畢業(yè)論文組合銑削機床設計

1、摘要組合機床是在研究普通機床設備發(fā)展現(xiàn)狀及其優(yōu)缺點的基礎上，隨著生產(chǎn)的發(fā)展，由普通機床演化而來。組合機床按其合理的工藝過程進行加工，實現(xiàn)集中工序的最好途徑，是提高加工精度和提高生產(chǎn)效率的有效設備。在本設計過程中，主要介紹了銑削組合機床設計和傳動裝置的設計。組合機床總體設計，是針對具體的被加工零件，在選定工藝和結構方案的基礎上，進行方案圖紙設計。組合機床傳動裝置的設計，是根據(jù)設計任務書提供的數(shù)據(jù)，選擇電動機，合理分配傳動比，通過齒輪傳動得到所要求的輸出軸功率和轉速等。并對傳動裝置內(nèi)部的零件進行分析校核。關鍵詞：組合機床；銑削；傳動裝置；校核。AbstractModular machine too

2、l is based on studying the current common machine tool and its advantages and disadvantages. With the production developing, modular machine tool evolves from the common machine tools, it processes according to the rational technological process. The best way to achieve the centralized working proce

3、dure is to enhance the process precision, to enhance the production efficiency of the efficient equipment. In this design procedure, mainly introduce the overall milling modular machine tool design and design of gears. The design of the modular machine tool gearbox is according to the data which is

4、supported by the design specification, choosing the electric motor, assigning rationally the gear ratio. It is produced by the wheel transmission to get the requested outlet bearing and power, and so on. The internal part of gearbox is analyzed and checked.Key words: modular machine tool, milling, g

5、ears, check目錄摘要I引言1第1章組合機床的總體設計211 組合機床的總體設計212 組合機床傳動裝置的設計5第2章設計計算921軸的設計與校核922齒輪的設計與校核1123鍵的選擇與校核26第3章結論31參考文獻33致謝34引言組合機床是用按系列化標準化設計的通用部件和按被加工零件的形狀及加工工藝要求設計的專用部件組成的專用機床。它在普通機床加工的基礎上具有重新調(diào)整可適應新工件，又具有生產(chǎn)效率高、結構簡單、加工質量穩(wěn)定等特點。組合機床是隨著生產(chǎn)的發(fā)展，由萬能的普通機床發(fā)展而來。組合機床是由大量的通用部件和少量的專用部件組成的工序集中的高效率機床。各個部件都設計成能獨立存在的，可以按

6、合理的規(guī)格尺寸系列實現(xiàn)高度的系列化、標準化和通用化。組合機床的通用部件，絕大多數(shù)已頒布成國家標準，并按標準規(guī)定的名義尺寸、主參數(shù)、互換尺寸等定型，各通用部件之間有配套關系。這樣，用戶可根據(jù)被加工零件的尺寸、形狀和技術要求等，選用通用部件，組成不同形式的組合機床，以滿足生產(chǎn)的需要。組合機床的發(fā)展標志著機械行業(yè)的發(fā)展1,2。本次畢業(yè)設計的目的是為了通過對臥式雙面銑削組合機床的總體和齒輪傳動裝置的設計以及對組合機床內(nèi)部結構設計，對組合機床有了更深的理解。并掌握工程設計的思路和方法，根據(jù)組合機床設計的步驟逐步進行設計。本次畢業(yè)設計是完成全部理論教學和實踐教學的一次綜合訓練，是重要的實踐性環(huán)節(jié)。使自己能

7、夠綜合運用所學的基礎理論、專業(yè)知識和基本技能，進行工程設計和科學研究等工程師的基本訓練，進一步培養(yǎng)自己嚴謹?shù)目茖W態(tài)度、獨立分析和解決問題的能力以及勇于創(chuàng)新的精神。第1章 組合機床的總體設計11 組合機床的總體設計組合機床的總體設計，就是針對具體的被加工零件，在選定的工藝和和結構方案的基礎上，進行方案圖紙設計。這些圖紙包括：被加工零件工序圖，加工示意圖，生產(chǎn)率計算卡片，機床聯(lián)系尺寸圖等。111 被加工零件工序圖1被加工零件工序圖的作用和要求被加工零件工序圖是根據(jù)選定的工藝方案，表示在一臺機床上或是一條自動線上完成的工藝內(nèi)容、加工部位的尺寸及精度、技術要求、加工用定位基準、夾壓部位、以及被加工零件

8、的材料、硬度和在本機床加工前毛坯情況的圖紙。它是在原有的工件圖基礎上，以突出本機床或自動線加工內(nèi)容，加上必要的說明繪制的。它是組合機床設計的主要依據(jù)，也是制造使用時調(diào)整機床、檢查精度的重要技術文件。被加工零件工序圖應包括下列內(nèi)容：（1）在圖上應表示出被加工零件的形狀，尤其是要設置中間導向時，應表示出工件內(nèi)部的布置和尺寸，以便檢查工件裝進夾具是否相碰，以及刀具通過的可能性。（2）在圖上應表示出加工用基面和夾壓的方向和位置，以便依此進行夾具的支承、定位及夾壓系統(tǒng)的設計。（3）在圖上應表示出加工表面的尺寸、精度、光潔度、位置尺寸及精度和技術條件。（4）圖中還應注明被加工零件的名稱、編號、材料、硬度以

9、及被加工部位的余量。2本機床的加工內(nèi)容圖1-1 被加工零件工序圖本機床主要是針對上圖右上角的兩個零件進行銑削平面的加工，銑削量為2.5mm。在圖中已標出被加工零件的定位基準、夾壓方向以及夾壓位置等。定位基準的選擇可以保證零件的加工精度，夾壓位置和夾壓方向的選擇是定位基準的基礎，是合理選擇定位基準的保證3。112加工示意圖加工示意圖是組合機床設計的重要圖紙之一，在機床總體設計中占有重要地位。它是設計刀具、夾具、主軸箱以及選擇動力部件的主要資料，同時也是調(diào)整機床和刀具的依據(jù)。加工示意圖，要反映機床的加工過程和加工方法，并決定浮動夾頭或接桿的尺寸，刀桿長度，刀具種類幾數(shù)量，刀具長度及加工尺寸，主軸尺

10、寸及伸出長度，主軸、刀具、導向與工件間的聯(lián)系尺寸等。根據(jù)機床要求的生產(chǎn)率幾刀具的特點，合理的選擇切削用量，決定動力頭的工作循環(huán)。圖1-2 機床加工示意圖本機床的設計在編制加工示意圖的過程中，首先遇到的是刀具的選擇，而一臺機床刀具選擇的是否合理，直接影響到機床的加工精度、生產(chǎn)率和工作情況等。在制定工藝方案時，只要條件允許，首先選用標準刀具。如果為了提高工序集中程度，或達到更高的精度，可以才用復合刀具。選擇刀具的同時還要考慮被加工零件的材料特點。在本設計中刀具選擇為標準刀具,刀具的齒數(shù)為Z=8。其次是工序間余量的確定，合理的確定工序間余量是保證加工精度的基礎。最后是切削用量的確定，本機床根據(jù)被加工

11、零件的材料和銑削深度、銑削速度選擇每齒走刀量SZ=0.053 mm/z，那么每分鐘的銑削量SM為：SM=SZ·n·Z=0.053×241.3×8=101.7 mm/min。（2-1）計算切削速度v：v=Dn/1000=3.14×125×241.3/1000=94.76m/min。 （2-2）（n是工作機的轉速為241.3r/min，D為工作軸直徑，mm）3。12 組合機床傳動裝置的設計傳動裝置的總體設計，主要包括擬定傳動方案、選擇電動機、確定總傳動比和分配各級傳動比等。1擬定傳動方案根據(jù)工作機的要求，傳動裝置將電動機的動力和運動傳遞給

12、工作機。實踐表明，傳動裝置設計得是否合理，對整個組合機床的性能、成本以及整體尺寸都有很大的影響。因此，合理的設計傳動裝置是整個組合機床設計工作中的重要一環(huán)，而合理地擬訂傳動方案又是保證傳動裝置質量的基礎。傳動方案直觀的反映了工作機、傳動裝置和電動機三者之間的運動和動力的傳遞關系。傳動方案首先應滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還應結構簡單、尺寸緊湊、成本低、傳動效率高和操作維護方便等。要同時滿足上述要求往往比較困難，因此，應根據(jù)具體的設計任務有側重的保證主要設計要求，選用比較合理的傳動方案。由于組合機床的主軸箱是通用部件，對傳動裝置的主要要求是尺寸緊湊、傳動效率高。帶傳動尺寸比

13、較大，且不適應長期的繁重工作要求和惡劣的工作環(huán)境；蝸桿傳動效率低，長期連續(xù)工作不經(jīng)濟；齒輪傳動尺寸比較小，傳動效率高，也適應在惡劣的工作環(huán)境下長期工作，是較為合理的。且齒輪傳動和其它傳動相比還具有以下特點：傳動功率大、單級傳動比高、傳動效率高、外廓尺寸小、傳動精度高及使用壽命長4。鑒于以上傳動機構的特點和組合機床主軸箱的要求，傳動方案如下圖所示：2選擇電動機電動機為系列化產(chǎn)品，是根據(jù)工作機的工作情況和運動、動力參數(shù)，合理地選擇電動機的類型、結構形式、容量和轉速，并提出具體的電動機型號。電動機類型和結構形式的選擇如無特殊需要，組合機床一般選用Y系列三相交流異步電動機，Y系列電動機為一般用途的全封

14、閉自扇冷式電動機，適用于無特殊要求的各種機械設備，如機床、鼓風機、運輸機以及農(nóng)業(yè)機械和食品機械。同一系列的電動機有不同的防護及安裝方式，可根據(jù)具體的要求進行選用5。電動機容量的確定及轉速的選擇由設計任務書給出加工零件時工作機一般為穩(wěn)定載荷或是變化較小的載荷連續(xù)運轉的機械，而且傳遞功率較小，故只需使電動機的額定功率Pcd稍大于電動機實際輸出功率Pd就可以了，一般情況下不需要對電動機進行熱平衡計算和校核啟動力矩。電動機的輸出功率Pd為 (2-3)式中 PW工作機所需輸入功率（KW）； 傳動裝置的總效率。工作機所需功率PW由工作機的工作阻力（F或T）和運動參數(shù)（v或n）按下式進行計算或 (2-4)式

15、中 F 工作機阻力（N）； v 工作機線速度（m/s）；T工作機阻力矩（N·mm）； n工作機轉速 （r/min）；工作機效率，根據(jù)工作機的類型確定。本設計取 =0.85。 傳動裝置的總效率。由于本設計傳動裝置總裝后與雙軸銑削頭配套使用，也可以不根據(jù)以上公式進行推導，直接利用雙軸銑削頭工作時所需輸入功率為4.825kW，即為本傳動裝置的工作機輸入功率PW。然后根據(jù)公式(2-3)： 進行計算，=4.5kW由于傳動裝置工作效率和電動機工作效率的存在，取電動機的額定功率為Pcd=5.5kW。額定功率相同的同類型電動機，有幾種轉速可以選擇。電動機的轉速高，極對數(shù)少，尺寸和質量小，價格也相對比

16、較便宜，但傳動裝置的傳動比大，從而使傳動裝置的結構尺寸增大，成本提高；選用低轉速的電動機則相反。因此，對電動機及傳動裝置做整體的考慮，綜合分析比較，選擇電動機的型號為Y132M26、電動機的轉速選為 960r/min 較為合理。傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配傳動裝置總傳動比是根據(jù)電動機滿載轉速nm 和工作機轉速n，可得傳動裝置的總傳動比(2-5)由傳動方案可知，傳動裝置的總傳動比等于各級串聯(lián)傳動機構傳動比的連乘積，即：(2-6)式中 為各級串聯(lián)傳動機構的傳動比。合理的分配各級傳動比，是傳動裝置總體設計中的一個重要問題，它將直接影響到傳動裝置的外廓尺寸、質量大小及潤滑條件等?？倐鲃颖确?/p>

17、配的一般原則：（1）各級傳動比都應在常用的合理范圍內(nèi)，以符合各種傳動形式的工作特點，并使結構比較緊湊。（2）使各級傳動獲得較小的外廓尺寸和較小的質量。（3）使所有傳動零件裝拆方便。根據(jù)上述原則分配傳動 ，是一項較為繁雜的工作，往往要經(jīng)過多次的測算，擬定多種方案進行比較，最后確定一個比較合理的傳動方案。還應指出，合理分配傳動比是設計傳動裝置應考慮的重要問題，但為了獲得更為合理的結構，有時單從傳動比這一點出發(fā)還不能得到完善的結果，此時還應采取調(diào)整其他參數(shù)，如：齒寬系數(shù)，或適當改變齒輪材料等辦法，以滿足預定的設計要求。 在經(jīng)過了反復的測算，最終，各級傳動機構的傳動比分配如下：1.75；1.586；1

18、；1.433。之所以傳動機構的傳動比當中有傳動比是1 的，是因為主軸箱的尺寸已定，但是總傳動比比較小，經(jīng)過3級傳動以后，工作軸還沒有與主軸箱箱體上工作軸的位置想重合，這樣就必須增加一對齒輪傳動來湊工作軸和主軸箱箱體工作軸位置之間的距離，達到工作軸與主軸箱箱體工作軸的位置相重合的目的7。第2章 設計計算21軸的設計與校核軸是機器中的主要支承零件之一。它主要是用來支承旋轉零件，如齒輪、帶輪等，并傳遞運動和動力。一般情況下，軸的設計主要應解決下列問題：a.選擇軸的材料。b.進行軸的結構設計，由于結構設計階段尚不知道軸的直徑，所以要通過計算，粗略估算出軸的直徑，并初步確定各部分的形狀和尺寸。同時還要考

19、慮軸上零件固定和定位要求，軸的工藝性要求，熱處理要求以及運行維護要求等。c.進行軸的強度校核8。選擇軸的材料。應考慮軸的強度、剛度以及耐磨性要求、熱處理方法、材料來源、材料加工工藝和材料價格等。軸結構設計的主要求是：有利于提高軸的強度和剛度；軸上零件的定位要準確，固定要可靠；便于軸上零件的裝拆和調(diào)整；具有良好的工藝性等。軸強度的校核是保證傳動裝置能正常運行的前提，是設計過程中至關重要的環(huán)節(jié)之一。主軸箱是通用部件，箱體尺寸已確定，根據(jù)主軸箱箱體的尺寸和軸上主要零件的布置，初步選定軸的結構如下圖：圖2-1 軸的結構圖 1選擇軸的材料由于該軸主要用于傳遞扭矩，采用45 鋼調(diào)質處理。硬度為240HBS

20、。2初步估算軸徑按扭轉強度估算輸入端聯(lián)軸器處的最小軸徑。按45號鋼，取 C=110根據(jù)dmin=C=110=20mm (3-1)式中： dmin 最小軸徑，mm； C 與軸材料有關的系數(shù)； P 軸傳遞的功率，KW；n 軸的轉速，r/min 。由于聯(lián)軸器與軸用普通平鍵聯(lián)接，鍵槽會削弱軸的強度，而且聯(lián)軸器為標準件，因此，所選軸徑不僅要滿足強度還應與聯(lián)軸器的尺寸相配合，所以初取軸的最小直徑為dmin=30mm。3確定各段軸徑的長度定位軸肩的高度可以根據(jù)要求查取，所以對于軸徑，從聯(lián)軸器向右分別取30mm；35mm；52mm；35mm。對于各軸段長度，取決于軸上零件的寬度及它們的相對位置?？紤]到箱體的鑄

21、造誤差及裝配時留有必要的間隙，取齒輪2右端面至箱壁間的距離為7mm,滾動軸承與箱體內(nèi)壁邊對齊；半聯(lián)軸器與軸配合長度為60mm，為避免誤差，取其相應軸長為55mm；已知齒輪1寬為42mm，齒輪2寬為18mm，套筒定位齒輪1和 齒輪2之間的定位，其長度為29mm，軸承為標準件長度已知，取其軸右段對應長度為110mm；軸承與軸承蓋相對應的軸長為40mm。4軸的強度計算校核由于該軸主要用于傳遞扭矩，所以只需對該軸的扭轉強度進行校核。(3-2)式中： T 軸的扭轉切應力，MPa； T 軸所傳遞的扭矩，N·mm； P 軸傳遞的功率，kW；n 軸的轉速，r/min WT 軸的抗扭轉截面系數(shù)，mm3

22、；WT=d3/16dmin 軸的最小直徑，mm； T 軸的許用扭轉切應力，MPa。經(jīng)驗算，軸的最小直徑的扭轉切應力遠遠小于軸的許用扭轉切應力，強度滿足。在傳動裝置的四根軸中，軸徑最小為30mm,位于傳動裝置最后一級的傳動軸承受的轉矩最大，因此只要最后一級的傳動軸滿足校核，此傳動裝置中其余兩根均滿足強度。下面對最后軸的最小直徑處進行校核。經(jīng)計算此傳動軸最小直徑所承受的扭轉切應力遠遠小于軸的許用扭轉切應力。故該傳動裝置中的所有軸均滿足要求。22齒輪的設計與校核齒輪傳動是機械傳動中最常用的一種傳動形式，應用非常廣泛。其優(yōu)點主要有：傳動效率高、結構緊湊、工作可靠、傳動比穩(wěn)定；但也有制造和安裝精度高、不

23、易遠距離傳動等缺點。齒輪傳動的失效主要發(fā)生在輪齒，而輪緣、輪轂、輪輻等很少失效，這些部分通常按經(jīng)驗進行設計。本設計中齒輪傳動裝置的傳動結構如下圖所示：圖2-2 齒輪傳動裝置的傳動結構1齒輪的設計與校核在已選電動機Y132M2-6B3的傳輸功率為5.5kW,轉速為960r/min，傳動比為u=1.75,單向傳動,工作機載荷有較輕微的沖擊,每天工作15h，預期使用壽命為10年。a.選擇齒輪材料、熱處理、精度等級及齒數(shù)（1）傳動裝置為一般的工作機器，低速級齒輪選擇常用材料及熱處理，8級精度。（2）小齒輪：40Cr(調(diào)質)，齒面硬度為280HBS；大齒輪：45鋼（調(diào)質），齒面硬度為280HBS。硬度相

24、差為40HBS。（3）初選小齒輪齒數(shù)為 z1=28,大齒輪齒數(shù)z2=uz1=1.75×28=49（4）選擇螺旋角,初取=14°。b.按齒面接觸疲勞強度設計1）確定計算參數(shù)（1）試選載荷系數(shù)Kt=2.3（2）計算小齒輪傳遞的轉矩T1（3）選取齒寬系數(shù)d=1（4）查取彈性系數(shù) ZE=189.8（5）查取節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.43 （6）端面重合度,按下式近似計算（7）螺旋角系數(shù)Z=（8）按齒面強度查取接觸疲勞極限:小齒輪Hlim1=720MPa,Hlim2=580MPa；（9）計算應力循環(huán)次數(shù)NN1=60jn1Lh=60×1×960× (15

25、15;300×10) =2.592×109N2=N1/u=2.592×109/1.75=1.48×109由應力循環(huán)次數(shù)查得疲勞壽命系數(shù)：小齒輪 KHN1=1.0,大齒輪KHN2=1.1（10）計算接觸疲勞強度安全系數(shù)H取接觸疲勞強度安全系數(shù)2)計算設計參數(shù)(1) 試計算小齒輪分度圓直徑d1t，取=31.916mm由于箱體是通用部件,箱體上的主軸孔位置已鑄造出,所以為了使主軸與箱體上已鑄造出的孔相配合,經(jīng)過反復的驗算,取標準模數(shù)mn=2.5mm較合適.(2) 計算中心距 將中心距圓整為a=100mm按圓整后的中心距修正螺旋角小齒輪分度圓直徑d1=mnz1/

26、cos=2.5×28/cos15°7405=72.7273mm(3) 計算圓周速度v(4) 計算載荷系數(shù)K根據(jù)載荷狀態(tài)查取使用系數(shù)KA=1.25圓周力 Ft=2T1d1=2×0.547×10572.7273=1504.25 NKAFtb=1.25×1504.2532=58.76100Nmm根據(jù)圓周速度v查取動載系數(shù)Kv=1.11；根據(jù)表面經(jīng)過硬化的直齒輪查取齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4，KF=1.4；由齒面熱處理的不同查取齒向載荷分配系數(shù) K=1.39；取 KH=KF=1.2；計算載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1.25×1.11

27、15;1.4×1.2=2.33，與試取值差異不大，可以不作修正計算。（5）軸的修正計算已取d1=72.7273mm32.05mm；符合接觸疲勞強度條件。c.按齒根彎曲疲勞強度校核（1） 載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=2.33（2） 小齒輪傳遞的轉矩T1=0.547×105 N·mm（3） 查齒形系數(shù) YFa 以及應力修正系數(shù) YSa： YFa1=2.55，YSa1=1.61 ；YFa2=2.32 ，YSa2=1.70；（4）重合度系數(shù) YY0.250.750.250.751.64950.704（5）螺旋角系數(shù)Y（6）根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)查取彎曲疲勞壽命系數(shù)：小齒輪 K

28、FN1= 0.89，大齒輪KFN1=0.95 （7）按齒面硬度查取彎曲疲勞極限Flim ：小齒輪Flim1=620MPa ；Flim2=450MPa （8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞強度安全系數(shù)=1.4（9）齒根彎曲應力=110.013F1=105.68MPaF2彎曲疲勞強度足夠。d.幾何尺寸的計算(1) 計算分度圓直徑小齒輪:d1=72.7273mm；大齒輪：d2=mnz2/cos=127.2727mm(2) 計算中心矩a=100mm；螺旋角 =arccos=9°0687（3）選取齒輪寬度：大小齒輪均按組合機床通用部件選取，齒寬b=32mm。在強度足夠的情況下，不僅結構緊湊，

29、而且經(jīng)濟，節(jié)省材料。2齒輪的設計與校核在電動機的傳輸功率為5.5kW,轉速為548.57r/min，傳動比為u=1.586,單向傳動,工作機載荷有較輕微的沖擊,每天工作15h，預期使用壽命為10年。a.選擇齒輪材料、熱處理、精度等級及齒數(shù)（1）傳動裝置為一般的工作機器，低速級齒輪選擇常用材料及熱處理，8級精度。（2）小齒輪：40Cr(調(diào)質)，齒面硬度為280HBS；大齒輪：45鋼(調(diào)質)，齒面硬度為280HBS。硬度相差為40HBS。（3）初選小齒輪齒數(shù)為 z1=29,大齒輪齒數(shù)z2=uz1=1.586×29=45.996 。取z2 =46，(傳動比誤差0.01%)。（4）選擇螺旋角

30、,初取=14°。b.按齒面接觸疲勞強度設計1）確定計算參數(shù)（1）試選載荷系數(shù)Kt=2.3（2）計算小齒輪傳遞的轉矩T1（3）選取齒寬系數(shù)d=1（4）查取彈性系數(shù) ZE=189.8（5）查取節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.43 （6）端面重合度,按下式近似計算（7）螺旋角系數(shù)Z=（8）按齒面強度查取接觸疲勞極限:小齒輪 Hlim1=720MPa,Hlim2=580MPa；（9）計算應力循環(huán)次數(shù)NN1=60jn1Lh=60×1×548.57× (15×300×10) =1.48×109N2=N1/u=1.48×109/1.586

31、=9.33×108由應力循環(huán)次數(shù)查得疲勞壽命系數(shù)：小齒輪 KHN1=1.0,大齒輪 KHN2=1.1（10）計算接觸疲勞強度安全系數(shù)H取接觸疲勞強度安全系數(shù)2)計算設計參數(shù)(1) 試計算小齒輪分度圓直徑d1t，取=57.98mm由于箱體是通用部件,箱體上的主軸孔位置已鑄造出,所以為了使主軸與箱體上已鑄造出的孔相配合,經(jīng)過反復的驗算,取標準模數(shù)mn=3mm較合適. (2) 計算中心距 將中心距圓整為a=116mm按圓整后的中心距修正螺旋角小齒輪分度圓直徑 d1=mnz1/cos=3×29/cos0°2463=89.66mm(3) 計算圓周速度v(4) 計算載荷系數(shù)K

32、根據(jù)載荷狀態(tài)查取使用系數(shù)KA=1.25圓周力 Ft=2T1d1=2×0.9575×10589.66=2135.82NKAFtb=1.25×2135.8232=83.43100Nmm根據(jù)圓周速度v查取動載系數(shù)Kv=1.11；根據(jù)表面經(jīng)過硬化的直齒輪查取齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4，KF=1.4；由齒面熱處理的不同查取齒向載荷分配系數(shù) K=1.39；取 KH=KF=1.2；計算載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1.25×1.11×1.4×1.2=2.33，與試取值差異不大，可以不作修正計算。（5）軸的修正計算已取d1=89.66mm58.23

33、mm；符合接觸疲勞強度條件。c.按齒根彎曲疲勞強度校核（1） 載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=2.33 （2） 小齒輪傳遞的轉矩T1=0.9575×105 N·mm（3） 查齒形系數(shù) YFa 以及應力修正系數(shù) YSa： YFa1=2.53，YSa1=1.62 ；YFa2=2.35 ，YSa2=1.68；（4）重合度系數(shù) YY0.250.750.250.751.640.7048（5）螺旋角系數(shù)Y（6）根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)查取彎曲疲勞壽命系數(shù)：小齒輪 KFN1= 0.89，大齒輪KFN1=0.95 （7）按齒面硬度查取彎曲疲勞極限Flim ：小齒輪Flim1=620MPa ；Flim

34、2=450MPa （8）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞強度安全系數(shù)=1.4（9）齒根彎曲應力=149.44MPaF1=143.95MPaF2彎曲疲勞強度足夠。d.幾何尺寸的計算(1) 計算分度圓直徑小齒輪:d1=89.66mm；大齒輪：d2=mnz2/cos=142.34mm(2) 計算中心矩a=116mm； 螺旋角 =arccos=0°2463（3）選取齒輪寬度：大小齒輪均按組合機床通用部件選取，齒寬b=32mm。在強度足夠的情況下，不僅結構緊湊，而且經(jīng)濟，節(jié)省材料。3齒輪的設計與校核在電動機的傳輸功率為5.5kW,轉速為345.88r/min，傳動比為u=1.433,單向傳動,工

35、作機載荷有較輕微的沖擊,每天工作15h，預期使用壽命為10年8。a.選擇齒輪材料、熱處理、精度等級及齒數(shù)（1）傳動裝置為一般的工作機器，低速級齒輪選擇常用材料及熱處理，8級精度。（2）小齒輪：40Cr(調(diào)質)，齒面硬度為280HBS；大齒輪：45鋼（調(diào)質），齒面硬度為280HBS。硬度相差為40HBS。（3）初選小齒輪齒數(shù)為 z1=30,大齒輪齒數(shù)z2=uz1=1.433×30=43（4）選擇螺旋角,初取=14°。b.按齒面接觸疲勞強度設計1）確定計算參數(shù)（1）試選載荷系數(shù)Kt=2.3（2）計算小齒輪傳遞的轉矩T1（3）選取齒寬系數(shù)d=1.0（4）查取彈性系數(shù) ZE=189

36、.8（5）查取節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.43 （6）端面重合度,按下式近似計算（7）螺旋角系數(shù)Z=（8）按齒面強度查取接觸疲勞極限:小齒輪 Hlim1=720MPa,大齒輪 Hlim2=580MPa；（9）計算應力循環(huán)次數(shù)NN1=60jn1Lh=60×1×345.88× (15×300×10) =0.9339×109N2=N1/u=0.9339×109/1.433=6.517×108由應力循環(huán)次數(shù)查得疲勞壽命系數(shù)：小齒輪 KHN1=1.0,大齒輪KHN2=1.2（10）計算接觸疲勞強度安全系數(shù)H取接觸疲勞強度安全系數(shù)2

37、)計算設計參數(shù)(1) 試計算小齒輪分度圓直徑d1t，取=57.1464mm由于箱體是通用部件,箱體上的主軸孔位置已鑄造出,所以為了使主軸與箱體上已鑄造出的孔相配合,經(jīng)過反復的驗算,取標準模數(shù)mn=3mm比較合適.(2) 計算中心距 將中心距圓整為a=113mm按圓整后的中心距修正螺旋角9小齒輪分度圓直徑d1=mnz1/cos=3×30/cos14°2975=92.8767mm(3) 計算圓周速度v(4) 計算載荷系數(shù)K根據(jù)載荷狀態(tài)查取使用系數(shù)KA=1.25圓周力 Ft=2T1d1=2×1.5186×10592.8767=3270.14 NKAFtb=1.

38、25×3270.1432=127.74100Nmm根據(jù)圓周速度v查取動載系數(shù)Kv=1.11；根據(jù)表面經(jīng)過硬化的直齒輪查取齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4，KF=1.4；由齒面熱處理的不同查取齒向載荷分配系數(shù) K=1.39；取 KH=KF=1.2；計算載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1.25×1.11×1.4×1.2=2.33，與試取值差異不大，可以不作修正計算。（5）軸的修正計算已取d1=92.8762mm57.394mm；符合接觸疲勞強度條件。c.按齒根彎曲疲勞強度校核（1） 載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=2.33 （2） 小齒輪傳遞的轉矩T1=1.5186

39、×105 N·mm（3） 查齒形系數(shù) YFa 以及應力修正系數(shù) YSa： YFa1=2.52，YSa1=1.63 ；YFa2=2.33 ，YSa2=1.67；（4）重合度系數(shù) YY0.250.750.250.751.64870.705（5）螺旋角系數(shù)Y（6）根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)查取彎曲疲勞壽命系數(shù)10：小齒輪 KFN1= 0.89，大齒輪KFN1=0.95 （7）按齒面硬度查取彎曲疲勞極限Flim ：小齒輪Flim1=620MPa ；Flim2=450MPa （8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞強度安全系數(shù)=1.4（9）齒根彎曲應力=202.467MPaF=191.796MP

40、aF彎曲疲勞強度足夠。d.幾何尺寸的計算(1) 計算分度圓直徑小齒輪:d1=92.8767mm；大齒輪：d2=mnz2/cos=133.1233mm(2) 計算中心矩a=113mm； 螺旋角 =arccos=14°2975（3）選取齒輪寬度：大小齒輪均按組合機床通用部件選取，齒寬b=32mm。在強度足夠的情況下，不僅結構緊湊，而且經(jīng)濟，節(jié)省材料。 其他齒輪也用同樣的方法進行校核計算，均滿足強度11。23鍵的選擇與校核鍵主要用于軸和軸上零件之間的同向固定并傳遞轉矩。例如:軸和齒輪、軸和帶輪、軸和聯(lián)軸器等都是利用鍵來固定并傳遞轉矩的。鍵是標準件。鍵的聯(lián)接可分為松鍵連結和緊鍵聯(lián)接。松鍵連接

41、包括平鍵聯(lián)接和半圓鍵聯(lián)接。而楔鍵和切向鍵屬于緊鍵聯(lián)接。a) 鍵的類型及特點和在本設計中鍵的選擇1平鍵 平鍵用于靜聯(lián)接，上下表面和兩個側面都互相平行，工作時靠鍵與鍵槽側面的擠壓來傳遞轉矩，所以平鍵的兩個側面是工作表面，平鍵的上表面與輪轂鍵槽的頂面之間留有間隙。平鍵的特點是：平鍵適用于傳遞功率不大，軸與輪轂間無相對移動場合，平鍵具有定心性好、制造簡單、裝拆方便和應用廣泛等特點。2半圓鍵 半圓鍵用于靜連接，鍵的側面是半圓形，軸上的鍵槽用尺寸與半圓鍵尺寸相同的銑刀銑出，因而，鍵可以在鍵槽中擺動以適應輪轂鍵槽底面的傾斜，安裝方便。半圓鍵的特點是：制造工藝性較好，但軸上的鍵槽較深，對軸的強度削弱很大。因此

42、，主要用于較輕的連接或是作為錐形軸端的輔助聯(lián)接。3楔鍵 楔鍵聯(lián)接只用于靜聯(lián)接，楔鍵的上、下表面和與它配合的輪轂鍵槽底面均有1:100的斜度。鍵的上下表面分別與輪轂和軸上鍵槽的底面擠壓產(chǎn)生摩擦力，并以此來傳遞轉矩。楔鍵聯(lián)接的特點是：由于在打緊時破壞了軸與轂的對中性，另外在沖擊、振動和承受載荷時，易產(chǎn)生松動，所以楔鍵僅適用于對傳動精度要求不高，低速和載荷平穩(wěn)的場合12。4切向鍵 切向鍵是由一對斜度為1:100的楔鍵組成，是成對使用的。切向鍵的工作面同于楔鍵是上下兩個工作面，且兩工作面相互平行。工作時，靠工作面的擠壓力和軸與輪轂之間的摩擦力來傳遞扭矩。切向鍵聯(lián)接的特點是：承載能力很大，適用于傳遞轉矩

43、較大的場合，但由于切向鍵的鍵槽對軸的強度削弱很大，常用于軸徑大于100mm的軸上。鑒于以上四種鍵聯(lián)接的特點進行對比，在本設計中，由于所傳遞的轉矩不大，且無沖擊載荷，運轉平穩(wěn)，要求有較好的定心性等特點，選擇普通圓頭平鍵較為合適，而且還較為經(jīng)濟又便于加工。b）鍵連接的強度校核在傳遞扭矩的過程中，由普通圓頭平鍵組成靜聯(lián)接在受轉矩作用時，鍵與鍵槽的側面受擠壓，與軸中心線相平行的面受剪切，可能的失效形式是工作面被壓潰或是鍵被剪斷。對于按標準選用的平鍵來說，工作表面的壓潰是主要的失效形式。因此，只進行工作表面的擠壓強度計算13。圖2-3 鍵與軸的聯(lián)接示意圖對于靜聯(lián)接，假定載荷在鍵的工作表面是均勻分布，普通

44、平鍵聯(lián)接的強度條件為：式中：T軸所傳遞的轉矩，N·mm； k鍵與輪轂槽接觸的高度，mm； h鍵的高度，h2k，mm； l鍵的工作長度，mm，圓頭平鍵l=L-b, L為鍵的公稱長度，b為鍵的寬度，單位均為 mm； d軸的直徑，mm； b鍵的寬度，mm； 鍵、軸和輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力,MPa。1軸與聯(lián)軸器聯(lián)接處鍵的校核a 選擇鍵聯(lián)接的類型及其尺寸 鍵的材料選用45# 鋼，由于軸與聯(lián)軸器的聯(lián)接是靜聯(lián)接，要求較好的定心性，根據(jù)軸徑d=3038mm之間，選用圓頭普通平鍵（GB109679）：寬b=10mm，高h=8mm，參考輪轂長度取鍵長 L=45mm。b 鍵聯(lián)接的強度校核計算由于

45、軸與聯(lián)軸器聯(lián)接是靜聯(lián)接，其主要的失效形式是軸、輪轂和鍵三個零件中較弱的零件的工作面被壓潰。由于輪轂是鑄鐵，查取鑄鐵的許用擠壓應力P=80MPa，鍵聯(lián)接工作面上的擠壓應力為：由于PP=80MPa，所以選擇的鍵連接強度足夠。2軸與齒輪聯(lián)接處鍵的校核a 選擇鍵聯(lián)接的類型及其尺寸 鍵的材料選用45# 鋼，由于軸與齒輪的聯(lián)接是靜聯(lián)接14，要求較好的定心性，根據(jù)軸徑d=3038mm之間，選用圓頭普通平鍵（GB109679）：寬b=10mm，高h=8mm，參考輪轂長度取鍵長 L=80mm。b 鍵聯(lián)接的強度校核計算由于軸與齒輪的聯(lián)接是靜聯(lián)接，其主要的失效形式是軸、輪轂和鍵三個零件中較弱的零件的工作表面被壓潰。

46、由于零件的材料全是45# 鋼，查取45# 鋼的許用擠壓應力P=135MPa，鍵聯(lián)接工作面上的擠壓應力為：由于PP=135MPa，所以選擇的鍵聯(lián)接強度足夠。3軸與齒輪聯(lián)接處鍵的校核 （扭矩T最大處鍵聯(lián)接的校核）a 選擇鍵聯(lián)接的類型及其尺寸 鍵的材料選用45# 鋼，由于軸與齒輪的聯(lián)接是靜聯(lián)接，要求較好的定心性，根據(jù)軸徑d=6575mm之間，選用圓頭普通平鍵（GB109679）：寬b=20mm，高h=12mm，參考輪轂長度取鍵長 L=70mm。b 鍵聯(lián)接的強度校核計算由于軸與齒輪的聯(lián)接是靜聯(lián)接，其主要的失效形式是軸、輪轂和鍵三個零件中較弱的零件的工作表面被壓潰。由于零件的材料全是45# 鋼，查取45

47、# 鋼的許用擠壓應力P=135MPa，鍵聯(lián)接工作面上的擠壓應力為：由于PP=135MPa，所以選擇的鍵聯(lián)接強度足夠。在扭矩最大處鍵聯(lián)接的強度足夠，在本設計中就不需要再對其它鍵進行強度校核。均滿足強度15。第3章 結論經(jīng)過三個月的畢業(yè)設計時間，根據(jù)畢業(yè)設計任務書所提供的技術數(shù)據(jù)和被加工零件的加工工序圖，按照組合機床的設計步驟選擇了主要的通用部件，繪制出了機床總圖和加工示意圖，完成了對臥式雙面銑削組合機床的總體設計。齒輪傳動裝置的設計是根據(jù)被加工零件的加工工序圖所要求的功率和轉速，選擇電動機，然后確定傳動方案、根據(jù)電動機的轉速和工作軸所要求的轉速確定總傳動比并合理分配傳動比，最終使電動機的功率和轉

48、速通過齒輪傳動裝置得到工作軸所需要的功率和轉速。近幾年雖然組合機床行業(yè)產(chǎn)品銷售呈現(xiàn)上升趨勢，但行業(yè)內(nèi)一些企業(yè)同樣存在負債經(jīng)營的情況，主要原因是傳統(tǒng)的組合機床產(chǎn)品不能滿足用戶柔性化、高精度、短周期的市場需求，同時組合機床行業(yè)一些企業(yè)存在現(xiàn)代化管理水平低、人才流失嚴重、科研成果不能迅速轉化為生產(chǎn)力等缺陷。為此，提出以下建議：（1）提高現(xiàn)代化管理水平。中國加入WTO 后，迫切要求企業(yè)提高現(xiàn)代化管理水平，進一步深化企業(yè)內(nèi)部改革，建立健全適應市場經(jīng)濟的運行機制，“建立企業(yè)科學的管理體制，做到集權有道、分權有序、授權有章、用權有度的責權利內(nèi)在統(tǒng)一的有機結合，是提高企業(yè)控制力所必須的”。要徹底改變落后的體制，必須樹立全球化經(jīng)營理念，提高國際市場競爭能力，建立市場快速反應機制，以適應日趨發(fā)展的市場要求。（2）提高企業(yè)創(chuàng)新能力。企業(yè)的生存，關鍵在于產(chǎn)品的生命力。已步入電子時代的今天，傳統(tǒng)的組合機床已經(jīng)不能適應告訴發(fā)展的國內(nèi)外市場需要，這就要求企業(yè)必