Z32K型搖臂鉆床變速箱的改進設計,z32k,搖臂,鉆床,變速箱,改進,改良,設計 畢業(yè)論文(設計)任務書 論文(設計)題目 Z32K型搖臂鉆床變速箱的改進設計 學生姓名 鄧玉佳 專業(yè)班級 機自02103班 學 號 131021087 指導教師 張世安 覃道益 教研室(或外聘單位) 機械設計 起止時間 2006 年 02 月 27日 至2006 年 06 月 02日 畢業(yè)論文(設計) 任務、目的與基本要求： 一、畢業(yè)設計（論文）的任務： 通過到現(xiàn)場的調研，了解和掌握Z32K型搖臂鉆床變速箱的結構和原理以及在實際使用過程中出現(xiàn)的問題，在理論（計算）分析，計算的基礎上，針對Z32K型搖臂鉆床變速箱存在的不足，提出具體可行的解決方案。 二、畢業(yè)設計（論文）的目的： 通過本次畢業(yè)設計（論文）的學習和總結，全面檢測學生以前所學的機械學等方面的知識和掌握的程度。而Z32K型搖臂鉆床變速箱是企業(yè)金屬加工車間常用的一種機床，為了提高工作效率，減輕工人的勞動強度，提高生產(chǎn)效率。有必要對Z32K型搖臂鉆床變速箱進行更好地改進設計，這樣在使用中將大大提高工作效率，降低了工人的勞動強度。通過本次畢業(yè)設計（論文），可以提高學生分析問題、解決問題的能力，對文獻檢索、英文翻譯、學生運用計算機和外語的能力，都將是一次全面的檢驗。 三、畢業(yè)設計（論文）的要求： 1 該機工作時，主軸部份能在任意位置擺動； 2 擬定工作機構和傳動系統(tǒng)的運動方案，并進行多方案對比分析； 3 畫出Z32K型搖臂鉆床改進系統(tǒng)的運動簡圖； 4 對工作機構各位置進行運動和動力分析； 5 設計繪制Z32K型搖臂鉆床變速箱裝配圖2張（一張A0、一張A1）； 6 設計繪制Z32K型搖臂鉆床主軸裝配圖1張（A0）； 7 設計繪制零件工作圖8張（七張A3、一張A4）； 8 編制設計計算說明書1份（1.5萬字以上）。 主要參考文獻與資料： 1 He Guang Ping. Self-reconfiguration Of Underactuated Redundant Manipulators With Optimizing The Flexibility Ellipsoid. Chinese Journal of Mechanical Engineering 2005,VOL 18: 92-97 2 張世安.擺線針輪行星傳動中擺線輪最佳修形量的分析與計算 機械科學與技術，2002（6）：906-908 3 孫橫,傅則紹.機械原理 北京：高等教育出版社，1993 4 邱宣懷.機械設計 北京：高等教育出版社，1994 5 周開勤.機械零件手冊 北京：高等教育出版社，1989 6 申永勝主編.機械原理教程 北京：清華大學出版社，1999 7 濮良貴，紀名剛主編.機械設計（第七版） 北京：高等教育出版社，2002 8 龔溎義主編.機械設計課程設計圖冊 北京：高等教育出版社，2002 9 吳宗澤主編.機械設計使用手冊 北京：化學工業(yè)出版社，1999 10 陳遠章主編.現(xiàn)代機械設備設計手冊（ 第2卷） 北京：機械工業(yè)出版社，1996 11 黃靖遠.機械設計學 北京：機械工業(yè)出版社，1999 12 陳鐵鳴主編.新編機械設計課程設計圖冊 北京：高等教育出版社，2003 畢業(yè)論文 (設計)進度安排： 畢業(yè)實習與畢業(yè)設計（論文）調研階段：（第3～4周，2006.2.27～3.10） 畢業(yè)設計（論文）開題報告階段：（第5～6周，2006.3.13～3.24） 畢業(yè)設計（論文）主要工作階段：（第7～15周，2006.3.27～6.2） 答辯時間：2006年6月5日～6月11日。 課 題 申 報 與 審 查 指導教師（簽名）： 2005年 12月 28 日 教研室主任（簽名）： 年 月 日 系主任（簽名）： 年 月 日 Z32K型搖臂鉆床變速箱的改進設計 中文摘要及關鍵詞 摘要：本次設計課題為“Z32K型搖臂鉆床變速箱的改進設計”。主要是對Z32K型搖臂鉆床的升降系統(tǒng)進行了改進、分析與設計，并對其主要傳動零件進行設計及強度校核。了解和掌握Z32K型搖臂鉆床在實際使用過程中出現(xiàn)的問題，在理論分析，計算的基礎上，針對Z32K型搖臂鉆床的升降系統(tǒng)是單手柄集中操作，操作起來比較麻煩，搖臂鉆床體架太重，費力又費時，將其手動改進為自動升降，并提出了具體可行的解決方案。 關鍵詞：搖臂鉆床 手動、自動升降系統(tǒng) 電動機 齒輪 強度校核 英文摘要及關鍵詞 Abstraction ：This design topic is "the Z32K radial drill drilling machine gear box improvement design". Mainly was has made the improvement, the analysis and the design to the Z32K radial drill drilling machine jacking system, and carried on the design and the intensity examination to its main transmission components. Understood and grasps the Z32K radial drill drilling machine the question which appears in the actual use process, in the theoretical analysis, in the computation foundation, in view of the Z32K radial drill drilling machine jacking system is the single handle centralism operation, operates quite troublesomely, radial drill drilling machine body too is heavy, takes the trouble to take time, its manual improvement is the power elevation, and proposed specifically the feasible solution. Keywords: universal raidial drilling machine manual operating and automatic fluctuation system electric motor gear strength cheeks. 第一章 概述 1.1搖臂鉆床的簡介 機床的品種和規(guī)格繁多，為了便于區(qū)別、使用和管理，將各種機床都進行了分類和和編制型號。分類方法也有多種。主要是按照加工的性質和所用的刀具進行分類。根據(jù)國家規(guī)定的機床型號的編制方法，目前將機床分為12大類：車床、鉆床、鏜床、磨床、齒輪加工機床、螺紋加工機床、銑床、刨插床、拉床、特種加工機床、鋸床及其他機床。在每一類機床中，又可以按照工藝范圍、步型型式和結構等等，可以分為若干組，每一組又可以分為若干系列。如鉆床又包括：坐標鏜鉆床、深孔鉆床、搖臂鉆床、臺式鉆床、立式鉆床、臥式鉆床、中心孔鉆床及其他鉆床。在上述的基本分類方法的基礎上，還可以根據(jù)機床的其他特征進一步進行分類。同類型機床按照應用范圍（通用性程度），可以分為通用機床（或者稱萬能機床）、專門化機床和專用機床三大類。其中通用機床是可以加工多種工件，完成多種多樣工序的加工范圍較廣的機床，如臥式車床、搖臂鉆床等等。 搖臂鉆床是搖臂繞立柱回轉和升降的，主軸箱在搖臂上作水平運動的鉆床。對于大，中型工件上的孔，通常采用搖臂鉆床加工。加工時工件固定不動，移動主軸（刀具）可以方便地對準被加工孔的位置。搖臂鉆床廣泛用于大、中型零件的多孔加工。 搖臂鉆床主要由立柱，搖臂，主軸箱，和底座等部分組成。主軸箱裝在搖臂上，可沿立柱上下移動，以適應加工不同高度工件的要求。此外，搖臂還可以隨外立柱在360°范圍回轉，因此主軸很容易調整到所需要的加工位置。為了使主軸在加工時保持確定的位置，搖臂鉆床還具有內立柱，搖臂及主軸箱的夾緊機構，當主軸的位置調整確定后，可以快速將它們夾緊。 搖臂鉆床的其他變形如萬向搖臂鉆床搖臂和主軸箱可以回轉或傾斜，使主軸可在空間任意方向都可以進行鉆削，適用于重型機器，機車車輛，船舶和鍋爐等制造業(yè)中加工大型工件。車式搖臂鉆床的底座有車輪，可以在軌道上移動，適用于橋梁和機床等行業(yè)窄長形工件的孔加工。 1.2搖臂鉆床的國內發(fā)展動態(tài)及趨勢 目前國內搖臂鉆床生產(chǎn)廠家有許多家，但是在這個行業(yè)做的較好的廠家不是很多。其中沈陽機床股份有限公司中捷搖臂鉆床廠的產(chǎn)品國內市場占有率高達70％，出口產(chǎn)品遍及中東、北美、西歐等86個國家和地區(qū)。進入市場經(jīng)濟后，國內機床行業(yè)競爭日趨激烈，與中捷搖臂鉆廠生產(chǎn)相同型號產(chǎn)品的企業(yè)有40多家，中捷搖臂鉆廠產(chǎn)品領先優(yōu)勢受到挑戰(zhàn)。為了應對挑戰(zhàn)，中捷搖臂鉆廠在產(chǎn)品賣得正火的時候，提出了進行跨越產(chǎn)品結構調整。第一，用先進技術改造傳統(tǒng)產(chǎn)品。如普通搖臂鉆床實現(xiàn)了五軸聯(lián)動，價格由幾萬元上升到幾十萬元，達到中國搖臂鉆床最高水平。第二，向國際先進水平靠攏，不斷擴大產(chǎn)品領先優(yōu)勢。ZK系列、橋式和動橋系列產(chǎn)品，十幾項技術居國內領先地位。ZK3050獲得自主知識產(chǎn)權，并成為國家重點新產(chǎn)品；Z3580A萬向搖臂鉆，在任何空間、任意方向、任意位置上實現(xiàn)鉆削功能，不僅填補了國內空白，在國外也不多見。在國際著名的芝加哥機床展覽會上，中捷搖臂鉆廠參展產(chǎn)品被一位美籍華商相中并當場拉走。德國、意大利、西臘、瑞典、伊朗等國家和地區(qū)紛紛提出做中捷牌搖臂鉆的代理經(jīng)銷商。在上海國際機床展覽會上，沈陽機床股份有限公司參展的數(shù)控鉆銑床，同時被國內三家企業(yè)看好。 搖臂鉆床和大多數(shù)機床一樣，將向數(shù)控自動化、機電一體化和智能化方向發(fā)展。搖臂鉆床未來的發(fā)展趨勢是：應用電子計算機技術，簡化機械結構，提高和擴大自動化工作的功能，使機床適應于納入柔性制造系統(tǒng)工作；提高功率主運動和進給運動的速度，相應提高結構的動、靜剛度以適應采用新型刀具的需要，提高切削效率；提高加工精度并發(fā)展超精密加工機床，以適應電子機械、航天等新興工業(yè)的需要。 第二章 原動機的選擇 機械系統(tǒng)通常是由原動機、傳動裝置、工作機和控制操縱部件及其它輔助部件組成。工作機是機械系統(tǒng)中的執(zhí)行部分，原動機是機械系統(tǒng)的中的驅動部分，傳動裝置則是把原動機和工作機有機地聯(lián)系起來，實現(xiàn)能量傳遞和運動形式轉換不可缺少的部分，而其中原動機在機械系統(tǒng)中所起的作用是：（1）把自然界的能源變成機械能；（2）把發(fā)電機等變能機所產(chǎn)生的各種形態(tài)的能量轉換為機械能。 2.1常用原動機的運動形式 常用原動機有以下三種運動形式，具體見表2-1： 表2-1 原動機運動形式 運動形式 實例 連續(xù)運動 電動機、液壓馬達、氣壓馬達、柴油機、汽油機 往復運動 直線電動機、汽缸、液壓缸 往復擺動 擺動油缸、擺動汽缸 2.2原動機的驅動方式 原動機的驅動方式分為單機集中驅動和多機分別驅動。由一臺原動機通過傳動裝置驅動執(zhí)行機構工作，叫做單機集中驅動。而多機分別驅動自然而然是用多臺原動機來驅動各執(zhí)行機構工作。兩種驅動方式中，單機集中驅動傳動裝置復雜，操作麻煩，功率大，但價格便宜。而多機分別驅動傳動裝置簡單，電動機功率小，但成本比較高。 2.3原動機選擇應考慮的因素 1）必須考慮到現(xiàn)場能源的供應情況及工作環(huán)境因素； 2）必須考慮原動機的機械特性與工作機的匹配情況； 3）必須考慮到維修是否方便，操作是否簡單，工作是否可靠； 4）必須考慮到工作機對原動機所提出的起動、過載、運轉平穩(wěn)性等方面的要求； 5）必須考慮到其經(jīng)濟效益及其成本，這也是非常重要的一項。 2.4原動機的性能比較 表2-2 原動機性能比較 類別 電動機 氣缸馬達 液壓馬達 柴油機 尺寸 較大 較小 較小 較大 功率及取范圍 功率大；0.3~1000KW，范圍廣 功率比電動機大；一般在2.2KW以下，尤其適用于0.75KW以下的高速傳動 功率最大；受實際油壓和馬達尺寸的限制 功率大；5~38000KW 重量 大 比電動機大 最大 大 輸出剛度 硬 軟 較硬 較硬 運行溫度控制 溫度應低于許應值 排氣時空氣膨脹，噪聲較大，排氣處應安裝消聲器 對油箱進行風冷或水冷 調整方法和性能 直流電動機用改變電樞電阻、電壓或改變磁通的方法；交流電動機用變頻、變極或變轉差率的方法 用氣閥控制，簡單，迅速，但不夠精確 通過閥或泵控制改變流量，調速范圍大 較難 噪聲 小 較大 較大 較大 維護要求 較少 少 較多 較多 初始成本 低 較高 高 高 運轉費用 最低 最高 高 高 應用 很廣，需要動力電源 小功率高速場合 較廣 很廣，如各種車輛，船舶、農(nóng)用機械、工程機械和壓縮機等等 2.5確定原動機的選擇 考慮到Z32K型搖臂鉆床的現(xiàn)場工作環(huán)境及工作需求，Z32K型搖臂鉆床的起動力矩和調速范圍等要求，我選擇電動機作為其原動機。由于生產(chǎn)機械裝置及工作機所處的工作環(huán)境各不相同，電動機的 工作環(huán)境也自然而然就各不一樣。在絕大多數(shù)情況下，電動機工作的周圍大氣中有不同分量的灰塵和水分，有的處于潮濕之處甚至水下工作，有的周圍含有腐蝕性氣體甚至爆炸物，為了保證電動機能在不同的工作環(huán)境中順利地安全運行，電動機的外殼也就有多種型式，其型式有：開啟式、防護式、封閉式、防爆式。由于Z32K型搖臂鉆床工作常處于灰塵較多的場合，其外殼選用封閉式，電動機型號為Y系列，Y90L-4，額定功率1.5KW，滿載轉速1400r/min，額定轉矩2.2N·m，質量27Kg。 第三章 機械傳動設計方案的擬定與比較 機械系統(tǒng)設計中的首要環(huán)節(jié)就是擬定傳動設計方案。其擬定的合理與否，在很大程度上決定了機械產(chǎn)品的合理、先進和具備市場競爭力的程度。在機械系統(tǒng)設計中，為了達到預定的運動和動力要求?？梢圆捎貌煌膫鲃臃桨?。 3.1傳動設計方案評價的目的 機械運動方案的擬定和設計，最終要求通過分析比較提供最優(yōu)的方案。一個方案的優(yōu)劣只有通過系統(tǒng)能夠方案的評價來確定。從工作機系統(tǒng)設計的全過程來看，評價工作不僅在整個機械傳動方案設計完成后是需要的，而且評價工作在設計全過程中的每一階段也是需要的。一個機械傳動運動方案要求某一工藝動作過程，這一工藝動作過程又可以分解成若干個動作，采用一些執(zhí)行機構來加以實現(xiàn)。由于機械系統(tǒng)傳動方案評價指標是多方面的。選用某一機構型式時往往對各評價指標反應不一。有時也會相互矛盾。因此，需要建立一個評價體態(tài)，進行全面的，綜合性的評價。由此可以得出整個最優(yōu)機械傳動運動方案。 3.2機械傳動設計方案評價的原則 機械傳動設計方案評價的原則有：（1）保證評價的客觀性 評價的目的是為了決策，因此評價是否客觀，就會影響決策是否正確。為了保證評價的客觀性，要求評價資料的全面性和可靠性，要求防止評價人員的傾向性，評價人員組成要有代表性等等。（2）保證方案的可比性 各個方案要求在實現(xiàn)基本功能上要有可比性和一致性，有的方案個別功能突出或有新穎之處。只能表明它在這個方面的優(yōu)越之處，不能代替其他方面的要求，更不能掩蓋其它方面的不足。否則，會失去綜合評價的作用。陷入“突出一點，不顧其余”的錯誤。這種主觀偏面的做法。顯然不利于評選最優(yōu)方案。（3）要有評價指標體系 評價指標體系是全面反映系統(tǒng)目標要求的一種評價模式。因此，評價體系應主要考慮機械傳動運動方案總功能所涉及到的對機構系統(tǒng)的各方面要求和指標。不考慮或少考慮其他方面的要求建立的評價指標體系，不僅是定性的要求，而且應該將各個評價的指標進行量化。評價指標體系的建立要求依據(jù)科學知識和專家的經(jīng)驗，要體現(xiàn)評價指標體系的科學性、全面性格外專家經(jīng)驗性。 3.3系統(tǒng)設計方案的比較與確定 根據(jù)Z32K型搖臂鉆床的工作情況，以及結合畢業(yè)設計課題，我現(xiàn)對搖臂鉆床的升降系統(tǒng)進行改進，現(xiàn)擬定以下三種傳動方案供選擇： 方案一： 手動升降系統(tǒng) 手柄錐齒輪軸錐齒輪螺母 方案二： 自動升降系統(tǒng) 新增電動機齒輪1齒輪2錐齒輪1錐齒輪2螺母 方案三：原電動機齒輪四聯(lián)滑移齒輪雙聯(lián)齒輪齒輪錐齒輪軸錐齒輪螺母 表3-1 系統(tǒng)傳動方案性能的比較 性能指標 具體項目 方案一 方案二 方案三 功能 傳動精度 高 高 高 升降速度 慢 快 快 工作 性能 可調性 好 好 較好 運轉速度 慢 快 快 承載能力 大 較大 較大 動力 性能 加速度峰值 小 較大 較大 噪聲 較小 小 小 耐磨性 耐磨 耐磨 耐磨 可靠性 可靠 可靠 可靠 經(jīng)濟 性 制造性 易 難 易 調整方便性 方便 不方便 方便 能耗大小 一般 一般 一般 制造費用 便宜 貴 便宜 結構緊湊 尺寸 小 小 小 重量 輕 重 較輕 結構復雜性 簡單 一般 一般 方案一：升降時費力又費時，再加上手柄長度較長，在實際操作過程中，當拖板接近變速箱時，進給手柄與升降手柄容易打在一起，操作者易受傷。 方案二：在絲桿的端頭裝上小型電動機和減速器，使絲桿轉動，螺母固定實現(xiàn)自動升降。那是一種傳動的自動升降系統(tǒng)。很多機床都用的上。但是針對Z32K型搖臂鉆床來說，雖然彌補了自動升降的缺點，但又派生出另外的缺點：（1）鉆床立柱的頂端面積是有限的，而附加的電動機和減速器體積較大，結構復雜，安裝困難，也增加了成本，再說提重吊環(huán)的安裝問題也難以解決。（2）增加一個動力源、減速器和一組控制電路，使成本增加。 方案三：直接利用原有電動機作為升降系統(tǒng)的動力源。在變速箱內附加若干齒輪，在原有的主運動傳動系統(tǒng)中，通過齒輪的變化嚙合，把動力傳到螺母上，使螺母轉動，從而實現(xiàn)自動升降。方案的優(yōu)點：（1）利用原電動機作為動力源，成本低。（2）附加零件部件結構簡單、容易生產(chǎn)。（3）充分利用了變速箱的有限空間，使原機床的各部分結構和機床外觀不受影響。（4）控制電路部分保持不變，操作簡單、方便。（5）升降平穩(wěn)、快捷、工作效率高。 根據(jù)以上的評價比較和分析，最終選擇方案三作為升降系統(tǒng)的傳動方案。 圖3-1 變速箱傳動示意圖 第四章 繪制變速箱中升降系統(tǒng)的傳動機構運動簡圖 在生產(chǎn)中實際使用的各種機械在外形、構造和用途等各方面各不大相同。組成機械（機器）的各種機構及各個機構和形狀也是很復雜的。但各構件間的運動是由原動件的運動規(guī)律及個運動副的類型和機構的運動尺寸來決定的，與各構件之間的相對運動和整個機構的運動狀態(tài)與機構中所包含的運動副數(shù)量、類型以及運動副之間的相對位置（也即機構的運動尺寸）有關。而與組成構件的零件形狀和數(shù)量、構件的外形及其截面積的形狀和尺寸以及運動副的具體構造等等因素都無關。因此，在研究機構的運動時，為了便于分析，常常不計或者是略去那些與機構運動無關的因素，而是用規(guī)定的運動副符號及代表構件的線條來表示機構的運動特性，并根據(jù)運動學尺寸按比例畫出各運動副之間的相對位置。如轉動副中心間的距離和移動副導路中心位置等等。這種簡單的運動圖形是機構分析和設計的模型。如果僅僅以機構和運動副組成的符號表示機構，其圖形若不按照精確比例繪制，目的是為了進行初步的結構組成分析，弄懂動作原理等等，則稱這種簡圖為機構示意圖或者機構簡圖。 繪制機構運動簡圖的步驟與方法：1）為了將機構運動簡圖表示清楚，在繪制時應該恰當?shù)剡x擇投影面。2）認清機架、輸出機構和輸入機構。3）搞清楚機構運動傳遞路線。4）了解兩構件間的相對運動關系。5）選用適當?shù)谋壤?）原動件標箭頭表示運動方向。 根據(jù)以上步驟，初步繪制出了Z32K型搖臂鉆床改進后的變速箱升降系統(tǒng)的傳動機構運動簡圖。 圖4-1 升降系統(tǒng)運動機構簡圖 1— 電動機；2、機-2—軸；4—花鍵軸；3、5、機-4—直齒輪；機-3—雙聯(lián)齒輪；6—四聯(lián)滑移齒輪；機-6—錐齒輪軸；7—錐齒輪；機-1、機-5—軸承 第五章 傳動部分運動及動力分析 5.1部分傳動連接設計 由Z32K型搖臂鉆床變速箱裝配圖和升降系統(tǒng)機構運動簡圖可以知道，升降系統(tǒng)的傳動路線為：電動機2軸4軸機-2過度軸機-6錐齒輪軸錐齒輪7螺母。為了設計和加工方便，機-6錐齒輪軸的各部分參數(shù)大部分上與原來手動系統(tǒng)中與升降手柄相連接的圓錐齒輪軸相同，而在末端又將方頭改為平鍵槽，采用平鍵與機-4齒輪連接。機-3過度齒輪的產(chǎn)生，因為固定機-6圓錐齒輪軸徑向位置的箱體孔中心高度受原有帶動螺母及絲桿運動的圓錐齒輪位置的限制，其箱體孔較接近箱體孔內壁，使得機-4齒輪的分度圓直徑受到限制，而固定在花鍵徑向位置的箱體孔的距離較遠，所以必須在四聯(lián)滑移齒輪和機-4齒輪之間加上過渡齒輪連接，從而這樣產(chǎn)生了機-3齒輪。我將機-3齒輪設計為雙聯(lián)齒輪，那是因為：為了提高工作效率，初定升降速度為800mm/min，已知：原有絲桿螺距P=6，原有帶動螺母及絲桿運動的圓錐齒輪齒數(shù)Z=36，機-6圓錐齒輪齒數(shù)Z=20。通過計算得出；要求機-6圓錐齒輪軸的轉速N=240r/min。又已知電動機的轉速N=1400r/min，與電動機軸相連最近的齒輪齒數(shù)Z=18（為了方便下面的計算，又 將其寫成），四聯(lián)滑移齒輪的小齒數(shù)=28，假如機-3過渡齒輪為單聯(lián)齒輪，那么機-6的齒數(shù)Z=54，為了能讓傳動的模數(shù)一致m=2，則機-6的齒輪分度圓直徑為108mm，而箱體孔內壁限于機-6的齒輪的分度圓直徑為72mm，所以必須將機-3過渡齒輪設計為雙聯(lián)齒輪，以減少齒輪和分度圓直徑，由于花鍵軸、機-2過渡軸與機-6圓錐齒輪軸徑向位置的各箱體孔之間呈三角形分布，因此機-3雙聯(lián)齒輪的分度圓直徑在設計上能作適當?shù)恼{整。 5.2傳動比、各軸轉速、功率及轉矩的計算 已知假定了升降系統(tǒng)速度為800mm/min，又已知：，，，，，電動機轉速N=1400r/min，電動機功率為P=1500KW，圓錐齒輪的傳遞效率為，圓柱齒輪傳遞效率為，聯(lián)軸器的傳遞效率為，電動機的轉速，所以： ，， 為了使4軸轉速經(jīng)過過渡軸機-2傳到機-6錐齒輪軸上， ，初步確定各齒輪參數(shù)如下表： 表5-1 齒輪參數(shù) 名稱 齒數(shù) 分度圓直徑 模數(shù) 機-3 Ⅰ 64 128 2 機-3 Ⅱ 44 88 2 機-4 36 72 2 所以有： ， ，， 各參數(shù)確定之后，重新計算的升降速度為：136.116=816.66r/min 各軸轉矩為： 電動機軸 2軸 4軸 機-2軸 機-6錐齒輪軸 7錐齒輪 各參數(shù)值列表如下： 表5-2 各軸參數(shù) 軸號 功率KW 轉矩 轉速r/min 傳動比 效率 電動機 1.50 10.23 1400 / / 2軸 1.49 10.18 1400 / 0.995 4軸 1.46 30.48 458 3.06 0.975 機-2軸 1.43 68.28 200.375 2.29 0.956 機-6 1.405 55.75 244.91 0.82 0.937 1.335 95.33 136.11 1.8 0.89 5.3齒輪材料的選擇 5.3.1、齒輪材料的基本要求 從對齒輪的失效分析可知，為了使齒輪能夠正常工作，應對齒輪的材料提出如下基本要求： （1）齒面應有足夠的硬度和耐磨性，以防止齒面磨損、點蝕、膠合以及塑性變形等失效。 （2）輪齒心部應有足夠的強度和較好的韌性，以防止齒根折斷忽然抵抗沖擊載荷。 （3）應有良好的加工工藝性能及熱處理性能，以便加工和提高力學性能。 5.3.2、常用材料及熱處理 適合制造齒輪的材料有很多，最常用的是鋼、鑄鐵，有些場合也采用非金屬材料。 1、鋼 鋼具有強度高、韌性好、便于制造和熱處理等優(yōu)點。大多數(shù)齒輪毛坯都采用優(yōu)質碳素鋼和合金鋼通過鍛造而成，并通過熱處理改善和提高力學性能。按熱處理后齒面硬度的不同，鋼制齒輪分為軟齒面齒輪和硬齒面齒輪兩種。 軟齒面齒輪的齒面硬度小于或等于350HBS，通常適用于一般用途、中小功率以及精度要求不高的場合，例如一般用途的減速器。由于齒面硬度不高，這種齒輪的毛坯在進行調質或正火的熱處理之后再進行精加工，一般采用插齒或滾齒等方法。 對于一對軟齒面的齒輪來說，在傳動的過程中，小齒輪的輪齒嚙合次數(shù)比大齒輪的多，同時小齒輪的齒根較薄，使得小齒輪的輪齒彎曲強度較弱。因此，通常使小齒輪的齒面硬度要比大齒輪的齒面硬度高30～50HBS或更多，以保證大、　小齒輪的使用壽命相接近。在一般情況下，通常選用不同的材料或不同的熱處理可以實現(xiàn)這個要求。 硬齒面齒輪的齒面硬度大于350HBS，常用于高速重載及受有沖擊載荷的或要求結構緊湊的重要機械傳動中，例如機床、汽車變速箱等。這種齒輪的毛坯在進行調質或正火后，進行精切齒，然后再進行表面淬火處理，使得齒輪的耐磨性提高，承載能力增大。 硬齒面齒輪與軟齒面齒輪比較，其綜合承載能力可提高2～3倍?；蛘哒f，在相同的承載能力下，硬齒面的齒輪傳動要比軟齒面的結構尺寸小得多。所以，除非受到工藝或生產(chǎn)等條件的限制，一般情況下應盡可能采用硬齒面齒輪。 2、鑄鋼 對于齒輪的直徑尺寸較大（大于400～600mm），或結構復雜不易鍛造的齒輪毛坯，可用鑄鋼來制造。例如低速、重載的礦山機械中的大齒輪。 3、鑄鐵 灰鑄鐵具有較好的減磨性和加工性能，而且價格低廉，但它的強度較低，抗沖擊性能差，因此，常用于開式、低速輕載、功率不大及沖擊振動的齒輪的傳動中。 球墨鑄鐵的力學性能和抗沖擊能力較灰鑄鐵高，可代替灰鑄鐵、鑄鋼和調質鋼鑄造大直徑齒輪。 4、非金屬材料 非金屬材料的彈性好，耐磨性好，可注塑成型，成本低，但承載能力小，適用高速輕載以及精度要求不高場合。例如食品機械、家電產(chǎn)品以及辦公設備等。 常用齒輪的材料見下表5-3： 表5-3 常用齒輪的材料及其力學性能 材料 牌號 熱處 理方法 齒面硬度 強度極限 屈服極限 主要應用 優(yōu)質 碳 素鋼 45 正火 160～217HBS 580 290 低速輕載 調質 217～255HBS 650 360 低速中載 表面 淬火 48～55HRC 750 450 高速中載或低速重載 50 正火 180～220HBS 620 320 沖擊很小 合金鋼 40Cr 調質 表面淬火 240～260HBS 48～55HRC 700 900 550 650 中速中載 高速中載無劇烈沖擊 42SiMn 調質 表面淬火 217～269HBS 45～55HRC 750 470 高速中載無劇烈沖擊 20Cr 滲碳淬火 56～62HRC 650 400 高速中載 承受沖擊 20CrMnTi 滲碳淬火 56～62HRC 1100 850 鑄鋼 ZG310～570 正活 表面淬火 160～210HBS 40～50HRC 570 320 中速、中載、大直徑 ZG340～640 正火 調質 170～230HBS 240～270HBS 650 700 350 380 球墨鑄鐵 QT600-2 QT500-5 正火 220～280HBS 147～241HBS 600 500 低中速輕載有小的沖擊 灰鑄鐵 HT250 HT300 人工時效 170～240HBS 187～235HBS 200 300 低速輕載沖擊很小 根據(jù)上述齒輪材料的介紹，我設計改進后新增的齒輪中，機-6錐齒輪材料選用40Cr，直齒輪機-4的材料選用20CrMnTi，機-3雙聯(lián)齒輪選用20CrMnTi。 5.4直齒圓錐齒輪的尺寸設計計算及校核 圓錐齒輪傳動用于傳遞兩個相交軸之間的運動和動力，圓錐齒圓按照分度圓上的餓齒向，圓錐齒輪可以分為直齒、斜齒和曲齒齒輪三種類型。直齒圓錐齒輪易于制造，則安裝也比較簡單，適用于低速、輕載傳動的場合，應用也比較廣泛。斜齒圓錐齒輪應用較少。而曲齒圓錐齒輪傳動平穩(wěn)、承載能力高，常應用于高速重載的場合。但是設計和制造較為麻煩，復雜。圓錐齒輪7是直齒圓錐齒輪。 5.4.1圓錐齒輪的各參數(shù)設計計算 已知：齒數(shù)=36，模數(shù)=2，配對齒輪齒數(shù)=20，模數(shù)=2 分度圓直徑： 分度圓錐角： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 頂隙c： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 錐矩： 齒頂角： 齒根角： 當量齒角： 根錐角： 頂錐角： 當量齒輪分度圓半徑： 當量齒輪齒頂圓半徑： 當量齒輪齒頂壓力角： 不發(fā)生根切的最少齒數(shù)： 5.4.2　受力分析 進行受力分析，為了簡便起見，近似假定載荷沿齒寬分布均勻，并集中作用于齒寬中點節(jié)線處的法向平面內，和圓柱齒輪傳動機構相似，齒面的法向為，也可以分解為圓周力，徑向力和軸向力，求得各分力公式為： （5-1） （5-2） （5-3） （5-4） 計算結果如下： 5.4.3結構設計 結構設計大體如下圖5-1所示，各詳細參數(shù)具體見錐齒輪7零件圖（見CAD圖紙YBZC-05） 圖5-1 錐齒輪 5.4.4計算載荷 上面所述的，和等均是作用在齒輪上的名義載荷。在實際工作中，還應該考慮原有動力機和工作機的振動和沖擊，輪齒嚙合過程中產(chǎn)生的動載荷。由于制造安裝誤差或者受載后輪齒產(chǎn)生的彈性變形以及軸套、軸承箱體的變形，使得載荷沿齒寬方向分布均勻，同時嚙合的各輪齒之間載荷分布不均勻等等。為此，應該將名義載荷乘以載荷系數(shù)，作為計算載荷，進行齒輪的強度計算時，按計算載荷進行計算，與圓周力對應的計算載荷為： （5-5） 式中：Ｋ—載荷系數(shù) Ｋ＝ （5-6） 其中：—使用系數(shù)，用來考慮原動機和工作機的工作特性等引起的動力過載對齒輪受載的影響，其值可以查如下表5-4： 表5-4 使用系數(shù) 工作機的 工作特性 原動機的工作特性及其示例 均勻平穩(wěn) 電動機、均速轉動的汽輪機 輕微沖擊 汽輪機、液壓馬達 中等沖擊 多缸內燃機 嚴重沖擊 單缸內燃機 均勻平穩(wěn) 1.00 1.10 1.25 1.50 輕微沖擊 1.25 1.35 1.50 1.75 中等沖擊 1.50 1.60 1.75 2.00 根據(jù)上述表格，我設計計算時取使用系數(shù)=1.25。 —動載系數(shù)，用來考慮齒輪副在嚙合過程中，因嚙合誤差（基節(jié)誤差、齒形誤差和輪齒變形等）所引起的內部附加動載荷對輪齒受載的影響。其值，對于直齒圓柱齒輪傳動，可以取=1.05～1.4；斜齒圓柱齒輪傳動，可以取=1.02～1.2；直齒錐齒輪傳動，可以取=1.1～1.4。齒輪精度低、速度高時，取大值；反之取小值。因而我設計計算時取=1.3 —齒向載荷分布系數(shù)，用以考慮由于軸的變形和齒輪制造誤差等引起的載荷沿齒寬方向分布不均勻的影響。對于直齒圓柱齒輪傳動，若兩輪之一為軟齒輪時，取=1～1.2，兩輪均為硬齒面時，取=1.1～1.35；直齒圓錐齒輪傳動，可以取=1.1～1.3，寬徑比B/d1較小、齒輪在兩支承中間對稱布置、軸的剛性大時，取小值；反之，取大值。因而我在設計計算時取=1.2。 —齒間載荷分配系數(shù)，用以考慮同時嚙合的各對齒輪輪齒間載荷分配不均勻的影響。對于直齒圓柱齒輪傳動，取=1～1.2；斜齒圓柱齒輪傳動，齒輪精度等級高于7級（含7級），=1～1.2，齒輪精度等級低于7級，=1.2～1.4；直齒圓錐齒輪傳動，可以取=1。齒輪制造精度等級低、齒面為硬齒面時，取大值；精度等級低、齒面為軟齒面時，取小值。因而我在設計計算時取=1。 所以 　Ｋ＝=1.251.31.21=1.95 N 5.4.5齒面接觸疲勞強度的校核 1） 確定許應力，查《機械設計原理與方法》P368頁圖10—38得=1500MPa =1.0~1.2，取=1.1；=2 所以 2） 驗算齒面接觸疲勞強度條件 計算工作轉矩T=9.55 確定載荷系數(shù)K=1.95 查圖=2.5，=，因為不是很多，=0.90 計算齒面接觸應力 1247.75MP< 所以齒面接觸疲勞強度滿足要求。 5.4.6輪齒彎曲強度的校核 1）確定許應力，查《機械設計原理與方法》P368頁圖10—38得=480MPa =1.4～1.5，取=1.5；u =1.8 所以 2） 驗算輪齒彎曲強度條件 計算工作轉矩T=9.55 確定載荷系數(shù)K=1.95 ，取0.80 計算輪齒彎曲應力 33.78< 所以輪齒彎曲強度滿足要求。 5.5錐齒輪軸機-6的設計計算及校核 5.5.1錐齒輪部分主要參數(shù)設計計算 已知：齒數(shù)=20，模數(shù)=2，配對齒輪齒數(shù)=36，模數(shù)=2 分度圓直徑： 分度圓錐角： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 頂隙c： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 錐矩： 齒頂角： 齒根角： 當量齒角： 根錐角： 頂錐角： 當量齒輪分度圓半徑： 當量齒輪齒頂圓半徑： 當量齒輪齒頂壓力角： 5.5.2 軸端部分參數(shù)設計 軸端部分設計的目的是合理地確定軸端部分的外部形狀和全部尺寸。由于影響軸端部分結構設計的因素很多，固軸端部分沒有標準的結構型式，在滿足規(guī)定的功能要求和設計約束的前提下，其結構設計方案具有較大的靈活性、設計時應該多加考慮如下因素：（1）便于軸上各零件（如軸承等）的裝拆和調整）；（2）保證軸承上的各零件的定位和固定可靠；（3）具有良好的加工工藝性；（4）力求受力合理，應力集中小，工作能力強，節(jié)約材料和減輕重量?；谏鲜鲆螅瑢㈠F齒輪軸端的結構設計大體如下圖5-2所示，各詳細參數(shù)具體見CAD圖紙YBZC-04。 圖5-2 錐齒輪軸 5.5.3錐齒輪軸的固定 為了保證裝配質量，機-6齒輪軸與手動升降系統(tǒng)的齒輪軸的軸心中心高等高。由于機-6的徑向受載荷一般，所以由滾動軸承的支承軸向位置，軸向位置由卡簧固定。為了方便調整機-6齒輪軸軸向位置，因軸承套與箱體孔的配合面較大，所以對機-6圓錐齒輪與210圓錐齒輪的軸心的垂直度影響不大。 5.6機-4齒輪設計計算及校核 5.6.1 尺寸設計計算 已知：機-4齒輪的齒數(shù)Z=36，模數(shù)m=2 齒輪機-4選漸開線標準直齒圓柱齒輪，下面對機-4齒輪各部分參數(shù)進行設計計算（1）齒數(shù)：齒數(shù)一般應為整數(shù)，已知Z=36；（2）模數(shù)：模數(shù)也是已知的，m=2；（3）壓力角：漸開線齒廓上的各點的壓力角規(guī)定為標準值，當只提“壓力角”，而不指明哪個外圓時，即指分度圓壓力角為=；（4）分度圓直徑：分度圓就是具有標準模數(shù)和標準壓力角的圓，d=mz=72（5）齒頂高：分度圓與齒頂圓間的間的徑向距離，齒頂高用齒頂高系數(shù)和模數(shù)的乘積表示，即；（6）齒根高：分度圓與齒根高的徑向距離，即；（7）頂隙：齒根高比齒頂高大一些，以便上頂圓和另一齒輪的齒根圓間形成間隙—頂隙C，既有利于儲存的潤滑油，也避免兩齒輪卡死，頂隙用頂隙系數(shù)和模數(shù)的乘積來表示，即；（8）齒頂圓直徑：過所有齒頂端的圓稱為齒頂圓，齒頂圓直徑用表示，=76；（9）齒根圓直徑：過所有齒槽底部的圓稱齒根圓，齒根圓直徑用表示，；（10）齒高：齒高等于齒頂高加上齒根高，即；（11）基圓直徑：產(chǎn)生漸開線的圓稱基圓，基圓直徑用表示，；（12）齒距：相鄰兩個輪齒同側齒廓之間的弧線長度稱該圓上的齒距，用P表示，P=πm=6.28；（13）齒厚：在任意半徑圓周上，一個輪齒兩側齒廓之間的弧線長度稱齒厚，用S表示，S=P/2=3.14；（14）齒槽寬：一個齒槽兩側齒廓之間的弧線長度稱齒槽寬，用e表示，e=P/2=3.14;（15）標準中心距：中心距是齒輪傳動的基本尺寸，齒輪箱體上軸承孔的尺寸就由中心距來決定的，為了使一對漸開線標準齒輪傳動平穩(wěn)，在確定中心距時，應該保證相嚙合的兩輪齒的齒側無間隙存在，對于一對模數(shù)相等無間隙嚙合的標準齒輪，其分度圓上的齒厚和齒槽寬相等，其齒輪中心距為標準中心距，計算公式為 將各參數(shù)列表如下： 表5-5 齒輪設計參數(shù) 齒數(shù) 36 齒頂圓直徑 76 模數(shù) 2 齒根圓直徑 67 壓力角 20° 齒高 4.5 分度圓直徑 70 基圓直徑 67.66 齒頂高 2 齒距 6.28 頂隙 0.5 齒厚 3.14 齒根高 2.5 齒槽寬 3.14 分度圓直徑 72 5.6.2結構分析 機-4齒輪結構設計大體如下圖5-3所示，各詳細參數(shù)具體見CAD圖紙YBZC-06。 圖5-3 齒輪 5.6.3受力分析 對輪齒上的作用力進行分析是進行齒輪承載能力的計算、設計支承齒輪的軸以及選用軸承的基礎。在工程上為了簡化計算，常把作用在齒面上沿齒寬接觸線上分布的全部作用力用一個作用在齒寬中點處的集中力來代替。當潤滑較好時，可以忽略接觸面上的摩擦力的影響，該集中力即法向力，它的方向是沿著兩齒廓接觸點的公法線方向，即嚙合線方向。方向力有可以分解為圓周力和徑向力，其計算公式分別為： （5-7） （5-8） （5-9） 計算結果為： 5.7雙聯(lián)齒輪的設計計算 雙聯(lián)齒輪的兩齒均設計為漸開線標準圓柱齒輪，現(xiàn)將其主要參數(shù)設計如下表5-6 表5-6 雙聯(lián)齒輪設計計算 基本參數(shù) 機-3 2齒數(shù)64 機-3 4齒數(shù)44 模數(shù)m均為2 配對齒輪參數(shù) 與機-3 2、4配對齒輪齒數(shù)分別為28和36，模數(shù)m均為2； 名稱 符號 計算公式 機-3 2 機-3 4 分度圓直徑 d d=mz 128 88 中心距 a a= 92 80 齒頂高 2 2 齒根高 2.5 2.5 全齒高 h 4.5 4.5 齒頂圓直徑 132 84 齒根圓直徑 87 75 基圓直徑 120.28 82.69 分度圓齒距 P P=πm 6.28 6.28 分度圓齒厚 S S=πm/2 3.14 3.14 分度圓槽寬 e E=πm/2 3.14 3.14 頂隙 C 0.5 0.5 基圓齒距 πmcos20° 5.90 5.90 節(jié)圓處齒廓的曲率半徑 21.89 15.05 5.8 過渡軸的設計 傳動零件必須通過其他零件被支承起來才能進行工作，這種支承作用的零件稱為軸。軸是組成機器的重要作用之一，它的主要功能是支承做回轉運動的零件，并傳遞運動和動力。 5.8.1軸的失效形式 機械中的軸大多為轉軸，同時承受彎曲應力和扭轉切應力，且均為交變應力。在交變應力的作用下，軸的主要失效形式為疲勞斷裂。因此，軸的材料應具有足夠的疲勞強度、較好的應力集中敏感性和良好的加工性能。 5.8.2軸的材料 根據(jù)上述這些要求，軸的材料一般宜選用中碳鋼和中碳合金鋼。對于一般以內國土和較重要的軸，多采用優(yōu)質碳素結構鋼來制造，如45鋼等。這類鋼的加工性能和機械性能好，經(jīng)過調質或者正火處理后可以獲得良好的機械性能，且價格比較便宜。對于載荷不大、轉速要求不高或者不重要的軸，可以采用普通的碳素結構鋼來制造，如Q275等，以降低成本。 合金鋼的機械性能和熱處理工藝均優(yōu)于碳素鋼，對于強度要求高而結構要求緊湊、重量輕的重要的軸或者有特殊性能要求的軸，應該采用合金鋼來制造，如40Cr鋼等。 由于碳素鋼與合金鋼的彈性模量基本相同，因此采用合金鋼并不能提高軸的強度。但是，碳素鋼比合金鋼的成本低，而且對于應力集中的敏感性小，所以得到了廣泛的應用。 軸也可以采用球煤鑄鐵材料制造。鑄鐵材料容易鑄造成復雜的形狀，且吸振性和耐磨性較好，對應力集中的敏感性也較低，但其沖擊韌性低，可靠性差。 我設計的過渡軸材料為合金結構鋼40Cr。 5.8.3過渡軸的強度校核 一、 扭轉強度校核 設軸在扭矩T的作用下，產(chǎn)生的切應力。對于圓截面的實心軸，根據(jù)其扭轉強度條件可以得 （5-10） 所以 式中：是軸的扭轉切應力，單位為MP；T是軸所傳遞的扭矩，單位為N·mm；是軸的抗扭截面系數(shù)，0.2,單位為；P是軸傳遞的功率，單位為KW；n是軸的轉速，單位是r/min；d是軸的直徑，單位為mm；[]是材料的許用扭轉切應力，單位為MPa。 顯然，扭轉強度滿足要求。 二、 按彎扭合成強度條件計算 1. 力學模型的建立 在進行軸的強度校核時，通常忽略軸及其上各個零件的質量，把軸簡化為簡支梁、外伸梁或懸臂梁。將其作用在軸上的零件分布力作為集中力，其作用點取為零件輪轂寬度的中點，并將其全部轉化到軸上。支點反力的作用點一般可近似地取在軸承寬度的中點上，以簡化計算。受力圖為： 圖5-4 受力圖 作出軸的水平面受力圖和彎矩圖 圖5-5 水平受力圖 圖5-6 水平彎矩圖 作出垂直面內的受力圖和彎矩圖 圖5-7 垂直受力圖 圖5-8 垂直彎矩圖 作出合成彎矩圖M 圖5-9 合成彎矩圖 作出扭矩圖T 圖5-10 扭矩圖 做當量彎矩圖 圖5-11 當量彎矩圖 計算危險截面軸徑 過渡軸的每一處截面直徑均大于16.22 故強度滿足要求。 5.8.4過渡軸的固定 因為機-3雙聯(lián)齒輪整體寬度較少，而且齒輪較接近箱體孔，且箱體孔內比壁較厚。所以機-2過渡軸只需一個箱體孔固定，機-3齒輪與機-2過渡軸之間，其軸向固定由滾動軸承連接。其軸向卡簧固定。而機-2軸上有軸肩，裝配時直接將機-2軸敲入箱體孔至軸肩處即可。 第六章 軸承的選擇與校核 6.1 軸承的分類 軸承是支承軸的部件。根據(jù)軸承工作是的摩擦性質，軸承可以分為滑動摩擦軸承（簡稱滑動軸承）和滾動摩擦軸承（簡稱滾動軸承）。 由于滾動軸承摩擦系數(shù)小，起動阻力小，已經(jīng)標準化，選用、潤滑及維護較方便，所以在一般的機器中得到廣泛的應用。滾動軸承的徑向尺寸較大，工作時產(chǎn)生振動、噪音與設備的精度、軸的工作轉速有關，故適用于中、低速以及精度要求較高的場合。 滑動軸承具有獨特的優(yōu)點，在用于某些不能、不便或者使用滾動軸承沒有優(yōu)勢的場合，如工作轉速特高、沖擊和振動特大、徑向空間設計尺寸受到限制或者必須部分安裝（曲軸上軸承）的結構，以及需要在水或者腐蝕性介質工作的工況條件下，仍占有重要地位。因此，在軋鋼機、內燃機、雷達、天文望遠鏡及各類儀表中應用廣泛。 6.2 滾動軸承及類型 滾動軸承主要是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉動零件的。常用的滾動軸承絕大數(shù)已經(jīng)標準化了，設計時可以根據(jù)載荷的性質與大小、轉速的高低、旋轉精度等工作要求進行選用，并進行軸承承載能力的驗算，結構設計。 滾動軸承主要由外圈、內圈、滾動體和保持架構成。保持架將滾動體均勻地隔開，以減少滾動體間的摩擦和磨損。通常內圈固定在軸頸上，外圈裝在軸承座內。常見的運動方式；內圈隨軸頸轉動，外圈固定。也有外圈轉動而內圈不動或者是內、外圈都轉動的運動形式。 滾動軸承的類型很多，按照軸承受載荷的作用方向，可以分為： （1）徑向接觸軸承 主要用于承受徑向載荷 （2）向心角接觸軸承 能同時承受徑向及單方向軸向載荷 （3）軸向接觸軸承 只能承受軸向載荷 6.3 滾動軸承的失效形式 滾動軸承在工作時，由于各元件間間隙的存在，其受力情況也成周期性不穩(wěn)定變化。軸承工作時，各元件上所受的載荷及產(chǎn)生的應力是時時變化的，其變動的頻率取決于滾動體中心圓周速度。選用角接觸軸承或者圓錐滾子軸承時，為保證可靠地工作，使其在工作時至少處于下半圈滾動體全部受載的工作狀態(tài)。 滾動軸承的失效形式有： （1）疲勞點蝕 滾動軸承的正常失效形式是滾動體或者內外圈滾道上的點蝕破壞。軸承工作時，軸上的受力通過軸承內圈→外圈→基座上，相鄰元件間的接觸面產(chǎn)生接觸應力。由于內、外圈的相對轉動，滾動體的不規(guī)則滾動，導致接觸應力按脈動循環(huán)變化。在安裝、潤滑及維護良好的條件下，當應力循環(huán)次數(shù)達到一定值后，會在某一元件上形成表層金屬剝落現(xiàn)象，即疲勞點蝕。點蝕后軸承在工作時通常會出現(xiàn)較強烈的振動、噪音和發(fā)熱現(xiàn)象及旋轉精度下降，影響機器的正常工作。 （2）塑性變形 若軸承的工作轉速很低（n<10r/min）或者僅作間歇擺動，則一般不會出現(xiàn)疲勞點蝕破壞，工作時過大的靜載荷或者瞬間過大的沖擊載荷，均會使元件接觸面間的局部應力大于元件材料的屈服極限應力而產(chǎn)生塑性變形。在形成不均勻的凹炕后，軸承即已經(jīng)失效。 6.4 軸承的選擇計算 現(xiàn)只對過渡軸承進行校核，我是設計時軸承選的是深溝球軸承6005 GB/T276-94。已知n=200.375r/min，軸徑d=25mm，=222.48N，=650.48N，溫度低于100℃，有輕微沖擊，預期使用壽命。 因為深溝球軸承沒有派生軸向力，所以，查有關設計手冊知6005軸承的，查表，有輕微沖擊，應取=1.2 查表，采用線性插值法，得e=0.234 因 查表可得 得 計算軸承的壽命 已知球軸承，因工作溫度低于120℃，得=1 按公式 （6-1） 得 所以，選6005深溝球軸承合用 同理，可以計算錐齒輪軸上所選的深溝球軸承6010 GB/T 276—96也合用。 第七章 鍵的選擇和鍵聯(lián)接強度計算 鍵聯(lián)結是將軸與軸上的傳動零件，如凸輪、齒輪、帶輪等連接在一起，實現(xiàn)軸和妯上零件間的周向固定，以傳遞轉矩的軸轂連接。有些類型的鍵可以實現(xiàn)軸與軸上零件的軸向固定，或軸向動連接。 7.1 鍵的選擇 按結構特點和工作原理，鍵聯(lián)結可以分為平鍵聯(lián)結、半圓聯(lián)結和楔鍵聯(lián)結，此外，還有各種花鍵。平鍵聯(lián)結的結構簡單、制造容易、對中性較好、裝拆方便，能夠承受沖擊或變載荷。因而得到廣泛的應用。半圓聯(lián)結的工作面是兩個側面，由于軸上半圓鍵槽挖得深，軸的強度大為降低，固一般用于傳遞較少的扭矩。楔鍵聯(lián)結一般用于外部軸端上固定大齒輪或者皮帶輪。連接時將鍵打入鍵槽內，依靠鍵的頂面和底面與輪轂和軸之間的擠壓所產(chǎn)生的摩擦力來傳遞扭矩，此時，兩底接觸面均畫成一條直線；鍵的兩側為非工作面，應與輪轂和鍵槽側面之間留空隙?；ㄦI連接比較可靠，能傳遞較大的扭矩，軸上零件可以花鍵做軸向移動，導向性、對中性都比較好，因此，在機械設備中也得到廣泛的應用。 鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)結的結構特點，使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標準規(guī)格和強度要求來取定。鍵的主要尺寸為其截面尺寸（一般以鍵寬b和鍵高h表示）與長度L。鍵的截面尺寸按，軸的直徑d由標準中選定。鍵的長度L一般可按輪轂的長度而定。即鍵長等于或略短于輪轂的長度。這里d為軸的直徑，所選定的鍵長亦應符合標準規(guī)定的長度系列。錐齒輪軸上的軸頭處選平鍵聯(lián)結，B型66 L=10 GB1095-79。 7.2 鍵聯(lián)結強度計算 平鍵聯(lián)接傳遞轉矩時，聯(lián)接中各零件都要進行受力分析。對于采用常見的材料組合和按標準選取尺寸的普通平鍵聯(lián)接，其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷。因此，通常只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。對于導向平鍵聯(lián)接和滑鍵聯(lián)接，其主要失效形式是工作面的過度磨損。因此，通常按工作面上的壓力進行條件性強度校核計算。 根據(jù)其要求，普通平鍵聯(lián)接的強度條件計算校核公式為： （7-1） 因此有： 顯然 所以強度足夠。 式中： T——傳遞的轉矩，單位為； L——鍵的工作長度，單位為mm，圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L，這里l為鍵的公稱長度，單位為mm；b為鍵的寬度，單位為mm。 d——軸的直徑，單位為mm； h——鍵的高度，單位為mm； ——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，單位為； 第八章 結 論 通過此次設計，我們能夠較系統(tǒng)地、全面地把大學四年所學的基礎知識和專業(yè)知識綜合地利用起來，目的是把自己所學的知識連貫起來應用于實際當中，來解決生產(chǎn)實際問題，從而鍛煉我們的分析問題和解決問題的能力，從而設計出滿足要求的機械產(chǎn)品。 本次設計的主要任務是對Z32K型搖臂鉆床變速箱的改進設計，我針對調研中發(fā)現(xiàn)實際操作過程中存在的問題，對其升降系統(tǒng)進行改進設計。在設計過程中，我制定了合理的傳動路線，繪制升降系統(tǒng)傳動機構運動簡圖，并對其新增傳動部件進行動力和運動分析，對主要的傳動零件進行設計及校核。我設計改進后的升降系統(tǒng)具有手動和自動并存功能，但是在操作過程中也會存在安全隱患，因為在開啟自動升降的同時，手動系統(tǒng)也會運轉。為了安全起見，本應該再對其手柄改進為彈簧推卸裝置，由于時間和精力有限，沒能進行改進，因而在自動升降狀態(tài)下，應該將手動手柄拿開，盡量避免手動手柄運動與自動升降同時進行。 因為我以前很少接觸過搖臂鉆床這種機器。因此在設計開始時，我并沒有太大的把握，感覺到非常棘手。但后來在指導老師們和同學的幫助下，我在設計過程中沒有遇到太多的困難。由于我的設計是變速箱的改進設計，因此設計的重點自然是傳動件的設計。在設計過程中，我收集了大量的相關資料和信息。其中主要來自于