca7b）式中：軸的計算應力，單位為 MPa；caM軸所受的彎矩，單位為 Nmm；T軸所受的扭矩，單位為 Nmm；W軸的抗彎截

47、面系數(shù)，單位為，可查機械設計P373 頁表 15-3mm4；軸在對稱循環(huán)變應力作用下時軸的許用彎曲應力，其值可查機1械設計P362 頁，按表 15-1 選用；=MPa=8.9MPaWTMca22322261 . 067.1436 . 032.15643由前可知直齒圓錐齒輪軸的材料選擇為 40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)、表面淬火，則由機械設計P362 頁，表 15-1 可查得=70MPa。1由上述計算可知，故直齒圓錐齒輪按彎扭合成強度條件校核時ca1符合條件，故安全。5.6 機-4 齒輪設計計算及校核5.6.1 機機-4 齒輪尺寸設計計算齒輪尺寸設計計算由表 5-1 可知，機-4 齒輪齒數(shù) z=38，模數(shù)

48、m=2 機-4 齒輪選漸開線標準直齒圓柱齒輪直齒圓柱齒輪分度圓直徑：76238 mzd山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計23直齒圓柱齒輪齒頂高： 2mhh直齒圓柱齒輪齒根高： 5 . 2m)ch(hf直齒圓柱齒輪齒全高： 5 . 42*mchha直齒圓柱齒輪頂隙 c： 5 . 0225. 0mcc直齒圓柱齒輪齒頂圓直徑： =80hdd2直齒圓柱齒輪齒根圓直徑： 715 . 2276.2ffhdd直齒圓柱齒輪基圓直徑： 42.7120cos ddb直齒圓柱齒輪齒距： 28. 6 mp直齒圓柱齒輪齒厚： 14. 32ms直齒圓柱齒輪齒槽寬： 14. 32pe標準中心距： 8422

49、1zzma各數(shù)據(jù)如下表 5-8 所示：表 5-8 齒輪設計參數(shù)名稱參數(shù)名稱參數(shù)齒數(shù)38齒頂圓直徑80模數(shù)2齒根圓直徑71壓力角20齒高4.5分度圓直徑76基圓直徑71.42齒頂高2齒距6.28頂隙0.5齒厚3.14齒根高2.5齒槽寬3.14標準中心距845.6.2 結構分析結構分析機-4 直齒圓柱齒輪結構設計如下圖 5-3 所示，各參數(shù)設計見零件圖（YBZC-06） 。山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計24圖 5-3 直齒圓柱齒輪5.6.3 受力分析受力分析對輪齒上的作用力進行分析是進行齒輪承載能力的計算、設計支承齒輪的軸以及選用軸承的基礎。工程上為了簡化計算，常把作用在齒面

50、上沿齒寬接觸線上分布的全部作用力用一個作用在齒寬中點處的集中力來代替。當潤滑較好時，可以忽略接觸面上的摩擦力的影響，該集中力即法向載荷，它的方向是沿著兩齒廓接觸點nF的公法線方向，即嚙合線方向。法向載荷在節(jié)點處可以分解為兩個相互垂直的分nF力，圓周力和徑向力（單位均為 N） ，其計算公式分別為：tFrF （5-8）dT2Ft （5-9）20tgFFtr （5-10）cosFFtn式中：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nmm；T 小齒輪的節(jié)圓直徑，對標準齒輪即為分度圓直徑，mm；d山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計25 嚙合角，對標準齒輪， 20計算結果為：NdTFt79.37802NtgF

51、Ftr09.137620 NFFtn40.4023cos5.6.4 機機-4 齒輪齒面接觸疲勞強度的校核齒輪齒面接觸疲勞強度的校核由公式（5-6）及表（5-4） （5-5） （5-6） （5-7）可知，取值=1.25，=1.3，AKVK=1.2，=1.1，所以機-4 齒輪的載荷系數(shù)=2.145KKKKKKVA圓周力對應的計算載荷=2.4153780.79=9130.60ttcFKF1.確定齒面接觸疲勞強度查機械設計P210 頁圖 10-21e 得=1600MPa。limH計算應力循環(huán)次數(shù)：=60249.63(2830015)= hnjLN6091008. 1由機械設計P210 頁圖 10-19

52、 可知，取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.97，取失效HNK概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，所以：0.971600=1552MPaSKHHNHlim2.驗算齒面接觸疲勞強度條件齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=9.55247275Nmm61067.14372. 3確定載荷系數(shù) K=2.145查機械設計P201 頁圖 106 得=，EZMPa8 .189對于的直齒圓柱齒輪，=2.5 20HZ齒輪齒寬 b=d=0.176=7.6，取 b=10d所以，齒面接觸應力山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計26 ubduTKZZEHH27) 1(21548.95MPMP83. 07610) 183. 0(2472

53、75145. 228 .1895 . 22H由上述計算可知，其齒面接觸疲勞強度滿足設計要求。5.6.5 機機-4 直齒圓柱齒輪齒根彎曲疲勞強度的校核直齒圓柱齒輪齒根彎曲疲勞強度的校核1.許用齒根彎曲疲勞強度的校核查機械設計P288 頁圖 10-20d 可知，齒輪的彎曲疲勞強度極限為=1000MPlimF查機械設計P206 頁圖 10-18，由應力循環(huán)次數(shù)可取得齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)，取齒輪彎曲疲勞安全系數(shù)為 S=1.285. 0FNK所以： 708.33MPaSKFFNFlim2 . 1100085. 02.驗算齒根彎曲疲勞強度條件工作轉(zhuǎn)矩 T=9.55247275Nmm61067.14372

54、. 3確定載荷系數(shù) K=1.95，齒形系數(shù)=2.42，應力校正系數(shù)=1.662FaYSaY又 ，dTFt2zdm 671.53662. 142.227610247275145. 22211SaFaFYYbdmTK F由上述計算可知，齒輪齒根彎曲疲勞強度滿足設計要求，故安全。5.7 雙聯(lián)齒輪的設計計算與校核雙聯(lián)齒輪的兩齒輪均為漸開線標準圓柱齒輪，其主要設計參數(shù)如下表 5-9 所示：山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計27表 5-9 雙聯(lián)齒輪設計計算基本參數(shù)基本參數(shù)機機-3 齒數(shù)齒數(shù) 45 機機-3 齒數(shù)齒數(shù) 37 模數(shù)模數(shù) m 均為均為 2配對齒輪參數(shù)機-3 、配對齒輪齒數(shù)分別為

55、 26 和 38，模數(shù) m 均為 2；名稱符號計算公式機-3 機-3 分度圓直徑dd=mz9074中心距aa=)dd(21217175齒頂高hmhh22齒根高fhm)ch(hf2.52.5全齒高hfhhh4.54.5齒頂圓直徑adhdda29074齒根圓直徑fdffhdd28668基圓直徑bdcosddb82.6965.78齒距PP=m6.286.28齒厚SS=m/23.143.14槽寬eE=m/23.143.14頂隙Cmcc0.50.5基圓齒距bpcos20bpm5.905.905.7.1 雙聯(lián)齒輪的結構分析雙聯(lián)齒輪的結構分析雙聯(lián)齒輪結構設計如下圖 5-4 所示，各參數(shù)設計見零件圖（YBZC

56、-07） 。山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計28圖 5-4 雙聯(lián)圓柱齒輪5.7.2 雙聯(lián)齒輪齒面接觸疲勞強度的校核雙聯(lián)齒輪齒面接觸疲勞強度的校核1.確定齒面接觸疲勞強度查機械設計P210 頁圖 1021e 得=1300MPa。limH計算應力循環(huán)次數(shù)：=60205.72（2830015）=8.9hnjLN60810由圖 10-19 可取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.96，取失效概率為 1%，安全系數(shù)HNKS=1，所以：0.961300=1248 MPaSKHHNHlim2.驗算齒面接觸疲勞強度條件齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=9.55205561.5Nmm61047.17782. 3計算同上

57、，確定載荷系數(shù) K=2.145查機械設計P201 頁圖 106 得=，EZ218 .189 MPa對于的直齒圓柱齒輪，=2.5 20HZ山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計29齒輪齒寬 b=10所以，齒面接觸應力 ubduTKZZEHH27) 1(21077.22MPaMPa39. 08810) 139. 0(5 .205561145. 228 .1895 . 22H因此，齒面接觸疲勞強度滿足設計要求。5.7.3 雙聯(lián)齒輪齒根彎曲疲勞強度的校核雙聯(lián)齒輪齒根彎曲疲勞強度的校核1.許用齒根彎曲疲勞強度的確定查機械設計 P208 頁圖 10-20d 可知，直齒圓柱齒輪的彎曲疲勞強度極

58、限為=800MPlimF查機械設計 P206 頁圖 10-18，由應力循環(huán)齒數(shù)可知，齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)為85. 0FNK取齒輪彎曲疲勞安全系數(shù)為 S=1.4所以：485.71MPaSKFFNFlim4 . 180085. 02.驗算齒根彎曲疲勞強度條件工作轉(zhuǎn)矩 T=9.55205561.5Nmm61047.17782. 3確定載荷系數(shù) K=1.95，齒形系數(shù)=2.56，應力校正系數(shù)=1.742FaYSaY又 ，dTFt2zdm 425.61742. 156.2288355 .205561145. 22211SaFaFYYbdmTK F因此，齒根彎曲疲勞強度滿足設計要求。山西大同大學煤炭工程

59、學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計305.8 四聯(lián)齒輪的參數(shù)計算表 5-10 四聯(lián)齒輪參數(shù)設計計算名稱名稱符號符號計算公式計算公式機機 61機機 62機機 63機機 64分度圓直徑dd=mz5296132116齒頂高hmhh2222齒根高fhm)ch(hf2.52.52.52.5全齒高hfhhh4.54.54.54.5齒頂圓直徑adhdda256100136120齒根圓直徑fdffhdd24791127111基圓直徑bdcosddb48.8690.21124.04109齒距PP=m6.286.286.286.28齒厚SS=m/23.143.143.143.14槽寬eE=m/23.143.143.

60、143.14頂隙Cmcc0.50.50.50.5基圓齒距bpcos20bpm5.905.905.905.90 四聯(lián)齒輪的四個齒輪均為漸開線標準圓柱齒輪，如上表所示即為四聯(lián)齒輪各輪齒的參數(shù)設計。5.9 機-2 過渡軸的設計計算軸的結構設計包括定出軸的合理外形和全部結構尺寸。設計時，必須針對不同情況進行具體的分析。軸應滿足的結構條件是：軸和裝在軸上的零部件要有準確的相對工作位置；軸上的零件應便于拆裝調(diào)整；軸應具有良好的制造工藝性等。5.9.1 軸的材料及熱處理軸的材料及熱處理軸的材料最常用的是碳鋼和合金鋼。由于碳鋼比合金鋼便宜，且碳鋼對應力集山西大同大學煤炭工程學院 2014 屆本科生畢業(yè)設計31