车床多级齿轮主传动系统设计

毕毕业业设设计计 论论文文 车床多级齿轮主传动系统的设计 学学 号 号 姓姓 名 名 专专 业 业 机械设计制造及其自动 化 系系 别 别 机械工程系 指导教师 指导教师 XXX 讲师 XXX 副教授 二二 一五年五月一五年五月 摘摘 要要 本文研究的主要是车床多级齿轮主传动系统的设计 这类主传动系统的设计 可用于以适应当前我国机床工业发展的现状 具有一定的经济效益和社会效益 本次设计主要包括根据一些原始数据 其中包括机床电机的满载功率 最高 转速等 结合实际条件和情况对车床一些参数进行拟定 再根据拟定的参数 进 行传动方案的比较 确定传动方案 绘制出此主传动的机构图 并进行主轴的设 计 本文运用大学所学的知识 提出了车床的结构组成 工作原理以及主要零部 件的设计中所必须的理论计算和相关强度校验 构建了车床总的指导思想 从而 得出了该 车床的优点是高效 经济 并且加工精度高 运行平稳的结论 关键词 车床多级齿轮主传动系统 参数 工作原理 结论 i ABSTRACT This paper is mainly about the main drive system of 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 Key word machine vertical main driving system clamping workpice main axie ii 目目 录录 摘摘 要要 I ABSTRACT II 目目 录录 III 绪论 1 1 总体设计方案拟定 1 1 1 拟定主运动参数 3 1 2 运动设计 5 1 3 动力计算和结构草图设计 7 1 4 轴和齿轮验算 10 2 参数拟定 16 2 1 车床主参数和基本参数 17 2 2 各级转速确定 17 3 主传动机构设计 18 3 1 拟定主传动方案 20 3 2 传动方案的比较 20 3 3 各级传动比的计算 22 3 4 各级转速的确定方法 23 4 主轴的动力计算 24 5 主轴的设计和验算 25 5 1 主轴的结构设计 26 5 2 主轴的强度校核 27 结结 论论 28 致致 谢谢 29 参参考考文文献献 30 0 绪论绪论 这次毕业设计中 我所从事设计的课题是车床多级齿轮主传动系统的设计 此 类车床属于经济型中档精度机床 这类机床的传动要求采用手动与电控双操纵方 式 在一定范围内实现电控变速 总体的设计方案就是对传动方案进行比较 绘 出转速图 对箱体及内部结构进行设计 包括轴和齿轮的设计 校核等 由于机械工程的知识总量已经远远超越个人掌握所有 一些专业知识是必不 可少的 但是过度的专业知识分割 使视野狭隘 可以多多参加技术交流 和参 加科研项目 缩小范围 提升新技术的进步和整个块的技术 提高外部条件变化 的适应能力 封闭的专业知识的太狭隘 考虑的问题太特殊 在工作中协调困难 不利于自我提高 因此 自上世纪第二十年代末 出现了一体化的趋势 人们越 来越重视基础理论 拓宽领域 对专业合并的分化 机械工程可以增加产量 提 高劳动生产率 提高生产的经济效益为目标 并研制和发展新的机械产品 在未 来 新产品的开发 降低资源消耗 清洁的可再生能源 成本的控制 减少或消 除环境污染作为一个超级经济目标和任务 机器能完成人的手和脚 耳朵和眼睛 等等器官完全不能直接完成的任务 现代机械工程机械和机械设备创造出更多 更精美的越来越复杂 很多幻想成为过去的现实 人类现在能成为天空的上游和 宇宙 潜入海洋 数十亿光年的密切观察 细胞和分子 电子计算机硬件和软件 人类的新兴科学已经开始加强 并部分代替人脑科学 这是人工智能 这一新的 发展已经显示出巨大的作用 但在未来几年还将继续创造出不可思议的奇迹 人 类智慧的增长并没有减少手的效果 而是要求越来越精致 手工制作 更复杂的 工作 从而促进手功能 又一方面实践促进人脑智力 在人类的进化过程中 以 及在每个人的成长过程中 大脑和手是互相促进和平行进化 大脑和手之间的人工智能和机械工程的近似关系 唯一不同的是 智能硬件 还需要使用机械制造 在过去 各种机械离不开人类的操作和控制 反应速度和 运算精度的进化是非常缓慢的大脑和神经系统 人工智能将消除这种限制 相互 促进 计算机科学和机械工程进展之间的平行 将在更高层次的新一轮发展的开 始使机械工程 在第十九世纪 机械工程的知识总量仍然是有限的 大学在欧洲 它与一般的土木工程是一门综合性的学科 称为土木工程 下半场的第十九个世 纪成为一门独立的学科 在第二十世纪 随着机械工程和知识增长的发展开始分 1 解 机械工程专业 有分支机构 在第二十世纪中期趋势分解 在时间之前和之 后的第二次世界大战结束时达到的峰值 由于机械工程的知识总量已经远远从个 人掌握所有 一些专业是必不可少的 但是过度的专业知识使分割 视野狭隘 可以查看和统筹大局和全球工程和技术交流 缩小范围 新技术的进步和整个块 的技术 外部条件变化的适应能力差 封闭的专业知识的专家太狭 考虑的问题 太特殊 在工作协调困难 不利于自我提高 因此 自上世纪第二十年代末 出 现了一体化的趋势 人们越来越重视基础理论 拓宽领域 对专业合并的分化 综合职业分化和发展知识循环过程的合成 是合理和必要的 从不同的专业和专 业知识的专家 也有综合的知识了解不够 看看其他学科和项目作为一个整体 从而形成一种相互强烈的集体工作 综合和专业水平 有机械工程全面而专业的 冲突 在综合性工程技术也有综合和专业问题 在人类所有的知识 包括社会科 学 自然科学和工程技术 有一个更高的水平 更广泛的综合性和专业性的问题 1 1 总体设计方案拟定总体设计方案拟定 1 11 1 拟定主运动参数拟定主运动参数 机床设计的初始 首先需要确定有关参数 它们是传动设计和结构设计的依 据 影响到产品是否能满足所需要的功能要求 根据拟定的参数 规格和其他特 点 了解典型工艺的切削用量 了解极限转速 和级数 Z 主传动电机功 max n min n 率 N 1 21 2 运动设计运动设计 根据拟定的参数 通过结构网和转速图的分析 确定传动结构方案和传动系 统图 传动方案有多种 传动型式更是式样众多 比如 传动型式上有集中传动 的主轴变速箱 分离传动的主轴箱与变速箱 扩大变速范围可以用增加传动组数 也可用背轮机构 分支传动等型式 变速型式上既可用多速电机 也可用交换齿 轮 滑移齿轮 公用齿轮等 然后计算各传动比及齿轮的齿数 2 1 31 3 动力计算和结构草图设计动力计算和结构草图设计 估算齿轮模数 m 和轴颈 d 选择和计算离合器 将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排 布置和设计 1 41 4 轴和齿轮的验算轴和齿轮的验算 在结构草图的基础上 对一根传动轴和齿轮的刚度 强度进行校核 2 2 参数拟定参数拟定 2 12 1 车床主参数和基本参数车床主参数和基本参数 此车床是大型 车床 根据任务书上提供的条件 最大转速 1400r min 最 小转速 31 5r min 其中 已知驱动电机转速为 1400r min 此车床的主轴转速可分高低两档 共有 12 级转速 其中高低两档各有 6 级 转速 低速档时 340 45r min 高速档时 1800 r min 235 max n min n max n min n r min 此车床床身上最大回转直径为400mm 主轴端部型式为 C6 主轴通孔直径为20 mm 主轴孔锥度为公制 70 其中 电机的转速和功率分别为 1000 1500 r min 4 5 5KW 2 22 2 各级转速的确定各级转速的确定 已知主轴的转速分为 12 级 又分为高低两档 其中高档最大转速为 max n 1800r min 最小转速为 235 r min R1 1800 235 7 66 R 1 min n max n min n1 z 当机床处于低速档时 主轴共有 6 级 转速范围 7 556 n R min max n n 45 340 即 1 499 取 1 449 已知 45 查 n R 1 z 1 z n R 5 566 7 7 06 1 min n 标准数列表 见参考文献 1 第 6 页 从表中找到 45 就可每隔六个数取得一个 min n 数 得低速档的 6 级转速分别为 45 67 103 154 230 340 r min 当车床处于高速档时 主轴共有 6 级 转速范围 7 659 n R min max n n 235 1800 3 即 1 50 取 1 50 已知 1800 查 n R 1 z 1 z n R 5 659 7 7 06 1 max n 标准数列表 见参考文献 1 第 6 页 从表中找到 1800 就可每隔六个数取得一个数 得高速档的 6 级转速分 max n 别为 236 354 543 815 1200 1800 r min 3 3 主传动机构设计主传动机构设计 3 3 1 1 主拟定传动方案主拟定传动方案 拟定传动方案 包括传动型式的选择以及开停 换向 制动 操纵等整个传 动系统的确定 传动型式则指传动和变速的元件 机构以及其组成 安排不同特 点的传动型式 变速类型 传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关 和工作 性能也有关系 因此 确定传动方案和型式 要从结构 工艺 性能及经济性等 多方面统一考虑 3 23 2 传动方案的比较传动方案的比较 3 2 1 采用单速电机 已知变速级数为 Z 12 确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为 Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成 各传动组分别有 Z1 Z2 Z3 各传动副 即 Z Z1Z2Z3 传动副数由于结构的限制以 2 或 3 为合适 即变速级数 Z 应为 2 和 3 的因子 Z 3 a 2 可以有两种方案 方案一 12 2 3 2 4 传动齿轮数目 2 2 3 2 14 轴向尺寸为 15b 传动轴数目为 4 根 操纵机构较为简单 两个滑移齿轮和一个三联滑移齿轮 可单独也可集中操 纵 方案二 12 3 4 5 传动齿轮数目 2 3 4 14 个 轴向尺寸为 19b 传动轴数目为 3 根 操纵机构较复杂 四联滑移齿轮作为整体式 滑移长度为 12b 如拆为 2 个 双联滑移齿轮 需要有自锁 以保证只有一个齿轮副啮合 相比之下 还是传动副数分别为 2 3 2 的三个传动组方案为优 3 2 2 采用双速电机 车床上 有时采用双速电机 双速电机的转速比 2 传动系统的公比 电 应当是 2 的整次方根 本设计中的双速电机的公比 1 41 这时电机的转 2 速变换起着系统中第一扩大传动组的作用相应基本组的传动级数应为 2 这样使 传动系统的机械结构简化 本设计是经济型 车床 采用电控和手动两种方式 为了结构设计的需要 本设计采用双速电机 3 33 3 各级传动比的计算各级传动比的计算 假设结构如图 6 由于已经设计了各轴之间的相对位置关系 由传动系统草图知共有六个传动 比 分别设齿轮 1 和齿轮 4 之间的传动比 Error Error NoNo bookmarkbookmark namename given given Error Error NoNo bookmarkbookmark namename given given 为 齿轮 2 和齿轮 5 之间的传动比为 齿轮 8 和齿 14 i 25 i 轮 9 之间的传动比为 齿轮 3 和齿轮 6 之间的传动比为 齿轮 7 和齿轮 10 之 89 i 36 i 间的传动比为 带轮传动比为 710 i 轮带 i 设其中 25 i 14 i 36 i Error Error NoNo bookmarkbookmark namename given given 当处于低档时 手动操作使得齿轮 8 和齿 轮 9 啮合 当中间的电磁离合器得电 齿轮 2 和齿轮 5 之间啮合 当时的主轴转速最小 为 45 或 67 r min 可得 1000 45r min 25 i 89 i 轮带 i 1500 67 r min 25 i 89 i 轮带 i 当左侧的电磁离合器得电 齿轮 3 和齿轮 6 之间啮合 当时的主轴转速最大 为 226 或 340 r min 可得 1000 230 r min 36 i 89 i 轮带 i 1500 340 r min 36 i 89 i 轮带 i 当右侧的电磁离合器得电 齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合 当时的主轴转速为 100 或 150 可得 1000 100 r min 14 i 89 i 轮带 i 1500 150 r min 14 i 89 i 轮带 i 当处于高档时 手动操作使得齿轮 7 和齿轮 10 啮合 当中间的电磁离合器得电 齿轮 2 和齿轮 5 之间啮合 当时的主轴转速最小 为 236 或 354 7 可得 1000 235 r min 25 i 710 i 轮带 i 1500 354 r min 25 i 710 i 轮带 i 当左侧的电磁离合器得电 齿轮 3 和齿轮 6 之间啮合 当时的主轴转速最大 为 1200 或 1800 可得 1000 1200 r min 36 i 710 i 轮带 i 1500 1800 r min 36 i 710 i 轮带 i 当右侧的电磁离合器得电 齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合 当时的主轴转速为 543 或 816 可得 1000 543 r min 14 i 710 i 轮带 i 1500 815 r min 14 i 710 i 轮带 i 由这 6 各方程联列可解得 0 3226 0 7447 1 6452 25 i 14 i 36 i 0 2576 1 3659 0 534 89 i 710 i 轮带 i 传动比的选用时 应注意的几个问题 充分使用齿轮副的极限传动比 1 4 2 min u max u 虽然可以最大限度地获得变速箱范围或减少传动件数 但会导致齿轮和箱体 尺寸过大 齿轮线速度增大 容易产生振动和噪音 要求精度提高 在实践中 往往不采用降速很小 升速很大的传动比 特别是中间轴的传动 因此 从系统 的角度考虑 宁可适当增加串联传动组的数目 或者用并联式的分支传动满足变 速范围的要求 而避免用极限传动比的传动副 以上几个传动比都符合要求 3 43 4 各轴转速的确定方法各轴转速的确定方法 由传动比和电机的转速 可以计算出各轴的转速 3 4 1 轴的转速 轴从电机得到运动 经传动系统转化成各级转速 电机转速转速和主轴最 高转速应相接近 显然 从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考 虑 轴不宜将电机转速降得太低 但如果 轴上装有摩擦离合器一类部件时 8 高速下摩擦损耗 发热都将成为突出矛盾 因此 轴转速也不宜太高车床的 轴转速一般取 700 1000 r min 左右比较合适 另外也要注意到电机与 轴的传 动方式 如用带轮传动时 降速比不宜太大 和主轴尾部可能干涉 3 4 2 中间传动轴的转速 对于中间传动轴的转速的考虑原则是 妥善解决结构尺寸大小与噪音 振动 等性能要求之间的矛盾 中间传动轴的转速较高时 中间传动轴和齿轮承受扭矩小 可以使轴径和齿 轮模数小些 从而可以使结构紧凑 但是 这将引起空载功率和噪音加大 从经 验知 主轴转速和中间传动轴的转速时 应结合实际情况作相应修正 1 对于 功率较大的重切削机床 一般主轴转速较低 中间轴的转速适当取高一些对减小 结构尺寸的效果较明显 2 对高速轻载或精密机床 中间轴转速宜取低一些 3 控制齿轮圆周速度 在此条件下 可适当选用较高的中间轴转速 smV 8 3 53 5 转速图拟定转速图拟定 运动参数确定以后 主轴各级转速就已经知道了 而且根据设计出来的各级 齿轮的传动比 这样就可以拟定主运动的转速图 使主运动逐渐具体化 电动机 轴 轴主轴 45 103 154 230 340 236 354 543 815 1200 1800 1500 1000 0 534 1 53 31 20 62 35 47 54 41 17 66 此车床集中传动 公比为 级数 Z 12 变速范围 R 1800 45 40 41 1 9 4 4 主传动动力计算主传动动力计算 4 14 1 齿轮的计算齿轮的计算 4 1 1 确定齿轮齿数和模数 查表法 可以用计算法或查表法确定齿轮齿数 后者更为简便 根据上面计算的传动 比和初步定出的小齿轮齿数 查表即可求出齿轮副齿数之和 再减得大齿轮的齿 数 用查表法求 轴和 轴上的齿轮的齿数和模数 常用传动比的适用齿数 小齿轮 见参考书 1 第 20 页 选取时应注意 不产生根切 一般取 Zmin 18 20 保证强度和防止热变形过大 齿轮齿根圆到键槽的壁厚 2m 一般取 5mm 则 Zmin 6 5 2T m 同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等 若模数相同 则齿数和亦应相 等 但由于传动比的要求 尤其是在传动中使用了公用齿轮后 常常满足不了上 述要求 机床上可用修正齿轮 在一定范围内调整中心距使其相等 但修正量不 能太大 一般齿数差不能超过 3 4 个齿 防止各种碰撞和干涉 三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于 4 所以 可以假设其中最小的齿轮 2 齿数为 20 而且由上可知 齿轮 2 和齿轮 5 之间的传动比为 3 1 查常用传动比的适用齿数 小齿轮 表 可找到最接近 的传动比为 3 15 当时的齿数之和为 82 可得大齿轮齿数为 62 齿轮模数的估算 按接触疲劳和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂 而且有些系数只有在齿 轮各参数都已经知道后方可确定 所以只在草图画完之后校核用 在画草图之前 先估算 再选用标准齿轮模数 齿轮弯曲疲劳的估算 10 32mm 1 m3 znj N 其中 N 计算齿轮传递的额定功率 N Nd 齿轮点蚀的估算 A 370mm 1 3 nj N 其中为大齿轮的计算转速 A 为齿轮中心距 nj 由中心距 A 及齿数 z1 z2 求出模数 1 21 2 zz A mj 根据估算所得和中较大得值 选取相近的标准模数 mmj 以齿轮 2 和齿轮 5 为例 n 1500 0 534 801 r minnj 轮带 i N 5 5 0 95 5 225kw 32 1 509 m 3 534 0 150062 225 5 A 370 69 133mm 3 534 0 1500 225 5 1 686 6220 133 692 mj 所以 根据 选取 为了保证模数一定满足要求 假设齿轮 2 和齿轮 5 的mj 模数为 3 由此可知 输入轴 1 和传动轴 2 之间的中心距为 A 112 5mm 2 52 zzm 2 3342 3 同理且根据 1 轴和 2 轴之间的距离始终为 112 5mm 可得出 1 轴和 2 轴之 间其余的齿轮的齿数和模数 分别为 z1 30 m1 3 z4 48 m4 3 11 z3 24 m3 3 z6 47 m6 3 4 1 2 确定齿轮的齿数和模数 计算法 并校核 以齿轮 8 和 9 为例 设计时采用最高转速 即齿轮 10 的转速为 1800r min 已知该组齿轮传递的 功率为 5 5KW 已知传动比为 0 2576 假设齿轮对称布置 使用寿命为 8 年 每 89 i 年以 300 工作日计 两班制 中等冲击 齿轮单向回转 1 齿轮的材料 精度和齿数选择 因传递功率不大 转速不高 材料按 表 7 1 选取 都采用 55 钢 锻造毛坯 大齿轮正火处理 小齿轮调质 均用软 齿面 齿轮精度用 6 级 软齿表面粗糙度为1 6 a R 软齿面闭式传动 失效形式为点蚀 考虑传动平稳性 取齿轮 8 的齿数 为 17 则齿轮 9 为 17 0 2576 66 2 设计计算 1 设计准则 按齿面接触疲劳强度设计 再按齿根弯曲疲劳强度校核 2 按齿面接触疲劳强度设计 2 3 1 1 1 2 u uKTZZZ d dH EH t 9 55 1 T mmNmmN n p 113290 171800 665 51055 9 10 6 6 由图 7 6 选取材料的接触疲劳极限应力为 aH MP580 lim2 aH MP560 min2 由图 7 7 选取材料的弯曲疲劳极限应力为 aF MP230 lim1 aF MP210 lim2 应力循环次数 N 由式 7 3 计算 66 83001617180060 1 N 9 1007 1 12 2 N u N1 8 9 1076 2 66 171007 1 由图 7 8 查得接触疲劳强度寿命系数 1 021 1 N Z 2N Z 由图 7 9 查得弯曲疲劳寿命系数 1 1 1 N Y 2N Y 由表 7 2 查得接触疲劳安全系数1 弯曲疲劳安全系数1 4 又 minH S minF S 2 0 试选1 3 ST Y t K 由前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力 2 aN H H m MPZ S 580 1 lim lim1 2 aN H linH H MPZ S 571 2 lim 1 2 2 aN F STF F MPY S Y 3281 4 1 2230 1 lim lim1 1 2 aN F STF F MPY S Y 300 2 lim lim2 2 将有关值代入式子 得 59 17 2 3 1 1 1 2 u uKTZZZ d dH EH t 3 2 66 831132903 12 571 90 0 8 1895 2 则1 44 100060 11 1 nd V t sm 查图 7 10 得 由表 7 3 查得 由表 7 4 查得 09 1 v K25 1 A K05 1 K 取 则1 K431 1 105 1 09 1 25 1 K KKKK VAH 修正 2 mmdd t 95 6003 1 17 59 3 1 431 1 3 11 mmzdm58 3 17 95 60 11 由表 7 6 取标准模数 5 3 m 3 校核齿根弯曲疲劳强度 13 由图 7 18 查得 2 4 1 FS Y0 4 2 FS Y 取7 0 Y 由式 7 12 校核大小齿轮的弯曲强度 2 1 2 1 3 2 1 1 87 767 02 4 53 3 171 11329043 1 22 FaFS d F MPYY mZ KTI 2 20 73 2 4 0 4 87 76 2 1 2 12Fa FS FS FF MP Y Y 所以 初选的齿轮齿数和计算出的模数符合要求 求得齿轮 8 和 9 的齿数和模数分别为 z8 17 m8 3 5 z9 66 m9 3 5 其中齿轮 8 的齿数为 17 有可能会发生根切现象 所以要修正齿轮 用变位 修正法求得 8 齿轮的变位系数为 0 218 用同样的方法可以求得其他齿轮的变位 系数 列出各齿轮的齿数 模数 和变位系数 编号模数齿数齿形角变位系数 1330 20 0 5 2342 20 0 8 3324 20 0 4348 20 0 5 5333 20 0 6347 20 0 7327 20 0 8354 20 0 218 9321 20 0 10359 20 0 169 14 11335 20 0 12369 20 0 13321 20 0 14383 20 0 齿轮材料为 45 钢 热处理为齿部淬火处理 HRC40 45 4 1 3 齿轮的精度设计 齿轮精度设计的方法及步骤 1 确定齿轮的精度等级 2 齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定 3 计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号 4 确定齿坯公差和表面粗糙度 5 公法线平均长度极限偏差的换算 6 绘制齿轮零件图 以齿轮 9 为例 齿数为 66 模数为 3 5 变位系数为 0 确定齿轮的精度等级 由于该齿轮是主轴箱内的齿轮 对传动精度和稳定性的要求都比较高 主要 要求的是传动平稳性精度等级 据圆周速度 100060 dn v sm 11 4 60000 340665 3 对于如此要求高的齿轮采用 6 级精度 齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定 该齿轮属中等精度 且为批量生产查表 12 3 选定 i F W F i f F 组成检验方案 根据及mmmzd231665 3 11 mmb27 1 查表 12 13 表 12 14 表 12 15 可得公差值 第 公差组 36 r F25 F45 p F 第 公差组 9 f f11 pt f10 pb f 15 第 公差组 9 F 计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号代号 计算齿轮副的最小极限侧隙 由表 12 10 按油池润滑和查得 minn j smv 11 4 035 0 5 301 0 01 0 1 nn mj 6 sin 2 22112tn taj 根据齿轮和箱体的材料 从材料手册上查得 钢和铸铁的线膨胀系数分别 为 c 10 5 11 6 1 c 10 5 10 6 2 传递的中心距 6 mm zzm a25 145 2 1766 5 3 2 21 所以 mmjn038 0 031 0 120 25 145 2 确定齿厚极限偏差代号 齿厚上偏差 由式 12 15 6 n bb nnna ss Fffjjf E cos2 104 2 tan 2 2 2 1 2 21 式中前面已查得 F9 F m 由表 12 14 按 6 级精度查得 pb f mfpb 11 1 mfpb 9 2 由表 12 17 按 145 5 6 级精度查得 mfa 20 所以 代入数据得 mE ss 56 因为 11 pt f 11 56 pt ss f E 由图 12 29 或者 12 9 查得齿厚的上偏差代号为 G 因此 666 ptss fE 齿厚下偏差 16 可知 6 22 tan2 rrn SbFT 查表 12 13 6 级精度齿轮 查表 12 11 mFr 36 所以mmITbr 917226 1 826 1 mT s 24 71913620tan2 22 mmTEE SSSsi 1377166 5 12 11 137 pt si f E 由图 12 29 或表 12 9 查得齿厚下偏差代号为 K 因此 mEsi 1321112 至此 小齿轮的精度为 6GK GB10095 88 确定齿坯公差 表面粗糙度 齿轮内孔是加工 检验及安装的定位基准 对 6 级精度的齿轮 由表 12 18 查得 内孔尺寸公差为 IT7 内孔直径为 85mm 偏差按基准孔 H 选取 即齿轮内 孔的下偏差为 0 上偏差为 0 022 内孔的形状公差按 6 级决定或遵守包容原则 定位端面的端面圆跳动公差由表 12 19 查得为 0 014mm 齿顶圆只作为切齿加工的找正基准 不作为检验基准 故其公差选用 IT11 齿顶圆直径 偏差按基准轴 h 选取 即下偏差为 0 290 mmmhdd aa 2382 11 上偏差为 0 齿轮的表面粗糙度按 7 级查表 12 20 各表面粗糙度分别为 齿面 1 6 内 a R a R 孔 1 6 基准端面 3 2 齿顶圆 6 3 a R a R a R 公法线平均长度极限偏差的换算 公法线的公称长度 W 及其跨齿数 k 可从机械设计有关手册中查得或按式 12 7 和式 12 8 求得 跨齿数85 09 665 09 zk 6 724 80 66014 0 116 476 1 5 3 014 0 12 476 1 zkmW 17 该齿轮为中模数齿轮 控制侧隙的指标宜采用公法线平均长度极限偏差 按换算式 12 20 式 12 21 式 12 22 得 wiwsE E mFEE nrnsswms 9 7020sin3672 0 20cos66sin72 0 cos 6 mFEE nrnsiwsi 2 11520sin3672 0 20cos132sin72 0 cos 6 第五章第五章 主轴的设计和验算主轴的设计和验算 5 15 1 主轴的结构设计主轴的结构设计 1 初步确定轴的直径 mm 48 3 556 55 1303 0 0 0 n p Ad 3 32 根据工作条件 取mm 90 d 2 传动轴受力分析 N 44 5144 360 1026 9 22 5 1 1 m t d T F 3 33 N 54 1731062222cos2044 5144cos 1 tgtgFF tr 3 34 N 57 712062222sin2044 5144062222sin tgtgFF ta 3 35 图 4 1 传动轴的受力简图 18 3 绘制传动轴的受力简图 如图所示 求支座反力 垂直面支反力 由 得 0 C M 0 2 570 32 arBY FLFLR 3 36 N L FLF R ar BY 13 629 5 761 2 36057 712 5 20254 17312 360 2 3 由 得 0Y N 3 37 67 236013 62954 1731 BYrCY RFR 水平面支反力 由 得 0 C M 0 32 LFLR tBZ 3 38 N 02 1368 5 761 5 20244 5144 2 3 L LF R t BZ 由 得 0Z N 56 309902 136854 1731 BZrCZ RFR 3 39 4 作弯矩图 垂直面弯矩图 Y M C 点 N mm 495 4790825 76113 629 2 LRM BYCY 3 40 水平面弯矩图 Z M C 点 19 N mm 3 41 675 478035 5 20267 2360 2 LRM BZCZ 合成弯矩图 M C 点 N mm 153 676785675 478035495 479082 2222 CZCY MMM 3 42 5 作转矩 T 图 N mm 6 102 3 T 5 25 2 主轴的强度校核主轴的强度校核 按弯扭合成应力校核轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 C 的强度 由文献 1 15 5 可知 取 轴的计算应力 6 0 MPa 3 14 1501 0 1026 9 6 0 153 676785 3 252 2 3 2 W TM c 3 43 选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由文献 1 表可知 MPa 115 60 1 因此 故安全 1 ca 7 精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 截面 IV 和 V 引起的应力集中最严 重 而 V 受的弯矩较大 从受载的情况来看 截面 C 的应力最大 但应力集中不 大 故 C 面不用校核 只需校核截面 V 截面 V 左侧 抗弯截面系数 mm 3 44 2744001401 01 0 33 dW 3 抗扭截面系数 mm 3 45 5488001402 02 0 33 dWT 3 截面 V 左侧的弯矩 M 为 20 Mpa 3 46 628 626570 5 761 705 153 676785 M 截面 V 上的扭矩 T 为 MPa 3200000 1 T 截面上的弯曲应 Mpa 28 2 274400 628 626570 W M b 3 47 截面上的扭转切应力MPa 3 48 83 5 548800 3200000 1 T T W T 轴的材料为 45 钢 调质处理 由文献 1 表可知 MPa 115 640 B MPa MPa 275 1 155 1 由文献 1 附表可知 用插入法求出 83 8 2 k 24 2 8 28 0 k 轴按精车加工 由文献 1 附图可知 表面质量系数为 43 84 0 轴未经表面强化处理 1 q 固得综合系数为 99 2 1 84 0 1 8 21 1 k K 3 49 43 2 1 84 0 1 24 2 1 1 k K 由文献 1 可知 碳钢的特性系数 13 23 取 2 0 1 0 1 0 取 1 0 05 0 05 0 所以轴在截面 V 左侧的安全系数为 21 34 40 01 028 299 2 275 1 mb K S 3 50 02 19 2 83 5 05 0 2 83 5 43 2 275 1 ma K S 3 51 5 122 17 02 1934 40 02 1934 40 2222 S SS SS Sca 3 52 故该轴在截面 V 左侧的强度是足够的 截面 V 右侧 抗弯截面系数 mm 2197001301 01 0 33 dW 3 抗扭截面系数 mm 4394001302 02 0 33 dWT 3 截面 V 左侧的弯矩 M 为 MPa 628 626570 5 761 705 153 676785 M 截面 V 上的扭矩 T 为 MPa 3200000 T 截面上的弯曲应力 MPa 85 2 219700 628 626570 W M b 截面上的扭转切应力 MPa 28 7 439400 3200000 1 T T W T 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献 1 附表查取 23 因 023 0 130 3 d r 08 1 130 140 d D 05 2 3 1 又由文献 1 附图可得轴的材料的敏感系数为 13 83 0 q87 0 q 22 故有效应力集中系数按文献 1 附 为 43 87 1 105 2 83 0 1 1 1 qk 3 53 26 1 13 1 87 0 1 1 1 qk 由文献 1 附图可得轴的截面形状系数为 23 58 0 由文献 1 附图可得轴的材料的敏感扭转剪切尺寸系数为 33 76 0 综合系数为 41 3 1 84 0 1 58 0 87 1 1 1 k K 84 1 1 84 0 1 76 0 26 1 1 1