c字夹螺孔的加工工艺毕业设计论文(编辑修改稿)

c字夹螺孔的加工工艺毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

齿轮 传动 ,并且蜗杆传动带有自锁作用，可以实现 转台自锁，采用锥齿轮驱动工作台，结构紧凑，效率高，工作可靠、寿命长，传动比稳定； 方案 二 ：采用了与方案一相似的传动系统，唯一不同的是它采用了链传动驱动 工作台 运动。 链传动与齿轮传动相比，它的制造与安装精度要求较低，成本也低，但 运转时不能保持恒定的瞬时传动比；磨损后易发生跳齿；工作时有噪声；不宜用在载荷变化较大、高速和急速反向传动中。 方案 三 ： 采用了与方案一相似的传动系统，唯一不同的是它采用了同步带轮传动驱动工作台运动。 结构简单 ,适用于两轴中心距较大的传动场合；传动平稳无噪声 ,能缓冲、吸振；过载时带将会在带轮上打滑 ,可防止薄弱零部件损坏 ,起到安全保护作用；不能保证精确的传动比 .带轮材料一般是铸铁等。 综合上述 三 种方案的优缺点以及目前市场上主流 转台 形式，最后决定选择第一种方案为本设计所采取的最终方案。 本章小结 为了达到 高精 度转台 的目的，可以有很多方法来实现。 这次设计只考虑了 三4 种方案，仔细对比 三 个方案，最后选定方案一为本次设计最终方案。 1 第三章 设计中的有关计算 电动机的选择 由设计要求及已知条件可知，假设 转台 设计速度为 180mm/min， 转台 所施加的外力为 100KN。 故 331801 0 0 1 0 3 0 01 0 6 0P F V W      (31) 式中： F——转台 输出力， N； V——丝杠速度， m/s。 电机功率在 传递过程中必然有一定的损失。 参阅 查文献 [3]可知， 锥齿 轮之间传动效率为 ，涡轮蜗杆间传动效率为 ，其他联结件传动效率为。 故 0 . 9 0 . 9 7 0 . 7 0 . 9 1 0 . 5 5 6总 锥 蜗 其h h h h== 创 ? 所以 3 0 0 0 . 5 5 6 5 3 9P P w  总电 机 (32) 上式中 P ——转台 有效功率； 总 ——转台 总效率。 查阅 文献 [1]结合实际情况选择合适型号为 Y8014，它的额定功率为 、 满载转速为 1390r/min。 如图 31 所示。 图 31 电机 三维 示意图 2 传动装置总传动比的计算及其分配 已知 转台 速度以此求得 主轴 转速 wn 180 m i n8w Vnrp   (33) 式中： V——速度， m/s；。 电动机选定后，按照电动机的满载转速 mn 及 转台 工作部分转速 wn ，可计算出传动装置的总传动比。 1390 6 1 .7 82 2 .5mwni n   (34) i i i 蜗 锥 再按照常用传动机构性能及适用范围，初步选择各个出动部分传动比如下：31 2ii蜗 锥，。 蜗杆传动系统的设计与校核 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T100851988 的推荐，采用渐开线式蜗杆（ ZI）。 选择材料 考虑到传动效率不大，速度中等， 则 锅杆用 45 钢；因希望效率高些，耐磨性好些，帮锅杆螺旋齿面淬火，硬度为 45～ 55HRC； 蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造 ； 为节约成本 ,仅齿圈用青铜制造 ,而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动设计准则 查文献 [2]，先按齿机接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度，由式（ 35）传动中心距 3  23 2 EHZZa KT   （ 35） （ 1） 确定作用在蜗轮上的转矩 2T 按 1Z =1，估取效率  =； 9 .5 5 3 .7 7 9mPT N mn  电电 2 1 3 9 0 / 3 1 4 4 . 8 4mnn i  蜗r/min 2 29 . 5 5 7 7 . 9 6 3PT N mn   电 （ 2）确定载荷系数Ｋ 因工作载荷较稳定，帮取载荷系数 K =1，由 查文献 [2]选取使用系数AK =； 由于转速不高，冲击不大，可取动载荷 vK =； 则 K K K。 （ 3）确定弹性影响系数 EZ 因选用青铜蜗轮与钢蜗杆配对，所以 12160EZ MP。 （ 4）确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径 1d 和传动中心距 a 的比值 1da =,从 查文献 [2]中可查得 Z =。 （ 5） 确定施用接触应力  H 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，可以从 查文献 [2]中查得蜗轮的基本许用应力  39。 268H MPa 。 可以令蜗杆传动的寿命为 5 年（ 43800H） ； 应力循环次数 826 0 1 . 0 4 1 0hN jn L   ； 78810 0 .7 4 61 .0 4 1 0HNK  ； 4 则     39。 2 6 8 0 . 7 4 6 2 0 0H H N HK M P a   。 （ 6）计算中心距 a 23 1 6 0 2 .91 .2 1 7 7 9 6 3 7 9 .7 7 8200a m m    取中心距 a =100mm，因 31i ,故从 查文献 [2]中取模数 m=5,蜗杆分度圆直径1d =80mm。 这时 1da =，从图 1118 中可查得接触系数 39。   ，因 为 39。 ZZ ，因此以上计算结果可用。 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 （ 1）蜗杆 轴向齿距 ap =； 直径系数 1dq m =10；齿顶圆直径 1ad =60mm；齿根圆直径 1fd =48mm； 分度圆导程角  = 39。 54238 ；蜗杆轴向齿厚 12asm=。 蜗杆的三维示意图如图 32 所示。 图 32 蜗杆三维示意图 （ 2）蜗轮 蜗轮齿数 2Z =31；变位系数 2X =； 验算传动比 i =31,这时的传动比误差为 0，所以成立。 蜗轮分度圆直径 2d =155mm； 蜗轮喉圆直径 2ad = 2d + 22ah =160mm；蜗轮齿根直径 2fd = 2d 22fh =138mm； 蜗轮咽喉母圆半 径2212gar a d=20mm。 蜗5 轮三维 意图如图 33 所示。 图 33 蜗轮三维示意图 校核齿根 弯曲疲劳强度  2 2121 .5 3 tF F a FKF YYd d m （ 36） 当量齿数    22 33 39。 31 3 1 . 0 5 1c o s 5 . 7 1 0 5 6c o s 5 4 2 3 8v ZZ    根据 2X =， 2vZ =,从 查文献 [2]中可查得齿形系数 2FaY =。 螺旋角系数 Y =1 140 = 许用弯曲应力  F = 39。 F FNK 从 查文献 [2]中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 39。 F =56Mpa,寿命系数 6699 81 0 1 0 0 . 5 9 71 . 0 4 1 0FNK N  ， 6  F = 39。 F FNK =  2 2121 . 5 3 1 . 5 3 1 . 2 1 7 7 9 6 3 0 . 9 5 9 2 3 . 3 4 1 1 . 9 3 35 0 1 5 5 5tF F a FKF Y Y M P ad d m      弯曲强度满足要求。 验算效率  ta n ( )( 0 .9 5 ~ 0 .9 6 )ta n ( )v   （ 37） 已知分度圆导程角  = 39。 54238 ； arctanvvf  ； vf 与 相对滑动速度 sv 有关。 11 50 13 90 55 /60 10 00 c os 60 10 00 c os 10 56s dnv m s     查文献 [2]用插值法查得 vf。