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西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 摘要 CA6140 型臥式車床是普通精度級的萬能機床 它的特有功能是車削一定范圍內 的各種螺紋 包括切削公制螺紋 英制螺紋 模數(shù)螺紋和徑節(jié)螺紋的功能 要求進 給傳動鏈的變速機構能嚴格準確地按照標準螺距數(shù)列來變化 CA6140 型臥式車床進 給箱固定在床身左前面 內有進給運動的變換裝置及操縱機構 其功能是改變被加 工螺紋的螺距或機動進給的進給量 變換裝置包括移換機構 用來實現(xiàn)倒數(shù)關系及 特殊因子 基本螺距機構 用來實現(xiàn)車削出導程值按等差數(shù)列排列的螺紋 倍增機 構 用來實現(xiàn)車削螺紋的導程值成倍數(shù)關系變化的螺紋 當 U 倍 1 時發(fā)現(xiàn)一條新的傳動鏈 可以提高部分公制及模數(shù)螺紋的切削精度 并使傳動路線大大縮短 關鍵詞 進給箱 變換裝置 移換機構 基本螺距機構 倍增機構 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 I 目錄 1 緒論 1 2 CA6140 進給箱傳動方案設計 4 2 1 CA6140 普通車床簡介 4 2 2 進給箱的傳動機構 5 2 3 進給箱切螺紋機構設計 8 2 4 切螺紋系統(tǒng)及齒數(shù)比的確定 9 2 5 增倍機構設計以及移換機構設計 10 2 6 車制螺紋的工作過程 12 3 主要零件設計 21 3 1 齒式離合器的設計 21 3 2 各軸及軸上組件的設計驗算 21 3 2 1 中心距 a 的確定 22 3 2 2 XII 軸上齒輪的設計驗算 22 3 2 3 XIV 軸上齒輪的驗算 25 3 2 4 XIV 軸的設計驗算 30 3 2 5 XV 軸上齒輪的設計驗算 35 3 2 6 XV 軸的設計驗算 38 3 2 7 XVI 軸齒輪的設計驗算 40 4 雙聯(lián)滑移齒輪進給箱傳動系統(tǒng)的研究 44 4 1 新傳動鏈車公制螺紋 44 4 2 新傳動鏈車模數(shù)螺紋 45 4 3 新傳動鏈的特點及適用范圍 46 結論 48 致謝 49 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 II 參考文獻 50 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 0 1 緒 論 1 畢業(yè)設計的目的及意義 畢業(yè)設計是本科生教學活動中最后的一個重要環(huán)節(jié) 通過這個教學環(huán)節(jié)要求達 到下列幾個目的 1 通過畢業(yè)設計 把在本科階段中所獲得的知識在實際的設計工作中綜合地加 以運用 使這些知識得到鞏固 加強和發(fā)展 并使理論知識和生產實踐密切地結合 起來 因此 畢業(yè)設計是大學學習階段的總結性作業(yè) 2 畢業(yè)設計是高等學校學生第一次進行的比較完整的設計過程 通過畢業(yè)設計 培養(yǎng)學生獨立工作 發(fā)現(xiàn)問題和解決問題的能力 能根據(jù)設計課題查找有關的資料 了解本課題的前沿和發(fā)展方向 樹立正確的設計思想 掌握設計的基本方法和步驟 為以后從事設計工作打下良好的基礎 3 使學生能夠熟練地應用有關參考資料 計算圖表 手冊 圖集 規(guī)范 并熟 悉有關國家標準和部頒標準 如 GB JB 等 以完成一個工程技術人員在機械工程設 計方面所必須具備的基本訓練 2 畢業(yè)設計的內容 方案論證 總體分析 設計 計算 傳動設計 進給箱及部分組件 零件設計 相關資料檢索 翻譯 3 完成后應交的作業(yè) 包括各種說明書 圖紙等 1 畢業(yè)設計全部資料光盤 2 畢業(yè)設計說明書 正文不少于 1 5 萬字 3 總體裝配圖 進給箱裝配圖及部分組件 零件圖 合計不少于 3 張 A0 圖量 4 相關內容檢索資料與翻譯 原文不少于 15000 字符 4 設計步驟 1 準備階段 1 根據(jù)設計題目進行相關資料的查找與檢索 了解本課題的前沿動態(tài)和發(fā)展方 向 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 1 2 進行設計前應先準備好有關的設計資料 手冊 圖冊及工具等 3 對設計任務書進行詳細的研究和分析 明確設計要求和內容 分析原始數(shù)據(jù) 和工作條件 4 擬定總的設計步驟和進度計劃 5 畢業(yè)設計進度計劃表 見下頁 2 設計與計算 CA6140普通車床的加工范圍較廣 可以用于加工軸類 套筒類和盤類的回轉表 面 如車削內外圓表面 它還常用于車削各種常用螺紋 且這次設計是根據(jù)加工螺 紋的要求來進設計 主要工作是對進給箱的機構及其傳動比進行設計 主要包括其 基本組 增倍組等各齒輪的齒數(shù)選擇以及內部結構 如軸的設計 齒輪的設計 軸上 零件的固定方式 潤滑 密封等 5 完成日期及進度 自 2009 年 03 月 16 日起至 2009 年 06 月 19 日止 進度安排 03 16 03 20 熟悉設計內容 準備相關資料 03 21 03 29 相關資料檢索 閱讀 分析 確定設計方案 完成開題報告 03 30 06 01 設計 繪圖 06 02 06 11 編寫畢業(yè)設計說明書 06 12 提交畢業(yè)設計全部資料 06 13 06 19 總結及答辯 6 設計時應注意的事項 1 發(fā)揮獨立工作能力 設計中發(fā)現(xiàn)的問題 應該首先自己考慮 提出自己的看法和意見 與指導教師 一同研究 不應向指導教師要答案 對設計中的錯誤和解決途徑 可由教師指出 但具體答案也應該由自己去找 對給出的回轉式破碎機結構圖 僅供設計時參考 對結構圖必須作仔細的研究和比較 以明確優(yōu) 劣 正 誤 取長補短 改進設計 切忌盲目照抄 2 貫徹三邊的設計方法 設計時應貫徹邊畫 邊算 邊修改的設計方法 產品的設計總是經過多次的修 改才能得到較高的設計質量 因此在設計時應該避免害怕返工或單純追求圖紙的表 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 2 面美觀 而不愿意修改已發(fā)現(xiàn)的不合理地方 3 及時檢查和整理計算結果 設計開始時 就應準備一本稿本 把設計過程中所考慮的主要問題及一切計算 寫在稿本上 這樣便于隨時檢查 修改 并容易保存 不要采用零散稿紙 以免散 失而需重新演算 造成時間浪費 要向指導教師提出的問題和解決問題的方法 以 及從其它參考書籍中摘錄的資料和數(shù)據(jù) 也應及時記在稿本上 使各力 面的問題 都做到有根有據(jù) 理由充分 這樣在最后編寫計算說明書時 可以節(jié)省很多時間 2 CA6140 進給箱傳動方案設計 2 1 CA6140 普通車床簡介 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 3 CA6140 型臥式車床是普通精度級的萬能機床 它能完成多種加工工藝 軸類 套筒類和盤類的回轉表面 如車削內外圓柱面 圓錐面 環(huán)槽及成型回轉面 車削 端面及各種常用螺紋 還可以進行擴孔 鉆孔 絞孔 和滾花等工作 CA6140 型普通車床的加工范圍較廣 由于它的結構復雜 而且自動化程度低 所以適用于單件 小批生產及修配車間 它的結構主要部件組成有 1 主軸箱 主軸箱內裝有主軸 以及主軸變速和變向的傳動齒輪 通過卡盤等夾具裝夾工件 使主軸帶動工件按需要的轉速旋轉 以實現(xiàn)主運動 2 刀裝部件 主要由床鞍 大拖板 橫拖板 小拖板和四方刀架等組成 用于裝夾車刀 并使車刀作縱向 橫向或斜向的運動 3 尾架 主要用其后頂尖支撐工件 也可安裝鉆頭 絞刀導 孔加工刀具 以進行孔加工 還可適當調整 實現(xiàn)加工長錐形的工件 4 進給箱 進給箱內有進給運動的變速裝置及操縱機構 其功能是改變被加工螺紋的螺距或機 動進給的進給量 5 溜板箱 溜板箱的功能是把進給箱的運動傳遞給刀架 使刀 架事項縱向進給 橫向進給 快速移動或車螺紋 6 床身 床身是車床的基本支 撐件 為機床各部件的安裝基準 使機床各部件在工作過程中保持準確的相對位置 7 光杠和絲杠 光杠用于一般車削 絲杠用于車削螺紋 CA6140 普通車床的主 要技術性能如下 主要參數(shù)及要求 工件最大回轉直徑 400mm 工件最大長度 1000mm 主軸轉速 正轉 24 級 10 1400 r min 反轉 12 級 14 1580 r min 加工螺紋 公制螺紋導程 1 192 mm 英制螺紋 2 24 牙 英寸 模數(shù)螺紋 m 0 25 48mm 徑節(jié)螺紋 1 96 牙 英寸 進給范圍 縱向 64 級 0 023 25 4mm r 橫向 64 級 0 011 12 6mm r 電機功率 主電機 7 5KW 刀架縱向快速速度 4 米 分 車削螺紋范圍 公制螺紋 44 種 S 1 192mm 英制螺紋 20 種 2 24 牙 英寸 模數(shù)螺紋 39 種 m 0 25 48mm 徑節(jié)螺紋 37 種 DP 1 96 牙 英寸 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 4 主電動機 7 5 千瓦 1450 轉 分 2 2 進給箱的傳動機構 CA6140 型臥式車床進給箱又叫走刀箱 它固定在床身左前面 內裝有進給變 速機構 用來變換進給量和各種螺紋的導程 進給運動鏈使刀架實現(xiàn)縱向或橫向的 進給運動及變速換向 進給鏈從主軸起經換向機構 掛輪 進給箱 再經光杠或絲杠 溜板箱最后至 縱溜板或橫溜板 普通車床的特有功能是車削一定范圍內的各種螺紋 要求進給傳動鏈的變速機 構能嚴格準確地按照標準螺距數(shù)列來變化 所以普通車床進給傳動鏈的變速機構 包括掛輪和進給箱的變速機構 主要是依據(jù)各種螺紋的標準螺距數(shù)列的有要求 同時兼顧到以便車削的進給量范圍來設計的 傳動鏈中的螺紋進給傳動鏈是主軸一轉 刀架移動 S 毫米 導程 S kP 其中 k 為實數(shù) P 為螺距 13U0 Ux P 絲 S 1 2 1 其中 U0 為主軸至絲杠之間全部定比傳動機構的固定傳動比 是一個常數(shù) Ux 為主軸至絲杠之間換置機構的可變傳動比 P 絲 為機床絲杠的螺距 CA6140 機床的 P 絲 12mm S 為被加工螺紋的導程 2 3 進給箱切螺紋機構設計 CA6140 型車床具有切削公制螺紋 英制螺紋 模數(shù)螺紋和徑節(jié)螺紋的功能 機床的縱向絲杠螺紋用公制 螺距 P 12 mm 代入式 1 2 1 得主軸每轉一下 刀架移 動量為 S 毫米 這即為車削螺紋的導程值 對于單頭螺紋是螺距值 因此當螺紋的 基本參數(shù)不是用螺距表示時必須將其加以換算 然后代入式 1 2 1 具體方法如下 公制螺紋 其基本參數(shù)為螺距 P mm 因而 S P mm 英制螺紋 基本參數(shù) l 為每一英寸長度內包含的牙數(shù) a 即 a 牙 英寸 因而 英制螺紋的螺距為 Sa 24 5 a 毫米 模數(shù)螺紋 公制螺桿上的螺紋稱模數(shù)螺紋 它的基本參數(shù)是以螺桿相嚙合的蝸 輪模數(shù) m mm 來表示 因而 模數(shù)螺紋的螺距 Tm 應等于蝸桿的周節(jié)長度 即 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 5 Pm m S m kPm k m 徑節(jié)螺紋 英制蝸桿上的螺紋稱為徑節(jié)螺紋 它的基本參數(shù)是以與螺桿相嚙合 的蝸輪參數(shù)徑節(jié) DP 來表示 徑節(jié)的 DP Z D 牙 英寸 其中 Z 和 D 分別為蝸輪的 齒數(shù)和分度圓直徑 英寸 即蝸輪或齒輪折算到每英寸分度圓直徑上的齒數(shù) 因而 徑節(jié)螺紋的導程為 PDP DP in 25 4 DP S DP k PDP 25 4k DP 螺紋種類 螺紋公稱參數(shù) 螺紋種類 參數(shù) 代號 單位 螺距 S mm 公制螺紋 螺距 P Mm S kP 英制螺紋 每英寸牙數(shù) a 牙 英寸 Sa kPa 25 4R a 模數(shù)螺紋 模數(shù) m mm Sm kPm km 徑節(jié)螺紋 徑節(jié) DP 英寸 SDP kPDP 25 4k DP 表 1 3 1 各種螺紋的公稱參數(shù)及螺距 1 米制螺紋 將常用的米制螺紋標準數(shù)據(jù) t 的數(shù)列 1 1 25 1 5 1 75 2 2 5 3 3 5 4 5 5 5 6 7 8 9 10 11 12 排列成 下表 1 3 1 所示 1 1 25 1 5 1 75 2 2 25 2 5 3 3 5 4 4 5 5 5 5 6 7 8 9 10 11 12 表 1 3 2 標準米制螺紋導程 由表中可以看出各橫行的螺距數(shù)列是等差數(shù)列 而縱列是等比數(shù)列即 1 2 4 8 的公比數(shù)是 2 根據(jù)這些特點 在進給箱中可用一個變速組來變換得到 某一橫行的等差數(shù)列 這個變速組的傳動比應是等差數(shù)列 通常稱為基本組 以此 為基礎 再串聯(lián)一個擴大組 把基本組得到的螺距按 1 2 4 8 關系增大或縮小 而得到全部螺距數(shù)列 此擴大組通常稱 增倍組 根據(jù)進給傳動降速機構在后的原 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 6 則 取 ib 1 1 2 1 4 1 8 機床所能加工的其他三種螺紋中 徑節(jié)螺紋較少用 這三種螺紋的公稱參數(shù)列在表中 公制和英制螺紋及模數(shù)和徑節(jié)螺紋之間的倒數(shù)關系和特殊因子為 25 4 公制和 模數(shù)螺紋及英寸和徑節(jié)螺紋之間特殊因子為 上述倒數(shù)關系和特殊因子 25 4 及 的關系都要在設計切螺紋系統(tǒng)時給予解決 現(xiàn)將車床上這四種螺紋所能加工的螺距 T 及其和公制螺紋的關系列于表 1 3 3 和表 1 3 4 從表中可以看出這四種螺紋的基本參數(shù)有一個共同的變化特點 即在橫行上是 等差數(shù)列 而在縱行上按 2 倍的關系擴大或縮小 我們可以考慮到用車公制螺紋的 基本組和擴大組來加工另外三種螺紋 2 模數(shù)螺紋 我們只需改變公制螺紋傳動鏈中的某個傳動比 使平衡式左邊產生一個特殊因 子 以便在運動中與螺距 Pm m 的因子 消去 從而變換基本組和增倍組的 傳動比 就可以像公制螺紋那樣 得到分段等差數(shù)列的模數(shù)系列 倍比關系 公制及模數(shù)螺紋 P 及 m 1 32 0 25 1 16 0 5 0 75 1 8 1 1 25 1 5 1 4 1 75 2 2 25 2 5 3 2 75 1 2 3 5 4 4 5 5 6 5 5 1 7 8 9 10 12 11 表 1 3 3CA6140 車床加工螺紋基本參數(shù)的排列規(guī)律 注 內數(shù)值為模數(shù)螺紋所獨有 3 英制螺紋 它和公制螺紋螺距數(shù)列有兩點區(qū)別 a 英制螺紋每英寸牙數(shù) a 換算成螺距 Ta 25 4 a mm 后 a 在分母上如果將上述 公制螺紋的基本組的主動與從動關系顛倒過來 即基本組的傳動比變?yōu)?1 ij 那么就 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 7 可以利用具有等差數(shù)列的傳動比 ij 來得到參數(shù) a 的等差數(shù)列 b 英制螺紋的螺距數(shù)值中有一個數(shù)字因子 25 4 因需要改變其中的某些傳動比 使平衡式左邊能產生一個因子 25 4 以便與英制平衡式 25 4 相抵消 此外 當英制螺紋要車制 a 分別為 3 25 和 19 時 公制螺紋的基本組少兩個傳 動比 故在表 1 3 3 上加上 19 和 3 25 兩個模數(shù) 它們僅僅為了與英寸與徑節(jié)螺紋統(tǒng) 一而列入的 故表 1 3 3 變?yōu)槿缦卤?1 3 4 所示 倍比關系 公制及模數(shù)螺紋 2n 5 0 5 2n 4 1 1 25 1 5 2n 3 1 75 2 2 25 2 5 2 75 3 3 25 2n 2 3 5 4 4 5 5 5 5 6 2n 1 7 8 9 10 11 12 2n 19 表 1 3 4 擴大螺紋參數(shù)的排列規(guī)律 4 徑節(jié)螺紋 徑節(jié)螺紋的螺距 TDP 25 4 DP mm 其中 DP 也是在分母上螺距中也有一個 數(shù)字銀子 25 4 這些和英制螺紋相似 故可采用英制螺紋的傳動路線 另外 還有 一個因子 可以和模數(shù)螺紋一樣用掛輪來解決 倍比數(shù) 英制及徑節(jié)螺紋 8 56 64 72 80 88 96 4 28 32 36 40 44 48 2 14 16 18 19 20 22 24 1 7 8 9 10 11 12 1 2 4 4 5 5 6 1 4 2 2 5 3 3 5 表 1 3 5CA6140 車床加工英制及徑節(jié)螺紋的基本參數(shù)排列 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 8 注 內數(shù)值為徑節(jié)螺紋獨有 2 4 切螺紋系統(tǒng)及齒數(shù)比的確定 普通車床中的切螺紋系統(tǒng)有雙軸滑移齒輪結構 擺移塔齒輪結構和三軸滑移齒 輪結構 我們選用雙軸滑移齒輪結構 并且讓基本組和擴大組的傳動中心距相等 這樣有利于減小進給箱的尺寸 基本螺紋機構 用來實現(xiàn)表 1 3 3 中橫行所代表的等差數(shù)列 倍增機構 用來實現(xiàn)表 1 3 3 表 1 3 4 中各縱行之間的 2n 關系即 ud 通常取 2 1 1 2 1 4 1 8 擴大螺距機構 傳動比為 Ue 用來進一步擴大螺距 Ue 通常取 4 8 16 32 等 定比傳動副 傳動比 Uf 左右螺紋換向機構 傳動比 Ur 交換齒輪裝置 傳動比為 U 螺紋種類變換機構 傳動比 Uk 移換機構 傳動比為 Ui 用來實現(xiàn)倒數(shù)關系及特殊因子 上述各組成部分傳統(tǒng)的分布順序如下 擴大螺距結構一般放在主傳動變速系統(tǒng)內 具體情況在 CA6140 主軸箱內由擴 大螺紋導程結構的傳動齒輪是主運動的傳動齒輪 只有在主軸上的離合器 M2 合上 主軸處于離速狀態(tài)時才用擴大螺紋導程 它的擴大倍數(shù)分別是 1 4 16 定比傳動一般放在主軸或擴大螺距換向結構之前在主軸箱中換向結構 Ur 在交 換齒輪之前也在床頭箱中 交換齒輪設置在床頭箱與進給箱之間的交換齒輪上 移 換結構一般放在基本螺距結構前后二處 基本螺距結構一般放在第一個移換結構之后 變換結構既可放在基本螺距結構 之前 也可放在基本螺距結構之后 倍增結構的傳統(tǒng)布局是放在基本螺距之后 現(xiàn)在 從表 1 3 排定的螺紋表中 取公制螺紋數(shù)列中的 6 5 7 8 9 9 5 10 11 12 為基準數(shù)列則 Ubj Sj G Sjmin Sj2 Sj3 Sjmax G 由 6 5 7 8 9 9 5 10 11 12 這個要求滑移齒輪能實現(xiàn)的基本螺紋參數(shù) 查的機構方案編號 411 為了使軸向尺寸較小選中心距為 63mm 同時 由雙軸滑移 齒輪結構推薦方案表查得 G 7 由機床設計手冊 P1402 查得 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 9 所以 Ub 6 5 7 7 7 8 7 9 7 10 7 11 7 12 7 2 5 倍增機構設計以及移換機構設計 1 增倍機構設計考慮原則 1 根據(jù)和基本組的同中心距取 a 63 2 選用最常用的四速機構 三軸機構 根據(jù)倍數(shù)關系由機床設計手冊 7 3 45 查得 選用方案 15 可得各齒輪的參數(shù) Z13 18 Z 14 45 Z 15 28 Z 16 35 Z 17 15 Z 18 48 Z 19 28 Z20 18 m 2 2 移換機構齒輪齒數(shù)確定 移換機構主要用于和交換齒輪 一般放于交換齒輪之前 配合來實現(xiàn)特殊因子 傳動比 Us 都是為了用于實現(xiàn)倒數(shù)關系以及特殊因子 25 4 和 以解決各種螺紋種 類變換問題 一般來說 用的最多的方案就是用移換機構 U i 來解決倒數(shù)關系和 特殊因子 25 4 而用交換齒輪 U c 來解決特殊因子 這樣可以簡化調整即加工常 用的公制和英制螺距時 不需要改變交換齒輪 只有在加工不常用的模數(shù)和徑節(jié)螺 紋時才改變交換齒輪 當螺紋種類變換機構的傳動比為 Uk 則特因傳動比 Us 為 Us Uf Ut Uj Uk 1 5 1 由此可列出螺紋系數(shù)的運動平衡式 1 主軸 Us Ub Ud Ue S mm 1 5 2 其中 P 為絲杠導程 S 為工作導程 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 10 所以 U s S U b Ud Ue P 1 5 3 令 Ub 1 U d 1 U e 1 時的螺紋參數(shù)分別為 t0 m 0 n 0 p 0 則 Ust t0 P 1 kt Usm m 0 P k m Usn 25 4 p 0 P 25 4 k n 1 5 4 Usp 25 4 p 0 P 25 4 k p kt k m k n k p 為各種螺紋相應的因特系數(shù)且 kt P t0 k m P m0 k n P n0 k p P p0 腳標 t m n p 分別表示用于加工公制模數(shù) 英制 徑節(jié) 螺紋 設加工公制 和英制螺紋時的交換齒輪傳動比為 Uctn 加工模數(shù)螺紋時的移換機構傳動比為 Ucmp 加工英制和徑節(jié)螺紋時移換機構的傳動比 Uinp 加工公制和模數(shù)螺紋時的移 換機構傳動比 Uitm 則 加工公制螺紋時的特因傳動比 Ust Uf Ur Uctn Uitm 1 5 5 加工英制螺紋時的特因傳動比 Usn Uf Ur Uctn Uinp 1 5 6 兩式相除得 Usn Ust Uinp Uitm 1 5 7 將式 1 5 7 中的 Usn 及 Ust 代入上式中得 Uinp Uitm 25 4 t 0 n0 1 5 8 在絕大多數(shù)機床中 Uinp 和 Uitm 都按以下兩種方案分配 a 當 uinp 1 uitm 時 U np Uitm UinpxUinp 25 4 n0 xt0 故 Uitm sqrt n0 t0 25 4 1 5 9 Uinp sqrt 25 4 n0 t0 1 5 10 b 當 Uitm 1 時 U inp Uitm Uinp 25 4 n0 t0 本車床中從兩軸滑移傳動齒數(shù)比設計及表 1 3 3 和表 1 3 4 可知 t0 7mm m0 1 75 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 11 n0 1 25t in p0 7 由式 1 13 U inp sqrt25 4 n0 t0 sqrt 25 4 4 49 由 機床設計手冊 P1435 表 7 3 46 查取 25 4 36 由平方因子組成的近似值 即 25 4 32 72 5 4 n 0 063 所以 25 4 32 72 5 4 36 3 2 72 22 32 5 4 代入公式 1 5 10 得 Uimp sqrt 2 2 34 72 2 5 4 72 36 25 Uitm 25 36 根據(jù) Uitm 的值查表 公制螺紋經過三對齒輪傳動 Uitm 25 36 25 36 36 25 25 36 Z9 Z10 Z20 Z12 Z12 Z11 Uinp 36 25 Z21 Z11 3 交換齒輪齒數(shù)求法 在雙軸滑移齒輪機構中往往取 Ufxut 1 由式 1 5 5 和 1 5 6 可得 Uctn Ust Uitm rsn Uinp 1 5 11 Ucmp Usm Uitm rsp Uinp 1 5 12 當 Uinp 1 Uitm 時 將 Uinp sqrt 25 4 n0 t0 和 Usm 25 4 n0 P 代入 1 5 11 式得 Uctn Usn Uinp 25 4 n0 P sqrt 25 4 n0 t0 sqrt 25 4 t0 n0 P2 由式 1 5 12 得 U cmp Usm Uitm m 0 P Ust Uctn m 0 P t0 P Uctn m 0 t0 Uctn 又因為 Uitm 25 36 Uinp 36 25 將其代入式 1 5 5 及 1 5 6 得 Uctn 7 12 25 36 21 25 Ucncp 25 7 12 25 4 36 已知 Usm 7 48 U cmp Uitm 25 36 uc t Ust 7 12 Uitm Uctn 36 25 uctp 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 12 Usn 25 4 21 Uinp Uctn 25 36 uctn Usp 25 4 84 Uinp Ucmp 36 25 ucmp 得出 Ucmt 7 48 36 25 Uctp 7 12 25 36 Uctn 25 4 21 25 36 Ucmp 25 4 84 25 36 由機床設計手冊查表 4 近似因子值及相對誤差 表 取齒輪變位量較小的 近似因子組 u 25 97 21 25 100 97 64 100 36 25 而 u 63 75 25 36 100 75 63 100 25 36 所以交換齒輪 Z 63 Z 64 Z 100 Z 75 Z 97 至此整個進給箱齒輪傳動設計全部完畢 2 6 車制螺紋的工作過程 1 車削公制螺紋時 車削公制螺紋時 進給箱中的齒式離合器 M3 M 4 脫開 M 5 接合 運動由主軸 VI 經齒輪副 58 58 換向機構 33 33 車左螺紋時經 33 25 25 33 掛輪 63 100 100 75 傳到進給箱中 然后由移換機構的齒輪副 25 36 傳至軸 XVI 再經過 28 28 36 28 32 28 傳至軸 XV 然后由移換機構的齒輪副組滑移變速機構 最后經 離合器 M5 傳至絲杠 XIX 當溜板箱中的開合螺母與絲杠相嚙合時就可帶動刀架車 削米制螺紋 其螺距與齒輪搭配情況見表 1 6 1 其運動式為 S 1 58 58 33 33 63 100 100 75 25 36 U 基 25 36 36 25 U 倍 12 式中 U 基 從軸 XIV 傳到 XV 的齒輪副傳動比 U 倍 從軸 XVI 傳到 XVII 的齒輪副傳動比 將上式化簡得 S 7 U 基 U 倍 由式可知 如適當?shù)倪x擇 U 基 及 U 倍 的值 就可以得到各種 S 值 在軸 XIV 到 XV 之間共有 8 種不同傳動比 U 基1 26 28 6 5 7 U 基 2 28 28 7 7 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 13 U 基 3 32 28 8 7 U 基 4 36 28 9 7 U 基 5 19 14 9 5 7 U 基 6 20 14 10 7 U 基 7 33 21 11 7 U 基 8 36 21 12 7 在軸 XVI 到 XVII 中有 4 中不同的傳動比 U 倍 1 18 45 15 48 1 8 U 倍 2 28 35 15 48 1 4 U 倍 3 18 45 35 28 1 2 U 倍 4 28 35 35 28 1 由上可知 利用基本組和倍增組可得到常用的 按等分等差數(shù)列排列的公制標 準螺距 表 1 6 1 CA6140 型普通車床的公制螺紋表 從表中可以看到 能夠車削的最大導程為 12mm 當機床需加工大于 12mm 的 螺紋時就得使用擴大機構 正常螺距時 58 58 1正IXVU 擴大螺距時 軸 IX 到 III 之間齒輪副 80 20 時 U 擴 1 58 26 80 20 80 20 44 44 26 58 16 軸 IX 到 III 之間齒輪副 50 50 時 U 擴 2 58 26 80 20 50 50 44 44 26 58 4 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 14 所以擴大螺距機構的功用是將螺距擴大至 4 到 16 倍 2 車削模數(shù)螺紋時 車削模數(shù)螺紋的傳動路線與公制螺紋的基本相同 唯一的差別是掛輪需換為 64 100 100 97 其螺距 Sm 1 58 58 33 33 64 100 100 97 25 36 U 基 25 36 36 25 U 倍 12 7 U 基 U 倍 4 由此式可以看出 利用車削公制螺紋的那一套 U 基 U 倍 可以車削出按分段等 差數(shù)列排列的各種模數(shù)螺紋 表 1 6 2 是 CA6140 型普通車床的模數(shù)螺紋表 表 1 6 2 CA6140 型普通車床的模數(shù)螺紋表 3 車削英制螺紋時 為了實現(xiàn)特殊因子 25 4 將 M3 和 M5 離合器接合 M 4 脫開 同時軸 XVI 左端 的滑移齒輪 Z25 移至左面位置 與固定的軸 XIV 上的齒輪 Z36 相嚙合 則運動由軸 XIII 經 M3 先傳到軸 XV 然后傳到軸 XIV 再經齒輪副 36 25 傳至軸 XVI 其余部 分的傳動路線與車削公制螺紋時的基本相同 其傳動路線運動平衡式為 Sa 1r 主軸 58 58 33 33 63 100 100 75 1 U 基 36 25 U 倍 12 4 7 25 4 U 基 U 倍 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 15 其中 63 100 100 75 36 25 63 75 36 25 25 4 21 S a kTi 25 4 a 4 7 25 4U 基 U 倍 從而得 a 7 4 U 基 U 倍 k 扣 英寸 由上式可知 只要改變基本組中的主動軸和被動軸以及改變傳動鏈中的部分傳 動比使其包含特殊因子 25 4 就可以車削出按分段等差數(shù)列的各種 a 值的英制螺紋 表 1 6 3 CA6140 型普通車床的英制螺紋表 4 車削徑節(jié)螺紋時 由于徑節(jié)螺紋導程系列的規(guī)律與英制螺紋一樣 只是含有特殊因子 25 4 所 以其傳動路線與車削英制螺紋完全相同 只是掛輪需換為 64 100 100 97 車削徑節(jié)螺紋的運動平衡式 SDP 1 58 58 33 33 64 100 1 U 基 36 25 U 倍 12 25 4 U 倍 7 U 基 由上式可知 只要改變 U 基 U 倍 的值就可以車削出導程 SDP 成分段調和數(shù)列的徑 節(jié)螺紋 5 車削非標準螺紋時 當需要車削非標準螺紋而用進行變換機構無法得到所要求的導程時 須將離合 器 M3 M4 和 M5 全部嚙合 把軸 XIII XV XVIII 和絲杠聯(lián)成一體 使運動由掛 輪直接傳至絲杠 被加工螺紋的導程 S 依靠調整掛輪架的傳動比 U 來實現(xiàn) 此時運 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 16 動平衡式為 S 1r 主軸 58 58 33 33 U 掛 12 將上式簡化后得到掛輪的換置公式 U 掛 a b c d S 12 應用此換置公式 適當?shù)倪x擇掛輪 a b c 及 d 的齒數(shù)就可以車削出所需的導 程 S 6 機動進給 車削外圓或內圓表面時 可使用機動進給的縱向進給 車削端面時 可使用機 動的橫向進給 1 傳動路線 機動進給運動是由光杠經溜板箱傳動的 經齒輪副 36 32 32 56 超越離合器 及安全離合器 M8 軸 XXIV 蝸桿渦輪副 4 29 傳至 XXIII 當運動有軸 XXIII 經齒 輪副 40 48 或 40 30 30 48 雙向離合器 M6 軸 XXIV 齒輪副 28 80 軸 XXV 傳 至小齒輪 Z11 時 由于小齒輪 Z12 與固定在創(chuàng)身上的齒條相嚙合 小齒輪轉動時就使 刀架作機動的縱向進給 當運動由軸 XXIII 經齒輪副 40 48 或 40 30 30 48 雙向離 合器 M7 軸 XXVIII 及齒輪副 48 48 59 18 傳至橫向進給絲杠 XXX 后 就使橫刀 架作機動橫向進給 2 縱向機動進給量的計算 機床的 64 種縱向進給量由 4 種傳動路線來傳動 A 正常進給量 機床共有正常的縱向進給量 32 種 0 08 1 22mm 轉 這時 運 動有主軸 經正常螺距及公制螺紋傳動路線傳動 B 較大進給量 當需要較大的進給量時 使運動由主軸經正常螺距及英制螺 紋傳動路線傳動 可得從 0 86 1 59mm 轉 8 種較大的縱向進給量 C 加大進給量 當主軸處于較低的 12 級轉速時 如運動有主軸經擴大螺距機 構及英制路線傳動 可將進給量擴大 4 到 16 倍 D 細進給量 當主軸以高轉速 450 1400 轉 分 運轉時 如運動由主軸經擴 大螺距機構 公制螺紋傳動路線及倍增組中的齒輪副 18 45 15 48 傳動 可得到 0 028 0 054mm 轉 8 種進給量 3 橫向機動進給量 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 17 正常進給量時橫向機動進給的運動平衡式為 S 橫 1 58 58 33 33 63 100 100 75 25 36 U 基 25 36 36 25 U 倍 28 56 36 32 32 56 4 29 40 48 48 48 59 18 5 將上式與 S 縱 的運動平衡式做比較 得 S 橫 S 縱 1 2 故 S 橫 0 5S 縱 由此可知 當主軸箱及進給箱中的傳動路線相同時 所得到的橫向進給量是縱 向進給量的一半 橫向進給量的級數(shù)與縱向進給量同為 64 種 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 18 CA6140 傳動系統(tǒng)圖 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 19 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 20 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 21 3 主要零件設計 3 1 齒式離合器的設計 1 齒式離合器的結構 齒式離合器是由一對內外齒輪組成嵌合副 其特點是齒輪的加工比端面牙容易 而且強度 高 在傳遞相同轉矩條件下 其外形尺寸較其他離合器小 故結構緊湊 簡單 有時還可以脫 開后的外齒輪兼作齒輪傳動用 為了提高齒的強度并使接合方便 可將外齒制成短齒 齒式離 合器只能在靜止后者低轉速差下進行接合 齒式離合器的材料和齒輪傳動所用材料相同 2 齒式離合器的強度計算 齒式離合器傳遞轉矩的能力主要由齒面壓強條件確定 p 2 1 5DzbmcT 式中 離合器的計算轉矩cT D 齒輪的分度圓直徑 z 參與嚙合的實際齒數(shù) m 齒輪模數(shù) 載荷分布不均勻系數(shù) 可取 0 7 0 8 P 齒輪材料工作表面的許用壓強 對未經熱處理的齒面 可取 25 40MPa 對經過熱 處理的齒面可取 47 70 MPa b 內齒輪的齒寬 可取 b 0 1 0 2 D 3 2 各軸及軸上組件的設計驗算 以下所用公式全部根據(jù) 機械設計 邱宣懷主編 3 2 1 中心距 a 的確定 初步選擇中心距為 a 63 且 a Z 1 Z2 m 2 則由此可算出各齒輪的模數(shù)如下 XII 軸上 Z25的模數(shù)為 2 XIII 軸上 Z36的模數(shù)為 2 Z19 Z20 的模數(shù)為 3 75 Z 36 Z33 的模數(shù)為 2 25Z26 Z28 的 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 22 模數(shù)為 2 25 Z 36 Z32 Z36 的模數(shù)為 2 XIV 軸上 Z14的模數(shù)為 3 75 Z 21 Z 28的模數(shù)為 2 25 Z 28 Z 25的模數(shù)為 2 XV 軸上的 Z25 Z 28 Z 18的模數(shù)為 2 XVI 軸上的 Z35 Z 15 Z45的模數(shù)為 2 Z 56的模數(shù)為 1 5 XVII 軸上的雙聯(lián)滑移齒輪 Z28Z48的模數(shù)為 2 Z 28的模數(shù)為 1 5 綜上可知各齒輪的齒數(shù) 模數(shù)及分度圓直徑 3 2 2 XII 軸上齒輪的設計驗算 由前面設計可知齒輪的齒數(shù) Z1 25 模數(shù) m 2 Z 2 36 則可知 d1 50mm d 2 72mm 1 齒面接觸疲勞強度驗算 轉速 n1 n1 1450 130 230 0 98 51 43 63 50 64 97 378r min 功率 P1 P1 P 7 5 0 96 0 97 0 98 0 99 5 05kw 568 轉矩 T1 T1 9 55 P1 n160 9 55 5 05 378 127600N mm6 接觸疲勞極限 Hlim 由圖 12 17c 得 Hlim1 1250MPa Hlim2 1150MPa 圓周速度 v v d1 n1 60 1000 0 99m s 齒寬系數(shù) d 由表 12 13 取 d 1 齒寬 b dd1 1 50 50mm 精度等級 選 8 級 載荷系數(shù) K K KA KV KH KH 式 12 5 使用系數(shù) KA 由表 12 9 K A 1 5 動載系數(shù) KV 由圖 12 9 K V 1 2 齒間載荷分配系數(shù) KH 由表 12 10 先求 Ft 2 T1 d1 7580 KA Ft b 227 100 1 88 3 2 1 Z1 1 Z2 cos 1 66 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 23 Z 34 0 88 由此得 KH 1 1 齒向載荷分配系數(shù) KH 由表 12 11 KH A B b d C b2 310 1 36 由此得 K KA KV KH KH 1 5 1 2 1 1 1 36 2 69 彈性系數(shù) ZE 由表 12 12 Z E 189 8 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 由圖 12 16 Z H 2 5 接觸最小安全系數(shù) SHmin 由表 12 14 S Hmin 1 05 總工作時間 th th 10 300 8 0 2 4800h 應力循環(huán)次數(shù) NL 由表 12 15 估計 NL 則指數(shù) m 8 78710 9 NL1 Nv1 60 nithi Ti Tmax 式 i1m 12 13 2 70 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確 NL2 NL1 i 1 41 71 接觸壽命系數(shù) ZN 由圖 12 18 N N1 1 25 NN2 1 35 許用接觸應力 H H1 Hlim1 NN1 SHmin 式 12 11 710 1 25 1 05 845MPa 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 24 H2 Hlim2 NN2 SHmin 580 1 35 1 05 746MPa 驗算 H H ZE ZH Z 式 12 8 u1 bd 2KT2 189 8 2 5 0 88 3 4 50 17609 2 1130MPa 100 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 26 1 88 3 2 1 Z3 1 Z4 cos 1 78 Z 4 0 86 由此得 KH 1 1 齒向載荷分配系數(shù) KH 由表 12 11 KH A B b d C b 2 310 1 36 由此得 K KA KV KH KH 1 5 1 2 1 1 1 36 2 69 彈性系數(shù) ZE 由表 12 12 Z E 189 8 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 由圖 12 16 Z H 2 5 接觸最小安全系數(shù) SHmin 由表 12 14 S Hmin 1 05 總工作時間 th th 10 300 8 0 2 4800h 應力循環(huán)次數(shù) NL 由表 12 15 估計 NL 則指數(shù) m 8 78710 9 NL1 Nv1 60 nithi Ti Tmax 式 i1m 12 13 2 6 70 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確 NL2 NL1 i 1 82 71 接觸壽命系數(shù) ZN 由圖 12 18 N N1 1 3 NN2 1 35 許用接觸應力 H H1 Hlim1 NN1 SHmin 式 12 11 1547MPa 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 27 H2 Hlim2 NN2 SHmin 1479MPa 驗算 H H ZE ZH Z 式 12 8 u1 bd 2KT23 189 8 2 5 0 86 4 5 5 9806 2 903MPa 100 1 88 3 2 1 Z5 1 Z6 cos 1 76 Z 34 0 86 由此得 KH 1 1 齒向載荷分配系數(shù) KH 由表 12 11 KH A B b d C b 2 310 1 17 0 16 0 61 10 47 25 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 29 1 36 由此得 K KA KV KH KH 1 5 1 2 1 1 1 36 2 69 彈性系數(shù) ZE 由表 12 12 Z E 189 8 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 由圖 12 16 Z H 2 5 接觸最小安全系數(shù) SHmin 由表 12 14 S Hmin 1 05 總工作時間 th th 10 300 8 0 2 4800h 應力循環(huán)次數(shù) NL 由表 12 15 估計 NL 則指數(shù) m 8 78710 9 NL1 Nv1 60 nithi Ti Tmax 式 i1m 12 13 2 6 70 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確 NL2 NL1 i 1 65 71 接觸壽命系數(shù) ZN 由圖 12 18 N L1 1 3 NL2 1 35 許用接觸應力 H H1 Hlim1 NL1 SHmin 式 12 11 1547MPa H2 Hlim2 NL2 SHmin 1479MPa 驗算 H H ZE ZH Z 式 12 8 u1 bd 2KT25 189 8 2 5 0 86 47 1 47 5u8092 6 1058MPa H2 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 30 計算結果表明齒輪的接觸疲勞強度滿足要求 4 齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數(shù) Y Y 0 25 075 0 68 齒間載荷分配系數(shù) KF 由表 12 10 K F 1 Y 1 48 齒向載荷分配系數(shù) KF 由圖 12 14 K F 1 38 載荷系數(shù) K K KA KV KF KF 3 68 齒形系數(shù) YF 由圖 12 21 YF 1 2 46 YF 2 2 19 應力修正系數(shù) YS 由圖 12 22 Y S 1 1 65 YS 2 1 8 彎曲疲勞極限 Flim 由圖 12 23c Flim1 920MPa Flim2 850MPa 彎曲最小安全系數(shù) SFlim 由表 12 14 S Flim 1 25 彎曲壽命系數(shù) YN 由圖 12 24 Y N1 0 95 YN2 0 97 尺寸系數(shù) Yx 由圖 12 25 Y x 1 許用彎曲應力 F F1 Flim1YN1 Yx SFlim 669MPa F2 Flim2YN2Yx SFlim 659MPa 驗算 F1 F1 2KT1YF 1YS 1Y bd1m 587MPa F2 F1 YF 2YS 2 YF 1 YS 1 570MPa 計算結果表明齒輪的彎曲疲勞強度滿足要求 3 2 4 XIV 軸的設計驗算 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 31 由上可知 Ft1 2 T2 d5 4182N F r1 Ft1tan 1522N Ft2 2 T2 d11 3952N F r2 Ft2tan 1438N 1 計算支反力 水平面 R1 1522 170 1438 20 250 1150N R2 1522 1438 1150 1810N 垂直面 R1 4182 170 3952 20 250 2528NF R2 2528 3952 4182 2298N 受力圖見圖 14 1 圖 14 1 合成彎矩圖見圖 14 2 M zMy22x 222182 N mm 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 32 圖 14 2 許用應力值 查表 16 3 ob 150 1b 90 應力校正系數(shù) 1b ob 90 150 0 6 當量彎矩圖見圖 14 3 MD 22T 229954 N mm 圖 14 3 2 校核軸徑 齒根圓直徑 df1 d1 2 ha c mn mm 軸徑 0 31bM 29 4mm 41 625mm d 31b 21 2mm 28mm 所以軸徑滿足要求 由前面設計可知齒輪的齒數(shù) Z7 28 模數(shù) m 2 25 Z 8 28 則可知 d7 63mm d 8 63mm 3 齒面接觸疲勞強度驗算 圓周速度 v v d 7 n2 60 1000 1 48m s 齒寬系數(shù) d 由表 12 13 取 d 1 齒寬 b dd7 1 63 63mm 精度等級 選 8 級 載荷系數(shù) K K KA KV KH KH 式 12 5 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 33 使用系數(shù) KA 由表 12 9 K A 1 5 動載系數(shù) KV 由圖 12 9 K V 1 2 齒間載荷分配系數(shù) KH 由表 12 10 先求 Ft 2 T2 d7 3136 KA Ft b 74 7 100 1 88 3 2 1 Z7 1 Z8 cos 1 78 Z 34 0 86 由此得 KH 1 Z 1 35 2 齒向載荷分配系數(shù) KH 由表 12 11 KH A B b d C b 2 310 1 37 由此得 K KA KV KH KH 1 5 1 2 1 35 1 37 3 33 彈性系數(shù) ZE 由表 12 12 Z E 189 8 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 由圖 12 16 Z H 2 5 接觸最小安全系數(shù) SHmin 由表 12 14 S Hmin 1 05 總工作時間 th th 10 300 8 0 2 4800h 應力循環(huán)次數(shù) NL 由表 12 15 估計 NL 則指數(shù) m 8 78710 9 NL1 Nv1 60 nithi Ti Tmax 式 i1m 12 13 2 6 70 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 34 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確 NL2 NL1 i 2 6 710 接觸壽命系數(shù) ZN 由圖 12 18 N L1 1 3 NL2 1 35 許用接觸應力 H H1 Hlim1 NL1 SHmin 式 12 11 1547MPa H2 Hlim2 NL2 SHmin 1478MPa 驗算 H H ZE ZH Z 式 12 8 u1 bd 2KT274 189 8 2 5 0 86 3 63 9803 2 764MPa 100 1 88 3 2 1 Z11 1 Z12 cos 1 76 Z 34 0 86 由此得 KH 1 1 齒向載荷分配系數(shù) KH 由表 12 11 KH A B b d C b 2 310 1 35 由此得 K KA KV KH KH 1 5 1 2 1 1 1 35 2 67 彈性系數(shù) ZE 由表 12 12 Z E 189 8 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 由圖 12 16 Z H 2 5 接觸最小安全系數(shù) SHmin 由表 12 14 S Hmin 1 05 總工作時間 th th 10 300 8 0 2 4800h 應力循環(huán)次數(shù) NL 由表 12 15 估計 NL 則指數(shù) m 8 78710 9 NL1 Nv1 60 nithi Ti Tmax 式 i1m 12 13 2 6 70 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 37 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確 NL2 NL1 i 1 04 710 接觸壽命系數(shù) ZN 由圖 12 18 N L1 1 3 NL2 1 35 許用接觸應力 H H1 Hlim1 NL1 SHmin 式 12 11 1547MPa H2 Hlim2 NL2 SHmin 1478Mpa 驗算 H H ZE ZH Z 式 12 8 u1 bd 2KT26 189 8 2 5 0 86 3 4 63 89507 1406 H2 計算結果表明齒輪的接觸疲勞強度滿足要求 2 齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數(shù) Y Y 0 25 075 0 68 齒間載荷分配系數(shù) KF 由表 12 10 K F 1 Y 1 47 齒向載荷分配系數(shù) KF 由圖 12 14 K F 1 38 載荷系數(shù) K K KA KV KF KF 3 65 齒形系數(shù) YF 由圖 12 21 YF 1 2 46 YF 2 2 19 應力修正系數(shù) YS 由圖 12 22 Y S 1 1 65 YS 2 1 8 彎曲疲勞極限 Flim 由圖 12 23c Flim1 920Mpa Flim2 850MPa 彎曲最小安全系數(shù) SFlim 由表 12 14 SFlim 1 25 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 38 彎曲壽命系數(shù) YN 由圖 12 24 Y N1 0 95 YN2 0 97 尺寸系數(shù) Yx 由圖 12 25 Y x 1 許用彎曲應力 F F1 Flim1YN1 Yx SFlim 669MPa F2 Flim2YN2Yx SFlim 659MPa 驗算 F1 F1 2KT1YF 1YS 1Y bd11m 594MPa F2 F1 YF 2YS 2 YF 1 YS 1 574MPa 計算結果表明齒輪的彎曲疲勞強度滿足要求 3 2 6 XV 軸的設計驗算 由上可知 Ft1 2 T3 d9 3574N F r1 Ft1tan 1300N Ft2 2 T3 d11 5489N F r2 Ft2tan 1996N 1 計算支反力 水平面 R1 3574 205 5489 60 300 3540N R2 3574 5489 3540 5523N 垂直面 R1 1996 60 1300 205 300 1287NF R2 1300 1996 1287 2009N 受力圖見圖 15 1 圖 15 1 合成彎矩圖見圖 15 2 M zMy22x 357836N mm 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 39 圖 15 2 許用應力值 查表 16 3 ob 150 1b 90 應力校正系數(shù) 1b ob 90 150 0 6 當量彎矩圖見圖 14 3 MD 22T 361830 N mm 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 40 圖 15 3 2 校核軸徑 齒根圓直徑 df1 d1 2 ha c mn 45mm 軸徑 0 31bM 34 3mm 45mm d 31b 27mm100 1 88 3 2 1 Z1 1 Z2 cos 1 74 Z 34 0 87 由此得 KH 1 1 齒向載荷分配系數(shù) KH 由表 12 11 KH A B b d C b 2 310 1 35 由此得 K KA KV KH KH 1 5 1 2 1 1 1 35 2 67 彈性系數(shù) ZE 由表 12 12 Z E 189 8 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 由圖 12 16 Z H 2 5 接觸最小安全系數(shù) SHmin 由表 12 14 S Hmin 1 05 總工作時間 th th 10 300 8 0 2 4800h 應力循環(huán)次數(shù) NL 由表 12 15 估計 NL 則指數(shù) m 8 78710 9 NL1 Nv1 60 nithi Ti Tmax 式 i1m 西安工業(yè)大學畢業(yè)設計 論文 42 12 13 2 6 10 7 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確 NL2 NL1 i 0 81 10 7 接觸壽命系數(shù) ZN 由圖 12 18 N L1 1 3 NL2 1 35 許用接觸應力 H H1 Hlim1 NL1 SHmin 式 12 11 1547MPa H2 Hlim2 NL2 SHmin 1478MPa 驗算 H H ZE ZH Z 式 12 8 u1 bd2KT 2 189 8 2 5 0 87