四工位钻床传动系统设计

1、哈尔滨远东理工学院学士学位论文四工位钻床传动系统设计姓 名：分 院：专 业： 机械设计制造及其自动化学 号：指导教师：0 年 月日哈尔滨远东理工学院毕业设计任务书学生姓名分院专业、班级12级电信01班指导教师姓名职称从事 专业是否外聘是否题目名称一、设计目的、意义二、设计内容、技术要求三、设计完成后应提交的成果四、设计进度安排五、主要参考资料六、备注指导教师签字：年月日教研室主任签字：年月日摘要先进制造业的发展与社会科技的进步使机床加工渐渐成为机械加工当中最主流的技 术之一。机床加工技术的广泛运用在某种程度上已经极大提高了机械加工过程的工作效率 与工作精度。其中，提高工作效率与工作精度方面表现

2、最优秀的就是多工位钻床。因此， 本文对多工位钻床在机床加工过程中的动力系统与传运系统进行了设计与实证，在该设计 当中尽可能综合传统车床设计与现代车床设计的相对应有点，以切削力为入手点，进一步 再确定主轴、电机、传输与动力系统等。本文完成数控多工位钻床的资料收集与国、内外 现状的调查比较，提出较为可行的方案；初步完成传输与动力系统的相对设计。在该设计中 将传统钻床改造成多工位加工钻床。传统钻床机床存在的形式为单轴，且工件安装后需要进 行反复调整，工件上有相互位置要求的各表面间的位置精度就会受到很多因素的影响，通过设计改造成多工位加工钻床，自此可以实现快速主轴、高回旋精度、移动工作台等等功能， 因

3、此在某种程度上可以极大地提高工作效率。故本文从多工位加工钻床的快速主轴、高回 旋精度、移动工作台等方面来入手改造传统钻床，以符合现代机械加工的要求。关键词：工作效率；加工精度；多工位加工AbstractWith the development of advaneed manufacturing industry and the progress of social scie nee and tech no logy, mach ine tool process ing has gradually become one of the most main stream tech no logies

4、 in mecha ni cal process ing. The wide applicati on of mach ine tool process ing tech no logy has greatly improved the efficie ncy and accuracy of the mach ining process to a certain extent. Among them, the multi-station drilling machine has the best performa nce in improvi ng work efficie ncy and a

5、ccuracy. Therefore, this paper desig ns and dem on strates the power system and tran smissi on system of multi-stati on drilli ng mach ine in the process of mach ine tool process ing. In this desig n, the relative points of traditi on al lathe desig n and moder n lathe desig n are syn thesized as fa

6、r as possible, and the spin dle, motor, tran smissi on and power system are further determined with cutting force as the starting point. This paper completes the data collection of CNC multi-station drilling machine and compares it with the current situation at home and abroad, puts forward a more f

7、easible scheme, and preliminarily completes the relative desig n of tran smissi on and power system .In this desig n, the traditi onal drilling machine is transformed into a multi-station processing drilling machine. Traditional drilli ng machi ne tools exist in the form of si ngle axis, and the wor

8、kpiece n eeds to be adjusted repeatedly after in stallatio n. The positi on accuracy betwee n the surfaces with mutual positi on requireme nts on the workpiece will be affected by many factors. By desig ning and tran sformi ng into a multi-station drilling machine, the functions of fast spindle, hig

9、h gyration accuracy, mobile worktable and so on can be realized, which can be greatly improved to a certain extent. High efficiency. Therefore, this article from the multi-station processing drilling machine's fast spindle, high rotary accuracy, mobile worktable and other aspectsto start to tran

10、sform the traditional drilling machine, in order to meet the requirements of modern mechanical processing.Keywords： Work efficiency; Precision; Multi-station processing目录摘要.AbstractII第1章绪论1.1.1课题背景1.1.2目的和意义1.1.3机床的用途及分类1.1.4设计要求2.1.5四工位专用机床的总体方案设计 2工艺动作分解2.机械运动方案的选定 3.1.6本章小节 3.第2章传动系统设计.4.2.1电动机1的

11、选择.4.2.1.1 确定的电动机参数 4.对各传动机构的传动比的确定 4计算各轴的转速及功率 .4.2.2V带及带轮的设计5.计算的功率Pca(KW)的确定5.选择V带的带型 5.确定带轮的基准直径D1及基准直径D2 5中心距a及带的基准长度 J的确定 62.2.5 验算：1 保证:1 > 120°6.2.2.6 确定 z6.确定初拉力F。Z.2.2.8 确定 Q7.2.2.9 V带轮的设计 7.2.3减速带轮7.2.4变速传动轴承.8.变速传动轴承介绍8.变速传动轴承的基本结构 9.改善传输结构9.2.5齿轮6和7的设计1.0选择齿轮类型，精度等级，材料和齿数 1 0按齿面

12、接触强度设计102.5. 3按齿根抗弯疲劳强度设计1.3几何尺寸计算1.42.5.5 验算.14齿轮零件的结构设计和图纸1.42.6齿轮8和9的结构设计 15选择齿轮类型，精度等级，材料和齿数 1 5按齿面接触强度设计 15按齿根抗弯疲劳强度设计16几何尺寸计算 1.72.6.5 验算.18齿轮零件的结构设计和图纸 1.82.7不完全齿轮机构结构设计18选择齿轮类型，精度等级，材料和齿数 1 8根据牙齿表面的接触强度设计 1.9按齿根抗弯疲劳强度设计 20几何尺寸计算212.7.5 验算22齿轮零件的结构设计和图纸 222.8移动推杆圆柱凸轮机构设计 222.9 III轴的结构设计及轴承、键校

13、核 23用扭转强度初步估算轴的最小直径 23轴的结构尺寸23通过扭转组合强度来检查轴的直径 24轴承寿命核算Cor252.9. 5键校核262.10 IV轴的结构设计26最初根据扭转强度估算轴的最小直径 2 6轴的结构尺寸如图2.5所示262.11 V轴的结构设计及轴承、键的校核 27按扭转强度初步估计轴的最小直径 27轴的结构尺寸27通过扭转组合强度来检查轴的直径 27轴承寿命核算29键校核292.12 VI轴的结构'3.0通过抗扭强度初步估算轴的最小直径 3 0轴的结构尺寸如图 2.8所示302.13本章小结 30结论.3.1.致谢.32参考文献33第1章绪论1.1课题背景对于机床

14、、尤其是使用最广泛的金属切削机床，在人类长期生产、生活、改造自然的 实践认知中有着不可或缺的作用。这种作用来源于长期对人类赖以生存的实践生产工具的 创造与再创造。最古老的机床在工件上钻孔是通过双手的往复运动。随着社会的进步和加 工对象材料的变化改变，机床的种类也不断递增，工作能级也越来越强。近年来，因为新 的科技与技术的增加并在机床领域取得应用，使机床更加迅速的发展。多样化、高效化、 精密化、自动化是现代机床发展的基本特点。总的来说，社会生产的多种多样和越来越高 的要求也促使机床在不多的发展。在1949年新中国成立后我们国家的机床工业建立起来的。70多年来，我们国家的机床工业取得了迅猛发展。现

15、在我国的机床工业已经逐步变的布局较为合理、比较完善的体 系。机床性能方面也在不断提高，有一些机床性能已经逐步接近世界先进的水平。但和世 界水平相比较，还是有一些较大的距离。所以，要想减少与发达国家的距离，我们要做的 不断创新设计出属于我们自己的高性能机床。现在各国金属切削的机床的主要发展方向是：增加加工效率，增高机床的自动化和进 一步增加机床加工的精度和减小表面粗糙度值。1.2目的和意义所谓四工位专用机床，通俗来讲，就是在机床上拥有四个位置，可以分别完成不同的 劳动实践改造，比如装卸工件、铰孔、扩孔、钻孔等等，在这一类机床上主要有两个执行 机构：回转工作台和主轴箱，会装工作台拥有四个工位，可以

16、分别进行上述劳动操作，主 轴箱则带有二把刀具，专用电动机控制，在主轴箱左移时，就会连带刀具进行移动，完成 相对应的工作。主轴箱右移时，工作台回转九十度，然后再次左移，做好下一次的工作准 备。因此，对某一特定工件来说，都要在四次工作循环后完成装、钻、扩、铰、卸等工序。但对于专用机床来说，一个循环就有一个工件完成上述全部工序。现代社会是讲究效率的社会，机械工业作为国民经济的基础专业，直接影响着社会的 发展，因此提高机床的加工效率，自动化程度以及进一步提高机床的加工精度是现代机械 工业的发展趋势，在此背景下确定了四工位专用机床的设计。1.3机床的用途及分类所谓钻床，就是专门用来加工孔状结构的，对于较

17、复杂、没有相对称的回转轴线的工 件上使用尤其多。加工时让工件静止不动，刀具做回转主运动，同时沿轴向完成进给运动。 钻床在此基础上，就可以独立完成铰、钻、扩等工作。钻床的一般分类比较广泛，包括深孔钻床、卧式钻床、台式钻床、立式钻床以及其它 的钻床等。所谓卧式钻床，实际上就是本文所设计的四工位钻孔机床的雏形，如图1-1所示。卧式钻床的执行机构主要包括：回转工作台，包括四工位工件；主轴箱，包括刀具三把与驱动装置电动机。在主轴箱左移时，就会连带刀具进行移动，完成相对应的工作。主轴箱右 移时，工作台回转九十度，然后再次左移，做好下一次的工作准备。因此，对某一特定工但是对机床来说，一个循环就可以完成上述一

18、个工件的全部工序四工位钻床在某种程度上可以大量加工相应的零件，因此，极大地提高了工作效率, 完善了机床业对于信息化和创新化的新要求1.4设计要求1. 主要设计内容设计主要包括机床的两个执行机构件一回转工作台和主机箱。它可分解为下列几个工 艺动作：(1)安置工件的工作台要求进给间歇转动的速度为n2(r/mi n)。安装刀具的主轴箱能实现静止、快进、进给、快退的动作。刀具以速度n 1(r/min)转动来切削工件。2. 主要技术指标、要求a. 四工位专用机床，即在四个机位上分别完成不同的任务与工作，如钻孔、装卸、铰 孔、扩孔等。b. 孔深45微米，刀具离开工作表面65微米,快速送进60微米后，再匀速

19、送进60微米(60微米的计算方式：5微米刀具切入量，45微米工件孔深，10微米刀具切出量),在此基础上返回，回程和工作行程的平均速度比K=2c. 机床生产率：75件/h，刀具匀速进给速度：2mm/s,装卸时间w 10s,d. 执行机构要小巧，最好可以被容纳在机体内e参考尺寸为 2000mm 1000mm 1500mm1.5四工位专用机床的总体方案设计工艺动作分解机床主要是由两个执行机构件构成，一是回转工作，二是主机箱。它的动作可以分解 成下列几个工艺：1. 安置工件工作台所要求得进给间歇转动速度是n2 (r/min)2. 主轴箱在工作时可以给出快退、快进、进给、静止的响应指令。3. 对工件切削

20、时，刀具速度为ni（r/min）。由生产的效率便可以求出做一个循环运动所需要时间为3600除以75，即48秒,而刀具匀速送进运动60微米所需要的时间为30s，刀具其它的移动（计算方式：快速送进60微 米，）快速返回120微米）共需时间为18s，即总合静止时间36秒，所以够可以完成工件的 装、卸所需的时间。其运动循环情况如表1-1所示。表1-1机械运动循环情况执行构件运动情况刀具（主轴箱）工作行程空回行程刀具在工件外刀具在工件内刀具在工件外回转工作台转位静止转位机械运动方案的选定将电动机和V带传动设在机体外部，可减小机床的震动；使用减速带轮和减速轴承结 合的减速方式可使机床的结构变小； 减速带轮

21、节约空间，减速轴承传动效率高，节约能源; 采用的不完全齿轮机构的结构简单，工作可靠，制造容易，比槽轮机构等其他间歇运动机 构应用广泛。1.6本章小节第一章当中介绍的主要内容是机床的历史发展、机床的使用现状与用途划分，并在此 基础上对四工位专用机床作出了一定的概念阐释，提出了相对应的设计要求，在本章最后 确定了设计方向。第2章传动系统设计2.1电动机1的选择确定的电动机参数电动机的功率的消耗主要是有两部分组成：工作台的转动，估算P转盘=0.8 KW ;移 动推杆圆柱凸轮机构所带动得工作台左右移动消耗的功率约是 P进=1.6 KW。所以总的功率 是P总=P转盘+ P进=0.8 KW+1.6 KW

22、= 2.4 KW。估算传动系统中总机械的效率 n总为0.85, 所以电动机的功率最少应是 P电=P总/总=2.4/0.85=2.82 KW.因此选择Y100L2 4型Y系列鼠笼三相异步电动机。额定功率 P额=3 KW。其安装尺寸、技术参数、外形表如下表 2-1:表2.1电动机主要外形、技术参数、安装尺寸表型号额定功率/ KW满载转速r/min最大转矩（额定转矩）Y801 4314202.2夕卜形尺/mnKmmc mmLX(AC/2+AD) XHD中心高/mmH安装尺寸/mmAXB轴伸尺寸/ mmXmnX mmDXE380 >282.5 245100190 >14028 >60

23、对各传动机构的传动比的确定由于n电=1420r/min, n工作机=1.25 r/min所以外总传动比i总二门电/n工作机=1420/1.25=1136 因为带传动传动的比值不易太大，所以可以取带传动比i =4,减速带轮的传动比i带减=12.636, 减速轴承传动比i减轴承=10,齿轮6、7的传动比i6,=2.2,齿轮8、9的传动比i8,=1。计算各轴的转速及功率1. 各轴的转速n1= n 电=1420 r/minn2 二n电i带i带减14204 12636二 28.09r/minn228.09n3r/ mi n = 2.81r/mini减轴承10i6,72.81r/mi n =1.28r/m

24、in2. 各轴功率的确定查机械设计手册可以知道，效率取带=0.96,齿=0.98，轴承=0.99，联轴器=0.992,减轴承=0.94，带减=0.94。电动机的输出功率估计为 2.8KW.I 轴R = P0=2.8KW.II 轴P2=R带带减=2.8区96 (X94=2.527KWIII 轴P3=P2减轴承 联轴器轴承=2.527 0.94 09920.99=2.333 KWIV 轴F4=P3齿 轴承=2.333 0.98 0.99=2.263 KWV 轴P5= P4 齿 轴承=2.263 0.98 0.99=2.196KWVI 轴P6= P5 齿 轴承=2.196 0.98 0.99=2.1

25、30 KWVII 轴P7= P4 联轴器 轴承=2.130 0.992 0.99=2.092 KW2.2 V带及带轮的设计计算的功率Pca (KW)的确定Pea 二 KaP(2-1)电机每天工作的时间为16个小时，载荷的变动小。由参考文献查表可选取Ka=1.1, 而且因为P=3KW,所以 Ra =1.1乌KW=3.3 KW。选择V带的带型经计算功率Pea =3.3 KW，小带轮的转速n1=1420r/min，查表可得，与A型普通V带较 为接近，可选择该带。确定带轮的基准直径 D1及基准直径D21. 一般来说，根据V带截的面型来进一步选取小带轮的基准直径。参考文献查表可以选取。D1 筑)min

26、, Dmin=75mm,可以取 D1 =75mm。2.验算带的速度v （m/s）: Di门丄v =60 1000二 75 1420,5.5m/s60 10003.计算，得到基准直径D2D 2 = i 带 D 1=4 X75=300mm中心距a及带的基准长度J的确定下式初次选取选:-00.7(D 1 + D 2 )<< 0 <2(D 1 + D 2)(2-2)可得 262.5<a0<750 取 a0 =500mm2 2 ，二(D2-DJ二(300-75)2ld =2： 0 (D1 D2)-12 500(75 300)24 024 500=1614mm由参考文献查表选

27、取相近的ld , ld=1800mm,0 ld _ld5001800 -16142=593mm可得二=600mm。2.2.5 验算：1 保证：1 > 120°4=180 - °2 _ D1 57.3 =180 -300 75 57.3 =158.5 一120 a600确定z(2.3)PeaZ 二 （P0 邛0）心心各参数的确定1）求P。，由参考文献 查表,插值法得P°=1.052）求卩°，由参考文献6查表,插值法得 卩。=0.1653）求Ka,由参考文献 查表，插值法得Ka=0.91454) 求Ki，由参考文献 查表，查得 K =1.01= 2.9

28、43.3(1.050.165) 0.9145 1.01取z=3确定初拉力F。Pea 2.5 、23.32.52F0 =500(1) qv2 =500(1) 0.10 5.52 =176.43Nzv Ka3 5.5 0.9145确定安装时的初拉力F=1.5F0=264.64N确定QQ =2ZF cos 1/2-=2ZFsin :“ / 2 戸 1559.97N2.2.9 V带轮的设计(1)带轮的材料：铸铁HT200图2-1外激波摆动活齿传动机构模型*牛*JrV.2.3减速带轮摆动活齿传动装置由外部减震器专动过程中，驱动力由外部减震器 H输入,图2-1显示了外部冲击波摆动齿轮传动的机构模型。H，摆

29、动活动齿轮G和外齿中心轮K组成。摆动活动齿摆动 在可动销轴周围，通过摆动可动齿和中心轮啮合对转换转速。最后，减速后的运动由摆动的可移动框架控制输出。y摆动齿轮传动可以实现更大的齿轮传动比。I为了充分利用皮带轮所占的空间，设计了紧凑的减速度，并且希望选择外部冲击型摆 动式可动齿轮减速器并将其设置在皮带轮内。由皮带传动和外部冲击式摆动可动齿轮减速器形成的减速器的特点是：1减速皮带轮充分利用皮带轮空间，完成两个基本机构的串联组合，不增加外形尺 寸。结构紧凑，成为一种具有独特性能的新结构，无法拆卸。2. 机构的传动比范围扩大，减速带轮的总传动比i等于带轮的传动比id和摆动可动传 动装置的传动比的乘积。

30、由于摆动活齿传动的速比大，范围宽，分级密集，减速器也具有 这一优点。3. 由于前置机构皮带传动的传动比为 24,后机构摆动活齿传动的输入速度减小了 i 倍，满足外部冲击波式活动齿驱动，减少了振动要求转速低。输入的条件。4. 由框架形成的减速皮带轮架共用轴承轴力，这样可以使减速皮带轮转化为卸载皮 带轮，并提供较为优良的性能。2.4变速传动轴承变速传动轴承介绍变速传动轴承是中国独有的专利产品。它有两个变速和支持功能。传动机构是可动无 齿齿轮行星齿轮传动装置，其传动构件为可动齿，可组合。变速传动机构与传统的齿轮结 构形式相比，为了实现前后两个方向，并同时可以进行的减速或增速比传动，采用了独创 性的推

31、杆结构。因此，该设计具有较强的创新性，其结构紧凑、工作效率高、运行稳定、 造价低廉、维护成本也较低，它与摆线针轮减速机对比起来，操作更加简单、成本更加低 廉，因此具有很强的实践价值与前途。变速驱动轴承普通轴承类似类似，其外观和安装几乎与普通轴承异曲同工，但是比普 通轴承多加一个具有减速齿轮箱的换挡功能和滚动轴承的支撑功能。这种新添加的功能将 变速箱、滚动轴承在功能使用上融合为一体，使操作更加简单方便，安装也更加快捷，在 于机械产品结合时，也更加具有实践意义和价值。机械产品的主体中大部分都钻有安装孔, 这种安装孔上多是为了安装变速传动轴承，这就可以完成固定传动比的增速或减速传动， 且不需要减速器

32、或传动部件。在这个时候，机械产品的结构就大大被精简，传动链也被缩 短，与此同时提升的就是工作效率，也会同时提升产品的性能，体积和重量。而且，如果 它被制成变速轴承减速器，它在功能方面实际上可以一部分取代摆线针轮减速器、正齿轮 减速器或蜗杆减速器。变速驱动轴承机构，其具有很强的创新性，这种创新性与特殊性体现在性能的分析与 计算方面，这一方面就与其他可动齿驱动机构和简单的推杆减速器不完全相同。在当前的 机械市场上。变速传动轴承最突出的优点就是能够实现产品的系列化、高功率、标准化、 长寿命、低操作等。经历多次结构的改进与发展，变速传动轴承-推杆可动齿传动机构的传动机构才形成 了今天的雏形。242变速

33、传动轴承的基本结构变速传动轴承具有创新性，传动和安装方法都是全新的，以普通滚动轴承为例，它是 最简单的传动部件，集成了轴承支撑功能和变速器的换档功能。它可以取代原来的机械传 动部件。直接安装在机械产品中，驱动链大大缩短，体积小，重量轻，结构紧凑，噪音低， 从而大大提高了主机的支撑质量。它易于批量生产并广泛用作滚动轴承。在外观方面，变速传动轴承主要有两个机件组成，即坐镇中央的异形轴承与分布两方， 具有180°的偏转角的可动齿传动机构。其中，异形轴承又主要由三个部分构成：内圈、中圈与外圈，这三圈相互独立，可相互转动。而可动齿传动机构则由传动环、内齿圈对、 滚子、推杆、标准滚动轴承、普通双

34、偏心套筒组成。传动环固定在中间环上，内齿圈固定 在外圈上，双偏心套则在其中，通过过盈配合与内圈连接，包含两端滚子的推杆（活齿）放置在传动装置内环的径向导向槽内。通常，变速驱动轴承可分为五个主要部分：1. 内齿圈的齿廓是与移动推杆的外辊啮合的曲线。 对应减震器（偏心轮），在此其中， 相同内圈彼此偏心角是180°。2驱动环是双排等间距槽构件，其通常通过驱动杆固定到输出轴。3. 活动齿是带内外滚子的推杆。内辊和外辊都是短圆柱辊。4减震器的组成：普通双偏心套筒、输入轴、标准滚动轴承。与此同时，减震器产生的惯性力与径向力使用双排结构来进行抵消，其相位差为180。5. 异形轴承的组成：外圈、中圈

35、、内圈组成。三圈可自由转动。内齿圈的作用主要是固定，传动环的作用主要是输入，偏心套的作用主要是输出。三圈的总作用就是为了得到不同的齿轮比、变速传动效果。改善传输结构变速传动轴承以推杆传动式作为其变速机构，在变速结构方面属于可动齿传动式机构 的多重改进形式。在当前的机械市场当中，推杆减速机的内部结构已经经过了局部改进与 优化设计，有的学者认为，活齿传动机构根据固定传动比原理设计是无法实现的。每一个 动作。代理是纯粹的滚动，因此尝试用纯滚动对更换推杆和导槽之间的移动对是不可行的 因此，应追寻新的出路与方向来体验新的产品性能，故从下面两个方向来寻求创新点并改 进：1）采用摆动活塞齿轮传动机构，这种结

36、构根据变速传动轴承产品设计， 是设新型的变 速传动轴承，在该轴承当中存在三个环来进一步链接异形轴承，并通过摆动活齿传动机构 解决推杆和传动环之间的磨损问题。因此，实践证明，新型变速传动轴承和异形轴承两者的组合实际上具有一定的先进性。 有些研究认为，振动活齿理论可以为新型变速传动轴承的设计和试制提供一种新的开拓思 路，但是与此同时，摆杆可动机构的齿圈并非对称结构，因此在功能方面，如前进和后退 等的相对特征并非完全一致。在传输性能方面也是一侧较好，一侧较差，因此，这两者的 组合体现的是单向减速传动，只有在单向减速传动方面，才能体现出它的优越性与先进性。2）外部冲击波和轴承代替滚子的新传动机构内部齿

37、圈设计为圆形外轮，减震器设计为外部工作轮廓。在这种新型的传动机构上，外部冲击波和轴承替代了之前的滚子为传动机构，这种结 构稳定，不仅仅可以让最主要的三个工件保持相对静止且可旋转状态，与此同时，小滚动 轴承不承担推动齿的功效，就容易造成推杆磨损。其原理在于，外部减震器的输入速度与 旋转速度等比相同，此时可动齿与减震器的工作齿廓的相互作用而旋转并径向移动，从而 迫使可动齿轮旋转，从而完成运动和动力。通过。这种结构的显着优点在于，起伏轮的齿形是凸形共轭曲线，这极大地改善了起伏轮的 加工性能，并且为在特殊设备上加工精确的齿形提供了便利。同时，使用小轴承作为活齿 有利于提高产品的承载能力和动力传递。2.

38、5齿轮6和7的设计选择齿轮类型，精度等级，材料和齿数1 由传输方案选择斜齿轮传动。2. 本设计中传动功率较小，齿轮全部采用软齿面，小齿轮ZG340-640,淬火回火处理, 硬度269HBS,大齿轮ZG340-640,标准化加工，硬度 229HBS。3选择齿轮精度等级为7精度(GB10095-88)。4. 选择 Z6 =30，然后 z? “6,7 沢 Z6 = 2.2 X30 =66。5取螺旋角萨14。按齿面接触强度设计2d 6f(2-4)J2KT6 (u+1)ZhZeZN d u . i：k11. 确定公式中每个参数的值(1) 选择负载系数Kt = 1.22.0,估计Kt = 1.(2) 计算

39、小齿轮传递的扭矩5 P35 2.3336T6 =95.5 105= 95.5 1057.93 106 N mn32.81 由参考文献6查表选取齿宽系数 7=0.8;(4)确定ZhZhtan ： f 二 tan14 cos20.56 得 ：f 二 20.56tan J =tan14 cos20.56 得 .=20.56Zh2cos13.142.43sin 20.56 cos 20.56(5)由参考文献 查得材料的弹性影响系数Ze =188.0MPa确定Z(2-5)cos :二'Z6Z7一1.88 3.2i - cos14 =1.6693066: m= 0.318 dz6 tan ： =

40、0.318 0.8 30 tan 14 =1.901-=1z f：；4 一1.669 1 -1-0.77431.669-0.985 ；(8)确定！ -h 1b LlimZHHSh(2-6)由文献，大、小齿轮接触疲劳强度：极限 J lim 620MPa J lim 7 =500 MPa；N6 =60n6kl =60 2.81 12 8 300 15 = 1.2 107N7 =1.2 107 /2.2 =0.54 107由参考文献查得接触疲劳寿命系数Z6=1.1 ； Z7 =1.14 ；取安全系数Sh =1，由式(2.6)得讣6ZH6 620严 682 MPaSh(1)d6t -3；2 灯.3 汉

41、 7.93 "06 (2.2 +1 )f2.43汉 188.0 汉 0.774 汉 0.985 0.82.2682140.46mm= 500 1.14 =570MPa2. 计算齿轮参数试算小齿轮分度圆直径d6t，代人卜h 1中较小的值计算圆周速度V14。46 2.81 "02m/s60X000计算齿宽、模数、b/hmn空叱=14°.46cos14 =4.5430b 二 d d6t = 0.8 140.46 = 112.37mmht=mnt 2hn c =4.452 10.25 = 10.215mmbt/ht =112.37/10.215 =11v.计算载荷系数K8

42、级精度由文献6:即动载荷系数Kv =1.01 ；由文献查表，Ka =1.；由文献 查表，设 KAFt /b -100 N/mm， KH ： = KF： = 1.2 ；由文献查表选取，得KH，1.2176 ；由参考文献查表选取，得KF "1.22 ；故载荷系数K 二 KaKvK：.K，1 1.10 1.2 1.2176 =1.476(5)按实际载荷系数校正所得的分度圆直径d6 -d6t3 K =Kt 140.46 3 1.31.476 -147.3mm2.5. 3按齿根抗弯疲劳强度设计(2-7)1. 确定公式内的各参数数值 查取齿形系数。文献6查得丫巳.6 =2.52 ;插值：Yf-7

43、 -2.256 ； 查取应力校正系数。由文献6: Ys为-1.625 ;插值：Ys：.7 =7412 ；(3) 计算抗弯疲劳许用应力。取安全系数Sf =1.4，fc】=丫NFl i mSf(2-8)由文献：抗弯疲劳寿命系数YN6 =YN7 = j0 ； 由文献：抗弯疲劳强度极限；十讪6 =480MPa ； cFim7=420MPa丫N6 Flim6st-10 48 -342.86MPa1.4F7Yn 7 二 Flim7SF1.0 4201.4=300MPa(4)计算大、小齿轮的Yf：Ys：并加以比较Yf ：6YS：6F62.52 1.625342.86= 0.01194Yf YsF72.256

44、 1.7412300-0.01309取大值确定丫Yy：=0.25 0.75/；0.250.75/2 =0.625 (其中 1 ：;：. ： 2)Y，1、|.川/120、1-1 14 /120、0.883确定K2.设计计算K = KaKvKf：.Kf，1 1.01 1.2 1.22=1.52 1.5 15.7 105cos214mn -0.8x302X0.01300.620.883.54mm对应齿轮的模量mn的计算主要取决于承载能力，而承载能力由弯曲强度确定，且该数值由接触疲劳强度确定，仅与齿轮直径有关，因此由分度圆的计算由齿轮直径来确定，为147.3mm,由弯曲强度计算的模量为 3.54mm。

45、考虑到补偿由磨损引起的齿强度的减弱,其模量由弯曲疲劳强度计算，增加约20%，因此取 mn = 5mmo几何尺寸计算1.算分度圆直径d6cos：147.3 cos14讣“z6628.58 取 z6=29mn5则 Z7=2.2z6=63.8，故取Z7=64d6 =mnz6/cos： =5 29/cos14 = 149.5mmd7 =mnz7/cos： =5 64/ cos14 = 329.9mm2.计算中心距:-=d6 d7 /2 = 237.12mm 取 a=237mm3.计算齿轮宽度b = dd6 = 0.8 149.5 = 119.6 mm圆整 b7 =122mm，则 b6 =128mm验算

46、5Ft6=2100.34N2T62 15.7 10d6 一 149.5KaRb21003.34122=172.16N/mm > 100N/mm ,合适。齿轮零件的结构设计和图纸齿轮6:实心结构，齿轮7:腹板结构。2.6齿轮8和9的结构设计261选择齿轮类型，精度等级，材料和齿数1. 选择直齿圆柱齿轮传动装置。2. 机床的传动功率的大小影响大小齿轮的选择，但是在该机床当中一律采用软齿面。 小齿轮材料ZG340-640,淬火回火处理，硬度 269HBS，大齿轮材料经归一化处理，型号 为 ZG340-640,硬度为 229HBS。3. 齿轮精度等级为&4. 选择小齿轮数z8 = 35，

47、 z9 = i8,9汉z8 = 1疋35 = 35(2-9)按齿面接触强度设计pg (u+1)z z 2厶H厶E| *duA】丿d6f>1.确定公式中每个参数的值(1) 选择载荷系数Kt = 1.22.0估算Kt = 1.3(2) 计算驱动轮传递的扭矩T8 = 95.5 105旦= 95.5 105 空里=16.9 106 N mm n41.28(3) 由文献，得到齿宽系数d =0.8；确定Ze由文献，得到材料得弹性系数 ZE=188.0MPa；取=20 故ZH=2.5;确定匚h 1(2-10)二h lim ZhSh由参考文献 得二 Hlim8 =620MPaH lim9 = =500

48、MPaN8 =60n4kl =60 1.28 12 8 300 15 = 5.4 106N9 =0.54 107 /2.2 =5.4 106由参考文献 查得ZN8 =1.14 ZN9 =1.14取Sh =1| _ H lim 8Z H 8620 1.14= 706MPa=H lim 9Z h 9500 1.141二 570MPa2. 计算齿轮参数(1) 试计算小齿轮分度圆直径d&，代入J h 1中较小的值d8t=245.79mm3Qx6 (1 +1)(2.5x188.0 屮 丫 08570J(2)计算圆周速度v3.计算齿宽、模数、b/h二 245.79 1.2860 1000=0.01

49、6 m/smt =d8tZ8245.7935= 7.02b = d d8t = 0.8 245.79 = 196.6mmh = mt 2hn c =7.022 10.25 = 15.8mmb /h =196.6/15.8 =12.444. 计算载荷系数根据v, 8级精度，由文献 得动载荷系数Kv =1.01 ；由文献查表，取KA =1.；由文献 查表，设 心耳/b _100N/mm，K-K-1.2 ；由文献 查表，得= 1.290 ；由文献查表，得=1.25 ；故K 二 KAKVK ：.K-： =1 1.10 1.2 1.290 =1.565. 按实际载荷系数校正所得得分度圆直径kM 56d8

50、 _d8t3245.79 3261.4mm88 . Kt1.3按齿根抗弯疲劳强度设计3竺 dz8Yf：Ys：1. 齿形系数的查找与矫正。由文献6 Y2.45 ； Y9=2.45 ；2.应力校正系数的查找与矫正。由文献Ys：.8=1.65 ；Ys：.9=1.65 ；3.抗弯疲劳许用应力的计算。SF =1.4丫N 二 Flim(2-12)由文献6得抗弯疲劳寿命系数YN8 =YN9 -1.0 ；由文献得抗弯疲劳强度极限 6讪8 = 480MPa ； c尸讪9 =420MPa卜-F8 ISf«8"1.°3=342.86MPa1.4r 丫N 9 D Flim9 buc 1=

51、F9Sf10 42 = 300MPa1.44.计算大小齿轮得 土冬，并加以比较乞迤4生0.01179342.86-F8Yf ： 9Ys： 9F9竺d 0.0134753005. 设计计算mn2 1.52 16.9 1060.8 3520.013475 = 5.2mm对于模数m （齿轮）来说，其大小主要取决于承载能力，而承载能力又由弯曲强度来 确定，其大小仅与齿轮直径有关，故可得模数m大小仅与齿轮直径有关。故米取牙齿表面。 直径为261.4mm,由弯曲强度计算的模量为 5.2mm。考虑到补偿由磨损引起的齿强度的 减弱，由根部的弯曲疲劳强度计算的模量增加约20%，因此采用标准值。m = 8mm。几

52、何尺寸计算1. 分度圆直径=32.675 m取 Z8 =33 则 Z9 =332.中心距3.齿轮宽度d8 = m z8 = 8 33 = 264mmd9 = m z9 =8 33 = 264mm:-=d 8 d9 12 = 264mmb 二 dd8 =0.8 264 二 211.2mmb9 =215mm,则 b8 =215mm验算Ft82T82 33.6 105d8 一 264= 25454.5NKaFl 二药454.5 才促/“加口 > 100N/mm 合适。 b215齿轮零件的结构设计和图纸齿轮8,9全部由腹板结构制成并且可以更换。2.7不完全齿轮机构结构设计不完全齿轮机构，作为一种

53、间歇运动机构，从普通渐开线齿轮机构演变而来。基本结 构形式可分为外部网格类型和内部网格类型。设计采用外啮合式。不完全齿轮机构与普通该机构相比，最大的不同就在于齿轮齿是否能覆盖整个圆弧。 因此当驱动轮连续旋转时，从动轮进行间歇旋转运动。在从动轮停止期间，从动轮上的锁 定弧被驱动轮上的锁定弧锁定，起到定位作用，防止从动轮游动。另外，为了避免驱动轮 顶部与从动轮之间的干涉，并确保从动轮可以间歇地处于预定位置，通常需要适当降低驱 动轮的顶部和底部。10是主动理论，11是从动轮，根据渐开线直齿轮设计，但齿未完全加工。选择齿轮类型，精度等级，材料和齿数1. 选择驱动，为直齿圆柱齿轮。2. 传动功率的大小决定齿轮的硬软，该设计中功率较小，故齿轮一律使用软齿面，小齿轮ZG340-640,淬火回火处理，硬度 269HBS，大齿轮ZG340-640,标准化加工，硬度229HBS3. 选择齿轮精度等级为7精度4. 选择 z10 =24。(2-13)根据牙齿表面的接触强度设计”仇(u +1)F、2Z Z 厶H厶E©du1 Ghdiot X 31. 确定公式中每个参数的值选择负载系数Kt = 1.22.0,故取Kt= 1.3；(2) 计算驱动轮传递的扭矩5 P55 0 4272T10 =95.5 10 =95.5 1032.6 10 N mn51.25(3) 由参考文献选取齿宽系数 乃