【文章內(nèi)容簡介】 同理，低速檔鉆頭切削速度為25m/min，鉆床的工作轉(zhuǎn)速 綜合 以上計算，選取主運動電動機。查《機械設計手冊》① ，選取型號為 Y132M— 4。Y 系列電動機為全封閉自扇冷式，一般用于空氣中不含易燃，易炸或腐蝕性氣體的場所，也適用于無特殊要求的機械上，如金屬切削機床。 工作條件：環(huán)境溫度不超過 +40℃；相對濕度不超過 95％；海拔不超過1000m；額定電壓 380V；頻率 50Hz； 接法： 3KW 及以下 Y 接法， 4KW 以上三角型接法。本設計采用三角型接法。 工作方式為連續(xù)（ S1）； 防護等級為 IP44（ GB1498— 79）。 所選電動機參數(shù)如下表 31 所示： 表 31 電動機參數(shù)表 型號 額定功率型號 滿載時 轉(zhuǎn)速 1/ minr ? 電流 /A 效率 （％） 功率因素 20 / 76 Y132M4 1420 86 型號 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 噪聲、 dB(A) 重量 /kg 1 級 2 級 Y132S4 67 72 45 電動機的安裝尺寸如下表 32： 表 32 電機安裝尺寸 機座號 國際標準機座號 D F G 2 極 8\10極 2 極 8\10極 2 極 8\10極 2 極 8\10極 132S 160L42 42K6 12 37 E K A B C L 2 極 8\10極 2 極 8\10極 110 15 254 254 108 650 傳動系統(tǒng)的 設計 主軸箱是多軸鉆床的重要組成部分，是用于布置機床工作主軸及其 21 / 76 傳動零件和附加 機構(gòu)的。它通過按一定速比排布傳動齒輪，把動力部件上的動力傳遞給各個工作主軸，使之獲得所需要的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向等。本設計主軸箱采用黃干油進行潤滑。 傳動系統(tǒng)的設計是主軸箱設計中 關鍵的一環(huán)。所謂傳動系統(tǒng)的設計，就是通過一定的傳動鏈，按要求把動力從動力部件的驅(qū)動軸傳遞到主軸上去。同時，滿足主軸箱其他結(jié)構(gòu)和傳動的要求。傳動系統(tǒng)設計的一般要求： （ 1）在保證主軸的強度，剛度，轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)向要求的前提下，力求是傳動軸和齒輪為最少。應盡量用一根傳動軸帶動多根主軸；當齒輪嚙合中心距不符合標準時，可采用齒輪變位的方法和湊中心距離。 （ 2）在保證有足夠強度的前提下，主軸，傳動軸和齒輪的規(guī)格要盡可能少，以減少各類零件的品種。 （ 3）通常應避免主軸帶動主軸，否則將增加主動主軸的負荷。 （ 4）粗加工主軸上的齒輪，應盡可能靠近前支承，以減少主軸的扭轉(zhuǎn)變形。 （ 5）盡可能避免升速傳動，必要的升速最好放在傳動鏈的最末一，二級，以減少功率損失。 在我們設計的傳動系統(tǒng)中，包括齒輪的設計、軸的設計以及附件設計三部分，下面我們進行具體的設計計算。 主軸箱齒輪齒數(shù)的設計 齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一，其主要特點有效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠、壽 命長的優(yōu)點，并且改傳動比較平穩(wěn)。齒輪傳動可做成開式、半開式或閉式，在我們的設計中現(xiàn)場情況做成半開式。由于所設計的齒輪在具體情況下，必須具有足夠的、相應的工作能力，以保證在整 22 / 76 個工作壽命期間不致失效，因此我們在齒輪設計式通常按只保證齒根彎曲疲勞強度及齒面接觸疲勞強度兩個準則進行計算。 現(xiàn)設計根據(jù)提供的零件圖 進行分析： 鉆頭工作部分齒輪設計 所加工零件的五個孔分布在直徑為 120mm 的圓周上。另外考慮到該廠操作人員操作水平有限， 因此要求主軸箱內(nèi)的齒輪足夠結(jié)實，故初選主軸軸箱齒輪模數(shù)為 3mm。從鉆頭工作端 開始考慮，每個鉆頭所連的小齒輪與主軸輸出端的大齒輪為內(nèi)嚙合，小齒輪的齒輪軸直徑即為所加工的五個孔的直徑 15mm，該級為單級加速部分， 由于五個小齒輪的齒輪軸所圍成的圓直徑為 120mm,則內(nèi)嚙合的大齒輪與小齒輪的半徑差為 60mm。即大小齒輪分度圓相切情況如下圖 32 所示： 圖 32 鉆頭工作部分內(nèi)嚙合齒輪分布情況 根據(jù)分析可知： 即， 小齒輪齒數(shù)為 =23， 大齒輪齒數(shù)為 23 / 76 71，則齒數(shù)比 u＝ 。 則鉆頭內(nèi)嚙合小齒輪的分度圓直徑為，大齒輪的分度圓直徑為 已知 主軸傳動位于高速檔時， 鉆頭工作端轉(zhuǎn)速 ＝ 1485r/min,即小齒輪轉(zhuǎn)速為 1485r/min, 則 主軸箱輸出軸的轉(zhuǎn)速 = r/min。同理，當主軸傳動位于中速檔時，鉆頭工作端小齒輪的轉(zhuǎn)速為則主軸箱輸出軸轉(zhuǎn)速 。當主軸傳動位于低速檔時，鉆頭工作端小齒輪 的轉(zhuǎn)速為 則主軸箱輸出軸轉(zhuǎn)速下面我們對 主軸箱高速檔 ，中速檔 和低速檔 三個檔位 齒輪進行具體的計算和結(jié)構(gòu)設計。 高速檔部分齒輪設計 及校核 1．齒輪齒數(shù)： 從主運動電動機輸入到主軸箱輸出，相當于一級減速，減速比 23，則大齒輪齒數(shù) 66，模數(shù)為 3. 2．選擇齒輪類型 ,精度等級及材料 (1).輪應不受軸向載荷，故選用直齒圓柱齒輪傳動 (2).因 為多軸鉆床為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用 7 級精度 24 / 76 （ GB1009588） . (3).齒輪的材料選擇。由《機械設計》課本（高等教育出版社編）表10－ 1 選擇小齒輪材料為 20CrMnTi,硬度為 300HBS，齒面硬度60HRC。大齒輪材料為 40Cr,硬度為 280HBS. 齒輪的結(jié)構(gòu)設計與齒輪的幾何尺寸、 材料、加工方法、使用要求及經(jīng)濟度等因素有關。因此進行齒輪結(jié)構(gòu)設計時，必須考慮上述各方面的因素。在這里我們按齒輪的直徑大小選定合適的形式。具體設計如下。齒輪結(jié)構(gòu)設計有以下原則： ① 當齒 頂圓直徑小于 160mm 時，可以做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。 ② 當齒頂圓直徑在 160～ 500mm 可以做成腹板式結(jié)構(gòu)。 查《機械設計》（高等教育出版社）有如下設計計算公式： 2131]12 . 3 2 ( )[t EtdHkT Zud u???? ? ? 1).確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1)試選載荷系數(shù)： Tk ＝ (2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： 51 1 10 /T P n?? ① 由《實用機械設計手冊》查的軸承效率為η＝ 99％，連軸器效率為95％。因為主軸箱齒輪布置為五個小齒輪均勻分布在一個大齒輪的內(nèi)側(cè)邊沿，并被大齒輪帶動轉(zhuǎn)動，所以主軸箱輸出功率為 ，式中各參數(shù)含義： 是聯(lián)軸器的傳遞效率 25 / 76 將 ， 1? ＝ 95％，代入得： P= ② 小齒輪轉(zhuǎn)速的計算： 此時，小齒輪的轉(zhuǎn)速即為電動機的轉(zhuǎn)速 所以： = N/mm (3)由《機械設計》表 10－ 7選齒寬系數(shù) d? ＝ 。 (4）由《機械設計》表 10－ 6查得材料得影響系數(shù) EZ = 12MP 。 (5)由《機械設計》表 10－ 21d 按齒面硬度差的小齒輪得接觸疲勞強度極限 lim1 1400H MP? ? , lim 2 600H MP? ? .。 (6) 由《機械設計》表 1013計算應力循環(huán)系數(shù) = (7)由《機械設計》表 10－ 19 查的接觸疲勞強度系數(shù) 1 ? 2 ? (8)計算接觸許用應力 取失效概率為 1％，安全系數(shù)為 s=1 , 由《機械設計》式 10－ 12得： 2 l i m 22[ ] 0 . 9 8 6 0 0 5 8 8H N HH K M P M PS?? ? ? ? ? 26 / 76 2)計算 （ 1） 試計算小齒輪分度圓直徑 1td 代入 [ H? ]中較小的值： 131 12 . 3 2 ( )[]t EtdHkT Zud u???? ? ? （ 2）計算齒寬與齒高之比 b/h： 模數(shù) 齒 全 高 （ 3）計算載荷系數(shù) 根據(jù) v＝ ， 7 級精度，由《機械設計》圖 10－ 8 查的動載系數(shù) vk ＝ 。直齒輪假設 10 0 /AtkF N mmb ? 由《機械設計》表 10－ 3查得 ????。 由《機械設計》表 10－ 2查得使用系數(shù) 1AK? 。 由《機械設計》表 10－ 4查得 7 級精度，小齒輪相對支承對稱布置時 2 2 31 .1 2 0 .1 8 ( 1 0 .6 ) 0 .2 3 1 0H d dKb? ?? ?? ? ? ? ? ? ? ? 將數(shù)據(jù)代入后得： 2 2 31 .1 2 0 .1 8 ( 1 0 .6 0 .5 3 ) 0 .5 3 0 .2 3 1 0 3 4 .9 5HK ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 27 / 76 由 ? ? 查《機械設計》 10－ 13 得 ? ? 故載荷系數(shù) 1 1. 05 1. 2 1. 45A V H HK K K K K??? ? ? ? ??。 （ 4） 載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由《機械設計》公式 10－ 10a 得 = =63mm 由實際要求該設計選 d=69mm ,其強度合格。 由《機械設計》式 10－ 5得彎曲強度的設計公式為： 13 212 ()[]Fa SadFYYkTm z??? 確定公式內(nèi)的各個參數(shù)值 （ 1） 《機械設計》圖 10－ 20d 查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限1 750FE MPa? ? 大齒輪的彎曲疲勞強度 2 720FE MPa? ? （ 2）由《機械設計》 10－ 18查得彎曲疲勞壽命 1 ? 2 ? （ 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) ? ，由《機械設計》式 10－ 12 得 111 0 .9 1 4 0 0[ ] 9 0 01 .4F N F EF K M P aS?? ?? ? ? 222 0 . 9 5 6 0 0[ ] 4 0 71 . 4F N F EF K M P aS?? ?? ? ? （ 4） 載荷系數(shù) A V F Fk K K K K??? 。 28 / 76 （ 5）查取齒形系數(shù)由《機械設計》表 10－ 5查得 ： 1 ? 2 ? 。 （ 6）校正系數(shù)由《機械設 計》表 10－ 5 查得 1 ? 2 ? 計算大小齒輪的[]FasaFYY?并比較大?。? 1112 . 6 2 1 . 5 9 0 . 0 0 4 6 3[ ] 9 0 0F a saFYY? ??? 22 2 .3 2 1 .7 0 0 .0 0 9 7[ ] 4 0 7F a saFYY? ??? 顯然大齒輪數(shù)值大。 設計計算 4322 1 . 4 4 2 7 5 . 4 2 6 1 0 1 . 6 60 . 5 3 2 5m m m? ? ???? 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的 大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸強度的承載能力，僅與齒輪直徑有關，根據(jù)廠房要求 ＝ 69mm， m=3完全可靠。 1）計算分度圓直徑 =23 mm mm 2）計算中心距 a= = 3）計算齒輪寬度 = 29 / 76 由于齒寬計算原則：大齒輪 寬度在計算之內(nèi)，小齒輪寬比大齒輪寬 5～10mm，故將齒寬就近圓整為 mm， mm符合廠方要求。 由于本設計中小齒輪 ，則選用實心結(jié)構(gòu)即盤式齒輪，因為大齒輪分度圓直徑為 = mm,由 齒輪設計原則可知 大齒輪選腹板式 結(jié)構(gòu) 。 大齒輪的腹板式結(jié)構(gòu)如下圖33 所示： 圖 33 大齒輪的腹板式結(jié)構(gòu) 腹板結(jié)構(gòu)尺寸可以參閱《機械設計》第十章第十節(jié)，具體 尺寸詳見CAD 零件圖第 3張圖紙 見表 33 30 / 76 表 33 高速檔大小齒輪參數(shù)表 名稱 參數(shù)代號 小齒輪參數(shù) 大齒輪參數(shù) 模數(shù) m 3 3 齒數(shù) z 23 66 壓力角 ? 20 20 分度圓直徑 d 69 198 齒頂高系數(shù) *ah 1 1 頂隙系數(shù) 齒 全高 h 齒頂圓直徑 1ad 75 204 齒根圓直徑 fd 至此， 高速檔 齒輪的設計 及校核工作 已經(jīng)完成 ,下面進行校核 。 中 速檔部分齒輪設計 1．齒輪齒數(shù)： 從鉆頭工作端開始考慮，已知鉆頭工作端轉(zhuǎn)速 ＝ ,即小 31 / 76 齒輪轉(zhuǎn)速為 ,加速部分傳動比 ＝ 3。所以主軸箱輸出端轉(zhuǎn)速= r/min .從主運動電動機輸入到主軸箱輸出，相當于一級減速，減速比 5由于主軸箱的三個檔速三對齒輪嚙合，三對齒輪中心距一樣均為 ，所以對中速檔的一對齒輪而言，267mm 則初選主軸箱中小齒輪的齒數(shù)為 18，