车床主传动系统设计(n=50-630z=12公比1.26 1440) 【车床加工直径400mm】
文献综述齿轮作为传递运动和动力的基础元件,在工业发展的历程中,发挥了十分重要的作用。它在机械传动中的地位是其它元件一直都无法替代的。随着现代科学技术的发展,齿轮技术有了很大的进步,它的方方面面都在产生着巨大的变化。例如,在设计上,基于动态弹性啮合理论的齿轮动态设计将取代基于刚性力学的静态设计;在加工上,齿轮加工机床及刀具的原始精度正在不断地提高;在检测上,齿轮测量技术正朝着高效率、高精度、多功能和智能化的方向发展;等等。齿轮以其形状复杂而著称于世,其各项误差的检验项目种类繁多,并且技术上难度较大,是近一个世纪以来工程界最为关注的一项课题。我国精密测量技术和仪器的现状仍然远远不能满足国内机械装备制造业迅速发展的需求,尤其是在先进测量技术和仪器的基础理论研究、共性关键技术的开发方面与国外的差距越来越大。因此,齿轮测量的发展尤其是复杂齿轮测量的发展必然受到很大的限制。随着我国经济、技术与世界接轨,测量检测行业受到国外先进技术的冲击,其竞争能力也就必须加强。目前国外发展了一些齿轮测量智能化仪器,但其价格昂贵,使用维修的技术性很强,所以大多企业还是沿用传统的齿轮测量仪器或通用仪器进行齿轮测量。这些仪器的电气控制及数据处理部分可靠性差、故障频繁,直接影响齿轮生产和新产品开发。为了缓解这种高新科技与落后环境的矛盾,低成本地提高我国几何量检测的智能化程度,用微机技术对该仪器升级改造、实现检测系统智能化很有必要。研究真正反映齿轮三维几何空间形状和制造误差组成因素的齿轮整体检测方法在我国具有积极的现实意义,特别是研究用检测简便、精确、迅速的测量方法改造现有测量机更为突出。20世纪80年代以前,齿轮测量原理主要以比较测量为主,其实质是相对测量。具体方式有两种:一是将被测齿轮与一个标准齿轮进行实物比较,从而得到各项误差;二是展成测量法,就是将仪器的运动机构形成的标准特征线与被测齿轮的实际特征线作比较,确定相应误差。而精确的展成运动是借助一些精密机构来实现的,不同的特征线需要不同的展成机构。比较测量的主要缺点是:测量精度依赖于标准件或展成机构的精度,机械结构复杂,柔性差,同一个齿轮需要多台仪器测量。对于齿廓误差测量而言,展成式测量技术仅限于渐开线齿廓误差测量上。对于非渐开线齿轮的端面齿廓测量,采用展成法测量是十分困难得,因为展成机构太复杂并且缺乏通用性。多年来,国内外诸多学者在大型齿轮测量领域进行了广泛的研究,丰富了大型齿轮测量方面的理论和方法。在检测仪器方面,各国均开发了由计算机控制的齿轮量仪,其机构大量应用新技术和新元件,如计算机数控技术运用于控制、驱动、数据处理等;光栅、同步感应器、容栅、磁栅、电感测微技术、电容测微技术、激光测量技术等用于位移测量,不断提高齿轮测量精度。总的发展趋势为:1)测量软件功能的增强和扩展,由于大齿轮的结构复杂大、重量重等原因,这就要促使其必须实现自动化的要求,即机电一体化的趋势。用计算机进行控制,用软件进行复杂的数据处理,也就大大提高了效率。2)实现自动控制系统,由于很多机械加工场地存在一定的危险性,为了达到安全生产的目的,实现远程控制是大势所趋的事情。在远程控制室工作进行实时监控在机测量的同时还可以整理数据报告,检验和打印报告单,既节约时间又节约人力资源。对于测量数据的处理与利用,在早期的齿轮测量中。人工读指示表(如千分表等)获取齿轮误差,得到的是误差幅值,仅仅能用来评判被检项目合格与否。电动记录器的出现,靠人工读曲线,使工艺误差分析成为可能。而计算机的采用,使自动处理测量结果、分析工艺误差并将分析结果反馈到加工系统进而修正加工参数成为现实9。目前,在齿轮测量数据处理方面,通常采用的方法为最小区域法和最d-乘法。理论上讨论最多的是最小区域法,实际中广泛使用的是最小二乘法,同时数字滤波技术也得到一定应用。如今的常用渐开线圆柱齿轮测量仪器有几十种。它们的测量方法都已经为人们所熟知。按照齿轮测量的原理不同,可以大致把它们分为两大类。类是比较法测量,或者称为相对测量法测量。例如。齿形测量仪通过用机械范成或电子范成的渐开线与被测齿轮的实际曲线比较并获得误差。这种测量方法现在用途极为广泛。另一类是绝对测量法。例如,测量齿形时,把实际的齿形曲线与数学理论曲线相比较并获得误差。2齿轮精度设计概述口渐开线圆柱齿轮精度设计涉及面广,现简述如下。(1)公差组与精度等级对齿轮传动一般有四个方向的要求传动准确,即传动比变化尽量小;传动平稳,即振动与噪声尽可能小避免产生动载荷与撞击;工作点面接触好,即载荷分布要均匀,避免动载荷大时齿面应力集中,引起早期点蚀、折断而降低使用寿命;齿轮副侧隙要合适。按上述分析,齿轮精度标准按误第特性对传动性能的主要影响划分为三个公差组关丁齿厚极限偏差和公法线平均长度偏差两个项H,由于它们属于侧隙配台系统,所以不包括在上述三个公差组内。齿轮精度设计就是要确定两个公差组的精度等级,同时还要根据实际情况确定三个公差组内帽膻评定指标。圆柱齿轮加工误差分析何淑菊, 邱淑英(哈尔滨工程大学 机电工程学院, 黑龙江 哈尔滨150001) 从加工误差来看,影响齿向方向接触精度的主要因素是齿向误差, 影响齿距累积误差的主要因素是齿轮的几何偏心, 就齿轮坯基准面误差对齿向误差及齿距累积误差所产生的影响进行分析, 并找出齿轮坯基准面跳动值的一种确定方法, 并对加工齿轮改进方法进行探讨。1齿轮坯的基准面误差对齿向误差的影响 准面是指加工齿轮时的定位面, 齿轮坯基准端面对齿轮轴心线的垂直误差, 会使被加工齿轮产生齿向误差或轴向齿距误差同理, 当安装齿轮坯的夹具之端面 (基准面)出现跳动时也会出现类似上述结果齿向误差不仅取决于上述两个方面, 也受其他诸多因素的影响:(1) 齿轮安装误差; 齿轮端面不平 (端面跳动) ; 夹具定位面不平 (支承端面跳动)(2) 机床刀架几何误差: 横向倾斜, 纵向倾斜2基准面误差对齿距累积误差的影响齿轮的齿距累积误差是分度圆上任意两个同侧齿面的实际弧长与公称弧长之差最大值的绝对值, 而影响齿距累计误差的主要因素是齿轮的几何偏心。, 齿距累积误差是齿轮的几何偏心的 2倍.在实际加工中, 引起工件偏心 的齿轮几何偏心的原因有:1) 由夹具心轴的径向跳动所引起的齿轮几何偏心e12) 由齿坯基准孔与夹具轴间的装配间隙引起的齿轮几何偏心e23) 由夹具支承端面与心轴轴线不垂直即夹具支承面跳动造成的齿轮几何偏心e34) 由齿坯端面跳动引起的齿轮几何偏心e45) 机床工作台及锥孔等误差造成的几何偏心e56) 齿轮心轴在夹紧下变形而引起的齿坯几何偏心e6上述各种造成工件偏心的总和, 在向量方向未知情况下可近似的按概率法合成为减小上述某些因素可以通过对机床安装定位夹具或补偿误差所引起几何偏心来消除, 但齿坯的端面径向跳动误差所引起的几何偏心是不易消除的 因为工件在制造时必然存在一定的误差, 而且工件在夹具上安装的角相位是随机性, 因此可按下式近似确定 式中: b为工件齿部厚度; d为定位面最大直径;b为工件端面在定位最大直径上的跳动值; k为系数 (根据机床、 夹具及调正的精度选择, 一般为13)3,齿轮基准面跳动数值的确定方法齿轮的基准面是齿部加工的定位基准, 它的精度将直接影响齿轮的齿向、 齿轮累积误差和接触精度, 此项精度值一般可在标准中查得 对于某些要求偏严、 加工难度较大的齿轮, 为保证达到齿向误差和齿距累积误差的要求, 应选择端面跳动精度要求较高的数值, 而后把端面跳动数值做下列比较才能确定 (如图 )端面跳动对齿向误差和齿距累积误差的比较(10)式中: B为齿宽; b为轴孔配合间隙;d 为端面跳动值选定的端跳值只有符合上述公式要求才是有效的, 反之会因 d的干涉, 使定位面不能接触而失效 由上式作相应变换,即表明夹具心轴与齿轮孔的配合间隙也要符合上式, 才能使齿轮坯的定位基准面与夹具定位面很好的接触当采用重叠装夹时, 端面跳动对齿轮精度影响为: 下层工件只受本身下面端跳动的影响, 而上层工件除受本身下端跳动影响外还受下层工件上下两面端跳动的影响; 工件两端面是车削而成, 所以其跳动方向不固定, 且重叠工件的装夹亦是随机的, 因此, 三个端跳相互独立, 但其综合影响亦可采用概率合成, 即如果下层工件之端跳正好满足精度要求,(即工艺能力系数, 有 超差) , 则上层工件的工艺能力相对下降3 倍, 其超差量将增加 如果多个工件重叠装夹,e 引起工件歪斜, 有时便会使各工件接触面出现间隙或定位轴弯曲 为了保证精度, 当采用重叠装夹加工时, 应将公差适当缩小, 取原计算公差的0.60.8 倍即可, 并且控制端跳的加工误差1) 加工齿轮时, 为了减少齿向误差, 齿坯基准面误差, 即端面跳动公差应为齿向公差的一半2) 齿轮基准端面跳动值应符合式 (10 ) 要求3) 为了提高加工齿轮精度, 应保证齿轮毛坯端面与轴孔的垂直度、 轴孔的精度以及夹具的精度要求, 即保证夹具零件 (工件心轴、 垫圈、 螺母以及夹具底座等) 的制造精度及夹具的精度要求; 保证刀具刀杆、 刀垫、 螺母的制造精度; 刀杆直径按 级精度制造; 刀杆各配合粗糙度 应在以上用线性化方法研究直齿圆柱齿轮的动态性能胡舸 王建宏 陈国冲 (1.重庆大学化学化工学院重庆400030;2重庆大学机械工程学院重庆400030)该文献是首先建立了一对啮台齿轮的有限元模型,然后将用非线性方程表示的模型线性化,通过结合应用有限元理论和接触力学理论,得到齿轮的动态传输误差(eDTE)和接触力以及动态响应的关系。此方法在齿轮动态研究领域显示出了较强的优越性。由于将非线性问题转化成线性问题,避开了冗长的迭代过程,加速了求解过程。再者,在接触及其附近区域使用接触力学理论,仅用数日较少的单元就可得到精度足够的解。我国对直齿圆柱齿轮动态性能的研究已经很长时间了。刚开始时,质量一弹簧模型得到了广泛应用并得出了很多有用的结论。但是在这些研究中,系统的激励被假定为方波或类似的波形,但事实上并非如此。直齿圆柱齿轮的动态性能是一种很复杂的现象,在本质上是非线性的参数振动。如果不考虑制造误差,直齿圆柱齿轮的激励主要来自于接触刚度的变化和传动中同时啮合齿对数的变化。GL-OsTIGuY和ICONSTANINEScu应用有限元法研究了一个单齿的自然频率、模态和由模态分析得到的啮合过程中的瞬态响应。RBBHA等发现有限元方法在研究轮系的动态时十分有用,因为关联的因素可以很容易地在质量矩阵和刚度矩阵中得到体现。他们使用具有两个质量、两个弹簧和两个阻尼器的模型作为研究对象,其中一组代表啮合的轮齿,另外一组代表齿轮的其他部分的影响。AM ucHE等”提出了一种对理想齿面使用雅可比矩阵作动态约束的自动算法来计算轮齿的变形。很明显,按照传统的思维,为了在轮齿上的接触区域得到精度足够的解,有限元的数目必须相当多才行,而局部细化又不适用于接触区域在两个物体表面移动的情形,但有限元可以以相当的精度计算出距接触区域一定距离的点的变形。另一方面,当接触物体远大于接触区域时,弹性半平面法可以比较准确地给出接触区域内两点的相对位移。因此,可以综台使用有限元法和半平面法来计算出直齿圆1有限元分析11齿轮的有限元模型齿轮的有限元模型如图1所示,轮齿的有限元模型如图2所示。轮齿受力后表面情况较复杂,因此轮齿表面用八节点的单元来表示,而在其余地方,情况相对来说比较简单,用常用的四节点单元来表示。齿轮主要用来传递力矩,就齿轮总体而言,非线性变形主要集中在轮齿上,离轮齿越远的地方,也就是说离齿轮中心越近的地方,齿轮的变形和受力情况相对越简单,因此有限元单元的数目也就相应地减少。12数学模型直齿圆柱齿轮的动力学模型如图3所示,可以用以下方程来表示。在许多有限元分析中,阻尼矩阵。是用质量矩阵和刚度矩阵岛的线性组合来表示,也就是Ray1ei曲阻尼模型式中和是线性系数。在这里,为了表示方便,可以将主动轮和从动轮的式(1)表示组合起来写成齿轮对的有限元表示13非线性方程的线性化应用Newmark方法对式(3)离散化,可写成以下形式B一个已知的、非方阵的矩阵,用来将接触力分配给附近的节点,矩阵B决于单元的边界几何以及有限元的插值模式R动态项15相对于接触点的参照点位移 对于相互啮合轮齿上的一对接触点,尽管在轮齿的表面是八节点的单元,但由于轮齿啮合的复杂性,不能直接由节点位移根据位移模式来计算接触点的位移。但是位于接触点正下方,距其一定距离的参照点的位移可以用有限元法相当准确地计算出来。而接触点和参照点之间的相对位移可由弹性半平面法来计算。下面首先用有限元法计算齿轮上参照点的位移式中,u和v,分别表示参照点在z轴和y轴的位移。G是已知的,由有限元位移模式和参照点的坐标决定的矩阵,用来从有限元节点位移计算出参照点位移。下标r表示是参照点,下标x和y表示x坐标和y坐标。16接触点和参照点之间的相对位移 一对相互啮合的齿轮,轮齿在接触点的外形轮廓应为渐开线,但由于接触区域相当小,因此,可以近似地认为接触区域的轮廓外形为圆弧,其半径可由齿轮的渐开线方程得到。17接触点的位移 齿轮轮齿表面上接触点的位移是由参照点的位移加上接触点和参照点之间的相对位移。如图4所示,f和f分别表示一对啮合齿轮的轮齿表面曲线。西表示轮齿上的两个可能接触点在未变形之前的初始距离。全局坐标系为x,y,位于接触点的局部坐标系为x7,y。局部坐标系的y轴方向为接触点的法线方向。d为主动轮和从动轮上接触点到参照点之间的距离。由式(9)得到的参照点位移为全局坐标系x,y下的位移,利用旋转矩阵将其转换成局部坐标系z,y下的位移。一对共轭齿轮,如果不考虑齿轮的弹性变形,接触点的轨迹应为齿轮的啮合线。但实际上齿轮承载以后,齿轮的弹性变形使得实际接触点不再是啮合线上的点。对于接触分析而言,由于轮齿受力后实际接触点应在理论接触点附近。因此,将轮齿表面上理论接触点附近的区域离散化,在齿面的法线方向计算出一系列的可能接触点, 并计算这些可能接触点对在受力前的距离,然后将可能接触点对的距离与动态项相加,距离最近的可能接触点对作为实际接触点。 从该文献我们了解到使用有限元和接触力学研究一对参数相同的齿轮对的动态性能。接触力是通过在接触齿对的半分析法的有限元公式得到。所使用的方法具有以下显著特点。(1)需要作任何假设,它克服了有限元法在静态分析、响应计算等应用中的一些限制。(2)由于在接触点不是靠增加单元数目来提高精度,因此所使用的有限元数目大为减少,相应地减少了计算时间。(3)晟后联立求解的方程都是线性方程,求解过程耍远比直接求解非线性方程简单,因为目前非线性方程的求解一般都是采用迭代法。(4)本方法特别适用于离散动态模型中啮合建模比较困难的多体多接触系统。在三坐标测量机上精确测量渐开线圆柱齿轮的齿形误差黄富贵 张认成华侨大学 针对传统齿针对传统齿形误差测量方法的测量误差来源多、 测头与工件装调整误差大等缺点, 提出一种在三坐标测量机上利用扫描法实现渐开线圆柱轮齿形误差测量的新方法。该测量方法具有测量采集点精度高、 齿形轮廓曲线拟合误差小、 测量过程与误差处理过程人工干预少、 测量精度高等特点。 齿形误差是反映齿轮工作平稳性精度的重要指标之一, 齿形误差的精确测量与评定可以有效地判定第 公差组的性能指标, 同时, 通过对齿形误差测量结果的分析, 可以找到误差的产生原因, 为齿轮加工机床参数的调整、 刀具的修磨等提供科学依据。因此, 齿轮齿形误差的精确测量一直以来都是齿轮测量技术人员的一个研究热点。目前, 渐开线圆柱齿轮齿形误差的测量方法主要有标准设计齿形比较法、 标准渐开线轨迹法和坐标测量法等三大类。标准设计齿形比较法是将被测实际齿形与标准设计齿形曲线进行比较而得到齿形误差的方法。该方法的主要问题在于: 被测齿轮端面与齿轮定位孔的孔心线垂直度误差、 成像误差等将直接影响测量结果的准确性。因此, 该方法只适于盘类齿轮齿形误差的测量, 而且测量精度低, 一般只能对/级以下精度的齿轮进行测量。标准渐开线轨迹法是将被测齿形与仪器复现的标准理论渐开线轨迹进行比较, 求出齿形误差, 并通过在直尺基圆盘式、 圆盘杠杆式等机械展成仪或电子展成仪上实现。该方法的主要问题在于: 仪器的基准误差被测齿轮的安装误差以及基圆盘的直径尺寸误差等对测量结果影响较大。坐标测量法是将被测齿形上若干点的实际坐标与理论坐标进行比较的一种测量方法。采用这种方法测量必须解决两个问题: 实际坐标的获取; 理论坐标的计算。该方法的主要问题是计算繁琐特别是测点要求多、 测点布置有特殊要求时,数据处理工作量大。针对目前齿形误差测量与数据处理的缺点,本文提出了一种在三坐标测量机上利用扫描法实现测量点数据采集、利用三次样条函数实现齿形工作曲线拟合、利用展成法实现齿形误差评定的渐开线圆柱齿轮齿形误差测量的新方法。该测量方法测量点数据采集与齿形误差评定简便,测量效率高,测量精度高。1,其原理如下 GB10095-88渐开线圆柱齿轮精度中齿形误差的定义为:在端截面上,齿形工作部分内(齿顶倒棱部分除外)包容实际齿形且距离为最小的两条设计齿形间的法向距离。设计齿形可以是修正的渐开线(包括理论渐开线、凸齿形和修缘齿形等)图1齿形误差测量简图。根据渐开线圆柱齿轮齿形展成法的形成原理,理论齿形上各点的展开角增量与g应的展开长度增量 应满足以下关系式式中r为齿轮的基圆半径,可由被测齿轮参数求得。若被测齿轮为渐开线圆柱直齿轮rb=m*cosa/2;若被测齿轮为渐开线圆柱斜齿轮,则rb=m*Z*cosat/2,rb单位为mm。g为展开长度增量, 为角度增量。 2,其测量方法是要实现对被测齿轮齿形误差的评定,首先应得到被测齿轮的实际齿形轮廓曲线。该曲线可以采取如下方法获得:先对实际齿轮齿形轮廓上有限点的坐标数据进行精确采集,然后采用三次样条函数将实际齿形轮廓上有限点拟合成连续曲线。三次样条函数的主要优点是其光滑程度较高,保证了插值函数一阶、二阶导数的连续性。因此,实际齿形曲线用三次样条函数拟合在理论上可行,而且符合齿轮的 设计要求。三次样条函数的拟合精度主要决定于采集点的多少与分布形式。实际测量中,采集点应主要分布在齿轮正常工作齿面上,靠近齿顶或齿顶修缘部分尽量不采点;过渡渐开线与正常工作齿面交界处以下部分不采点;靠近齿轮分度圆附近采集点应分布较密,靠近齿顶和齿根部采集点应分布较疏,采集点的数量也不要太多。测量实践表明:对于模数为22的齿轮,齿面上的采集点数一般控制在 *%点以下,这样可以得到较高的拟合精度。 从该文献我们了解到在Status FX 777型三坐标测量机上利用扫描法实现渐开线圆柱齿轮齿形误差的测量方法,可克服传统齿形误差测量方法的测量误差来源多、测头与工件安装调整误差大的缺点。同时,该测量方法除测量数据采集、实际齿形轮廓曲线的三次样条函数拟合需要人工干预外,数据处理与齿形误差的评定全部依靠计算机完成,测量误差与评定误差小,测量简便实用。理论分析与比较测量实验结果表明:该测量方法的测量精度高,适合于盘类渐开线圆柱直齿轮和斜齿轮齿形误差的精确测量。 计算机辅助渐开线圆柱齿轮精度设计李亚非,王 诚(长沙理工大学 汽车与机械工程学院,湖南 长沙 410114) 介绍了笔者开发的一种用Visual C+语言编写的齿轮精度CAD软件,该软件操作简单,采用了新国标,能快速正确地确定齿轮的精度等级、 检验项目及公差值,并可生成齿轮零件图,实例证明软件正确可行。齿轮精度的高低,直接影响到齿轮传动的工作性能和使用寿命。因此,各国先后多次制订和修订了广泛应用于汽车、飞机、 机床、 工程机械、 农业机械、 仪器仪表等机械产品中的圆柱齿轮精度标准。但整个齿轮精度设计过程十分繁琐,要查取多张表格,用到的计算公式多而复杂,设计工作量大,花费时间多,且易出错。对此,人们想到了计算机辅助设计的方法,基于 GB/T100951988 渐开线圆柱齿轮精度 的 CAD系统,大多采用 VB 语言编程及三个公差组来控制齿轮公差。本文介绍一种采用Visual C+语言自主开发的基于2008 年新国标的设计软件,摒弃三个公差检验组的分类,根据齿轮工作环境选择推荐的检验组,用该软件可以轻松完成齿轮精度设计工作。 1 软件的界面设计Visual C+是一种面向对象的程序设计语言,提供可视化编程工具应用程序向导 AppWizard 和类向导 ClassWizard,用它可以方便的设计出良好的图形用户界面。图 1 为本软件的界面(含一个实例的运行结果) 。它用一个界面集成了两大功能:设计参数的输入,设计结果的显示及输出。 运行时,用户只需对有关控件进行简单的操作(如在文本框中输入已知参数值,或用鼠标点击按钮等)就能完成相应的任务。2 软件的工作流程设计根据最新的国家标准以及参考文献第 10 章第 5 节介绍的圆柱齿轮精度设计方法和步骤,圆柱齿轮精度设计的主要内容有:(1)齿轮精度等级的确定;(2)单个齿轮精度评定指标的确定;(3)齿轮副精度评定指标的确定;(4)齿坯精度的确定。该软件的工作流程见图 2。其流程图的设计要点简介如下:2.1 输入已知参数在 “输入已知参数” 框架内,包含有 10 个文本框,2 个下拉列表框,下拉列表框中列出了机床、 轻型汽车、 重型汽车、 汽轮机减速器、 一般减速器、 起重机、 农业机械等不同用途的齿轮,输入齿轮的齿数、 模数、 转速、 应用范围等已知数据。 确定精度等级 2.3 确定单个齿轮检验项目GB/T 100951988 将单个齿轮的各项公差分为三个公差计算机先根据齿轮应用范围,使用要求,工作条件查表确定精度等级大致范围,再根据计算得出的小齿轮圆周速度查表确定其精度等级组,并将同一公差组内的各项指标分为若干个检验组。然后根据生产批量、 使用要求、 测量设备条件等选择一个检验组来检查齿轮的精度。但 2008 年的国家标准没有给出公差组和检验组,并指出:在检验中,测量全部轮齿要素的偏差既不经济也没必要。该软件按齿轮工作性能要求推荐了若干个检验组,将齿轮使用范围分为机床、 轻型汽车、 重型汽车等 12 大项数十小项。表 1 为机床齿轮的分类及推荐检验项目举例。检验项目还可以根据生产实际情况作适当调整。当有条件检验 和 时,可以不必检验 和 。测量 简单、 方便,所以常用。 如果能检验 和 ,则不必检验 。检验项目确定后即可根据国家标准中给出的计算公式自动求出各偏差允许值。 2.4 确定齿轮副精度齿轮副的评定指标主要有:齿轮副的中心距偏差 ,齿轮副的轴线平行度偏差 和 ,齿轮副的侧隙 等。侧隙通常由齿厚偏差 或公法线平均长度偏差 来控制。测量公法线长度比测量齿厚方便、 精确,因此生产中常用测量公法线长度的方法来控制齿轮副侧隙。2.5 确定齿坯精度齿坯是指在轮齿加工前供制造齿轮用的工件。齿坯精度包括内孔、 顶圆、 端面等定位基准面和安装基准面的尺寸偏差和形位误差以及表面粗糙度要求。具体数据有表可查。2.6 数据打印为了方便计算数据的保存及打印,软件生成一个 TXT 文本,保存输入参数、 国标规定的精度项目和侧隙指标计算值等2.7 生成工程图利用新的开发工具 ARX(AutoCAD Runtime eXtension)对AtoCAD进行二次开发,ARX程序本质上是 Windows DLL程序,与 AutoCAD共享地址空间,以消息驱动的方式直接调用AutoCAD的核心函数,AutoCAD通过调用入口函数来调用 该文献采用 51 单片机及其外部扩展电路对 209T制动梁端轴焊接预热温度进行检测和显示,控制了 209T制动梁端轴的焊接在设定的预热温度下进行。应用表明,该预热温度检测系统达到了改善焊接接头的塑性、防止冷裂纹和减少焊后残余应力的目的,提高了 209T制动梁更换端轴的质量,保证了客车运行中制动梁端轴工作的可靠性。 计算机辅助圆柱齿轮精度设计系统的研究牛贵峰 姚辉前 邱亚玲(南石油学院机电工程学院 四川成都610500) 齿轮精度设计牵涉的因素较多 标准中对渐开线圆柱齿轮精度共规定了 个指标 使得精度设计繁杂 麻烦 本文介绍用 语言编写的软件来完成齿轮精度设计工作 人机对话采用交互式窗口 使得设计方便 迅速经实际运行表明该系统在齿轮精度设计上有效准确 1,齿轮精度设计概述渐开线圆柱齿轮精度设计涉及面广 现简述如下公差组与精度等级对齿轮传动一般有四个方面的要求传动准确 即传动比变化尽量小传动平稳 即振动与噪声尽可能小 避免产生动载荷与撞击工作点面接触好 即载荷分布要均匀 避免动载荷大时齿面应力集中 引起早期点蚀 折断而降低使用寿命齿轮副侧隙要合适按上述分析 齿轮精度标准按误差特性对传动性能的主要影响划分为三个公差组 详见表 关于齿厚极限偏差和公法线平均长度偏差两个项目由于它们属于侧隙配合系统 所以不包括在上述三个公差组内齿轮精度设计就是要确定三个公差组的精度等级 同时还要根据实际情况确定三个公差组内相应评定指标选择齿轮精度等级必须根据其用途 工作条件等要求来确定 如考虑齿轮使用的场合 工作速度 对振动噪声的要求以及使用寿命等方面的要求 同时还应考虑在不同用途不同工作条件时 对齿轮的要求侧重点不同 因此各公差组应选用不同的精度等级 精度等级的选择一般有两种方法一为计算法 一为类比法 计算法相应复杂 类比法必须有丰富的资料 目前已总结许多资料可供设计时参考 本文是在类比法基础上辅以适当的计算来确定齿轮的精度等级齿轮副的侧隙为保证齿轮传动正常工作 在齿轮非工作点面间应有合理的侧隙以贮存润滑油和补偿齿轮在工作时的变形 对于齿轮副的侧隙 精度标准规定采用基中心距制 即通过改变齿厚以得到不同的侧隙 为此规定了种齿厚极限偏差及代号 侧隙的设计就是要确定齿厚上下偏差及其代号 齿厚上下偏差的确定可用计算法 类比法和试验法考虑到类比法资料不全 试验法成本较高 故本文采用计算法 虽然公式中考虑的因素尚不全面 但也是目前设计中比较可靠的方法 2 ,基于以上分析 我们给出齿轮精度设计的流程框图如如下图所示由于 Visual Basic语言是一种面向对象编程的模块化语言与传统的面向过程的语言不同 它通过鼠标单击界面上的控件就可以使该控件所代表的事件发生 即完成相应的任务 所以执行程序时 也可以不完全按照框图所示的顺序 如在该软件中 确 定 好 齿 厚 上下偏差后 又感觉齿轮精度等级确定得不妥 只要再单击 确定齿轮精度钮就可重新确定齿轮精度等级。 其特点主要是整个齿轮精度设计系统始终采取了友好的人机界面用户只要按计算机提示键入相应的内容 程序就会自动运行并输出结果 实践证明 本算法能够快速成功地解决渐开线圆柱齿轮的精度设计问题 程序采用Visual Basic编程语言可方便与其它高级语言兼容 在机械设计中具有一定的实用性. 看了这么多的文献论文,对自己所要做的设计也有了一些初步的理解,相信自己在老师和学长的帮助下,会顺利的完成这次课程设计!宁XX大学课程设计(论文) 车床主传动系统设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日V摘 要本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法,根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标,拟定变速系统的变速方案,以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中,为减少齿轮数目,简化结构,缩短轴向尺寸,用齿轮齿数的设计方法是试算,凑算法,计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究,绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词:传动系统设计,传动副,结构网,结构式,目 录摘 要II目 录IV第1章 绪论11.1 课程设计的目的11.2课程设计的内容11.2.1 理论分析与设计计算11.2.2 图样技术设计11.2.3编制技术文件11.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求1第2章 车床参数的拟定32.1车床主参数和基本参数32.2车床的变速范围R和级数Z32.3确定级数主要其他参数32.3.1 拟定主轴的各级转速32.3.2 主电机功率动力参数的确定32.3.3确定结构式32.3.4绘制转速图和传动系统图52.4 确定各变速组此论传动副齿数6第3章 传动件的计算93.1 带传动设计93.1.1计算设计功率Pd93.1.2选择带型103.1.3确定带轮的基准直径并验证带速103.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角113.1.5确定带的根数z123.1.6确定带轮的结构和尺寸123.1.7确定带的张紧装置123.1.8计算压轴力123.2 计算转速的计算143.3 齿轮模数计算及验算153.4 传动轴最小轴径的初定18第4章 主要零部件的选择194.1 轴承的选择194.2 键的规格194.3 主轴弯曲刚度校核194.4 轴承校核204.5 润滑与密封20第5章 摩擦离合器(多片式)的计算215.1 结构设计225.1.1 展开图设计225.1.2 截面图及轴的空间布置235.2主轴设计计算及校核275.3 片式摩擦离合器的选择和计算305.4轴承的选用及校核315.5键的选用及校核325.6轴承端盖设计33第6章 箱体的结构设计34第7章 润滑与密封35总结36参考文献37 第1章 绪论1.1 课程设计的目的课程设计是在学完本课程后,进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计,使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识,及生产实习等实践技能,达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计,分析比较机械系统中的某些典型机构,进行选择和改进;结合结构设计,进行设计计算并编写技术文件;完成系统主传动设计,达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计,掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法,达到积累设计知识和设计技巧,提高学生设计能力的目的。通过设计,使学生获得机械系统基本设计技能的训练,提高分析和解决工程技术问题的能力,并为进行机械系统设计创造一定的条件。1.2课程设计的内容机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1 理论分析与设计计算(1)机械系统的方案设计。设计方案的分析,最佳功能原理方案的确定。(2)根据总体设计参数,进行传动系统运动设计和计算。(3)根据设计方案和零部件选择情况,进行有关动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计(1)选择系统中的主要机件。(2)工程技术图样的设计与绘制。1.2.3编制技术文件(1)对于课程设计内容进行自我经济技术评价。(2)编制设计计算说明书。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求参数(规格尺寸)和基本参数如下:37第2章 车床参数的拟定2.1车床主参数和基本参数车床的主参数(规格尺寸)和基本参数如下:2.2车床的变速范围R和级数Z 由公式R=,其中 =1.26,可以计算z=122.3确定级数主要其他参数2.3.1 拟定主轴的各级转速依据题目要求选级数Z=12, =1.26=1.064考虑到设计的结构复杂程度要适中,故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出,按标准转速数列为:63,80,100,125,160,200,250,315,400,500,6302.3.2 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N,使机床既能充分发挥其性能,满足生产需要,又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为4KW可选取电机为:Y112M-4额定功率为4KW,满载转速为1440r/min.2.3.3确定结构式1. 拟定传动方案:拟定传动方案,包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关,和工作性能也有关系。因此,确定传动方案和型式,要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。2. 确定结构式:由Z=12可得: 主变速传动系从电动机到主轴,通常为降速传动,接近电动机的传动转速较高, 传动的转矩较小,尺寸小一些,反之,靠近主轴的传动件转速较低,传递的转矩较大,尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时,应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面,传动副数少的变速组放在后面,使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作,尺寸小一些,以节省变速箱的造价,减小变速箱的外形尺寸;也就是满足传动副前多后少的原则,因此确定传动方案为:12=322;由12=322传动式可得6种结构式和对应的结构网。分别为: 依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为 :;3. 设计结构网:传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围:在降速传动时,为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大,常限制最小传动比,1/4,升速传动时,为防止产生过大的振动和噪音,常限制最大传动比,斜齿轮比较平稳,可取,故变速组的最大变速范围为/810。检查变速组的变速范围是否超过极限值时,只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小,只要最后扩大组的变速范围不超过极限值,其他变速组就不会超过极限值。依据中间轴变速范围小的原则设计设计结构网如下所示:系统结构网图检查传动组的变速范围时,只检查最后一个扩大组: 其中, ;最后一个扩大组转速符合要求,则其他变速组的变速范围肯定也符合要求。2.3.4绘制转速图和传动系统图(1)选择电动机:采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。(2)绘制转速图:(3)画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数,画主传动系统图如图2-3:1-2轴最小中心距:A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m) 图2-3 主传动系统图2.4 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20(1) (7)齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等,据设计要求Zmin1820,齿数和Sz100120,由表4.1,根据各变速组公比,可得各传动比和齿轮齿数,各齿轮齿数如表2-2。(2) 确定各变速组内齿轮齿数由以上确定的各个传动比,根据参考文献1表5-2,有: a变速组, , 时,=,58,60,62,64,66,68,70,72,74,76,时,=,56,59,61,63,65,66,68,70,72,74,时,=57,59,60,62,65,67,70,72,73,75,可知,=70和72是共同适用的,可取=72。再由参考文献1表5-2查出各对齿轮副中小齿轮的齿数为:36、32和28。则:; b变速组, , 时,=,70,72,74,75,77,79,81,82,83,84, 时,=,70,72,73,75,77,78,80,82,83,85, 时,=,66,67,70,71,75,79,80,83,84,87,可取=83,查出齿轮齿数为:37、32、和20。; c变速组, 可取=99,则: ;第3章 传动件的计算 3.1 带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=1000r/min3.1.1计算设计功率Pd表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机;离心式水泵;通风机和鼓风机();离心式压缩机;轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机(运送砂石、谷物),通风机();发电机;旋转式水泵;金属切削机床;剪床;压力机;印刷机;振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机;斗式上料机;往复式水泵和压缩机;锻锤;磨粉机;锯木机和木工机械;纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机(旋转式、颚式等);球磨机;棒磨机;起重机;挖掘机;橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳,两班工作制(16小时),查机械设计P296表4,取KA1.1。即3.1.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。根据算出的Pd4.4kW及小带轮转速n11440r/min ,查图得:dd=80100可知应选取A型V带。3.1.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得,小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm(dd1根据P295表13-4查得)表3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”,得=140mm 误差验算传动比: (为弹性滑动率)误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm,所以宜选用E型轮辐式带轮。总之,小带轮选H型孔板式结构,大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料:选用灰铸铁,HT200。3.1.7确定带的张紧装置 选用结构简单,调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.1.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得,A型带的初拉力F0117.83N,上面已得到=172.63o,z=4,则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高,以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡,对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板(轮辐)和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘,轮缘是带轮的工作部分,用以安装传动带,制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40,为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小,故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38(按带的型号及带轮直径确定),轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂,是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅(腹板),用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通V带轮的轮槽尺寸(摘自GB/T13575.1-92) 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板(轮辐)结构的不同分为以下几种型式: (1) 实心带轮:用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时),如图7 -6a。 (2) 腹板带轮:用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时),如图7-6b。 (3) 孔板带轮:用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时),如图7 -6c 。 (4) 椭圆轮辐带轮:用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时),如图7-6d。(a) (b) (c) (d)图7-6 带轮结构类型根据设计结果,可以得出结论:小带轮选择实心带轮,如图(a),大带轮选择腹板带轮如图(b) .3.2 计算转速的计算(1)主轴的计算转速nj,由公式n=n得,主轴的计算转速nj=100r/min,取100r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴3=315 r/min, 轴2=500 r/min,轴1=1000r/min。(2)确定各传动轴的计算转速。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 1000500315(3) 确定齿轮副的计算转速。3-2。 表3-2 齿轮副计算转速序号ZZZZZn10005005003151003.3 齿轮模数计算及验算(1)模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数,选取负荷最重的小齿轮,按简化的接触疲劳强度公式进行计算,即mj=16338可得各组的模数,如表3-3所示。表3-3 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 445(2)基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3齿数324028562448分度圆直径12816011222496192齿顶圆直径136168120232104200齿根圆直径11815010221486182 齿宽242424242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr,调质处理,硬度241HB286HB,平均取260HB,大齿轮用45钢,调质处理,硬度229HB286HB,平均取240HB。计算如下: 齿面接触疲劳强度计算: 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为: 式中 N-传递的额定功率(kW),这里取N为电动机功率; -计算转速(r/min). ; m-初算的齿轮模数(mm), m=4(mm); B-齿宽(mm) z-小齿轮齿数 u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比 -寿命系数; = -工作期限系数; T-齿轮工作期限,这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速(r/min) -基准循环次数,接触载荷取=,弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数,接触载荷取m=3;弯曲载荷取m=6; -转速变化系数,查【5】2上,取=0.60 -功率利用系数,查【5】2上,取=0.78 -材料强化系数,查【5】2上, =0.60 -工作状况系数,取=1.1 -动载荷系数,查【5】2上,取=1 -齿向载荷分布系数,查【5】2上,=1 Y-齿形系数,查【5】2上,Y=0.386;-许用接触应力(MPa),查【4】,表4-7,取=650 Mpa;-许用弯曲应力(MPa),查【4】,表4-7,取=275 Mpa;根据上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa =78 Mpa(3)扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4 Z5Z5齿数32512063分度圆直径12820480252齿顶圆直径13621288260齿根圆直径11819470242 齿宽24242424第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z6Z6Z7Z7齿数55442475分度圆直径275220120375齿顶圆直径285230130385齿根圆直径262.5207.5107.5362.5齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr,调质处理,硬度241HB286HB,平均取260HB,大齿轮用45钢,调质处理,硬度229HB286HB,平均取240HB。 同理根据基本组的计算,查文献【6】,可得 =0.62, =0.77,=0.60,=1.1,=1,=1,m=3.5,=355;可求得:=619 Mpa =135Mpa 3.4 传动轴最小轴径的初定由【5】式6,传动轴直径按扭转刚度用下式计算: d=1.64(mm) 或 d=91(mm)式中 d-传动轴直径(mm) Tn-该轴传递的额定扭矩(N*mm) T=9550000; N-该轴传递的功率(KW) -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角,=。各轴最小轴径如表3-3。 表3-3 最小轴径轴 号 轴 轴最小轴径mm 3540 第4章 主要零部件的选择 4.1 轴承的选择I轴:与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴:对称布置深沟球轴承6009III轴:后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.2 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格:BXL=10X56 II轴选择花键规格:N d =8X36X40X7 III轴选择键规格:BXL=14X90 4.3 主轴弯曲刚度校核(1)主轴刚度符合要求的条件如下:a主轴的前端部挠度b主轴在前轴承处的倾角c在安装齿轮处的倾角(2)计算如下:前支撑为双列圆柱滚子轴承,后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L=450mm.当量外径 de=主轴刚度:因为di/de=25/285=0.0880.7,所以孔对刚度的影响可忽略;ks=2kN/mm刚度要求:主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定4.4 轴承校核 4.5 润滑与密封 主轴转速高,必须保证充分润滑,一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴,防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种: 1)密封圈加密封装置防止油外流。 2)疏导在适当的地方做出回油路,使油能顺利地流回到油箱。第5章 摩擦离合器(多片式)的计算设计多片式摩擦离合器时,首先根据机床结构确定离合器的尺寸,如为轴装式时,外摩擦片的内径d应比花键轴大26mm,内摩擦片的外径D的确定,直接影响离合器的径向和轴向尺寸,甚至影响主轴箱内部结构布局,故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩(Nmm); Mn955/95530.98/8001.28(Nmm); Nd电动机的额定功率(kW); 安装离合器的传动轴的计算转速(r/min); 从电动机到离合器轴的传动效率; K安全系数,一般取1.31.5; f摩擦片间的摩擦系数,由于磨擦片为淬火钢,查机床设计指导表2-15,取f=0.08; 摩擦片的平均直径(mm); =(D+d)/267mm; b内外摩擦片的接触宽度(mm); b=(D-d)/2=23mm; 摩擦片的许用压强(N/);1.11.001.000.760.836 基本许用压强(MPa),查机床设计指导表2-15,取1.1; 速度修正系数 n/6=2.5(m/s) 根据平均圆周速度查机床设计指导表2-16,取1.00; 接合次数修正系数,查机床设计指导表2-17,取1.00; 摩擦结合面数修正系数,查机床设计指导表2-18,取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/(3.140.08230.83611 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定,一般取0.40.4114.4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q,可按下式计算:Q=b(N)1.13.14231.003.57式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2(mm),内外层分离时的最大间隙为0.20.4(mm),摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点,常用10或15钢,表面渗碳0.30.5(mm),淬火硬度达HRC5262。 图3-5 多片摩擦离合器5.1 结构设计5.1.1 展开图设计5.1.1.1 齿轮布置主传动系统采用集中传动方式,将全部传动和变速机构集中在同一个主轴箱内,结构紧凑,便于实现集中操纵,安装调整方便。电机轴与电动机采用弹性柱销联轴器连接,可一定程度降低定心精度要求,隔离点击震动。5.1.1.2 主轴组件设计圆锥滚子轴承能同时承受径向和轴向载荷,成对使用具有轴承数量少、支撑结构简单、轴承间隙调整方便的特点。主轴采用单列圆锥滚子轴承的前中支承为主端深沟球轴承的尾端支承为辅的三支撑结构。用中支撑左侧的螺母同时调整前中两个轴承的间隙。5.1.2 截面图及轴的空间布置由于滑移齿轮轴心离箱体壁距离较大,且滑移行程较长,故采用拨叉沿导向杆滑动来操纵滑移齿轮。摆动拨叉通过滑块与滑动拨叉尾端的槽接触,滑块做圆弧运动转化为拨叉的滑动,实现滑移。使用钢球弹簧作为定位的手柄座可以使操作杆拨动到指定位置即停下并锁紧,方便工人操作。(4)各轴的功率:取各传动件效率如下:带传动效率:轴承传动效率:齿轮传动效率:则有各传动轴传递功率计算如下:(5)计算各轴的输入转矩:由机械原理可知转矩计算公式为: 以上计算数据总结如下:传动轴电机轴传动功率kw43.83.653.513.37传递转矩26.5351.1398.21267.84357.23(6)传动轴的直径估算:当轴上有键槽时,d值应相应增大45%;当轴为花键轴时,可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时,d需乘以计算系数b,b值见机械设计手册表7-12。轴有键槽,轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴,有键槽并且轴为空心轴.根据以上原则各轴的直径取值: a.轴的设计计算:(1)选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢,调质处理,硬度,。(2)按扭矩初算轴径 根据文献1中式(11-2),并查表11-2,取C=115,则 考虑有键槽和轴承,轴加大5%:所以取d=22mmb. 轴的设计计算:(1)选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢,调质处理,硬度,。(2)按扭矩初算轴径 根据文献1中式(11-2),并查表11-2,取C=115,则 考虑有键槽,轴加大5%:所以取最小d=30mmc. 轴的设计计算:(1)选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢,调质处理,硬度,。(2)按扭矩初算轴径 根据文献1中式(11-2),并查表11-2,取C=115,则 有键槽和轴承,轴加大5%:; 取d=38mm.根据以上计算各轴的直径取值如下表示:轴轴轴轴最小轴径值223038(7)轴的结构设计及校核计算:(1)确定轴各段直径和长度:段:安装圆锥滚子轴承, 段:安装两个个双联齿轮块,同时利用轴肩定位轴承,由轴肩计算公式 所以取;段:安装圆锥滚子轴承,(2)轴的强度校核:轴的校核主要校核危险截面已知轴齿轮6、齿轮8数据如下:求圆周力:;径向力;轴承支反力:齿轮6对轴的支反力:齿轮8对轴的支反力:垂直面的弯矩:由以上计算可知危险截面在轴的右端齿轮6处,跨距282mm;直径为48mm段;轴承的支反力:水平面弯矩:合成弯矩:已知转矩为:转矩产生的剪力按脉动循环变化,取截面C处的当量弯矩:校核危险截面C的强度则有该轴强度满足要求。同理可知,按照此方法校核其他传动轴,经检验,传动轴设计均符合要求。转矩图5.2主轴设计计算及校核主轴上的结构尺寸虽然很多,但起决定作用的尺寸是:外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。1.主轴前后轴颈直径的选择:主轴的外径尺寸,关键是主轴前轴颈直径。一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径,参考表3-7选取。最大回转直径400mm车床,P=4KW查机械制造装备设计表3-7,前轴颈应,初选,后轴颈取。2.主轴内孔直径的确定:很多机床的主轴是空心的,为了不过多的削主轴刚度,一般应保证d/D 0.7。取;经计算选取内孔直径d=40mm。3.主轴前端伸长量a:减小主轴前端伸长量对提高提高主轴组件的旋转精度、刚度、和抗震性有显著效果,因此在主轴设计时,在满足结构的前提下,应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度;取a=100mm。4.支撑跨距L: 最佳跨距;取值合理跨距;取值。5.主轴刚度校验:机床在切削加工过程中,主轴的负荷较重,而允许的变形由很小,因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴,一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴,也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴,还要进行临界转速的验算,以免发生共振。 一弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床),需要进行弯曲刚度验算,以扭转变形为主的机床(如钻床),需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多,没能统一,还属近似计算,刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法,如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度,计算较为复杂。现在仍多用静态计算法,计算简单,也较适用。主轴弯曲刚度的验算;验算内容有两项:其一,验算主轴前支撑处的变形转角,是否满足轴承正常工作的要求;其二,验算主轴悬伸端处的变形位移y,是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y值;对于精加工或半精加工机床值需验算y值;对于可进行粗加工由能进行半精的机床(如卧式车床),需要验算值,同时还需要按不同加工条件验算y值。支撑主轴组件的刚度验算,可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑,可舍弃中间支撑不计(因轴承间隙较大,主要起阻尼作用,对刚度影响较小);若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时,可将前中支距当做两支撑的之距计算,中后支撑段主轴不计。机床粗加工时,主轴的变形最大,主轴前支撑处的转角有可能超过允许值,故应验算此处的转角。因主轴中(后)支撑的变形一般较小,故可不必计算。主轴在某一平面内的受力情况如图:在近似计算中可不计轴承变形的影响,则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算;切削力的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W,对于普通车床,W=0.4H,(H是车床中心高,设H=200mm)。 则: 当量切削力的计算: 主轴惯性矩式中:因为;所以可知主轴前支撑转角满足要求。5.3 片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛,因为它可以在运转中接通或脱开,具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点,部分零件已经标准化,多用于机床主传动。【1】 摩擦片的径向尺寸摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间的限制,且受制于轴径d,而摩擦片的内外径又决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小,直接影响离合器的结构和性能。一般外摩擦片的外径可取:d为轴的直径,取d=25,所以25+5=30mm特性系数是外片内径与内片外径D2之比取=0.69,则内摩擦片外径【2】 按扭矩选择摩擦片结合面的数目一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩和额定动扭矩满足工作要求,由于普通机床是在空载下启动反向的,故只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。根据机械制造装备设计课程设计有公式。即:式中 速度修正系数,由表10.7。 每小时结合数修正系数,干式取 1 ;湿式按表10.8选取。 摩擦面对数修正系数。 取Z=7故摩擦片总数为Z+1=8片,内摩擦片为9片。用同样的方法可以算出反转摩擦片数:外摩擦片4片,内摩擦片5片。【3】离合器的轴向拉紧力由得:查机床零件手册,摩擦片的型号如下:内片:Dp=72.85,查表取:D=44mm,d=26mm b=3mm,B=9.7mm H=23.5mm,=0.5mm外片:Dp=72.85,查表取:D=86mm,d=30mm b=2mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm=0.5mm内外片的最小间隙为:0.20.45.4轴承的选用及校核1】各传动轴轴承选取的型号:主轴 前支承: NN3018K 型 圆锥孔双列圆柱滚子轴承:9014037;后支撑:352212 双列圆锥滚子轴承:6011066;轴 带轮处:308 深沟球轴承轴409023;轴与箱体处:305 GB276-89:256217;齿轮:7305C 角接触轴承GB292-83:255215; 轴 前、后支承:7306E 圆锥滚子轴承GBT297-84 :307219; 轴 前、后支承:7308E 圆锥滚子轴承GBT297-84 :409023;2】各传动轴轴承的校核:假定:按两班制工作,工作期限10年,每年按300天计,T=48000h。依据机械设计轴承校核公式如下:轴轴承校核:已知选用轴承为:深沟球轴承 305 GB276-89:256217;基本额定动载荷;由于该轴的转速为定值710r/min;依据设计要求应对轴末端轴承进行校核。最小齿轮直径;轴传递转矩齿轮受到的切向力齿轮受到的轴向力齿轮受到的径向力因此轴承当量动载荷因此该轴承符合要求,选取合适。同理可校核其他传动轴轴承,经校核各轴轴承选取均合适。5.5键的选用及校核轴上的键的选用和强度校核:轴与齿轮的联接采用普通平键联接,轴径d=48mm;齿轮快厚度L=78.5mm;传递扭矩;选用A型平键,初选键型号为,。查机械设计表7-9得。由机械设计式(7-14)和式(7-15)得由上式计算可知挤压强度满足。由上式计算可知抗剪切强度满足。主轴上的键的选用和强度校核主轴与齿轮的联接采用普通平键联接,轴径d=80mm;齿轮快厚度L=95mm;传递扭矩;选用A型平键,由于主轴空心所以选择键,。查机械设计表7-9得。由机械设计式(7-14)和式(7-15)得由上式计算可知挤压强度满足。由上式计算可知抗剪切强度满足。5.6轴承端盖设计参照机械设计及机械制造基础课程设计减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖,材料采用HT150,依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸,如图所示:(依据该参数设计各轴承端盖,详见装配图纸图案)第6章 箱体的结构设计1 、箱体材料箱体多采用铸造方法获得,也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT15-33,强度要求较高的箱体用HT20-40,只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁,采用HT20-40。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。2 、箱体结构1、箱体结构设计要点根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸,确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度,由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。依据铸造(或焊接)箱体的结构尺寸、工艺要求,确定箱体的结构尺寸,绘制箱体。如箱盖,箱座及螺栓的尺寸。根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置,选择轴承端盖的类型。附件设计与选择。同时,可以进行轴系的结构设计,选择轴承。 箱体的尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚15主轴左侧凸缘厚73箱座凸缘厚32主轴右侧凸缘厚37外箱壁至轴承端面距离齿轮顶圆与内箱壁距离18齿轮端面与内箱壁距离102、铸造工艺性要求 为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹,箱体的结构应有良好的铸造工艺性。3、加工工艺性对结构的要求 由于生产批量和加工方法不同,对零件结构有不同要求,因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。4、装配工艺对结构的要求 为了更快更省力地装配机器,必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。第7章 润滑与密封1、润滑设计普通机床主轴变速箱多用润滑油,其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床,采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。飞溅润滑要求贱油件的圆周速度为0.68米/秒,贱油件浸油深为1020毫米(不大于23倍轮齿高)。速度过低或浸油深度过浅,都达不到润滑目的,速度过高或浸油深度过深,搅油功率损失过大产生热变形大,且油液容易气化,影响机床的正常工作。油的深度要足够,以免油池底部杂质被搅上来。进油量的大小和方向回油要保证畅通,进油方向要注意角接触轴承的泵油效应,即油必须从小端进大端出。箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些,一般应大于进油孔的直径。箱体上放置油标,一边及时检查润滑系统工作情况。放油孔应在箱体适当位置上设置放油孔,放油孔应低于油池底面,以便放净油,为了便于接油最好在放油孔处接长管。防止或减少机床漏油箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。轴与法兰盖的间隙要适当,通常直径方向间隙11.5毫米。主轴上常采用环形槽和间隙密封,效果要好,槽形的方向不能搞错。箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离,大约为35毫米。2、润滑油的选择 润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关,速度高选粘度低的,反之选粘度高的。润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选择。总结 金属切削机床主轴箱的课程设计任务完成了,虽然设计的过程比较繁琐,而且刚开始还有些不知所措,但是在同学们的共同努力下,再加上老师的悉心指导,我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容,锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力,是我独立分析、解决问题的能力得到了强化。通过本次设计我学到了很多东西,不但包括一些设计的方法,更重要的是,我学会了如何独立思考,解决问题。在设计中,会不断地遇到问题,这是就要我们去想办法解决,让我们去查资料,查手册。在这次毕业设计中,我学会的一个解决问题的重要方法就是查设计手册。设计是一个系统的过程,通过这个过程,我们学会了分析问题、解决问题的一些基本的方法,让我们系统回顾了大学四年学过的知识,也为我们将来的工作打下了基础。参考文献1机械制造装备设计 赵雪松主编 华中科技大学出版社2机械设计 濮良贵主编 高等教育出版社3机械设计机械设计基础课程设计 王昆主编 高等教育出版社 4机械制造装备设计课程设计 陈立德编 高等教育出版社 5机械原理第七版 孙恒主编 高等教育出版社 6机械设计手册第五版-轴及其连接 机械工业出版社7机械设计手册第五版-机械传动 机械工业出版社8机械设计手册第五版-轴承 机械工业出版社9画法几何及机械制图第六版 朱冬梅主编 高等教育出版社
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车床加工直径400mm
车床主传动系统设计(n=50-630z=12公比1.26
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【车床加工直径400mm】
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