C6150機床進給系統(tǒng)結構設計

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2018 屆畢業(yè)論文 題目：C6150 機床進給系統(tǒng)結構設計 學 院 專 業(yè) 、班 級 學 生 姓 名 指導教師(職稱) C6150 機床進給系統(tǒng)結構設計 總計：畢業(yè)論文 33 頁插圖 17 幅 指 導 教 師 閱 人 ： 期： 2018 年 摘 要 C6150 機床是能對是對軸、盤，環(huán)等多種類型工件進行多種工序加工的臥式車床，適合小批量的車削零件加工。常用于加工工件的內外回轉表面、端面和各種內外螺紋。 機床的進給系統(tǒng)主要包括進給箱和溜板，是影響機床加工精度的重要因素。進給箱機是改變機床切削時的進給量或改變表面形成運動中刀具和工件相對運動關系的機構。溜板箱是將絲和光杠傳遞的旋轉運動轉變?yōu)榱锇逑涞闹本€運動并帶動刀架進行進給運動。本次設計是以 C6150 機床為研究對象，設計其進給系統(tǒng)的結構。設計的思路是先通過分析機床主要技術參數(shù)來確定機床進給系統(tǒng)的方案， 再對機床的進給箱和溜板箱的結構進行分析設計，以及對箱體內主要零部件設計及校核，最后再詳細闡述機床進給箱和溜板箱的運動過程。 本文對機床的進給系統(tǒng)的主要結構進行了設計與說明。先是對電機進行了選型，再對機床進給箱和溜板箱內部主要軸及軸上零件進行了設計及強度校核并且對機床進給箱以及溜板箱的工作過程進行了詳細的說明，最后確定了 C6150 機床進給系統(tǒng)的結構。 關鍵詞：機床 進給系統(tǒng) 進給箱 溜板箱 II Abstract C6150 machine tool is a horizontal lathe that can process various types of workpieces such as shaft, disc, ring and so on. It is suitable for small batch turning parts processing. It is commonly used to process internal and external rotary surfaces, end faces and various internal and external threads of workpieces. The feed system of the machine tool mainly includes feed box and slide plate, which is an important factor that affects the machining accuracy of the machine tool. The feeding box machine is a mechanism that changes the feed rate of machine tool cutting or changes the relative movement relationship between the tool and workpiece during the movement of the surface. The sliding plate box changes the rotational motion of the wire and the light bar into the linear motion of the slide box, and drives the tool carrier to feed. This design takes the C6150 machine tool as the research object, and designs the structure of its feed system. The design idea is to determine the program of the machine tool feed system by analyzing the main technical parameters of the machine tool, then analyze and design the structure of the feed box and the slide box, and the design and check of the main parts in the box. Finally, the movement process of the feed box and the slide box is expounded in detail. The main structure of the feed system of the machine tool is designed and explained in this paper. First, the motor is selected, then the design and strength check of the main shaft and shaft of the machine tool feed box and the slide box are checked, and the working process of the feed box and the slide box is explained in detail. Finally, the structure of the feed system of the C6150 machine tool is determined. Key word：Machine tool Feed system Feed box Slide box C6150 機床進給系統(tǒng)結構設計 目錄 摘 要 I Abstract II 1. 緒論 1 1.1 C6150 機床進給系統(tǒng)結構設計的目的和意義 1 1.2 C6150 機床的總體布局及參數(shù) 1 1.3 C6150 機床發(fā)展概況 2 1.4 主要設計工作及內容 4 2. 進給系統(tǒng)方案的確定 5 2.1 機床主要技術參數(shù) 5 2.2 機床進給系統(tǒng)分析 5 3. C6150 機床進給箱結構設計和分析 8 3.1 C6150 機床進給箱結構分析 8 3.2 電機的選擇 9 3.3 Ia 軸上齒輪的設計及校核 9 3.4 Ia 軸的結構設計及校核 14 3.5 軸 Ia 上軸承的選用及其校核 16 3.6 軸 II 齒輪的設計及校核 17 3.7 II 軸的結構設計與校核 22 3.8 軸 II 上軸承的選用及其校核 24 3.9 其余軸的設計 25 4. C6150 機床溜板箱結構分析和設計 27 4.1 C6150 機床溜板箱結構分析 27 4.2 電機的選擇 28 4.3 溜板箱 IX 軸及軸上零件設計 28 5.結論 33 參考文獻 34 附錄 1 外文譯文 35 附錄 2 外文原文 38 致 謝 45 1. 緒論 1.1 C6150機床進給系統(tǒng)結構設計的目的和意義 C6150 機床是對軸、盤、環(huán)等多種類型工件進行多種工序加工的臥式車床， 適合小批量的車削零件加工。常用于加工工件的內外回轉表面、端面和各種內外螺紋，采用相應的刀具和附件，還可進行鉆孔、擴孔、攻絲和滾花等。它具有以下特點：1、低頻力矩大、輸出平穩(wěn)。2、高性能矢量控制。3、轉矩動態(tài)響應快、穩(wěn)速精度高。4、減速停車速度快。5、抗干擾能力強等。 C6150 的進給系統(tǒng)主要包括進給箱和溜板箱等。溜板箱與進給箱配合可讓刀架進行螺紋切削。縱,橫向走刀進給和快移動等功能。它是影響機床加工精度的重要因素。設計 C6150 機床的進給系統(tǒng)過程中能綜合利用到已學過的知識，能對已學過的知識進行進一步加深理解與記憶,所以，本課題十分有意義。 1.2 C6150機床的總體布局及參數(shù) 臥式車床在加工過程主要是軸類零件和直徑不太大的盤類零件，因此采用臥式布局。為了適應右手操作的習慣，主軸箱布置在左上端。圖1-1是C6150機床結構示意圖，其主要組成部件及功能如下： 圖 1-1 C6150 機床結構示意圖 主軸箱 支撐主軸并帶動工件作回轉運動。箱內裝有齒輪、軸等零件，組成變速傳動機構，變換箱外手柄位置，可使主軸得到多種不同的轉速。 進給箱 是進給傳動系統(tǒng)的變速機構。它把交換齒輪箱傳遞來的運動，經過變速后傳遞給絲桿，以實現(xiàn)各種螺紋的車削或機動進給。 交換齒輪箱 用來將主軸的回轉運動傳遞到進給箱。更換箱內的齒輪，配合進給箱變速機構，可以得到車削各種螺距的螺紋的進給運動；并滿足車削時對 9 不同縱、橫向進給量的需求。 溜板箱 接受光桿傳遞的運動，驅動床鞍和中、小滑板及刀架實現(xiàn)車刀的縱橫進給運動。溜板箱上裝有一些微手柄和按鈕?？梢苑奖愕夭倏v車床上來選擇諸如機動、手動、車螺紋及快速移動等到運動方式。 床身是車床的大型基礎部件，精度要求很高，用來支撐和連接車床的各個部件。床身上面有兩條精確的導軌，床鞍和尾座可沿著導軌移動。 刀架部分由床鞍、兩層滑板和刀架體共同組成用于裝夾車刀并帶動車刀作縱向、橫向和斜向運動。 尾座安裝在床身導軌上，并可沿著導軌縱向移動，以調整結構其工作位置。尾座主要用業(yè)安裝后頂尖，以支撐較長的工件，也可以安裝鉆頭、鉸刀等切削刀具進行孔加工。 床身前后兩個床腳分別與床身前后兩端下部連為一體，用以支撐床身及安裝在床身上的各個部件?？梢酝ㄟ^調整墊塊把床身調整到水平狀態(tài)，并用其所長地腳螺栓固定在此工作場地上。 冷卻裝置冷卻裝置主要通過冷卻泵將切削液加壓后經冷卻嘴噴射到切削區(qū)域。 1.3 C6150機床發(fā)展概況 國內：中國產業(yè)調研網發(fā)布的 2017 年中國車床行業(yè)發(fā)展調研與發(fā)展趨勢分析報告認為，按用途和結構的不同，車床主要分為臥式車床和落地車床、立式車床、轉塔車床、單軸自動車床、多軸自動和半自動車床、仿形車床及多刀車床和各種專門化車床，如凸輪軸車床、曲軸車床、車輪車床、鏟齒車床。在所有車床中， 以臥式車床應用最為廣泛。 由于車床產品應用面廣，在機床產品中占有較大的比例，車床的產量占金屬切削機床總量的 25.6%左右。2015 年，我國車床產量已經超過 20 萬臺。普通車床近 2016 年的平均需求量在 11 萬臺，但是由于數(shù)控化率不斷的提高，中國市場宏觀環(huán)境的走低，國家積極倡導淘汰落后產能的政策下，未來普通車床市場將加速縮水，預計普通車床市場年復合縮水比例達到 12%-15%，而對應的經濟型臥車需求量將代替普通車床市場的消減以 7.5%-9%的速度增長。2016 年，我國車床消費量為 14.37 萬臺；2017 年車床消費量約 15 萬臺。由于中國經濟已經步入“新常態(tài)”，當經濟處于下行周期，而有效需求又不能快速啟動時，工業(yè)特別是重化工業(yè)的產能過剩問題將變得更加突出，相當數(shù)量的企業(yè)將進入短期“去庫存”、中長期“去產能”的艱難過程中。同時《中國制造 2025》“智能專項”已經啟動，普通車床產能將進一步縮減，產能逐漸由數(shù)控車床取代，故預計“十三五”期間，車床產量將有所下降，后期將逐漸追平截至 2016 產量，預計到 2020 年，我國車床產量 達到 22 萬臺左右。經濟下行時期，中國車床下游行業(yè)都將受其影響，而下游行業(yè) 的發(fā)展直接影響車床的需求量。預計到 2022 年，我國車床需求量在 14.6 萬臺左右。 車床性能發(fā)展趨勢： 提高切削速度: 近幾年來由于刀具材料的飛速發(fā)展,要求車床相應的提高主軸轉速，增大功事提高切削速度。目前普通車床比較經濟適用的轉速為 2000 轉/ 分左右，因為它符介經濟切削速度的發(fā)展。 提高自動化程度: 對普通車床來說，在單件小批生產中非切削時間約占 80% 左右,并且切削性能也沒有充分發(fā)揮，據調查在 85%的開動時間中機床功率效率平均使用功率不超過 25%; 在 95%的開機床額定功率動時間里，機床功率效率不超過50%，車床的主軸轉速在絕大多數(shù)情況下僅用到 60%以下.產生這種現(xiàn)象的主要原因是當高速切削時由于車床自動化程度低,人工操作不能適應所造成?；谏鲜銮闆r我們認為，當前普通車床的發(fā)展趨勢是在適當改進切削性能的基礎上，著重提高自動化程度，最大限度地縮短非切削時間,以便提高生產量。 國外：據國際咨詢機構預測，今后世界上數(shù)控機床將以較高的速度發(fā)展，在 金切機床中幾乎所有品種均可實現(xiàn)數(shù)控化；數(shù)控系統(tǒng)向高度集成(采用 64 位CPU)、高分辨率(0.1um)、小型化方向發(fā)展。機械加工向工序復合化、智能化方向發(fā)展。未來工廠將廣泛應用數(shù)控機床、柔性加工單元和柔性加工生產線，最終實現(xiàn)計算 機集成制造系統(tǒng)。工廠可以靈活地根據用戶需要，在短時間內設計、制造出全新 的產品，實現(xiàn)更高精度、效率和效益。 高精度化。國外效控系統(tǒng)的設定單位由 1um 發(fā)展到 0.1um 和 0.01um。1992 年 7 月，日本 FANUC 公司在慶祝該公司成立二十周年的新成果展示會上，展示了實現(xiàn)納米加工的整套技術，實現(xiàn)了 0.001um／脈沖的控制系統(tǒng)，能牘利執(zhí)行每個脈沖當量為 0.001um 的伺服單元，伺服電機、氣浮絲杠、氣浮主軸等部件，能檢測納米級精度的高精度檢測反饋系統(tǒng)。據資料介紹，這是世界上第一個真正實現(xiàn)納米加工的成套技術。 高速化?？焖傩谐桃褟?24m／min 提高到 240m／min(當設計單位為 1um 時)， 加工中心的切削進給速度可達 10m／min 以上。數(shù)控系統(tǒng)已從 16 位微機發(fā)展到32 位、64 位機，或用 40 多個 CPU 的結構。FANUC 公司開發(fā)的 15B 數(shù)控系統(tǒng)就采用了 64 位微機的 RISC 技術(壓縮、優(yōu)化程序、消除跟蹤誤差)。 高可靠性。 FANUC 公司的計算機數(shù)控系統(tǒng)的平均無故障工作時(MTBF)是 0.01 次／ 月·臺，即實現(xiàn)了 100 個月里出現(xiàn)一次故障的高可靠性從而使機器人也實現(xiàn)了 0.013 次／月·臺的高可靠性(另一種說法是國外數(shù)控系統(tǒng)的 MTBF 在 1 萬小時以上)。 系統(tǒng)化。在新廠籌建和老廠擴建過程中，人們已注意到了耍在系統(tǒng)工程觀念指下來添置數(shù)控機床、柔性加工單位及柔性制造系統(tǒng)、機器人等機電一體化產品。德國的維勒爾公司已經給世界各國提供了上百條柔性制造系統(tǒng)。FANUC 公司還在筑波科學城中按計算機集成制造系統(tǒng)(O1MS)的五層結構建成 CIMS 模式的工廠。富士通公司建立了紹津 CIMS 工廠，富士電機也建立了吹上 C1MS 工廠}德國的西門子公司建立了 CIMS 數(shù)控系統(tǒng)制造廠。 1.4 主要設計工作及內容 （1）C6150機床傳動系統(tǒng)圖設計 根據 C6150 機床的基本參數(shù)及機床結構特點進行機床傳動系統(tǒng)圖設計。 (2）進給箱結構設計，進給箱裝配圖繪制。 根據 C6150 機床的傳動系統(tǒng)圖設計進給箱的結構設計，完成進給箱內部的齒輪校核，軸的校核及軸承的選擇，最后完成進給箱的裝配圖。 (3）溜板箱結構設計，溜板箱裝配圖繪制。 根據機床的傳動系統(tǒng)圖進行溜板箱的結構設計，完成溜板箱內部的齒輪校核， 軸的校核及軸承的選擇，最后完成溜板箱箱的裝配圖。完成一份主要部件的三維造型，最終設計出了 C6150 機床傳動系統(tǒng)圖一份，進給箱及其裝配圖，溜板箱及其裝配圖，主要部件三維造型。 本文內容將依據本次設計的經過，詳細介紹設計步驟和相關技術分析。文章中以設計者的設計思想為依據，用插圖加以闡述。最后對本次設計進行了總結概括。 2. 進給系統(tǒng)方案的確定 2.1 機床主要技術參數(shù) C6150 型臥式車床的技術參數(shù)如下： 工件最大回轉直徑： 在床鞍上 280 毫米 在床面上 500 毫米 主軸孔徑 52 毫米 主軸前端孔錐度 莫式 6 號 主軸轉速范圍（17 級）……20~1250 轉/分加工螺紋范圍： 公制 1~80 毫米 英制 7/16~40 牙/英寸 模數(shù) 0.5~40 毫米 節(jié)徑 7/8~80 徑節(jié) 進給量范圍： 縱向 0.028~6.528 毫米/轉 橫向 0.010~2.456 毫米/轉 快速 縱向 5.4 米/分；橫向 1.95 米/分 主電機： 功率 5.5 千瓦 轉速 1450 轉/分 2.2 機床進給系統(tǒng)分析 C6150 機床主要有主傳動鏈和進給傳動鏈兩部分。進給系統(tǒng)主要由進給箱和溜板箱組成。如圖 2-1 所示為機床傳動系統(tǒng)框圖。圖 2-2 為 C6150 機床主運動轉速圖，圖 2-3 為 C6150 機床傳動系統(tǒng)圖。其中圖 2-3 劃分為三大部分： A 部分為機床床頭箱，其主要功能是支撐主軸，由主電機轉動帶動箱體內的各個軸和齒輪的轉動，從而使主軸轉動，由于主軸的內部結構是空心的，將工件插入主軸就能帶動工件旋轉。B 分是機床的進給箱，它是能改變機床進給運動情況的變速機構。通過掛輪箱中齒輪與進給箱中軸上的齒輪嚙合帶動進給箱內部的各個軸轉動，通過撥叉改變齒輪的嚙合的齒數(shù)來改變傳動比，進給箱中的轉動的在經過變速后， 掛輪箱 再將的運動通過聯(lián)軸轉移到絲桿和光桿上，最后使機床的能完成精確切削各種螺紋的轉動。C 部分是機床溜板箱，它可以接受到進給箱的運動，通過箱體內部的各種齒輪嚙合將運動傳遞到刀架機構上，從而實現(xiàn)控制和驅動刀架，即讓刀架能產生相對于機床的縱向運動以及橫向運動。 圖 2-1 C6150 機床傳動框圖 圖 2-2 C6150 機床主運動轉速圖 圖 2-3 C6150 機床傳動系統(tǒng)圖 3. C6150 機床進給箱結構設計和分析 3.1 C6150 機床進給箱結構分析 溜板箱的總體結構如圖 3-1 所示。一共包含 6 根軸。其中軸 Ia 為與掛輪箱相連，是進給箱內運動的來源，軸 Ib 和軸 III 為輸出軸，軸VI 和軸V 是支撐撥叉移動的軸。軸 Ia 上設計了一個雙聯(lián)滑移齒輪，選用了一對向心軸承。軸 Ib 上共設計有兩個齒輪其中一個為三聯(lián)滑移齒輪，選用了兩對軸承，一對向心軸承，一對推力軸承，末端還設計有連接一個聯(lián)軸器。軸 II 上共設計有五個齒輪，選用了一對向心軸承。齒輪軸 III 上共設計有 3 個齒輪，其中有一個設計為雙聯(lián)滑移齒輪，由于軸設計得太長，所以一共選用有五個軸承，都是用的向心軸承。軸 IV 上設計了一個撥叉。軸V 上一共設計了三個撥叉。 運動過程分析：軸 Ia 接收到掛輪箱的轉動得到動力轉動，軸 IV 上的撥叉放置與軸的最左端，使軸 Ia 上面的雙聯(lián)滑移齒輪在最左邊，使雙聯(lián)滑移齒輪左端齒輪軸 II 左端齒輪嚙合轉動從而帶動軸 II 轉動。此時軸V 第一個撥叉放置在最右端， 從而使軸 II 上最右端的齒輪與軸 III 上的雙聯(lián)滑移齒輪右端齒輪嚙合，從而帶動軸III 轉動。撥動軸V 上最后兩個撥叉，使得軸 III 上齒輪與 Ib 上的齒輪嚙合，從而帶動軸 Ib 轉動。 通過改變撥叉的位置使不同的齒輪嚙合以達到機構變速。 圖 3-1 C6150 機床進給箱裝配圖 3.2 電機的選擇 已知主軸轉速 nmin = 20r / min ， nmax = 1250r / min 。主軸轉速級數(shù) Z = 17 ,根 據功率估算的計算公式可以算出電機功率。其中ap = 3.5 ， f 主切削力： FZ = 1900ap f ′ 0.75 = 1900 ′ 3.5′ 0.35′ 0.75 = 3026.06N = 0.35 。  （3-1） 切削功率： p = FZ ′ l KW = 3026.06 ′ 90 = 3.6KW （3-2） 切 62100 62100 估算電機功率： p = p 切 = 3.6 = 5.2kw  （3-3） h總 0.7 根據計算值 p=5.2kw 選擇電機為三相異步電動機，其型號選為Y 2 -132S - 4 ， 根據它的參數(shù)可以確定其額定轉速是1450r / min ，額定功率為 5.5kw。 3.3 Ia 軸上齒輪的設計及校核 3.3.1 齒輪的設計 試取兩個嚙合的齒輪，大小齒輪的齒數(shù)都為 18。 軸 Ia 上的齒輪材料選為 40 Cr，齒輪的處理選用高頻淬火和齒部回火。齒輪表面的硬度達到250HBS 。II 軸大齒輪采用 ZG310 - 570 ，齒輪選擇經過正火處理， 齒輪的齒面硬度達到 217 HBS。軸的轉速如下： 得到VI 軸轉速： n = 1450 ′ 118 ′ 27 ′ 26 ′ 26 ′ 22 ′ 21 ′ 66 ′ 56 = 37.98r / min （3-4） 0 165 43 52 52 56 66 66 30 根據 C6150 傳動系統(tǒng)圖可以知道 Ia 軸的轉速等于VI 軸的轉速。所以n0 = n1 = 37.98r / min 。 假設 C6150 機床的工作壽命： N1 = 60n9 jLh = 60 ′ 37.98′1′ 2 ′ 365 ′ 8 = 13308192  （3-5） N = N1 = 13308192 2 u  （3-6） 查圖得: ZN1 = 1.42, ZN 2 = 1.40 。 又因為選擇 ZX 1 = ZX 2 = 1.0,取SHmin = 1.0，ZW  = 1.11, ZLVR = 0.92 。 查表可得sH lim1 = 695MPa 。sH lim1 = 695MPa，sH lim 2 = 640MPa 。由公式可以算出接觸應力： 19 [sH ]1 = sH lim1 Z S N1Z X 1ZW ZLVR = 695 ′1.42 ′1.0 ′1.11′ 0.92 = 1007.82MPa （3-7） [sH ]2 = sH lim 2 Z S N 2 Z X 2 ZW 2 Z  LVR = 640 ′1.40 ′1.0 ′1.11′ 0.92 = 915MPa 因為[sH ]1 大于[sH ]2 。 所以取[sH ] = [sH ]1 = 1007.82MPa  （3-8） 按齒面的接觸強度可以知道中心距： 1 p = p ′h，其中h= 0.96 ′ 0.998 ′ 0.987 ′ 0.974 （3-9) 1 p = 5.5′ 0.96 ′ 0.998 ′ 0.987 ′ 0.974 = 4.06kw 小齒輪傳遞的轉矩： 1 T = 9.55′106 P1 = 9.55′106 ′ n1 4.06 37.98  = 1.02 ′106 N · mm  （3-10） a E 取keZ 2e= 1.1,f = 0.08 ，可查得 Z = 189.8MPa1/ 2 ，傳動比為u = 1 ， 算得： ZH = = = 2.5 （3-11） 中心距的計算公式： a 3 (u +1)  （3-12） ? 1.1′1.02 ′106 ′ (2.5′102 ′189.8)2 ? = ? 2 ′ 3 ÷ = 37.79mm è ? ? 2 ′ 0.08′1′1007.822 ÷ 齒數(shù)初步選為 Z1 = Z2 = 18 ，模數(shù)選為m1 = m2 = 3.5mm ，所以能夠確定兩齒輪的中心距為： a = (Z1 + Z2 ) m = 63mm 2 （3-13） 分度圓直徑： d1 = d2 = mz = 3.5′18 = 63mm  （3-14） a 齒輪齒頂圓柱直徑： da1 = da 2 = d + 2h*m = 63 + 2 ′ 3.5 = 70mm （3-15） 3.3.2 齒輪的校核 由前面的設計可知兩個齒輪的齒數(shù)均為 Z1 = Z2 = 18 ，模數(shù)m1 = m2 = 3.5mm ， 由此可得齒輪的分度圓的直徑： d1 = d2 = 63mm 。 選 KHt = 1.3 ，選取齒輪的齒寬系數(shù)fd = 1 ，可得齒輪的區(qū)域系數(shù) ZH = 2.5 。由表可知材料的彈性影響系數(shù) E Z = 189.8MPa1/ 2 。 由下列公式可計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) Ze。 aa1 = arccos[z1 cosa/(z1 + 2h* )] a = arccos[18′ cos 20o /(18 + 2)] = 32.2o (3-16) aa 2 = arccos[Z2 cosa1 /(Z2 + 2h* )] a = arccos[18′ cos 20o /(18 + 2)] = 32.2o (3-17) ea = [Z (tana - tana' ) + Z (tana - tana' )] / 2p= 1.55  (3-18) 1 Ze = a1 = 0.654 2 a 2  (3-19) 計算接觸疲勞許用應力： 假設 C6150 機床能正常工作的壽命為二年，所得到應力循環(huán)次數(shù)： N1 = 60n1 jLh = 60 ′ 37.98′1′ 2 ′ 365 ′ 8 = 13308192 N = N1 = 13308192 2 u (3-20) 1 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù)： KHN = 1.42 , KHN 2 = 1.40 一般選擇齒輪的安全系數(shù) S=1，可得： [sH ]1 [sH ]2 = KHN1sH lim1 = 1.42 ′ 695 = 986.9MPa S = KHN 2sH lim 2 = 1.40 ′ 640 = 896MPa S  (3-21) 根據要求取小的接觸疲勞許用應力： [sH ] = [sH ]2 = 896MPa 所以能得到分度圓直徑： 3 d1t 3  ? 2.5′ 0.654 ?2 = 3 2 ′1.3′1.02 ′106 ′ 2 ′189.8′189.8′? è ÷ 896 ? (3-22) = 59.763mm 再對小齒輪進行調整分度圓直徑： 齒輪的圓周速度： Vm = πd1t n8 /60 ′1000 = 0.12m/s  (3-23) 寬齒寬b b = fd d1t = 59.763mm 計算實際載荷系數(shù)KH : 由表查得使用系數(shù)KA = 1.25 。 因為V = 0.12m/s ,選擇的八級精度的齒輪,可查得齒輪的動載荷系數(shù) KV 圓周力如下：  (3-24) = 1.3 。 F = 2T / d = 2 ′1.02 ′106 / 59.763 = 34134.8N (3-25) t1 1 1t KAFt1 / b = 1.25′ 34134.8 / 59.763 = 713.96N / mm > 100N / mm (3-26) 齒輪的齒間載荷分配系數(shù) KHa = 1.2 ，并且能夠查出齒輪的齒向載荷分布系數(shù) KHβ = 1.421 。 所以齒輪的實際載荷系數(shù)： K = KA KV KHaKHb = 1.25 ′1.3′1.2 ′1.421 = 2.77 (3-27) 分度圓直徑根據公式可得： d1 = d1t = 59.763′1.1 = 65.74 (3-28) 齒輪模數(shù)： m = d1 / z1 = 65.74 /18 = 3.6mm 。 根據齒輪的齒根彎曲疲勞強度進行設計： mt 3 初步選擇系數(shù) KFt = 1.3 。 齒輪彎曲疲勞強度用重合系數(shù)  (3-29) Y = 0.25 + 0.75 = 0.25 + 0.75 = 0.73  (3-30) e e a 計算YFaYsa ： [sF ] 1.55 齒輪的齒形系數(shù)選擇為YFa1 = 2.7,YFa1 = 2.7 。齒輪的應力修正系數(shù)Ysa1 = 1.53,Ysa 2 = 1.53 。 所以可查出兩齒輪的齒根彎曲疲勞極限是：sFN1 = 650MPa,sFN 2 = 500MPa 。對齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)選擇為 KFN1 = 0.85, KFN 2 = 0.88。 選擇齒輪的彎曲疲勞安全系數(shù)S = 1.4 。 [σ] = KFN1sFlim1 = 0.85′ 650 = 394.64MPa F1 S 1.4 [σ] = KFN2sFlim2 = 0.88′ 500 = 314.28MPa (3-31) F 2 S 1.4 YFa1Ysa1 = 2.7 ′1.53 = 0.0105 (3-32) [sF ]1 394.64 YFa 2Ysa 2 = 2.7 ′1.53 = 0.0121 [sF ]2 314.28 由上可知大齒輪的 YFaYsa 大一些，所以： [sF ] YFaYsa [sF ] = YFa 2Ysa 2 = 0.0164 [sF ]2 (3-33) 計算模數(shù): mt 3 2 ′1.3′1.02 ′106 ′ 0.73 = 3 ′ 0.0121 18′18  (3-34) = 2.84mm 調整齒數(shù)模數(shù)： 計算圓周速度v ，齒寬b 和寬高比b / h ： d1 = mt z1 = 51.12mm ，Vm = πd1t n8 /60 ′1000 = 0.045m/s 。 (3-35) b = fd d1 = 51.12mm 。 (3-36) h = (2h* + c* )m = 7.1mm ，b / h = 7.2 (3-37) a t 計算實際載荷系數(shù) KF ： 根據v = 0.045m / s ，選擇齒輪的精度為八級，所以查得齒輪的載動系數(shù)為 KV = 1.1 。 F = 2T / d = 2 ′1.02 ′106 / 51.12 = 39906.1N (3-38) t1 1 1 KAFt1 / b = 1.25′ 39906.1/ 51.12 = 975.7N / mm > 100N / mm 取齒間載荷分配系數(shù) FFa = 1.2 。查表取 KHb = 1.421, FFb = 1.4 。則載荷系數(shù)為： KF = KA KV KFaKFb = 1.25 ′1.1′1.421′1.4 = 2.735 則可計算齒輪模數(shù)為； (3-39) (3-40) m = mt 綜上所述： = 2.84 ′1.095 = 3.1mm (3-41) 通過齒根接觸疲勞計算的模數(shù)，來選擇齒輪的模數(shù)為 m = 3.5mm ，按照齒輪的接觸疲勞能得到兩個齒輪的分度圓直徑都為 d = 63mm , 所以可以得到z1 = d1 / m = 18 ，所以取 z1 = 18 ， z1 = uz1 = 18 。 由以上分析可知，所有的疲勞輕度都達到要求，對于雙聯(lián)齒輪的另外一齒也 可做出相似的分析。 3.4 Ia 軸的結構設計及校核 3.4.1 Ia 軸的設計 驗算初選軸徑: 由前面設計可知 p = 9.81w 。 選擇軸的材料為 45 鋼，經調質處理： d 3 A 0 = 100 ′ = 24.5mm (3-42) 根據上述描述有軸結構如圖 3-2 所示： 圖 3-2 軸 Ia d1 = 35mm , d2 = 31mm ， d3 = 45mm ， d4 = 35mm ， d5 = 23mm , d6 = 25mm l1 = 100 mm ， l2 = 2 mm ， l3 = 30mm ， l4 = 225mm , l5 = 2mm , l6 = 13mm 。 3.4.2 Ia 軸的校核 如圖 3-3 為軸的受力圖。 在 XAY 平面上： 圖 3-3 軸的受力圖 AC=80mm,BD=130mm,AD=140mm,AB=270mm Ft 2 ′ 48 + Ft 3 ′140 = RBY ′ 270  (3-43) CZ AY 所以, RBY = 2051.427 N RAY = Ft 2 + Ft 3 - RBY = 1657.647 N (3-44) 所以：C 斷面 DZ BY D 斷面 M = 80R = 79.568 ′103 N × mm M = 130R = 129.24 ′103 N × mm (3-45) (3-46) 圖3-4 軸的垂直彎矩圖 所以可以得到軸的垂直彎矩圖3-4。在XAZ平面上： RZ Fr 2 ′ 80 + R ′ 270 = Fr 3 ′140 RBZ = 561.47 N (3-47) 所以， RBZ = 561.47 N RAZ = 80.574N CY AZ 所以，C斷面 M = R ′ 80 = 3.868 ′103 N × mm (3-48) DY BZ M = R ′130 = 35.373′103 N × mm 圖 3-5 軸的水平彎矩圖 綜上可得軸的水平彎矩圖 3-5。合成彎矩 C 斷面 (3-49） MC = =  (3-50) = 79.66 ′103 N × mm 合成彎矩 D 斷面 MD = = (129.24 ′103 )2 + (35.373′103 )2  (3-51) = 339 ′103 N × mm 圖 3-6 軸的合成彎矩圖 綜上可得州的合成彎矩圖 3-6。 因為 MD > MC 所以： , 所以 D 斷面為危險截面。 M 2 + (aT )2 s = ?1 = 25MPa  (3-52) c 0.1d 又因為 45 剛軸的材料[s-1 ] = 59MPa ，所以軸安全。綜上，軸 Ia 滿足安全要求。 3.5 軸Ia 上軸承的選用及其校核 由于軸 Ia 上安裝有一個雙聯(lián)齒輪，只在軸徑方向受力，在軸向沒有受理，所以可以選用向心球軸承，型號選為 6305。 假設選用的軸承能正常工作的壽命 15 年，每年按 300 天算。根據深溝球軸承型號 6305 查出Cr 和Cor 。 Cr = 25500N , Cor = 15200N 。 F1v = RAY = 1657.674N , F2v = RBY = 2051.427 N 水平面支反力 F1h 、 F2h ： F1h = RAZ = 80.574N ， F2h = RRZ = 561.47 N 合成支反力 Fr1 、 Fr 2 ：  (3-53) (3-54) Fr1 = = 1659.631N (3-55) Fr 2 = = 2126.876N (3-56) 計算軸承的當量載荷 Pr1 、 Pr 2 。由于 Fa = 0 。 查表： X1 = 1.41 , Y1 = 0 查表取載荷系數(shù) fP = 1.1。 P1 = f p Fr1 = 1.1′1659.636 = 1825.594N (3-57) 查得 X 2 = 1,Y2 = 0 。 所以 P1 = f p Fr 2 = 1.1′ 2126.876 = 233.956N (3-58) 校核所選軸承： 由于兩各支承用相同的軸承，都是向心軸承，所以計算用當量動載荷較大的軸承。查表得到軸承的載荷系數(shù)為 fP = 1 ，可以取軸承的溫度系數(shù)為 ft = 1，所以軸承工作壽命如下： 106 ? C ?e Lh = ? ÷ (3-59) 60 n è P ? = 106 ? Lh 60 ′ ?  25500 ?3 ÷ 37.98 è 2339.5636 ? = 73093.6h > (16 ′ 300 ′15) = 72000h 選的軸承滿足壽命要求。 3.6 軸II 齒輪的設計及校核  (3-60) 3.6.1 齒輪的設計 試取兩嚙合齒輪的齒數(shù)情況如下： 選擇的小齒輪 Z1 = 24 , 選擇的大齒輪 Z2 = 36 。 II 軸小齒輪材料選擇為 40 Cr，齒輪的處理選用經過高頻淬火和齒部回 火。齒輪的表面的硬度達到250HBS 。III 軸大齒輪采用 ZG310 - 570 ，齒輪選用正火處理，齒輪的齒面硬度達到217HBS 。 由前面設計可知到達 II 軸時，轉速 n2 = n1 = 37.98r / min 。 假設機床能正常工作的壽命為兩年，應力循環(huán)次數(shù)： N1 = 60n2 jLh = 60 ′ 37.98′1′ 2 ′ 365 ′ 8 = 13308192  (3-61) N = N1 = 8872128 2 u  (3-62) 查圖得 ZN1 = 1.43, ZN 2 = 1.41。 又因為選擇 ZX 1 = ZX 2 = 1.1,取SHmin = 1.0，ZW  = 1.12, ZLVR = 0.95 查表可得：sH lim1 = 690MPa，sH lim 2 = 635MPa 。由公式可以算出接觸應力 [sH ]1 = sH lim1 Z S N1Z X 1ZW ZLVR = 690 ′1.43′1.1′1.12 ′ 0.95 = 1154.83MPa (3-63) [sH ]2 = sH lim 2 Z S N 2 Z X 2 ZW 2 Z  LVR = 635 ′1.41′1.1′1.12 ′ 0.95 = 1047.9MPa 因為[sH ]1 大于[sH ]2 ，所以取 [sH ] = [sH ]1 = 1154.83MPa (3-64) (3-65) 按齒面接觸強度確定中心距： p2 = 4.06 ′ 0.99 ′ 0.98 = 3.94kw 。 (3-66) 小齒輪傳遞的轉矩： 1 T = 9.55′106 P2 = 9.55′106 ′ n2 3.94 37.98 = 0.99 ′106 N · mm (3-67) a E 取keZ 2e= 1.1,f = 0.08 可查得 Z = 189.8MPa1/ 2 。 傳動比為u = 36 / 24 = 1.5 。 (3-68) 又因為 ZH = = = 2.5 (3-69) 所以中心距： a 3 (u +1) ? 1.1′ 0.99 ′106 ′ (2.5′102 ′189.8)2 ? ? = ? 2.5′ 3 ÷ (3-70) ? è = 65mm 2 ′ 0.08′1′1007.822 ÷ 選擇齒輪的 Z1 = 24 , Z2 = 36 ，模數(shù)m1 = m2 = 2.25mm 。所以齒輪的中心距為： a = (Z1 + Z2 ) m = 67.5mm 2 (3-71) 分度圓直徑： d1 = mz1 = 24 ′ 2.25 = 54mm d2 = mz2 = 36 ′ 2.25 = 81mm  (3-72) (3-73) 齒輪齒頂圓柱直徑： da1 = d1 + 2h*m = 54 + 2 ′ 2.25 = 58.5mm (3-74) a da 2 = d2 + 2h*m = 81+ 2 ′ 2.25 = 85.5mm (3-75) a 3.6.2 齒輪的校核 由前面的設計可知 Z1 = 24 , Z2 = 36 ，模數(shù)為 2.25，齒輪的分度圓直徑的大小如下： d1 = 54mm ， d2 = 81mm 。 試選 KHt = 1.3 。 選擇齒輪的齒寬系數(shù)fd = 1 。 可查得齒輪的區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 。 E 能查表得到齒輪的材料彈性影響系數(shù) Z = 189.8MPa1/ 2 。 a 所以齒輪的接觸疲勞強度用重合度系數(shù) Ze： aa1 = arccos[z1 cosa/(z1 + 2h* )] = arccos[24 ′ cos 20o /(24 + 2)] = 29.8o (3-76) aa 2 = arccos[Z2 cosa1 /(Z2 + 2h* )] a = arccos[36 ′ cos 20o /(36 + 2)] = 27.1o (3-77) ea = [Z (tana - tana' ) + Z (tana - tana' )] / 2p 1 a1 = 1.99 2 a 2 (3-78) Ze = = 0.81 (3-79) 29 假設機床能正常工作的壽命為兩年，應力循環(huán)次數(shù)為： u = 36 = 1.5 24 N1 = 60n1 jLh = 60 ′ 37.98′1′ 2 ′ 365 ′ 8 = 13308192  (3-80) (3-81) N = N1 = 8872128 2 u (3-82) 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù) 1 KHN = 1.42 , KHN 2 = 1.40 選擇齒輪的安全系數(shù) S=1 可得： [sH ]1 [sH ]2 = KHN1sH lim1 = 1.42 ′ 692 = 982.64MPa S = KHN 2sH lim 2 = 1.40 ′ 630 = 882MPa S  (3-83) 取小的作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力： [sH ] = [sH ]2 = 882MPa 試著計算小齒輪分度圓直徑： 3 d1t 3 ? 2.5′ 0.81 ?2 = 3 2 ′1.3′ 0.99 ′106 ′ 2 ′189.8′189.8′? è ÷ 882 ? (3-84) = 49.18mm 齒輪圓周速度：： Vm = πd1t n2 /60 ′1000 = 0.097m/s  (3-85) 齒寬b ： b = fd d1t = 49.18mm 齒輪精度選擇八級,可以計算出齒輪的實際載荷系數(shù) KH : 由表查得使用系數(shù) KA = 1.25 。 根據V = 0.097m/s ，齒輪的精度為八級精度，查得齒輪的動載荷系數(shù) KV 由此可以計算出齒輪的圓周力:  (3-86) = 1.25 。 F = 2T / d = 2 ′ 0.99 ′106 / 49.18 = 40260.2N (3-87) t1 1 1t KAFt1 / b = 1.25′ 40260.5 / 49.18 = 1023..3N / mm > 100N / mm 取齒輪的齒間載荷分配系數(shù) KHa = 1.2 選取齒輪的齒向載荷分布系數(shù) KHβ = 1.43 (3-88) 實際載荷系數(shù)： K = KA KV KHaKHb = 1.25 ′1.25 ′1.2 ′1.43 = 2.68  (3-89) 即可得到分度圓直徑： d1 = d1t = 49.18 ′1.1 = 53.83mm (3-90) 相應的齒輪模數(shù): m = d1 / z1 = 53.83 / 24 = 2.24mm  (3-91) 按照齒根彎曲疲勞強度設計 mt 3 試選 KFt = 1.3 ，齒根彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)：  (3-92) Y = 0.25 + 0.75 = 0.25 + 0.75 = 0.62  (3-93) e e a 計算 YFaYsa ： [sF ] 1.99 查圖取得齒形系數(shù)YFa1 = 2.68,YFa 2 = 2.63 。應力修正系數(shù)Ysa1 = 1.56,Ysa 2 = 1.62 。 小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為： sFN1 = 650MPa,sFN 2 = 500MPa 。 取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 = 0.92, KFN 2 = 1.14。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S = 1.4 。 [σ] = KFN1sFlim1 = 0.92 ′ 650 = 427.14MPa F1 S 1.4 [σ] = KFN2sFlim2 = 1.14 ′ 500 = 407.14MPa F 2 S (3-94) 1.4 YFa1Ysa1 = 2.68′1.56 = 0.000978 (3-95) [sF ]1 427.14 YFa 2Ysa 2 = 2.63′1.62 = 0.0104 (3-96) [sF ]2 407.14 由上可知 YFa 2Ysa 2 大一些，所以： [sF 2 ] YFaYsa [sF ] = YFa 2Ysa 2 = 0.0104 [sF ]2 (3-97) 計算模數(shù)： mt 3 2 ′1.3′ 0.99 ′106 ′ 0.62 = 3 ′ 0.0104 24 ′ 24  （3-98） = 2.21mm 調整齒數(shù)模數(shù)： 圓周速度v ，齒寬b ，寬高比b / h ： d1 = mt z1 = 53.04mm Vm = πd1t n2 /60 ′1000 = 0.105m/s b = fd d1 = 53.04mm  (3-99) (3-100) (3-101) h = (2h* + c* )m = 4.97mm ， b / h = 10.67 。 (3-102) a t 計算實際載荷系數(shù) KF ： 根據v = 0.10