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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
目 錄
摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ
Abstract …………………………………………………………………………………Ⅱ
第1章 緒 論 1
1.1 課題背景及研究意義 1
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1
1.3 研究設想及主要工作內(nèi)容 2
第2章 牛頭刨床總體方案設計 4
2.1 牛頭刨床設計的主要參數(shù) 4
2.2 牛頭刨床的工作原理 4
2.3 牛頭刨床的結構設計 4
2.3.1 床身 5
2.3.2 主軸箱 5
2.3.3 搖臂機構 5
2.3.4 滑枕 6
2.3.5 工作臺 6
2.4 傳動機構組成及其工作原理 6
2.5 本章小結 8
第3章 主軸箱的設計 9
3.1主軸箱的設計 9
3.1.1 主軸箱的電動機選擇 9
3.1.2 電動機規(guī)格的選取 9
3.1.3主軸箱上直齒圓柱齒輪設計 10
3.1.4主軸箱上主傳動軸設計 13
3.1.5 1308調(diào)心滾子軸承設計 15
3.2 帶傳動設計 16
3.2.1 確定計算功率Pc 16
3.2.2 選擇帶型 16
3.2.3 確定帶輪的基準直徑D1、D2 16
3.2.4 確定中心距a和帶的基準長度Ld 17
3.2.5驗算小帶輪上的包角α1 17
3.2.6確定帶的根數(shù)z 17
3.2.7確定帶的初拉力F0 18
3.2.8計算帶傳動作用在軸上的力Q 18
3.2.9帶輪結構設計 18
3.3本章小結 18
第4章 其它機構設計 19
4.1齒輪設計 19
4.1.1齒輪的概述 19
4.1.2 主軸Ⅵ軸上斜齒輪 19
4.2 軸的設計 25
4.2.1 軸的簡介 25
4.2.2 主軸的設計（Ⅵ軸） 28
4.3主軸上滑動軸承設計 30
4.4 本章小結 31
第5章 曲柄機構的設計 32
5.1 曲柄機構的設計 32
5.1.1 遺傳算法簡介 32
5.1.2 曲柄機構的設計 35
5.2 本章小結 36
結 論 37
參考文獻 38
致 謝 39
II
Ⅰ
第1章 緒 論
1.1 課題背景及研究意義
刨床作為最早的金屬切削機床早已應用到生產(chǎn)中，機床是加工機器零件的主要設備，所以又被稱為工作母機，由于它的母機性，它所負擔的工作量占機器總制造工作量的40%-60%。機床的技術水平直接影響機械制造工業(yè)的產(chǎn)品質(zhì)量。一個國家的機床工業(yè)的技術水平，在很大程度上標志著這個國家的工業(yè)生產(chǎn)能力和科學技術水平。顯然機床在國民經(jīng)濟現(xiàn)代化建設中起著很重大的作用。刨床因其結構簡單，造價低廉但是生產(chǎn)率高（加工平面的效率是銑床的5倍）等優(yōu)點廣泛應用于工廠加工中。
近些年來隨著電子技術計算機技術信息技術以及激光技術等的發(fā)展并應用于機床領域,使刨床的發(fā)展進入了一個新時代。不斷提高勞動生產(chǎn)率和自動化程度是刨床發(fā)展的基本方向,在我國現(xiàn)階段刨床工業(yè)的自動化水平還不高,高加工精度的機床還不是很普及。傳統(tǒng)刨床在有些工廠中傳統(tǒng)刨床還在發(fā)揮著重要的作用,有一定的經(jīng)濟價值。 通過對傳統(tǒng)刨床基礎結構的研究可以對刨床的運動特點,力學性能有更深層次的了解從而為設計研究更加精密更加現(xiàn)代化的刨床鋪平道路。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
1．國外研究現(xiàn)狀
在國外刨床的應用比較早，所以研究比較深入。隨著各種先進技術的產(chǎn)生尤其是計算機技術的發(fā)展使數(shù)控技術應運而生。數(shù)控刨床無須人工操作,而是靠數(shù)控程序完成加工循環(huán)。因此調(diào)整方便,適應靈活多變的加工任務,使得中小批生產(chǎn)自動化成為可能。國外數(shù)控刨床的普及率十分高例如日本、德國所生產(chǎn)的數(shù)控刨床占總量的%95以上。而且他們所生產(chǎn)的刨加工床精度、效率十分高,廣泛的應用于柔性自動化生產(chǎn)系統(tǒng)中。
2．我國的研究現(xiàn)狀
我國現(xiàn)有的刨床大多是60年代的產(chǎn)品，隨著現(xiàn)代加工工業(yè)的發(fā)展，老式的牛頭刨床逐漸暴露出效率、精度較低等問題。很難適應產(chǎn)品在質(zhì)量和產(chǎn)量上的要求，成為阻礙生產(chǎn)的“瓶頸”。采用先進、科學、可靠的技術改造在線設備，是充分發(fā)揮設備效能，優(yōu)化設備結構、促進設備資源有效利用的重要途徑。有許多公司早已開始研究并取得了很好的效果，實踐證明這種辦法是可行的。
同時有的公司加大投入力度研制出更加先進的刨床。如2006 年2 月14-17 日在上海浦東新國際展覽中心舉辦了“ 中國數(shù)控機床展覽會”，國內(nèi)外著名機床廠家都展示了最新數(shù)控機床產(chǎn)品。在南京新方達數(shù)控有限公司的展臺上展出了一臺令人耳目一新的數(shù)控機床———雙向數(shù)控曲面刨床（圖1.1）。該機床既不像傳統(tǒng)的牛頭床，又不像一般的龍門刨床，外形看上去象一臺加工中心，但是它又在雙向往復刨削曲面零件這臺機床改變了人們對傳統(tǒng)刨床的認識，開創(chuàng)了刨床的新時代。它具有三項最新國家專利技術，獨特的雙向刨刀是高效加工的核心，使得刨床能夠雙向刨削，加工效率成倍提高；創(chuàng)新的雙支承結構是高精度的可靠保證，使得加工精度大大提高；特有的三軸交流伺服數(shù)控系統(tǒng)，使得刨床的加工領域充分拓展，可以加工兩個剖面方向的曲面、斜面、平面等特型面，甚至擴展加工螺旋面
圖1.1 數(shù)控刨床外觀圖
1.3 研究設想及主要工作內(nèi)容
通過查閱資料并參考現(xiàn)有的刨床，確定了牛頭刨床的主要機構：皮帶傳動機構、小皮帶輪、皮帶和大齒輪等。螺旋機構：螺桿和螺母。擺動導桿機構：大齒輪 、滑塊、導桿，滑塊等。凸輪機構：凸輪和推桿。棘輪機構：扇形齒輪，棘爪和棘輪。牛頭刨床的傳動系統(tǒng)把電動機的回轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變成刨刀的切削運動和工作臺的進給運動。裝在電動機的伸出軸端上的小皮帶輪，通過一組三角皮帶，驅(qū)動大皮帶輪，通過一個三級變速箱來調(diào)整速度使刨刀得到六種不同的速度. 變速箱末端的齒輪驅(qū)動固定在空心主軸上的大齒輪。在大齒輪上，裝有用銷釘聯(lián)接的滑塊，此滑塊可繞銷釘轉(zhuǎn)動，并可在導桿的導槽中滑動(銷釘?shù)酱簖X輪中心的距離可由機構進行調(diào)整)，所以當大齒輪轉(zhuǎn)動時，便可借助滑塊來撥動導桿繞固定支點(銷釘)左右擺動(同時導桿下端的導槽與滑塊之間可作相對滑動，以改變導桿的有效長度)。大齒輪每轉(zhuǎn)一周，導桿便往復擺動一次。又由于導桿的上端是用銷釘與調(diào)整塊相聯(lián)的，而調(diào)整塊又在擰緊手柄時被緊固在滑枕上。所以當導桿擺動時，滑枕便沿著導軌作前后往復運動。于是安裝在滑枕前端刀架上的刨刀便作切削運動。
根據(jù)要求設計完成一個三級變速箱使刨床獲得適當?shù)膭恿Α８鶕?jù)刨床工作特點在牛頭刨床的眾多機構中實現(xiàn)刨頭切削運動的六桿機構是一個關鍵機構。六桿機構由擺動導桿機構1- 2- 3- 4和搖桿滑塊機構4- 5- 6- 1組合而成，刨床工作時曲柄2轉(zhuǎn)
圖1.2 六桿機構示意圖
動，通過六桿機構驅(qū)動刨頭5作往復移動。刨頭右行時，刨刀進行切削，稱工作行程，此時要求刨頭的速度較低且平穩(wěn)，以減小原動機的容量和提高切削質(zhì)量。刨頭左行時，刨刀不工作，稱空行程，此時要求刨頭的速度較高以提高生產(chǎn)率。本設計采用遺傳算法對刨床進行優(yōu)化設計確定曲柄滑塊機構的各參數(shù)的尺寸。根據(jù)設計要求合理設計滑枕和工作臺等機構完成設計任務。
第2章 牛頭刨床總體方案設計
2.1 牛頭刨床設計的主要參數(shù)
滑枕最大行程： 550毫米
滑枕最小行程： 95毫米
工作臺最大橫向行程： 600毫米
工作臺最大垂直行程： 305毫米
從滑枕底面到工作臺面最大距離： 370毫米
從滑枕底面到工作臺面最小距離： 65毫米
刀架最大垂直行程： 175毫米
刀架最大調(diào)轉(zhuǎn)角度： ±60°
刀柄最大尺寸（寬×高）： 20×30 毫米
工作臺進給級數(shù)： 10
滑枕往復一次，工作臺橫向進給的范圍： 0.33-3.33毫米
滑枕變速級數(shù)： 6
滑枕每分鐘往復次數(shù)： 12.5-73
電動機轉(zhuǎn)速和功率： 960轉(zhuǎn)/分 3kW
機床輪廓尺寸（長×寬×高）： 2320×1450×1750毫米
2.2 牛頭刨床的工作原理
牛頭刨床是用于加工中小尺寸的平面或直槽的金屬切削機床，多用于單件或小批量生產(chǎn)。為了適用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工，要求主執(zhí)行構件—刨刀能以數(shù)種不同速度、不同行程和不同起始位置作水平往復直線移動，且切削時刨刀的移動速度低于空行程速度，即刨刀具有急回現(xiàn)象。刨刀可隨小刀架作不同進給量的垂直進給；安裝工件的工作臺應具有不同進給量的橫向進給，以完成平面的加工，工作臺還應具有升降功能，以適應不同高度的工件加工。
2.3 牛頭刨床的結構設計
本設計的刨床主體結構是由床身、滑枕、工作臺、主軸箱和搖臂機構組成。如圖2.1所示。
2.3.1 床身
1－床身 2－主軸箱 3－滑枕 4－工作臺 5搖臂機構
圖2.1 牛頭刨床外形圖
床身為鑄鐵的箱形殼體固定在底座上。床身內(nèi)裝有變速機構和搖臂機構，床身上部裝有兩斜箱條與床身上平面組成供滑枕移動用的燕尾形導軌，二箱條中一個是固定的，另一個可以調(diào)整滑枕與導軌的間隙，床身前面為垂直方形導軌，橫梁滑面沿此導軌移動，后面裝一后罩，作防護用。
2.3.2 主軸箱
變速箱由P=3千瓦，n=960轉(zhuǎn)/分三相異步電動機驅(qū)動，電動機固定在床身后壁的支架上，變速箱內(nèi)裝有三根支撐于滾動軸承上的平行軸，下軸裝有由齒輪3.5及1組成的滑移齒輪，通過三角皮帶得轉(zhuǎn)動，伸在外面的操縱手柄B，將這些齒輪撥到適當位置，與中軸上的齒輪相嚙合，使中軸得到三種速度。
上軸由9和7兩齒輪組成滑移齒輪，再由伸在外面的操縱手柄A撥動該齒輪，使之與中軸上的齒輪適當嚙合。這樣第三軸可得到6種速度，為避免齒輪損壞，變速時兩個手柄應移到固定位置上，并禁止在機床運轉(zhuǎn)時變速。
2.3.3 搖臂機構
主軸箱里的旋轉(zhuǎn)運動，經(jīng)過搖臂機構變成滑枕的直線往復運動，在主軸箱上軸的齒輪10，傳動搖臂齒輪11，由齒輪11以曲柄銷通過搖臂滑塊，使搖臂產(chǎn)生擺動。搖臂上部用接頭與滑枕活動連接，使滑枕產(chǎn)生往復運動。滑枕移動有六級速度。
2.3.4 滑枕
滑枕是一個長的空心鑄件，其下面為燕尾形導軌，上面有長槽，穿以連接螺桿，將滑枕和搖臂機構連接起來?；砥鸩窖b刀架刀架轉(zhuǎn)盤能夠旋轉(zhuǎn)±60°，以刨削斜面，沿燕尾形導軌，刀架溜板可垂直移動。刨刀裝于刀夾坐中刀夾座可以繞一水平小軸轉(zhuǎn)動，以使刨刀于返回行程時在工件上滑行。
2.3.5 工作臺
工作臺橫行滑板都是夾固工件用的，為此在工作臺上面和右惻面有T形槽和固定圓形工件用的菱形槽，左惻面還有幾列圓孔，在用戶提出要求時可拆下工作臺，則用橫行滑板來固定夾具，工作臺前部支持在支架上，以保證有足夠的剛性。在橫架上可手動或機動。使工作臺水平移動，工作臺和橫梁一起可沿床身的垂直導軌下移動，工作臺的機動水平進給用棘輪機構操縱，與搖臂齒輪在 同一軸上的齒輪14傳動另一個同樣的齒輪，經(jīng)過連桿搖臂運動傳到棘爪杠桿上，棘爪推動棘輪，棘輪固定在工作臺進給絲杠上，絲杠能推動工作臺進給。當升降工作臺時，應當松開固定支架的螺母，以及連接橫梁與床身的螺栓，按照需要調(diào)整高度后，仍將螺母和螺栓擰緊。
2.4 傳動機構組成及其工作原理
1、2—滑動齒輪組 3、4—齒輪 5—偏心滑塊 6—擺桿 7—下支點 8—滑枕
9—絲杠 10—絲杠螺母 11—手柄 12—軸 13、14—錐齒輪
圖2.2 B655牛頭刨床的主傳動系統(tǒng)
B655牛頭刨床的傳動系統(tǒng)如圖2.2所示，其典型機構及其調(diào)整概述如下：
1.變速機構如圖2.3的變速機構由1、2兩組滑動齒輪組成，軸Ⅲ有3×2=6種轉(zhuǎn)速，使滑枕變速。
2.擺桿機構 擺桿機構中齒輪3帶動齒輪4轉(zhuǎn)動，滑塊5在擺桿6的槽內(nèi)滑動并帶動擺桿6繞下支點7轉(zhuǎn)動，于是帶動滑枕8作往復直線運動。
3.行程位置調(diào)整機構 松開手柄11，轉(zhuǎn)動軸12，通過13、14錐齒輪轉(zhuǎn)動絲杠9，由于固定在擺桿6上的絲杠螺母10 不動，絲杠9帶動滑枕8改變起始位置。
4.滑枕行程長度調(diào)整機構滑枕行程長度調(diào)整機構見圖2.3。調(diào)整時，轉(zhuǎn)動軸1，通過錐齒輪5、6，帶動小絲杠2轉(zhuǎn)動使偏心滑塊7移動，曲柄銷3帶動偏心滑塊7改變偏心位置，從而改變滑枕的行程長度。
5.滑枕往復直線運動速度的變化 滑枕往復運動速度在各點上都不一樣，見圖2.4。其工作行程轉(zhuǎn)角為α，空行程為β，α＞β，因此回程時間較工作行程短，即慢進快回。
6.橫向進給機構及進給量的調(diào)整 橫向進給機構及進給量的調(diào)整如圖2.5所示。齒輪2與圖2.3中的齒輪4是一體的，齒輪2帶動齒輪1轉(zhuǎn)動，連桿3擺動棘爪4，撥動棘輪5使絲桿6轉(zhuǎn)一個角度，實現(xiàn)橫向進給。反向時，由于棘爪后面是斜的，爪內(nèi)彈簧被壓縮，棘爪從棘輪頂滑過，因此工作臺橫向自動進給是間歇的。
工作臺橫向進給量的大小取決于滑枕每往復一次時棘爪所能撥動的棘輪齒數(shù)。因
此調(diào)整橫向進給量，實際是調(diào)整棘輪護蓋7的位置。橫向進給量的調(diào)整范圍為0.33mm～3.3mm。
1—軸（帶方榫） 2—小絲杠 3—曲柄銷 4—曲柄齒輪 5、6—錐齒輪 7—偏心滑塊
圖2.3 滑枕行程長度的調(diào)整
圖2.4 滑枕往復運動速度的變化
1、2—齒輪 3—連桿 4—棘爪 5—棘輪 6—絲桿 7—棘輪護蓋
圖2.5 B655牛頭刨床運動及調(diào)整
2.5 本章小結
本章確定了牛頭刨床主體結構組成及工作原理進行詳細的介紹，使人對牛頭刨床有一個全面細致的了解同時對本設計有一個全面的認識。
第3章 主軸箱的設計
3.1主軸箱的設計
圖3.1 六檔變速及轉(zhuǎn)速示意圖
3.1.1 主軸箱的電動機選擇
查文獻[1]得刨刀工作時,切削力的大小約為:不加切削液時為2000N.由于刨床在速度最慢時切削力最大所以先設計速度最小時變速箱的參數(shù)由機床技術參數(shù)最大工作行程550毫米,每分鐘最小往復次數(shù)12.5,計算的刨刀需要的功率為
P=Fv= (3.1)
選擇電機容量P
（3.2）
3.1.2 電動機規(guī)格的選取
1．查資料[4]選Y系列三相異步電動機：
Y132M2-6, 功率P=3 kW，轉(zhuǎn)速n=960 r/min
傳動比分配：總傳動比i=960/12.5=76.8 帶傳動傳動比取i01=3.8
則i12=2,i23=2.2,i34=4.6
2．計算功率，轉(zhuǎn)速，扭矩：
以下公式[5]
功率：
電機軸：
I軸： (3.3)
II軸： (3.4)
III軸： (3.5)
Ⅵ軸： 1.88kW (3.6)
各軸轉(zhuǎn)速：
n0=960r/min
n1=n0/i01=960/3.8=252.63 r/min (3.7)
n2= n1/i12=252.63/2=126.32 r/min (3.8)
n3= n2/i23=126.32/2.2=57.41r/min (3.9)
n4= n3/i34=57.41/4.6=12.5 r/min (3.10)
各軸扭矩：
軸1： (3.11)
II軸： (3.12)
III軸： (3.13)
Ⅳ軸： (3.14)
3.1.3主軸箱上直齒圓柱齒輪設計
1.齒輪材料為45號鋼，淬火Rc56-62，取 Z1=23傳動比i=.2.2則Z2= Z1×i=23×2.2=50.6
初選螺旋角=15°七級精度。
2. 按齒面接觸強度設計：
由設計計算公式[5]： （3.15）
確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：
（1） 根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù)K=1.3
（2） 計算齒輪傳遞扭矩：
（3.16）
（3）選齒寬系數(shù)
（4）確定 由參考文獻得材料的彈性影響系數(shù)MPa ，標準齒輪
（5）確定 由參考文獻中按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa。
（6）由計算應力循環(huán)次數(shù)
（3.17）
（7）由參考文獻查得接觸疲勞壽命系數(shù)。
（8）計算接觸疲勞許用應力
取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，得
（3.18）
（9）計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值
=101.79mm
（10）確定齒輪參數(shù)
經(jīng)查表可得，取模數(shù)mm
mm
mm
3.校核齒根彎曲疲勞強度
（1）由參考文獻查得齒形系數(shù)：。
（2）由應力循環(huán)次數(shù)查圖得彎曲疲勞壽命系數(shù) 。
（3）由圖查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為 MPa， MPa。
（4）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù) ，得
MPa （3.19）
MPa
（5）計算圓周力
N （3.20）
（6）計算輪齒齒根彎曲應力，得
＜238.86Mpa
（3.21）
因此齒根彎曲強度足夠。
4.齒輪幾何參數(shù)計算
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
3.1.4主軸箱上主傳動軸設計
1.已知：軸的最低轉(zhuǎn)速n=252.63r/min，軸的功率P=2.197kw，轉(zhuǎn)矩T=83.5N.m
2.計算軸的直徑和長度
取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由手冊查得C=120
由公式 （3.22）
代入數(shù)據(jù)：；；取β=0.5。
得
考慮到鍵槽對軸的強度有影響
取mm
圖3.2 軸的結構示意圖
取mm 此處安裝調(diào)心滾子軸承 該軸段長度=100mm；
mm 該軸段長度mm；
mm此處安裝滑移齒輪 該軸段長度mm；
mm 該軸段長度mm；
mm 該軸段長度mm；
mm此處安裝油封裝置，便于軸承蓋的裝拆及對軸承加潤滑脂油 該軸段長度mm；
mm該軸段長度mm；
mm此處安裝調(diào)心滾子軸承1308 則該軸段長度。
3.求作用在齒輪上的力
(1) KN
KN
KN （3.23）
KN （3.24）
KN （3.25）
(2) 水平面內(nèi)彎矩 （3.26）
(3 )豎直面內(nèi)彎矩 （3.27）
(4)合成彎矩 （3.28）
(5)計算當量彎矩，取
（3.29）
(6)校核軸的強度
（3.30）
查表得=65MPa，β=0.6
mm
4.繪制彎矩扭矩圖
3.3軸的載荷分析圖
3.1.5 1308調(diào)心滾子軸承設計
初選兩個調(diào)心軸承1308，公稱壓力角aP=20o 由手冊查得CN=0.5，負荷性質(zhì)為中等沖擊，由表5-24查得fd=1.8。
傳動軸轉(zhuǎn)速 n=252.63r/min
由“傳動軸”計算可知，皮帶作用力Q=1932.5N ,齒輪法向作用力Pn=4.3×103 N
根據(jù)各支點的彎矩等于零得，即：
W1=0.222Q—466R2+628Pn=0 （3.31）
求得 R2=6715 N
W2=0 ,688Q—466R1+162Pn=0 （3.32）
求得 R1=4348 N
由于R2＞R1 ，所以只需計算支承2的壽命和靜負荷
選定軸承調(diào)心球軸承，該軸承的參數(shù)為：α=15o ,Cr=71.5 kN , CO=69.8 kN 。
要求壽命大于20000小時
1．核算軸承的壽命[5]
計算實際負荷
每個軸承承受的實際徑向負荷為：
Fr=R2=6715 N, （3.33）
因為齒輪軸向負荷為：
Fa=S= 1.25Frtanα=1.25×6715×tan15o≈2249 N （3.34）
計算當量動載荷
Fa/Fr=2249/6715≈0.33＜e=0.38 （3.35）
查表 20-6 得 X=1, Y=0, X0=0.5,Y0=0.46
在此情況下徑向當量動載荷為：Pr=Fr=6715 N,因為是球軸承，取ε=3。
計算軸承壽命:
Lh=106/(60n)(Cr/P)ε=106/(60×240)×(71.5×103/6715)3≈83833h （3.36）
此值大于要求壽命20000h，壽命符合要求。
2.校核軸承的靜載荷
角接觸球軸承的徑向當量靜載荷為：
P0=X0Fr+ Y0Fa=0.5×6715+0.46×2249=4392N （3.37）
由表5-21查得安全系數(shù)So=1.5
故SoP0=1.5×4932=7398 N＜C0=71500 N，所以靜負荷也符合要求。
3.2 帶傳動設計
3.2.1 確定計算功率Pc
查文獻[5]查得工作情況系數(shù)KA=1.2,
故 Pc=KA P=1.2×2.3 kW=2.76 kW
3.2.2 選擇帶型
根據(jù)Pc=2.76 kW，n1=960 r/min,初步選用普通V帶A型
3.2.3 確定帶輪的基準直徑D1、D2
1.初選小帶輪的基準直徑D1
根據(jù)V帶截型，選取D1≥Dmin。為了提高Ｖ帶的壽命，宜選取較大的直徑。
選取主動輪基準直徑 D1=95 mm，從動輪基準直徑D2 = i1D1=3.8×95=361 mm
選取基準直徑系列值D2=355 mm
2.驗算帶的速度
帶速太高則離心力大，減小帶與帶輪間的壓力，易打滑；帶速太低，要求傳遞的圓周力大，使帶根數(shù)過多，故V應在5～25mm/s之內(nèi)。若V超此范圍可調(diào)整小帶輪基準直徑D1或轉(zhuǎn)速。帶速計算式[4]為：
(3.38)
所以
= 6.28 m/s<35m/s
帶的速度合適。
3.2.4 確定中心距a和帶的基準長度Ld
帶傳動中心距不宜過大，否則將由于載荷變化引起帶的顫動。中心距也不宜過小否則帶短饒轉(zhuǎn)次數(shù)多，會降低帶的使用壽命，同時也使a1減小，降低傳動能力。所以，對于帶傳動，中心距a0一般可取為：
(3.39)
將D1、D2代入初選中心距a0 =500 mm
帶長
=2+（D1+ D2）/2+( D2- D1)2/4 (3.40)
=2×500+×（95+355）/2+(500-125)2/（4×500）=2052.1 mm
查選取A型帶的標準基準長度=2240 mm
實際中心距[4] a= (3.41)
a=mm
3.2.5驗算小帶輪上的包角α1
α1=180o- (D2- D1) ×57.3o/a
=180o-(355-95) ×57.3o/600=155o＞120o
故包角合適。
3.2.6確定帶的根數(shù)z
V帶根數(shù)按下式計算[4]：
Z=Pca/(P0+△P0)KzKL＜Zmax =10 (3.42)
式中Pca為計算功率，P0是單根V帶的基本額定功率，△P0為單根V帶額定功率的增量，Ka為包角修正系數(shù)，KL為長度系數(shù)。
查得[4] Ka=0.91； KL=1.06； P0=1.40； △P0=0.11，
于是
Z=2.3/［（1.40+0.11）×0.91×1.06］=1.6
取Z=2根
3.2.7確定帶的初拉力F0
初拉力的大小是保證帶傳動正常工作的重要因素。初拉力過小，摩擦力小，容易打滑；初拉力過大，帶的壽命低，軸和軸的承受力大。單跟V帶張緊后的初拉力F0為[4]：
F0=500 Pca /（zv）×(2.5/Ka-1)+qv2 (3.43)
查表得 q=0.10 kg·m-1
F0=500×2.3/(2×6.28)×(2.5/0.91-1)+0.1×6.282=203.19 N
3.2.8計算帶傳動作用在軸上的力Q
為了設計安裝帶輪的軸和軸系，必須計算V帶傳動作用在軸上的力Q，它等于兩邊拉力的合力，該力可近似按下式計算[4]：
Q=2zF0sin(a1/2) (3.44)
=2×2×203.19×sin（155o/2）=785 N
3.2.9帶輪結構設計
1.對V帶輪的設計的主要要求設計V帶輪的一般要求為：質(zhì)量??；結構工藝性好；無過大的鑄造應力；質(zhì)量分布均勻；與帶接觸的工作面要精細加工（表面粗糙度一般為Ｒa3.2um),以減少帶的磨損；各槽的尺寸和角度都應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻。
2.帶輪材料
由帶速v=6.28 m/s30 m/s,用鑄鐵HT200。
3.結構尺寸
鑄鐵制的V帶輪的典型結構有實心式，腹板式，孔板式，輪輻式。
由D1=95 mm300 mm,故小帶輪采用腹板式結構；D2=355 mm＞300 mm，故大帶輪采用輪輻式結構。
根據(jù)帶輪截型確定輪槽尺寸，其余尺寸按圖中的經(jīng)驗公式計算確定。按帶輪的各部分尺寸。
3.3本章小結
本章對主軸箱上齒和軸輪進行了設計和校核使齒輪的強度適合設計要求從而完成主要零件的設計工作。
第4章 其它機構設計
4.1齒輪設計
4.1.1齒輪的概述
齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一，形式很多 ，應用廣泛。
1.齒輪傳動的主要特點
效率高 在常用的機械傳動中，以齒輪傳動的效率為最高。
結構緊湊 在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般較小。
工作可靠，壽命長。
傳動比穩(wěn)定 傳動比穩(wěn)定往往是對傳動性能的基本要求。
但是，齒輪傳動的制造及安裝精度要求高、價格較貴，且不宜用于傳動距離過大的場合。齒輪傳動可做成開式，半開式及閉式。閉式與開式或半開式的相比，潤滑及防護等條件最好，多用于重要場合。
2.失效形式及設計準則
齒輪傳動的失效主要是輪齒的失效，而輪齒的失效形式又是多種多樣的，較為常見的形式有：輪齒拆斷、工作齒面磨損、齒面點蝕、齒面膠合及塑性變形。
所設計的齒輪傳動在具體的工作情況下，必須具有足夠的，相應的工作能力，以保證在整個工作壽命期間不致失效。因此，針對上述各種工作情況及失效形式，都應分別確立相應的設計準則。通常只按保證齒根彎曲疲勞強度及保證齒面接觸疲勞強度兩準則進行計算。
在閉式齒輪傳動中，通常以保證齒面接觸疲勞強度為主。但對于齒面硬度很高，齒心硬度又低的齒輪（如用20，20Cr鋼經(jīng)滲碳后淬火的齒輪）或材質(zhì)較脆的齒輪，通常則以保證齒根彎曲疲勞強度為主。
4.1.2 主軸Ⅵ軸上斜齒輪
1.齒輪材料為45號鋼，淬火Rc56-62，取 Z1=24傳動比i=4.6則
初選螺旋角=15°七級精度。
2. 按齒面接觸強度設計：
由設計計算公式[5]：
（4.1）
K——為載荷系數(shù)
T——齒輪傳遞扭矩單位為N.mm
—齒寬系數(shù)
u ——傳動比
ZE ——彈性影響系數(shù)
ZH——節(jié)點區(qū)域系數(shù)
— 重合度系數(shù)
—螺旋角系數(shù)
— 端面重合度
— 軸面重合度
確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：
(1)定載荷系數(shù)K
使用系數(shù)KA=1.25,由查得動載系數(shù)Kv=1.1,查得齒間載荷分配系數(shù) KHa=1.1,由查得齒向載荷分配系數(shù)KHβ=1.087
K==1.25×1.1×1.1×1.087=1.6 （4.2）
計算齒輪傳遞扭矩：由前面計算的數(shù)據(jù)得T4=1443.25
（3）選齒寬系數(shù) Φd=0.5
（4）傳動比u=4.8
（5）材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2
節(jié)點區(qū)域系數(shù)[5] , (4.3)
重合度系數(shù) (4.4)
螺旋角系數(shù) (4.5)
端面重合度 (4.6)
軸面重合度 (4.7)
按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限
（6）由式：N=60njLh算應力循環(huán)次數(shù)：
Ｎ１＝60nj=60×126.32×1 ×（2×8×300×15）=2.59×108 (4.8)
N2=N1/i=2.59×108/4.8=5.4×107
（7）由查得接觸疲勞壽命系數(shù)1.0
（8）計算接觸疲勞許用應力:
安全系數(shù)S=1,由式得
(4.9)
3. 計算
（1）計算小齒輪分度圓直徑d1t,代的值：
=99.16mm (4.10)
（2）計算圓周速度v：
v= (4.11)
（3）計算齒寬b：
b=mm (4.12)
（4）計算齒寬與齒高之比b/h：
模數(shù): mm (4.13)
齒高h=2.25
(4.14)
（5）計算載荷系數(shù)：
根據(jù)：v=0.3m/s,7級精度,由圖9-31查得動載系數(shù)Kv=1.05
斜齒輪,假設
有表9-8查得
由表9-7查得使用系數(shù)KA=1.25
由表9-7查得7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時=1 .08
b/h=5.31 (4.15)
=1.08 ，查圖9-32得 KFβ =1.24
故載荷系數(shù):
K= (4.16)
（6）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得
mm (4.17)
（7）計算模數(shù)m:
m=mm (4.18)
4. 按齒根彎曲強度設計
由式得彎曲強度的設計公式[5]為：
(4.19)
Yε為重合度系數(shù) =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.9=0.65
Yβ為螺旋角系數(shù) =1-/120=1-1.6x150/120=0.8
確定公式內(nèi)的各計算值：
（1）齒輪的抗彎疲勞強度極限：=560MPa
（2）彎曲疲勞壽命系數(shù)：
（3）計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式得:
MPa (4.20)（4）計算載荷系數(shù)K:
(4.21)
（5）查取齒形系數(shù):
（6）應力校正系數(shù):
=1.55
（7）計算大,小齒輪的 ,并加以比較:
=2.8×1.55/328=0.01203 (4.22)
=2.8×1.43/328=0.012
比較結果小齒輪的數(shù)值大
設計計算:
(4.23)
=4.85mm
對比計算結果,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強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(取模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關,可取由彎曲強度算得模數(shù)4.45,并就近圓整為標準值m=5,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=99.56,算出齒輪齒數(shù):
z1==
取齒數(shù)為24則實際齒數(shù)為則Z2=。
這樣設計出的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足了齒根彎曲疲勞強度,并做到結構緊湊、避免浪費。
5. 幾何尺寸計算:
（1） 計算分度圓直徑:
mm
mm (4.24)
mm (4.25)
（2） 計算中心距:
a=mm (4.26)
圓整得a=324mm應用于刨床中中心距合適由于圓整所相差的數(shù)值很小0.5選擇為
（3） 計算齒輪寬度:
b= mm (4.27)
取B1=B2=60 mm
同理將設計公式改為計算公式[5]：
(4.28)
即可計算出其他直齒輪的所有尺寸。公式中各參數(shù)的意義與前面相同。
（4）III軸上另外兩個齒輪參數(shù)為Z9=48, m=4mm , d=192mm 與之嚙合的齒輪z6=22, m=4 mm., d=88mm 中心距為
（5） a=mm (4.29)
齒寬為B1=B2=36mm
齒數(shù)z8=30與z4=40的兩齒輪嚙合時，
齒輪的模數(shù)m： m=4mm
齒輪的分度圓直徑:
d1=mz1=430=120mm (4.30)
d2=mz2=440=160mm (4.31)
齒輪的中心距: a=(d1+d2)/2=(120+160)/2=140mm (4.32)
計算齒寬:取齒寬B1=B2=28mm
齒數(shù)z6=30與z2=30的兩齒輪嚙合時，
齒輪的模數(shù)： m=4mm
齒輪的分度圓直徑:
d4=d3=mz3=430=120mm (4.33)
齒輪的中心距: a=(d3+d4)/2=120mm (4.34)
計算齒寬: b=Φdd3=0.43120=28mm (4.35)
取齒寬 B2==28mm
齒數(shù)z7=35與z3=25的兩齒輪嚙合時，
齒輪的模數(shù)m：m=4mm
齒輪的分度圓直徑: d5=mz7=435=140mm (4.36)
d6=mz3=425=100mm (4.37)
齒輪的中心距: a=(d5+d6)/2=120mm (4.38)
計算齒寬: b=Φdd6=0.2140=28mm (4.39)
取齒寬 B1=B2=28mm
齒數(shù)z1=20與z7=40的兩齒輪嚙合時，
齒輪的模數(shù)m：m=4mm
齒輪的分度圓直徑: d1=mz7=420=80mm (4.40)
齒輪的中心距: a=(d7+d8)/2=120mm (4.41)
計算齒寬: b=Φdd7=0.780=28mm (4.42)
4.2 軸的設計
4.2.1 軸的簡介
1.軸的結構設計包括定出軸的合理外形和全部結構尺寸。
擬定軸上零件的裝配方案：
擬定軸上零件的裝配方案是進行軸的結構設計的前提，它決定著軸的基本形式。所謂裝配方案，就是預定出軸上方根零件的裝配方向，順序和相互關系。
軸上零件的定位：
為了防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向或周向的相對運動，軸上零件除了有游動或空轉(zhuǎn)的要求者外，都必須進行軸向和周向定位，以保證其準確的工作位置。
零件的軸向定位：
2.軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、軸端擋圈和圓螺母等來保證的。軸肩分為定位軸肩和非定位軸肩兩類。利用軸肩定位是最方便可靠的方法，但采用軸肩就必然會使軸的直徑加大，而且軸肩處將因截面突變而引起應力集中。因此，軸肩位多用于軸向力較大的場合。定位軸肩的高度h 一般取為h=（0.07～0.1）d, d 為與零件相配處的軸的直徑，單位為mm。流動軸承的定位軸肩高度必須低于軸承內(nèi)圈端面的高度，以便拆卸軸承。非定位軸肩是為了加工和裝配方便而設置的，其高度一般取為1～2mm。
3.零件的徑向定位：
徑向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動。常用的徑向定位零件鍵、花鍵、銷、緊定螺釘以及過盈配合等。
4.軸的強度計算
強度計算是設計軸的重要內(nèi)容之一，其目的在于根據(jù)軸的受載情況及相應的強度條件來確定軸的直徑。若軸的直徑已由經(jīng)驗方法或結構設計所確定，則計算的目的就是驗算已定的軸徑是否滿足強度要求。
軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為[5]:
(4.43)
式中： — 軸所受的扭矩，單位為；
— 軸的抗扭截面系數(shù)，單位為mm3;
— 軸的轉(zhuǎn)速，單位為r/min；
— 軸傳遞的功率，單位為kW；
— 計算截面處軸的直徑，單位為mm；
— 許用扭轉(zhuǎn)剪切應力，單位為MPa。
由上式可得軸的直徑
(4.44)
式中：
對于空心軸，則
d (4.45)
式中, 即空心軸的內(nèi)徑d1與外徑d之比，通常取=0.5～0.6。
應當指出，當軸截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。對于直徑d＞100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%；有兩個鍵槽時，應增大7%對于直徑d≤100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%～7%；有兩個鍵槽時，應增大10%～15%.然后將軸徑圓整為標準直徑。
按彎扭合成強度條件計算
5.作出軸的計算簡圖（即力學模型）
在作計算簡圖時，應先求出軸上受力零件的載荷（若為空間力系，應把空間力分解為圓周力，徑向力和軸向力，然后把它們?nèi)哭D(zhuǎn)化到軸上），并將其分解為水平分力和垂直分力。然后求出各支承處的水平反力和垂直反力。
6.作出彎矩圖
根據(jù)上述簡圖，分別按水平面和垂直平面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計算結果分別作出水平面上彎矩M和垂直面上的彎矩M；然后按下式計算總彎矩并作出合成彎矩圖；
(4.46)
作出扭矩圖
校核軸的強度
已知：軸的彎矩和扭矩后，可針對某些危險截面作彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論，計算應力
(4.47)
為了考慮循環(huán)特性的影響，引入折合系數(shù)a,則計算應力為：
（4.48）
對于直徑為d圓軸，彎曲應力，扭轉(zhuǎn)切應力，將數(shù)據(jù)
代入上式中，則軸的彎扭合成強度條件為[5]：
(4.49)
其中式中： ——軸的計算應力，單位為MPa；;
M——軸所承受的彎矩，單位為N.mm；
T——軸所受的扭矩，單位為N.mm;
W——軸的抗彎截面系數(shù)，單位為mm3;
——對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力。
4.2.2 主軸的設計（Ⅵ軸）
1. 已知：軸的最低轉(zhuǎn)n=12.5r/min ，軸的功率P=1.88kW，轉(zhuǎn)矩T=1443.25N.m
2. 求作用在齒輪上的力：
F=2T/d==5kN （4.50）
/=1.88kN （4.51）
=9.25kN （4.52）
kN （4.53）
3. 計算軸的直徑、長度：
取軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由手冊查得，取A0=110，
由公式[5]：
代入數(shù)據(jù)：n=30r/min, P=1.88kW, 取β=0.5，
得dmm 考慮到軸最細處有鍵槽
則取d=d+d%5=59.7+59.7x5%=62mm （4.54）
圖4.1空心軸圖
取d1=64 mm此處安裝大斜齒輪
該段軸長度：L1=62mm
mm （4.55）
取d2=72 mm，此處安裝滑動軸承
尺寸： mm
因為考慮潤滑的因素中間處設計一段軸頸小些取d3=70mm
L3=76mm剩余段仍然有一段安裝滑動軸承因為兩端軸承相同所以軸頸相同取L4=110mm在軸的