中型車床的主傳動系統(tǒng)設(shè)計【Nmin=33.5rmin Nmax=1700rmin Z=18 φ=1.26 P=4KW】
中型車床的主傳動系統(tǒng)設(shè)計【Nmin=33.5rmin Nmax=1700rmin Z=18 =1.26 P=4KW】,Nmin=33.5rmin Nmax=1700rmin Z=18 =1.26 P=4KW,中型車床的主傳動系統(tǒng)設(shè)計【Nmin=33.5rmin,Nmax=1700rmin,Z=18,=1.26,P=4KW】,中型
寧XX學(xué)院課程設(shè)計(論文)中型車床的主傳動系統(tǒng)設(shè)計【參數(shù)28】所在學(xué)院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指導(dǎo)老師 年 月 日摘 要社會主義市場經(jīng)濟(jì)的發(fā)展為我國工業(yè)生產(chǎn)創(chuàng)造了條件,在現(xiàn)代一體化生產(chǎn)模式中運用了很多先進(jìn)的設(shè)備。對于普通車床而言,主軸箱是其最為核心的組織結(jié)構(gòu),整個主軸箱影響著普通車床的變速情況。大部分制造企業(yè)在實行技術(shù)改造時把重點放在了主軸箱變速器上,這是調(diào)整機(jī)床運行速度的重點。在設(shè)計過程中必須要對主軸箱的每個部件加以控制,這樣才能確保車床主軸變速性能的良好。關(guān)鍵詞:普通車床,主軸箱,變速目 錄摘 要II1.車床參數(shù)和基本參數(shù)12.運動設(shè)計32.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定32.1.1結(jié)構(gòu)分析式32.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)32.1.4 傳動組的變速范圍的極限值42.2繪制轉(zhuǎn)速圖52.3 由轉(zhuǎn)速圖確定各軸及各齒輪計算轉(zhuǎn)速93 帶輪的選擇和直徑計算103.1計算設(shè)計功率Pd103.2選擇帶型113.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速113.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗算小輪包角123.5確定帶的根數(shù)z133.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸133.7確定帶的張緊裝置153.8計算壓軸力154 齒輪齒數(shù)的確定及計算164.1 第一變速組齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸164.2 第二變速組齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計194.3 第三變速組齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計235 主軸及其組件的設(shè)計266 傳動軸的估算和軸承計算校核286.1 傳動軸直徑計算286.2 軸上的軸承校核296.3軸上的軸承校核306.4 III軸上的軸承校核316.5主軸上的軸承校核317 鍵的選用和強(qiáng)度校核327.1 軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核327.2 II軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核327.3 軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核337.4 主軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核338 片式摩擦離合器的選擇和計算34參考文獻(xiàn)36361.車床參數(shù)和基本參數(shù)1、 主軸的極限轉(zhuǎn)速由設(shè)計任務(wù)書可知:機(jī)床主軸的極限轉(zhuǎn)速為:設(shè)計參數(shù)max=400mm主軸轉(zhuǎn)速主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)z=18公比=1.26主電機(jī)功率P=4KW則其最大轉(zhuǎn)速 查標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列取 考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中,故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動分級變速,并選取級數(shù)z=12,設(shè)其轉(zhuǎn)速公比為。則由式:各級轉(zhuǎn)速數(shù)列由標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表中查出,因=1.26=,首先找到33.5,然后每隔4個數(shù)取一個值,可得如下轉(zhuǎn)速數(shù)列:33.5、42.5、53、67、85、106、132、170、212、265、335、425、530、670、850、1060、1320、1700共18級轉(zhuǎn)速。2、主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z和公比已知= =且Z=x3ba、b為正整數(shù),即Z應(yīng)可以分解為2和3的因子,以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。(如取4或5的因子,則要用兩個互鎖的滑移齒輪,以確保只有一對齒輪嚙合。使得結(jié)構(gòu)過于復(fù)雜且不易控制。)取Z=18級 則Z=22 =1700 =33.5 =50.85綜合上述可得:主傳動部件的運動參數(shù) =1700 =33.5 Z=18 =1.262.運動設(shè)計2.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定2.1.1結(jié)構(gòu)分析式級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳遞組組成,各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、個傳動副.即Z=Z1Z2Z3傳動副數(shù)為使結(jié)構(gòu)盡量簡單以2或3為適合,即變速級數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子: 即 Z=2a3b(1) (3)從電動機(jī)到主軸主要為降速傳動,若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機(jī)處可使小尺寸零件多些,大尺寸零件少些,節(jié)省材料,也就是滿足傳動副“前多后少”的原則,及在降速傳動中,防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ;在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比。故(3)方案最為合適。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍的原則。在設(shè)計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小,檢查方案(3)傳動組的變速范圍時,只檢查最后一個擴(kuò)大組: 其中, 值,符合要求,其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。因此取方案。 根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下2.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)由上選擇的結(jié)構(gòu)式 畫其結(jié)構(gòu)圖如下: 圖2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值齒輪傳動最小傳動比Umin1/4,最大傳動比Umax,決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/umin。因此,要按照下表,淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。極限傳動比及指數(shù)X,X,值為:表2.1 公比極限傳動比指數(shù)1.26X值:Umin=1/44X值:Umax=x, =22(X+ X)值:rmin=x+x=862.2繪制轉(zhuǎn)速圖1) 選擇電動機(jī)類型根據(jù)已知工作條件和要求,選擇一般用途的Y系列三相鼠籠式異步電動機(jī),臥式封閉結(jié)構(gòu)。 2) 機(jī)械傳動效率式中分別為傳動裝置中每一件傳動副(齒輪、渦輪、帶或者鏈傳動等)每對軸承和每個齒輪的效率根據(jù)以上公式可得傳動副效率的概略值可按表2-3選?。▍⒖紮C(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程指導(dǎo)主編林遠(yuǎn)艷、下面簡稱文獻(xiàn)11)(齒輪8級精度)于是 3) 電動機(jī)所需的輸出功率為: 其中:所以 4) 確定電動機(jī)的型號根據(jù)已知條件選擇最低轉(zhuǎn)速33.5r/min,最高轉(zhuǎn)速1700r/min,功率4kW,所以選擇Y112M-4的Y系列三相鼠籠式異步電動機(jī)表3-1 Y112M-4電動機(jī)性能電機(jī)型號額定功率/kW電機(jī)轉(zhuǎn)速/(r/min)同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速Y112M-44150014405) 分配總降速傳動比 總降速傳動比 又電動機(jī)轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn),因此需增加定比傳動副。確定傳動軸軸數(shù) 傳動軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動副數(shù)。確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖 由 確定各級轉(zhuǎn)速:33.5、42.5、53、67、85、106、132、170、212、265、335、425、530、670、850、1060、1320、1700共18級轉(zhuǎn)速。在五根軸中,除去電動機(jī)軸,其余四軸按傳動順序依次設(shè)為、。與、與、與軸之間的傳動組分別設(shè)為a、b、c。在降速傳動中,防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ,現(xiàn)取最后的變速組的最小降速傳動比為1/4;查表,可得。根據(jù)降速前慢后快的原則,決定其余變速組的最小降速傳動比,變速組c的最小傳動比=;變速組b的最小傳動比=;變速組a的最小傳動比=.軸的轉(zhuǎn)速:132、170、212、265、335、425、530、670、850r/min。軸的轉(zhuǎn)速:425、530、670r/min。的轉(zhuǎn)速:670r/min。由此也可確定加在電動機(jī)與主軸之間的定傳動比。下面畫出轉(zhuǎn)速圖(電動機(jī)轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近) 確定各變速組傳動副齒數(shù)根據(jù)參考文獻(xiàn)7表2-8查得 傳動組a: ,時:57、60、63、66、69、72、75、78時:58、60、63、65、67、68、70、72、73、77時:58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為:24、30、36。于是,可得軸上的三聯(lián)滑移齒輪數(shù)分別為:44、40、36。 動組b:,,時:69、72、73、76、77、80、81、84、87時:70、72、74、76、78、80、82、84、86時,66、70、71、74、83、84、87可取 83,于是可得軸上三聯(lián)滑移齒輪的齒數(shù)分別為:46、32、20。于是 ,得軸上三齒輪的齒數(shù)分別為:37、51、63。 傳動組c:,時:84、85、89、90、94、95時: 72、75、78、81、84、87、89、90可取 99.為降速傳動,取軸齒輪齒數(shù)為20;為升速傳動,取軸齒輪齒數(shù)為33。于是得,得軸兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為20,66;得軸兩齒輪齒數(shù)分別為79,33。根據(jù)軸數(shù),齒輪副,電動機(jī)等已知條件可有如下系統(tǒng)圖(圖3-3):圖3-3 傳動系統(tǒng)簡圖+2.3 由轉(zhuǎn)速圖確定各軸及各齒輪計算轉(zhuǎn)速計算轉(zhuǎn)速是指主軸或各傳動件傳遞全功率時的最低轉(zhuǎn)速。由金屬切削機(jī)床表82可查得主軸的計算轉(zhuǎn)速1確定主軸計算轉(zhuǎn)速 由轉(zhuǎn)速圖可知:主軸的計算轉(zhuǎn)速是低速第一個三分之一變速范圍的最高以轉(zhuǎn)速,即2各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速: 軸可從主軸106r/min按79/20的傳動副找上去,軸的計算轉(zhuǎn)速為132r/min;軸的計算轉(zhuǎn)速為425r/min;軸的計算轉(zhuǎn)速為672r/min。3各齒輪的計算轉(zhuǎn)速傳動組c中,20/79只需計算z = 20 的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為106r/min;66/33只需計算z = 33的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為132/min;傳動組b計算z = 20的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為425r/min;傳動組a應(yīng)計算z = 28的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為675r/min。4核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 所以合適。5各軸的功率 6計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩3 帶輪的選擇和直徑計算3.1計算設(shè)計功率Pd輸出功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=670r/min表4 工作情況系數(shù)工作機(jī)原動機(jī)類類一天工作時間/h10161016載荷平穩(wěn)液體攪拌機(jī);離心式水泵;通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)();離心式壓縮機(jī);輕型運輸機(jī)1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機(jī)(運送砂石、谷物),通風(fēng)機(jī)();發(fā)電機(jī);旋轉(zhuǎn)式水泵;金屬切削機(jī)床;剪床;壓力機(jī);印刷機(jī);振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機(jī);斗式上料機(jī);往復(fù)式水泵和壓縮機(jī);鍛錘;磨粉機(jī);鋸木機(jī)和木工機(jī)械;紡織機(jī)械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機(jī)(旋轉(zhuǎn)式、顎式等);球磨機(jī);棒磨機(jī);起重機(jī);挖掘機(jī);橡膠輥壓機(jī)1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn),兩班工作制(16小時),查機(jī)械設(shè)計P296表4,取KA1.1。即3.2選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按機(jī)械設(shè)計P297圖1311選取。根據(jù)算出的Pd4.4kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n11440r/min ,查圖得:dd=80100可知應(yīng)選取A型V帶。3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速由機(jī)械設(shè)計P298表137查得,小帶輪基準(zhǔn)直徑為80100mm則取dd1=100mm ddmin.=75 mm(dd1根據(jù)P295表13-4查得)表3 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機(jī)械設(shè)計P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”,得=212mm 誤差驗算傳動比: (為彈性滑動率)誤差 符合要求 帶速 滿足5m/sv300mm,所以宜選用E型輪輻式帶輪??傊?,小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu),大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料:選用灰鑄鐵,HT200。對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高,以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進(jìn)行動平衡,對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板(輪輻)和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣,輪緣是帶輪的工作部分,用以安裝傳動帶,制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40,為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小,故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32、34、36、38(按帶的型號及帶輪直徑確定),輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂,是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅(腹板),用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通V帶輪的輪槽尺寸(摘自GB/T13575.1-92) 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z 輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32 對應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 極限偏差 1 0.5 V帶輪按腹板(輪輻)結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式: (1) 實心帶輪:用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時),如圖7 -6a。 (2) 腹板帶輪:用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時),如圖7-6b。 (3) 孔板帶輪:用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時),如圖7 -6c 。 (4) 橢圓輪輻帶輪:用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時),如圖7-6d。(a) (b) (c) (d)圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計結(jié)果,可以得出結(jié)論:小帶輪選擇實心帶輪,如圖(a),大帶輪選擇腹板帶輪如圖(b)3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單,調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.8計算壓軸力 由機(jī)械設(shè)計P303表1312查得,A型帶的初拉力F0123.75N,上面已得到=171.2o,z=4,則4 齒輪齒數(shù)的確定及計算4.1 第一變速組齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸已知:V帶效率為,軸承(對)效率為傳遞功率,主動輪轉(zhuǎn)速,最大傳動比,載荷平穩(wěn),單向回轉(zhuǎn),單班制工作,工作期限10年,每年按300天計,原動機(jī)為電動機(jī)。解:材料、熱處理方法。可選一般齒輪材料如下:小齒輪選用45號鋼,調(diào)制處理,;大齒輪選用45號鋼,正火處理,硬質(zhì)差40,在規(guī)定的3050范圍內(nèi)。選擇精度等級。減速器為一般齒輪傳動,估計圓周速度不大于6,根據(jù)參考文獻(xiàn)1中的表8-4,初選8級精度。按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪,齒輪承載能力應(yīng)由齒面接觸疲勞強(qiáng)度決定。1) 載荷系數(shù)K:查參考文獻(xiàn)1中表8-5,取K=1.2.2) 轉(zhuǎn)矩:3) 接觸疲勞許用應(yīng)力:由參考文獻(xiàn)1的圖8-12查得: 950 ,850。接觸疲勞壽命系數(shù):由公式N=得查參考文獻(xiàn)1的圖8-11,得 按一般可靠性要求,查參考文獻(xiàn)2的表8-8,取=1.1,則4) 計算小齒輪分度圓直徑:查參考文獻(xiàn)1中的表8-10,取 取5) 計算圓周速度:因,故所取的八級精度合適。 確定主要參數(shù),第一對齒輪(齒數(shù)28/44)主要幾何尺寸1) 模數(shù): ,取m=3.2) 分度圓直徑: 3) 中心距: 4) 齒根圓直徑: 5) 齒頂圓直徑:6) 齒寬B:經(jīng)處理后取,則第二對齒輪(齒數(shù)32/40)的主要幾何尺寸1) 分度圓直徑:2) 齒根圓直徑:3) 齒頂圓直徑: 4) 齒寬:經(jīng)處理后取,則第三對齒輪(36/36)的主要幾何尺寸1) 分度圓直徑:2) 齒根圓直徑:3) 齒頂圓直徑: 4) 齒寬:經(jīng)處理取 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。由參考文獻(xiàn)1中的式(8-5)得出,若則校核合格。齒形系數(shù):由考文獻(xiàn)1;查表8-6得: 應(yīng)力修正系數(shù):查文獻(xiàn)1中表8-7得:由文獻(xiàn)1中圖8-8查得:由文獻(xiàn)1表8-8查得:由文獻(xiàn)1圖8-8查得:所以:故 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。4.2 第二變速組齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計已知:V帶效率為,軸承(對)效率為傳遞功率,主傳動輪最低轉(zhuǎn)速,傳動比,載荷平穩(wěn),但想回轉(zhuǎn),單班制工作,工作期限10年,每年按300天計,原動機(jī)為電動機(jī)。解:小齒輪選用45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,;大齒輪選用45號鋼正火處理,硬質(zhì)差,在規(guī)定的3050范圍內(nèi)。選擇精度等級。估計圓周速度不大于,根據(jù)參考文獻(xiàn)1中的表8-4,初選8級精度。 齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪,齒輪承載能力應(yīng)由齒面解除疲勞強(qiáng)度決 0定。 1) 載荷系數(shù)K:參考文獻(xiàn)1中的表8-5,取。2) 轉(zhuǎn)矩:3) 接觸疲勞許用應(yīng)力 : 由參考文獻(xiàn)1中的圖8-12查得:,接觸疲勞壽命系數(shù):由公式N=得查參考文獻(xiàn)1的圖8-11,得 按一般可靠性要求,查參考文獻(xiàn)1的表8-8,取=1.1,則 4) 計算小齒輪分度圓直徑:查參考文獻(xiàn)1中的表8-10,取 取5) 計算圓周速度:因,故所取的八級精度合適。 確定主要參數(shù), 第一對齒輪(齒數(shù)20/63)主要幾何尺寸1)模數(shù): 2)分度圓直徑:3) 中心距: 4) 齒根圓直徑: 5)齒頂圓直徑:6)齒寬:經(jīng)處理后取,則第二對齒輪(齒數(shù)32/51)的主要幾何尺寸1) 分度圓直徑:2) 齒根圓直徑:3) 齒頂圓直徑:4) 齒寬: 經(jīng)處理后取第三對齒輪(46/37)的主要幾何尺寸 1) 分度圓直徑: 2) 齒頂圓直徑: 3) 齒根圓直徑 4) 齒寬b 經(jīng)處理后,取 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。由參考文獻(xiàn)1中的式(8-5)得出,若則校核合格。齒形系數(shù):由文獻(xiàn)1查表8-6得: 應(yīng)力修正系數(shù):查文獻(xiàn)1中表8-7得:由文獻(xiàn)1圖8-8查得:由文獻(xiàn)1表8-8查得:由文獻(xiàn)1圖8-8查得:所以:故 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。4.3 第三變速組齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計已知:V帶效率為,軸承(對)效率為傳遞功率,主傳動輪最低轉(zhuǎn)速,傳動比,載荷平穩(wěn),但想回轉(zhuǎn),單班制工作,工作期限10年,每年按300天計,原動機(jī)為電動機(jī)。解:小齒輪選用45號鋼,高頻淬火,;大齒輪選用45號鋼,高頻淬火,硬質(zhì)差,在規(guī)定的3050的范圍內(nèi)。選擇精度等級。估計圓周速度不大于,根據(jù)參考文獻(xiàn)1中的表8-4,初選八級精度。 載荷系數(shù)K:參考文獻(xiàn)1中的表8-5,取。轉(zhuǎn)矩:接觸疲勞許用應(yīng)力 :由參考文獻(xiàn)1的圖8-12查得 :, 接觸疲勞壽命系數(shù):由公式N=得 查參考文獻(xiàn)1的圖8-11,得按一般可靠性要求,查參考文獻(xiàn)1的表8-8,取按一般可靠性要求,查參考文獻(xiàn)2表 8-8,取,則 計算小齒輪分度圓直徑:查參考文獻(xiàn)1中的表8-10,取 取計算圓周速度: 因,故所取的八級精度合適。確定主要參數(shù),第一對齒輪(齒數(shù)20/79)主要幾何尺寸1) 模數(shù):2) 分度圓直徑:3)中心距: 4) 齒根圓直徑: 5) 齒頂圓直徑:6) 齒寬:經(jīng)處理后取,則第二對齒輪(齒數(shù)66/33)的主要幾何尺寸1)分度圓直徑:2) 齒根圓直徑: 3) 齒頂圓直徑: 4) 齒寬:經(jīng)處理后取,按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。齒形系數(shù):由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)劉孝民主編;查表8-6得: 應(yīng)力修正系數(shù):查機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)劉孝民主編中表8-7得:由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)劉孝民主編;由圖8-8查0得:由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)劉孝民主編;由表8-8查得:由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)劉孝民主編;由圖8-8查得:所以:故 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。5 主軸及其組件的設(shè)計 主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜,技術(shù)要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動,因此,它的精度和性能性能直接影響加工質(zhì)量(加工精度與表面粗糙度)。1)主軸直徑的選擇由車床功率N=4kw,查表可以選取前支承軸頸直徑:,考慮到軸承的直徑系列均為5的倍數(shù),故取 后支承軸頸直徑 D2=(0.70.85)D1=7085mm 選取 D2=80 mm2)主軸內(nèi)徑的選擇車床主軸由于要通過棒料,安裝自動卡盤的操縱機(jī)構(gòu)及通過卸頂尖的頂桿,必須是空心軸。確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。由車床主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)(GB1582-79,JB/Z143-79)查得最大工件回轉(zhuǎn)直徑D=400mm的主軸通孔直徑d50推薦:普通車床d/D(或d1/D1)=0.550.6其中 D主軸的平均直徑,D=(D1+D2)/2=90 d1前軸頸處內(nèi)孔直徑d=(0.550.6)D=49.554mm 所以,內(nèi)孔直徑取d=50mm3)前錐孔尺寸前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄,要求能自鎖,目前采用莫氏錐孔。選擇如下:莫氏錐度號取5號、標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸為:大端直徑 D=63.348mm、錐度、長度L=181mm4)主軸前端懸伸量的選擇確定主軸懸伸量a的原則是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下,盡可能取小值。主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.61.5a=(0.61.5)D1=60150 mm所以,懸伸量取100mm5)支承跨距及懸伸長度 為了提高主軸剛度,應(yīng)盡量縮短主軸的外伸長度a,選擇適當(dāng)?shù)闹С锌缇郘。一般推薦取跨距L小時,軸承變形對軸端變形影響大。所以軸承剛度小時,應(yīng)選大值,軸剛性差時,則取小值。其大小很大程度上受其他結(jié)構(gòu)的限制,常常不能滿足以上要求。在安排結(jié)構(gòu)時力求接近即可。6)頭部尺寸的選擇 對機(jī)床主軸的頭部廣泛采用短圓周式結(jié)構(gòu),懸伸短,剛度好。在此選擇B型,主軸前端軸徑D1=100mm,故選代號為6的B型結(jié)構(gòu)。其公稱直徑D=106.375,、偏差為+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=5。7)主軸材料與熱處理材料為45鋼,調(diào)質(zhì)到220250HBS,主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC5055,軸徑應(yīng)淬硬。8) 主軸軸承 主軸的前軸承選取3182100系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大,內(nèi)孔有1:12錐度,磨擦系數(shù)小,溫升低,但不能承受軸向力,必須和能承受軸向力的軸承配合使用,因此整個部件支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。6 傳動軸的估算和軸承計算校核6.1 傳動軸直徑計算傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動軸直徑: mm其中:N該傳動軸的輸入功率 KWNd電機(jī)額定功率;從電機(jī)到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速r/min每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m)對軸有:1) 選擇軸的材料 由文獻(xiàn)1中的表11-1和表11-3選用45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度,。2) 按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻(xiàn)1中式(11-2),并查表11-2,取C=115,則考慮有鍵槽和軸承,軸加大5%:所以取對軸有:選擇軸的材料 由文獻(xiàn)1中的表11-1和表11-3選用45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度,。2) 按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻(xiàn)1中式(11-2),并查表11-2,取C=115,則 考慮有鍵槽,軸加大5%:所以取最小d=30mm對軸有:1) 選擇軸的材料 由文獻(xiàn)1中的表11-1和表11-3選用45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度,。2) 按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻(xiàn)1中式(11-2),并查表11-2,取C=115,則 有鍵槽和軸承,軸加大5%:采用花鍵軸結(jié)構(gòu),即將估算的傳動軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑,在選相近的標(biāo)準(zhǔn)花鍵。=320.93=29.76=380.93=35.34=460.93=42.78查表可以選取花鍵的型號其尺寸分別為軸取 6-30266軸取 6-383310軸取 6-4340126.2 軸上的軸承校核1) 確定參數(shù) 已知計算轉(zhuǎn)速為670r/min,兩軸承徑向反力為。 初選圓錐滾子軸承30205型,額定動載荷,額定靜載荷。 根據(jù)文獻(xiàn)1中表(12-6)按減速器,取,由文獻(xiàn)中表12-8的溫度系數(shù)。根據(jù)根據(jù)文獻(xiàn)1中式(12-1)及表12-7得壓緊端軸承當(dāng)量載荷滾子軸承的壽命系數(shù)10/3,取3。2) 軸承的壽命計算由文獻(xiàn)1中式(12-6)得 預(yù)期壽命滿足6.3軸上的軸承校核1)確定參數(shù)軸上一共三個軸承, 已知計算轉(zhuǎn)速為425r/min,左,中間軸承從軸上齒輪傳遞徑向反力為,中間和右邊軸承承受徑向反力為。 初選承受圓錐滾子軸承30206型,額定動載荷,額定靜載荷。而承受的軸承是NN3007E型,額定動載荷,額定靜載荷。初選承受圓錐滾子軸承30206型,額定動載荷,額定靜載荷。根據(jù)文獻(xiàn)1中表(12-6)按減速器,取,由文獻(xiàn)中表12-8的溫度系數(shù)。根據(jù)根據(jù)文獻(xiàn)1中式(12-1)及表12-7得當(dāng)量載荷 滾子軸承的壽命系數(shù)10/3,取3。2)軸承的壽命計算由文獻(xiàn)1中式(12-6)得預(yù)期壽命滿足6.4 III軸上的軸承校核1) 確定參數(shù)軸上一共兩個軸承, 已知計算轉(zhuǎn)速為132r/min,從軸上齒輪傳遞徑向反力為。初選承受圓錐滾子軸承30208型,額定動載荷,額定靜載荷。根據(jù)文獻(xiàn)1中表(12-6)按減速器,取,由文獻(xiàn)中表12-8的溫度系數(shù)。根據(jù)根據(jù)文獻(xiàn)1中式(12-1)及表12-7得壓緊端軸承當(dāng)量載荷 滾子軸承的壽命系數(shù)10/3,取3。2) 軸承的壽命計算由文獻(xiàn)1中式(12-6)得預(yù)期壽命滿足6.5主軸上的軸承校核主軸上一共三個軸承, 已知計算轉(zhuǎn)速為106r/min,左, 總體來說主軸軸承承受齒輪傳動的力不大,按一般的校核一定滿足要求壽命要求,但是主軸是的要求很高,必須保證主軸的傳動穩(wěn)定,和剛度要求,所以主軸雙排圓柱滾子軸承及單排圓柱滾子軸承,左邊的選擇NN3013E,額定動載荷,額定靜載荷。中間的軸承是N214E型,額定動載荷,額定靜載荷。右邊圓柱滾子軸承NN3016型,額定動載荷,額定靜載荷。而且預(yù)期壽命滿足。7 鍵的選用和強(qiáng)度校核7.1 軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核 軸與大帶輪鏈接采用平鍵鏈接1) 軸徑,傳遞扭矩。2) 選用C型平鍵,鍵,。3) 由文獻(xiàn)1中表7-9得。4) 根據(jù)文獻(xiàn)1中式(7-14)和式(7-15)得 擠壓強(qiáng)度滿足抗剪切強(qiáng)度滿足。軸與齒輪的聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接1) 軸徑,傳遞扭矩。2) 選用B型平鍵,鍵,。3) 由文獻(xiàn)1中表7-9得。4) 根據(jù)文獻(xiàn)1中式(7-14)和式(7-15)得擠壓強(qiáng)度滿足抗剪切強(qiáng)度滿足。由于軸與齒輪的聯(lián)接情況一樣,所以另外的兩個齒輪與軸同樣選用C型平鍵,鍵,也滿足要求。無需重復(fù)校核。7.2 II軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核1)軸與齒輪的聯(lián)接采用花鍵聯(lián)接,軸徑,傳遞扭矩 2)選用花鍵。3) 由文獻(xiàn)1中表7-9得。4) 根據(jù)文獻(xiàn)1中式(7-14)得 擠壓強(qiáng)度滿足 抗剪切強(qiáng)度滿足。7.3 軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核1)軸與齒輪的聯(lián)接采用花鍵聯(lián)接,軸徑,傳遞扭矩。2)選用花鍵。3) 由文獻(xiàn)1中表7-9得。4) 根據(jù)文獻(xiàn)1中式(7-14)得 擠壓強(qiáng)度滿足 抗剪切強(qiáng)度滿足。7.4 主軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核1) 軸與齒輪的聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接,軸徑,傳遞扭矩。2) 齒寬為,選用B型平鍵,由于主軸空心所以選擇鍵,。選用B型平鍵,鍵,。3) 由文獻(xiàn)1中表7-9得。4) 根據(jù)文獻(xiàn)1中式(7-14)和式(7-15)得 擠壓強(qiáng)度滿足 抗剪切強(qiáng)度滿足。8 片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器可以在運轉(zhuǎn)中接通或斷開,且具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊等特點,部分零件已標(biāo)準(zhǔn)化。在機(jī)床主軸箱變速傳動中用于主軸的啟動和正、反轉(zhuǎn)。1、 摩擦離合器上扭矩的計算 由上可知軸取 6-32287,直徑為32mm、轉(zhuǎn)速為。 摩擦離合器所在軸(軸)的扭矩由下式計算: 式中:離合器的額定靜扭矩 K安全系數(shù) 運轉(zhuǎn)時最大扭矩 N電動機(jī)額定功率 軸計算轉(zhuǎn)速 電動機(jī)軸到軸傳動效率由上知:N=7.5KW、=800、=0.96。查機(jī)床設(shè)計手冊表得 K=1.5。則由表查的摩擦離合器外片外徑D=110mm,內(nèi)片內(nèi)徑d=40mm, 則其平均圓周速度2、 計算摩擦面對數(shù)Z 式中:f摩擦片間摩擦系數(shù) p許用壓強(qiáng)MPa D摩擦片外片外徑mm d摩擦片內(nèi)片內(nèi)徑mm Kv速度修正系數(shù) Kz 結(jié)合面數(shù)修正系數(shù) Km 接觸系數(shù)修正系數(shù) 查表12得f=0.06、p=1.2.;查表13得Kv =0.94、Km =0.84 將以上數(shù)據(jù)代入上式得。由于值不大,故可通過增加摩擦片片數(shù)以減小摩擦片直徑,進(jìn)而減小軸徑,從而可使軸的徑向尺寸減小。現(xiàn)取摩擦離合器外片外徑D=90mm,內(nèi)片內(nèi)徑d=30mm。則 查表13得Kv =0.94、Km =0.84 將以上數(shù)據(jù)代入上式得150.64=9.6.故可取摩擦片片數(shù)為153 計算軸向壓力Q 軸向壓力可由下式計算:將D=90mm、d=30mm、 p=1.2、Kv =1代入上式得 Q=6782.4 N 參考文獻(xiàn)1機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)主編:林遠(yuǎn)艷,華南理工大學(xué)出版社,2008年8月;2機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)主編:劉孝民,華南理工大學(xué)出版社,2006年8月;3機(jī)床設(shè)計手冊編寫組主編.機(jī)床設(shè)計手冊.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1980年8月; 4機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)主編:林遠(yuǎn)艷,華南理工大學(xué)出版社,2008年8月; 5機(jī)械設(shè)計主編:濮良貴.紀(jì)名剛,高等教育出版社,2010年9月;6機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)主編:劉孝民.黃衛(wèi)萍,華南理工大學(xué)出版社,2006 年8月;7現(xiàn)代機(jī)械設(shè)計主編:楊汝清,上??瓶茖W(xué)技術(shù)文獻(xiàn)出版社,2000年;8機(jī)械系統(tǒng)學(xué)主編:黃天鉻.鄧先禮.梁錫昌,重慶出版社,1997年;9機(jī)械零件手冊主編:周開勤,第五版,高等教育出版社,2001年7月;10機(jī)床設(shè)計手冊編寫組主編:機(jī)床設(shè)計手冊,北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1980年8月;附錄:THE FILE TRANSMISSION GEAR SELECTION OF THE BASIC PARAMETERS1, Reasonable choice of module:Modulus is an important gear basic parameters, the greater the modulus, the greater the tooth thickness, the bending strength of gear is also greater, and its greater carrying capacity. Instead modulus smaller tooth thickness will be thinner, the bending strength of gear will be smaller. The low profile of the gear, due to the low rotational speed, torque, and gear of the relatively large bending stress, so need to choose a larger module in order to ensure its strength. And high-speed file gear, due to the high-speed, torque small gear bending stress is relatively small, so to ensure that the bending strength of gear under the premise of the general selection of the smaller module, so that gear teeth can be increased in order to obtain larger degree of overlap, so as to achieve the purpose of reducing noise.In a modern gearbox design, the file selection module gear is different. For example, a transmission gear of a file to the five-gear gear module are: 3.5; 3; 2.75; 2.5; 2; to change over the past modulus or modulus of the same can not be the situation of Latin America.2, a reasonable selection of pressure angle:When a gear module and set the number of teeth, the gear diameter is determined, and the gear tooth involute base circle depends on the size, the size of the base circle and under pressure angle. For the same pitch circle of gear, if its pitch circle a different pressure angle, base circle is different. When the greater the pressure angle, the base circle diameter of the smaller, more curved involute, tooth root of the tooth will thicken, increase the tooth surface radius of curvature, which can increase the tooth bending strength and contact strength. When reducing the pressure angle, the base will become larger diameter, involute tooth profile will change some of the straight, thinning of the tooth root, tooth smaller radius of curvature, making the tooth bending strength and contact intensity will decrease, but decrease with the pressure angle, to increase the contact ratio gears, reducing the stiffness of the tooth, and can reduce the entry and exit load at the time of engagement, all of which are beneficial to reduce noise. There-fore, low profile gear, often larger pressure angle in order to meet the strength requirements; and regular use of high-speed file smaller gear pressure angle in order to meet the requirements of its lower noise.For example: a gear module 3, the number of teeth of 30, when the pressure angle of 17.5 degrees for the circular tooth thickness of the base to 5.341; when the pressure angle of 25 degrees, the tooth thickness of the base circle to 6.716; its base circle to increase the tooth thickness 25%, so increase the pressure angle to increase their flexural strength.3, A reasonable selection of Helix Angle:Compared with the straight gear, helical gear drive with a smooth, coincidence degree, the impact is small and the advantages of small noise. As a result of the present with synchronous transmission, and transmission will no longer be a direct mobile gear meshing with another gear, but with all the gears are meshing, so thatll bring convenience to the use of helical gear, so to bring the gearbox synchronizer Most of the use of helical gear.Helical gear as a result of the characteristics of the entire tooth width decision not to enter the mesh at the same time all but one end of first gear into the mesh, with the drive gear along the tooth width direction mesh gradually until all the teeth have wide access to mesh, so the actual meshing helical gear spur the region than the large. When the tooth when a certain width, the contact ratio of helical gear with helix angle increases. Carrying capacity is also stronger, have better stability. In theory, the better helix angle, but the helix angle increases, the axial force will also increase, so that reduces the transmission efficiency.In the modern design of the gearbox, in order to ensure smooth gear drive, low noise and less impact, all . Files forgear should choose a larger helix angle, generally about 30 high-speed gear as a result of the higher speed, for a smooth, low impact, low noise, so the use of small modulus, large helical angle; and low-profile gear module using the larger, smaller helix angle.4, The perspective of a reasonable modification is selected:With good conditions for the lubrication of the hardened gear is generally believed that the main danger is in the cycle under alternating stress, the fatigue crack Dedendum gradual expansion of the tooth root fracture caused by the failure. Failure in the gear transmission is a part of this. In order to avoid a broken tooth, should be to maximize the tooth root bending strength, and the use is changed, and can achieve this objective. Under normal circumstances, the greater the coefficient, the smaller values tooth, tooth bending stress on the smaller, the higher the bending strength of teeth.In the hardened gear, the tooth surface pitting failure is one of the reasons off. Increased engagement angle, can reduce the inter-tooth contact stress and maximum slip rates, can greatly increase the ability of anti-pitting. And increased engagement angle, it must have a gear shift is introduced, thereby enhancing contact strength of tooth surface can improve the flexural strength of tooth roots, so as to enhance the effect of the carrying capacity of gears. However, for helical gear drive, variable coefficient is too large, and will total tooth length of the contact line, but to reduce its carrying capacity. At the same time, the greater the coefficient, as a result of tooth to tip increases, the thickness of the tip will be smaller, which will affect the strength of the top teeth.Therefore, in the design of a modern gearbox, the majority of all reasonable use of gear shift is the angle in order to maximize its advantages. Mainly in the following design criteria:low profile for the gear pair, the driving gear of the coefficient should be larger than the passive gear shift coefficient, and pair of high-speed profile, the driving gear of the coefficient should be less than passive coefficient gear.gear with the modification coefficient increased gradually stalls xiajiang. This is because low-grade zones as a result of low rotational speed, torque, and gear for high intensity, so the need to use more of the modification coefficient da.The total of the gear profile shift coefficient is positive (of the anglel shift as amended), and increased with the stalls and gradually decreased. The smaller the total coefficient, a pair of pair of tooth root of the thickness of the total will be thin, tooth root becomes weak, the lower the bending strength, but decreased as a result of the stiffness of the tooth, easy to absorb shock and vibration, so can reduce the noise. And tooth contact ratio will increase, which bear a single tooth at the time of maximum load Dedendum recent focus distance, the reduced bending moment, which is equivalent to increase the strength of the tooth root, which as a result of thinning and weakened tooth root strength offset factor. Therefore, the greater the overall coefficient, the higher the strength of the tooth root, but the noise may increase. Thus high-speed gear to choose a smaller file of the total coefficient, and low-profile gear must be chosen larger coefficient5, to improve tip high coefficient:Top gear in the transmission of high quality factor, the impact of focusing on adaptation, in the main impact of helical gear contact ratio face. Coincidence degree by the end of the formula, we can see that when the number of teeth and meshing certain angle, the tooth tip is affected by tooth pressure angle coefficient of the top high impact factor the greater the high-tip, round tip the greater the pressure angle, contact ratio is The greater and ore stable drive. However, the high coefficient the greater the tip, the thickness of the top teth will become thin, thus affecting the strength tip. At the same time, at least not from the tooth root formula, the high coefficient the greater the tip, at least not the root will increase the number of gear, otherwise, they would have a root cutting. As a result, guarantees of non-root tip-cut and sufficient strength, increased tooth top high coefficient of coincidence degree for the increase is significant.Top gear in the transmission of high quality factor, the impact of focusing on adaptation, in the main impact of helical gear contact ratio face. Coincidence degree by the end of the formula, we can see that when the number of teeth and meshing certain angle, the tooth tip is affected by tooth pressure angle coefficient of the top high impact factor the greater the high-tip, round tip the greater the pressure angle, contact ratio is The greater and more stable drive. However, the high coefficient the greater the tip, the thickness of the top teeth will become thin, thus affecting the strength tip. At the same time, at least not from the tooth root formula, the high coefficient the greater the tip, at least not the root will increase the number of gear, otherwise, they would have a root cutting. As a result, guarantees of non-root tip-cut and sufficient strength, increased tooth top high coeff-icient of coincidence degree for the increase is significant.The above is from the module, pressure angle, helix angle, coefficient and a high coefficient of this addendum to an independent analysis of the five aspects of gear design trends. In fact between the various para-meters are inter-related, involved with each other, the choice of transmission parameters, it is necessary to take into account their strengths and weaknesses, but also consider the relationship between them, so in order to maximize their strengths and avoid weaknesses to improve transmission performance.變速箱各檔齒輪基本參數(shù)的選擇1、合理選用模數(shù)模數(shù)是齒輪的一個重要基本參數(shù),模數(shù)越大,齒厚也就越大,齒輪的彎曲強(qiáng)度也越大,它的承載能力也就越大。反之模數(shù)越小,齒厚就會變薄,齒輪的彎曲強(qiáng)度也就越小。對于低速檔的齒輪,由于轉(zhuǎn)速低、扭矩大,齒輪的彎曲應(yīng)力比較大,所以需選用較大的模數(shù),以保證其強(qiáng)度要求。而高速檔齒輪,由于轉(zhuǎn)速高、扭矩小,齒輪的彎曲應(yīng)力比較小,所以在保證齒輪彎曲強(qiáng)度的前提下,一般選用較小的模數(shù),這樣就可以增加齒輪的齒數(shù),以得到較大的重合度,從而達(dá)到降低噪聲的目的。在現(xiàn)代變速箱設(shè)計中,各檔齒輪模數(shù)的選擇是不同的。例如,某變速箱一檔齒輪到五檔齒輪的模數(shù)分別是:3.5;3;2.75;2.5;2;從而改變了過去模數(shù)相同或模數(shù)拉不開的狀況。2、合理選用壓力角當(dāng)一個齒輪的模數(shù)和齒數(shù)確定了,齒輪的分度圓直徑也就確定了,而齒輪的漸開線齒形取決于基圓的大小,基圓大小又受到壓力角的影響。對于同一分度圓的齒輪而言,若其分度圓壓力角不同,基圓也就不同。當(dāng)壓力角越大時,基圓直徑就越小,漸開線就越彎曲,輪齒的齒根就會變厚,齒面曲率半徑增大,從而可以提高輪齒的彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度。當(dāng)減小壓力角時,基圓直徑就會變大,齒形漸開線就會變的平直一些,齒根變薄,齒面的曲率半徑變小,從而使得輪齒的彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度均會下降,但是隨著壓力角的減小,可增加齒輪的重合度,減小輪齒的剛度,并且可以減小進(jìn)入和退出嚙合時的動載荷,所有這些都有利于降低噪聲。因此,對于低速檔齒輪,常采用較大的壓力角,以滿足其強(qiáng)度要求;而高速檔齒輪常采用較小的壓力角,以滿足其降低噪聲的要求。例如:某一齒輪模數(shù)為3,齒數(shù)為30,當(dāng)壓力角為17.5度時基圓齒厚為5.341;當(dāng)壓力角為25度時,基圓齒厚為6.716;其基圓齒厚增加了25%左右,所以增大壓力角可以增加其彎曲強(qiáng)度。3、合理選用螺旋角與直齒輪相比,斜齒輪具有傳動平穩(wěn),重合度大,沖擊小和噪聲小等優(yōu)點?,F(xiàn)在的變速箱由于帶同步器,換檔時不再直接移動一個齒輪與另一個齒輪嚙合,而是所有的齒輪都相嚙合,這樣就給使用斜齒輪帶來方便,因此帶同步器的變速箱大多都使用斜齒輪。由于斜齒輪的特點,決定了整個齒寬不是同時全部進(jìn)入嚙合的,而是先由輪齒的一端進(jìn)入嚙合,隨著輪齒的傳動,沿齒寬方向逐漸進(jìn)入嚙合,直到全部齒寬都進(jìn)入嚙合,所以斜齒輪的實際嚙合區(qū)域比直齒輪的大。當(dāng)齒寬一定時,斜齒輪的重合度隨螺旋角增加而增加。承載能力也就越強(qiáng),平穩(wěn)性也就越好。從理論上講,螺旋角越大越好,但螺旋角增大,會使軸向分力也增大,從而使得傳遞效率降低了。在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中,為了保證齒輪傳動的平穩(wěn)性、低噪聲和少沖擊,所有齒輪都要選擇較大的螺旋角,一般都在30左右。對于高速檔齒輪由于轉(zhuǎn)速較高,要求平穩(wěn),少沖擊,低噪聲,因此采用小模數(shù),大螺旋角;而低速檔齒輪則用較大模數(shù),較小螺旋角。4、合理選用正角度變位對于具有良好潤滑條件的硬齒面齒輪傳動,一般認(rèn)為其主要危險是在循環(huán)交變應(yīng)力作用下,齒根的疲勞裂紋逐漸擴(kuò)張造成齒根斷裂而失效。變速箱中齒輪失效正是屬于這一種。為了避免輪齒折斷,應(yīng)盡量提高齒根彎曲強(qiáng)度,而運用正變位,則可達(dá)到這個目的。一般情況下,變位系數(shù)越大,齒形系數(shù)值就越小,輪齒上彎曲應(yīng)力越小,輪齒彎曲強(qiáng)度就越高。 在硬齒面的齒輪傳動中,齒面點蝕剝落也是失效原因之一。增大嚙合角,可降低齒面間的接觸應(yīng)力和最大滑動率,能大大提高抗點蝕能力。而增大嚙合角,則必須對一副齒輪都實行正變位,這樣既可提高齒面的接觸強(qiáng)度,又可提高齒根的彎曲強(qiáng)度,從而達(dá)到提高齒輪的承載能力效果。但是,對于斜齒輪傳動,變位系數(shù)過大,又會使輪齒總的接觸線長度縮短,反而降低其承載能力。同時,變位系數(shù)越大,由于齒頂圓要隨之增大,其齒頂厚度將會變小,這會影響齒頂?shù)膹?qiáng)度。 因此在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中,大多數(shù)齒輪均合理采用正角度變位,以最大限度發(fā)揮其優(yōu)點。主要有以下幾個設(shè)計準(zhǔn)則:l 對于低速檔齒輪副來說,主動齒輪的變位系數(shù)應(yīng)大于被動齒輪的變位系數(shù),而對高速檔齒輪副,其主動齒輪的變位系數(shù)應(yīng)小于被動齒輪的變位系數(shù)。l 主動齒輪的變位系數(shù)隨檔位的升高而逐漸下降。這是因為低檔區(qū)由于轉(zhuǎn)速低、扭矩大,齒輪強(qiáng)度要求高,因此需采用較da的變位系數(shù)。l 各檔齒輪的總變位系數(shù)都是正的(屬于角變位修正),而且隨著檔位的升高而逐漸減小。總變位系數(shù)越小,一對齒輪副的齒根總的厚度就越薄,齒根就越弱,其抗彎強(qiáng)度就越 低,但是由于輪齒的剛度減小,易于吸收沖擊振動,故可降低噪聲。而且齒形重合度會增加,這使得單齒承受最大載荷時的著力點距齒根近,使得彎曲力矩減小,相當(dāng)于提高了齒根強(qiáng)度,這對由于齒根減薄而消弱強(qiáng)度的因素有所抵消。所以總變位系數(shù)越大,則齒根強(qiáng)度越高,但噪聲則有可能增大。因此高速檔齒輪要選擇較小的總變位系數(shù),而低速檔齒輪則必須選用較大的總變位系數(shù)。5、提高齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)在傳動質(zhì)量指標(biāo)中,影響著重合度,在斜齒輪中主要影響端面重合度。由端面重合度的公式可知,當(dāng)齒數(shù)和嚙合角一定時,齒頂圓壓力角是受齒頂高系數(shù)影響的,齒頂高系數(shù)越大,齒頂圓壓力角也越大,重合度也就越大,傳動也就越平穩(wěn)。但是,齒頂高系數(shù)越大,齒頂厚度就會越薄,從而影響齒頂強(qiáng)度。同時,從最少不根切齒數(shù)公式來看,齒頂高系數(shù)越大,最少不根切齒數(shù)就會增加,否則的話,就會產(chǎn)生根切。因此,在保證不根切和齒頂強(qiáng)度足夠的情況下,增大齒頂高系數(shù),對于增加重合度是有意義的。因此在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中,各檔齒輪的齒頂高系數(shù)都選擇較大的值,一般都大于1.0,稱為細(xì)高齒,這對降低噪聲,增加傳動平穩(wěn)性都有明顯的效果。對于低速檔齒輪,為了保證其具有足夠的齒根彎曲強(qiáng)度,一般選用較小的齒頂高系數(shù);而高速檔齒輪,為了保證其傳動的平穩(wěn)性和低噪聲,一般選用較大的齒頂高系數(shù)。以上是從模數(shù)、壓力角、螺旋角、變位系數(shù)和齒頂高系數(shù)這五個方面去獨立分析齒輪設(shè)計趨勢。實際上各個參數(shù)之間是互相影響、互相牽連的,在選擇變速箱的參數(shù)時,既要考慮它們的優(yōu)缺點,又要考慮它們之間的相互關(guān)系,從而以最大限度發(fā)揮其長處,避免短處,改善變速箱的使用性能。
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