20xx新編-組合機(jī)床主軸箱及其夾具設(shè)計(編輯修改稿)

　

【文章內(nèi)容簡介】 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 aH MP500lim ?? 。 f計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ： 911 )1530082(19606060 ?????????? njLnN 992 102 9 ????N g由圖可知 查得接觸疲勞壽命系數(shù) ,21 ?? HNHN KK。 h計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 。 取失效概率為 1% 安全系數(shù) S=1 則有： aHHNH MPSK ][ 11 lim1 ????? ?? aHHNH MPSK 2 25 5 ][ 22 l i m1 ????? ?? 3) 計算 。 a 試算小齒輪分度圓直徑 1td ，代入 ??H? 中較小的值： 河北聯(lián)合大學(xué)輕工學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 15 31 1 . 3 5 . 4 7 1 1 0 0 0 0 1 2 . 4 5 1 8 9 . 8 1 . 9 82 . 3 2 5 8 . 2 8 61 . 4 5 1 1 . 4 5 5 2 2 . 5 5 2 2 . 5t x x x x xd m mx x x x?? 由于 1td 大于等于 毫米，故取 1td 為 66 毫米。 b 計算 模 數(shù) 3226621 ??? dm （ 3） 按齒輪彎曲強(qiáng)度設(shè)計 1)由公式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為：3 111 ][2 FdFa zzYKTm ??? a 由圖則有小齒輪的彎曲強(qiáng)度疲勞強(qiáng)度極限 MPaE 5001 ?? ，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPaE 3802 ?? b 由表上則有彎曲的疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) , 21 ?? FNFN KK 。 c 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，由書中的公式有： aF 1 ???? aF 8 ???? d 計算載荷系數(shù) K 8 1 ?????K e 查取齒形系數(shù) 2 2 , 21 ?? sasa YY f 查取應(yīng)力系數(shù) 7 6 , 21 ?? FaFa YY g 計算大小齒輪的 ][FFaXYsaY ? 并加以比較： 0137 ][11 ?? XX Y s aY FFa ? 01 ][222 ?? XX Y s aY FFa ? 大齒輪的計算值大。 2) 設(shè)計計算 mmxxxxxm ?? 對比計算結(jié)果，取 3?m ，則有： ????? izz 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 此時關(guān)于幾何計算 ： 第 一 對齒輪的計算 ： 河北聯(lián)合大學(xué)輕工學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 16 a計算分度圓的直徑： 6632200 ????? mzd 9633211 ????? mzd b計算中心距： mmdda 812)( 10 ??? c計算齒輪寬度：通過查閱《組合機(jī)床手冊》得 24,24 10 ?? bb 第二對齒輪的計算，經(jīng)校核有： ,26,3 222 ??? izm mmmzd 78326222 ????? mmmzd 1 1 4338233 ????? mmbmmb 24,24 32 ?? 第三對齒輪的計算，經(jīng)校核有： ,57,32,3 3543 ???? izzm mmmzd 96332344 ????? mmmzd 1 7 1357355 ????? mmbb 2454 ?? 軸各參數(shù)估算及強(qiáng)度校核 （ 1） 傳動軸的估算 估算軸的最小直徑，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計算，先按照下列初步估算的最小直徑，選取軸的材料 45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 ][ TTT x dx dx dNPWT ?? ??? 式中： T? — 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位兆帕 T — 軸所受的扭矩 TW — 軸的抗扭截面系數(shù) n — 軸的轉(zhuǎn)速 p— 軸的傳遞的功率 d — 計算截面處軸的直徑 ][T? — 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 由以上公式可得軸的直徑 ： mmxxxnpiTd ][ 333 ??? 河北聯(lián)合大學(xué)輕工學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 17 取 mmd 30min ? mmnPiTd ][33 ?? 取 mmd 35min ? mmnpiTd ][ 33 ?? ..取 mmd 35min ? mmnpiTd ][ 33 ?? 取 mmd 40min ? （ 2） 主軸的強(qiáng)度校核 對傳遞動力軸滿足強(qiáng)度條件是最基本的要求。通過結(jié)構(gòu)設(shè)計初步確定出軸的尺寸后，根據(jù)受載情況進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計算。 首先作出軸的計算圖。如果軸上零件的位置已知，即已知外載荷及支反力的作用位置。將齒輪帶輪等級裝配寬度的分布簡化為集中力，并視為作用在輪轂寬 度的中點上；略去軸和軸上的自重；略去軸上產(chǎn)生的拉壓應(yīng)力；把軸看成鉸鏈支承，支反力作用在軸承上，其作用點的位置可用如下圖所示確定。則將雙支點軸當(dāng)作受集中力的簡支梁進(jìn)行計算，然后繪制彎矩圖和扭矩圖，并進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核。 1) 求出輸出軸的功率 Vp? ，轉(zhuǎn)速 3n 和轉(zhuǎn)矩 3T 。 設(shè) 1? ， 2? 分別為齒輪傳動軸承的傳動效率 1? =， 2? = 則 Vp? =p電 ? 1? ? 2? =? ? = KW 又 3n = 0n /i總 = =255 r/m 于是 3T =9550000? =172580 n mm 2) 求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 3d = 3m ? 5z =3? 57=171mm 河北聯(lián)合大學(xué)輕工學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 18 而： tF = 332Td = 2 172580171? = N F? = tF ? tan ? = ? tan 20? = N 式中： 3T —— 主軸上大齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為 N? mm 3d —— 主軸上大齒輪的節(jié)圓直徑，對標(biāo)準(zhǔn)齒輪即為分度圓直徑。單位為 mm ?—— 嚙合角。對標(biāo)準(zhǔn)齒輪 ? =20? 3) 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（見主軸箱圖）作出計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查得 a 值。對于 7216E 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=22。對于 7220E型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=29mm。因此，作為簡支梁的軸的軸承跨距1l +2l =+=。 河北聯(lián)合大學(xué)輕工學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 19 圓錐滾子軸承圓錐滾子軸承 圖 31 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算截面 C處的 HM 、 VM 及 M 的值 ①確定支座處的約束力（水平 H） 由 BM? =0 和 FM? =0 可求得： 1NHF+2NHF= tF ① 河北聯(lián)合大學(xué)輕工學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 20 tF ? 1L 2NHF ( 1L + 2L )=0 ② 其中 1L = 2L = mm tF = N 因此： 1NHF= N 2NHF= N 又由1NHF= N， 1L =： HM = 1NHF ? 1L =? = N? mm ②確定支座處垂直約束力 由 BM? =0 和 FM? =0 可求得 1NVF+2NVF= rF ① rF ? 1L 2NVF( 1L + 2L )=0 ② 其中 1L = 2L = rF = N 因此 1NVF= N 2NVF= N 由上式可求得： VM =1NVF? 1L =? = N? mm 3T =172580 N? mm 由①②可求得 M= 22HVMM? = 221 0 5 8 5 3 .1 3 8 5 2 6 .8? = N? mm 4) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面） 強(qiáng)度。 由式 ca? = ??22MT（ ） （ ）W 2W= 2M ?? 2（ T）W ? ? ?1?? 式中： ca? —— 軸的計算應(yīng)力。單位為 Mpa M—— 軸所受的彎矩。單位為 N? mm T—— 軸所受的扭矩。單位為 N? mm W—— 軸的抗彎截面系數(shù)。單位為 3mm 對于圓環(huán)形截面， W= ? 3d ?4（ 1 ） 332d? ?4（ 1 ）河北聯(lián)合大學(xué)輕工學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 21 其中 ? = 1dd= 34110= 查表得 ? = 因此： ca? = 2M ?? 2（ T）W = 2341 1 2 6 4 6 . 30 . 1 1 1 0 (1 0 . 3 1 )??? ? ?2（ 0 . 6 1 7 2 5 8 0 ） = Mpa = Mpa 前已選定軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表查得 ? ?1?? =60 Mpa 因此 ca? 〈 ? ?1?? ，故安全 滿足要求。 (3) 軸Ⅲ的強(qiáng)度校核 。 1) 求軸Ⅲ上的功率 3P ，轉(zhuǎn)速 2n 和轉(zhuǎn)矩 2T 。 設(shè) 1? ， 2? 分別為齒輪傳動，軸承傳動的效率 1? = ， 2? = 3P = 2312P ????電 =? ? = kw 又 2n = 012nii? = ? =454 r/min 于是： 32 29550000 PT n??=9550000? =101990 N? mm 2) 求作用在齒輪上的力 。 因已知低速大齒輪的分度圓直徑為 2 3 3 3 38 114d m z? ? ? ? ? mm 而 21 22 2 1 0 1 9 9 01 7 8 9 . 3114TFt d ?? ? ? N 1F? = tantF ?? =? tan20? = N 式中： 2T —— 軸Ⅲ上 大齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為 N? mm 2d —— 軸Ⅲ上大齒輪的節(jié)度圓直徑，對標(biāo)準(zhǔn)齒輪即為分度圓直徑。單位為 mm ?—— 為嚙合角。對標(biāo)準(zhǔn)齒輪 ? =20? 。 對于軸Ⅲ上小齒輪受力 因軸Ⅲ上小齒輪與軸Ⅲ上大齒輪相嚙合，由主軸校核已知 tF主 = N， F?主 = N。 由牛頓第三定律可知 2tF = N， 2rF = N 3) 求軸的載荷 。 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（見主軸箱裝配圖）作出軸的計算簡圖（如下圖所示）。對于100080 1000807 型深溝球軸承，起其作用支點在其軸承中心。因此作為簡支梁的軸的支承跨矩， 1L + 2L + 3L =85++= 河北聯(lián)合大學(xué)輕工學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 22 圖 32 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面心是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算截面 C河北聯(lián)合大學(xué)輕工學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 23 處 , HM , VM 及 M 的值。 ① 確定支座處水平的約束力 由 AM? =0 和 FM? =0 可求得： 1NHF + 2NHF = 2tF 1tF ① 2tF （ 12LL? ） = 11tFL? + 2NHF （ 1 2 3L L L??） ② 從而推得： 1NHF = N 2NHF = N