【文章內(nèi)容簡介】 ③ 端齒盤齒形角 D? 選取時(shí)應(yīng)考慮作用在端齒盤上的負(fù)荷力矩 M 及鎖緊力 N總 的大小，如圖 所示。將作用于齒盤上每齒的切向外力 Q 和軸向鎖緊力 N 沿著齒面方向進(jìn)行分解，如圖 所示，應(yīng)滿足以下條件 ： NQ??? 圖 端齒盤受力圖 圖 齒面上的切向外力和軸向鎖緊力 而 ： cos 2DaNN? ? sin 2Da? ? 2NN N? 總 2MQ dz? 則不等式變?yōu)?： co s si n22DDaaNQ? 即 ： 2c o s s in2 2 2DDN aaMNQz d z?總 。 最后得到 ： 4 tan 2DaMN d?總 從式（ 2）可以說明，在外載 M 不變時(shí)，齒形角 D? 越小，所需自鎖力 N總 越小，即自變 鎖性越強(qiáng)，但齒相應(yīng)深，齒厚變??；齒形角 D? 越大，需要的鎖緊力 N總 也越大，即承受外轉(zhuǎn)矩的能力下降，但齒高變低，端齒嚙合的高度下降，結(jié)構(gòu)緊湊；同 時(shí) 也說明了加大外徑 d 有利于提高端盤的承載能力。 在選取時(shí)齒形角 D? 時(shí)，應(yīng)綜合考慮作用在端齒盤上的負(fù)荷及鎖緊力的大小，同時(shí)受齒形加工刀具的限制，現(xiàn)已標(biāo)準(zhǔn)化，通常取 40 、 60 、 90 等。本設(shè)計(jì)取 60齒形角。 2 自動(dòng)刀架系統(tǒng)機(jī)械部分設(shè)計(jì) 7 則 4 4 1 4 0 . 2 4 7ta n ta n 3 0 2 0 2 4 . 2 92 0 . 1 6DaMNNd ?? ? ?總，取 N總 =2100。 ④ 齒根角 ? （嚙合斜角） 為了保證在齒寬方向上的嚙合質(zhì)量 ,加工端齒時(shí)必須調(diào)整分度盤回轉(zhuǎn)中心線和工作臺(tái)面 傾斜角 ,即齒根或嚙合斜角 ? (如圖 ),以保證齒盤大端和小端的齒厚與齒槽寬度相等。 圖 端齒盤剖視圖 圖 單齒俯視示意 圖 單齒周向展開示意圖 由式（ 1）得 360 ? ??在圖 的直角三角形中 sin22yd? ?，則 sin22dy ?? ，在圖 的直角三角形中 tan 2Da yH? ，則 sin 2ta n 2 ta n22DDdyH aa???，在圖 的直角三角形中 2tan2HHdd? ??，將 H 代入此式得 ： sin 1 18 02ta n c ot sin222 ta n 2DDaa z?? ?? 圖 齒面面嚙合剖面示意圖 2 自動(dòng)刀架系統(tǒng)機(jī)械部分設(shè)計(jì) 8 式（ 3）即為齒根角 ? 的計(jì)算公式。 所以 ： 3 1 8 0ta n s in 0 .1 2 22 z? ?? a r c ta n ? ⑤ 最大齒距（周節(jié)） t 和最大齒厚 B 齒厚沿著徑向向中心逐漸縮小，在沿圓周展開方向上（如圖 9所示），根據(jù)圓周計(jì)算公式，最大齒距（周節(jié)） t 和最大齒厚 B 分別為 ： 圖 沿周向展開的齒面三角形 t d z?? = B=t/2= ⑥ 齒頂高及嚙合高度 齒頂高就是嚙合平面到齒頂?shù)淖畲缶嚯x，在如圖 9 所示的由齒廓展開圖形成的直角三角形中 ta n( 2) 2D tH? ? ，而齒頂高 h 通常取三角形高度 H 的 ，即? ，得到齒頂高 h 的計(jì)算公式為 ： 160 35 t a n 5 t a n 5 60223DDtdhmz????? ? ? ??? 上下端齒的嚙合高度為 2 2 mm? ? ? ，端齒在旋轉(zhuǎn)時(shí)的脫齒高度應(yīng)大于嚙合高度 2h ，則取 螺 母 軸向移 動(dòng)的 距離為 6mm 。 ⑦ 齒寬（徑向 ） F 因所有的端齒同時(shí)嚙合，故一般不必通過增加齒形的徑向?qū)挾?F (如圖 )來增加強(qiáng)度， F 一般根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選取，通常取 ： F=2t～ 3t=～ ，取 F=17mm ⑧ 齒底槽寬和齒頂寬 為了保證齒盤工作時(shí)各個(gè)端齒能很好的嚙合，常在齒底加工一定寬度和深度的槽，即齒底槽，并將齒頂做成一定寬度的小平面，如圖 9 所示。齒底槽寬 b 常取 ： d z?? =， 取 b=。 完成后的齒盤如圖 。 齒底槽的 作用是： 1 加工齒形時(shí)的退刀槽； 2 嚙合時(shí)齒頂不會(huì)碰到齒底，同時(shí) 2 自動(dòng)刀架系統(tǒng)機(jī)械部分設(shè)計(jì) 9 圖 端齒盤 還可容納落入齒面的臟物，保證齒面嚙合質(zhì)量； 3 使每個(gè)端齒在嚙合過程中產(chǎn)生一定的彈性，嚙合時(shí)先接觸的齒產(chǎn)生彈性退讓變形，使嚙合面積增大，有利于進(jìn)一步提高分度精度。 壓縮彈簧設(shè)計(jì) 在本設(shè)計(jì)中用到了壓縮彈簧來壓緊端齒盤以克服切削工作的過程中產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩。 由端齒盤的計(jì)算可 知 ， 要對(duì)端齒盤施加一鎖緊力 N，來克服工件對(duì)刀架體的周向力所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩。 而壓縮彈簧就是為這克服這一力所產(chǎn)生的齒面沿軸向的力。所以壓縮彈簧所受的載荷為： Fˊ =N 法 f，式中 f 為摩擦系數(shù)，取 f=。 Fˊ =N sin60186。 f=2100 sin60186。 = 由于壓縮彈簧和導(dǎo)向孔之間，軸與螺桿之間都有間隙存在，當(dāng)受到徑向力的作用時(shí)，軸會(huì)發(fā)生一定的軸向偏移，當(dāng)?shù)都荏w發(fā)生軸偏離時(shí)，就會(huì)因承受偏心載荷而 有翻轉(zhuǎn)的驅(qū)勢(shì)。此時(shí)，就會(huì)在刀架體的徑向上產(chǎn)生壓力 F，取偏心 e=1，在 F的作用下，刀架體螺套之間產(chǎn)生摩擦力 f 使整個(gè)刀架處理平衡。其平衡方程為： （ f+N） (70e)=N(70+e) 將 N=2100， e=1 代入式中 ， 求得 f= 則壓縮彈簧所受的總載荷 為： F= Fˊ +f=+= 根據(jù)分度要求，選用六根壓縮彈簧，單根彈簧所受的最大載荷： Pn=6F = 當(dāng)端齒盤脫離后，彈簧就只克服摩擦力，此時(shí)彈簧所受的最小載荷： P1=6f = 由刀架上槽盤的結(jié)構(gòu)及尺寸，彈簧的工作行程 h=10。彈簧各參數(shù)的設(shè)計(jì) [6] [10]如下 2 自動(dòng)刀架系統(tǒng)機(jī)械部分設(shè)計(jì) 10 表： 表 壓縮彈簧參數(shù)設(shè)計(jì) 項(xiàng)目 單位 公式 及數(shù)據(jù) 原始條件 最小工作載荷 P1 最大工作載荷 Pn 工作行程 h 彈簧外徑 D2 彈簧類別 端部結(jié)構(gòu) 彈簧材料 N N mm mm P1= Pn= h=10 D2≤ 20 N103 端部并緊、磨平，支承圈為 1圈 碳素彈簧鋼絲 C級(jí) 參數(shù)計(jì)算 初算彈簧剛度 Pˊ N/mm Pˊ = 1PnPh =6 工作極限載荷 N 因是Ⅲ類載荷 Pj≥ Pn, 取 Pj= 彈簧材料直徑 d及彈簧中徑D與有關(guān)參數(shù) 根據(jù) Pj與 D得 : d D Pj fj Pˊ d 7 有效圈數(shù) n 圈 n= ?d180。pp= = 取標(biāo)準(zhǔn)值 n=10 總?cè)?shù) n1 圈 n1=n+2=12 彈簧剛度 Pˊ N/mm Pˊ = ?dpn = 工作極限載荷下的變形量Fj mm Fj=nfj= 節(jié)距 t mm t= jFn +d= 自由高度 H0 mm H0=nt+= 取標(biāo)準(zhǔn)值 26 彈簧外徑 D2 mm D2=D+d=7+= 彈簧內(nèi)徑 D1 mm D1=Dd== 螺旋角 ? (186。) ? =arctan tπD = 展開長度 L mm L= 1πDncosα = 驗(yàn) 算 最小載荷時(shí)的高度 H1 mm H1= H0 1180。pp= 最大載荷時(shí)的高度 Hn mm Hn= H0 n180。pp= 極限載荷時(shí)的高度 Hj mm Hj= H0 j180。pp = 實(shí)際工作行程 h mm h= H1 Hn= 工作區(qū)范圍 1jFF = jFnF = 2 自動(dòng)刀架系統(tǒng)機(jī)械部分設(shè)計(jì) 11 高徑比 b b= 0HD= 雖然 b,但是彈簧是安裝在導(dǎo)孔中 ,有導(dǎo)向的作用 ,所以不必進(jìn)行穩(wěn)定性驗(yàn)算 蝸桿蝸輪設(shè)計(jì) ① 蝸桿蝸輪主要參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算 1)模數(shù) m 圓柱蝸桿傳動(dòng) [9]將蝸桿的軸向模數(shù) mx定為標(biāo)準(zhǔn)值，蝸輪的端面模數(shù) m與蝸桿的軸向模數(shù)相等，故 m取標(biāo)準(zhǔn)值，模數(shù)按強(qiáng)度要求確定。在本設(shè)計(jì)中取 m=。 2)蝸桿直徑系數(shù) q q= 1dm 是分度圓直 徑與模數(shù)的比值。 q 值較大時(shí)，蝸桿直徑較大，剛度較好，嚙合情況也好。但當(dāng)蝸桿頭數(shù)一定時(shí)，增大 q 值會(huì)使螺旋 導(dǎo)角γ減小而降低傳動(dòng)效率 。q 值較小時(shí) ,蝸桿剛度較差 ,嚙合不良。由接觸強(qiáng)度公式 m ? ?13q ≥1322215150HpKTz ???????????進(jìn)行計(jì)算。 3)蝸桿頭數(shù) z1 蝸桿頭數(shù) z1一般為 1～ 4。傳動(dòng)比大時(shí)，可取 z1=1。但效率較低；傳動(dòng)比不大和要求效率高時(shí)，可取 z1=2～ 4。本設(shè)計(jì)中直接由蝸桿、蝸輪將轉(zhuǎn)動(dòng)傳給主軸，所以傳動(dòng)比較大，取 z1=1。 4)蝸輪齒數(shù) z2 對(duì)于普通圓柱蝸桿傳動(dòng)，一般取 z2=27～ 80。根據(jù)傳遞的功率，取 z2=70。 蝸 桿、蝸輪在此設(shè)計(jì)中只起傳遞運(yùn)動(dòng)的作用，沒有外載荷也就不需要傳遞太大的力矩，只需要克服零件自身和內(nèi)部各零件之間的作用力。 其 余 幾何尺寸在 下表 進(jìn)行計(jì)算。 表 普通圓柱蝸桿傳動(dòng)的幾何尺寸計(jì)算 項(xiàng) 目 計(jì)算公式 蝸桿軸面模數(shù)（蝸輪端面模數(shù)） m 傳動(dòng)比 i 70 蝸桿頭數(shù) Z1 1 蝸輪齒數(shù) Z2 Z2=iZ1 2 自動(dòng)刀架系統(tǒng)機(jī)械部分設(shè)計(jì) 12 蝸桿直徑系數(shù) (蝸桿特性系數(shù) )g g= 1dm。按表 14413 的強(qiáng)度條件確定 蝸輪變位系數(shù) X2 X2=am－ 122ddm? 中心距 a a=(d1+d2+2x2m)/2 續(xù)表 蝸桿分度圓柱導(dǎo)程角γ tgγ =1za = 11mzd = 蝸桿節(jié)圓柱導(dǎo)程角γ180。 tgγ180。 = 122zqx?= 蝸桿軸向齒形角 a 20 186。 蝸桿 (輪 )法向齒形角 an 20 186。 頂隙角 e 蝸桿蝸輪齒頂高 ha1,ha2 ha1= ha2= 蝸桿蝸輪齒根高 hf1,hf2 hf1=3 hf2=3 蝸桿蝸輪分度圓直徑 d1,d2 d1=25 d2=175 蝸桿蝸輪節(jié)圓直徑 d1180。,d2180。 d1180。=25 d2180。=175 蝸桿齒頂圓直徑 da1 蝸輪齒頂圓直徑 da2 da1=30 da2=180 蝸桿軸、蝸輪齒根圓直徑 df1,df2 df1=19 df2=169 蝸桿軸向點(diǎn)距 px px=π m= 蝸桿軸向 點(diǎn)齒厚 Sx Sx= m= 蝸桿法向齒厚 Sn Sn= Sx cosа = 蝸桿分度圓法向弦齒高 1nh 1nh =m= 蝸桿螺紋部分長度 L L=90 蝸輪最大外圓直徑 da2max da2max≤ da2+2m,取 da2max =185 蝸輪輪緣寬度 b b= 蝸輪咽喉母圓半徑 rg2 rg2= 2 自動(dòng)刀架系統(tǒng)機(jī)械部分設(shè)計(jì) 13 蝸輪齒根圓弧半徑 rf2 rg2= ② 圓柱蝸桿傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算和剛度驗(yàn)算 接觸強(qiáng)度校核 ： 查 表 14413 得? HP=160 ? H= 22114783 KTdd=≤? HP 彎曲強(qiáng)度校核 ： ? FP=47 ? F= 21 2 22021 = 0 .7 5 σ39。 39。 c o s γ FPKTd d m Y ? 剛度驗(yàn)算 ： y1≤ 由以上驗(yàn)算可知蝸桿的強(qiáng)度足夠。 完成 的蝸桿 、蝸輪 結(jié)構(gòu)如圖 所示 。 圖 蝸桿、蝸輪 ③蝸桿軸設(shè)計(jì) 根據(jù)蝸桿螺紋部分尺寸以及與蝸輪的嚙合關(guān)系 和刀架體的結(jié)構(gòu)可以確定蝸桿軸的結(jié)構(gòu)如圖 ，各軸段的尺寸 為： 圖 蝸桿軸結(jié) 構(gòu) 第一軸段 L1,由所選聯(lián)軸器決定 ,由后面的聯(lián)軸器可得 L1=23mm,d1=14mm 第二軸段 L2,由聯(lián)接結(jié)構(gòu)決定 ,可取 L2=14mm,d2=15mm 第三軸段 L3,由軸上的結(jié)構(gòu)可知 ,此軸肩是為了固定