B655型牛头刨床总体布局与主轴箱设计说明

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1、. . . . B655型牛头刨床总体布局与主轴箱设计第1章绪论1.1 课题背景与研究意义刨床作为最早的金属切削机床早已应用到生产中，机床是加工机器零件的主要设备，所以又被称为工作母机，由于它的母机性，它所负担的工作量占机器总制造工作量的40%-60%。机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量。一个国家的机床工业的技术水平，在很大程度上标志着这个国家的工业生产能力和科学技术水平。显然机床在国民经济现代化建设中起着很重大的作用。刨床因其结构简单，造价低廉但是生产率高（加工平面的效率是铣床的5倍）等优点广泛应用于工厂加工中。由于这里不能上传完整的毕业设计（完整的应包括毕业设计说明书、相关图纸C

2、AD/PROE、外文文献与翻译等），如需要的朋友，请联系我的抠扣:二二壹五八玖一壹五一近些年来随着电子技术计算机技术信息技术以与激光技术等的发展并应用于机床领域,使刨床的发展进入了一个新时代。不断提高劳动生产率和自动化程度是刨床发展的基本方向,在我国现阶段刨床工业的自动化水平还不高,高加工精度的机床还不是很普与。传统刨床在有些工厂中传统刨床还在发挥着重要的作用,有一定的经济价值。 通过对传统刨床基础结构的研究可以对刨床的运动特点,力学性能有更深层次的了解从而为设计研究更加精密更加现代化的刨床铺平道路。1.2 国外研究现状1国外研究现状在国外刨床的应用比较早，所以研究比较深入。随着各种先进技术的

3、产生尤其是计算机技术的发展使数控技术应运而生。数控刨床无须人工操作,而是靠数控程序完成加工循环。因此调整方便,适应灵活多变的加工任务,使得中小批生产自动化成为可能。国外数控刨床的普与率十分高例如日本、德国所生产的数控刨床占总量的%95以上。而且他们所生产的刨加工床精度、效率十分高,广泛的应用于柔性自动化生产系统中。2我国的研究现状 我国现有的刨床大多是60年代的产品，随着现代加工工业的发展，老式的牛头刨床逐渐暴露出效率、精度较低等问题。很难适应产品在质量和产量上的要求，成为阻碍生产的“瓶颈”。采用先进、科学、可靠的技术改造在线设备，是充分发挥设备效能，优化设备结构、促进设备资源有效利用的重要途

4、径。有许多公司早已开始研究并取得了很好的效果，实践证明这种办法是可行的。同时有的公司加大投入力度研制出更加先进的刨床。如2006 年2 月14-17 日在浦东新国际展览中心举办了“ 中国数控机床展览会”，国外著名机床厂家都展示了最新数控机床产品。在新方达数控的展台上展出了一台令人耳目一新的数控机床双向数控曲面刨床（图1.1）。该机床既不像传统的牛头床，又不像一般的龙门刨床，外形看上去象一台加工中心，但是它又在双向往复刨削曲面零件这台机床改变了人们对传统刨床的认识，开创了刨床的新时代。它具有三项最新国家专利技术，独特的双向刨刀是高效加工的核心，使得刨床能够双向刨削，加工效率成倍提高；创新的双支承

5、结构是高精度的可靠保证，使得加工精度大大提高；特有的三轴交流伺服数控系统，使得刨床的加工领域充分拓展，可以加工两个剖面方向的曲面、斜面、平面等特型面，甚至扩展加工螺旋面 图1.1 数控刨床外观图 1.3 研究设想与主要工作容通过查阅资料并参考现有的刨床，确定了牛头刨床的主要机构：皮带传动机构、小皮带轮、皮带和大齿轮等。螺旋机构：螺杆和螺母。摆动导杆机构：大齿轮 、滑块、导杆，滑块等。凸轮机构：凸轮和推杆。棘轮机构：扇形齿轮，棘爪和棘轮。牛头刨床的传动系统把电动机的回转运动转变成刨刀的切削运动和工作台的进给运动。装在电动机的伸出轴端上的小皮带轮，通过一组三角皮带，驱动大皮带轮，通过一个三级变速箱

6、来调整速度使刨刀得到六种不同的速度. 变速箱末端的齿轮驱动固定在空心主轴上的大齿轮。在大齿轮上，装有用销钉联接的滑块，此滑块可绕销钉转动，并可在导杆的导槽中滑动(销钉到大齿轮中心的距离可由机构进行调整)，所以当大齿轮转动时，便可借助滑块来拨动导杆绕固定支点(销钉)左右摆动(同时导杆下端的导槽与滑块之间可作相对滑动，以改变导杆的有效长度)。大齿轮每转一周，导杆便往复摆动一次。又由于导杆的上端是用销钉与调整块相联的，而调整块又在拧紧手柄时被紧固在滑枕上。所以当导杆摆动时，滑枕便沿着导轨作前后往复运动。于是安装在滑枕前端刀架上的刨刀便作切削运动。根据要求设计完成一个三级变速箱使刨床获得适当的动力。根

7、据刨床工作特点在牛头刨床的众多机构中实现刨头切削运动的六杆机构是一个关键机构。六杆机构由摆动导杆机构1- 2- 3- 4和摇杆滑块机构4- 5- 6- 1组合而成，刨床工作时曲柄2转图1.2 六杆机构示意图动，通过六杆机构驱动刨头5作往复移动。刨头右行时，刨刀进行切削，称工作行程，此时要求刨头的速度较低且平稳，以减小原动机的容量和提高切削质量。刨头左行时，刨刀不工作，称空行程，此时要求刨头的速度较高以提高生产率。本设计采用遗传算法对刨床进行优化设计确定曲柄滑块机构的各参数的尺寸。根据设计要求合理设计滑枕和工作台等机构完成设计任务。第2章 牛头刨床总体方案设计2.1 牛头刨床设计的主要参数滑枕最

8、大行程： 550毫米滑枕最小行程： 95毫米工作台最大横向行程： 600毫米工作台最大垂直行程： 305毫米从滑枕底面到工作台面最大距离： 370毫米从滑枕底面到工作台面最小距离： 65毫米刀架最大垂直行程： 175毫米刀架最大调转角度： 60刀柄最大尺寸（宽高）： 2030 毫米工作台进给级数： 10滑枕往复一次，工作台横向进给的围： 0.33-3.33毫米滑枕变速级数： 6滑枕每分钟往复次数： 12.5-73电动机转速和功率： 960转/分 3kW机床轮廓尺寸（长宽高）： 232014501750毫米2.2 牛头刨床的工作原理牛头刨床是用于加工中小尺寸的平面或直槽的金属切削机床，多用于单件

9、或小批量生产。为了适用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工，要求主执行构件刨刀能以数种不同速度、不同行程和不同起始位置作水平往复直线移动，且切削时刨刀的移动速度低于空行程速度，即刨刀具有急回现象。刨刀可随小刀架作不同进给量的垂直进给；安装工件的工作台应具有不同进给量的横向进给，以完成平面的加工，工作台还应具有升降功能，以适应不同高度的工件加工。2.3 牛头刨床的结构设计本设计的刨床主体结构是由床身、滑枕、工作台、主轴箱和摇臂机构组成。如图2.1所示。2.3.1 床身1床身 2主轴箱 3滑枕 4工作台 5摇臂机构图2.1 牛头刨床外形图床身为铸铁的箱形壳体固定在底座上。床身装有变速机构和摇臂机构，

10、床身上部装有两斜箱条与床身上平面组成供滑枕移动用的燕尾形导轨，二箱条中一个是固定的，另一个可以调整滑枕与导轨的间隙，床身前面为垂直方形导轨，横梁滑面沿此导轨移动，后面装一后罩，作防护用。2.3.2主轴箱变速箱由P=3千瓦，n=960转/分三相异步电动机驱动，电动机固定在床身后壁的支架上，变速箱装有三根支撑于滚动轴承上的平行轴，下轴装有由齿轮3.5与1组成的滑移齿轮，通过三角皮带得转动，伸在外面的操纵手柄B，将这些齿轮拨到适当位置，与中轴上的齿轮相啮合，使中轴得到三种速度。上轴由9和7两齿轮组成滑移齿轮，再由伸在外面的操纵手柄A拨动该齿轮，使之与中轴上的齿轮适当啮合。这样第三轴可得到6种速度，为

11、避免齿轮损坏，变速时两个手柄应移到固定位置上，并禁止在机床运转时变速。2.3.3 摇臂机构主轴箱里的旋转运动，经过摇臂机构变成滑枕的直线往复运动，在主轴箱上轴的齿轮10，传动摇臂齿轮11，由齿轮11以曲柄销通过摇臂滑块，使摇臂产生摆动。摇臂上部用接头与滑枕活动连接，使滑枕产生往复运动。滑枕移动有六级速度。 2.3.4 滑枕滑枕是一个长的空心铸件，其下面为燕尾形导轨，上面有长槽，穿以连接螺杆，将滑枕和摇臂机构连接起来。滑枕起步装刀架刀架转盘能够旋转60，以刨削斜面，沿燕尾形导轨，刀架溜板可垂直移动。刨刀装于刀夹坐中刀夹座可以绕一水平小轴转动，以使刨刀于返回行程时在工件上滑行。2.3.5 工作台工

12、作台横行滑板都是夹固工件用的，为此在工作台上面和右恻面有T形槽和固定圆形工件用的菱形槽，左恻面还有几列圆孔，在用户提出要求时可拆下工作台，则用横行滑板来固定夹具，工作台前部支持在支架上，以保证有足够的刚性。在横架上可手动或机动。使工作台水平移动，工作台和横梁一起可沿床身的垂直导轨下移动，工作台的机动水平进给用棘轮机构操纵，与摇臂齿轮在 同一轴上的齿轮14传动另一个同样的齿轮，经过连杆摇臂运动传到棘爪杠杆上，棘爪推动棘轮，棘轮固定在工作台进给丝杠上，丝杠能推动工作台进给。当升降工作台时，应当松开固定支架的螺母，以与连接横梁与床身的螺栓，按照需要调整高度后，仍将螺母和螺栓拧紧。2.4传动机构组成与

13、其工作原理1、2滑动齿轮组 3、4齿轮 5偏心滑块 6摆杆 7下支点 8滑枕9丝杠 10丝杠螺母 11手柄 12轴 13、14锥齿轮图2.2 B655牛头刨床的主传动系统B655牛头刨床的传动系统如图2.2所示，其典型机构与其调整概述如下：1.变速机构如图2.3的变速机构由1、2两组滑动齿轮组成，轴有32=6种转速，使滑枕变速。2.摆杆机构 摆杆机构中齿轮3带动齿轮4转动，滑块5在摆杆6的槽滑动并带动摆杆6绕下支点7转动，于是带动滑枕8作往复直线运动。3.行程位置调整机构 松开手柄11，转动轴12，通过13、14锥齿轮转动丝杠9，由于固定在摆杆6上的丝杠螺母10 不动，丝杠9带动滑枕8改变起始

14、位置。4.滑枕行程长度调整机构滑枕行程长度调整机构见图2.3。调整时，转动轴1，通过锥齿轮5、6，带动小丝杠2转动使偏心滑块7移动，曲柄销3带动偏心滑块7改变偏心位置，从而改变滑枕的行程长度。5.滑枕往复直线运动速度的变化 滑枕往复运动速度在各点上都不一样，见图2.4。其工作行程转角为，空行程为，因此回程时间较工作行程短，即慢进快回。6.横向进给机构与进给量的调整 横向进给机构与进给量的调整如图2.5所示。齿轮2与图2.3中的齿轮4是一体的，齿轮2带动齿轮1转动，连杆3摆动棘爪4，拨动棘轮5使丝杆6转一个角度，实现横向进给。反向时，由于棘爪后面是斜的，爪弹簧被压缩，棘爪从棘轮顶滑过，因此工作台

15、横向自动进给是间歇的。工作台横向进给量的大小取决于滑枕每往复一次时棘爪所能拨动的棘轮齿数。因此调整横向进给量，实际是调整棘轮护盖7的位置。横向进给量的调整围为0.33mm3.3mm。1轴（带方榫） 2小丝杠 3曲柄销 4曲柄齿轮 5、6锥齿轮 7偏心滑块图2.3 滑枕行程长度的调整图2.4 滑枕往复运动速度的变化1、2齿轮 3连杆 4棘爪 5棘轮 6丝杆 7棘轮护盖图2.5 B655牛头刨床运动与调整2.5 本章小结本章确定了牛头刨床主体结构组成与工作原理进行详细的介绍，使人对牛头刨床有一个全面细致的了解同时对本设计有一个全面的认识。第3章 主轴箱的设计3.1主轴箱的设计图3.1 六档变速与转

16、速示意图3.1.1 主轴箱的电动机选择查文献1得刨刀工作时,切削力的大小约为:不加切削液时为2000N.由于刨床在速度最慢时切削力最大所以先设计速度最小时变速箱的参数由机床技术参数最大工作行程550毫米,每分钟最小往复次数12.5,计算的刨刀需要的功率为 P=Fv= (3.1)选择电机容量P（3.2）3.1.2 电动机规格的选取1查资料4选Y系列三相异步电动机：Y132M2-6, 功率P=3 kW，转速n=960 r/min传动比分配：总传动比i=960/12.5=76.8 带传动传动比取i01=3.8 则i12=2,i23=2.2,i34=4.62计算功率，转速，扭矩：以下公式5功率：电机轴

17、：I轴： (3.3)II轴： (3.4)III轴： (3.5) 轴： 1.88kW (3.6)各轴转速： n0=960r/min n1=n0/i01=960/3.8=252.63 r/min (3.7) n2= n1/i12=252.63/2=126.32 r/min (3.8) n3= n2/i23=126.32/2.2=57.41r/min (3.9) n4= n3/i34=57.41/4.6=12.5 r/min (3.10)各轴扭矩：轴1： (3.11) II轴： (3.12)III轴： (3.13)轴： (3.14)3.1.3主轴箱上直齿圆柱齿轮设计 1.齿轮材料为45号钢，淬火Rc

18、56-62，取 Z1=23传动比i=.2.2则Z2= Z1i=232.2=50.6初选螺旋角=15七级精度。2. 按齿面接触强度设计：由设计计算公式5： （3.15）确定公式的各计算数值：（1） 根据工作条件，选取载荷系数K=1.3（2） 计算齿轮传递扭矩：（3.16）（3）选齿宽系数 （4）确定 由参考文献得材料的弹性影响系数MPa ，标准齿轮（5）确定由参考文献中按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；小齿轮的接触疲劳强度极限MPa。（6）由计算应力循环次数（3.17）（7）由参考文献查得接触疲劳寿命系数。（8）计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，得 （3.18）（9

19、）计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值=101.79mm（10）确定齿轮参数经查表可得，取模数mmmmmm3.校核齿根弯曲疲劳强度（1）由参考文献查得齿形系数：。（2）由应力循环次数查图得弯曲疲劳寿命系数 。（3）由图查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 MPa， MPa。（4）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 ，得MPa （3.19）MPa（5）计算圆周力N （3.20）（6）计算轮齿齿根弯曲应力，得238.86Mpa （3.21）因此齿根弯曲强度足够。4.齿轮几何参数计算mmmmmmmmmmmmmmmmmmmm3.1.4主轴箱上主传动轴设计1.已知：轴的最低转速n=252.63r/mi

20、n，轴的功率P=2.197kw，转矩T=83.5N.m2.计算轴的直径和长度取轴的材料为45号钢，调质处理。由手册查得C=120由公式 （3.22）代入数据：；取=0.5。得考虑到键槽对轴的强度有影响取mm图3.2轴的结构示意图取mm 此处安装调心滚子轴承 该轴段长度=100mm；mm 该轴段长度mm；mm此处安装滑移齿轮 该轴段长度mm；mm 该轴段长度mm；mm 该轴段长度mm；mm此处安装油封装置，便于轴承盖的装拆与对轴承加润滑脂油 该轴段长度mm；mm该轴段长度mm；mm此处安装调心滚子轴承1308 则该轴段长度。3.求作用在齿轮上的力(1) KNKNKN （3.23）KN （3.24

21、）KN （3.25）(2) 水平面弯矩（3.26）(3 )竖直面弯矩 （3.27）(4)合成弯矩 （3.28）(5)计算当量弯矩，取 （3.29）(6)校核轴的强度（3.30）查表得=65MPa，=0.6mm4.绘制弯矩扭矩图3.3轴的载荷分析图3.1.5 1308调心滚子轴承设计初选两个调心轴承1308，公称压力角aP=20o由手册查得CN=0.5，负荷性质为中等冲击，由表5-24查得fd=1.8。传动轴转速n=252.63r/min由“传动轴”计算可知，皮带作用力Q=1932.5N ,齿轮法向作用力Pn=4.3103 N根据各支点的弯矩等于零得，即：W1=0.222Q466R2+628Pn

22、=0 （3.31）求得 R2=6715NW2=0 ,688Q466R1+162Pn=0 （3.32）求得 R1=4348 N由于R2R1，所以只需计算支承2的寿命和静负荷选定轴承调心球轴承，该轴承的参数为：=15o ,Cr=71.5 kN , CO=69.8 kN 。要求寿命大于20000小时1核算轴承的寿命5计算实际负荷每个轴承承受的实际径向负荷为：Fr=R2=6715N, （3.33）因为齿轮轴向负荷为：Fa=S= 1.25Frtan=1.256715tan15o2249 N （3.34）计算当量动载荷Fa/Fr=2249/67150.33e=0.38 （3.35）查表20-6得 X=1,

23、 Y=0, X0=0.5,Y0=0.46在此情况下径向当量动载荷为：Pr=Fr=6715N,因为是球轴承，取=3。计算轴承寿命:Lh=106/(60n)(Cr/P)=106/(60240)(71.5103/6715)383833h （3.36）此值大于要求寿命20000h，寿命符合要求。2.校核轴承的静载荷角接触球轴承的径向当量静载荷为：P0=X0Fr+ Y0Fa=0.56715+0.462249=4392N （3.37）由表5-21查得安全系数So=1.5故SoP0=1.54932=7398 NC0=71500 N，所以静负荷也符合要求。3.2带传动设计3.2.1确定计算功率Pc查文献5查得

24、工作情况系数KA=1.2, 故 Pc=KAP=1.22.3 kW=2.76 kW3.2.2选择带型根据Pc=2.76 kW，n1=960 r/min,初步选用普通V带A型3.2.3 确定带轮的基准直径D1、D21.初选小带轮的基准直径D1 根据V带截型，选取D1Dmin。为了提高带的寿命，宜选取较大的直径。选取主动轮基准直径 D1=95 mm，从动轮基准直径D2 = i1D1=3.895=361 mm 选取基准直径系列值D2=355 mm2.验算带的速度带速太高则离心力大，减小带与带轮间的压力，易打滑；带速太低，要求传递的圆周力大，使带根数过多，故V应在525mm/s之。若V超此围可调整小带轮

25、基准直径D1或转速。带速计算式4为： (3.38)所以 = 6.28 m/s35m/s带的速度合适。3.2.4确定中心距a和带的基准长度Ld带传动中心距不宜过大，否则将由于载荷变化引起带的颤动。中心距也不宜过小否则带短饶转次数多，会降低带的使用寿命，同时也使a1减小，降低传动能力。所以，对于带传动，中心距a0一般可取为： (3.39)将D1、D2代入初选中心距a0 =500 mm带长=2+（D1+ D2）/2+( D2- D1)2/4 (3.40)=2500+（95+355）/2+(500-125)2/（4500）=2052.1 mm 查选取A型带的标准基准长度=2240 mm实际中心距4 a

26、=(3.41) a=mm 3.2.5验算小带轮上的包角1 1=180o- (D2- D1) 57.3o/a =180o-(355-95) 57.3o/600=155o120o 故包角合适。3.2.6确定带的根数zV带根数按下式计算4： Z=Pca/(P0+P0)KzKLZmax =10 (3.42)式中Pca为计算功率，P0是单根V带的基本额定功率，P0为单根V带额定功率的增量，Ka为包角修正系数，KL为长度系数。查得4Ka=0.91；KL=1.06； P0=1.40；P0=0.11，于是 Z=2.3/（1.40+0.11）0.911.06=1.6 取Z=2根3.2.7确定带的初拉力F0初拉力

27、的大小是保证带传动正常工作的重要因素。初拉力过小，摩擦力小，容易打滑；初拉力过大，带的寿命低，轴和轴的承受力大。单跟V带紧后的初拉力F0为4： F0=500 Pca /（zv）(2.5/Ka-1)+qv2 (3.43)查表得q=0.10 kgm-1F0=5002.3/(26.28)(2.5/0.91-1)+0.16.282=203.19 N3.2.8计算带传动作用在轴上的力Q为了设计安装带轮的轴和轴系，必须计算V带传动作用在轴上的力Q，它等于两边拉力的合力，该力可近似按下式计算4： Q=2zF0sin(a1/2) (3.44)=22203.19sin（155o/2）=785 N3.2.9带轮结

28、构设计1.对V带轮的设计的主要要求设计V带轮的一般要求为：质量小；结构工艺性好；无过大的铸造应力；质量分布均匀；与带接触的工作面要精细加工（表面粗糙度一般为a3.2um),以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度都应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀。2.带轮材料由带速v=6.28 m/s30 m/s,用铸铁HT200。3.结构尺寸铸铁制的V带轮的典型结构有实心式，腹板式，孔板式，轮辐式。由D1=95 mm300 mm,故小带轮采用腹板式结构；D2=355 mm300 mm，故大带轮采用轮辐式结构。根据带轮截型确定轮槽尺寸，其余尺寸按图中的经验公式计算确定。按带轮的各部分尺寸。3.3本章小结本章对主

29、轴箱上齿和轴轮进行了设计和校核使齿轮的强度适合设计要求从而完成主要零件的设计工作。第4章其它机构设计4.1齿轮设计4.1.1齿轮的概述齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多 ，应用广泛。1.齿轮传动的主要特点效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。结构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。工作可靠，寿命长。传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。但是，齿轮传动的制造与安装精度要求高、价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。齿轮传动可做成开式，半开式与闭式。闭式与开式或半开式的相比，润滑与防护等条件最好，多用于重要场合。2.失效形式与设计准则齿轮

30、传动的失效主要是轮齿的失效，而轮齿的失效形式又是多种多样的，较为常见的形式有：轮齿拆断、工作齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合与塑性变形。所设计的齿轮传动在具体的工作情况下，必须具有足够的，相应的工作能力，以保证在整个工作寿命期间不致失效。因此，针对上述各种工作情况与失效形式，都应分别确立相应的设计准则。通常只按保证齿根弯曲疲劳强度与保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。在闭式齿轮传动中，通常以保证齿面接触疲劳强度为主。但对于齿面硬度很高，齿心硬度又低的齿轮（如用20，20Cr钢经渗碳后淬火的齿轮）或材质较脆的齿轮，通常则以保证齿根弯曲疲劳强度为主。4.1.2 主轴轴上斜齿轮 1.齿轮材料为45号钢，

31、淬火Rc56-62，取 Z1=24传动比i=4.6则初选螺旋角=15七级精度。2. 按齿面接触强度设计：由设计计算公式5： （4.1）K为载荷系数 T齿轮传递扭矩单位为N.mm齿宽系数 u 传动比ZE 弹性影响系数 ZH节点区域系数 重合度系数螺旋角系数 端面重合度 轴面重合度确定公式的各计算数值：(1)定载荷系数K使用系数KA=1.25,由查得动载系数Kv=1.1,查得齿间载荷分配系数 KHa=1.1,由查得齿向载荷分配系数KH=1.087 K=1.251.11.11.087=1.6 （4.2）计算齿轮传递扭矩：由前面计算的数据得T4=1443.25（3）选齿宽系数 d=0.5（4）传动比u

32、=4.8（5）材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 节点区域系数5, (4.3) 重合度系数 (4.4) 螺旋角系数 (4.5) 端面重合度 (4.6) 轴面重合度 (4.7) 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限（6）由式：N=60njLh算应力循环次数：60nj=60126.321 （2830015）=2.59108(4.8)N2=N1/i=2.59108/4.8=5.4107（7）由查得接触疲劳寿命系数1.0 （8）计算接触疲劳许用应力:安全系数S=1,由式得 (4.9)3. 计算（1）计算小齿轮分度圆直径d1t,代的值： =99.16mm (4.10)（2）计算圆周速度v：

33、v= (4.11)（3）计算齿宽b： b=mm (4.12)（4）计算齿宽与齿高之比b/h： 模数: mm (4.13) 齿高h=2.25 (4.14)（5）计算载荷系数： 根据：v=0.3m/s,7级精度,由图9-31查得动载系数Kv=1.05 斜齿轮,假设有表9-8查得 由表9-7查得使用系数KA=1.25 由表9-7查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时=1 .08 b/h=5.31 (4.15) =1.08 ，查图9-32得 KF=1.24故载荷系数: K=(4.16)（6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得mm (4.17)（7）计算模数m: m=mm (4.18)4.

34、按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式5为： (4.19)Y为重合度系数 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.9=0.65 Y为螺旋角系数 =1-/120=1-1.6x150/120=0.8确定公式的各计算值：（1）齿轮的抗弯疲劳强度极限：=560MPa（2）弯曲疲劳寿命系数：（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式得:MPa (4.20)（4）计算载荷系数K: (4.21)（5）查取齿形系数:（6）应力校正系数: =1.55（7）计算大,小齿轮的 ,并加以比较:=2.81.55/328=0.01203 (4.22) =2.81.43/328=0.012比较

35、结果小齿轮的数值大设计计算: (4.23) =4.85mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(取模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得模数4.45,并就近圆整为标准值m=5,按接触强度算得的分度圆直径d1=99.56,算出齿轮齿数:z1=取齿数为24则实际齿数为则Z2=。这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑、避免浪费。5. 几何尺寸计算:（1） 计算分度圆直径:mmmm (4.24)mm(4.

36、25)（2） 计算中心距: a=mm (4.26)圆整得a=324mm应用于刨床中中心距合适由于圆整所相差的数值很小0.5选择为（3） 计算齿轮宽度: b=mm (4.27)取B1=B2=60 mm同理将设计公式改为计算公式5： (4.28)即可计算出其他直齿轮的所有尺寸。公式中各参数的意义与前面一样。（4）III轴上另外两个齿轮参数为Z9=48, m=4mm , d=192mm 与之啮合的齿轮z6=22, m=4 mm., d=88mm 中心距为 （5） a=mm (4.29)齿宽为B1=B2=36mm齿数z8=30与z4=40的两齿轮啮合时，齿轮的模数m： m=4mm齿轮的分度圆直径: d

37、1=mz1=430=120mm (4.30)d2=mz2=440=160mm (4.31)齿轮的中心距: a=(d1+d2)/2=(120+160)/2=140mm (4.32)计算齿宽:取齿宽B1=B2=28mm齿数z6=30与z2=30的两齿轮啮合时，齿轮的模数： m=4mm齿轮的分度圆直径: d4=d3=mz3=430=120mm (4.33) 齿轮的中心距: a=(d3+d4)/2=120mm (4.34) 计算齿宽: b=dd3=0.43120=28mm (4.35) 取齿宽 B2=28mm 齿数z7=35与z3=25的两齿轮啮合时，齿轮的模数m：m=4mm齿轮的分度圆直径: d5=

38、mz7=435=140mm (4.36)d6=mz3=425=100mm (4.37)齿轮的中心距: a=(d5+d6)/2=120mm (4.38)计算齿宽: b=dd6=0.2140=28mm (4.39)取齿宽 B1=B2=28mm齿数z1=20与z7=40的两齿轮啮合时，齿轮的模数m：m=4mm齿轮的分度圆直径: d1=mz7=420=80mm (4.40)齿轮的中心距: a=(d7+d8)/2=120mm (4.41)计算齿宽: b=dd7=0.780=28mm (4.42)4.2 轴的设计4.2.1轴的简介1.轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。拟定轴上零件的装配方案：

39、拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形式。所谓装配方案，就是预定出轴上方根零件的装配方向，顺序和相互关系。轴上零件的定位：为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游动或空转的要求者外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。零件的轴向定位：2.轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈和圆螺母等来保证的。轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩两类。利用轴肩定位是最方便可靠的方法，但采用轴肩就必然会使轴的直径加大，而且轴肩处将因截面突变而引起应力集中。因此，轴肩位多用于轴向力较大的场合。定位轴肩的高度h 一般取为h=（0.070.1）d, d

40、为与零件相配处的轴的直径，单位为mm。流动轴承的定位轴肩高度必须低于轴承圈端面的高度，以便拆卸轴承。非定位轴肩是为了加工和装配方便而设置的，其高度一般取为12mm。3.零件的径向定位：径向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的径向定位零件键、花键、销、紧定螺钉以与过盈配合等。4.轴的强度计算强度计算是设计轴的重要容之一，其目的在于根据轴的受载情况与相应的强度条件来确定轴的直径。若轴的直径已由经验方法或结构设计所确定，则计算的目的就是验算已定的轴径是否满足强度要求。轴的扭转强度条件为5: (4.43)式中： 轴所受的扭矩，单位为； 轴的抗扭截面系数，单位为mm3; 轴的转速，单位为r/

41、min； 轴传递的功率，单位为kW； 计算截面处轴的直径，单位为mm； 许用扭转剪切应力，单位为MPa。由上式可得轴的直径 (4.44)式中： 对于空心轴，则 d (4.45) 式中, 即空心轴的径d1与外径d之比，通常取=0.50.6。应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径d100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大3%；有两个键槽时，应增大7%对于直径d100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%；有两个键槽时，应增大10%15%.然后将轴径圆整为标准直径。按弯扭合成强度条件计算5.作出轴的计算简图（即力学模型）在作计算简图时，应先求出轴上受力零件的载

42、荷（若为空间力系，应把空间力分解为圆周力，径向力和轴向力，然后把它们全部转化到轴上），并将其分解为水平分力和垂直分力。然后求出各支承处的水平反力和垂直反力。6.作出弯矩图根据上述简图，分别按水平面和垂直平面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上弯矩M和垂直面上的弯矩M；然后按下式计算总弯矩并作出合成弯矩图； (4.46)作出扭矩图校核轴的强度已知：轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面作弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力 (4.47)为了考虑循环特性的影响，引入折合系数a,则计算应力为： （4.48）对于直径为d圆轴，弯曲应力，扭转切应力，将数据代入上式中，则轴的弯扭合成强

43、度条件为5： (4.49)其中式中： 轴的计算应力，单位为MPa；;M轴所承受的弯矩，单位为N.mm；T轴所受的扭矩，单位为N.mm;W轴的抗弯截面系数，单位为mm3;对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。4.2.2主轴的设计（轴）1. 已知：轴的最低转n=12.5r/min ，轴的功率P=1.88kW，转矩T=1443.25N.m2. 求作用在齿轮上的力： F=2T/d=5kN （4.50）/=1.88kN （4.51）=9.25kN （4.52）kN （4.53）3. 计算轴的直径、长度：取轴材料为45钢，调质处理由手册查得，取A0=110， 由公式5： 代入数据：n=30r/min, P=1

44、.88kW, 取=0.5，得dmm 考虑到轴最细处有键槽则取d=d+d%5=59.7+59.7x5%=62mm（4.54）图4.1空心轴图取d1=64 mm此处安装大斜齿轮该段轴长度：L1=62mmmm （4.55） 取d2=72 mm，此处安装滑动轴承尺寸： mm因为考虑润滑的因素中间处设计一段轴颈小些取d3=70mmL3=76mm剩余段仍然有一段安装滑动轴承因为两端轴承一样所以轴颈一样取L4=110mm在轴的右端安装一个齿轮取L5=21mm同理可设计:I轴,II轴，III轴, 轴；求M 因为齿轮悬臂放置所以水平面弯矩kN.m （4.56）竖直面弯矩 kN.mm图4.2四轴的的受力图 其中d

45、 为大齿轮的分度圆直径在第三章设计计算中已经算出为527.99mm合成弯矩 kN.mm （4.57）做竖直方向弯矩图，水平方向弯矩图和合成弯矩图(3)由前面的转矩为80kN.mm(4) 计算相当弯矩MeqMeq= （4.58） =kN.mm 其中是考虑弯矩和转矩所产生的应力循环特性不同而引入的修正系数扭转剪应力按脉动循环变化时=0.6 校核5： （4.59）查表得：mm 4.3轴的载荷分析图由上面设计得轴最小直径64所以此轴合格。所用数据查于机械设计原理与课程实践。牛头刨床中，空心主轴的轴承负荷较大，冲击比较厉害，径向尺寸又有一定的限制，所以一般采用滑动轴承；而其它轴的轴承，一般采用滚动轴承4

46、.3主轴上滑动轴承设计拟定：轴瓦的径d1=72 mm ,轴瓦的工作长度l=80 mm ,轴瓦材料为硒青铜,查表19-1 得p=24.5 MPa,pv=19.6 MPam/s 已知：主轴转速n=12.5r/min1.核算比压p=Fr/(ldl)=1.88103/(7280)10.70 MPap2.核算5pv因为 v=dn/601000(MPam/s) （4.60）所以 pv=Fr/(ld)dn/(601000) =10.708072/(601000)3.39 MPam/spv （4.61）核算结果表明，轴承的发热情况不严重，但这是基于正确安装和保证润滑的条下的结论，如果安装不正确，润滑条件不好，

47、轴承工作条件将显著变坏，甚至会烧坏。4.4 本章小结由上面本章对曲柄摇杆机构中空心主轴以与主轴上的斜齿轮进行了设计，并按此设计方法对其余轴和齿轮进行同时校核，使受力最大的空心主轴使其满足设计要求。第5章 曲柄机构的设计5.1 曲柄机构的设计5.1.1 遗传算法简介遗传算法是一种模拟自然界生物群体进化过程的随机全局优化方法,具有简单,通用,隐含并行性等优点。可求得问题的全局最优解由于它对目标函数和约束函数的性态没有限制, 既不要求连续可微, 也无需计算目标函数和约束函数的梯度或Hessian矩阵, 只需计算适应度就可完成迭代寻优过程。因此, 遗传算法在各个领域都得到了广泛应用，并越来越受到工程设

48、计人员的重视。但实践表明基本遗传算法也有不足之处。例如，早熟收敛与进化后期收敛缓慢等缺陷。本文针对基本遗传算法的这些缺陷提出了相应的改进措施, 得到了一种改进的遗传算法。牛头刨床是一种具有急回特性的用于刨削加工的机床,牛头刨床的刨刀处于工作行程时, 如果能以匀速刨削工件,则会降低对电机的容量要求, 改善工件的表面质量, 并有利于延长刨刀的切削寿命。当刨刀处于空行程时, 要求快速返回以提高生产率, 为了改善传力性能和机械效率, 要求机构的最大压力角,尽可能小。传统的设计方法往往采用类比试凑法, 很难保证刨刀在切削过程中速度平稳, 从而难以保证工件的刨削质量。本文以刨刀的实际切削速度与理想切削速度

49、偏差的均方根为目标函数, 采用改进的遗传算法编制计算机程序对其进行优化设计,在很短的时间就获得了最佳设计方案。优化设计数学模型：1.设计变量图5.1机构示意图牛头刨床中实现刨刀切削运动的关键机构是一个由曲柄1滑块2摆动导杆3连杆4刨头5和机架6组成的六杆机构。该六杆机构可分解为两个四杆机构, 即摆动导杆机构和导杆滑块机构, 原动件曲柄旋转通过滑块2带动摆动导杆3左右往复摆动。摆动导杆3 通过连杆4带动刨头5左右移动从而使刨刀完削动作。如图所示六杆机构由等参数确定。实际上这些结构参数并不是独立的, 存在冗余参数当刨头5的导路位于摆动导杆的端点所在的圆弧高度的平分线上时较小,此时根据图1 中构件之

50、间的几何关系可知, 机架6 的长度对于摆动导杆机构, 摆角与行程速比系数K之间存在关系式由于K是经常用于表征机构急回特性的一个重要参数, 所以用K代替作为一个设计变量。切削行程中刨头5的速度的平稳性与各杆件的绝对长度无关,只与相对长度有关。故设曲柄的长度为1 于是, 六杆机构的优化设计变量可表示为 （5.1）2.目标函数由于本文优化目标是使得切削行程中刨头5 的运动速度尽可能接近理想的匀速, 所以必须求出刨头的实际速度。以O为坐标原点建立平面直角坐标系如图所示, 采用矢量方程解析法可求得刨头5的速度大小,速度方向沿负r轴为 （5.2）式中: （5.3） （5.4） （5.5） 为了适应不同加工工艺的要求, 刨床往往设置若干档不同的刨削速度。不失一般性, 设某档速度为当刨刀的实际速度刨头5的速度与误差最小时,工件加工质量最好。由于是曲柄转角1的函数, 故将工作行程中的1等分为n本文取n=30记第i个等分点处曲柄的转角为1i, 1i的变化围为目标函数取各等分点处与差值的均方根即（5.6）3. 约束条件首先,必须满足摆动导杆机