2604 多工位變速鉆床設(shè)計(jì)
2604 多工位變速鉆床設(shè)計(jì),多工位,變速,鉆床,設(shè)計(jì)
1工 作 臺(tái) 刀 具 主 軸 箱A1nn234機(jī) 架多工位變速鉆床設(shè)計(jì)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(lèi)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(lái)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(lèi)也隨著增加,功能也越來(lái)越多。近年來(lái),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(shuō),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(lái)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(lái)的。50 多年來(lái),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(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)出我國(guó)自己的高性能機(jī)床?,F(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(lèi)鉆床是孔加工用機(jī)床,主要用來(lái)加工外形較復(fù)雜,沒(méi)有對(duì)稱(chēng)回轉(zhuǎn)軸線(xiàn)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(zhuān)用鉆孔機(jī)床是臥式鉆床,四工位專(zhuān)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(zhuān)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(kāi)工件后,工作臺(tái)回轉(zhuǎn) 90 度,然后主軸箱再次左移。很明顯 ,對(duì)某一個(gè)工件來(lái) 圖 1.1 四工位專(zhuān)用機(jī)床執(zhí)行動(dòng)作圖說(shuō),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(zhuān)用機(jī)床來(lái)說(shuō),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(zhuān)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(kāi)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?;爻毯凸ぷ餍谐痰钠骄俣缺?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(guò) 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(zhuān)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(lái)切削工件。根據(jù)上述要求可畫(huà)出樹(shù)狀功能圖,如圖 1.2 所示。圖 1.2 四工位專(zhuān)用機(jī)床樹(shù)狀功能圖四工位專(zhuān)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)給快退電動(dòng)機(jī) 1,n 電1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)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(zhuān)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(zhuān)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(lái)實(shí)施運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換(其符號(hào)含義見(jiàn)圖 1.2 及有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)) ,以滿(mǎn)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(zhuān)用機(jī)床運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換功能圖表 1.2 四工位專(zhuān)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(xiàn)針輪傳動(dòng)刀具轉(zhuǎn)動(dòng)電動(dòng)機(jī) 2 ,n 電2電 動(dòng) 機(jī) 12345678910911213電 動(dòng) 機(jī) 1234678035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)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(pán)形凸輪機(jī)構(gòu) 擺動(dòng)推桿盤(pán)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(jiàn)圖 1.4、1.51電動(dòng)機(jī) 2擺線(xiàn)針輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 3小帶輪 4V 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(zhuān)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(zhuān)用機(jī)床總體布局方案方案采用擺線(xiàn)針輪傳動(dòng)系統(tǒng)直接和電動(dòng)機(jī) 1 相連來(lái)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(mǎn)足要求,擺線(xiàn)針輪減速比過(guò)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??;減速帶輪節(jié)約空間,減速軸承傳動(dòng)效率高,節(jié)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(lèi)以及四工位專(zhuān)用機(jī)床的設(shè)計(jì)要求,最后詳細(xì)介紹了四工位專(zhuān)用機(jī)床的總體方案的選擇、評(píng)定與確定。第 2 章 四工位專(zhuān)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(pán) =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(pán) 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 Y100L24 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(jiàn)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(mǎn)載轉(zhuǎn)速 r/min 最大轉(zhuǎn)矩(額定轉(zhuǎn)矩)Y8014 3 1420 2.2外形尺寸/ mmmmmmL(AC/2+AD)HD中心高/mmH安裝尺寸 /mmAB軸伸尺寸/ mmmmmmDE380282.5245 100 190140 28602. 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(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=2.527KWIII 軸 P3= P2減軸承 聯(lián)軸器 軸承 =2.5270.940.9920.99=2.333 KWIV 軸 P4= P3齒 軸承 =2.3330.980.99=2.263 KWV 軸 P 5=P4齒 軸承 =2.2630.980.99=2.196KWVI 軸 P6= P5齒 軸承 =2.1960.980.99=2.130 KWVII 軸 P7= P4聯(lián)軸器 軸承 =2.1300.9920.99=2.092 KW2.1.2 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=1.13KW=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。D1Dmin ,D min=75mm,取 D1 =75mm。(2)驗(yàn)算帶的速度 v(m/s)m/s1 n 754205.6061(3)計(jì)算 D2 D2= i 帶 D1=475=300mm4. 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 1D 2)a 02(D 1D 2) (2.2)即 262.5a0750 取 a0500mm,d () ()l ()2 22110 307557441614mm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 1120D . .a2 30758057183158206 6.確定 z z= (2.3)calP( )K0確定各參數(shù)1)求 P0 , 由參考文獻(xiàn) 6查表, 插值法得 P0 =1.052)求 , 由參考文獻(xiàn)6查表, 插值法得 =0.1653)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 =1.01z= . .(.).3294105609145取 z=37.求初拉力 F0F0= 176.43Ncap. .()qv().zvk2 225325150105094安裝時(shí)的初拉力 F=1.5F0=264.64N8.求 Q Q=2ZFcos( /2)= 2ZFsin(1/2)=1559.97N9. 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(xiāo)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 。GKHKGzii1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 24,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(mǎn)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(zhuān)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(xiàn)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(xiàn)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(lái)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(guān)來(lái)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(guò)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)??偟膩?lái)說(shuō),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(xiàn)。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(guò)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(lèi)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(lái)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(lái)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)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(wèn)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(lái)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(chēng)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(chēng)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(wèn)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(xiàn),大大改善了波形輪的加工工藝性能,為在專(zhuān)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(lèi)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 ZG340640,調(diào)質(zhì)處理,硬度 269HBS,大齒輪 ZG340640,?;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=i6,7z6=2.230=66。5)取螺旋角 =14。2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)(2.4)HEt uzKTd 263612(1)確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值1)選載荷系數(shù) Kt=1.22.0 , 估取 Kt=1.3;2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N mp.T. .n55636 23910910791083) 由參考文獻(xiàn)6查表選取齒寬系數(shù) =0.8;d4) 確定 Hzbttcosin 2bttan cos得 ta cs 2014t .2056得 bn o.56b .134Hz.si.cs.23205)由參考文獻(xiàn)6查得材料的彈性影響系數(shù) zE = MPa; 1806)確定 z z 413(2.5) .cos .cos.z67183218246906 nbsi . dzta .tan. m603180318014901取 .z .41910743697)確定 z;zcos .14858) 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 6limH7limHMPa; 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 . s66201682MPaliNHH 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=140.46mmt . .d 236 2179304380749858622)計(jì)算圓周速度 v m/s .v.14062803)計(jì)算齒寬、模數(shù)、b/h tntdcos .cosm.z614530mmt tb .68627mmtntahc245101th.23704)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) ;01.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 ;tFbH 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 ;FK1故載荷系數(shù) Av H .01276145)按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑mmtt .d.K336 476133.按齒根抗彎疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(2.7)F sn Tco Ym dz263(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 .625FY.72562)查取應(yīng)力校正系數(shù)。由參考文獻(xiàn)6查得 ;插值求得sY1;74.Ys3)計(jì)算抗彎疲勞許用應(yīng)力。取抗彎疲勞安全系數(shù) ,F(xiàn)s.14(2.8)NFlimFY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 7420MPaFlimNY . .s661048326MPaFliF . 7 04)計(jì)算大、小齒輪的 并加以比較FsY s . 625160194348取大值F s . 77305)確定 Y(其中 ) . .0257257062521 1014836)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 .m6147328556z則 =2.2 =63.8 ,故取 =647z67mmndzcos .6291495mm756322)計(jì)算中心距 mm 取 a=237mmad.672313) 計(jì)算齒輪寬度 mm b .6084956圓整 b7=122mm,則 b6=128mm5. 驗(yàn)算 NtT.F.d562170213449N/mm100N/mm , 合適。Atk.b1036. 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(lèi)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ZG340640,調(diào)質(zhì)處理,硬度 269HBS,大齒輪的材料 ZG340640,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=135=352.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=1.22.0 估取 Kt=1.32) 計(jì)算主動(dòng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N mmp.T. .n55648 26391091019083) 由參考文獻(xiàn)6選取齒寬系數(shù) =0.8;d4) 確定 zE由參考文獻(xiàn)6查得材料得彈性系數(shù) zE = MPa;取 故 zH=2.5;.180205) 確定 H(2.10)HlimN S由參考文獻(xiàn)6得 =620MPa =500 MPa8limH9lihNnk. .68460128301540.7690544由參考文獻(xiàn)6查得 取 SH=1Nz.8Nz.9MPaHlim s8621706MPaNliHH 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t8dmmt.d . 2638 121905180457972)計(jì)算圓周速度 vm/s .v.24579180660(3)計(jì)算齒寬、模數(shù)、b/h ttd.m.z87235mmtb .804916mmtahc272058h.165(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 ;AK1由參考文獻(xiàn)6查表,假設(shè) ,得 ;m/N0bFtH F .2由參考文獻(xiàn)6查表,得 ;H .29由參考文獻(xiàn)6查表,得 ;FK15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.K38 563247943. 按齒根抗彎疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(2.11)F sTYm dz8231) 查取齒形系數(shù)。由參考文獻(xiàn)6查得 ; ;F .845F .92452) 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由參考文獻(xiàn)6查得 ; ;s 16sY163) 計(jì)算抗彎疲勞許用應(yīng)力。 取 F. (2.12)NFlimFY 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 9420MPaNFliFY . .s8103286MPaFlimF . 9404) 計(jì)算大小齒輪得 ,并加以比較 sFY sF. 82451607938 sFY.9 3455) 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.m82614375取 z8=33 則 z 9=33 mmdmz83264mm92)計(jì)算中心距mmad892643) 計(jì)算齒輪寬度 mmb d.802641圓整 b 9=215mm,則 b8=215mm5. 驗(yàn)算 NtT.F.d582361024N/mm100N/mm 合適。Atk.b54416.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(kāi)線(xiàn)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(kāi)線(xiàn)齒輪機(jī)構(gòu)的不同之處是齒輪輪齒沒(méi)有布滿(mǎn)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(kāi)線(xiàn)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(lèi)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 ZG340640,調(diào)質(zhì)處理,硬度 269HBS,大齒輪 ZG340640,?;幚恚捕?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=1.22.0, 估取 Kt=1.3;2) 計(jì)算主動(dòng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 p.T. .n55210 04279913610Nm3)由參考文獻(xiàn)6選取齒寬系數(shù) =0.8;d4) 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;10limH1lihNnk. .6105628305410.761544由參考文獻(xiàn)6查得 ; ;取 SH=1Nz.0Nz1MPaHlim . s101620MPaliNHH 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t10dHmmt.d 25310 41260878502)計(jì)算圓周速度 v m/s .2716013)計(jì)算齒寬、模數(shù)、b/h mmttdm.z109524mmtb .108716mmtahc2023h.62354)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 ;AK1由參考文獻(xiàn)6查表,假設(shè) N/mm,得 ;tFb0H F .2由參考文獻(xiàn)6查表,得 ;H .23由參考文獻(xiàn)6查表,得 ; FK14故載荷系數(shù) Av H .0123145)按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得得分度圓直徑mmtt .d.K3310 427673.按齒根抗彎疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(2.15)F sTYm dz1032(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 .1065FY.1282) 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由參考文獻(xiàn)6查得 ; ;sY.1058s .17923) 計(jì)算抗彎疲勞許用應(yīng)力 。 取 F.4(2.16)NlimF S由參考文獻(xiàn)6查得抗彎疲勞壽命系數(shù) ;Y.100由參考文獻(xiàn)6查得抗彎疲勞強(qiáng)度極限 MPa; MPa;Flim 48Flim 1420MPaNliFF . .s1010 361MPalimFFY . 110424) 計(jì)算大小齒輪得 ,并加以比較Fs s . 10265180234F sY. 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.m102367908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。mmd108362mmmz12)計(jì)算中心距 mm a03) 計(jì)算齒輪寬度 mm b d.1082304取 b10=222 mm,則 b11=222mm5. 驗(yàn)算 NtT.F.d510236102388N/mm100N/mm 合適。AtK.b66.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(guò)程可計(jì)算得移動(dòng)推桿圓柱凸輪機(jī)構(gòu)的工作過(guò)程為:凸輪轉(zhuǎn)角 075 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 90135 時(shí),推桿按余弦加速度規(guī)律加速下降 60 mm;凸輪轉(zhuǎn)角135330 時(shí),推桿勻速下降 52 mm;凸輪轉(zhuǎn)角 330345 時(shí),推桿等減速下降 8 mm;凸輪轉(zhuǎn)角 345360 時(shí),推桿在最低位置靜止不動(dòng)。其設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)見(jiàn)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(xiàn)圖由滾子的運(yùn)動(dòng)曲線(xiàn)可得出在 A 點(diǎn)推桿得速度最大, A 點(diǎn)的速度為m/sAmax.h .v . 01571574216875mm 取 R=140 mmax.R .683125滾子半徑由 ,得 。minr8.0r.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 m5.612.975.401326npAd3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 217255HBS。2.軸的結(jié)構(gòu)尺寸軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖如圖 2.3 所示:Y XZRV1RH1VF6t6rFaRH2V2T1 2V1RV1 6raH2RV2M X27N.m47N.mRH2MH 1354N.mM49286ZRH2 F6tT1576.Nma)b)c)d)e)圖 2.3 軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖圖 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.n330459501762NmNt .F.d336217689Nrtna cos .tacos.6 48201473Natn.61531)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=2367.9N3)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(huà)出合成彎矩圖(圖 2.4 d) 。NmaxVaxHmaxM222267135495)作出扭矩圖(圖 2.4 e) T=1576.6N.m6)求出當(dāng)量彎矩 Memax 取 6.0Nemax T.2 2227157667)校核軸的強(qiáng)度查得 MPa 1454.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 NAVHR21856N,得B92Fr1= =12856NAFr2= =11912NBRFa=5210N3)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 0.0940.141aorFC.52194015oraCF之間,e 應(yīng)在 0.360.34 之間。MPa45Pa2.3781.06WM1maxe 線(xiàn)性插值得 .e. .0340159403(2) , 由arF.e1529861arF.e22參考文獻(xiàn)6查表,則 X=0.56,Y 在 1.451.31 之間。線(xiàn)性插值得 .Y. .43014531479(3)求 P1,P2 由參考文獻(xiàn)6,f p=1.21.8,取 fp=1.8,所以raXF. .11805612475216795prfY22 9384)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)N66000N, hnl .CP. 3316 60027539471所以,初選軸承 6215 符合要求,可以確定。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pMPapT. dhl31457610682=6090MPa,故所選鍵均滿(mǎn)足強(qiáng)度條件。p2.1.10 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 m721.825.401326npAd3 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217255HBS。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 m721.825.401326npAd35 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217255HBS。2.軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖 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NttF982561Nrr.9837NnF.982016pT.5 47053mNtF.d51023610269NrtFan.tan.10497845 Y XZRA21F6t10rRD21MDMV X193.2Nm04RD2MH3714N.m8ZRA2F10tT260a)b)c)d)9tMF10rtAr35089tNntFcos.10205968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=2471N3)作出水平面受力、彎矩圖(圖 2.7 c)。 RA2=26851N, RD2=23506.9N4)求出合成彎矩 NmaxVaxHmaxM.22221937439015)作出扭矩圖(圖 2.7 d) T=3260 N6)求出當(dāng)量彎矩 Memax(取 )6.0Nemax T.2 222391063467)校核軸的強(qiáng)度 查得 MPa 1654.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 AAR21372N,得DD.568Fr1= =3722N Fr2= =35686.8NABR3)計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 P1,P2參考文獻(xiàn)6 ,f p=1.21.8,取 fp=1.4,所以Nr.1143725108NprfF.226464)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)N132000N, 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NmNm直徑、鍵高及鍵長(zhǎng)分別為: d1=89mm, h1=14mm, l1=180mm d2=89mm, h2=14mm,MPa65Pa9.618.043W1maxe 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:pMPapT .dhl3146210596894MPap .l 3221 2=6090MPa,故所選鍵均滿(mǎn)足強(qiáng)度條件。p2.1.12 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 m8.9.10325.41026npAd36 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 217255HBS。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(pán)直徑 450mm T 型槽 18其余參數(shù)見(jiàn)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(lèi)比同類(lèi)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(jiàn)表 2.2 。表 2.2 電動(dòng)機(jī)主要技術(shù)數(shù)據(jù)、外形和安裝尺寸表型號(hào) 額定功率/ kw 滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速 r/min 最大轉(zhuǎn)矩(額定轉(zhuǎn)矩)Y112M6 2.2 940 2外形尺寸/ mmmmmmL(AC/2+AD) HD中心高/mmH安裝尺寸/mmAB軸伸尺寸/ mmmmmmDE400305265 112 190140 28602.2.2 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= P22 齒 3 連軸器 =20.970.993=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(lèi)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,常化處理,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=524=120。5) 取螺旋角 =142.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) (2.17)HEtuzKTd 21312(1)確定公式內(nèi)的各參數(shù)值1) 選載荷系數(shù) K t=1.22.0 估取 Kt=1.3;2) 計(jì)算主動(dòng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 pT.n55211 290900314Nm3)由參考文獻(xiàn)6選取齒寬系數(shù) =0.4;d4)確定 Hzbttcosin 2bttan cos得 ta cs 2014t .2056得 bn o.56b .134Hz.si.cs.23205)確定 zE zE = MPa.1896)確定 z 43 .cos .cos. 12 118382146840 nbsi . dzta .tan. m108031.46680137)確定 zzcos .1409858)確定 HHlimN z S由參考文獻(xiàn)6查表得 =620MPa; =420 MPa;1limH2lihNnk .9160940830154061.98265由參考文獻(xiàn)6查表得 取 SH=1.250.1z2N1MPaHlim . s61049625MPaliNHH z. 22 3取小值(2)計(jì)算齒輪參數(shù)1)mmt.d . 253 102324389019857462)計(jì)算圓周速度 v m/s .57286013)計(jì)算齒寬、模數(shù)、b/h mmtntdcos .cosm.z1432mmt tb .6057mmtntahc.231526tbh.2356474)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由參考文獻(xiàn)6,取 ;AK1由參考文獻(xiàn)6,假設(shè) N/mm,得 ;tFb0H F .4由參考文獻(xiàn)6,得 ;H .24由參考文獻(xiàn)6,得 ;FK18故載荷系數(shù) Av H .1421795)按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得得分度圓直徑mmtt .d.K331 795603.按齒根抗彎疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(2.18)F sn Tco Ym dz213(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 .1265FY.21642)查取應(yīng)力校正系數(shù)。由參考文獻(xiàn)6查得 ; ;s 8s 803) 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 24
收藏