變速箱殼體銷孔精鏜組合機床設計(編輯修改稿)
2024-07-26 22:25 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 由于機床切削速度的提高，功率的增加，自動化功能的增多和機床變速范圍的擴大，機床噪聲問題已經(jīng)成為機床設計中必須考慮的一個問題。在保證實現(xiàn)機床的性能要求的同時，也要注意使機床具有很高的經(jīng)濟效益。對于機床生產(chǎn)廠的經(jīng)濟效益來說，機床成本尤為重要。機床的成本不僅包括材料，加工制造費用，還包括研制和管理費用，必須十分重視和努力降低機床的成本。機床的工作可靠性也是一項重要的技術經(jīng)濟指標。隨著自動化水平的不斷提高，需要許多機床，儀表，控制系統(tǒng)和輔助裝置協(xié)同工作。它們對機床的可靠性指標的要求是相當高的。 電動機所需工作功率為：；工作機所需功率為：；傳動裝置的總效率為：；傳動滾筒 滾動軸承效率 閉式齒輪傳動效率 聯(lián)軸器效率 代入數(shù)值得：所需電動機功率為：略大于 即可。選用同步轉(zhuǎn)速1460r/min ；4級 ；型號 取滾筒直徑（1）總傳動比(2)分配動裝置各級傳動比取兩級圓柱齒輪減速器高速級傳動比則低速級的傳動比 電機端蓋組裝CAD截圖 運動和動力參數(shù)計算 、精度等級、材料及齒數(shù)1按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2絞車為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 1009588）。3材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240 HBS，二者材料硬度差為40 HBS。4選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。取5初選螺旋角。初選螺旋角由《機械設計》設計計算公式（1021）進行試算，即（1）試選載荷系數(shù)1。（2）由《機械設計》第八版圖1030選取區(qū)域系數(shù)。（3）由《機械設計》第八版圖1026查得，則。（4）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。（5）由《機械設計》第八版表107 選取齒寬系數(shù)（6）由《機械設計》第八版表106查得材料的彈性影響系數(shù)（7）由《機械設計》第八版圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 。13計算應力循環(huán)次數(shù)。（9）由《機械設計》第八版圖（1019）取接觸疲勞壽命系數(shù)。 。（10）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機械設計》第八版式（1012）得（11）許用接觸應力（1）試算小齒輪分度圓直徑===（2）計算圓周速度（3）計算齒寬及模數(shù) ==2mmh==（4）計算縱向重合度=（5）計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)根據(jù)v= m/s,7級精度，由《機械設計》第八版圖108查得動載系數(shù)由《機械設計》第八版表104查得的值與齒輪的相同，故由《機械設計》第八版圖 1013查得由《機械設計》=（6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，由式（1010a）得（7）計算模數(shù) 由式（1017）（1）計算載荷系數(shù)。 =（2）根據(jù)縱向重合度 ，從《機械設計》第八版圖1028查得螺旋角影響系數(shù)（3）計算當量齒數(shù)。（4）查齒形系數(shù)。由表105查得（5）查取應力校正系數(shù)。由《機械設計》第八版表105查得（6）由《機械設計》第八版圖1024c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲強度極限 ；（7）由《機械設計》第八版圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) ，；（8）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝,由《機械設計》第八版式（1012）得（9）計算大、小齒輪的 并加以比較。=由此可知大齒輪的數(shù)值大。對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒面齒根彎曲疲勞強度計算 的法面模數(shù)，取2，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度， 來計算應有的齒數(shù)。于是由取 ，則 取 a=將中以距圓整為141mm.因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。、小齒輪的分度圓直徑圓整后取.低速級取m=3。由 取圓整后取表 1高速級齒輪：名 稱代號計 算 公 式 小齒輪大齒輪模數(shù)m22壓力角2020分度圓直徑d=227=54=2109=218齒頂高齒根高齒全高h齒頂圓直徑表 2低速級齒輪：名 稱代號計 算 公 式 小齒輪大齒輪模數(shù)m33壓力角2020分度圓直徑d=327=54=2109=218齒頂高齒根高齒全高h齒頂圓直徑4. 軸的設計 若取每級齒輪的傳動的效率,則因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為圓周力 ,徑向力 及軸向力 的,《機械設計》第八版表153,取 ,于是得,故需同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩, 查表考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取 ,則:按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查標準GB/T 50142003或手冊,選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000 .半聯(lián)軸器的孔徑 ,故取 ,半聯(lián)軸器長度 L=112mm ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度.（1）擬定軸上零件的裝配方案 圖41（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)根據(jù)聯(lián)軸器為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要示求,12軸段右端需制出一軸肩,故取23段的直徑 。左端用軸端擋圈,按軸端直徑取擋圈直徑D=,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故12 段的長度應比 略短一些,現(xiàn)取.2),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游子隙組 、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30313。其尺寸為dDT=65mm140mm36mm，故 ；而。3）取安裝齒輪處的軸段45段的直徑 ；齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為90mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度 ，故取h=6mm ，則軸環(huán)處的直徑 。軸環(huán)寬度 ，取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取 低速軸的相關參數(shù)：表41功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩12段軸長84mm12段直徑50mm23段軸長23段直徑62mm34段軸長34段直徑65mm45段軸長85mm45段直徑70mm56段軸長56段直徑82mm67段軸長67段直徑65mm（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按查表查得平鍵截面b*h=20mm12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為L=63mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為14mm9mm70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6。（1）因已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：（2）因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：,取 ,于是得：軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑。圖 42.（1）因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游子隙組 、標準精度級的單列圓錐滾子
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