毕业设计（论文）-四工位专用机床工作台转位机构和刀具进给机构的设计（全套图纸）

四工位专用机床工作台转位机构和刀具进给机构设计 The Design of Four Station Dedicated Machine Tool Feed Mechanism And Indexing Mechanism 学生姓名 学号 所在学院 班级 所在专业 机械设计制造及其自动化 申请学位 工程学士 指导教师 职称 副指导教师 职称 答辩时间 2015 年 6 月 5 日 目 录 目目 录录 设计总说明 . I INTRODUCTION II 1 绪论 . 1 1.1 专用机床的发展与现状 . 1 1.2 研究的目的及其意义 . 2 2 课题内容及其要求 . 3 2.1 设计要求 . 3 2.2 设计相关参数 . 4 3 机构运动循环图的绘制 . 4 3.1 工艺动作分解数据的计算 . 4 3.2 机构运动循环图 . 5 4 机械总体结构的设计 . 6 4.1 系统传动简图 . 6 4.2 原动机的选用 . 6 4.3 减速机构 . 6 4.4 执行部分总体部局 . 7 5 主要零部件的设计计算 . 8 5.1 减速机构设计 . 8 5.2 齿轮的设计： . 8 5.2.1 齿轮 1 的设计 . 8 5.2.2 齿轮 2 设计 14 5.3 单销四槽槽轮机构设计 21 5.4 凸轮机构的设计 22 5.4.1 进给凸轮机构的设计 22 5.5 轴的设计计算 23 5.5.1 轴的结构设计 23 5.5.2 轴的结构设计 26 5.5.3 轴的结构设计 26 5.5.4 轴的结构设计 27 5.6 键联接强度校核 28 5.6.1 轴上布置的键联接强度校核 28 5.6.2 其余轴上键的强度校核 28 目 录 5.7 滚动轴承寿命验算 28 鸣 谢 30 参考文献 31 全套图纸加全套图纸加 153893706 设计总说明 I 设计总说明 机床是把毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，因此，又被称作为“工 作母机” ，是现代工业发展中不可或缺的重要组成部分。而四工位专用机床由于其结构 简单，加工效率较高，操作简便，一次可完成装夹工件、钻孔、扩孔、铰孔、卸载工件 的工序。而本设计是对四工位专用机床的刀具进给机构及工作台转位机构这两大关键机 构进行设计。 本设计主要完成以下的具体工作： 1、 简要的介绍国内外关于四工位机床的研究背景及相关的发展状况，阐述设计目的及 意义。 2、对给出的设计要求及参数进行分析，参考相关资料，整理资料，为做好设计做准备。 3、对工艺动作分解相关数据进行计算， 绘制机构运动循环图。 4、 对四工位专用机床的刀具进给机构及其工作台转位机构进行总体设计，对比相关方 案，选取最适合的设计方案，并绘制出系统传动简图。 5、 对机床刀具进给机构及工作台转位机构的具体结构进行设计计算，如：齿轮、槽轮、 凸轮、轴、键等进行设计计算。 6、 根据计算结果及数据画出装配图及各具体的零件图。 通过以上设计，最终完成对四工位专用机床工作台转位机构及其刀具进给机构的相关设 计。 关键词：四工位；工作台转位；刀具进给 ABSTRACT II INTRODUCTION Machine tool is the blank into a machine parts processing machine, which is used in making machines, therefore, also referred to as “workhorses“ of modern industrial development is an indispensable part of. The four- station- specific machine tool because of its simple structure, high working efficiency, easy operation, one can complete the workpiece clamping, drilling, reaming, the workpiece unloading process. And this design is a four- station- specific machine tool table feeding mechanism and indexing mechanism design these two key institutions. This design implements the following specific tasks: 1, a brief introduction and abroad about four- station machine tool research background and related developments, describes the purpose and significance of design. 2, the design requirements and parameters given in the analysis, refer to the relevant information, organize information, prepare to make the design. 3, the operation of the decomposition process related data is calculated, the movement cycle diagram drawing mechanism. 4, four- station- specific machine tool table feeding mechanism and indexing mechanism overall design, contrast- related programs, to select the most suitable design, and draw the diagram of the system drive. 5, the machine tool feed mechanism and the table indexing mechanism of concrete structure design calculations, such as: gears, sheaves, cams, shafts, and other key design calculations. 6, according to the results and data to draw assembly drawings and various specific parts diagram. By the above design, the final completion of the four- station dedicated machine table indexing mechanism and tool feed related design institutions. KEYWORDS: FOUR- STATION; WORKTABLE TRANSLOCATION; TOOL FEED 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 1 四工位专用机床工作台转位机构和刀具进给机构的设计四工位专用机床工作台转位机构和刀具进给机构的设计 （机械设计制造及其自动化，201111411613，赖剑超） 指导教师： （刘峰） 毕业设计说明书 1 绪论 1.1 专用机床的发展与现状 专用机床是一种适用于特定零件及其相关一个或多个工序加工地机床，是组成自动 化生产线制造系统不可缺少的机床品种。 1911 年美国制成了专用机床最早组合机床， 当时最主要用途是汽车的零件。 刚刚开 始，各个机床制造厂都有自己的通用部件标准，但是厂与厂之间却没有一个相同的通用 部件标准，为了提高通用部件的互换性，同时也为了方便用户的使用和维修，于 1953 年， 通用汽车公司和美国福特汽车公司经过协商与美国机床制造厂正式地确定了组合机 床的相关通用部件标准化的原则，严格地规定了部件与部件之间的联系尺寸，但是对部 件结构的标准化却未作任何规定，但依旧对组合机床的发展做出了不可磨灭的贡献。 通用部件按功能可以分为以下这五大部分：动力部件、控制部件、输送部件、支承 部件及其辅助部件。 1) 动力部件主要包括以下部分三部分动力箱、切削头和动力滑台，其主要作用是为组 合机床提供主运动以及进给运动，就犹如人体内的心脏，随时随地为机床提供动力。 2) 控制部件主要包括有这些部分电气柜、液压站和操纵台等，它的主要作用是控制机 床的工作循环，以方便于机床连续加工，能够有效地提高机床的加工效率。 3) 输送部件主要有以下几个工作部分组成：环形分度回转工作台、分度回转工作台、 往复移动工作台及其分度鼓轮等，它的主要作用是将主轴箱及其要加工的工件输送 到特定的加工工位，是机床加工不可缺少的重要组成部分。 4) 支承部件则主要有以下部分组成：支架、底座、可调支架、立柱，其主要作用是使 动力滑台、切削头及其夹具等相关部件能够安装到正确的位置，相当于是机床的骨 架，支撑起整个机床的部件，并使有关部件能保持较为精确的相对位置。 5) 辅助部件主要有润滑装置、冷却装置和排屑装置等，其主要作用是对机床的部件进 行润滑，减少部件与部件之间的摩擦；冷却机床部件，防止机床与工件温度过高； 把切削出来的碎屑集中于一处，并排出。 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 2 同时为了加大组合机床的应用范围，可以把结构及其工艺相似的零件集中到一台组 合机床上进行加工（即成组技术） ，以提高机床的利用率，使其也能够在中小批量生产 中也能够得到广泛的使用，而不仅仅是使用于大批量的生产中。这类增大使用范围的机 床较为常见的有这两种转塔式组合机床及其可换主轴箱式组合机床。 为了极大的简化组合机床的结构，使其结构更为紧凑，提高其精度，组合机床的未 来发展方向主要是采用滚珠丝杠及其调速电动机等进行传动；采用数控系统、夹具自动 更换系统， 以提高组合机床的生产效率及工艺可调性， 同时也大大的减少人们的工作量； 同时其未来的发展还可纳入柔性制造系统， 使生产更加的自动化， 大大地节省人力资源。 专用机床是采用多轴、多把刀具、多工序、多处工位同时进行加工,生产效率得到 极大的提高，是通用机床效率高几倍至几十倍。经过一系列的改善，现在专用机床的通 用部件已经进行了一系列的标准化和系列化,可根据工厂自身的需要进行灵活配置,极 大地缩短了机床的设计与制造周期。因此专用机床具有效率高、制造成本低等优点，由 于这些优点，其在中、大批量生产过程中得到了广泛的应用。 专用机床主要用于箱体类零件及其特殊形状零件的加工，一般组合机床的工件不旋 转，刀具旋转，来实现孔的加工、铣削平面、切削内外螺纹、加工外圆和端面等。 1.2 研究的目的及其意义 由于专用机床是一种针对性较强的产品，具有高效自动化、生产效率高等优点，是 需要大批量生产的企业的理想装备。随着制造技术逐步发展及其数控技术的快速普及， 专用机床也逐步朝数控化方向发展，并且发展与普及速度也在逐步加快，因此，专用机 床在制造业中占有较大的比重，并且比重还在不停增长当中，以适应社会生产效率的快 速增长。 专用机床具有以下两个极为鲜明的特征： （1）集成性：用户订购专用机床的最基本要求就是现买现用，它集机床开发设计，夹 具与刀具的开发设计及其选择，加工工艺的设计，检验测量机床是否符合精度要求，切 屑的处理与排出，冷却液的防护与处理等于一体。它所解决的不是单一的一个问题，而 是涉及多领域、宽领域的多个问题。 （2）单一性：专用机床由于针对性比较强，一般只适合特定零件的加工制造，因此， 几乎所有的专用机床都是单一性生产，根据用户所提出的各种针对机床的要求（如：精 度、效率、针对何种零件的加工等） ，进行一次性研究及其开发，然后再进行一次性制 造，并且还要求一次性成功，以节省成本及加快生产效率。 专用机床制造有以下八个特点： （1）技术难度大：由于它集成性非常的高，所涉及的领域极为的宽，而且要求一 次性开发研究，一次性制造，一次性成功，这种种要求大大地加大了专用机床的技术难 度。 （2）经营风险高：专用机床是按照用户要求进行量身定制的，只能是加工一种零 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 3 件，而不像通用机床一样，可进行多种零件的加工制造，因此开发出来的专用机床就只 能适合于某一用户。而且专用机床的技术难度大，而要解决这种种难题并不是一件容易 的事，需要耗费大量的时间与金钱，这不仅加大了专用机床的制造成本，而且还可能在 用户所要求的期限当中，无法完成机床的制造。这些都导致了专用机床的经营风险大大 的提高。 （3）协作困难大：由于是一次性的制造生产，不会像标准零件、通用机床等可进 行大批量生产，所以较少厂家会从事专用机床的零件的开发生产，因此找协作厂家会十 分不易， 一般的厂家的制造水平又不够高， 可能无法满足用户的要求， 而大厂家又太少， 而且零件会供不应求。 （4）技术依赖性强：专用机床和其生产的自动线的设计，工艺的设计，机床的生 产制造，机床的检测研究都需要大量的有经验的技术人员，而当前中国制造业所面临的 一个问题就是有经验的技术人员太少。 （5）利润空间小：大批量生产，中批量生产，小批量生产这些不同的生产模式所 获得的利润差别很大，在国外不同模式下的利润相差不大，而在在中国却相差太远。 （6）技术成长期长：专用机床的设计所涉及的知识面要求十分的广泛，且对专业 知识的要求十分高。而许多厂都都缺乏这方面的人才，而要培养一名合格的技术研发人 员，需要几年的时间。 （7）人员流动困难：由于订单不能够平衡，因此生产量也无法平均，导致不同时 期需要的劳动生产力也不同， 许多企业为了节省成本， 在旺季便大量的招聘一些临时工， 在淡季，则裁掉大量临时工，导致人员流动十分频繁，这就导致这些临时工所学技术多 而不专，导致了企业缺乏大量的有经验，有技术的技工人员。 （8）技术引进困难，与国外合作难：由于专用机床的针对性较强，只能加工特定 零件，这就导致专用机床一次性使用。而现如今，国外为了保持其技术领先的优势，因 此其不愿与国内厂家进行合资，只愿意谈具体项目的合作事宜，导致技术的引进变得困 难重重。 八个特点，即各有关联，又各具特点，但却极大的反应了现在我国专用机床设计制 造所存在的种种问题，这些问题都值得我们去思考与解决。 随着生产技术的不断发展，对生产效率的要求越来越高，因此专用机床的开发与研 究便变得十分的有意义。 2 课题内容及其要求 2.1 设计要求 专用机床工作台总共有四个工作位置，主轴箱安装有三把刀具。当主轴箱每进给一 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 4 次的时候，在四个工位分别完成装、卸工件，钻、扩、铰孔的工作；当刀具退出工件时， 工作台便回转 90，工作台回转完后，主轴箱将再次进给。由此依次循环四次，一个工 件就会完成安装、钻孔、扩孔、铰孔、卸载五个工序。工作台转位机构及其刀具进给机 构具有严格的时间顺序要求，因此采用电动机带动分支并列两套机构的集中驱动方式， 并且由凸轮、齿轮、槽轮等封闭，组成一个组合机构系统。主要研究的内容是确定机床 传动方案，以便于设计刀具的进给机构及其工作台的转位机构的具体结构。 图 2-1 四工位示意图 2.2 设计相关参数 设计参数各数据如表 2- 1： 表 2-1 参数数据表 刀具顶端 距工件表 面距离/mm 快进 距离 /mm 等速 进给 距离 /mm 刀具 接近 工件 切入 量/mm 工件 孔深 /mm 刀具 切出 量 /mm 刀具等 距进给 速度 /(mm/s) 行程 速度 变化 系数 k 工件 装卸 时间 /s 生产 率 /(件 /h) 65 60 55 5 40 10 2 2 10 60 3 机构运动循环图的绘制 3.1 工艺动作分解数据的计算 根据相关参数可计算出各过程所用时间 表 2-2 各过程所用时间列表 单件加工 时间/s 快速进给 时间/s 快速退回 时间/s 等速进给 时间/s 刀具切入 时间/s 切割工件 时间/s 刀具切出 时间/s 60 11.1 21.4 27.5 2.5 20 5 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 5 3.2 机构运动循环图 根据专用机床的相关参数及运动过程可画出机构运动循环图如图 3-1 所示： 图 3-1 机构运动循环图 该专用机床要求刀架进给与退回、工作台的旋转和工作台的定位这三个动作协调运 行，其工作过程如图 3-2： 图 3-2 机床工作运动模型 为防止工件与刀具接触时卡盘旋转，导致工件损坏，因此要求在工件与刀具接触时 工作台固定不动，刀具退出工件到下次接触工件这段时间必须完成工作台的旋转动作， 以防止工件与刀具接触时，工作台旋转，导致工件被破坏。几个动作必须得相互协调， 并且按一定规律来回的往复进行运动。 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 6 4 机械总体结构的设计 4.1 系统传动简图 专用自动机床机构简图如图 4-1： 图 4- 1 系统传动简图 1、摆线针轮减速器 2、电动机 3、进刀圆柱凸轮 4、刀具专用电机 5、主 轴箱 6、刀具 7、工件 8、单销四槽槽轮机构 9、齿轮 2 10、齿轮 1 4.2 原动机的选用 原动机选择 A02 系列电机 A02-5022 三相异步电动机， 其电动机额定功率 P=0.06KW, 而额定转速 n=1400r/min。 4.3 减速机构 经前面的计算，系统的总传动比为 i=n/n5,其中 n5 便是圆柱凸轮所在轴的转速，其 中圆柱凸轮的转速为 1r/min，则总传动比为 i=n/n6=1400/1。 由于总传动较大，所以可选用渐开线行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、谐波传动 减速器及蜗杆减速器等具有较大传动比的减速器。但由于行星齿轮减速器尺寸过大，因 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 7 此会加大机床尺寸； 蜗杆减速器传动效率低、 发热量大； 谐波传动减速器传动功率较低， 因此不太适合，而摆线针轮减速器具有传动比高和效率高、结构较为紧凑、体积较小、 运转时较为平稳、噪声低、寿命长及其容易分解安装等优点，可选择摆线针轮减速器。 综上，减速器型号选择二级直联型卧式摆线针轮减速器：ZWE 0.06-20A-473，电机 输入功率为 0.06kw,机型号：20A，传动比 i=473 4.4 执行部分总体部局 执行机构主要由旋转工件的卡盘与移动刀架这两大部分组成，这两个两大部分的运 动在机床加工零件时， 要保持一定的相对精度， 以保证加工出来的零件满足要求。 所以， 在执行机构设计过程中可分为以下三个部分：进、退刀机构设计、工作台旋转机构和减 速机构设计。进退刀机构的主要设计部分为圆柱凸轮的设计，而圆柱凸轮的设计最主要 的还是圆柱凸轮轮廓线的设计；工作台的设计主要是间歇机构（槽轮机构）的设计及其 计算。 在执行的过程中， 由于原动机所传动出来的速度并非执行机构所需要的速度， 因此， 需要具有一定传动比的减速机构对电动机转速进行减速，以达到执行机构所要求的速 度。下面我们将先大概计算一下减速机构总传动比的确定：刀具位于距离工件 65mm 处 然后快速进给 60mm，于距离工件表面 5mm 开始匀速推进 55mm（其中刀具切入量：5mm， 工件孔深：40mm，刀具切出量：10mm） ，然后再快速返回到距离工件表面 65mm 处，然后 再快速进给，依次循环下去。要求每个小时加工 60 件产品，而一个产品加工出来刚好 是刀具进给与退回的一个来回（即 1 分钟） ，而每加工一个产品，工作台旋转 90。 图 4-2 刀具行程 根据此运动规律， 由此可以计算出凸轮所在轴的转速为 1r/min， 所以减速机构的总 传动比为 i=电动机转速/凸轮所在轴转速=1400/1。 执行机构运动相关协调问题的讨论：由上面运动循环图可知，在工件安装好之后， 刀具进给机构快速的完成快速进给、 匀速进给、 快速返回等这一系列的动作， 而退刀后， 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 8 即工件与刀具不接触的这一段时间，工作台必须旋转到下一个工作位置。而且还需要满 足间歇以及固定这两个工作，因此选用单销四槽轮机构解决协调问题，具体的实现步骤 参考“槽轮机构设计” 。由于进刀机构运动较复杂，所以需要满足工作地几个状态，用 凸轮轮廓线设计的办法较容易满足。轮廓线的设计参考“主要零部件设计计算” 。 5 主要零部件的设计计算 5.1 减速机构设计 传动比分配： 总传动比: 473 2.961400 111 nii i n = 电机减齿 主轴 ；其中：473,2.96ii= 减齿 ，取3i= 齿 5.2 齿轮的设计： 5.2.1 齿轮 1 的设计 已知：输入功率0.06 0.90.054PPkwkw= 电减 ；小齿轮转速3 / minnr= 小 ；齿 数比 u=3;工作寿命 10 年，每年工作 300 天，两班制。 设计计算： 1. 选齿轮类别、精度、材料及其齿数 （1） 选用直齿圆柱齿轮，压力角选为 20。 （2） 专用机床为金属切割机床，参考表 10-1（机械设计） ，选用 6 级精度 （3） 材料的选择：小齿轮的材料硬度要求相对比大齿轮要高，因此，可选用 40Cr（调 质） ，经查其齿面的硬度为 280HBS，而大齿轮的材料选常用材料 45 钢（调质） ， 齿面的硬度为 240HBS。 （4） 选择小齿轮的齿数 1 21z =，则大齿轮的齿数 21 21 363zuz=，取 2 62z = 2. 按照齿面接触疲劳强度进行设计 （1） 试算小齿轮的分度圆直径，即 2 1 3 1 21 HtHE t dH K TZ Z Zu d u + 1) 确定公式中的各参数： 1试选 1.3 Ht K=。 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 9 2计算小齿轮传递转矩。 665 11 9.55 10/9.55 100.054/31.719 10TP nNmmNmm= 3由机械设计 （以下齿轮计算皆是出自于本书）表 10-7 选齿宽系数 1 d = 4由图 10-20 查得的区域系数 2.5 H Z= 5由表 10-5 查得的材料弹性影响系数为 1/2 189.8 E ZMPa= 6由式（10-9）计算小齿轮的接触疲劳强度用重合度系数Z。 * 111 arccoscos/(2)arccos21 cos20 /(212 1)30.909 aa zzh=+=+ = * 222 arccoscos/(2)arccos62 cos20 /(622 1)22.449 aa zzh=+=+ = 1122 (tantan)(tantan)/ 21.270 aa zz =+= 4 0.954 3 Z = 7计算接触疲劳许用应力 H 由图 10-25d 查得小，大齿轮的接触疲劳极限分别为： lim1lim2 700,650 HH MpaMpa= 由式（10-15）计算齿轮的应力循环次数： 6 11 6048.64 10 h Nn jL= 6 21/ 2.926 10NNu= 通过图 10-23 查取其接触疲劳寿命系数 12 1.16,1.22 HNHN KK= 暂取失效概率为 1%、安全系数 S=1，由式 10-14 得： 1 lim1 1 812 HNH H K MPa S = 2 lim2 2 793 HNH H K MPa S = 取 1 H 和 2 H 中值较小者作为齿轮副接触疲劳许用应力，即 2 793 HH MPa= 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 10 2) 算小齿轮分度圆直径 2 1 3 1 21 HtHE t dH K TZ Z Zu d u + =57.988mm （2） 调整小齿轮的分度圆直径 1) 计算实际载荷系数前数据。 1圆周速度 v。 3 11 9.11 10 60 1000 t d n v = m/s 2齿宽 b。 1 57.988 dt bdmm= 2) 算实际载荷系数 H K 。 1通过表 10-2 查得使用系数 1 A K = 。 2根据 3 9.11 10/vm s =、6 级精度及图 10-8 查得动载系数为1.01 v K =。 3齿轮的圆周力。 3 111 2/5.929 10 tt FTdN= 1/ 102.2/100/ At K FbN mmN mm= 查表 10-3 得到齿间载荷分配系数为1 H K = 。 4由表 10-4 使用插值法查得 6 级精度、小齿轮相对轴承成非对称分布时，得到齿向载 荷分配系数位1.407 H K =。由此得到实际载荷系数为 1.421 HAVHH KK K KK = 3) 由式（10-12）可得按实际载荷系数计算得分度圆直径 3 11 59.734 H t Ht K dd K = 及相应齿轮模数 11 /2.844mdzmm= 3. 按照齿根弯曲疲劳强度进行设计 （1） 由式（10-7）算模数，即 1 3 2 1 2 FtFasa t dF K TYY Y m z 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 11 1）确定公式中各参数值 1试选 1.3 Ft K=。 2由式（10-5）算弯曲疲劳强度用重合系数如下。 0.75 0.250.84Y =+= 3计算 Fasa F Y Y 。 由图 10-17 可查得齿形系数 12 2.78,2.28 FaFa YY=。 由图 10-18 可查得应力修正系数 12 1.56,1.74 sasa YY=。 由图 10-24c 可查得小齿轮及大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为： lim1lim2 500,380 FF MPaMPa= 由图 10-22 查得其弯曲疲劳寿命系数为 12 0.98,0.99 FNFN KK=。 选取弯曲疲劳安全系数为 S=1.4，由式（10-14）得： 1lim1 1 350 FNF F K MPa S = 2lim2 2 268.71 FNF F K MPa S = 11 1 0.0124 Fasa F YY = 22 2 0.0149 Fasa F YY = 因为大齿轮 Fasa F Y Y 大于小齿轮的，所以取 Fasa F Y Y = 22 2 0.0149 Fasa F YY = 2）试算模数 1 3 2 1 2 2.333 FtFasa t dF K TYY Y mmm z = （2） 调整齿轮的模数 1）算实际载荷系数前的参数准备。 1圆周速度 v。 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 12 11 1 2.333 2148.995dm zmm= 3 1 1 48.995 3 /7.70 10 60 100060 1000 d n vm s = 2齿宽 b。 1 1 48.99548.995 d bdmmmm= = 3宽高比 b/h。 ()() * 22 10.252.3335.249 at hhcmmmmm =+= += /48.995/5.2499.33b h = 2）算实际载荷系数 F K 。 1根据 3 7.7 10/vm s =，6 级精度与图 10-8 查得动载系数1.01 V K =。 2由 1 54 11 2/2 1.719 10 / 48.9951.684 10 t FTdN=， 1/ 343.7/100/ At K FbN mmN mm=，查表 10-3 查得齿间载荷分配系数1 F K = 。 3由表 10-4 使用插值法查得 1.405 H K =,结合 b/h=9.33 查图 10-13，得1.32 F K =。 则载荷系数为 1 1.01 1 1.321.333 FAvFF KK K KK = = 3）由式（10-13） ，可以得到按实际载荷系数算得的齿轮模数 32.353 F t Ft K mmmm K = 对比计算结果，按齿面接触疲劳强度所计算的模数 m 大于按齿根弯曲疲劳强度所计 算的模数，因为齿轮模数 m 的大小主要取决于由弯曲疲劳强度决定的承载能力，而齿面 接触疲劳强度决定的承载能力，仅和齿轮直径有关，可以取由弯曲疲劳强度计得的模数 2.353mm，并就近圆整成标准值 m=2.5mm，按照接触疲劳强度计得的分度圆直径 1 59.734dmm=，算出的小齿轮齿数为 11/ 23.894zdm=，取 1 24z =，大齿轮齿数为 21 1 3 2472zu z= =，取 2 71z =， 1 z 与 2 z 互为质数。 4. 几何尺寸的计算 （1） 计算分度圆直径如下 11 24 2.560dz mmmmm= 22 71 2.5177.5dz mmmmm= 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 13 （2） 计算中心距 ()() 12 / 260 177.5 / 2118.75addmmmm=+=+= （3） 计算齿轮宽度 1 1 6060 d bdmmmm= = 考虑不可避免安装误差及为了保护设计齿宽 b 和减少材料，一般要将小齿轮略微加 宽（510）mm，即 ()() 1 5106051065 70bbmmmmmm=+=+= 取 1 67bmm=，而让大齿轮齿宽与设计齿宽相等，即 2 60bbmm=。 5. 中心距圆整后的强度校核 上述齿轮副中心距不便于相关零件设计和制造。为此，可以通过调整齿轮传动比、 改变齿轮或者变位法进行圆整。本例用变位法对中心距圆整至 a=120mm。圆整时，以 变位系数及不超出图 10-21a 中推荐合理工作范围为宜。 其它几何参数， 如 12 , ,z z mb等 保持不变。 齿轮变位后，齿轮副相关几何尺寸发生了变化。应重新对齿轮强度进行校核，以明 确齿轮工作能力。 （1） 算变位系数和 1计啮合角、变位系数和、齿数和、齿顶高降低系数及中心距变动系数。 ()arccoscos/21.580aa= 12 247195zzz =+=+= ()() 12 / 20.649xxxinvinvztan =+= ()()/120 118.5 / 20.625yaam= 0.6490.6250.024yxy = 由图 10-21a 可知，当前变位系数和提高了齿轮的强度，但是重合度有所下降。 2确定分配变位系数 12 ,x x 。 由图 10-21a 知，坐标点()/ 2,/ 2zx =（47.5,0.325）位于 L12 线和 L13 线之间。 于这两条线之间做射线，在从横坐标为 1,2 z z 处作垂直线，可查得与射线交点的纵坐标分 别为 12 0.385,0,264xx=。 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 14 （2） 齿面接触疲劳强度的校核 按前述相类似的做法，先计算式（10-10）中各参数。为了节省篇幅，此处仅给出 计算结果： 51/2 11 1.421,1.719 10,1,60,3,2.36,189.8 HdHE KTNmmdmm uZZMPa= 0.874Z=。将它们代入式（10-10） ，得到 1 3 1 21 679.8793 H HHEH d K Tu Z Z ZMPaMPa du + =，查表 10-3 查得齿间载荷分配系数1 F K = 。 3由表 10-4 使用插值法查得 1.408 H K =,结合 b/h=8.53 查图 10-13，得1.32 F K =。 则载荷系数为 1 1.01 1 1.32=1.33 FAVFF KK K KK = 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 19 3）由式（10-13） ，可以得到按实际载荷系数算得的齿轮模数 3 3 1.33 2.8842.906 1.3 F t Ft K mmmmmm K = 对比上述的计算结果，按齿面接触疲劳强度所计算的模数 m 比按齿根弯曲疲劳强度 所计算的模数要大， 所以齿轮模数m的大小主要取决于由弯曲疲劳强度决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度决定的承载能力，仅和齿轮直径有关，可以取由弯曲疲劳强度计得 的模数 2.906mm，并就近圆整成标准值 m=3mm，按照接触疲劳强度计得的分度圆直径 1 95.764dmm=，算出的小齿轮齿数为 11/ 95.764/331.92zdm=，取 1 32z =，大齿轮 齿数为 21 1 zu z=32 1，取 2 33z =， 1 z 与 2 z 互为质数。 4. 几何尺寸的计算 （1） 计算分度圆直径如下 11 32 396dz mmmmm= 22 33 399dz mmmmm= （2） 计算中心距 ()() 12 / 29699 / 297.5addmmmm=+=+= （3） 计算齿轮宽度 1 0.8 9676.8 d bdmmmm= 考虑不可避免安装误差及为了保护设计齿宽 b 和减少材料，一般要将小齿轮略微加 宽（510）mm，即 ()() 1 51076.85 1081.8 86.8bbmmmmmm=+=+= 取 1 85bmm=，而让大齿轮齿宽与设计齿宽相等，即 2 77bbmm=。 5. 中心距圆整后的强度校核 上述齿轮副中心距不便于相关零件设计和制造。为此，可以通过调整齿轮传动比、 改变齿轮或者变位法进行圆整。本例用变位法对中心距圆整至 a=100mm。圆整时，以 变位系数及不超出图 10-21a 中推荐合理工作范围为宜。 其它几何参数， 如 12 , ,z z mb等 保持不变。 齿轮变位后， 齿轮副相关几何尺寸发生了变化。 应重新对齿轮强度进行校核， 以明确齿轮工作能力。 （1） 算变位系数和 1计啮合角、变位系数和、齿数和、齿顶高降低系数及中心距变动系数。 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 20 ()()arccoscos/arccos97.5 cos20/10023.623aa= 12 323365zzz =+=+= ()() 12 / 20.908xxxinvinvztan =+= ()()/10097.5 / 21.25yaam= 0.908 1.250.342yxy = 由图 10-21a 可知，当前变位系数和提高了齿轮的强度，但是重合度有所下降。 2确定分配变位系数 12 ,x x 。 由图 10-21a 知，坐标点()/ 2,/ 2zx =（32.5,0.454）位于 L13 线和 L14 线之间。 于这两条线之间做射线，在从横坐标为 1,2 z z 处作垂直线，可查得与射线交点的纵坐标分 别为 12 0.455,0.453xx=。 经校核其满足齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度要求。 6. 主要设计结论 小齿轮选用材料为 40Cr（调质） ，大齿轮选用材料为 40Cr（调质） 。齿轮按照 6 级 精度设计。 表 5-2 齿轮 2 各参数表 小齿 轮齿 数 大齿 轮齿 数 模数 /mm 压力 角 小齿轮 变位系 数 大齿轮 变位系 数 中心 距/mm 小齿轮 齿宽/mm 大齿轮 齿宽/mm 32 33 3 20 0455 0.453 100 85 77 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 21 5.3 单销四槽槽轮机构设计 图 5-1 单销四槽槽轮机构 由机床整体安装高度 540mm 和其他传动的中心距可得：槽轮机构的中心距为 a=200mm。由机床换位机构的运动要求（每分钟转 90）可知，槽轮的槽数为 Z=4，而 主动拨盘的圆销数 n=1。 由机械零件设计手册表 2.3-5 查得，主动轮运动角 1 2=90，从动轮运动角 2 2=90，槽轮其他相关参数的计算如下： a) 主动曲柄长度： 12 sin200 sin45141.42Rammmm=,取 1=141 Rmm b) 槽轮半径： 22 cos200 cos45141.42Rammmm=，取 2=141 Rmm c) 滚子（圆销）半径： 1/6 141/623.5rRmmmm=，为了方便加工，取 r=20mm d) 槽底高： () ()() () 1 3 5200141203 5(34 36)baRrmmmmmm=+=+=，取 b=35mm e) 槽深： 2 (141 35)106hRbmmmm= 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 22 f) 锁 住 弧 半 径 ：()() 1 14120200.6 0.8105 109 x RRre= =（ 其 中 ()0.6 0.8er=） ，取105 x Rmm= g) 锁住弧张开角：270 = 5.4 凸轮机构的设计 5.4.1 进给凸轮机构的设计 通常直动从动件的圆柱凸轮机构的许用压力角 25 35 =。机构采用几何形状 锁合方式时，回程许用压力角和推程相同。理论轮廓曲线上的任意一点做法线 nn，nn 和 y 轴轴线夹角即为机构的压力角 。因此，基圆柱半径 b R 必须满足： max tan ds d Rb 由此计算得出其半径为 65.43mm。由于主轴箱的总位移为 115mm，所以圆柱凸轮的 行程为 115mm。经过考虑取半径为 80mm，长度取 150mm。 快进行程（0 66.6） ，选用五次多项式曲线，既无柔性冲击也无刚性冲击； 345 234 22223 382.02492.88169.65 3 382.024 492.88169.65 6 382.0212 492.8820 169.65 s v a =+ = + =+ 工进行程()66.6 231.6 ，一次多项式曲线； 37.81 19.10 19.10 0 s v a =+ = = 快回行程()231.6 360 ，正弦加速度曲线，既无柔性冲击也无刚性冲击； () ()() ()() () ()() () ()() 2 2 115 1193 /150 / 107/150sin 2193 /150 / 107/150/ 2 115cos 2193/150 / 107/1501 / 107/150 115 2sin 2193 /150 / 107/150/ 107/150 s v a =+ = = 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 23 图 5-2 凸轮廓线分析图 5.5 轴的设计计算 5.5.1 轴的结构设计 图 5-3 轴 1）轴的功率 P、转速 n、转矩 T P=0.053kw ; n=3r/min ; 65 9.55 101.69 10 P TNmm N = 计算齿轮上的力： 已知轴齿轮分度圆直径60dmm=,= 20，则： 2 5633 t T FN d = tan2050 rt FFN= 2)估算轴的最小直径 轴选用材料：40Cr，调质处理。 由1表 15-3 得 0 112 97A = , 取 0 A =100,则： 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 24 3 min0 26.00 p dAmm n = 由于需要考虑轴上的键槽放大,所以： 0min(1 6%)27.56ddmm+=mm， 取 0 28dmm=， 查表选用 GY4 弹性柱销联轴器 1 1 25 44 /58432003 30 60 J GB T J , 公称扭矩224 a TN m=， 为保证轴和轴端挡圈间有间隙，取轴端长 L=62mm。 初选深沟球轴承 6207 GB/T276 其尺寸为35 72 17dD T=半联轴器用平键 GB/T1096 键10 8 50 连接。 3) 计算轴上的载荷 载荷分析图水平,垂直面由装配图正视受力视角决定，轴弯矩扭矩分析图如图 5-4： （1）水平面支反力和弯矩: 3 1 23 237.5 5633=4467 237.5+62 t NH FL FNN LL = + () 21 5633- 4467=1166 NHtNH FFFNN= 5 12 4467 622.77 10 HNH MFLN mN m= （2）垂直面支反力和弯矩 1 1 21 237.5 20501626 237.562 r NV FL FNN LL = + () 21 2050 1626424 NVrNV FFFNN= 5 12 1626 621.01 10 VNV MFLN mN m= （3） 总弯矩 225 2.95 10 HV MMMN mm=+= 4）校核轴的强度 () 2 2 ca MT W + = 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 25 图 5-4 轴弯矩扭矩分析图 判断危险截面： 由于前三截截面只受扭矩作用，且直径大于要求的最小直径，故前轴的前三截不用 校核。齿轮处虽然应力集中最大，但由于轴径最大，且大很多，所以，也不用校核。 由1表 15-4 查得轴的抗弯截面系数：而第五截轴径不算大，应力集中也较大，故校核 齿轴段。 广东海洋大学 2015 届本科生毕业设计 26 33 33 40 6283 3232 d Wmmmm = 选材料 45 号钢（调质） ，由表 15-1 查得 1 60,MPa