半自动钻床设计

1、摘要台式钻床的简称为台钻，现已普遍于零件加工，以及机械修理的应用。但是此类的缺陷在于需要手动进给，非常影响生产效率。根据现有的台钻的基础上，来增加两个装置来激发此类钻床的潜力。一是自动进给装置能够做出“快速进给，工作进给，快速退回，停留”的动作，二是在主轴上安装多轴装置来提升产能。从而也可以降低劳动者的工作强度，降低成本。本文首先介绍了台式钻床的国内外发展情况。其次根据课题需要，确定了此钻床的基本构造。选择电机传动为主要驱动机构，通过带轮传动和凸轮传动带动旋转。对凸轮辊进行了设计计算和校核，然后对带轮传动、齿轮传动进行了部分计算和校核。关键词：台式钻床，自动进给，多孔钻削AbstractThe

2、 drilling machine is referred to as bench drill, has generally to the parts processing, and the application of mechanical repair. But this kind of defect is the need for manual feeding, greatly affected the production efficiency. Based on the existing bench drill, to increase two to stimulate the po

3、tential of drilling device. One is the automatic feeding device can make rapid feed, feed, quick return, stay "in action, two multi axis device is mounted on the spindle to improve productivity. It can also reduce the work intensity of workers, reduce the cost.This paper firstly introduces the

4、development situation of the drilling machine at home and abroad. Secondly, according to the need of the subject, the basic structure of this drilling machine. Select the drive motor is the main drive mechanism, rotate by the belt wheel transmission and cam drive. The cam roller is designed and calc

5、ulated and checked, and then the calculation and check of the belt drive, gear drive.Keywords : bench drilling machine，automatically feed ，porous drilling半自动钻床设计- 0 -目录1. 前言11.1 项目背景11.2 研究内容21.3 研究方案22. 设计中有关的计算62.1 电动机的选择62.2 传动装置总传动比的计算及其分配122.3 蜗轮蜗杆传动系统的设计与校核122.4 齿轮参数的确定162.5 齿面接触强度校核192.6 齿面弯曲

6、强度校核232.7 轴的计算242.8 轴直径及各段长度计算252.11 螺栓组的连接强度计算362.12 强度校核403.结论423.1 运动链的选择423.2 传动比的分配423.3 动力源的选择424.设计总结465.致谢476.参考资料481前言1.1 项目背景在我国纺织机械、石油机械、印刷机械、包装机械、医疗器械、航空航天、汽车拖拉机、橡塑模具以及发电机制造、机床制造等行业有关零件的钻孔加工得到应用。台式钻床是机械加工的常见设备之一，现有的台式钻床采用由电机带动连接在电机轴上的塔轮，通过皮带传动使安装在钻床主轴上的塔轮转动主轴上的钻头也和主轴一起随塔轮的转动而转动，从而实现对工件的钻

7、孔加工。但是，由于受皮带塔轮直径的限制，现有的钻床电机转速与主轴转速的变速比较小，主轴的转速没法降低，不能适应某些要求慢转速或大孔径的物料钻孔的加工要求：如某些有色金属或非金属材料的钻孔，钻头转过太快时，容易产生发热粘结现象，影响加工质量。据此，现有的一种新型台式钻床应运而生。 一种台式钻床，包括底座、立柱、主轴、悬臂座、主轴套筒直线往复运动机构和主轴变速驱动机构，所述的主轴变速驱动机构由电机、主动塔轮、从动塔轮、皮带、中轴及主动齿轮，从动齿轮和主轴组成，其中，电机安装在悬臂座上，主动塔轮固定在电机轴的一端上，主动塔轮通过皮带与从动塔轮转动连接，从动塔轮与主动齿轮固定在中轴上，中轴与悬臂座上的

8、轴承连接，主动齿轮与从动齿轮啮合连接，从动齿轮与主轴连接，主动齿轮齿数大于齿轮设计的最小齿数，但小于从动齿轮齿数，主轴通过主轴套筒直线往复运动机构安装在悬臂座上。所述的台式钻床，主动齿轮与从动齿轮的齿数比为 1:2，主动齿轮与从动齿轮置于同一齿轮盒中，电机轴、中轴、主轴三轴的轴心线平行且在同一平面上。本实用新型的有益效果是：由于在安装有从动塔轮的中轴与主轴之间采用一对变速齿轮传动，从而降低了主轴转速，使本实用新型所述的台式钻床适应于某些要求慢转速或大孔径的加工要求。本实用新型所述的台式钻床，由于转速较慢，力矩较大，除作钻孔外，主轴套筒直线往复运动机构上的钻杆装上其他加工工具，即可改作镗孔、卷边

9、等加工设备，若电机开关改为倒顺开关，还可作为螺母的攻丝设备。目前传统的齿轮机构大多是采用单个的主动齿轮带动单个或多个的从动齿轮，并广泛的用于传递动力和减速器，其种类繁多，型号各异，应用范围十分广泛，随着科学技术的不断发展和生产水平的日益提高，普通齿轮传动由于接触齿数少、工作不平稳、承载能力不强、传动功率小和使用寿命短等缺点已经不能满足人们的使用要求。据此，我国研究人员发明了一种齿轮传动机构，其接触齿数多、工作平稳、承载能力强、传动功率大、使用寿命长。该发明的技术方案是：一种齿轮传动机构，包括从动齿轮、输出轴和至少四个主动齿轮，所述的从动齿轮与输出轴固定连接，所述主动齿轮均与从动齿轮啮合。所述的

10、主动齿轮有六个，六个主动齿轮均匀分布在从动齿轮外周，从动齿轮通过键与输出轴固定连接。机械式电控自动变速器通常是在传统手动变速器的基础上，增加一套选、换挡执行机构来完成不同档位的切换，选挡和换挡动作分别有一个电机完成。以从二挡换三挡举例，在此过程中，选档电机由启动到停止工作了一次，换挡电机由启动到停止工作了两次，电机启动需要一定的响应时间，这些响应时间均会以累加的方式延长换挡的总时间， 而换挡时间的长短直接关系到车辆的换挡品质和动力性能，换挡时间越长，车辆的换挡品质和动力性能越差。此外，由于采用了两个电机，使系统结构复杂、成本高，控制起来也较复杂。针对以上不足，研究人员发明了一种具有响应快速，控

11、制容易，工作可靠， 成本相对较低等特点的汽车变速器换挡机构，包括有电机、齿轮减速机构、换挡拨叉、倒车灯开关和转角位置传感器，其特征在于：齿轮减速机构通过齿轮啮合连接一圆柱凸轮，圆柱凸轮另一端与转角位置传感器连接，圆柱凸轮圆周上带有多条曲线槽，多条曲线槽的波形相错，多个滚子分别卡在相应的曲线槽内，并分别与对应档位的拨叉连接。通过控制单个电机的旋转控制换挡拨叉的移动，从而实现自动换挡。1.2 研究内容通过查阅国内外各种相关技术文献资料，结合上述问题的分析，为了解决问题和便于设计改造。在零件加工，及其装配和修理中应用很普遍。在大批量生产中使用这种钻床，由于没有自动进给机构，不近影响生产率的提高，而且

12、操作者劳动强度很大。为了满足大批量生产的需要，挖掘设备潜力，将其改装为半自动多头钻。本改装分为两部分： 一是在主轴上安装一个齿轮式多轴头架，边单孔钻削为多孔钻削；二是安装一套自动进给装置，用以完成“快速进给，工作进给，快速退回，停留”的工作循环。1.3 研究方案1.3.1 总体方案Z512 型台钻是一种小型钻床，在零件加工，及其装配和修理中应用很普遍。在大批量生产中使用这种钻床，由于没有自动进给机构，不近影响生产率的提高，而且操作者劳动强度很大。为了满足大批量生产的需要，挖掘设备潜力，将其改装为半自动多头钻。1.3.2 拟采取的技术措施本改装分为两部分：一是在主轴上安装一个齿轮式多轴头架，边单

13、孔钻削为多孔钻削；二是安装一套自动进给装置，用以完成“快速进给，工作进给，快速退回，停留” 的工作循环。1.3.3 自动进给装置的的组成图11.19-带轮 2.20-V 带 3-弯板 4-转帽 5-支承板 6-凸轮 7-蜗轮 8-离合器右半部9-离合器左半部 10-销钉 11-连接套 12-手柄 13-进给轴 14-地板 15-支承弯板 16-蜗杆 17-大齿轮 18-小齿轮 21-进给手柄 22-多轴头架 23-锁定手柄自动进给装置的结构如图 1 所示。地板 14 固定在主轴带轮的罩壳上，支承弯板 15， 弯板 3，支承板 5 分别固定在底板上 14 上，构成自动进给装置的支承骨架。小齿轮

14、18的轴向弯板 3 和地板 14 支承，轴上装有小齿轮 18 跟带轮 19.大齿轮 17 的轴由底板 14和支承弯板 15 支承，轴上装有大齿轮 17 和蜗杆 16.进给轴 13 由支承弯板 15 和支承板5 支承，进给轴 13 上装有手柄 12，连接套 11，离合器右半部 8（与进给轴 13 空套），离合器左半部 9（与进给轴 13 空套），弹簧 15，蜗轮 7（与轴 13 空套），凸轮 6。1.3.4 自动进给装置的工作原理图21.4.10.12-带轮 2.3-V 带 5-小齿轮 6-大齿轮 7-蜗杆 8-连续螺钉 9-手柄 11-凸轮 13 蜗轮 14-离合器右半部 15-弹簧 16-离

15、合器左半部 17-销钉 18-连续套 19-进给轴自动进给装置的传动关系如图 2 所示。电动机的动力经带轮 1 和 V 带 2，带动带轮10，使主轴旋转。另外，又经V 带 3，带轮 4，带动小齿轮 5 旋转。通过齿轮副 5，6 和蜗杆副 7，13，于是蜗轮 13 被带动旋转。这时，若离合器左半部16 与离合器右半部 14 结合，通过连接套 18 和联动螺钉 8，便带动进给轴 19 转动。由于凸轮 11 安装在进给轴19 上，所以当进给轴 19 旋转时也带动凸轮 11 转动，又由于转帽安装在钻床主轴的顶端， 被凸轮 11 紧紧地压着，从而实现了钻床主轴的自动进给工作循环。离合器左半部 16 与离

16、合器右半部 14 的结合与分离，是通过操作手柄9 实现的。连接套 18 用联接螺钉 8 联接在进给轴 19 上，又用销钉17 穿过连接套 18 的圆筒壁，插在离合器左半部 16 外圆周上的斜槽内。当转动手柄 9 时，连接套 18 旋转，销钉 17 则带动离合器左半部 16 在进给轴 19 上前后移动，完成离合器的分离和结合。图3转帽与钻床主轴的连接关系1-钢球 2-轴承 3-转帽 4-小轴 5-台钻主轴1.3.5 工作循环与凸轮工作循环 根据加工需要，本改装的工作循环是：快速进给，工作进给，快速退回， 停留。有凸轮机构控制。根据工作经验和加工需要，钻削进给量取 0.05-0.09MM/r，使用

17、的加工孔深小于 20mm。凸轮轮廓线的设计 根据自动进给工作循环的要求以及自动进给装置的具体结构， 设计凸轮轮廓曲线时的拟定条件是：凸轮按顺时针方向转动，凸轮转动中心至转帽定点的最小距离为 24mm，主轴位移与凸轮转角的关系如图 4 所示。图 41.3.6 多轴头架传动方式的选定图 5 齿轮式多轴头架运动简图2 设计中有关计算2.1 电动机的选择2.1.1 由电动的选择及运动参数的计算确定皮带轮输送机的功率P pF´V/1000 = 3600 ´ 2.2 /1000 = 7.92KW输出输出输出输出传动装置的效率（查机械手册效率表 1 得） =3=0.94×0.9

18、6×0.983×0.99×0.95=0.79812345电动机效率的选择p³ p/h = 7.92kw / 0.7988 = 0.9149kw额输出查机械零件手册 Y 系列 ZP44 型电动机取 Y-1602型确定电动机的转速 P=11KWnm=1000r/min额滚筒的工作转速 n60×1000V/ D=60×1000×2.2/3.14×430=97.76r/min输出输出2.1.2 传动比的计算及传动比的分配传动装置的总传动比 i=n /nm=10.23输出分配传动装置各级传动比 i 总=i .i12根据常用机

19、械传动比的范围表(附表二)得:i =3,i =3.14122.1.3 三角带传动设计选择三角带型号确定计算功率 Pca 由表 5-9 查得工作情况系数 Ka=1.4×1.2=1.68 由公式 Pca=Ka×P 得Pca=Ka×P=1.68×11=18.48KW选择 V 带截型由表 5-8 和图 5-11b 得 选用 spb 型窄 V 带 Dd =160mm 四根1确定带轮直径 Dd Dd12由图 5-11b 和表 5-4 得 Dd =160mm1验算带速:V1= Dd1×n/1000×60= ×160×1000/1

20、000×60=8.373m/s从动轮带轮直径 Dd2Dd =i Dd =3×160=480mm211传动比 i=Dd2/Dd1=480/160=3从动轮转速:n =n /i =1000/3=333.3r/min211确定中心距 a 和 La由公式 5-23 初选中心距 a0.7×(Dd +Dd £a £ 2×(Dd +Dd )12)012392 £ a0£ 1120 ,取 a =800mm0按公式 5-24 求 V 带计算基准长度 L0L =2a + /2(Dd +Dd )+(Dd -Dd ) /4=2637mm0

21、01221 2查表 5-2 取带的基准长度 La=2500mm按公式 5-25 计算实际中心距a=a (L -L )/2=800+(2500-2637)/2=731.5mm0+d0按公式 5-26 确定中心距调整范围a =a+0.03L =731.5+0.03×2500=860.5mmmaxdA =a-0.015L =731.5-0.015×2500=694mmmind验算小皮带轮包角¶1由公式 5-11¶ =1800-(Dd -Dd )/a×600=1800-480-160/731.5×600=1540>1200(合适)121

22、确定 V 带根数 z由表 5-8b 查得Dd =160mm,n =980r/min,n =1200r/min 时单根SPB 型窄V 带的额定功率分112别为 5.13KW,5.98KW由线性插值法得 n =1000r/min 时额定功率值1P =5.13+(5.98-5.13)×(1000-980)/1200-980=5.21KW0由表 5-10b 得P =0.6KW0由表 5-11 查得包角系数 Ka=0.93由表 5-12 查得长度系数 K =0.94l计算 V 带根数 z 由公式 5-28 得z ³ P /(P +P )Ka.K =18.48/(5.21+0.6)&#

23、215;0.93×0.94=3.64 根故 z 取四根ca00l计算单根 V 带初拉力 F0 由公式 5-29F =500 × 2.5P /r .K -P /r +qv2=500 × 18.48/8.373 × 4 × (2.5/0.93-1)+0.2 ×0cazacaz(8.373)2=292N(q 查表 5-6 得 q=0.2)计算对轴的压力 Fq 由公式 5-30 得Fq=2zF sin ¶0/2=2×4×292×sin1540/2=8×292×sin770=2276N

24、1确定皮带轮结构尺寸并绘制带轮工作图2.1.4 齿轮设计选择齿轮材料、等级级参数考虑此减速器的功率较大,大小齿轮用 40Cr 调质后表面淬火,查表 7-1 取小齿轮,齿面硬度为 50 55HRC 计算时取 52HRC,取大齿轮齿面硬度为 48 52HRC,计算时取50HRC.取 6 级精度等级选 小齿轮齿数 z =23,z = z =3.41×23=78.43,(取 79)121初选螺旋角 =130该齿轮为闭式硬齿面,应按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算 ,然后按齿面接触疲劳强度进行校核,按设计公式为 m ³2KT cos 2b1YYYeYmm3n4dz 2sF1试取 Ke =

25、1.5Fa Sab小齿轮传递的转矩 T =9.55×106×10.1332/333.3=2.0903×105N.mm1各轴的功率计算:P =Ph1h =11×0.94×0.98=10.1332KW13P =Ph2h 2 h12=11×0.94×0.96×0.98=9.3388KW3各轴的转速计算:高速时,n =n /i =1000/3=333.3r/min1m1低速时,n =n /i .i =1000/3×3.41=97.8r/min2m12T =9.55×106×9.3388/97.

26、8=9.119×105N.mm2查表得对称布置,取齿宽系数 =0.9d计算当量齿数: Zv =Z /cos3 =23/cos3130=24.8611Zv =Z /cos3 =79/cos3130=85.4022由表得齿形系数为 YFYF =2.22a1 =2.62,a2由表得应力修正系数为 Ys =1.59,Ys=1.77a1a2总量合度: r=¶ + =¶ =1.88-3.2×(1/z +1/z )×cos =1.88-3.2×（123+179）12×cos130=1.66=bsin / m =0.318z tan =0.

27、318×0.9×23tan130=1.52nd 1 r=¶ + =1.66+1.52=3.18重合度系数,由公式 7-16 得Y =0.25+0.75/1.66=0.7由图 7-29 得,螺旋角系数 Y=0.89许用弯曲应力由图 7-17b 得弯曲疲劳强度极限s F=730MPa, s F=730MPalim1lim2计算应力循环次数N =60nJLn=60×333.3×1×(8×300×10)=4.8×1081N =N /3.41=4.8×108/3.41=1.41×10811得 Y

28、 =Y =1,s=s.Y /SF=730×1/1.25=584MPaN1N2F1Flim1N1得,S =1.25，s=s.Y /SF=730×1/1.25=584MPaFF2Flim2N1计算大小齿轮的 Y .Y /s ,并加以比较FaSaFY .Y /s=2.62×1.59/584=0.0071Fa1Sa1F1Y .Y /s=22×1.77/584=0.0067Fa2Sa2F2小齿轮的数值大,按小齿轮计算设计计算m ³ 32´1.5´ 290300´cos2 130 ´ 2.62´1.59&#

29、180; 0.7 ´ 0.89= 1.98mmnt0.9 ´ 232 ´ 584取 m =2.5mmn圆周速度:d1=mn.z1/cos =2.5×23/cos130=59mmV= d1n1/60×1000= ×59×333.3/60×1000=1.03m/sb= ¶ .d1=0.9×59=53.1,取整小齿 b2=54mm,大齿 b1=61mm计算载荷系数 K得,K =1.25A根据 V=1.03m/s 和 7 级精度,得 Kv=1.01对于硬齿面,6 级精度,对称支承K =1.05+0.26

30、B2d+0.16×10-3b=1.05+0.26×(0.9)2+0.16×10-3×54=1.27按表 7-5 硬齿面,斜齿 K F /b >100N/mm故取 Ka=1.2A tK .Ft/b=1.25×2×290300/54×59=227.8N/mmAK=K Kv.K ¶ .K =1.25×1.01×1.2×1.27=1.92A.修正 K t 值计算模数 m =1.98× 3 1.92 /1.5 =2.15mm,故前取 2.5mm 不变n按齿面接触疲劳强度校核,由校

31、核公式为s =ZE.ZH.Z .Z2kT1 . £u +1 sH许用接触应力s Hbd 2uH1由图 7-17aMQ 线得s=1500MPasHlim1=1500MPaHlim2由图 7-18 得 Z =Z =1N1N2安全系数 S =1s=sZ /S =1500MPaHH1s=sHlim1. N1HZ /S =1500MPaH2得,Z =189.8MPaZ得 Z =2.44H重合度系数 Z =1/aHlim2. N2H= 1/1.6b =0.78螺旋角系数 Z =cos b=cos130 = 0.987s=189.8×2.44×0.78×0.987&#

32、215;H2´1.92´ 290300´(3.41+1) / 54´ 59´ 59´ 3.41 =987.37<s=1500MPaH2几何计算模数取工作标准值 m =2.5mmn计算中心距 :a=m (Z +Z )/2cos =2.5×(23+79)/2×cos130=130.9mmn12故取整 a=130中心距圆整后修正螺旋角 =arccos(Z +Z )m /2a=arccos(23+79)×2.5/2×130=12.5112n因 BT 值改变不多,故参数 Z ,Z ,Z ¶

33、 等不修正H计算大,小齿轮的分度圆直径d =Z m /cos =23×2.5/cos12.51=58.89mm11 nZ m79 ´ 2.5d =2n = 202.30 mm2cos bcos12.51齿宽:b =54mm,b =60mm212.1.5 结构设计轴与轴承的选择和计算:只设计低速轴即按轴工计算初步确定轴的最小直径:已知 P =9.338751KWn =97.76r/minT =911900N.mmi22选用村料为 45 号钢,经调质处理,得, s=650MPaBs =360MPass=300MPat-1=155MPa-1许用应力:用表 9-5 查得s =2.5

34、s 100MPas - =60MPa+1bb=1b由轴的最小直径选取联轴器d = A3P3N= (107-118)339.3387571 = 0.46(107-118) = 49.2 - 54.28mm97.76考虑轴之键槽削弱，轴径需增大 3则d = 50.676 - 55.9084取 d=55mm选取联轴器按转矩T=911900N × mm查手册 选取 7L9 型强性套栓销联轴器，起联轴器的孔径 d =55mm来选联轴器长£ 112mm 。确定轴各段的直径和长度：d =55mmL1 根据联轴器长度，确定 L =56mm11d： 半 联 轴 器 需 要 定 位 ， 故 需

35、 设 讨 定 位 轴 肩 高 度2h = (0-.0d71 =0. -1) ´=(0.- 0L2:根据外伸长度确定为 108 mm7取 h=04mm.则1)d =555+85=63m3m2.855.5d 这段与轴承配合初选轴承内径为 d=70mm初定值为 33143L3:根据机械手册轴承配合宽度为 b=31mm所以确定为 L =64mm3根据轴承宽度 b=23mm 所以 L =250 mm3d :轴与齿轮的安装尺寸确定取 d =85mm44L ：根据装配草图大齿轮和轴承右箱体内位置，取 L =59 mm44d ， d =100mm55L 根据装配草图，确定 L =10mm55d 由些

36、可得 取 d =70mm77L取 L77=31mmd 这段为轴为自由段不用来定位轴承，故 d =85mm66L =77mm62.1.6 轴承的选择对轴进行受力分析，轴承上受到的力为 Ft(圆周力）Fr（径向力）Fa（轴向力）Ft = 2td= 2 ´ 911900202.30» 9015NFr = Ftanat cos b= 9015 ´tan 20 cos12.510» 3360NatF = F · tan b = 9015´ tan12.510 = 2000N求支反力水平方向 9-16cF L+F=t3= 3343 NFRDH=

37、Ft - F= 9015 - 3343 = 5672NRBHL2LRBH3垂直面方向 9-16e+´d202.30FF2+F=ra23361´ 72.5 + 2000´=2= 2281NRBrLL23123 + 72.5RDVrRBVF= F - F= 3361- 2281 = 1080N画弯矩图、扭距图（1） 水平面弯距图 MH(图 9-16a)CHRBH2截面 c 处M= F· L= 3343´123´ 411189 N × mm(2)垂直面弯矩图 Mv(图 9-16f)CV 1RBV2截面 c 左边M= F·

38、 L= 2281´123 = 280563N × mmCV 2RDV3截面 c 右边M= F· L = 1080 ´ 72.5 = 78300 N × mm（3）合成弯矩图（9-16g）截面 c 左边MC1=497787 N × mm截面 c 右边MC2=418577 N × mm按弯扭合成应力校核轴的强度从图 9-16g 可见截面 c 处弯矩最大，应校核该截面的强度截面 c 的当量弯矩Me= =684425 N × mm= 60 = 0.6100由式 9-5 可得d b = =19.12MPaû校核结果

39、： ddéb < ë-1ù b =60MPa截面 c 的强度足够同理高速轴分析如下：初步估算高速轴的最小直径1d = A3= (107 118）3 3p1n110.133233.384 36.816333.311考虑轴上键槽肖弱，轴径零增大 3%d= 34 . 385237 . 92048，取d= 37 m m取 d =37mm,L1=50mm1d =45mm,L2=70mm2这段与轴承配合，初选轴承内径为 d=65型号为 6123轴承宽度为 b=23, 所以 L348mm2.1.7 绘制轴的工作图轴承的选择及验算:根据初选轴承型号为 6213内径初选定为

40、65mm计算低速轴的工作寿命（1） 查机械零件手册6213 轴承的 C =40000Nor（2） 计算 Fa/Cor ,确定系数 e根据 Fa/Cor=0.056，确定系数 e 用插入法查表 11-6 得e=0.26 (3)确定当量动载荷的计算公式并计算 Pr2FFa 2 =r 222403361= 0.666 > e = 20.26又根据表 11-6x=0.56 用插入法根据 e 查得 Y=1.710Pr 2 = fp(xFr 2 + YFa 2) = fp(0.56 ´ 3361 + 1.71´ 2240) = (5712.56 ´1.2 = 6855.

41、072 N（3） 轴承 2 的工作寿命为Ln =16670Cr()31667057200=()3= 99066.4hnPr97.766855.072六键的选择及强度校核p输出轴 2 安装齿轮的键，材料为 45 刚，静载荷时d 轴的直径选择普通平键 A 型 50×22×14根据平键联接的强度校核= 120 -150MPa。根据安装齿轮段 s ³ s= 2T= 2´ 911900= 116MPa由此s s 120 150MPappdkl85´ 14 ´ 28pp22.2 传动装置总传动比的计算及其分配已知横梁速度以此求得丝杠转速nwwn=

42、 V p = 1208= 15 r min(3-3)式中：V丝杠速度，m/s； P丝杠螺距，mm。电动机选定后，按照电动机的满载转速 nm及试验机工作部分转速 nw，可计算出传动装置的总传动比。ni =mnw= 1390 = 92.67(3-4)15i = ii锥 蜗再按照常用传动机构性能及适用范围，初步选择各个出动部分传动比如下：i= 20，i蜗锥= 1.5 。2.3 蜗轮蜗杆传动系统的设计与校核由设计要求可以知，蜗轮输入功率P2= 0. 7´50´.8=0. 8 5kw 0.蜗轮输入转速n2= 1390 20 = 69.5 r min传动比i = 20预期寿命15000

43、h蜗杆选用 45 钢，表面硬度45HRC。涡轮材料采用 ZCuSn10P1,金属模铸造。2.3.1 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由传动中心距p d n3.14 ´ 63´1390v=1 1= 4.673 m ss60 ´1000cos g60 ´1000cos11.31o(1) 确定作用在蜗轮上的转矩T2p9. 5´516 ´00. 5 1按 z = 2 ，则T12= 9. 5´516 ´02 =n6 9. 5=7 0 0 7N9.m1m4

44、2(2) 确定载荷系数 K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kb = 1 ，由表 11-5 选取使用系数K= 1.15 ；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 KAVVK= KAKbK= 1. 1´5 ´11.»0 51= 1.05 ；则(3) 确定弹性影响系数 ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE(4) 确定接触系数 Z r= 160MP 2 。1a先假设蜗杆分度圆直径 d1Zr = 2.9 。和传动中心距 a 的比值1 = 0.35 ，从图 11-18 中可查得da(5) 确定许用接触应力sH根据蜗轮材料为采用 ZCuSn10P1,金属模铸造，

45、蜗杆齿面硬度45HRC，可从表 11-7查得蜗轮的基本许用应力s'H= 268MP 。a应力循环次数N = 6 0 j n2L= 6 0´6 9.´51 5 0=0 0h´67.2 51 0寿命系数KHN=1078 6.25´107= 0.7952则s= Ks'= 0 . 7 9 5´ 22=6 82 M3 1P. 1 3HH NHa(6) 计算中心距æ Z Zö2æ 1 6 0´2.ö29a ³ 3 KTç Er ÷= 3 1. 2´17

46、 0 0 7 ´9.ç 1 4÷=m6m9. 7 3èø2sHè2 3 1. 1ø3取中心距 a = 125mm ,因i = 20 ，故从表 11-2 中取模数 m = 5 mm,蜗杆分度圆直径dd= 50 。这时11 = 0.4 ，从图 11-18 中可查询接触系数 Za' = 2.7 ，因为Zrr' < Zr，因此以上计算结果可用。2.3.2 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 蜗杆轴向齿距 Pa= p m = 15.7 mm；直径系数q = 10 mm；齿顶圆直径da1= d + 2m = 60

47、 mm；1齿根圆直径 df 1= d - 2.4m = 38 mm ； 分度圆导程角 g = 11°183' 6 "1； 蜗杆轴向齿厚s= 1 p m = 7.85 mm。a2(2) 蜗轮蜗轮齿数 z2= 41；变位系数 x2= -0.5 ；验算传动比 i = z2 = 41 20.5 ，这时传动比误差为20.5 - 2020= 0.025 = 2.5oo ，是允许z21的。蜗轮分度圆直径d= m ´ z= 205 mm22蜗轮喉圆直径d= m (z+ 2)= 215 mma 22蜗轮齿根圆直径d= m(z- 2.4)= 193 mmf 221蜗轮咽喉母圆

48、半径rg 2= a -d2a 2= 17.5 mm2.3.3 校核齿根弯曲疲劳强度=s1.53KT2 YY£ sFd d m1 2zFa 2 bF41当量齿数z=v 22= 43.48cos3 gcos11.31o根据 x2= -0.5 ， zv 2= 43.48，从图 11-19 中可查得齿形系数YFa 2= 2.87 。螺旋角系数Y= 1-g= 1- 1 1. 3o 1=0. 9 1 9 2b1 4 o01 o4 0许用弯曲应力sF= s' KFF N从表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力s'F= 56MP 。a寿命系数KFN=

49、1069 6.25´107= 0.632s= 5 6´0. 6 =3 2F3M5.P3 7a=´´1 . 5´31 .´2 17 0 0 7 9 . 1 4s2 . 8 7F6 3´2 5 8´. 36 . 30 . 9 =1 9 2M3 P. 3 3 8a弯曲强度是满足的。2.3.4 验算效率h()h = (0.950.96)tangtan g +jv已知g = 11°183'6 " ；j= arctan fvvp d n； GB T 10089 -1988 f 与相对滑动速度vs3.

50、14 ´ 50 ´1390有关。v=1 1= 3.7 m ss60 ´1000cos g60 ´1000cos11.31o从表 11-18 中用插值法查得fv= 0.0235、jv= 1.1867 ；代入式中得h = 0.84 ，大于原估计值，因此不用重算。2.3.5 精度等级公差和表面粗糙度的确定从GB T 10089 -1988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8 级精度，侧隙种类为 f ,标注为8 fGB T 10089 -1988 。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。由于蜗杆滑动速度较低，产生热量较少，故可以不进行温度验算。试验机利用频率较

51、低，故可以不润滑，或者偶尔喷油润滑即可。按照上述设计与校核做出蜗轮蜗杆三维图如图 3-2、3-3、所示。图 3-2 蜗杆三维示意图图 3-3 蜗轮三维示意图2.4 齿轮参数的确定2.4.1 确定转速齿轮马达虽然属于高转速低转矩的液压原件，但转速过高由于离心力的作用，高转速液体不能充满整个齿间，以至流量减小并引起气蚀，增大噪声和磨损，对高粘性液体的输送影响更大，本设计采用最常用的 45 m m2 /s 工业齿轮油，节圆极限转速可按表 1 选取。( 表 2-1)工业齿轮油粘度与节圆极限速度关系工业齿轮油粘度n mm2 / s节圆极限速度V(m / s)124554763.715233002.252

52、01.67601.25max根据表格数据，由插补法可得液体粘度为 45 m m2 /s 时所对应的线速度 V=4m/s。节圆线速度V =p × D × n1000 ´ 60（式 2-1）式中：D节圆直径（mm）其值为 81mm有上式可知：1000 ´ 60 ´V1000 ´ 60 ´ 4n =p × D=p ´ 81= 943.6(r/min)其最大转速为 943.6 r/min，结合该设计取其转速 n=900 r/min2.4.2 确定齿数齿数的确定，应根据齿轮马达的设计要求从流量、压力脉动、机械效率等

53、各方面综合考虑。从马达的流量方面来看，在齿轮分度圆不变的情况下，齿数越少，模数越大， 泵的流量就越大。从马达的性能抗，齿数减少后，对改善困油及提高机械效率有利，但使马达的流量及压力脉动增加。为减少转矩的脉动，齿轮马达的齿数相对于齿轮泵的齿数较多。结合齿轮马达的发展现状及其综合性能选其齿数 Z=18.2.4.3 确定齿轮马达排量有能量守恒定理可知：PDqT=MM h（式 2-2）M2pMm式中：由于该设计的齿轮马达的回油压力为大气压所以DP= P=10Mpa理论转矩T=100N·m,故其机械效率h=1MMmMMi所以有上式可得：2pT2p ´100q=M= 62.8ml/r2.4.4 确定齿轮模数MDP