工作臺面積2502151000mm2臥式升降臺銑床主傳動系統設計-資料下載頁

【導讀】師的指導下進行的研究工作及取得的成果。盡我所知，除文中特別加。而使用過的材料。均已在文中作了明確的說明并表示了謝意。除了文中特別加以標注引用的內容外，本論文。不包含任何其他個人或集體已經發表或撰寫的成果作品。究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權大學可以將本學位。印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。涉密論文按學校規定處理。程序清單等），文科類論文正文字數不少于萬字。有圖紙應符合國家技術標準規范。圖表整潔，布局合理，文字注釋必須使用工程。動比及輪齒數，并計算主軸實際轉速與標準轉速的相對誤差。數，確定皮帶類型及根數等。完成裝配草圖，驗算傳動件的應力、變形等是否在允許范圍內，驗算主軸組件的靜剛度。

　　

【正文】 (r/min) ； ajn ——該軸輸入扭矩的齒輪計算轉速 (r/min) ； bjn ——該軸輸出扭矩的齒輪計算轉速 (r/min) 。 由于軸 Ⅲ 上有三種不同的驅動力和三種不同的驅動阻力，故驅動力具體的計算結果在下文討論。 變 形量允許值的確定 齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算。其值均應小于允許變形量 0[]y 及 []? ，允許變形量可由參考文獻[4]查得。 0[ ] 390 myl? ? ? ? [ ] ? ? 由參考文獻 [3]知，對于傳動軸 Ⅱ ，僅需要進行剛度計算，無須進行強度驗算。 主軸組件的撓度驗算 圖 54 傳動軸 II 載荷分布 其中 1 2 3a a aQ Q Q、 、 是變速組 1 的驅動力，且 3 個驅動力不能同時作用； （ 417） （ 418） 1 2 b3bbQ Q Q、 、 是變速組 2 的驅動阻力，且 3 個驅動阻力不能同時作用。 可以得到 71 3 . 5 82 . 1 2 1 0 1 5 1 0 . 3 8 N3 5 0 3 3 5aQ ? ? ? ??? 72 3 . 5 82 . 1 2 1 0 1 1 3 6 . 5 1 N3 4 2 5 3 0aQ ? ? ? ??? 73 3 . 5 82 . 1 2 1 0 1 2 9 4 . 0 5 N3 4 6 4 2 5aQ ? ? ? ??? 對于輸出驅動阻力，由于各種情況轉速不定，故應在選定校核用軸 Ⅲ 速度以后計算。 為了計算上的簡便，可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度，其最大誤差不超過 3%。 由參考 文獻 [4]，若兩支承的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸，忽略其支承變形，在單位彎曲載荷作用下，其中點撓度 334( 5 )17 9 ( m m )l N x xy D m zn ?? 其中： l ——兩支承間的跨距 (mm) ， 390mml? ； D ——該軸的平均直徑 (mm) ， 36mmD? ； /ix a l? ia ——齒輪 iz 的工作位置至較近支撐點的距離 (mm) ； ay ——輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度 (mm) ； by ——輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度 (mm) ； 其余各符號定義與前文一致。 可以得到， 1 17 5 / 39 0 0. 44 9ax ??； 2 100 / 390 ??； 3 30 / 39 0 0. 07 6ax ??。 1 59 / 39 0 0. 15bx ?? 2 125 / 390 ?? 3 19 2 / 39 0 0. 49 2bx ?? 可以得到 331 439 0 8 ( 5 48 48 )17 9 = 06 m m36 3 50 33 5ay ? ? ? ??? ? ? ? 2 439 0 3. 58 ( 0. 75 0. 25 6 0. 25 6 )17 1. 39 = 0. 05 7m m36 3 42 53 0ay ? ? ? ??? ? ? ? 333 439 0 3. 58 ( 0. 75 0. 07 6 0. 07 6 )17 1. 39 = 0. 02 1m m36 3 46 42 5ay ? ? ? ??? ? ? ? 故 1aQ 引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用 1aa? ， 1aayy? 進行計算。此時軸 Ⅲ 轉速為 335r/min 。 可以得到， 71 3 . 5 82 . 1 2 1 0 9 7 4 . 1 5 N3 4 9 5 3 0bQ ? ? ? ??? 72 3 . 5 82 . 1 2 1 0 3 5 9 6 . 1 1 N3 2 1 3 3 5bQ ? ? ? ??? （ 419） （ 420） 73 3 . 5 82 . 1 2 1 0 1 7 5 0 . 7 7 N3 3 4 4 2 5bQ ? ? ? ??? 可以得到， 331 4390 ( ) = m36 3 49 530by ? ? ? ??? ? ? ? 332 4390 ( ) = m36 3 21 335by ? ? ? ??? ? ? ? 2 439 0 3. 58 ( 0. 75 0. 49 2 0. 49 2 )17 1. 39 = 0. 12 5m m36 3 34 42 5by ? ? ? ??? ? ? ? 故 1bQ 引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用 2bb? ， 2bbyy? 進行計算。 由參考文獻 [4]， 中點的合成撓度 22 2 c o s ( m m )h a b a by y y y y ?? ? ? 其中： hy ——被驗算軸的中點合成撓度 (mm) ； ? ——在橫截面上，被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角 ()? ； ? ——驅動力 aQ 和阻力 bQ 在橫截面上，兩向量合成時的夾角 ()? 。 ) )2( (? ? ? ??? ?? 可以得到 2 ( ) 1 8 0 2 ( 2 0 5 . 7 2 ) 1 2 8 . 5 6? ? ? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? 可以得到 220 . 1 0 6 0 . 2 1 3 2 0 . 1 0 6 0 . 2 1 3 c o s 1 2 8 . 5 6 = 0 . 1 7 0 m mhy ? ? ? ? ? （ 421） （ 422） （ 423） 由綜合撓度，可見 []hhyy? ，滿足要求。 由參考文獻 [4]，傳動軸在支承點 A、 B 處的傾角 A? 、 B? 3 (rad )hAB yl??? ? ? 可以得到， 3 0 . 1 7 0 . 0 0 1 3 r a d390AB?? ?? ? ? ? 可見 []??? ，滿足要求，故不用計算傳動軸在齒輪處的傾角。 綜上，傳動 軸 Ⅱ 通過校核。 齒輪疲勞強度 驗算變速箱中齒輪強度時，選擇相同模數中承受載荷最大的及齒數最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力計算。一般對高速轉動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速轉動的齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面軟芯的滲淬火齒輪，一定要驗算彎曲應力。因而此處僅驗算 223? 與 873? 這對齒輪。 由參考文獻 [4]，齒面接觸應力 ? ? ? ?3 1 2 3 s120 88 10 M pa [ ]jjjK K K NZ m uB nuK?????? 齒根彎曲應力 ? ?5 1 2 3 s21 9 1 1 0 M p [ ]awwjK K K NZ m B Y nK????? 其中： m ——初算得到的齒輪模數 (mm) ， 3mmm? ； N ——傳遞的額定功率 (KW) ， / WN ? ； jn ——齒輪的計算轉速 (r/min) ， 335 / r/ m injn ? ； u ——大齒輪齒數與小齒輪齒數之比， 1u? ，外嚙合取 “＋ ”號，內嚙合 （ 424） （ 425） 取 “－ ”號； Z ——小齒輪的齒數； B ——齒寬 (mm) ； []j? ——許用接觸應力 (Mpa) ，由參考文獻 [5]表 1316，齒 輪材料選用45 鋼，高頻淬火，可得 [ ] 1370Mpaj? ? ； []w? ——許用彎曲應力 (Mpa) ， [ ] 280Mpaw? ? ； sK ——壽命系數； s T N n pK K K K K? TK ——工作期限系數； 1060mT nTK C? T ——齒輪在機床工作期限 sT 內的總工作時間 (h) ，對于中型機床的齒輪， 15 00 0 ~ 20 00 0 hsT ? ，取 15000hsT ? ，統一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為 sTTp?， p 為該變速組的傳動副數，取 2p? ，則 7500hT? ； 1n ——齒輪的最低轉速 (r/min) ，取 1 10 6 / 26 .5 r/ m inn ? ； 0C ——基準循環次數，對于鋼和鑄鐵件，接觸載荷取 70 10C? ，彎曲載荷取 60 2 10C ?? ； m ——疲勞曲線指數，接觸載荷取 3m? ， 彎曲載荷對正火、調質及整體淬硬件取 6m? ，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）件取 9m? ； 可以得到， 93 676 0 1 0 6 7 5 0 0 6 0 2 6 . 5 7 5 0 0/ 1 . 4 2 / 1 . 0 62 1 0 1 0TK ? ? ? ???? ； NK ——功率利用系數，取 / ? ； nK ——轉速變化系數，取 / ? ； pK ——材料強化系數，取 / ? ； 可以得到， ? ? ? ? ?， 39。 1 .0 6 0 .8 8 0 .9 6 0 .7 7 0 .6 9sK ? ? ? ? ?； 1K ——齒向載荷分布系數，取 1 / ? ； 2K ——動載荷系數，取 2 ? ； 3K ——工作狀況系數，考慮載荷沖擊的影響，主運動（中等沖擊）取3 ? ； Y ——齒形系數，取 ? 。 可以得到， 387 1 1 .0 3 1 .1 1 .4 0 .639 3 .3 02 0 8 8 1 0 221 3 4 7 .7 2 M p a87223 2 7 7 .9 222j??? ? ? ? ? ? ???? ????? ??5219 1 10 3 022 .88 4 10 8Mp a3 32 33 5w? ? ? ? ? ? ???? ? ? ? 可見， [ ]jj??? ， [ ]ww??? 。 綜上，齒輪 223? 和 873? 通過校核。 5．技術指標分析 傳動系統圖的設計 主軸高轉速范圍的傳動比排列，可采用先降速后升速的傳動，使總轉速和減小，以期降低噪聲。這種高速傳動采用先降后升，可使同一變速組的傳動比有升速有降速，有利于減小齒數和，齒輪線速度及中心距； 主軸高速傳動時，應縮短傳動鏈，以減小傳動副數； 不采用噪聲大的錐齒輪傳動副； 前邊的變速組中的降速傳動比不宜采用極限值，以避免增加徑向尺寸。最末變速組中可采用最小傳動比，特別是銑床以增加主軸的飛輪效應。 齒輪齒數、模數的選擇 中 型 機 床 一 般取 70~100ZS ? ，max 120ZS ?， 機 床 主 傳 動 系統 齒 數min 18 ~ 20Z ? ； 變速組內所有齒輪的模數相同，并是標準齒輪，初算齒輪模數時應選擇各組負荷最重的小齒輪進行設計； 同時應該考慮齒根到它的鍵槽深處的最小尺寸應大于基圓齒厚。 軸徑、孔徑的選擇 軸徑的設計需要在考慮扭矩的基礎上，綜合考慮軸用擋圈、軸承的選用，花鍵的加工和過度，齒輪、軸承、套筒等其他軸系部件的安裝等 。同時應該根據實際情況適當地添加過度軸段，增大軸肩高度等； 孔的大小需要在能夠安裝軸承的基礎上，綜合考慮鏜刀加工路線，鉆孔時鉆頭能否順利進行加工等問題。 其他零部件、細節 其他零部件的設計則需要在圖冊、手冊的參考之下綜合考慮實際應用情況。例如墊圈、擋圈的使用，螺母的選擇，甩油環、油溝的設計，轉動體及非轉動體之間的間隙； 此外，需要考慮實際的配合關系，確定配合方式和配合對象； 同時，需要考慮實際加工所產生的空刀槽、越程槽、月牙槽等。 7．參考文獻 [1]機械制造裝備設計：哈爾濱工業大學出版社， [2]王連明，宋寶玉 . 機械設計課程設計：哈爾濱工業大學出版社， [3]機械制造裝備設計指導書：哈爾濱工業大學出版社 [4]宋寶玉，王黎欽 . 機械設計：高等教育出版社， [5]范云漲，陳兆年 . 金屬切削機床設計簡明手冊：機械工業出版社， 1993 [6] 隋秀凜，高安邦 . 實用機床設計手冊：機械工業出版社， 20xx. [7] 范云漲，陳兆年 . 金屬切削機床設計簡明手冊：機械工業出版社，