Z3040-H搖臂鉆床主軸的進給傳動設計

1、本 科 畢 業(yè) 設 計 (論 文)有全套cad圖紙，有需要咨詢q6 9 0 7 5 2 7 8 6z3040-h搖臂鉆床主軸的進給傳動設計the feed drive design of the z3040-h radial drilling machines spindle 學 院： 機械工程學院 專業(yè)班級： 機械設計制造及其自動化 學生姓名： 學 號： 指導教師： 2015 年 5 月畢業(yè)設計（論文）中文摘要z3040-h搖臂鉆床主軸的進給傳動設計摘 要：本次搖臂鉆床的設計，主要由進給變速機構、安全裝置、變向機構、液壓裝置等組成。為實現(xiàn)進給運動，變向機構采用特殊傳動，即蝸桿機構、齒條機構。

2、通過蝸桿軸傳動，帶動蝸輪運動，傳動方向由垂直變?yōu)樗?；再通過齒輪回轉，帶動齒條運動，傳動方向又變?yōu)榇怪保偈怪鬏S升降，達到進給目的。進給變速機構是設計重點，通過設計進給量級數(shù)、確定傳動比，可實現(xiàn)進給量分級變換。對于液壓裝置，采用差動油缸，對油缸上、下腔注油，使滑移齒輪移動，實現(xiàn)了不同嚙合，繼而改變了進給量。對于安全裝置，采用鋼球保險離合器，在本設計中，安全裝置是必要的，運動時，如果進給力太大、超過了其能承受的最大力，此時安全裝置起安全作用，使進給運動停止。關鍵詞：搖臂鉆床；進給傳動；變向機構；安全裝置畢業(yè)設計（論文）外文摘要the feed drive design of the z3040-

3、h radial drilling machines spindle abstract: for this radial drilling machine, the paper is mainly composed of the feed transmission mechanism, the safety device, reversing mechanism, hydraulic devices, etc. to realize feed movement, the special transmission is adopted in reversing mechanism, such a

4、s worm mechanism, and rack mechanism. if the worm shaft drives, worm gear will drive, and the direction of motion will change from vertical direction to horizontal direction; then, through the gear rotation, rack will move, the direction of motion will change to horizontal direction, which can promo

5、te the spindle lifting, and reach the goal of feed movement. feed transmission mechanism is the focus of the design, by designing the feed rate series and the transmission ratio, the feed rate classification transformation is realized. hydraulic device uses differential cylinders, when the upper or

6、lower chamber of a cylinder is filling, slip gears will move, realizing different meshing, and then change the amount of feed. for the safety device, it uses a steel safety ball clutch. in this design, the safety device is necessary, when the machine moves, if the feed force is so large that the mac

7、hine cannot withstand, the safety device will work, and the feed movement will stop.keywords: radial drilling machine; feed drive; reversing mechanism; safety device目 錄1 緒論11.1 研究的意義11.2 搖臂鉆床在國內(nèi)的現(xiàn)狀11.3 搖臂鉆床的發(fā)展趨勢11.4 設計目的11.5 設計內(nèi)容22 確定設計方案32.1 本次設計的搖臂鉆床結構參數(shù)概述32.2 設計方案的擬定43 運動及動力參數(shù)計算123.1 主軸進給力和扭矩的確定1

8、23.2 進給量圖的設計123.3 各軸轉矩的計算154 主要零件設計計算184.1 齒輪傳動的設計與校核184.2 軸的設計與校核234.3 軸承的選擇與潤滑294.4 花鍵的選擇與校核29結論 31致謝 32參考文獻33第 18 頁 共 33 頁南京大學二一五屆本科畢業(yè)設計（論文） 1 緒論1.1 研究的意義搖臂鉆床可以加工孔，應用廣泛，其結構比較復雜，能實現(xiàn)不少功能，如：它可以鏜孔、攻絲、套絲、锪平面、鉆孔、鉸孔、擴孔。搖臂鉆床在工作的時候，主軸除旋轉外，還能進行升降。搖臂鉆床主軸升降的過程，就是主軸進給的過程。對于搖臂鉆床主軸的升降過程，如果僅僅靠手動方式的話，操作起來比較麻煩，所以在

9、很多時候，采用機動方式實現(xiàn)升降。因此，為搖臂鉆床設計出一種效率高、且能實現(xiàn)機動進給的機構，是非常重要的。所以，對本設計課題進行研究，是有意義的。1.2 搖臂鉆床在國內(nèi)的現(xiàn)狀在國內(nèi)，很早就出現(xiàn)搖臂鉆床，經(jīng)過幾十年的發(fā)展，已經(jīng)到了一個相當高的水平。近年來，我國各大企業(yè)不斷創(chuàng)新技術，對不合格質量的搖臂鉆床進行改進，從而大大提高了搖臂鉆床的品質。在激烈的機床市場之中，我國的搖臂鉆床要想占有一席之地，就必須大力發(fā)展自身的優(yōu)勢，著力進行創(chuàng)新，提高相關技能技術，力求不斷進步。目前，我國生產(chǎn)的搖臂鉆床正在飛速發(fā)展，據(jù)了解，我國生產(chǎn)的搖臂鉆床在國際市場上占有很大的份額，并且出口多個國家。在我國國內(nèi)機床市場中，搖

10、臂鉆床占領著主導地位。1.3 搖臂鉆床的發(fā)展趨勢目前，搖臂鉆床應用廣泛，不少行業(yè)都需要用到它。這些年，我國對其進行改造，使它能夠更好地工作。例如，在進給時，設定一個切削深度，機床就能切削到該深度，當設定的切削值完成后，又能停止切削。又例如，利用plc，可以對它進行電氣控制。在未來，搖臂鉆床將向數(shù)控自動化、機電一體化和智能化方向發(fā)展。搖臂鉆床未來的發(fā)展趨勢是：應用電子計算機技術，簡化機械結構，提高和擴大自動化工作的功能，使機床適應于納入柔性制造系統(tǒng)工作；提高主運動和進給運動的功率、速度，相應提高結構的動、靜剛度以適應采用新型刀具的需要，從而提高切削效率；提高加工精度并發(fā)展超精密加工機床，以適應電

11、子機械、航天等新興工業(yè)的需要。1.4 設計目的本次設計，可以激發(fā)學生的改造能力，積累機床設計的經(jīng)驗。另外，對于本次進給傳動的設計，還有以下目的：（1）鞏固設計的步驟、要領；（2）鍛煉培養(yǎng)查閱資料的能力，能夠很好地分析問題；（3）鍛煉創(chuàng)新能力，能單獨設計，且能很好地運用專業(yè)知識；（4）學會用規(guī)范的語言書寫論文；（5）提高手工制圖的技能；（6）提高使用cad的技能；（7）培養(yǎng)英文翻譯技能。1.5 設計內(nèi)容本次對搖臂鉆床主軸進給傳動的設計，主要由進給變速機構、安全裝置、變向機構、液壓裝置等組成。確定參數(shù)以后，需要對相關零件進行校核。對于本次設計，主要內(nèi)容有：（1）運動方案的擬定與詳細分析；（2）進給

12、量圖的設計；（3）齒輪傳動（含蝸輪蝸桿、齒輪齒條）設計；（4）各軸的設計與校核；（5）軸承的選擇與潤滑；（6）花鍵的選擇與校核。2 確定設計方案2.1 本次設計的搖臂鉆床結構參數(shù)概述（1）本次設計的搖臂鉆床的結構本次設計的z3040-h搖臂鉆床是一種用途廣泛的萬能機床，適用于加工中、小型零件，可以用其來鏜孔、攻絲、套絲、锪平面、鉆孔、鉸孔、擴孔。其結構可以參見圖1。如圖1所示，本次設計的搖臂鉆床主要由底座1、內(nèi)立柱2、外立柱3和4、搖臂5、主軸箱6、主軸7以及工作臺8組成。其最大的鉆孔直徑為40mm。圖1 z3040-h搖臂鉆床示意圖1底座；2內(nèi)立柱；3、4外立柱；5搖臂；6主軸箱；7主軸；8

13、工作臺（2）本次設計的搖臂鉆床的運動形式對于本次設計的z3040-h搖臂鉆床，其在鉆削加工的時候，運動分為主運動、進給運動以及輔助運動。運動的具體形式見表1。表1 z3040-h搖臂鉆床運動形式運動分類運動形式主運動主軸的旋轉運動進給運動主軸的軸向運動輔助運動主軸箱沿搖臂的橫向移動、搖臂的回轉以及升降運動（3）主要規(guī)格參數(shù)為了更好地對z3040-h搖臂鉆床主軸的進給傳動進行設計，需要對它的主要規(guī)格參數(shù)進行設定，其主要規(guī)格參數(shù)詳見表2。表2 z3040-h搖臂鉆床規(guī)格參數(shù)表項目參數(shù)主軸變速范圍25-2000r/min進給量范圍0.04-3.2mm/r搖臂升降速度1.2m/min最大鉆孔直徑40m

14、m刻度盤每轉鉆孔深度112.5mm主軸允許最大扭矩40公斤力*米主軸允許最大的進給抗力1600公斤力主軸行程315mm主電機3kw液壓系統(tǒng)電機1500r/mim 0.6kw搖臂升降電機1430r/mim 1.1kw2.2 設計方案的擬定2.2.1 初步確定設計方案考慮到搖臂鉆床在實際工作時候的各種因素，并且結合本次所設計的課題，現(xiàn)擬定設計方案。（1）該方案分為兩部分進行設計第一部分：主軸進給變速機構的設計本設計的最終目的就是實現(xiàn)主軸的進給傳動，設計時，需將主軸的進給量進行分級。通過分析，決定采用滑移齒輪與不同齒輪嚙合的方式，來實現(xiàn)進給量的變化。而液壓缸的設置，就是為了使滑移齒輪移動。對于液壓裝

15、置，采用向液壓缸里注油的方式帶動活塞桿的運動，活塞桿再帶動滑移齒輪移動，最終達到使主軸進給量變化的目的。第二部分：垂直軸與水平軸的設計此進給機構的末端，選擇采用蝸輪蝸桿、齒輪齒條機構。蝸桿軸是一個垂直軸，當鋼球保險離合器上的齒輪嚙合時，蝸桿軸接受動力，進而將力傳遞給蝸輪，蝸輪通過花鍵與牙嵌式離合器連接，牙嵌式離合器又通過花鍵與水平軸連接，最終將力傳遞給水平軸。現(xiàn)將水平軸設置成齒輪軸，主軸套設置成齒條型的軸套，當力傳遞到水平軸的時候，即齒輪軸轉動的時候，其與齒條型主軸套進行傳動，從而帶動了主軸的上下移動，進給運動就實現(xiàn)了。（2）該方案的傳動路線vii軸（主軸）viii軸ix軸x軸xi軸xii軸x

16、iii軸xiv軸鋼球保險離合器xv軸（蝸桿軸）蝸輪牙嵌式離合器xvi軸（水平軸）vii軸（主軸）本設計的進給傳動系統(tǒng)圖，如圖2所示。圖2 進給傳動系統(tǒng)圖2.2.2 設計方案具體分析（1）進給變速機構圖3是本次設計的搖臂鉆床的進給變速機構展開圖。在圖3中，有7根軸，從左到右分別為vii軸、viii軸、ix軸、x軸、xi軸、xii軸、xiii軸。其中，ix軸、x軸、xi軸、xiii軸這4根軸上裝有雙聯(lián)滑移齒輪，雙聯(lián)滑移齒輪的上下運動，就會導致與不同齒輪的嚙合，從而改變主軸的進給量。而滑移齒輪的移動，則是依靠液壓裝置實現(xiàn)的。現(xiàn)以xiii軸上液壓裝置為例，進行分析。其他3根傳動軸（ix軸、x軸、xi軸

17、）上的液壓裝置參照xiii軸上的液壓裝置進行設計。圖3 進給變速展開圖1vii軸；2viii軸；3ix軸；4x軸，5xi軸；6xii軸；7xiii軸對于xiii軸上的液壓裝置，可以見圖4。查液壓技術實用手冊，通過表7-1，選液壓缸的缸筒內(nèi)徑尺寸為25mm；通過表7-2，選活塞桿外徑尺寸為8mm。在圖4中，活塞桿4與雙聯(lián)滑移齒輪9的連接，是通過銷6來實現(xiàn)的；卡簧8用來定位鋼球7；輔助撐套5用來支撐活塞桿4。當向液壓缸的上油口1注油時，活塞2就會向下移動，從而帶動活塞桿4向下移動，活塞桿4通過銷6帶動雙聯(lián)滑移齒輪9向下移動；當向液壓缸的下油口3注油時，活塞2就會向上移動，帶動活塞桿4向上移動，活塞

18、桿4通過銷6帶動雙聯(lián)滑移齒輪9向上移動。這種液壓裝置，通過雙聯(lián)滑移齒輪9的上下移動，就使得雙聯(lián)滑移齒輪9與其它傳動軸上不同的齒輪進行嚙合，最終可以改變主軸的進給量。圖4 xiii軸上液壓裝置圖1上油口；2活塞；3下油口；4活塞桿，5輔助撐套；6銷；7鋼球；8卡簧；9雙聯(lián)滑移齒輪；10xiii軸（2）垂直軸機構垂直軸的裝配圖，見圖5。在圖5中，有三根傳動軸，它們分別為軸12（xiii軸）、軸1（xiv軸）、軸5（xv軸、蝸桿軸）。現(xiàn)對圖5的垂直軸機構進行運動分析，分析如下： 軸12與軸1的連接通過花鍵套11實現(xiàn)，通過花鍵套11，運動從進給變速機構傳遞到軸1上，當軸1上的外齒輪2與軸5上的內(nèi)齒輪3

19、嚙合時，運動就傳遞到了軸5上，軸5又與蝸輪8傳動，運動就傳遞到了蝸輪8上。當手柄6處于圖示傾斜位置時（即將手柄從水平位置向下轉動26度），帶動套筒、銷、拉桿4的運動，從而帶動內(nèi)齒輪3向上方移動，實現(xiàn)了與外齒輪2的嚙合，運動通過鋼球保險離合器傳遞給內(nèi)齒輪3、內(nèi)齒輪3與蝸桿軸5通過花鍵連接，進而運動就傳遞到了蝸桿軸5上了，蝸桿軸5的轉動就帶動了蝸輪8的運動。當手柄6處于圖示水平位置時，直接轉動手輪7，可直接使蝸桿軸5轉動，蝸桿軸5帶動蝸輪8轉動。本機構的安全裝置是鋼球保險離合器。當機動進給過載的時候，內(nèi)齒輪3受到向上的過大的力，通過與外齒輪2嚙合，使彈簧10壓縮，鋼球9滑落，此時鋼球保險離合器起安

20、全保護作用，機動進給就停止了。當機動進給做定程切削的時候，也通過鋼球保險離合器來切斷機動進給。定程切削將在分析水平軸時做具體分析。圖5 垂直軸裝配圖1xiv軸；2外齒輪；3內(nèi)齒輪；4拉桿，5蝸桿軸；6手柄；7手輪；8蝸輪；9鋼球；10彈簧；11花鍵套；12xiii軸（3）水平軸機構水平軸的裝配圖，見圖6。在圖6中，有三根軸，分別為軸2（蝸桿軸xiv）、軸10（水平軸xv）、軸9（主軸vii）。現(xiàn)對圖6，進行運動分析，分析如下： 蝸輪1通過花鍵與牙嵌式離合器3連接；牙嵌式離合器3通過花鍵與軸10連接；軸9上裝有軸套，軸套為齒條型；軸10為齒輪軸，當軸10運動時，可帶動齒條型軸套運動，實現(xiàn)主軸進給

21、。當手柄5處于圖示傾斜位置時，帶動套4、鋼球7運動，從而帶動牙嵌式離合器3，此時由蝸輪1傳遞的力，通過花鍵，傳遞給牙嵌式離合器3，牙嵌式離合器3通過花鍵，把力傳給了軸10，進而帶動了齒條運動，實現(xiàn)機動進給。圖6 水平軸裝配圖1蝸輪；2蝸桿軸xiv；3牙嵌式離合器；4推動套，5手柄；6手輪；7鋼球；8彈簧；9主軸vii；10水平軸xv 當手柄5推至垂直位置時，彈簧8使牙嵌式離合器3分開，此時，機動進給就停止了，如果這個時候轉動手柄5，可直接使軸10轉動。機動進給時可以作定程切削，接下來根據(jù)圖7詳細分析定程切削。圖7 定程切削圖1游標副尺；2刻度盤；3限位軸；4小手把；5小蝸輪；6小蝸桿；7小旋鈕

22、；8可轉動蝸桿軸的手輪；9主軸vii在圖7中，將小手把4向右移動，然后轉動小旋鈕7，使小蝸桿6與小蝸輪5脫開嚙合，此時，刻度盤2可帶著小蝸桿6自由轉動?，F(xiàn)在，可將刻度盤2按所需的切削深度值大致對齊水平軸左上方游標副尺1的“0”線，再轉動小旋鈕7，使小蝸桿6與小蝸輪5嚙合，接著刻度盤2隨著小旋鈕7一起轉動，使所需的切削深度值與游標副尺1的“0”線準確對齊。這時，向左移動小手把4，并且接上機動進給，主軸即進行切削。主軸切削時，刻度盤2也轉動。當刻度盤2上的“0”線與游標副尺上“0”線相對時，裝在刻度盤2上的限位軸3，與箱體上的軸承座中的撞塊相撞，迫使刻度盤2以及主軸進給傳動機構停止，垂直軸上的鋼球

23、保險離合器脫開，機動進給停止。3 運動及動力參數(shù)的計算3.1 主軸進給力和扭矩的確定查閱書金屬切削原理與刀具，可知進給力和扭矩的公式：對于本次設計，所選的加工材料為鋼（），刀具材料為高速鋼，通過金屬切削原理與刀具表格7-3，可查出： 由于設計的是z3040搖臂鉆，故取d=40mm；普通鉆床進給量可以按經(jīng)驗公式估算，該公式為故選f=0.4mm；將以上數(shù)據(jù)放入和中，就可以得到以及的大小，即：3.2 進給量圖的設計根據(jù)設計的進給量的大小（其中，最大的進給量的數(shù)值是3.2mm/r，最小進給量的數(shù)值是0.04mm/r），可以確定進給量轉變范圍為：=80接下來，確定標準的公比以及進給量的數(shù)列：根據(jù)=80可

24、得=（z-1）+1=1.24查閱機械制造裝備設計，通過表2-4，就可以確定標準公比由于1.26與1.06的關系是=，首先找到等比數(shù)列中的0.04r/min，然后在等比數(shù)列之中，每相隔3個數(shù)或者每相隔3個數(shù)的倍數(shù)進行取值，就可以得到進給量的數(shù)列，即0.04mm/r，0.06mm/r，0.10mm/r，0.13mm/r，0.16mm/r，0.20mm/r，0.25mm/r，0.32mm/r，0.40mm/r，0.50mm/r，0.63mm/r，0.80mm/r，1.00mm/r，1.25mm/r，2.00mm/r，3.20mm/r。根據(jù)“前疏后密”的原則，結構式選取16=××&

25、#215;，從而設計進給量的結構圖，如圖8所示。圖8 進給量結構圖接下來，分配傳動比。對于軸vii-viii間的傳動比，取1/1.26對于軸viii-ix軸間的傳動比，取1/1.86對于軸ix-x間的變速組a，分配2個傳動副，其傳動比分別為 =1.26/1=/1=1/2=1/對于軸x-xi間的變速組b，分配2個傳動副，其傳動比分別為=1/1.58=1/=1/2.52=1/對于軸xi-xii間的變速組c，分配2個傳動副，其傳動比分別為=1.26/1=/1=1/2.52=1/對于軸xii-xiii間的變速組d，分配2個傳動副，其傳動比分別為=2.52/1=/1=1/2.52=1/根據(jù)傳動比，可知：

26、最后一級擴大組的變速范圍為=6.35由于計算出的6.35小于進給傳動的最大變速值14，所以這樣設計傳動比，滿足直齒輪的傳動比要求。因而，可以初步繪制出進給量圖，如圖9所示。圖9 進給量初步圖對于本進給機構，末端采用蝸輪蝸桿以及齒輪齒條（主軸套是齒條型）機構，最終須使進給量最高達到3.2毫米/轉。參考同類產(chǎn)品，取齒輪齒條的模數(shù)為3mm，取與齒條嚙合的齒輪的齒數(shù)為13。查機械設計，通過表9.10，選取蝸桿的頭數(shù)為2，選取蝸輪的齒數(shù)為77。這樣設計，可以實現(xiàn)主軸每轉一圈，即主軸每旋轉360度（2），最大的進給量為： =2× =× =mm因此，可以得到最終的進給量圖，如圖10所示。

27、圖10 進給量圖3.3 各軸轉矩的計算首先擬定傳動效率軸vii-viii、軸 viii-ix、軸 ix-x 、軸x-xi、軸 xi-xii 、軸xii-xiii、軸xiii-xiv之間的傳動效率均取0.97，軸xiv-xv之間的傳動效率取0.96，軸xv-xiv之間的傳動效率取0.95。對于進給機構，應從最末端軸的轉矩算起，之后，根據(jù)傳動效率以及傳動比，算出其他軸的轉矩。進給運動的轉矩公式：式中：第i根軸的轉矩；t末末端軸的轉矩；第i根軸到末端軸的傳動比，當有多條傳動路線時，取最大的傳動比；第i根軸到末端軸的傳動效率。那么，對于本進給傳動設計，當計算各軸轉矩時，需首先計算出末端軸（xvi軸）的

28、轉矩，然后根據(jù)公式來計算其他傳動軸的轉矩。下面計算各軸轉矩xvi軸的轉矩為，它的計算過程如下： =246426.77n·mmxv軸的轉矩為，它的計算過程如下：=6737.58n·mmxiv軸的轉矩為,它的計算過程如下：=6737.58 =7018.31n·mmxiii軸的轉矩為,它的計算過程如下：=7018.31=7235.37 n·mmxii軸的轉矩為,它的計算過程如下:× =7235.37××=18800.58n·mmxi軸的轉矩為，它的計算過程如下：××=24421.37n·mm

29、x軸的轉矩為，它的計算過程如下：××=15858.32n·mmix軸的轉矩為，它的計算過程如下：××=20599.47n·mmviii軸的轉矩為，它的計算過程如下：××=11417.51n·mm第 35 頁 共 33 頁南京大學二一五屆本科畢業(yè)設計（論文） 4 主要零件設計計算4.1 齒輪傳動的設計與校核本次設計，設計的齒輪傳動有直齒輪傳動、蝸輪蝸桿傳動及齒輪齒條傳動。在確定進給量圖時，已經(jīng)參考同類產(chǎn)品，設計出了齒輪齒條的參數(shù)（齒輪齒條的模數(shù)取3mm,與齒條嚙合的齒輪的齒數(shù)為13）；同時取定了蝸輪的齒數(shù)7

30、7、以及蝸桿的頭數(shù)2。直齒輪傳動發(fā)生在vii至xv軸上，其中ix軸、x軸、xi軸以及xiii軸這4個軸上安裝了雙聯(lián)滑移直齒輪，設計雙聯(lián)滑移直齒輪與一般的直齒輪方法相同。蝸輪蝸桿模數(shù)的設計與直齒輪類似，都是按照齒面接觸疲勞強度來進行設計計算，然后按照齒根彎曲疲勞強度來進行校核。現(xiàn)以vii-viii軸上嚙合的齒輪為例，設計齒輪，其它直齒輪用相同的方法進行設計校核，蝸輪蝸桿用相似的方法進行設計校核。4.1.1 齒輪傳動設計vii-viii軸上嚙合齒輪齒數(shù)、材料、熱處理、精度的選取，如表3所示。表3 齒輪選擇參數(shù)小齒輪大齒輪材料40cr40cr熱處理調制處理調制處理齒面硬度280hbs240hbs精度

31、7級7級齒數(shù)3748齒輪模數(shù)的設計計算查機械設計，可以得到公式8.13，也就是：接觸疲勞強度的設計公式，如下：式中：載荷系數(shù)； 小齒輪的轉矩，其單位是n·mm； 齒寬系數(shù)； u齒數(shù)比； ±齒輪嚙合，當是外嚙合的時候，取用“+”號；當是內(nèi)嚙合的時候，取用“”號； 材料系數(shù)，其單位是； 許用接觸疲勞應力，其單位是mpa。下面，進行確定這個公式中的參數(shù)值初步選擇載荷系數(shù)，取的數(shù)值是1.5vii軸上小齒輪的轉矩大小為=234460n·mm查機械設計，通過表8.3，可以得到=189.8查機械設計，通過表8.5，可以選擇齒寬系數(shù)=1.0代表接觸疲勞強度極限，它的單位為mpa，

32、查機械設計，通過圖8.6，可以分別得出大齒輪以及小齒輪的值， 對于小齒輪，=650mpa對于大齒輪，=620mpa設定搖臂鉆床的工作壽命為10年，并且每年的工作時間定為300天，兩班制，則可以得出應力循環(huán)次數(shù)，即： =60j=60×80×1×10×300×16=2.304× =/u=2.304×/1.26=1.826×代表接觸疲勞壽命系數(shù)，查機械設計，通過圖8.8，根據(jù)以及的大小，可以查得的數(shù)值： 對于小齒輪，=1.10對于大齒輪，=1.13選取安全系數(shù)=1，查機械設計第155頁，可以得到公式根據(jù)這個公式，就可以計

33、算許用接觸疲勞應力對于小齒輪，=650×1.10mpa=715mpa對于大齒輪，=620×1.13mpa=700.6mpa因為715mpa大于700.6mpa，所以將的數(shù)值代入這個公式之中，可以得到： =61.42mm計算圓周速度：查機械設計，通過表8.2，可以得到使用系數(shù)=1.0根據(jù)7級精度，v=0.26m/s，查機械設計，通過圖8.11，可以得到動載荷系數(shù)=1.01因設計的是直齒輪，所以取齒間載荷系數(shù)為=1查機械設計，通過圖8.13，可得齒向載荷分布系數(shù)=1.15故得到載荷系數(shù)，即= =1.0×1.01×1×1.15=1.1615根據(jù)k=1

34、.1615，對分度圓直徑進行校核，可以得出：mm確定模數(shù)m=mm，故選擇標準模數(shù)為2mm。分度圓直徑計算中心距計算齒寬計算b=1.0×74=7.4mm取大齒輪齒寬為10mm。設計時，取大、小齒輪齒寬相同，故小齒輪齒寬也選10mm。齒高計算h=2.25m=2.25×2=4.5mm用上述齒輪設計的方法，可得其他齒輪的模數(shù)：軸ix-x，其上互相嚙合的齒輪，模數(shù)取2mm。軸ix-x、軸x-xi、軸xi-xii、軸xii-xiii，其上互相嚙合的齒輪，模數(shù)均取2.5mm。鋼球保險離合器，其上內(nèi)外齒輪，模數(shù)均取1.5mm。用上述齒輪設計的類似方法，可得蝸輪蝸桿的模數(shù)，其大小為2mm。對

35、于變速組內(nèi)的齒輪齒數(shù)，根據(jù)其傳動比，查機械制造裝備設計，由表2-8可進行選取。為了直觀地看出vii至xiii軸之間各軸上的齒輪的齒數(shù)，故將齒輪的齒數(shù)值放入進給量圖中，如圖11所示。圖11 有齒輪數(shù)的進給量圖4.1.2 齒輪傳動校核現(xiàn)校核vii-viii軸上嚙合的齒輪，其它傳動齒輪用相同的方法進行校核，蝸輪蝸桿用相似的方法進行校核。查機械設計，得：齒根彎曲強度校核公式，即查機械設計，根據(jù)圖8.7，得彎曲疲勞強度極限小齒輪：mpa大齒輪：mpa查機械設計，根據(jù)圖8.9，得彎曲疲勞壽命極限小齒輪：大齒輪：選應力修正系數(shù)=2.0，彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4，計算許用彎曲疲勞應力。對于小齒輪，該應力為：

36、對于大齒輪，該應力為;查機械設計,根據(jù)表8.4，得、的大小齒形系數(shù)：，應力校正系數(shù)：，計算的大小，并對計算結果進行比較 顯然，的結果大，因此，對大齒輪進行校核。校核計算：因此，齒輪符合強度要求，安全。其他齒輪、蝸輪蝸桿經(jīng)校核，亦滿足強度要求，安全。4.2 軸的設計與校核本設計中，對軸的設計與校核，以xiii軸為例。其他傳動軸均依據(jù)相同方法進行設計校核。4.2.1 軸的設計1.xiii軸的材料選擇選45鋼，調制，查機械設計，通過表13.2，可知：查機械設計，通過表13.8，可取：=1122.初算xiii軸徑查機械設計，就可以查出公式13.2，即軸徑設計的公式：又由于，所以。將xiii軸各參數(shù)代入

37、公式，可得=10.21mm由于軸上開2個花鍵槽，故xiii軸的直徑增大15%，所以。選擇直徑的最小值為20mm。3.軸與軸上零件設計（1）軸的各部分尺寸設計首先對左側軸段進行設計。左側為軸伸出端，其上開一個花鍵槽，用來與花鍵套連接，根據(jù)最小的直徑(20mm)，查機械設計手冊，取花鍵槽規(guī)格為：6（齒數(shù)n）×16mm（小徑d）×20mm（大徑d）×4mm（鍵槽寬b）；直徑為20mm的軸段上安裝軸承，用套筒給軸承定位，再用軸肩定位套筒。在直徑為20mm的軸段上開2個退刀槽，槽寬和槽深均為2mm。然后對右側軸段進行設計。根據(jù)公式h=0.07d+(12)mm，可得h=2.4

38、3.4mm，因為20+2×(2.43.4）=24.826.8mm，故取右側軸段的直徑為25mm；在直徑為25mm的軸段上，安裝雙聯(lián)滑移齒輪，通過活塞桿的運動，滑移齒輪上下移動，其與xii軸上的定齒輪嚙合，滑移齒輪與軸的連接，通過花鍵來實現(xiàn)，故軸上開一個花鍵槽，花鍵槽的規(guī)格為：6（齒數(shù)n）×21mm（小徑d）×25mm（大徑d）×5mm（鍵槽寬b）；由于活塞桿在軸內(nèi)側移動，因此，對軸開孔，以便放置活塞桿，孔長取129mm，孔徑取12mm，由于活塞桿較長，為了固定活塞桿，孔內(nèi)需安裝輔助撐套用來支撐活塞桿，故部分孔徑加大到17mm。軸的各部分尺寸見圖12。圖1

39、2 xiii軸零件示意圖（2）花鍵套的選取軸xiii的伸出端安裝花鍵套，花鍵套與軸xiv相連，這樣就可以實現(xiàn)：通過花鍵套，軸xiii的運動傳遞給軸xiv。（3）初步選擇軸承根據(jù)軸徑20mm、25mm,查機械設計手冊，選取深溝球軸承6004和6005，6004規(guī)格：d=20mm，d=42mm，b=12mm6005規(guī)格：d=25mm，d=47mm，b=12mm通過以上設計，xiii軸就設計完成了，軸的裝配示意圖見圖13。圖13 xiii軸裝配示意圖1花鍵套；2軸承6004；3雙聯(lián)滑移齒輪；4軸承60054.2.2 軸的強度校核按彎扭合成強度條件，對xiii軸進行校核?，F(xiàn)畫出其受力簡化圖，如圖14所

40、示。圖14 xiii軸簡化圖fr齒輪的徑向力；f齒輪的圓周力現(xiàn)分別畫出扭矩圖（圖15）、平面x-y內(nèi)的彎矩圖（圖16）、平面x-z內(nèi)的彎矩圖（圖17）。圖15 扭矩圖圖16 平面x-y內(nèi)的彎矩圖圖17 平面x-z內(nèi)的彎矩圖根據(jù)上面3個圖，很容易看出：截面b就為危險截面。截面b上的內(nèi)力矩分別為扭矩： t=me=7235.37n·mm=7.23537n·m平面x-y內(nèi)的彎矩： 平面x-z內(nèi)的彎矩： 由此，得到合成彎矩=計算抗彎截面系數(shù)ww=1.45255由于xiii軸上的齒輪為雙聯(lián)滑移齒輪，由的齒輪、以及的齒輪組成，當其分別工作時，應分別校核軸xiii。1.當齒輪（）工作時，校

41、核軸xiii。此時，a=37mm,b=123mm,l=160mm計算圓周力=141.178n計算徑向力=141.178×=51.385n計算合成轉矩=4273.35n·mm=4.27335 n·m按第三強度校核=5.8mpa因此，此時軸xiii安全。2.當齒輪（）工作時，校核軸xiii。此時，a=81mm,b=79mm,l=160mm計算圓周力=361.7685n計算徑向力=361.7685×=131.67329n計算合成轉矩=15397.03813n·mm=15.39703813 n·m按第三強度校核=11.7mpa因此，此時軸xi

42、ii安全。綜上，軸xiii符合強度要求，安全。其他各軸依據(jù)校核軸xiii的方法，均符合強度要求。4.3 軸承的選擇與潤滑現(xiàn)以xiii軸上軸承為例，進行選擇，其他軸承照此方法選擇。對于xiii軸，主要受到徑向力作用，軸向力不大，故選擇深溝球軸承。xiii軸的軸徑有20mm、25mm。根據(jù)軸徑20mm，選擇該軸徑上的滾動軸承，其代號為6004型，軸承規(guī)格為，基本額定動載荷為，基本額定靜載荷，采用油潤滑，極限轉速為19000r/min。根據(jù)軸徑25mm，選擇該軸徑上的滾動軸承，其代號為6005型，軸承規(guī)格為，基本額定動載荷為，基本額定靜載荷kn，油潤滑，極限轉速為17000r/min。4.4 花鍵的

43、選擇與校核現(xiàn)以xiii軸與其上齒輪連接使用的花鍵為例，進行選擇與校核。xiii軸安裝齒輪處的軸段的直徑為25mm，故選擇花鍵的規(guī)格為查機械設計，得公式3.4，即花鍵校核公式現(xiàn)對公式中的參數(shù)進行選定，如下：（1）xiii軸上t為7235.37nmm（2）選擇為0.7（3）齒數(shù)z=n=6（4）取倒角c=0.3mm，則算出h（5）工作長度l為50mm（6）為大徑與小徑平均值，即查機械設計，根據(jù)表3.2，取=120mpa將計算的參數(shù)代入，得= =1.07mpa=120mpa因此，花鍵滿足強度要求，安全。結 論此搖臂鉆床能夠通過機動，實現(xiàn)進給，代替手工，提高效率。本設計，運用了很多專業(yè)知識，設計過程中，加深了對知識的運用，此外，熟練使用cad，能節(jié)省不少設計時間。在設計中，進給箱中的齒輪，除采用一般的齒輪外，還采用雙聯(lián)滑移齒輪。雙聯(lián)滑移齒輪的使用，可