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I 畢業(yè)設(shè)計 論文 題 目 自動攻絲機設(shè)計 摘 要 本文主要進(jìn)行的是自動攻絲機設(shè)計 該自動攻絲機在普通的小臺式鉆床機床上進(jìn) 行設(shè)計 設(shè)計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個 合理解 根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求 分析了機電關(guān)聯(lián)分級 調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法 從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手 確定最佳機床主軸功 率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案 計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù) 本說明書著重研究機 床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法 根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中 心距最小為目標(biāo) 擬定變速系統(tǒng)的變速方案 以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率 在機床主傳動系統(tǒng)中 為減少齒輪數(shù)目 簡化結(jié)構(gòu) 縮短軸向尺寸 用齒輪齒數(shù)的設(shè) 計方法是試算 湊算法 計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案 本文通過對主傳動系 統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究 繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖 關(guān)鍵詞 分級變速 傳動系統(tǒng)設(shè)計 傳動副 結(jié)構(gòu)網(wǎng) 結(jié)構(gòu)式 齒輪模數(shù) 傳動比 III Abstract First in order to obtain the ideal and more understanding of the design method of transmission system design of machine tool transmission system when the winner According to the requirements of the main drive system of CNC machine tool and spindle power and torque characteristics analysis of the design principle and method of mechanical and electrical connection and speed of main transmission system Starting from the main drive system structure network determine the optimum matching scheme of machine tool spindle power and torque characteristics the calculation and verification of relevant motion parameters and dynamic parameters Design steps and design method of this specification focuses on the main drive system of machine tool according to the motion parameters have been determined by transmission center distance of expansion graph of the minimum as the goal formulate transmission scheme transmission system in order to obtain the optimal scheme and high design efficiency In the main drive system of machine tool in order to reduce the number of gears simplify the structure reduce the axial size design method of the number of gear teeth is trial join algorithm design calculation of trouble and is not easy to find a reasonable Through the research and analysis of the main drive system of triple slide gear characteristics draw the part drawing and the spindle box expansion plan and section view Key Words classification of transmission the transmission system design transmission network structure structure type the module of gear transmission ratio IV 目 錄 摘 要 II Abstract III 1 緒論 1 1 1 鉆床簡介 1 1 2 鉆床的發(fā)展及趨勢 1 1 3 自動攻絲機介紹 2 1 4 本課題設(shè)計內(nèi)容及要求 3 2 自動攻絲機總體方案設(shè)計 4 2 1 自動攻絲機的動力選擇 4 2 2 自動攻絲機的驅(qū)動方式 4 2 3 自動攻絲機的動力性能比較 5 2 4 自動攻絲機動力的計算與選擇 6 3 自動攻絲機設(shè)計 8 3 1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 8 3 1 1 轉(zhuǎn)速范圍 8 3 1 2 轉(zhuǎn)速數(shù)列 8 3 1 3 確定結(jié)構(gòu)式 9 3 1 4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 9 3 1 5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 10 3 2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 10 4 自動攻絲機動力計算 12 4 1 帶傳動設(shè)計 12 4 2 計算轉(zhuǎn)速的計算 13 4 3 齒輪模數(shù)計算及驗算 14 4 4 常用材料及熱處理 14 4 5 傳動軸最小軸徑的初定 19 4 6 主軸合理跨距的計算 20 V 5 主要零部件的選擇 22 5 1 軸承的選擇 22 5 2 鍵的規(guī)格 22 5 3 變速操縱機構(gòu)的選擇 22 6 校核 23 6 1 剛度校核 23 6 2 軸承壽命校核 24 7 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 26 7 1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容 技術(shù)要求和方案 26 7 2 展開圖及其布置 26 結(jié) 論 27 參考文獻(xiàn) 28 致 謝 29 1 1 緒論 1 1 鉆床簡介 目前將機床分為 12 大類 車床 鉆床 鏜床 磨床 齒輪加工機床 螺紋加工機 床 銑床 刨插床 拉床 特種加工機床 鋸床及其他機床 在每一類機床中 又可 以按照工藝范圍 步型型式和結(jié)構(gòu)等等 可以分為若干組 每一組又可以分為若干系 列 如鉆床又包括 坐標(biāo)鏜鉆床 深孔鉆床 搖臂鉆床 臺式鉆床 立式鉆床 臥式 鉆床 中心孔鉆床及其他鉆床 在上述的基本分類方法的基礎(chǔ)上 還可以根據(jù)機床的 其他特征進(jìn)一步進(jìn)行分類 同類型機床按照應(yīng)用范圍 通用性程度 可以分為通用機 床 或者稱萬能機床 專門化機床和專用機床三大類 其中通用機床是可以加工多種 工件 完成多種多樣工序的加工范圍較廣的機床 如臥式車床 搖臂鉆床等等 搖臂鉆床主要由立柱 搖臂 主軸箱 和底座等部分組成 主軸箱裝在搖臂上 可沿立柱上下移動 以適應(yīng)加工不同高度工件的要求 此外 搖臂還可以隨外立柱在 360 范圍回轉(zhuǎn) 因此主軸很容易調(diào)整到所需要的加工位置 為了使主軸在加工時保持 確定的位置 搖臂鉆床還具有內(nèi)立柱 搖臂及主軸箱的夾緊機構(gòu) 當(dāng)主軸的位置調(diào)整 確定后 可以快速將它們夾緊 搖臂鉆床的其他變形如萬向搖臂鉆床搖臂和主軸箱可 以回轉(zhuǎn)或傾斜 使主軸可在空間任意方向都可以進(jìn)行鉆削 適用于重型機器 機車車 輛 船舶和鍋爐等制造業(yè)中加工大型工件 車式搖臂鉆床的底座有車輪 可以在軌道 上移動 適用于橋梁和機床等行業(yè)窄長形工件的孔加工 1 2 鉆床的發(fā)展及趨勢 進(jìn)入市場經(jīng)濟(jì)后 國內(nèi)機床行業(yè)競爭日趨激烈 與中捷搖臂鉆廠生產(chǎn)相同型號產(chǎn) 品的企業(yè)有 40 多家 中捷搖臂鉆廠產(chǎn)品領(lǐng)先優(yōu)勢受到挑戰(zhàn) 為了應(yīng)對挑戰(zhàn) 中捷搖臂 鉆廠在產(chǎn)品賣得正火的時候 提出了進(jìn)行跨越產(chǎn)品結(jié)構(gòu)調(diào)整 第一 用先進(jìn)技術(shù)改造 傳統(tǒng)產(chǎn)品 如普通搖臂鉆床實現(xiàn)了五軸聯(lián)動 價格由幾萬元上升到幾十萬元 達(dá)到中 國搖臂鉆床最高水平 第二 向國際先進(jìn)水平靠攏 不斷擴(kuò)大產(chǎn)品領(lǐng)先優(yōu)勢 ZK 系列 橋式和動橋系列產(chǎn)品 十幾項技術(shù)居國內(nèi)領(lǐng)先地位 ZK3050 獲得自主知識產(chǎn)權(quán) 并成 為國家重點新產(chǎn)品 Z3580A 萬向搖臂鉆 在任何空間 任意方向 任意位置上實現(xiàn)鉆 削功能 不僅填補了國內(nèi)空白 在國外也不多見 在國際著名的芝加哥機床展覽會上 中捷搖臂鉆廠參展產(chǎn)品被一位美籍華商相中并當(dāng)場拉走 德國 意大利 西臘 瑞典 2 伊朗等國家和地區(qū)紛紛提出做中捷牌搖臂鉆的代理經(jīng)銷商 在上海國際機床展覽會上 沈陽機床股份有限公司參展的數(shù)控鉆銑床 同時被國內(nèi)三家企業(yè)看好 搖臂鉆床和大 多數(shù)機床一樣 將向數(shù)控自動化 機電一體化和智能化方向發(fā)展 搖臂鉆床未來的發(fā) 展趨勢是 應(yīng)用電子計算機技術(shù) 簡化機械結(jié)構(gòu) 提高和擴(kuò)大自動化工作的功能 使 機床適應(yīng)于納入柔性制造系統(tǒng)工作 提高功率主運動和進(jìn)給運動的速度 相應(yīng)提高結(jié) 構(gòu)的動 靜剛度以適應(yīng)采用新型刀具的需要 提高切削效率 提高加工精度并發(fā)展超 精密加工機床 以適應(yīng)電子機械 航天等新興工業(yè)的需要 1 3 自動攻絲機介紹 加工定制 否 類型 工業(yè)臺鉆 品牌 雙龍 型號 XX 主電機功率 0 37 kw 軸數(shù)量 單軸 鉆孔直徑范圍 1 13 mm 主軸轉(zhuǎn)速范圍 480 4100 rpm 主軸孔錐度 B16 3 控制形式 人工 適用行業(yè) 通用 布局形式 立式 適用范圍 通用 作用對象材質(zhì) 金屬 產(chǎn)品類型 全新 項目 Z512 2 最大鉆孔直徑 12 7mm 最大主軸行程 100mm 主軸端錐度 B16 主軸中心至立柱表面距離 193mm 工作臺面尺寸 165 265mm 底座臺面尺寸 250 300mm 主軸端至工作臺面距離 0 330mm 主軸端至底座面距離 188 556mm 工作臺升降行程 主軸箱升降行程 工作臺在垂直平面內(nèi)回轉(zhuǎn)角度 45 主軸轉(zhuǎn)速 480 800 1400 2400 4100r min 電機 370 或 550 外形尺寸 長 寬 高 688 380 1037mm 凈重 97Kg 1 4 本課題設(shè)計內(nèi)容及要求 1 完成自動攻絲機的結(jié)構(gòu)設(shè)計 要求結(jié)構(gòu)精小簡單 外形尺寸控制在 80 50 100 mm 內(nèi) 2 軸數(shù)量 單軸 3 鉆孔直徑范圍 13 mm 4 主軸轉(zhuǎn)速范圍 480 4100 rpm 5 控制形式 人工 6 適用行業(yè) 通用 7 布局形式 立式 4 2 自動攻絲機總體方案設(shè)計 機械系統(tǒng)通常是由原動機 傳動裝置 工作機和控制操縱部件及其它輔助部件組 成 工作機是機械系統(tǒng)中的執(zhí)行部分 原動機是機械系統(tǒng)的中的驅(qū)動部分 傳動裝置 則是把原動機和工作機有機地聯(lián)系起來 實現(xiàn)能量傳遞和運動形式轉(zhuǎn)換不可缺少的部 分 而其中原動機在機械系統(tǒng)中所起的作用是 1 把自然界的能源變成機械能 2 把發(fā)電機等變能機所產(chǎn)生的各種形態(tài)的能量轉(zhuǎn)換為機械能 2 1 自動攻絲機的動力選擇 常用原動機有以下三種運動形式 具體見表 2 1 表 2 1 原動機運動形式 運動形式 實例 連續(xù)運動 電動機 液壓馬達(dá) 氣壓馬達(dá) 柴油機 汽油機 往復(fù)運動 直線電動機 汽缸 液壓缸 往復(fù)擺動 擺動油缸 擺動汽缸 2 2 自動攻絲機的驅(qū)動方式 由一臺原動機通過傳動裝置驅(qū)動執(zhí)行機構(gòu)工作 叫做單機集中驅(qū)動 而多機分別 驅(qū)動自然而然是用多臺原動機來驅(qū)動各執(zhí)行機構(gòu)工作 兩種驅(qū)動方式中 單機集中驅(qū) 動傳動裝置復(fù)雜 操作麻煩 功率大 但價格便宜 而多機分別驅(qū)動傳動裝置簡單 電動機功率小 但成本比較高 1 必須考慮到工作機對原動機所提出的起動 過載 運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性等方面的要求 2 必須考慮到其經(jīng)濟(jì)效益及其成本 這也是非常重要的一項 3 必須考慮到現(xiàn)場能源的供應(yīng)情況及工作環(huán)境因素 4 必須考慮原動機的機械特性與工作機的匹配情況 5 必須考慮到維修是否方便 操作是否簡單 工作是否可靠 5 2 3 自動攻絲機的動力性能比較 表 2 2 原動機性能比較 類別 電動機 氣缸馬達(dá) 液壓馬達(dá) 柴油機 尺寸 較大 較小 較小 較大 功率及取范圍 功率大 0 3 1000KW 范圍廣 功率比電動機 大 一般在 2 2KW 以下 尤其適用于 0 75KW 以下的 高速傳動 功率最大 受 實際油壓和馬 達(dá)尺寸的限制 功率大 5 38000KW 重量 大 比電動機大 最大 大 輸出剛度 硬 軟 較硬 較硬 運行溫度控制 溫度應(yīng)低于許 應(yīng)值 排氣時空氣膨 脹 噪聲較大 排氣處應(yīng)安裝 消聲器 對油箱進(jìn)行風(fēng) 冷或水冷 調(diào)整方法和性 能 直流電動機用 改變電樞電阻 電壓或改變磁 通的方法 交 流電動機用變 頻 變極或變 轉(zhuǎn)差率的方法 用氣閥控制 簡單 迅速 但不夠精確 通過閥或泵控 制改變流量 調(diào)速范圍大 較難 噪聲 小 較大 較大 較大 維護(hù)要求 較少 少 較多 較多 初始成本 低 較高 高 高 運轉(zhuǎn)費用 最低 最高 高 高 應(yīng)用 很廣 需要動 力電源 小功率高速場 合 較廣 很廣 如各種車 輛 船舶 農(nóng)用 機械 工程機械 和壓縮機等等 6 2 4 自動攻絲機動力的計算與選擇 鉆床切削力的計算包括鉆床主軸轉(zhuǎn)矩計算和主軸軸向切削力的計算 由于加工材 料為 Q235 鋼 其屬于碳素結(jié)構(gòu)鋼 鉆頭為高速鋼麻花鉆 加工方式為鉆孔 所以查 機床夾具設(shè)計手冊 得 鉆床轉(zhuǎn)矩計算公式如下 pkkfDM08234 式中 切削力矩 N M k 鉆頭直徑 mm 每轉(zhuǎn)進(jìn)給量 mm f 修正系數(shù)pk 軸向切削力的計算公式如下 pfKDfF7 06 式中 軸向切削力 N f 鉆頭直徑 mm 每轉(zhuǎn)進(jìn)給量 mm f 修正系數(shù)pk 已知被加工材料為 Q235 結(jié)構(gòu)鋼 結(jié)構(gòu)鋼和鑄鋼取 736MPa D 13mm 0 2mm 所以可分別計算出切削轉(zhuǎn)矩和軸向切削為 b f 13 5 N MkM 2595 NfF 由金屬切削原理可知 主軸切削功率的計算公式為 式中 軸向切削力 N fF 每轉(zhuǎn)進(jìn)給量 mm f n 主軸固定轉(zhuǎn)速 r min 75 0 36 bpk KWnMfP km310 6201 7 切削力矩 N M kM 將以上數(shù)值代入公式中可計算出功率 0 25KWmP 考慮到軸承傳動效率 查得為 0 99 和鍵傳動效率 查得為 0 98 所以可計算出 鉆床主軸要傳遞的功率 P 為 P 0 99 0 99 0 98 0 37KWmP 考慮到自動攻絲機的現(xiàn)場工作環(huán)境及工作需求 自動攻絲機的起動力矩和調(diào)速范 圍等要求 我選擇電動機作為其原動機 由于生產(chǎn)機械裝置及工作機所處的工作環(huán)境 各不相同 電動機的 工作環(huán)境也自然而然就各不一樣 在絕大多數(shù)情況下 電動機工 作的周圍大氣中有不同分量的灰塵和水分 有的處于潮濕之處甚至水下工作 有的周 圍含有腐蝕性氣體甚至爆炸物 為了保證電動機能在不同的工作環(huán)境中順利地安全運 行 電動機的外殼也就有多種型式 其型式有 開啟式 防護(hù)式 封閉式 防爆式 由于自動攻絲機工作常處于灰塵較多的場合 其外殼選用封閉式 電動機型號為 Y 系 列 Y801 4 額定功率 0 55KW 滿載轉(zhuǎn)速 1390r min 額定轉(zhuǎn)矩 2 2N m 質(zhì)量 17Kg 8 3 自動攻絲機設(shè)計 3 1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 3 1 1 轉(zhuǎn)速范圍 擬定立式鉆床的主傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速圖 由總體設(shè)計方按可知 主軸的轉(zhuǎn)速范圍為 480 4100 r min 選定公比 中型通用機床 常用的公比 為 1 26 或 1 41 考慮到適當(dāng)減小本鉆床的相對 速度損失 當(dāng)按照 1 41 計算時 5416 8401minax Rn lgl Z 按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為 475 670 950 1320 1900 2650 3750 r min 由于標(biāo)準(zhǔn)序列中沒有 480r min 選擇最接近的 475 r min 沒有最高轉(zhuǎn)速 4100 r min 選擇最接近的 4250 r min 考慮速度損失 取值 4750 r min 3 1 2 轉(zhuǎn)速數(shù)列 當(dāng)按照 1 26 計算時 當(dāng)按照 1 26 計算時 重新計算 94 847520minax Rn26 1lglg1 Z 475 600 750 950 1180 1500 1900 2360 3000 3750 4750 9 對于 Z 11 可按照 Z 12 來計算 3 1 3 確定結(jié)構(gòu)式 對于 Z 11 即 Z 12 4 3 或 Z 12 3 2 2 4 或 Z 12 3 2 2 為了結(jié)構(gòu)緊湊和主軸箱不過分的大 故選取 Z 12 3 2 2 4 可分解為 Z 2 1 22 24 3 1 4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 根據(jù) 前多后少 先降后升 前密后疏 結(jié)構(gòu)緊湊的原則 選取傳動方案 Z 21 22 24 易知第二擴(kuò)大組的變速范圍 r P3 1 x 1 415 5 57 8 滿足要求 其結(jié) 構(gòu)網(wǎng)如圖 2 1 已知該題設(shè)選用電機為二級調(diào)速電機 其分?jǐn)偭?0 1 級的 2 個級別的變 速 10 圖 2 1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z 21 22 24 3 1 5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 1 選擇電動機 采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機 2 繪制轉(zhuǎn)速圖 圖 2 2 轉(zhuǎn)速圖 3 畫主傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù) 畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2 3 1 2 軸最小中心距 A1 2min 1 2 Zmaxm 2m D 軸最小齒數(shù)和 S zmin Zmax 2 D m 3 2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 1 Sz 100 120 中型機床 Sz 70 100 2 直齒圓柱齒輪 Zmin 18 20 11 圖 2 3 主傳動系統(tǒng)圖 7 齒輪齒數(shù)的確定 據(jù)設(shè)計要求 Zmin 18 20 齒數(shù)和 Sz 100 120 由表 4 1 根據(jù)各變速組公比 可得各傳動比和齒輪齒數(shù) 12 4 自動攻絲機動力計算 4 1 帶傳動設(shè)計 輸出功率 P 0 55kw 轉(zhuǎn)速 n1 1390r min n2 1900r min 1 確定計算功率 按最大的數(shù)據(jù)計算 P 0 55kw K 為工作情況系數(shù) 查 1 表 3 5 取 K 1 1 pd kAP 0 55X1 1 0 65kw 2 選擇 V 帶的型號 根據(jù) pd n1 1390r min 參考 1 圖表 3 16 及表 3 3 選小帶輪直徑 查表選擇 A 型 V 帶 d1 125mm 3 確定帶輪直徑 d1 d2 小帶輪直徑 d1 125mm 驗算帶速 v d1n1 60X1000 X1250X1420 60X1000 6 9m s 從動輪直徑 d2 n1d1 n2 1900X125 1420 90mm 取 d2 90mm 查 1 表 3 3 計算實際傳動比 i d2 d1 125 90 2 222 4 定中心矩 a 和基準(zhǔn)帶長 Ld 1 初定中心距 a0 0 7 d1 d2 a0 2 d1 d2 203 a0 580 取 ao 300mm 2 帶的計算基準(zhǔn)長度 Ld0 2a0 2 d1 d2 d2 d1 2 4a0 2x300 2 90 200 200 90 2 4X300 650mm 查 1 表 3 2 取 Ld0 630mm 3 計算實際中心距 a a0 Ld Ld0 2 300 630 650 290mm 4 確定中心距調(diào)整范圍 amax a 0 03Ld 290 0 03X630 308 9mm amin a 0 015Ld 290 0 015X630 280 55mm 5 驗算包角 1 1800 d 2 d1 aX57 3 0 1800 180 90 290X57 30 1720 1200 13 6 確定 V 帶根數(shù) 確定額定功率 P 0 由查表并用線性插值得 P0 0 15kw 查 1 表 37 得功率增量 P0 0 13kwA 查 1 表 38 得包角系數(shù) K 0 99 查 1 表 3 得長度系數(shù) Kl 0 81 確定帶根數(shù) Z P P P K K C0 L 0 66 1 05 0 13 X0 99X0 81 0 87 取 Z 1 4 2 計算轉(zhuǎn)速的計算 1 主軸的計算轉(zhuǎn)速n j 由公式n n 得 主軸的計算轉(zhuǎn)速n j 70 9r min jmin 13 z 取80 r min 2 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸2 224 r min 軸1 315r min 2 確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸共有 4 級轉(zhuǎn)速 160r min 224 r min 315 r min 450 r min 若經(jīng)傳動副 Z Z 傳動主軸 則只有 450r min 傳遞全功率 若3 經(jīng)傳動副 Z4 Z4 傳動主軸 全部傳遞全功率 其中 160r min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn) 速 故其計算轉(zhuǎn)速 n j 160 r min 軸有 1 級轉(zhuǎn)速 且都傳遞全功率 所以其計算 轉(zhuǎn)速 n j 630 r min 各計算轉(zhuǎn)速入表 3 1 表 3 1 各軸計算轉(zhuǎn)速 3 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速 齒輪 Z 裝在主軸上共 4 級轉(zhuǎn)速 其中只有 80r min 4 傳遞全功率 故 Z j 80 r min 4 齒輪 Z 裝在 軸上 共 4 級轉(zhuǎn)速 但經(jīng)齒輪副 Z Z 傳動主軸 則只有 160r min 傳 4 遞全功率 故 Z j 160r min 依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速 如表 3 2 6 軸 號 軸 軸 軸 計算轉(zhuǎn)速 r min 630 160 80 14 4 3 齒輪模數(shù)計算及驗算 從對齒輪的失效分析可知 為了使齒輪能夠正常工作 應(yīng)對齒輪的材料提出如下 基本要求 1 齒面應(yīng)有足夠的硬度和耐磨性 以防止齒面磨損 點蝕 膠合以及塑性變形 等失效 2 輪齒心部應(yīng)有足夠的強度和較好的韌性 以防止齒根折斷忽然抵抗沖擊載荷 3 應(yīng)有良好的加工工藝性能及熱處理性能 以便加工和提高力學(xué)性能 4 4 常用材料及熱處理 適合制造齒輪的材料有很多 最常用的是鋼 鑄鐵 有些場合也采用非金屬材料 1 鋼 鋼具有強度高 韌性好 便于制造和熱處理等優(yōu)點 大多數(shù)齒輪毛坯都采用優(yōu)質(zhì) 碳素鋼和合金鋼通過鍛造而成 并通過熱處理改善和提高力學(xué)性能 按熱處理后齒面 硬度的不同 鋼制齒輪分為軟齒面齒輪和硬齒面齒輪兩種 軟齒面齒輪的齒面硬度小于或等于 350HBS 通常適用于一般用途 中小功率以及 精度要求不高的場合 例如一般用途的減速器 由于齒面硬度不高 這種齒輪的毛坯 在進(jìn)行調(diào)質(zhì)或正火的熱處理之后再進(jìn)行精加工 一般采用插齒或滾齒等方法 對于一對軟齒面的齒輪來說 在傳動的過程中 小齒輪的輪齒嚙合次數(shù)比大齒輪 的多 同時小齒輪的齒根較薄 使得小齒輪的輪齒彎曲強度較弱 因此 通常使小齒 輪的齒面硬度要比大齒輪的齒面硬度高 30 50HBS 或更多 以保證大 小齒輪的使 用壽命相接近 在一般情況下 通常選用不同的材料或不同的熱處理可以實現(xiàn)這個要 求 硬齒面齒輪的齒面硬度大于 350HBS 常用于高速重載及受有沖擊載荷的或要求結(jié) 構(gòu)緊湊的重要機械傳動中 例如機床 汽車變速箱等 這種齒輪的毛坯在進(jìn)行調(diào)質(zhì)或 正火后 進(jìn)行精切齒 然后再進(jìn)行表面淬火處理 使得齒輪的耐磨性提高 承載能力 增大 硬齒面齒輪與軟齒面齒輪比較 其綜合承載能力可提高 2 3 倍 或者說 在相同 15 的承載能力下 硬齒面的齒輪傳動要比軟齒面的結(jié)構(gòu)尺寸小得多 所以 除非受到工 藝或生產(chǎn)等條件的限制 一般情況下應(yīng)盡可能采用硬齒面齒輪 2 鑄鋼 對于齒輪的直徑尺寸較大 大于 400 600mm 或結(jié)構(gòu)復(fù)雜不易鍛造的齒輪毛坯 可用鑄鋼來制造 例如低速 重載的礦山機械中的大齒輪 3 鑄鐵 灰鑄鐵具有較好的減磨性和加工性能 而且價格低廉 但它的強度較低 抗沖擊 性能差 因此 常用于開式 低速輕載 功率不大及沖擊振動的齒輪的傳動中 球墨鑄鐵的力學(xué)性能和抗沖擊能力較灰鑄鐵高 可代替灰鑄鐵 鑄鋼和調(diào)質(zhì)鋼鑄 造大直徑齒輪 4 非金屬材料 非金屬材料的彈性好 耐磨性好 可注塑成型 成本低 但承載能力小 適用高速輕 載以及精度要求不高場合 例如食品機械 家電產(chǎn)品以及辦公設(shè)備等 常用齒輪的材料見下表 5 3 表 5 3 常用齒輪的材料及其力學(xué)性能 材 料 牌號 熱處 理方法 齒面硬度 強度極限 MPaB 屈服極限 s 主要應(yīng)用 正火 160 217HBS 580 290 低速輕載 調(diào)質(zhì) 217 255HBS 650 360 低速中載 45 表面 淬火 48 55HRC 750 450 高速中載 或低速重 載 優(yōu) 質(zhì) 碳 素 鋼 50 正火 180 220HBS 620 320 沖擊很小 40Cr 調(diào)質(zhì) 表面淬 火 240 260HBS 48 55HRC 700 900 550 650 中速中載 高速中載 無劇烈沖 擊 合 金 鋼 42SiMn 調(diào)質(zhì) 217 269HBS 750 470 高速中載 16 表面淬 火 45 55HRC 無劇烈沖 擊 20Cr 滲碳淬 火 56 62HRC 650 400 20CrMnTi 滲碳淬 火 56 62HRC 1100 850 高速中載 承受沖擊 ZG310 5 70 正活 表面淬 火 160 210HBS 40 50HRC 570 320鑄 鋼 ZG340 6 40 正火 調(diào)質(zhì) 170 230HBS 240 270HBS 650 700 350 380 中速 中 載 大直 徑 球 墨 鑄 鐵 QT600 2 QT500 5 正火 220 280HBS 147 241HBS 600 500 低中速輕 載有小的 沖擊 灰 鑄 鐵 HT250 HT300 人工時 效 170 240HBS 187 235HBS 200 300 低速輕載 沖擊很小 根據(jù)上述齒輪材料的介紹 我設(shè)計改進(jìn)后新增的齒輪中 齒輪材料選用 40Cr 直齒 輪的材料選用 20CrMnTi 雙聯(lián)齒輪選用 20CrMnTi 1 模數(shù)計算 一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù) 選取負(fù)荷最重的小齒輪 按 簡化的接觸疲勞強度公式進(jìn)行計算 即 mj 16338 可得各組的模數(shù) 321 jjmnuzP 式中 mj 按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù) mm 驅(qū)動電動機功率 kW dN 被計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速 r min jn 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比 外嚙合取 內(nèi)嚙合取 u 小齒輪的齒數(shù) 齒 1z 17 齒寬系數(shù) B 為齒寬 m 為模數(shù) 8 m 4 10m m 材料的許用接觸應(yīng)力 取 650 Mpaj MPa j 2 基本組的齒輪參數(shù)計算 mj 16338 321 jjmnuz 16338 1 677432263054 08 結(jié)合齒輪的模數(shù)標(biāo)準(zhǔn) 取標(biāo)準(zhǔn)值 m 3 3 擴(kuò)大組的齒輪參數(shù)計算 mj 16338 321 jjmnuzP 16338 1 8432280657 8 3 結(jié)合齒輪的模數(shù)標(biāo)準(zhǔn) 取標(biāo)準(zhǔn)值 m 5 如表 3 3 所示 表 3 3 模數(shù) 2 基本組齒輪計算 按基本組最小齒輪計算 小齒輪用 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 硬度 241HB 286HB 平 均取 260HB 大齒輪用 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度 229HB 286HB 平均取 240HB 計算 如下 齒面接觸疲勞強度計算 接觸應(yīng)力驗算公式為 組號 基本組 擴(kuò)大組 模數(shù) mm 2 2 18 jfsj MPauBnNKzm 1 02832 彎曲應(yīng)力驗算公式為 wswPaBYnz 109235 式中 N 傳遞的額定功率 kW 這里取 N 為電動機功率 N 3 5kW 計算轉(zhuǎn)速 r min 630 r min jnj m 初算的齒輪模數(shù) mm m 3 mm B 齒寬 mm B 25 mm z 小齒輪齒數(shù) z 19 u 小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比 u 2 78 壽命系數(shù) sK sTnNKq 工作期限系數(shù) T mTC016 T 齒輪工作期限 這里取 T 15000h 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r min 1n 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù) 接觸載荷取 彎曲載荷取 0C0C710C612 m 疲勞曲線指數(shù) 接觸載荷取 m 3 彎曲載荷取 m 6 轉(zhuǎn)速變化系數(shù) 查 5 2 上 取 0 60nKnK 功率利用系數(shù) 查 5 2 上 取 0 78N N 材料強化系數(shù) 查 5 2 上 0 60q q 19 工作狀況系數(shù) 取 1 13K3K 動載荷系數(shù) 查 5 2 上 取 12 齒向載荷分布系數(shù) 查 5 2 上 1 1 1K Y 齒形系數(shù) 查 5 2 上 Y 0 386 許用接觸應(yīng)力 MPa 查 4 表 4 7 取 650 Mpa j j 許用彎曲應(yīng)力 MPa 查 4 表 4 7 取 275 Mpa w w 根據(jù)上述公式 可求得及查取值可求得 635 Mpa j j 78 Mpaww 3 擴(kuò)大組齒輪計算 按擴(kuò)大組最小齒輪計算 小齒輪用 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 硬度 241HB 286HB 平均取 260HB 大齒輪用 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度 229HB 286HB 平均取 240HB 同理根據(jù)基本組的計算 查文獻(xiàn) 6 可得 0 62 0 77 0 60 1 1 nKNqK3 1 1 m 3 5 355 2K1j 可求得 619 Mpa j j 135Mpa ww 4 5 傳動軸最小軸徑的初定 由 5 式 6 傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算 d 1 64 mm 4 Tn 20 或 d 91 mm 4njN 式中 d 傳動軸直徑 mm Tn 該軸傳遞的額定扭矩 N mm T 9550000 JnN N 該軸傳遞的功率 KW 該軸的計算轉(zhuǎn)速jn 該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角 01 各軸最小軸徑如表 3 3 表 3 3 最小軸徑 4 6 主軸合理跨距的計算 由于電動機功率根據(jù) 1 表 3 20 前軸徑應(yīng)為 60 90mm 初步選取 d1 80mm 后軸徑的 d2 0 7 0 9 d1 取 d2 60mm 根據(jù)設(shè)計方案 前軸承為 NN3016K 型 后 軸承為圓錐滾子軸承 定懸伸量 a 120mm 主軸孔徑為 30mm 軸承剛度 主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T 9550 9550 424 44N mnP803 假設(shè)設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 300mm 床身上最常用的最大加工直徑 即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50 這里取 60 即 180mm 故半徑為 0 09m 切削力 沿 y 軸 Fc 4716N09 42 背向力 沿 x 軸 Fp 0 5 Fc 2358N 總作用力 F 5272 65N2pC 此力作用于工件上 主軸端受力為 F 5272 65N 先假設(shè) l a 2 l 3a 240mm 前后支承反力 RA 和 RB 分別為 軸 號 軸 軸 III 軸 最小軸徑 mm 25 30 45 21 RA F 5272 65 7908 97Nla 2401 RB F 5272 65 2636 325Nl 根據(jù) 文獻(xiàn) 1 式 3 7 得 Kr 3 39 得前支承的剛度 K A 1 0Fr8 La9 0 iza 1cos 1689 69 N K B 785 57 N 2 15m m BAK57 6 主軸的當(dāng)量外徑 de 80 60 2 70mm 故慣性矩為 I 113 8 10 8m464 03 7 0 143aKEIA63 81 980 2 查 1 圖 3 38 得 2 0 與原假設(shè)接近 所以最佳跨距 120 2 0 240mml0 0l 合理跨距為 0 75 1 5 取合理跨距 l 360mm 0l 根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要 主軸的實際跨距大于合理跨距 因此需要采取措施 增加主軸的剛度 增大軸徑 前軸徑 D 100mm 后軸徑 d 80mm 前軸承 采用雙列圓柱滾子軸承 后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承 22 5 主要零部件的選擇 5 1 軸承的選擇 I軸 與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012 II軸 對稱布置深溝球軸承6009 III軸 后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C 中間布置角接觸球軸承代號7012C 5 2 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格 BXL 10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格 N d 8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格 BXL 14X90 5 3 變速操縱機構(gòu)的選擇 選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑 移齒輪 23 6 校核 6 1 剛度校核 1 軸撓度校核 單一載荷下 軸中心處的撓度采用文獻(xiàn) 5 中的公式計算 YmZnDxNLYba 43375 09 1 L 兩支承的跨距 D 軸的平均直徑 X L 齒輪工作位置處距較近支承點的距離 iai N 軸傳遞的全功率 校核合成撓度 YYbabah cos22 輸入扭距齒輪撓度 輸出扭距齒輪撓度b 2 被演算軸與前后軸連心線夾角 144 嚙合角 20 齒面摩擦角 5 72 代入數(shù)據(jù)計算得 0 026 0 084 0 160 2ay3ay1ay 0 205 0 088 0 025 5b4b6b 合成撓度 0 238 cos251521aahY 查文獻(xiàn) 6 帶齒輪軸的許用撓度 5 10000 L y 即 0 268 y 因合成撓度小于許用撓度 故軸的撓度滿足要求 2 軸扭轉(zhuǎn)角的校核 傳動軸在支承點 A B 處的傾角 可按下式近似計算 BA radlyhA3 24 將上式計算的結(jié)果代入得 radBA052 由文獻(xiàn) 6 查得支承處的 0 001 因 0 001 故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求 BA 6 2 軸承壽命校核 軸軸承的校核 軸選用的是深溝球軸承 6206 其基本額定負(fù)荷為 19 5KN 由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值 所以齒輪越小越靠近軸承 對軸承的要求越高 根據(jù)設(shè)計要求 應(yīng)該min80r 對 軸未端的滾子軸承進(jìn)行校核 齒輪的直徑 md1248 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT950 N 86 7 齒輪受力 dFr 7 15302 根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為 在水平面 NlFrAH14026387 152 在水平面 25 NlFAV 5 183942638 15 3210 AVH 7 02 因軸承在運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷 又由于不受軸向力 濮良貴主編 機械設(shè)計 第八版 表 13 6 查得載荷系數(shù) 取 則有 pf2 1 pf NFPA4783 軸承的壽命計算 所以按軸承的受力大小計算壽命 hCnLh 5840 13 24 781950 6 0136 故該軸承 6206 能滿足要求 其他軸的軸承校核同上 均符合要求 由 軸最小軸徑可取軸承為 7008c 角接觸球軸承 3 P XF r YFa X 1 Y 0 對 軸受力分析 得 前支承的徑向力 Fr 2642 32N 由軸承壽命的計算公式 預(yù)期的使用壽命 L10h 15000h L10h h L 10h n1670 PC 180673 28 10 367 10 284 9524 15000h 軸承壽命滿足要求 26 7 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 7 1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容 技術(shù)要求和方案 設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件 傳動軸 軸承 帶輪 齒輪 離合器和制動 器等 主軸組件 操縱機構(gòu) 潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置 用 一張展開圖和若干張橫截面圖表示 畢業(yè)設(shè)計由于時間的限制 一 0 般只畫展開圖 主軸變速箱是機床的重要部件 設(shè)計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)要求外 著重 考慮以下幾個方面的問題 精度方面的要求 剛度和抗震性的要求 傳動效率要求 主軸前軸承處溫度和溫 升的控制 結(jié)構(gòu)工藝性 操作方便 安全 可靠原則 遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則 主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機床設(shè)計的重點 由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜 設(shè)計中不可避免要 經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改 在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖 目的是 1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案 2 檢驗傳動設(shè)計的結(jié)果中有無干涉 碰撞或其他不合理的情況 以便及時改正 3 確定傳動軸的支承跨距 齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置 以確 定各軸的受力點和受力方向 為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù) 7 2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序 假想將各軸沿其軸線剖開并將這些 剖切面平整展開在同一個平面上 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪 有兩種布置方案 一是將兩級變速齒輪和離合 器做成一體 齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束 齒根圓的直徑必須大于離合器的外 徑 負(fù)責(zé)齒輪無法加工 這樣軸的間距加大 另一種布置方案是離合器的左右部分分 別裝在同軸線的軸上 左邊部分接通 得到一級反向轉(zhuǎn)動 右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn) 動 這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大 我們采用第一種方案 通過空心軸中的拉桿來操 縱離合器的結(jié)構(gòu) 總布置時需要考慮制動器的位置 制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸 上 制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上 以免制動扭矩太大 是制動尺寸增大 齒輪在軸上布置很重要 關(guān)系到變速箱的軸向尺寸 減少軸向尺寸有利于提高剛 度和減小體積 27 結(jié) 論 本文完成了畢業(yè)設(shè)計 中間遇到很多困難 多謝老師指導(dǎo) 當(dāng)我們不理解 不會 做的時候 指導(dǎo)老師及時給予我們知識的補充 顯然那時的我們更像是一種知識的灌 入狀態(tài) 而畢業(yè)設(shè)計的過程則更注重的是自我的鍛煉 我想倘若大學(xué)四年沒有多次課 程設(shè)計打下的堅實基礎(chǔ) 可能我們要完成此次畢業(yè)設(shè)計就變成困難至極了 因此我在 此對大學(xué)四年帶過我設(shè)計的所有指導(dǎo)老師誠摯的道聲謝謝 經(jīng)過這次畢業(yè)設(shè)計 使我對機械系統(tǒng)設(shè)計這門課當(dāng)中許多原理公式有了進(jìn)一步的 了解 并且對設(shè)計工作有了更深入的認(rèn)識 在設(shè)計過程中 得到 XX 老師的精心指導(dǎo) 和幫助 在此表示衷心的感謝 28 參考文獻(xiàn) 1 候珍秀 機械系統(tǒng)設(shè)計 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 修訂版 2 于惠力 主編 機械設(shè)計 科學(xué)出版社 第一版 3 戴 曙 主編 金屬切削機床設(shè)計 機械工業(yè)出版社 4 戴 曙 主編 金屬切削機床 機械工業(yè)出版社 第一版 5 趙九江 主編 材料力學(xué) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 第一版 6 鄭文經(jīng) 主編 機械原理 高等教育出版社 第七版 7 于惠力 主編 機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計 科學(xué)出版社 1 汪愷 機械設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)用手冊 M 機械工業(yè)出版社 1997 8 2 成大先 機械設(shè)計手冊 M 化學(xué)工業(yè)出版社 2002 1 3 徐灝 機械設(shè)計手冊 M 北京 機械工業(yè)出版社 2002 4 徐錦康 機械設(shè)計 M 機械工業(yè)出版社 2001 5 殷際英 何廣平 機械手 M 北京 化學(xué)工業(yè)出版社 2003 6 周伯英 機械手設(shè)計 M 北京 機械工業(yè)出版社 1995 7 陳秀寧 施高義 機械設(shè)計課程設(shè)計 M 浙江大學(xué)出版社 1995 8 8 王宗榮 工程圖學(xué) M 機械工業(yè)出版社 2001 9 9 費仁元 張慧慧 機械手設(shè)計和分析 M 北京工業(yè)大學(xué)出版社 1998 9 10 龔振邦 機械手機械設(shè)計 M 北京 電子工業(yè)出版社 1995 11 11 吳相憲 王正為 黃玉堂 實用機械設(shè)計手冊 M 中國礦業(yè)大學(xué)出版社 1993 5 12 龐啟淮 小功率電動機應(yīng)用技術(shù)手冊 M 機械工業(yè)出版社 13 馬香峰 機械手的操作機設(shè)計 M 冶金工業(yè)出版社 14 Shoji Kasai Yuichi Tsumaki Control of a Wearable Robot Using a Power Supply through USB A In 20th Annual Conference of the Robotics Society of Japan Celebrating the RSJ s 20th Anniversary C Osaka Japan 2002 2 2 29 致 謝 在設(shè)計成過程中 感謝很多人的幫助和指點 首先我要感謝我的母校的辛勤培育 感謝院系各位老師四年來的諄諄教誨 感謝他們默默的栽培我 本次設(shè)計是在我的導(dǎo)師 XX 教授的親切關(guān)懷和悉心指導(dǎo)下完成的 他嚴(yán)肅的科學(xué)態(tài) 度 嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)精神 精益求精的工作作風(fēng) 深深地感染和激勵著我 從課題的選擇 到項目的最終完成 老師都始終給予我細(xì)心的指導(dǎo)和不懈的支持 在此 謹(jǐn)向教師表 示衷心的感謝和崇高的敬意 此外 在畢業(yè)設(shè)計過程中 也得到了其他老師和同學(xué)的幫助 設(shè)計任務(wù)一直在很 好的氛圍中進(jìn)行 在這里 也向他們表示真誠的感謝 再次向設(shè)計中所有提供過幫助的人表示感謝