cg6125床头箱设计(编辑修改稿)

cg6125床头箱设计(编辑修改稿)内容摘要：

结构尺寸大，造成主传动系统结构庞大。 因此，应根据传动轴直径等适当选取。 本次设计共包含 III轴传动组， IIIII轴传动组， IVV传动组和 VVI(主轴 )传动组四个齿轮副传动组。 现根据各传动组内传动副的传动比草拟出多种齿数和，见下表 22，至于具体每对传动副齿数和和各齿轮齿数的确定留待各轴直径估算确定后再确定。 表 22 各种传动比齿轮齿数和及齿数 11 第三 章 传动件设计 机床带传动设计 （ 1）初定轴 I的转速 考虑 I 轴的转速不宜过低（结构尺寸增大），也不宜过高（带轮转动不平衡引起的振动、噪声），初定从动轴 nП =900r/min。 （ 2）确定计算功率 Pca 由《机械设计》表 87 查得工作情况系数 KA= 故 P ca=KAP=179。 = （ 3）选取 V带型的带型 根据计算功率 Pca 和小带轮转速 nⅡ =900r/min，从《机械设计》图 811选取 A 型 V 带。 （ 4）确定带轮的基准直径 dd并验算带速 v 初选小带轮的基准直径 dd1,有《机械设计》表 86 和表 88，取小带轮的基准直径 ddi=95mm 验算带速 v。 因为 5m/sv30m/s,故带速适合。 计算大带轮的基准直径， 取弹性滑动率ε = 得 dd2=idd1（ 1 ） =1400/80 179。 95179。 = mm 根据《机械设计》表 88，圆整为 dd2=140mm 实际传动比 i= I轴的实际转速 nI=ind=784r/min 转速误差Δ n2= %  对于带式传送装置，转速误差允许在177。 5%范围内 （ 5）确定 V带的中心距 a0 和基准长度 Ld smndv d / 11   12 初定带传动 的中心距 由式 （ dd1+dd2）  a0  2（ dd1+dd2）初定中心距 a0=450mm 计算带所需的基准长度   mmaaL d 14 754504 84364245024 dd)dd(22 202d12dd2d100    由《机械设计》表 82 选取带的基准长度 Ld=1400 mm 3）计算实际中心距 a 中心距的变化范围为 406~478 mm （ 6）验算小带轮上的包角 1 （ 7）计算单根 V带的基本额定功率 P0 根据 dd1=95mm 和 nd=1400r/min，由《机械设计》查表 84a，用插值法，取得 A 型 V 带的额定功率 P0= 额定功率的增量Δ P0 根据 nd=1400r/min 和 i=，由课《机械设计》查表 84b，用插值法，取得 A 型 V 带的额定功率增量Δ P0= （ 8）计算带的根数 Z 根据 =176。 ,由《机械设计》表 85 得包角系数 K =；根据Ld=1400mm，由《机械设计》表 82得带长修正系数 KL=，于是 Pr=（ P0+Δ P0）179。 K 179。 KL= 因此由下列公式计算 V 带根数 Z= 故 取两根 （ 9）计算单根 V带的初拉力的最小值（ F0） min 由《机械设计》 表 83 得 A 型带的单位长度质量 q=,所以 （ F0） min=  )140224( d1d21 a）（ LLaa d0d0 rcaPP  NqvZvK PK ca 2  13 应使带的实际初拉力 F0（ F0） min （ 10）计算压轴力 Fp 压轴力的最小值为 （ Fp） min=2Z（ Fp） minsin =2179。 2179。 179。 sin = 各传动件的计算转速 主轴的计算转速 在设计之初，由于确定的仅仅是一个方案，具体构造尚未确定，因此只能根据统计资料，初步确定主轴的直径。 (1) 主轴前端轴颈的直径 D1 表 31 各类机床主轴前端轴颈的直径 D1 图 31 机床主轴结构图 如表 31 所示，本次设计，选 则 D1=60mm。 (2) 主轴后轴颈 D2 一般机床主轴后轴颈 D2=（ ~） D1,取 D2=50mm。 中间传动轴的 计 算 根 据生产经验，一般机床每根轴的当量直径 d 与其传递的功率 P， 计算转速 Nj，以及允许的扭转角 [Ф]有如下经验公式： d=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф])) 对于花键轴，轴内径一般要比 d 小 7%。 （ 1） 允许扭转角 [Ф]的确定 21 14 一般 机床各轴的允许扭转角参考值见表 32. 表 32 机床各轴允许扭转角 [Ф] 本次设计， 中间传动轴 允许扭转角 [Ф]均取。 （ 2） 计算转速 Nj的确定 计算转速 Nj 是指主轴或其他传动轴传递全部功率的最低转速，对于等比传动的中型通用机床，主轴计算转速一般为： Nj=Nmin*φ^(Z/3 1) 故本次设计， Nj=125rpm。 根据转速图图 24，即可确定各轴的计算转速见下表。 表 33 各轴的计算转速 ( 3 ) 各轴传递功率的确定 各轴的传递功率 N=η*Pe。 在确定各轴效率时，不考虑轴承的影响，但在选取各轴齿轮传递效率时，取小值以弥补轴承带来的误差。 一般机床上格传动元件的效率见下表。 表 34 机械传动效率 变速箱圆柱齿轮传动选取 8 级精度， 主轴精度不高，选择 7 级精度。 由表32，表 33，表 34 以及公式 d=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф])) 即可确定各轴传递效率以及当量直径。 见下表： 表 35 机床各中间传动轴传递 功率及计算直径 15 *=； *=； *=。 *=。 由参考资料查得，主轴计算转速是第一个三 分之一转速范围内的最高一级转速， 齿轮模数计算 齿轮选用 40Cr 调质处理按接触疲劳强度或者弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，因此先进行估算，再选用标准齿轮模数，一般同一变速组中的齿轮取同一模数，一个主轴变速箱中的齿轮采用 1~2 个模数，传动功率的齿数模数一般不小于 2mm。 第一变速组：相同模数承受载荷最大，齿数最小的齿轮为 Z1。 Z1 位于 I 轴，属于高速轴 （ 1）按照接触疲劳强度验算齿轮选用精度。 1） 选择载荷系数 Kt= 2） 计算小齿轮传递的转矩 T1= mmNn P  41 15 3） 由《机械设计》表 107 选取齿宽系数 11 ，由表 106 查取材料的弹性影响系数 ZE=,由图 1021d 按吃面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为MPaH 600lim  ；大齿轮的接触疲劳强度强度 MPaH 550lim 。 4） 计算应力循环次数。 N1=60n1jLh=60179。 800179。 1179。 （ 15179。 300179。 2179。 8） =179。 109 N2=179。 109/2=179。 108 5） 由《机械设计》图 1019 取 KHN1=， KHN2= 取失效概率的 1%，安全系数 S=1   MP aSK HNH 5701lim11  。   M P aSK HNH 5612lim22   6） 试算小齿轮分度圆直径 d1t,代入  H 中较小的值。   mmZuuTKd HEdtt 44561 3 243211   圆周速度 smndv t / 80044100060 11    齿宽系数 mmdb t 4411   7） 计算齿宽与齿高之比 b/h。 m i n/ 513m in rnn Zzv   16 模数 mmzdm tt , 齿高 h== mm, hb 根据 v= m/s ,7 级精度，由《机械设计》图 108 查得动载系数 Kv=，直齿轮 1  FH KK ,由表 102 查得使用系数 KA=1，由表 104用插值法查得 7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， KHβ =，由图 1013 查得 KFβ=；故载荷系数 K= HvA HK 8）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得 mmKKddtt 3311  , 模数 m=d1/z1= mm。 （ 2）按齿根弯曲疲劳强度计算 1）由《机械设计》图 1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 。 大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3802  ，并查取弯曲疲劳寿命, 21  FNFN KK。 计算疲劳弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=，则     MP aSKMP aSK FEFNFFEFNF。 222111   计算载荷系数， 5 7 4   FFvA KKKKK 由《机械设计》表 105 查得齿形系数 YFa1=,YFa2=。 应力校正系数 YSa1=,YSa2=.     01。 01 2 221 11  F SaFaF SaFa YYYY  模数   1 6 5 7 4 3243 211  FSaFadYYzKTm  对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（及模数与齿数的乘积）有 17 关，可取弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 m=2mm。 由以上结论，按齿轮齿根弯曲疲劳弯曲强度验算第二变速组和第三变速组中的齿轮模数。 第二变速 组：相同模数承受载荷最大，齿数最小的齿轮为 Z7。 Z7 位于Ⅲ轴 小齿轮传递的转矩 T1= 2）计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60179。 400179。 1179。 （ 15179。 300179。 2179。 8） =179。 109 N2=179。 109/=179。 108 3）由《机械设计》图 1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 。 大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3802  ，并查取弯 曲疲劳寿命, 21  FNFN KK。 4）计算疲劳弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=，则     MP aSKMP aSK FEFNFFEFNF 247。 222111   载荷系数 K约为 由《机械设计》表 105 查得齿形系数 YFa1=,YFa2=。 应力校正系数 YSa1=,YSa2=.     01。 01 2 221 11  F SaFaF SaFa YYYY  模数   mmYYzKTmFSaFad 3 2 43 211    第三变速组：相同模数承受载荷最大，齿数最小的齿轮为 Z11。 Z11 位于 III 轴 1）小齿轮传递的转矩 T1= 2）计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60179。 180179。 1179。 （ 15179。 300179。 2179。 8） =179。 108 N2=179。 108/4=179。 108 mmNn P  42 25 mmNn P 。