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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) I 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)論文 0 工 作 臺(tái) 刀 具 主 軸 箱A1nn2134機(jī) 架 第 1 章 緒 論 1 1 機(jī)床的發(fā)展與現(xiàn)狀 金屬切削機(jī)床是人類在改造自然的長(zhǎng)期生產(chǎn)實(shí)踐中 不斷改進(jìn)生產(chǎn)工具的基礎(chǔ)上 產(chǎn)生和發(fā)展起來的 最原始的機(jī)床是依靠雙手的往復(fù)運(yùn)動(dòng) 在工件上鉆孔 隨著加工 對(duì)象材料的變化和社會(huì)的進(jìn)步 機(jī)床的種類也隨著增加 功能也越來越多 近年來 由于新技術(shù)的發(fā)展并在機(jī)床領(lǐng)域得到應(yīng)用 使機(jī)床的發(fā)展更加迅猛 多樣化 精密化 高效化 自動(dòng)化是這一時(shí)代機(jī)床發(fā)展的基本特征 也就是說 機(jī)床的發(fā)展緊密迎合社 會(huì)生產(chǎn)的多種多樣和越來越高的要求 我國(guó)的機(jī)床工業(yè)是在新中國(guó)成立后建立起來的 50 多年來 我國(guó)的機(jī)床工業(yè)獲 得了高速發(fā)展 目前我國(guó)已經(jīng)形成了布局比較合理 比較完善的機(jī)床工業(yè)體系 機(jī)床 的性能也在逐漸提高 有些機(jī)床的性能已經(jīng)接近世界先進(jìn)水平 但與世界水平相比 還是有較大的差距 因此 要想縮短與先進(jìn)國(guó)家的差距 我們必須開發(fā)設(shè)計(jì)出我國(guó)自 己的高性能機(jī)床 現(xiàn)代金屬切削機(jī)床的主要發(fā)展趨勢(shì)是 提高機(jī)床的加工效率 提高機(jī)床的自動(dòng)化 程度以及進(jìn)一步提高機(jī)床的加工精度和減小表面粗糙度值 1 2 機(jī)床的用途及分類 鉆床是孔加工用機(jī)床 主要用來加工外形較復(fù)雜 沒有對(duì)稱回轉(zhuǎn)軸線的工件上的 孔 在鉆床上加工時(shí) 工件不動(dòng) 刀具作回轉(zhuǎn)主運(yùn)動(dòng) 同時(shí)沿軸向移動(dòng) 完成進(jìn)給運(yùn) 動(dòng) 鉆床可完成鉆孔 擴(kuò)孔 鉸孔等工作 鉆床可分為 立式鉆床 臥式鉆床 臺(tái)式鉆床 搖臂鉆床 深孔鉆床及其它鉆床 等 本次設(shè)計(jì)的四工位專用鉆孔機(jī)床是臥式鉆床 四工位專用機(jī)床是在四個(gè)工位上分 別完成相應(yīng)的裝卸工件 鉆孔 擴(kuò)孔 鉸孔工作 如圖 1 1 所示 它的執(zhí)行機(jī)構(gòu)有兩 個(gè) 一是裝有四工位工件的回轉(zhuǎn)工作臺(tái) 二是裝有專用電動(dòng)機(jī)的帶動(dòng)的三把刀具的主 軸箱 主軸箱每向左移動(dòng)送進(jìn)一次 在四 個(gè)工位上分別完成相應(yīng)的裝卸工件 鉆孔 擴(kuò)孔 鉸孔工作 當(dāng)主軸箱右移退回到刀 具離開工件后 工作臺(tái)回轉(zhuǎn) 90 度 然后主 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 1 軸箱再次左移 很明顯 對(duì)某一個(gè)工件來 圖 1 1 四工位專用機(jī)床執(zhí)行動(dòng)作圖 說 要在四次工作循環(huán)后完成裝 鉆 擴(kuò) 鉸 卸等工序 但對(duì)于專用機(jī)床來說 一個(gè)循環(huán)就有一個(gè)工件完成上述全部工序 四工位專用機(jī)床可以大批量加工零件 大大提高了工作效率和自動(dòng)化程度 1 3 設(shè)計(jì)要求 1 刀具頂端離開工作表面 65mm 快速移動(dòng)送進(jìn) 60mm 后 再勻速送進(jìn) 60mm 包括 5mm 刀具切入量 45mm 工件孔深 10mm 刀具切出量 然后快速返回 回程和工作行程的平均速度比 K 2 2 刀具勻速進(jìn)給速度為 2mm s 工件裝 卸時(shí)間不超過 10s 3 生產(chǎn)率為 75 件 h 4 執(zhí)行機(jī)構(gòu)能裝入機(jī)體內(nèi) 1 4 四工位專用機(jī)床的總體方案設(shè)計(jì) 1 4 1 工藝動(dòng)作分解和機(jī)械運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖 本機(jī)床主要有兩個(gè)執(zhí)行機(jī)構(gòu)件 回轉(zhuǎn)工作臺(tái)和主機(jī)箱 它可分解為下列幾個(gè)工藝 動(dòng)作 1 安置工件的工作臺(tái)要求進(jìn)給間歇轉(zhuǎn)動(dòng)的速度為 n2 r min 2 安裝刀具的主軸箱能實(shí)現(xiàn)靜止 快進(jìn) 進(jìn)給 快退的動(dòng)作 3 刀具以速度 n1 r min 轉(zhuǎn)動(dòng)來切削工件 根據(jù)上述要求可畫出樹狀功能圖 如圖 1 2 所示 圖 1 2 四工位專用機(jī)床樹狀功能圖 由生產(chǎn)率可求出一個(gè)運(yùn)動(dòng)循環(huán)所需時(shí)間 T 3600 75 s 48s 刀具勻速送進(jìn) 60mm 所需時(shí)間 t 勻 60 2 s 30 s 刀具其余移動(dòng) 包括快速送進(jìn) 60mm 快速返回 120mm 共需 18s 回轉(zhuǎn)工作臺(tái)靜止時(shí)間為 36s 因此足夠工件的裝 卸所需時(shí)間 其機(jī)運(yùn)動(dòng) 四工位專用機(jī)床機(jī)床 工作臺(tái)間歇轉(zhuǎn)動(dòng)的速度為 n2 主軸箱進(jìn) 退刀運(yùn)動(dòng) 刀具轉(zhuǎn)動(dòng)速度為 n1 r min 靜止 快進(jìn) 進(jìn)給 快退 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 2 電動(dòng)機(jī) 1 n 電 1 循環(huán)情況如表 1 1 所示 表 1 1 機(jī)械運(yùn)動(dòng)循環(huán)情況 執(zhí)行構(gòu)件 運(yùn) 動(dòng) 情 況 工 作 行 程 空 回 行 程刀具 主軸箱 刀具在工件外 刀具在工件內(nèi) 刀具在工件外 回轉(zhuǎn)工作臺(tái) 轉(zhuǎn) 位 靜 止 轉(zhuǎn) 位 1 4 2 四工位專用機(jī)床的機(jī)構(gòu)選型和機(jī)械運(yùn)動(dòng)方案的評(píng)定 圖 1 3 為四工位專用機(jī)床的運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換功能圖 選用兩個(gè)電動(dòng)機(jī) 由三條傳動(dòng)來實(shí) 施運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換 其符號(hào)含義見圖 1 2 及有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 以滿足三種工藝動(dòng)作的需 要 a 工作臺(tái)間歇轉(zhuǎn)動(dòng) 主軸箱往復(fù)移動(dòng) s s t b 圖 1 3 四工位專用機(jī)床運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換功能圖 表 1 2 四工位專用機(jī)床形態(tài)學(xué)矩陣 分 功 能 解 功能載體 分功能 1 2 3 4 5 減速 A 帶傳動(dòng) 鏈傳動(dòng) 蝸桿傳動(dòng) 齒輪傳動(dòng) 擺線針輪傳動(dòng) 減速 B 帶傳動(dòng) 鏈傳動(dòng) 蝸桿傳動(dòng) 齒輪傳動(dòng) 行星傳動(dòng) 工作臺(tái)間 歇轉(zhuǎn)動(dòng) C 圓柱凸輪間歇 機(jī)構(gòu) 弧面間歇 機(jī)構(gòu) 曲柄搖桿棘 輪機(jī)構(gòu) 不完全齒輪 機(jī)構(gòu) 槽輪機(jī)構(gòu) 刀具轉(zhuǎn)動(dòng) 電動(dòng)機(jī) 2 n 電 2 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 3 電 動(dòng) 機(jī) 12345678910911213電 動(dòng) 機(jī) 1234678035工作臺(tái)間歇轉(zhuǎn)動(dòng) D 移動(dòng)推桿圓柱 凸輪機(jī)構(gòu) 擺動(dòng)推桿盤形凸輪機(jī)構(gòu) 擺動(dòng)推桿盤形凸輪與滑 塊機(jī)構(gòu) 曲柄滑塊 機(jī)構(gòu) 六桿機(jī)構(gòu)下面有兩種總統(tǒng)布局方案可供選擇 見圖 1 4 1 5 1 電動(dòng)機(jī) 2 擺線針輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 3 小帶輪 4 V 帶 5 減速帶輪 6 7 齒輪 8 槽輪 機(jī)構(gòu) 9 回轉(zhuǎn)工作臺(tái) 10 移動(dòng)推桿圓柱凸輪機(jī)構(gòu) 11 刀具主軸箱 圖 1 4 四工位專用機(jī)床總體布局方案 1 電動(dòng)機(jī) 2 小帶輪 3 V 帶 4 減速帶輪 5 減速軸承 6 7 齒輪 8 9 齒輪 10 不完全齒輪機(jī)構(gòu) 11 回轉(zhuǎn)工作臺(tái) 12 主軸箱 13 移動(dòng)推桿圓柱凸輪機(jī)構(gòu) 圖 1 5 四工位專用機(jī)床總體布局方案 方案 采用擺線針輪傳動(dòng)系統(tǒng)直接和電動(dòng)機(jī) 1 相連來實(shí)現(xiàn)減速 導(dǎo)致小帶輪轉(zhuǎn)速 特別低 導(dǎo)致設(shè)計(jì)的帶輪無(wú)法滿足要求 擺線針輪減速比過大 使機(jī)床結(jié)構(gòu)變大 又 其電動(dòng)機(jī)和 V 帶傳動(dòng)都在機(jī)體內(nèi)部 使系統(tǒng)產(chǎn)生震動(dòng) 使機(jī)器的精度降低 方案 將電動(dòng)機(jī)和 V 帶傳動(dòng)設(shè)在機(jī)體外部 可減小機(jī)床的震動(dòng) 使用減速帶輪和減速軸承 結(jié)合的減速方式可使機(jī)床的結(jié)構(gòu)變小 減速帶輪節(jié)約空間 減速軸承傳動(dòng)效率高 節(jié) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 4 約能源 采用的不完全齒輪機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 工作可靠 制造容易 比槽輪機(jī)構(gòu)等其 他間歇運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)應(yīng)用廣泛 綜上 選擇方案 1 5 本章小節(jié) 本章簡(jiǎn)單介紹了機(jī)床的發(fā)展 現(xiàn)狀 用途 分類以及四工位專用機(jī)床的設(shè)計(jì)要 求 最后詳細(xì)介紹了四工位專用機(jī)床的總體方案的選擇 評(píng)定與確定 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 5 第 2 章 四工位專用機(jī)床的技術(shù)設(shè)計(jì) 2 1 傳動(dòng)系統(tǒng)技術(shù)設(shè)計(jì) 2 1 1 電動(dòng)機(jī) 1 的選擇 1 電動(dòng)機(jī)參數(shù)的確定 電動(dòng)機(jī)的功率消耗主要有兩部分 一部分是工作臺(tái)的轉(zhuǎn)動(dòng) 估計(jì) P 轉(zhuǎn)盤 0 8 KW 一部分是移動(dòng)推桿圓柱凸輪機(jī)構(gòu)帶動(dòng)工作臺(tái)左右移動(dòng)所消耗的功率約為 P 進(jìn) 1 6 KW 則總功率為 P 總 P 轉(zhuǎn)盤 P 進(jìn) 0 8 KW 1 6 KW 2 4 KW 估計(jì)傳動(dòng)系統(tǒng)總 機(jī)械效率 總 為 0 85 則電動(dòng)機(jī)的功率至少應(yīng)為 P 電 P 總 總 2 4 0 85 2 82 KW 由 此選擇 Y100L2 4 型 Y 系列鼠籠三相異步電動(dòng)機(jī) P 額 3 KW 其主要技術(shù)數(shù)據(jù) 外 形和安裝尺寸見表 2 1 表 2 1 電動(dòng)機(jī)主要技術(shù)數(shù)據(jù) 外形和安裝尺寸表 型號(hào) 額定功率 KW 滿載轉(zhuǎn)速 r min 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y801 4 3 1420 2 2 外形尺寸 mm mm mm L AC 2 AD HD 中心高 mm H 安裝尺寸 mm A B 軸伸尺寸 mm mm mm D E 380 282 5 245 100 190 140 28 60 2 確定各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比 因 n 電 1420r min n 工作機(jī) 1 25 r min 則外總傳動(dòng)比為 i 總 n 電 n 工作機(jī) 1420 1 25 1136 由帶傳動(dòng)比不易太大 故取帶傳動(dòng)比 i 帶 4 減速帶輪傳動(dòng)比 i 帶減 12 636 減速軸承的傳動(dòng)比 i 減軸承 10 齒輪 6 7 的傳動(dòng)比 i6 7 2 2 齒輪 8 9 的傳 動(dòng)比 i8 9 1 3 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速和功率 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 6 1 各軸的轉(zhuǎn)速 n1 n 電 1420 r min min 09 28i 63 2402 rri 帶 減帶 電 n3 i 1 in 198i減 軸 承 n4 i 28 i 27 63rri 2 各軸的功率 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 效率取 帶 0 96 齒 0 98 軸承 0 99 聯(lián)軸器 0 992 減 軸承 0 94 帶減 0 94 電動(dòng)機(jī)的輸出功率估計(jì)為 2 8KW I 軸 P1 P0 2 8KW II 軸 P 2 P1 帶 帶減 2 8 0 96 0 94 2 527KW III 軸 P3 P2 減軸承 聯(lián)軸器 軸承 2 527 0 94 0 992 0 99 2 333 KW IV 軸 P4 P3 齒 軸承 2 333 0 98 0 99 2 263 KW V 軸 P 5 P4 齒 軸承 2 263 0 98 0 99 2 196KW VI 軸 P6 P5 齒 軸承 2 196 0 98 0 99 2 130 KW VII 軸 P7 P4 聯(lián)軸器 軸承 2 130 0 992 0 99 2 092 KW 2 1 2 V 帶及帶輪的設(shè)計(jì) 1 確定計(jì)算功率 Pca KW PcaK 2 1 由此電機(jī)每天工作 16 個(gè)小時(shí) 載荷變動(dòng)小 由參考文獻(xiàn) 6 查表選取 KA 1 1 又 P 3KW 則 P ca 1 1 3KW 3 3 KW 2 選擇帶型 根據(jù)計(jì)算的功率 Pca 3 3 KW 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 1420r min 選用普通 V 帶 A 型 3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 D1 和 D2 1 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 D1 根據(jù) V 帶截面型 參考文獻(xiàn) 6 查表選取 D1 Dmin D min 75mm 取 D1 75mm 2 驗(yàn)算帶的速度 v m s 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 7 m s1 Dn 751420v5 606 3 計(jì)算 D2 D2 i 帶 D1 4 75 300mm 4 確定中心距 a 和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 ld 由下式初選 a0 0 7 D 1 D 2 a 0 2 D 1 D 2 2 2 即 262 5 a0 750 取 a0 500mm d l 2 22110 30755744 1614mm 由參考文獻(xiàn) 6 查表選取 相近的 ld ld 1800mm dl 則 mmla 018064559322 取 a 600mm 5 驗(yàn)算 1 保證 1 120 D a 2 30758057183158206 6 確定 z z 2 3 calP K 0 確定各參數(shù) 1 求 P0 由參考文獻(xiàn) 6 查表 插值法得 P0 1 05 2 求 由參考文獻(xiàn) 6 查表 插值法得 0 165 3 求 Ka 由參考文獻(xiàn) 6 查表 插值法得 Ka 0 9145 4 求 Kl 由參考文獻(xiàn) 6 查表 查得 K l 1 01 z 3294105609145 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 8 取 z 3 7 求初拉力 F0 F0 176 43Ncap qv zvk 2 225325150105094 安裝時(shí)的初拉力 F 1 5F0 264 64N 8 求 Q Q 2ZFcos 2 2ZFsin 1 2 1559 97N 9 V 帶輪的設(shè)計(jì) 1 帶輪的材料 鑄鐵 HT200 2 結(jié)構(gòu)尺寸 小帶輪采用腹板式結(jié)構(gòu) 2 1 3 減速帶輪 圖 2 1 外激波擺動(dòng)活齒傳動(dòng)機(jī)構(gòu)模型 圖 2 1 為外激波擺動(dòng)活齒傳動(dòng)的機(jī)構(gòu)模型 擺動(dòng)活齒傳動(dòng)由外激波器 H 擺動(dòng)活 齒輪 G 和外齒中心輪 K 組成 傳動(dòng)時(shí) 驅(qū)動(dòng)力由外激波起器 H 輸入 推動(dòng)擺動(dòng)活齒 繞活齒銷軸擺動(dòng) 同時(shí)經(jīng)擺動(dòng)活齒 中心輪嚙合副進(jìn)行轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)換 最后 減速后的運(yùn) 動(dòng)由擺動(dòng)活齒架輸出 擺動(dòng)活齒傳動(dòng)能實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比 GKHKGzii 1 為充分利用帶輪已占有的空間 設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)緊湊的減速 選擇外激波型擺動(dòng)活齒 減速器并設(shè)置在帶輪的內(nèi)部是理想的 由帶傳動(dòng)和外激波型擺動(dòng)活齒減速器組成形成的減速帶輪的特點(diǎn)是 1 減速帶輪充分利用帶輪空間 在不增加外廓尺寸的條件下 完成了兩個(gè)基本 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 9 機(jī)構(gòu)的串聯(lián)結(jié)合 結(jié)構(gòu)緊湊 成為不可拆的性能獨(dú)特的新結(jié)構(gòu) 2 擴(kuò)大了機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比范圍 減速帶輪的總傳動(dòng)比 i 等于帶輪的傳動(dòng)比 id 和擺 動(dòng)活齒傳動(dòng)傳動(dòng)比 的乘積 因?yàn)閿[動(dòng)活齒傳動(dòng)的速度比大 范圍寬 分KHGi 級(jí)密集 使減速帶輪也具有這個(gè)優(yōu)點(diǎn) 3 由于前置機(jī)構(gòu)帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍為 2 4 使后置機(jī)構(gòu)擺動(dòng)活齒傳動(dòng)的輸入 轉(zhuǎn)速降低 i 倍 巧妙地滿足了外激波型活齒傳動(dòng)為減小震動(dòng)要求低轉(zhuǎn)速輸入 的條件 4 機(jī)架形成的減速帶輪框架 分擔(dān)了帶傳動(dòng)的壓軸力 使減速帶輪形成了性能 優(yōu)良的卸荷帶輪 2 1 4 變速傳動(dòng)軸承 1 變速傳動(dòng)軸承簡(jiǎn)介 變速傳動(dòng)軸承是我國(guó)獨(dú)創(chuàng)的專利產(chǎn)品 兼具變速與支承兩種功能 其傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是 一種以組合活齒為傳動(dòng)構(gòu)件的活齒少齒差行星齒輪傳動(dòng)裝置 這種變速機(jī)構(gòu)拋棄了傳 統(tǒng)的齒輪 蝸輪 針輪等結(jié)構(gòu)形式 采用推桿結(jié)構(gòu) 可實(shí)現(xiàn)正反兩個(gè)方向的減速或增 速定比傳動(dòng) 它結(jié)構(gòu)緊湊 傳動(dòng)比范圍大 傳動(dòng)效率高 使用壽命長(zhǎng) 運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn) 噪 聲低 維修方便 與擺線針輪減速器相比 又具有制造工藝簡(jiǎn)單 成本低廉的優(yōu)點(diǎn) 是一種很有發(fā)展前景的高性能變速元件 變速傳動(dòng)軸承外型和安裝方式與普通軸承相似 同時(shí)具有減速箱的變速功能和滾 動(dòng)軸承的支承功能 它將變速箱及滾動(dòng)軸承集成為一體 成為一個(gè)最簡(jiǎn)單的傳動(dòng)元件 可以直接裝入機(jī)械產(chǎn)品中 在機(jī)械產(chǎn)品的機(jī)體留一個(gè)安裝孔 裝入變速傳動(dòng)軸承 不 再需要減速機(jī)或傳動(dòng)零件 即可完成定傳動(dòng)比的增速或減速傳動(dòng) 此時(shí)機(jī)械產(chǎn)品的結(jié) 構(gòu)變得十分簡(jiǎn)單 縮短了傳動(dòng)鏈 產(chǎn)品的性能 體積 重量都產(chǎn)生極大的改進(jìn) 而且 若做成變速軸承減速器 在許多情況下可很好的代替擺線針輪減速器 圓柱齒輪減速 器或蝸桿減速器 正是變速傳動(dòng)軸承機(jī)構(gòu)的特殊性 決定了對(duì)其性能的分析和計(jì)算與其它活齒傳動(dòng) 機(jī)構(gòu)以及單純的推桿減速器不完全相同 目前 變速傳動(dòng)軸承主要是向產(chǎn)品系列化 規(guī)格化 以及大功率 長(zhǎng)壽命的方向發(fā)展 變速傳動(dòng)軸承的傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 推桿活齒傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是經(jīng)歷了多次結(jié)構(gòu)改進(jìn)發(fā)展而 來的 2 變速傳動(dòng)軸承的基本結(jié)構(gòu) 變速傳動(dòng)軸承是一種外型及安裝方式如普通滾動(dòng)軸承的新型傳動(dòng)裝置 是將軸承 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 10 的支承功能和變速箱的變速功能集為一體的一個(gè)最簡(jiǎn)單的傳動(dòng)元件 可代替原有的機(jī) 械傳動(dòng)部分直接裝入機(jī)械產(chǎn)品中 使傳動(dòng)鏈顯著縮短 并且體積小 重量輕 結(jié)構(gòu)緊 湊 噪音低 從而大大提高主機(jī)的配套質(zhì)量 它和滾動(dòng)軸承一樣便于大批量生產(chǎn)和廣 泛應(yīng)用 從外觀來看 變速傳動(dòng)軸承是由位于中間的異型軸承和位于兩端 偏心位置相差 180o的兩個(gè)活齒傳動(dòng)機(jī)構(gòu)所組成 異型軸承由外圈 中圈 內(nèi)圈組成 三圈可以相對(duì) 轉(zhuǎn)動(dòng) 每個(gè)活齒傳動(dòng)機(jī)構(gòu)由內(nèi)齒圈對(duì) 傳動(dòng)圈 推桿 滾柱 標(biāo)準(zhǔn)滾動(dòng)軸承以及公用 的雙偏心套等組成 內(nèi)齒圈用鉚釘固聯(lián)在外圈上 傳動(dòng)圈用鉚釘固聯(lián)在中圈上 雙偏 心套與內(nèi)圈用過盈配合連接 兩端包容有滾柱的推桿 活齒 置于傳動(dòng)圈的徑向?qū)Р蹆?nèi) 總的來說 變速傳動(dòng)軸承可分為五大部分 1 內(nèi)齒圈內(nèi)齒圈的齒形是與運(yùn)動(dòng)的推桿外滾柱相嚙合的曲線 與偏心輪 即激波 器 對(duì)應(yīng) 采用兩個(gè)完全相同的內(nèi)齒圈互成 180o布置 2 傳動(dòng)圈傳動(dòng)圈是一個(gè)具有雙排等分槽的構(gòu)件 它常與輸出軸通過傳動(dòng)桿固聯(lián) 3 活齒即裝有內(nèi)外滾子的推桿 內(nèi)外滾子一般是短圓柱滾子 4 激波器一般由輸入軸 標(biāo)準(zhǔn)滾動(dòng)軸承及公用的雙偏心套組成 為了平衡激波 器所產(chǎn)生的慣性力和抵消激波器上的徑向力 故常采用雙排結(jié)構(gòu) 并使它們的相位差 為 180o 5 異形軸承異型軸承由外圈 中圈 內(nèi)圈組成 三圈可以相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng) 內(nèi)齒圈 傳動(dòng)圈 偏心套三者分別承擔(dān)固定 輸入 輸出三種不同的角色 以獲 得不同的傳動(dòng)比和變速傳動(dòng)效果 3 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的改進(jìn) 變速傳動(dòng)軸承的變速機(jī)構(gòu)是推桿傳動(dòng)型式 屬于活齒傳動(dòng)類機(jī)構(gòu) 其經(jīng)歷了多次 改進(jìn) 才發(fā)展成為現(xiàn)在的已形成工業(yè)生產(chǎn)能力的結(jié)構(gòu)形式 目前就推桿減速器而言 其內(nèi)部結(jié)構(gòu)的局部改進(jìn)和進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)已經(jīng)趨于完善 而且 現(xiàn)有理論己經(jīng)表明按傳 動(dòng)比固定原則設(shè)計(jì)的活齒傳動(dòng)機(jī)構(gòu)都不可能做成各運(yùn)動(dòng)副都是純滾動(dòng)的 所以再去竭 力尋求以純滾動(dòng)副來代替推桿與導(dǎo)槽之間的移動(dòng)副是行不通的 故應(yīng)該尋求新的活齒 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)產(chǎn)品所需的性能 有以下兩個(gè)方面的改進(jìn)思路 1 采用擺動(dòng)活齒傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 設(shè)計(jì)新的變速傳動(dòng)軸承從變速傳動(dòng)軸承產(chǎn)品的機(jī)構(gòu) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 11 設(shè)計(jì)著眼 需要三個(gè)能相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)的基本部件分別與異型軸承的三圈相聯(lián) 擺動(dòng)活齒傳 動(dòng)機(jī)構(gòu)能達(dá)到這個(gè)要求 同時(shí)由于引進(jìn)了擺動(dòng)活齒代替移動(dòng)活齒 推桿與傳動(dòng)圈之間 的磨損問題得到了徹底解決 因此 采用其與異型軸承有機(jī)結(jié)合來設(shè)計(jì)新的變速傳動(dòng)軸承 是可行的 而且 已 經(jīng)有學(xué)者對(duì)擺動(dòng)活齒傳動(dòng)理論進(jìn)行了深入探索 為新變速傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)與試制打下 了良好的基礎(chǔ) 但是 有一點(diǎn)需要注意的是 由于擺桿活齒機(jī)構(gòu)內(nèi)齒圈齒形的兩側(cè)是 不對(duì)稱的 從而其正反轉(zhuǎn)特性也不相同 一側(cè)傳動(dòng)性能好 一側(cè)傳動(dòng)性能差 所以 由此設(shè)計(jì)的新變速傳動(dòng)軸承將只能是單向減速傳動(dòng)的 否則就很難保證傳動(dòng)性能的優(yōu) 越 2 采用外激波與以軸承代替滾子的新型傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 即將激波器設(shè)計(jì)成外工作輪廓 內(nèi)齒圈設(shè)計(jì)成圓形外輪 這種結(jié)構(gòu)稱為外激波式活齒傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 同時(shí)用小型滾動(dòng)軸承作為活齒 這種結(jié)構(gòu) 不僅保持了三個(gè)基本部件能相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng) 而且由于采用小型滾動(dòng)軸承代替推桿活齒 不 存在推桿磨損問題 其傳動(dòng)原理是 當(dāng)外激波器輸入轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí) 活齒由于與激波器 工作齒廓的相互作用而發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng)和徑向運(yùn)動(dòng) 從而迫使活齒架發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng) 從而完成了 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的傳遞 這種結(jié)構(gòu)形式的顯著優(yōu)點(diǎn)是使波形輪的齒形為外凸的共扼曲線 大大改善了波形 輪的加工工藝性能 為在專用設(shè)備上加工出精確的齒形提供了方便 同時(shí) 由于采用 小型軸承作為活齒 對(duì)提高產(chǎn)品的承載能力和功率傳遞很有好處 2 1 5 齒輪 6 和 7 的設(shè)計(jì) 1 選定齒輪的類型 精度等級(jí) 材料及齒數(shù) 1 按傳動(dòng)方案選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) 2 因傳遞功率不大 故大小齒輪都選用軟齒面 小齒輪 ZG340 640 調(diào)質(zhì)處理 硬度 269HBS 大齒輪 ZG340 640 ?；幚?硬度 229HBS 3 選齒輪精度等級(jí)為 7 級(jí)精度 GB10095 88 4 選 z6 30 則 z7 i6 7 z6 2 2 30 66 5 取螺旋角 14 2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) HE t uzKTd 26361 2 4 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 12 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值 1 選載荷系數(shù) Kt 1 2 2 0 估取 Kt 1 3 2 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N mp T n 55636 2391091079108 3 由參考文獻(xiàn) 6 查表選取齒寬系數(shù) 0 8 d 4 確定 Hz bttcos in 2bttan cos 得 ta cs 2014 t 2056 得 bn o 56 b 134 Hz si cs 2320 5 由參考文獻(xiàn) 6 查得材料的彈性影響系數(shù) zE MPa 180 6 確定 z z 413 2 5 cos cos z 67183218246906 nbsi dta tan m 601803101 取 1 z 49074369 7 確定 z 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 13 zcos 140985 8 確定 H 2 6 HlimN z s 由參考文獻(xiàn) 6 查得大 小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 620MPa 500 6limH 7limH MPa hNnkl 7660281301520 77704 由參考文獻(xiàn) 6 查得接觸疲勞壽命系數(shù) Nz6Nz 取安全系數(shù) SH 1 由式 2 6 得 MPaHlim s 66201682 MPaliNHH z 775457 2 計(jì)算齒輪參數(shù) 1 試算小齒輪分度圓直徑 代人 中較小的值t6d 140 46mm t d 236 217930438074985862 2 計(jì)算圓周速度 v m s 0601 3 計(jì)算齒寬 模數(shù) b h tntdcos cosm z64453 mmt tb 6081627 mm tntahc 24501 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 14 tbh 1237051 4 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) v 7 級(jí)精度由參考文獻(xiàn) 6 查得動(dòng)載荷系數(shù) 0 Kv 由參考文獻(xiàn) 6 查表選取 取 1KA 由參考文獻(xiàn) 6 查表選取 假設(shè) N mm 得 tFb H F 12 由參考文獻(xiàn) 6 查表選取 得 H 276 由參考文獻(xiàn) 6 查表選取 得 F K 1 故載荷系數(shù) Av H 0127614 5 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 mmtt d K 336 47613 3 按齒根抗彎疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 2 7 F s n Tco Ym dz 263 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值 1 查取齒形系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 6 查得 插值求得 F 625F Y 7256 2 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 6 查得 插值求得s Y1 74 Ys 3 計(jì)算抗彎疲勞許用應(yīng)力 取抗彎疲勞安全系數(shù) F 4 2 8 NFlimFY s 由參考文獻(xiàn) 6 查得抗彎疲勞壽命系數(shù) 6710 由參考文獻(xiàn) 6 查表查得抗彎疲勞強(qiáng)度極限 MPa MPa Flim 480Flim 7420liNFY s 66183426 MPa 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 15 MPaNFlimFY s 710423 4 計(jì)算大 小齒輪的 并加以比較 Fs s 625160194348 取大值F s Y 7730 5 確定 其中 0257257062521 Y 101483 6 確定 K AvF K 2 設(shè)計(jì)計(jì)算 mmn cosm 5232170140396250835483 由于齒輪的模數(shù) mn 的大小主要取決于抗彎強(qiáng)度所決定的承載能力 而齒面接觸 疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關(guān) 所以取按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算的分度 圓直徑 147 3mm 取由抗彎強(qiáng)度算得的模數(shù) 3 54mm 考慮為補(bǔ)償因磨損而造成的輪 齒強(qiáng)度削弱 將按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得模數(shù)加大 20 左右 故取 mn 5mm 4 幾何尺寸計(jì)算 1 計(jì)算分度圓直徑 取 29ndcos cosz m 614732855 6z 則 2 2 63 8 故取 647z67 mmndzcos 6291495 mm 75632 2 計(jì)算中心距 mm 取 ad 67231a 237mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 16 3 計(jì)算齒輪寬度 mm b d 60814956 圓整 b7 122mm 則 b6 128mm 5 驗(yàn)算 NtT F d 562170213449 N mm 100N mm 合適 Atk b103 6 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制齒輪零件圖 齒輪 6 做成實(shí)心結(jié)構(gòu) 齒輪 7 做成腹板式結(jié)構(gòu) 2 1 6 齒輪的 8 和 9 的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 選定齒輪的類型 精度等級(jí) 材料及齒數(shù) 1 由傳動(dòng)方案選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng) 2 因機(jī)床傳遞功率不大 故大 小齒輪都選用軟齒面 小齒輪的材料 ZG340 640 調(diào)質(zhì)處理 硬度 269HBS 大齒輪的材料 ZG340 640 常化處理 硬 度 229HBS 3 選齒輪精度等級(jí)為 8 級(jí)精度 4 選小齒輪齒數(shù) z8 35 則 z9 i8 9 z8 1 35 35 2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 2 9 HEt uKTzd 288123 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值 1 選載荷系數(shù) Kt 1 2 2 0 估取 Kt 1 3 2 計(jì)算主動(dòng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N mmp T n 55648 2639109101908 3 由參考文獻(xiàn) 6 選取齒寬系數(shù) 0 8 d 4 確定 zE 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 17 由參考文獻(xiàn) 6 查得材料得彈性系數(shù) zE MPa 取 故 zH 2 5 180 20 5 確定 H 2 10 HlimN S 由參考文獻(xiàn) 6 得 620MPa 500 MPa8limH 9li hNnk 68460128301540 7690544 由參考文獻(xiàn) 6 查得 取 SH 1Nz 8Nz 9 MPaHlim s 8621706 MPaNliHH z 995045 2 計(jì)算齒輪參數(shù) 1 試計(jì)算小齒輪分度圓直徑 代入 中較小的值t8d mm t d 2638 12190518045797 2 計(jì)算圓周速度 v m s 247016601 3 計(jì)算齒寬 模數(shù) b h ttd m z 859723 mmtb 80416 mm tahc 272058h 196 4 計(jì)算載荷系數(shù) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 18 根據(jù) v 8 級(jí)精度由參考文獻(xiàn) 6 查得動(dòng)載荷系數(shù) vK 10 由參考文獻(xiàn) 6 查表 取 AK 1 由參考文獻(xiàn) 6 查表 假設(shè) 得 m N0bFt H F 2 由參考文獻(xiàn) 6 查表 得 H 29 由參考文獻(xiàn) 6 查表 得 F K 15 故載荷系數(shù) Av H 01290156 5 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得得分度圓直徑 mmtt d K 38 56324794 3 按齒根抗彎疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 2 11 F s TYm dz 823 1 查取齒形系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 6 查得 F 845F 9245 2 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 6 查得 s 16s Y16 3 計(jì)算抗彎疲勞許用應(yīng)力 取 F 2 12 NlimFY S 由由參考文獻(xiàn) 6 查得抗彎疲勞壽命系數(shù) 8910 由由參考文獻(xiàn) 6 查得抗彎疲勞強(qiáng)度極限 MPa MPaFlim 4Flim 9420 MPaNFliFY s 8103286 MPaFlimF 940 4 計(jì)算大小齒輪得 并加以比較 s FY 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 19 F s Y 82451607938F s 9 345 5 確定載荷系數(shù) K AvF 10212 2 設(shè)計(jì)計(jì)算 mm m 6225933475083 由于齒輪的模數(shù) m 的大小主要取決于抗彎強(qiáng)度所決定的承載能力 而齒面接觸 疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關(guān) 所以取按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算的分度 圓直徑 261 4mm 取由抗彎強(qiáng)度算得的模數(shù) 5 2mm 考慮為補(bǔ)償因磨損而造成的輪 齒強(qiáng)度削弱 將按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得模數(shù)加大 20 左右 故取標(biāo)準(zhǔn)值 m 8mm 4 幾何尺寸計(jì)算 1 計(jì)算分度圓直徑 mmd z m 82614375 取 z8 33 則 z 9 33 mm 8 mmdz 93264 2 計(jì)算中心距 mm ad 89 3 計(jì)算齒輪寬度 mmb d 802641 圓整 b 9 215mm 則 b8 215mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 20 5 驗(yàn)算 NtT F d 582361024 N mm 100N mm 合適 Atk b5441 6 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制齒輪零件圖 齒輪 8 9 都做成腹板式結(jié)構(gòu) 且可調(diào)換 2 1 7 不完全齒輪機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 不完全齒輪機(jī)構(gòu)是由普通漸開線齒輪機(jī)構(gòu)演化而成的一種間歇運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu) 其基本 結(jié)構(gòu)形式可分為外嚙合式和內(nèi)嚙合式兩種 本設(shè)計(jì)采用外嚙合式 不完全齒輪機(jī)構(gòu)與普通漸開線齒輪機(jī)構(gòu)的不同之處是齒輪輪齒沒有布滿整個(gè)圓周 故當(dāng)主動(dòng)輪連續(xù)回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí) 從動(dòng)輪作間歇回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng) 在從動(dòng)輪停歇期內(nèi) 從動(dòng)輪上 的鎖止弧被主動(dòng)輪上的鎖止弧鎖住 起定位作用 防止從動(dòng)輪游動(dòng) 此外 為了避免 主動(dòng)輪與從動(dòng)輪的齒頂干涉 并保證從動(dòng)輪能間歇在預(yù)定位置上 通常需將主動(dòng)輪的 首 末的齒頂高適當(dāng)降低 10 為主動(dòng)論 11 為從動(dòng)輪 按漸開線直齒圓柱齒輪設(shè)計(jì) 但齒不完全加工 齒輪的 10 11 的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 選定齒輪的類型 精度等級(jí) 材料及齒數(shù) 1 選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng) 2 因傳遞功率不大 故大小齒輪都選用軟齒面 小齒輪 ZG340 640 調(diào)質(zhì)處理 硬度 269HBS 大齒輪 ZG340 640 ?；幚?硬度 229HBS 3 選齒輪精度等級(jí)為 7 級(jí)精度 4 選 z10 24 2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 2 13 HEt uKTzd 2103102 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)值 1 選載荷系數(shù) K t 1 2 2 0 估取 Kt 1 3 2 計(jì)算主動(dòng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 21 p T n 55210 04279913610 Nm 3 由參考文獻(xiàn) 6 選取齒寬系數(shù) 0 8 d 4 確定 zE zE MPa 取 則 zH 2 5 8 5 確定 H 2 14 HlimN S 由參考文獻(xiàn) 6 查得 620MPa 500 MPa 10limH 1li hNnk 6105628305410 761544 由參考文獻(xiàn) 6 查得 取 SH 1Nz 0Nz1 MPaHlim s 101620 MPaliNHH z 1151 2 計(jì)算齒輪參數(shù) 1 試計(jì)算主動(dòng)輪分度圓直徑 帶入 中較小的值t10d H mm t d 25310 412687850 2 計(jì)算圓周速度 v m s 271601 3 計(jì)算齒寬 模數(shù) b h mmttdm z109524 mmtb 108716 tahmc 29523 mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 22 bh 186235 4 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) v 8 級(jí)精度由參考文獻(xiàn) 6 查得動(dòng)載荷系數(shù) vK 10 由參考文獻(xiàn) 6 查表 取 AK 1 由參考文獻(xiàn) 6 查表 假設(shè) N mm 得 tFb 0H F 2 由參考文獻(xiàn) 6 查表 得 H 23 由參考文獻(xiàn) 6 查表 得 F K 14 故載荷系數(shù) Av H 012314 5 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得得分度圓直徑 mmtt d K 3310 42767 3 按齒根抗彎疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 2 15 F s TYm dz 1032 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值 1 查取齒形系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 6 查得 F 1065F Y 128 2 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 6 查得 s s 79 3 計(jì)算抗彎疲勞許用應(yīng)力 取 F 4 2 16 NlimFY S 由參考文獻(xiàn) 6 查得抗彎疲勞壽命系數(shù) 100 由參考文獻(xiàn) 6 查得抗彎疲勞強(qiáng)度極限 MPa MPa Flim 48Flim 1420 MPaNliFFY s 1010 361NlimFF s 1 423 MPa 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 23 4 計(jì)算大小齒輪得 并加以比較 FsY s 10265180234F s 1794 取大值 5 確定載荷系數(shù) K AvF 1021438 2 設(shè)計(jì)計(jì)算 m 5322866204 由于齒輪的模數(shù) m 的大小主要取決于抗彎強(qiáng)度所決定的承載能力 而齒面接觸 疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關(guān) 所以取按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算的分度 圓直徑 232 67mm 取由抗彎強(qiáng)度算得的模數(shù) 6 22 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m 8 4 幾何尺寸計(jì)算 1 計(jì)算從動(dòng)輪齒數(shù) d z m 102367908 由于齒輪不完全加工 只加工四分之一的輪齒 故此齒輪的齒數(shù)必須能被 4 整除 又考慮到加大齒輪的尺寸 故取 z10 36 齒輪只加工一部分 故主動(dòng)輪加工 9 個(gè)齒 從動(dòng)輪加工 36 個(gè)齒 mmd 108362 mmmz1 2 計(jì)算中心距 mm a 0 3 計(jì)算齒輪寬度 mm b d 1082304 取 b10 222 mm 則 b11 222mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 24 5 驗(yàn)算 NtT F d 510236102388 N mm 100N mm 合適 AtK b6 6 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制齒輪零件圖 主動(dòng)輪 10 做成腹板式結(jié)構(gòu) 從動(dòng)輪做成實(shí)心結(jié)構(gòu) 2 1 8 移動(dòng)推桿圓柱凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù)進(jìn)給系統(tǒng)的一個(gè)循環(huán)所用的時(shí)間為 48s 則移動(dòng)推桿圓柱凸輪機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)所 需的時(shí)間也是 48s 可得其轉(zhuǎn)速為 1 25r min 即每秒鐘轉(zhuǎn) 7 5 由進(jìn)給系統(tǒng)主軸箱的 運(yùn)動(dòng)循環(huán)過程可計(jì)算得移動(dòng)推桿圓柱凸輪機(jī)構(gòu)的工作過程為 凸輪轉(zhuǎn)角 0 75 時(shí) 推桿等加速等減速上升 120 mm 凸輪轉(zhuǎn)角 75 90 時(shí) 推桿在最高位置靜止不動(dòng) 凸輪轉(zhuǎn)角 90 135 時(shí) 推桿按余弦加速度規(guī)律加速下降 60 mm 凸輪轉(zhuǎn)角 135 330 時(shí) 推桿勻速下降 52 mm 凸輪轉(zhuǎn)角 330 345 時(shí) 推桿等減速下降 8 mm 凸輪轉(zhuǎn)角 345 360 時(shí) 推桿在最低位置靜止不動(dòng) 其設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)見圖 2 2 圖 2 2 移動(dòng)推桿圓柱凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)輪廓線圖 由滾子的運(yùn)動(dòng)曲線可得出在 A 點(diǎn)推桿得速度最大 A 點(diǎn)的速度為Amax h v 01571574216875 m s 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 25 Y XZRV1RH1VF6t6rFaRH2V2T1 2V1RV1 6raH2RV2M X27N m47N mRH2M H 1354N mM49286ZRH2 F6tT1576 Nm a b c d e mm 取 R 140 mmmaxv R 1687532 滾子半徑由 得 inr8 0 r 06 取 rr 25 mm 即 Dr 50 mm 則 lr 50 mm 圓柱凸輪的長(zhǎng)度取 L 220mm 2 1 9 III 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及軸承 鍵校核 1 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估計(jì)軸的最小直徑 m5 6 12 975 4013 26npAd3 考慮到鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的影響 以及機(jī)床對(duì)軸強(qiáng)度的要求 選擇深溝球軸承 6215 所以取 d3min 75mm 材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度為 217 255HBS 2 軸的結(jié)構(gòu)尺寸 軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖如圖 2 3 所示 圖 2 3 軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 26 圖 2 4 軸的載荷和彎距分布圖 3 按扭曲合成強(qiáng)度校核軸的直徑 p T n 330459501762Nm Nt F d336217689 Nrtna cos tacos 6 48201473 Natn 6153 1 作出軸的空間受力簡(jiǎn)圖 圖 2 4 a 2 作出垂直面受力 彎矩圖 圖 2 4 b RV1 5405 9N RV2 2367 9N 3 作出水平面受力 彎矩圖 圖 2 4 c RH1 11674 3N RH2 11674 3N 4 求出合成彎矩 并畫出合成彎矩圖 圖 2 4 d NmaxVaxHmaxM 22226713549 5 作出扭矩圖 圖 2 4 e T 1576 6N m 6 求出當(dāng)量彎矩 Memax 取 6 0 N emax T 2 222715766 7 校核軸的強(qiáng)度 查得 MPa 145 MPa45Pa2 3781 06WM1maxe 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 27 4 軸承壽命核算 1 初選軸承型號(hào) 由工作條件初選軸承 6215 由參考文獻(xiàn) 12 查得該軸承的 Cor 49500N Cr 66000N 2 求 Fr1 Fr2 由 NAVHR 21856 N 得B92 Fr1 12856NA Fr2 11912NBR Fa 5210N 3 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 P 1 由參考文獻(xiàn) 6 查表得 在 0 094 0 141aorFC 52194015oraCF 之間 e 應(yīng)在 0 36 0 34 之間 線性插值得 e 3401509430 2 由arF e 1529861arF e 22 參考文獻(xiàn) 6 查表 則 X 0 56 Y 在 1 45 1 31 之間 線性插值得 Y 43014531479 3 求 P1 P2 由參考文獻(xiàn) 6 f p 1 2 1 8 取 fp 1 8 所以 raXF 11805612475216795prfY22 938 4 計(jì)算軸承所需具有的基本額定動(dòng)載荷 C 取 lh 30000 小時(shí) P 取大值 N 66000N hnl CP 3316 60027539471 所以 初選軸承 6215 符合要求 可以確定 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 28 5 鍵校核 齒輪傳遞的扭矩為 1576 6N m 對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)矩為 1576 6N m 直徑 鍵高及鍵長(zhǎng)分 別為 d 1 78mm h1 12mm l1 110mm 根據(jù)鍵連接的擠壓強(qiáng)度公式 它的擠壓應(yīng)力 為p MPapT dhl 31457610682 60 90MPa 故所選鍵均滿足強(qiáng)度條件 p 2 1 10 IV 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估計(jì)軸的最小直徑 m72 1 825 4013 26npAd3 考慮到鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的影響 取 d3min 62mm 材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度為 217 255HBS 2 軸的結(jié)構(gòu)尺寸如圖 2 5 所示 圖 2 5 軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖 2 1 11 V 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及軸承 鍵的校核 1 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估計(jì)軸的最小直徑 m72 1 825 4013 26npAd35 考慮到鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的影響 取 d5min 85mm 材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度為 217 255HBS 2 軸的結(jié)構(gòu)尺寸 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 29 Y XZRA21F6t10rRD21MDMV X193 2Nm04RD2MH3714N m8ZRA2F10tT260a b c d 9tMF10rtAr35089t 圖 2 6 軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖 3 按扭曲合成強(qiáng)度校核軸的直徑 NttF 982561 Nrr 9837 NnF 982016pT 5 47053 m NtF d 51023610269 NrtFan tan 10497845 Nntcos 2568 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 30 圖 2 7 軸的載荷和彎距分布圖 1 作出軸的空間受力簡(jiǎn)圖 圖 2 7 a 2 作出垂直面受力 彎矩圖 圖 2 7 b RA1 2784N RD1 2471N 3 作出水平面受力 彎矩圖 圖 2 7 c RA2 26851N RD2 23506 9N 4 求出合成彎矩 NmaxVaxHmaxM 2222193743901 5 作出扭矩圖 圖 2 7 d T 3260 N 6 求出當(dāng)量彎矩 Memax 取 6 0 N emax T 2 22239106346 7 校核軸的強(qiáng)度 查得 MPa 165 4 軸承壽命核算 1 初選軸承型號(hào) 由工作條件初選軸承 6317 由參考文獻(xiàn) 12 查表該軸承的 Cor 96500N Cr 132000N 2 求 Fr1 Fr2 由 N AAR 21372 N 得DD 568 Fr1 3722N Fr2 35686 8NARB MPa65Pa9 618 043W1maxe 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 31 3 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 P1 P2 參考文獻(xiàn) 6 f p 1 2 1 8 取 fp 1 4 所以 NrF 1143725108 Nprf 22646 4 計(jì)算軸承所需具有的基本額定動(dòng)載荷 C 取 lh 30000 小時(shí) P 取大值 N 132000N hnl CP 3326 6001530481731 所以 初選軸承 6317 符合要求 可以確定 5 鍵校核 選圓頭普通平鍵 齒輪 9 齒輪 10 傳遞的扭矩為 3362 它們對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)矩為 3260 兩處 Nm Nm 直 徑 鍵高及鍵長(zhǎng)分別為 d1 89mm h1 14mm l1 180mm d2 89mm h2 14mm l2 200mm 根據(jù)鍵連接的擠壓強(qiáng)度公式 它們各自的擠壓應(yīng)力 為 p MPapT dhl 314620596894 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 32 MPapT dhl 32214260152894 60 90MPa 故所選鍵均滿足強(qiáng)度條件 p 2 1 12 VI 軸的結(jié)構(gòu) 1 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估計(jì)軸的最小直徑 m8 9 10325 410 26npAd36 考慮到鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的影響 取 d6min 103mm 材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度 為 217 255HBS 2 軸的結(jié)構(gòu)尺寸如圖 2 8 所示 圖 2 8 軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖 2 1 13 回轉(zhuǎn)工作臺(tái)的技術(shù)參數(shù) 轉(zhuǎn)盤直徑 450mm T 型槽 18 其余參數(shù)見零件圖 2 2 進(jìn)給系統(tǒng)主軸箱技術(shù)設(shè)計(jì) 2 2 1 電動(dòng)機(jī) 2 的選擇 類比同類機(jī)床知鉆直徑為 26mm 的孔時(shí)所需要的轉(zhuǎn)速分別為 擴(kuò)孔鉆鉆直徑為 8mm 的孔的轉(zhuǎn)速在 900r min 左右 取 n1 940r min 鉸刀鉸直徑為 26mm 的孔的轉(zhuǎn)速 在 200r min 左右 取 n2 188 r min 鉆頭鉆直徑為 25mm 的轉(zhuǎn)速為 150r min 左右 取 n3 171 r min 因此電動(dòng)機(jī)選 Y 系列三相異步電動(dòng)機(jī) Y112M 6 P 額 2 2 KW 同步轉(zhuǎn) 速 1000r min 額定轉(zhuǎn)速 940r min 其主要技術(shù)數(shù)據(jù) 外形和安裝尺寸見表 2 2 表 2 2 電動(dòng)機(jī)主要技術(shù)數(shù)據(jù) 外形和安裝尺寸表 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 33 型號(hào) 額定功率 kw 滿載轉(zhuǎn)速 r min 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y112M 6 2 2 940 2 外形尺寸 mm mm mm L AC 2 AD HD 中心高 mm H 安裝尺寸 mm A B 軸伸尺寸 mm mm mm D E 400 305 265 112 190 140 28 60 2 2 2 確定各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比 因 n1 940r min n 1 313r min n2 188 r min n3 171 r min 則外總傳動(dòng)比為 i 總 n1 n3 940 171 5 5 故齒輪 1 2 傳動(dòng)比 i1 2 5 齒輪 1 2 傳動(dòng)比 i1 2 3 齒輪 2 3 傳動(dòng)比 i2 3 1 83 2 2 3 計(jì)算各軸功率 查參考文獻(xiàn) 12 得 效率取 齒 0 97 連軸器 0 992 軸承 0 99 電動(dòng)機(jī)的輸 出功率估計(jì)為 2KW I 軸 P1 P0 2 KW I 軸 P1 P1 齒 2 軸承 2 0 97 0 992 1 92 KW II 軸 P2 P1 齒 2 軸承 2 0 97 0 992 1 92 KW III 軸 P3 P2 2 齒 3 連軸器 2 0 97 0 993 1 84 KW 2 2 4 齒輪 1 和 2 的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 選定齒輪的類型 精度等級(jí) 材料及齒數(shù) 1 選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) 2 因傳遞功率不大 故大小齒輪都選用軟齒面 小齒輪 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬 度 255HBS 大齒輪 45 鋼 ?；幚?硬度 217HBS 3 選齒輪精度等級(jí)為 8 級(jí)精度 4 選 z1 24 則 z2 i1 2 z1 5 24 120 5 取螺旋角 14 2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 2 17 HE tuzKTd 21312 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)值 1 選載荷系數(shù) K t 1 2 2 0 估取 Kt 1 3 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 34 2 計(jì)算主動(dòng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 pT n 55211 290900314 Nm 3 由參考文獻(xiàn) 6 選取齒寬系數(shù) 0 4 d 4 確定 Hz bttcos in 2bttan cos 得 ta cs 2014 t 2056 得 bn o 56 b 134 Hz si cs 2320 5 確定 zE zE MPa 189 6 確定 z 43 cos cos 12 118382146840 nbsi dzta tan m 108031 4668013 7 確定 z zcos 14985 8 確定 H 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 35 HlimN z S 由參考文獻(xiàn) 6 查表得 620MPa 420 MPa 1limH 2li hNnk 9160940830154061 98265 由參考文獻(xiàn) 6 查表得 取 SH 1 250 1z2N1 MPaHlim s 61049625 MPaliNHH z 22 3 取小值 2 計(jì)算齒輪參數(shù) 1 mm t d 253 10232438901985746 2 計(jì)算圓周速度 v m s 5728601 3 計(jì)算齒寬 模數(shù) b h mmtntdcos cosm z1432 mmt tb 6057 mm tntahc 231526th 24 4 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) v 8 級(jí)精度由參考文獻(xiàn) 6 查得動(dòng)載荷系數(shù) vK 1 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 36 由參考文獻(xiàn) 6 取 AK 1 由參考文獻(xiàn) 6 假設(shè) N mm 得 tFb 0H F K 14 由參考文獻(xiàn) 6 得 H 24 由參考文獻(xiàn) 6 得 F K 18 故載荷系數(shù) Av H 142179 5 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得得分度圓直徑 mmtt d K 331 79560 3 按齒根抗彎疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 2 18 F s n Tco Ym dz 213 1 確定公式內(nèi)各參數(shù)數(shù)值 1 查取齒形系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 6 查得 F 1265F Y 2164 2 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 6 查得 s 8s 80 3 計(jì)算抗彎疲勞許用應(yīng)力 取 F 4 2 19 NlimFY S 由參考文獻(xiàn) 6 查得抗彎疲勞壽命系數(shù) 120 由參考文獻(xiàn) 6 查得抗彎疲勞強(qiáng)度極限 MPa MPaFlim 4Flim 2410 MPaNliFFY s 139 MPalimFF 2041286 4 計(jì)算大小齒輪得 并加以比較 s FY 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 37 F s Y 126518032349F s 2 4 取大值 5 確定 其中 Y 875 021 5 07 25 0 21 1649 6 確定 K AvF K 11087 2 設(shè)計(jì)計(jì)算 mmn cosm 5231702340138750921454 由于齒輪的模數(shù) mn 的大小主要取決于抗彎強(qiáng)度所決定的承載能力 而齒面接觸 疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關(guān) 所以取按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算的分度 圓直徑 64 02mm 取由抗彎強(qiáng)度算得的模數(shù) 1 45mm 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 mn 2mm 4 幾何尺寸計(jì)算 1 計(jì)算分度圓直徑 ndcos cosz m 164021324 取 32 則 5 160 1z21 mmndzcos 12314658 mm 2 03279 2 計(jì)算中心距 mm 圓整取 a 196mm ad 129674 3 計(jì)算齒輪寬度b d 1046583 mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 38 圓整 b 2 30mm 則 b1 35mm 5 驗(yàn)算 N mmtT F d 512032169768 N mm 100N mm 合適 AtK b6973 6 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制齒輪零件圖 齒輪 1 做成實(shí)心結(jié)構(gòu) 齒輪 2 做成腹板式結(jié)構(gòu) 2 2 5 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 選定齒輪的類型 精度等級(jí) 材料及齒數(shù) 1 選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) 2 因傳遞功率不大 故大小齒輪都選用軟齒面 小齒輪 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬 度 255HBS 大齒輪 45 鋼 ?；幚?硬度 217HBS 3 選齒輪精度等級(jí)為 8 級(jí)精度 4 選 z1 30 則 z2 i1 2 z1 3 30 90 5 取螺旋角 14 2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 2 20 HE tuzKTd 21312 1 確定公式內(nèi)的各參數(shù)值 1 選載荷系數(shù) K t 1 2 2 0 估取 Kt 1 3 2 計(jì)算主動(dòng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 pT n 55211 290900314 Nm 3 由參考文獻(xiàn) 6 選取齒寬系數(shù) 0 6 d 4 確定 Hz 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 39 bHttcos zin 2bttan cos 得 ta cs 2014 t 2056 得 bn o 56 b 134 Hz si cs 2320 5 確定 zE zE MPa 189 6 確定 z 43 cos cos 12 118382147309 nbsi dzta tan m 1080162 取 1 z 471073 7 確定 z zcos 14985 8 確定 H 2 21 HlimN z S 由參考文獻(xiàn) 6 查得 620MPa 420 MPa 1limH 2li hNnk 91609401830154061 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 40 N 98240612105 由參考文獻(xiàn) 6 查得 取 SH 1 z 1 MPa HlimN s 1620 MPa liHH z 2241 取小值 2 計(jì)算齒輪參數(shù) 1 mm t d 253 31022489079854362 2 計(jì)算圓周速度 v m s 578601 3 計(jì)算齒寬 模數(shù) b h tntdcos c