單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動的設(shè)計【F=5000N V=2.0m-s D=400】,F=5000N V=2.0m-s D=400,單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動的設(shè)計【F=5000N,V=2.0m-s,D=400】,圓柱齒輪,減速器,以及,一級,傳動,設(shè)計 目 錄 第一章 前言 ……………………………………………………………….…1 第二章 計算說明…………………………………………… ………3 2.1.1傳動方案擬定…………….……………………………………3 2.1.2電動機(jī)的選擇……………………………………..…..……….4 2.1.3 確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比………….…..…….6 2.1.4傳動裝置的運動和動力設(shè)計……………………………………..7 2.2 普通V帶的設(shè)計………………………………………………….10 2.3 齒輪傳動的設(shè)計……………………………………..…………..15 2.4 傳動軸的設(shè)計………………………….………….……………..18 2.5 箱體的設(shè)計………..…………………….……………………….27 2.6 鍵連接的設(shè)計……………………………………………………29 2.7 滾動軸承的設(shè)計………………………………….………………31 2.8 潤滑和密封的設(shè)計………………………………..………………32 2.9 聯(lián)軸器的選擇…………………………….………………………33 第三章 軸的數(shù)控加工與編程………………………………………36 3.1.1軸的加工參數(shù)及工藝分析……………………………....... ……39 3.1.2 加工程序的編制………………………………………………………40 設(shè)計小結(jié)….…………………………………………………....…….41 參考文獻(xiàn)…...……………………………………………………...…43. 附錄(程序)…..………………………………………………….……44 前言 當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機(jī)的連體結(jié)構(gòu)，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號的產(chǎn)品。近十幾年來,由于近代計算機(jī)技術(shù)與數(shù)控技術(shù)的發(fā)展，使得機(jī)械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機(jī)械傳動產(chǎn)品的多樣化，整機(jī)配套的模塊化，標(biāo)準(zhǔn)化，以及造型設(shè)計藝術(shù)化，使產(chǎn)品更加精致，美觀化。 在21世紀(jì)成套機(jī)械裝備中,齒輪仍然是機(jī)械傳動的基本部件。CNC機(jī)床和工藝技術(shù)的發(fā)展,推動了機(jī)械傳動結(jié)構(gòu)的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設(shè)計中的電子控制、液壓傳動、齒輪、帶鏈的混合傳動,將成為變速箱設(shè)計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設(shè)計中的學(xué)科交叉,將成為新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢。 關(guān)鍵字：減速器 軸承 齒輪 機(jī)械傳動 一、 計算說明 設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 １、工作條件：使用年限５年，工作為一班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 ２、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=5000N； 帶速V=2.0m/s； 滾筒直徑D=400mm； 方案擬定： 　　　采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護(hù)方便。 1.電動機(jī) 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器 4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶 2.1.2電動機(jī)選擇 1、電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動機(jī)，此系列電動機(jī)屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機(jī)，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護(hù)方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機(jī)械。 2、電動機(jī)容量選擇： 電動機(jī)所需工作功率為： 式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw) 由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW) 因此　　 Pd=FV/1000ηa (KW) 由電動機(jī)至運輸帶的傳動總效率為： η總=η１×η２３×η３×η４×η5 式中：η1、η2、η3、η4、η5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。 取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９７ 則：　η總=0.96×0.98３×0.97×0.99×0.96 　　 =0.83 所以：電機(jī)所需的工作功率： 　　　　Pd　= FV/1000η總 =(5000×2.0)/(1000×0.83) = 12.05 (kw) 3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為： n卷筒＝60×1000·V/（π·D） =(60×1000×2.0)/（４0０·π） 　　　　　 =95.49 r/min 根據(jù)手冊Ｐ７表１推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ｉ’=3～６。 ?。謳鲃颖龋桑薄?２～４ 。則總傳動比理論范圍為：Ｉa’＝1６～２４。 故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范為 N’d=I’a×n卷筒 　　　　　 =(16～24)×95.49 =1527.84～2291.76 r/min 則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000和1500r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊查出三種適用的電動機(jī)型號：（如下表） 方 案 電 動 機(jī) 型 號 額定功率 電動機(jī)轉(zhuǎn)速 (r/min) 電動機(jī)重量 N 參 考 價 格 傳動裝置傳動比 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動比 V帶傳動 減速 器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72 綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格 和帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。 此選定電動機(jī)型號為Y132M2-6，其主要性能： 電動機(jī)主要外形和安裝尺寸： 2.1.3確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比： 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n 1、可得傳動裝置總傳動比為： ia=nm/n=nm/n卷筒 =960/95.49=10.05 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比 ia=i0×i （式中i0、i分別為帶傳動 和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導(dǎo)書P7表1，取i0=2.8（普通V帶 i=2～4） 因為：　　　ia＝i0×i 所以：　　　i＝ia／i0 ＝10.05/2.8 ＝3.59 四、傳動裝置的運動和動力設(shè)計： 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸，......以及 i0,i1，......為相鄰兩軸間的傳動比 η01，η12，......為相鄰兩軸的傳動效率 PⅠ，PⅡ，......為各軸的輸入功率 （KW） TⅠ，TⅡ，......為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （N·m） nⅠ,nⅡ,......為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min） 可按電動機(jī)軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù) 2.1.4 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 1）計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： Ⅰ軸：nⅠ=nm/ i0 =960/2.8=342.86 （r/min） 　?、蜉S：nⅡ= nⅠ/ i1 =324.86/3.59=90.49 r/min 卷筒軸：nⅢ= nⅡ （2）計算各軸的功率： Ⅰ軸： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1 =12.05×0.96=11.57（KW） Ⅱ軸： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3 =11.57×0.98×0.97 　 =11（KW） 卷筒軸： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4 =11×0.98×0.99=10.67（KW） 計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×12.05/960 =119.87 N·m Ⅰ軸： TⅠ= Td·i0·η01= Td·i0·η1 =119.87×2.8×0.96=322.22 N·m Ⅱ軸： TⅡ= TⅠ·i1·η12= TⅠ·i1·η2·η4 =322.22×3.59×0.98×0.99=1122.29 N·m 卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：T Ⅲ= TⅡ·η2·η4 =1088.84 N·m 計算各軸的輸出功率： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率： 故：P’Ⅰ=PⅠ×η軸承=11.57×0.98=11.34 KW P’Ⅱ= PⅡ×η軸承=11×0.98=10.78 KW 計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則： T’Ⅰ= TⅠ×η軸承 =322.22×0.98=315.78 N·m T’ Ⅱ= TⅡ×η軸承=1122.29×0.98=1099.84 N·m 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下 = 軸名 效率P （KW） 轉(zhuǎn)矩T （N·m） 轉(zhuǎn)速n r/min 傳動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機(jī)軸 4.5 44.77 960 2.8 0.96 ?、褫S 4.32 4.23 120.33 117.92 342.86 4.44 0.95 Ⅱ軸 4.11 4.02 518.34 507.97 77.22 1.00 0.97 卷筒軸 4.07 3.99 502.90 492.84 77.22 2.2 V帶的設(shè)計 （1）選擇普通V帶型號 由PC=KA·P=1.1×5.5=6.05（ KW） 根據(jù)課本P134表9-7得知其交點在A、B型交 界線處，故A、B型兩方案待定： 方案1：取A型V帶 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=100mm d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε) =2.8×100×(1-0.02)=274.4mm 由表9-2取d2=274mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1·d1·π/（1000×60） =960×100·π/（1000×60） =5.024 m/s 介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2） 0.7×（100+274）≤a0≤2×（100+274） 262.08 ≤a0≤748.8 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×500+π·（100+274）/2+（274-100）2/(4×500) =1602.32 mm 由表9-3選用Ld=1400 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(274-100)×57.3/398.84=155.01>120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα） =6.05/（（0.95+0.11）×0.96×0.95） = 6.26 故要取7根A型V帶 計算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2 =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（7×5.02）+0.17×5.022 =144.74 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2·z·F0·sin(α/2) =2×7×242.42×sin(155.01/2)=1978.32 N 方案二：取B型V帶 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=140mm d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε) =2.8×140×(1-0.02)=384.16mm 由表9-2取d2=384mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1·d1·π/（1000×60） =960×140·π/（1000×60） =7.03 m/s 介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2） 0.7×（140+384）≤a0≤2×（140+384） 366.8≤a0≤1048 初定中心距a0=700 ，則帶長為 L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×700+π·（140+384）/2+（384-140）2/(4×700) =2244.2 mm 由表9-3選用Ld=2244 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(384-140)×57.3/697.9=160.0>120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα） =6.05/（（2.08+0.30）×1.00×0.95） = 2.68 故取3根B型V帶 計算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2 =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×7.03）+0.17×7.032 =242.42 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2·z·F0·sin(α/2) =2×3×242.42×sin(160.0/2) =1432.42 N 綜合各項數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合帶速驗算： V=n1·d1·π/（1000×60） =960×140·π/（1000×60） =7.03 m/s 介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2） 0.7×（140+384）≤a0≤2×（140+384） 366.8≤a0≤1048 初定中心距a0=700 ，則帶長為 L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×700+π·（140+384）/2+（384-140）2/(4×700) =2244.2 mm 由表9-3選用Ld=2244 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(384-140)×57.3/697.9=160.0>120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα） =6.05/（（2.08+0.30）×1.00×0.95） = 2.68 故取3根B型V帶 計算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2 =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×7.03）+0.17×7.032 =242.42 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2·z·F0·sin(α/2) =2×3×242.42×sin(160.0/2) d0 d H L =1432.42 N 綜合各項數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合 S1 斜度1:25 S S2 dr dk dh d da L B S2 2.3齒輪傳動的設(shè)計： (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。 齒輪精度初選8級 (2)、初選主要參數(shù) Z1=20 ，u=4.5 Z2=Z1·u=20×4.5=90 取ψa=0.3，則ψd=0.5·（i+1）·=0.675 （3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1≥ 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本表6-6 取K=1.2 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.23/342.86 =1.18×105 N·mm 材料彈性影響系數(shù) 由課本表6-7 ZE=189.8 區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 重合度系數(shù) εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69 Zε= 許用應(yīng)力 查課本圖6-21（a） 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 則 取兩式計算中的較小值，即［σH］=560Mpa 于是 d1≥ = =52.82 mm (4)確定模數(shù) m=d1/Z1≥52.82/20=2.641 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值 m=3 (5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 校核 式中 小輪分度圓直徑d1=m·Z=3×20=60mm 齒輪嚙合寬度b=Ψd·d1 =1.0×60=60mm 復(fù)合齒輪系數(shù) YFS1=4.38 YFS2=3.95 重合度系數(shù)Yε=0.25+0.75/εt =0.25+0.75/1.69=0.6938 許用應(yīng)力 查圖6-22（a） σFlim1=245MPa σFlim2=220Mpa 查表6-8 ，取SF=1.25 則 計算大小齒輪的并進(jìn)行比較 < 取較大值代入公式進(jìn)行計算 則有 =71.86<［σF］2 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 （6） 幾何尺寸計算d2=m·Z1=3×90=270 mm a=m ·（Z1+Z2）=3×（20+90）/2=165 mm b=60 mm b2=60 取小齒輪寬度 b1=65 mm （7）驗算初選精度等級是否合適 齒輪圓周速度 v=π·d1·n1/（60×1000） =3.14×60×342.86/（60×1000） =1.08 m/s 對照表6-5可知選擇8級精度合適。 2.4齒輪軸的設(shè)計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪軸的輪齒段 4—套筒 6—密封蓋 7—軸端擋圈 8—軸承端蓋 9—帶輪 10—鍵 d1=m·(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅠ=4.32 KW 轉(zhuǎn)速為nⅠ=342.86 r/min 根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115 d≥ (3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 則第一段長度L1=60mm 右起第二段直徑取D2=Φ38mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=Φ40mm，長度為L3=20mm 右起第四段，為滾動軸承的定位軸徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=Φ48mm，長度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ66mm，分度圓直徑為Φ60mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=Φ66mm，長度為L5=65mm 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=Φ48mm 長度取L6= 10mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ40mm，長度L7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=60mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =1.18×105 N·mm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=2×1.18×105/60=1966.67N 求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=1966.67×tan200=628.20N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×62/124=314.1 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=PA×62=60.97 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62=19.47 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=59.0 Nm （8）畫當(dāng)量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC2=73.14Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =73.14×1000/(0.1×443)=8.59 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =35.4×1000/(0.1×303)=13.11 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。受力圖如下 ：輸出軸的設(shè)計計算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪 4—套筒 6—密封蓋 7—鍵 8—軸承端蓋 9—軸端擋圈 10—半聯(lián)軸器 (2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅡ=4.11 KW 轉(zhuǎn)速為nⅡ=77.22 r/min 根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115 d≥ (3)確定軸各段直徑和長度 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取Φ45mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=82mm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為Φ55mm，長度為L3=36 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為270mm，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ66mm ,長度取L5=10mm 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ55mm，長度L6=21mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=270mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =5.08×105N·mm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=2×5.08×105/270=3762.96N 求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=3762.96×tan200=1369.61N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×62/124= 684.81 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA×62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62=41.09 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d2/2=508.0 Nm （8）畫當(dāng)量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC2=307.56Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下： 2.5箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機(jī)體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進(jìn)入機(jī)體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。 (2) 放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標(biāo)油標(biāo)用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標(biāo)有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標(biāo)準(zhǔn)件。 (4)通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機(jī)蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機(jī)體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達(dá)到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機(jī)體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機(jī)蓋與機(jī)座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機(jī)蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機(jī)蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機(jī)蓋和機(jī)座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠(yuǎn)些。如機(jī)體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應(yīng)該對稱布置。 (7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。 (8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機(jī)蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機(jī)蓋。 (9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進(jìn)入機(jī)體內(nèi)。密封件多為標(biāo)準(zhǔn)件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。 箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表： 名稱 符號 尺寸（mm） 機(jī)座壁厚 δ 8 機(jī)蓋壁厚 δ1 8 機(jī)座凸緣厚度 b 12 機(jī)蓋凸緣厚度 b 1 12 機(jī)座底凸緣厚度 b 2 20 地腳螺釘直徑 df 20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d1 16 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12 聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160 軸承端蓋螺釘直徑 d3 10 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 8 定位銷直徑 d 8 df，d1, d2至外機(jī)壁距離 C1 26, 22, 18 df， d2至凸緣邊緣距離 C2 24, 16 軸承旁凸臺半徑 R1 24, 16 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn) 外機(jī)壁至軸承座端面距離 l1 60，44 大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 △1 12 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離 △2 10 機(jī)蓋、機(jī)座肋厚 m1 ,m2 7， 7 軸承端蓋外徑 D2 90， 105 軸承端蓋凸緣厚度 t 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)，一般s=D2 2.6鍵聯(lián)接設(shè)計 1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑d1=30mm,L1=50mm 查手冊得，選用C型平鍵，得： A鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm T=44.77N·m h=7mm 根據(jù)課本P243（10-5）式得 σp=4 ·T/(d·h·L) =4×44.77×1000/（30×7×42） =20.30Mpa < [σR] (110Mpa) 2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=44mm L2=63mm TⅠ=120.33N·m 查手冊 選A型平鍵 GB1096-79 B鍵12×8 GB1096-79 l=L2-b=62-12=50mm h=8mm σp=4 ·TⅠ/（d·h·l） =4×120.33×1000/（44×8×50） = 27.34Mpa < [σp] (110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=60mm L3=58mm TⅡ=518.34Nm 查手冊P51 選用A型平鍵 鍵18×11 GB1096-79 l=L3-b=60-18=42mm h=11mm σp=4·TⅡ/（d·h·l） =4×518.34×1000/（60×11×42） =74.80Mpa < [σp] (110Mpa) 十．滾動軸承設(shè)計 根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命 Lh5×365×8=14600小時 1.輸入軸的軸承設(shè)計計算 （1）初步計算當(dāng)量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=628.20N 2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 查課本表11-5，選擇6208軸承 Cr=29.5KN 由課本式11-3有 ∴預(yù)期壽命足夠 ∴此軸承合格 2.輸出軸的軸承設(shè)計計算 （1）初步計算當(dāng)量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1369.61N （2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 查課本表11-5，選擇6211軸承 Cr=43.2KN 由課本式11-3有 ∴預(yù)期壽命足夠 ∴此軸承合格 十一、密封和潤滑的設(shè)計 1.密封 由于選用的電動機(jī)為低速，常溫，常壓的電動機(jī)則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達(dá)到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復(fù)自行潤滑。 2．潤滑 (1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機(jī)體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應(yīng)小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 (2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 十二．聯(lián)軸器的設(shè)計 （1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結(jié)構(gòu)簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。 （2）載荷計算 計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TⅡ=1.3×1022.29=1158.98Nm， 其中KA為工況系數(shù)，由課本表14-1得KA=1.3 （3）型號選擇 根據(jù)TC，軸徑d，軸的轉(zhuǎn)速n， 查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm, 許用轉(zhuǎn)速[n]=3750r/m ,故符合要求。 第三章 軸的數(shù)控加工于編程 3.1.1齒輪軸加工參數(shù)及工藝分析 切削用量的選擇 對于高效率的金屬切削機(jī)床加工來說，被加工材料、切削刀具、切削用量是三大要素。這些條件決定著加工時間、刀具壽命和加工質(zhì)量。經(jīng)濟(jì)的、有效的加工方式，要求必須合理地選擇切削條件。 在確定每道工序的切削用量時，應(yīng)根據(jù)刀具的耐用度和機(jī)床說明書中的規(guī)定去選擇。也可以結(jié)合實際經(jīng)驗用類比法確定切削用量。在選擇切削用量時要充 分保證刀具能加工完一個零件，或保證刀具耐用度不低于一個工作班，最少不低于半個工作班的工作時間。 背吃刀量主要受機(jī)床剛度的限制，在機(jī)床剛度允許的情況下，盡可能使背吃刀量等于工序的加工余量，這樣可以減少走刀次數(shù)，提高加工效率。對于表面粗糙度和精度要求較高的零件，要留有足夠的精加工余量，數(shù)控加工的精加工余量可比通用機(jī)床加工的余量小一些。 在確定切削用量時，要根據(jù)被加工工件材料、硬度、切削狀態(tài)、背吃刀量、進(jìn)給量，刀具耐用度，最后選擇合適的切削速度。車削加工時的切削條件可參考表4-1 表4-1車削加工時的選擇切削條件的參考數(shù)據(jù) 根據(jù)經(jīng)驗選擇，一般粗車切削深度為2～3mm,半精車切削深度為0.5～2mm，精車切削深度為0.2～0.5mm。本課題所加工的為45鋼，由表可知：切削速度應(yīng)在70～220mm/min。 用硬質(zhì)合金車刀精車時，一般多采用較高的切削速度。根據(jù)經(jīng)驗,我們選擇Vc=120mm/min.由公式n=1000v/∏dw (dw-未加工工件的直徑)可以計算出,粗車時n=500r/min;精車時n=1200r/min. 車削時主軸轉(zhuǎn)速的確定 主軸轉(zhuǎn)速的確定應(yīng)根據(jù)被加工部位的直徑，并按照零件和刀具的材料及加工性質(zhì)等條件所允許的切削速度來確定。切削速度可通過計算、查表和實踐經(jīng)驗獲取。表4-2為硬質(zhì)合金外圓車刀切削速度的參考值，可結(jié)合實踐經(jīng)驗參考選用。 進(jìn)給速度的確定 單一方向進(jìn)給速度包括縱向進(jìn)給速度和橫向進(jìn)給速度，其值可通過進(jìn)給量與主軸轉(zhuǎn)速得到，具體按F= f×n計算（式中：f為進(jìn)給量，n為轉(zhuǎn)速）。粗車時進(jìn)給量一般取0.3～0.8mm/r，精車時常取0.1～0.3mm/r，切斷時常取0.05～0.2mm/r。表4-3為硬質(zhì)合金車 刀粗車外圓、端面進(jìn)給量參考值。 3.1.2加工程序編制 一、(1)粗加工階段 A.毛胚處理 毛胚備料鍛造和正火 B.粗加工 車端面打中心孔和車外圓 這階段的主要目的是：用大量的切削用量切除大部分余量，把毛胚加工至接近工件的最終形狀和尺寸，只留下少量的加工余量。通過這階段還及時發(fā)現(xiàn)鍛件裂紋等缺陷，作出相應(yīng)措施 (2).半精加工階段 A.半精加工前熱處理 對于45鋼一般采用調(diào)質(zhì)處理以達(dá)到HBS235 B.半精加工 半精車外圓 這階段的主要目的是：為精加工作好準(zhǔn)備，尤其是為精加工作好基面準(zhǔn)備，對一些要求不高的表面，在這個階段達(dá)到圖紙規(guī)定的要求。 (3).精加工階段 A.精加工前熱處理 局部高頻淬火 B.精加工前各種加工 粗磨外圓 銑鍵槽 C.精加工 精磨外圓保證齒輪軸表面的精度 這階段的目的是：把各表面部加工到圖紙規(guī)定的要求 二、在兩頂尖間車外圓 工件一端外圓車好后，需將工件調(diào)頭裝夾，為不破壞已加工表面精度，傳動裝置與加工表面要墊銅皮 三、車槽的方法 （1） 車軸肩溝槽 采用等于槽寬的車槽刀，沿著軸肩將槽車出，直到符合圖樣要求為止。 （2） 車非軸肩溝槽 車非軸肩溝槽時，需確定溝槽的位置。確定方法有兩種：一種是用鋼直尺測量槽刀的工作位置，車刀縱向移動，使左側(cè)的刀頭與鋼直尺上所需的長度對齊；另一種是利用床鞍或小滑板的刻度盤控制車槽的正確位置。車削方法與車軸肩溝槽基本相同。 （3） 車寬矩形槽 首先確定溝槽的正確位置。常用的方法有刻線痕法和鋼直尺測量法。溝槽位置確定后，可分粗精車將溝槽車至尺寸。粗車一般要分幾刀將槽車出，槽的兩側(cè)和槽底要各留0.5mm的精車余量。車最后一刀的同時應(yīng)在槽底縱向進(jìn)給一次，將槽底車平整。精車時，應(yīng)先車溝槽的位置尺寸，然后再車槽寬尺寸，直至符合圖樣要求為止。 十四、加工程序的編制 加工路線的確定 最短的切削進(jìn)給路線 切削進(jìn)給路線最短，可有效提高生產(chǎn)效率，降低刀具損耗。安排最短切削進(jìn)給路線時，同時還要保證工件的剛性和加工工藝性等要求。因本次加工的材料是圓棒料，所以經(jīng)綜合考慮選擇矩形進(jìn)給路線。 程序編制方法的確定[13] 程序編制分為：手工編程和自動編程兩種。 1.手動編程：整個編程過程由人工完成。對編程人員的要求高（不僅要熟悉數(shù)控代碼和編程規(guī)則，而且還必須具備機(jī)械加工工藝知識和數(shù)值計算能力）手工編程適用于：幾何形狀不太復(fù)雜的零件。 2.自動編程：編程人員只要根據(jù)零件圖紙的要求，按照某個自動編程系統(tǒng)的規(guī)定， 將零件的加工信息用較簡便的方式送入計算機(jī)，由計算機(jī)自動進(jìn)行程序的編制，編程系統(tǒng)能自動打印出程序單和制備控制介質(zhì)。自動編程適用于：形狀復(fù)雜的零件、雖不復(fù)雜但編程工作量很大的零件（如有數(shù)千個孔的零件）、雖不復(fù)雜但計算工作量大的零件（如輪廓加工時，非圓曲線的計算）。 根據(jù)以上各種程序編制的特點，對軸的加工程序的編制進(jìn)行以下選擇：由于軸的幾何形狀不太復(fù)雜，因此對其外圓表面的加工，選擇手工編程；其軸上鍵槽的加工采用自動編程。 數(shù)控指令簡介及加工程序 一、數(shù)控指令 數(shù)控程序的指令由一系列的程序字組成，而程序字通常由地址（address）和數(shù)值（number）兩部分組成，地址通常是某個大寫字母。數(shù)控程序中的地址代碼意義如表5-1所示。 功 能 地 址 意 義 程序號 ：(ISO)，O (EIA) 程序序號 順序號 N 順序號 準(zhǔn)備功能 G 動作模式（直線、圓弧等） 尺寸字 X、Y、Z 坐標(biāo)移動指令 A、B、C、U、V、W 附加軸移動指令 R 圓弧半徑 I、J、K 圓弧中心坐標(biāo) 進(jìn)給功能 F 進(jìn)給速率 主軸旋轉(zhuǎn)功能 S 主軸轉(zhuǎn)速 刀具功能 T 刀具號、刀具補償號 輔助功能 M 輔助裝置的接通和斷開 補償號 H、D 補償序號 暫停 P、X 暫停時間 子程序號指定 P 子程序序號 二、主要的加工程序 見附錄 設(shè)計小結(jié) 　　機(jī)械畢業(yè)設(shè)計是我們機(jī)械類專業(yè)學(xué)生最后一次較全面的機(jī)械設(shè)計，是機(jī)械設(shè)計和機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。 　　(1) 通過這次機(jī)械畢業(yè)設(shè)計，綜合運用了機(jī)械設(shè)計課程和其他有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學(xué)知識得到進(jìn)一步鞏固、深化和擴(kuò)展。 　　(2) 學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法，掌握通用機(jī)械零件、機(jī)械傳動裝置或簡單機(jī)械的設(shè)計原理和過程。 　　(3) 進(jìn)行機(jī)械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖、熟悉和運用設(shè)計資料（手冊、圖冊、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進(jìn)行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 參考文獻(xiàn) [1]《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠(yuǎn)主編，1995年12月第一版； [2]《機(jī)械設(shè)計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀(jì)名剛主編，2001年7月第七版； [3]《簡明機(jī)械設(shè)計手冊》，同濟(jì)大學(xué)出版社，洪鐘德主編，2002年5月第一版； [4]《減速器選用手冊》，化學(xué)工業(yè)出版社，周明衡主編，2002年6月第一版； [5]《工程機(jī)械構(gòu)造圖冊》，機(jī)械工業(yè)出版社，劉希平主編 [6]《機(jī)械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年8月第四版； 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N160G00 Z2; N170 X36; N180 G01 Z-17; N190 X41; N200 G00 X100 Z100 T0100； N210 M09; N220 M05； N230 M30; 以左端面和￠48.833的外圓作定位基準(zhǔn) 精車左端 28 O0003 N010 G50 X100 Z100； N020 M03 S1200； N030 M08； N040 T0101； N050 G00 X24 Z2； N060 G01 X27.7 Z-2 F0.2； N070 Z-53.5； N080 G02 X31.7 Z-55 R1.5； N090 G01 Z-103.5； N100 G02 X34.7 Z-105 R1.5； N110 G01 Z-126； N120 X40； N130 Z-215； N140 X46.833； N150 X48.833 Z-217； N160 G00 X100 Z100 T0100； N170 M09； N180 M05； N190 M30； 精車右端 O0004 N010 G50 X100 Z100； N020 M03 S1200； N030 M08； N040 T0101； N050 G00 X31； N060 G01 X34.7 Z-2 F0.2； N070 Z-17； N080 X40； N090 Z-33； N100 G00 X100 Z100 T0100； N110 T0202； N120 G00 X44 Z-17； N130 G01 X34 F0.1； N140 G04 X3.0； N150 G01 X44； N160 G00 X54； N170 Z-170； N180 X44； N190 G01 X34 N200 G04 X3.0； N210 G01 X44； N220 G00 X100 Z100 T0200； N230 M09； N240 M05； N250 M30； O0000 N100G21 N102G0G17G40G49G80G90 N104T1M6 N106G0G90X18.5Y1.25A0. S1909M3 N108G43H1Z50. N110Z10. N112G1Z-.975F1.8 N114G2Y-1.25R1.25F190.9 N116G1X-18.5 N118G2Y1.25R1.25 N120G1X18.5 N122Z-1.95F1.8 N124G2Y-1.25R1.25F190.9 N126G1X-18.5 N128G2Y1.25R1.25 N130G1X18.5 N132Z-2.925F1.8 N134G2Y-1.25R1