手动平面磨床的总体设计

手动平面磨床的总体设计内容摘要：

给力的方向是可变的轴承负荷可能是 mFP ，也可能是mt FFP 21。 两者机会均等，故取其平均值 tFP ，当量转速 min90 rnm ，故15 3   nf ，如寿命为 1500 h ，则 hf ，NC c 289 35668  ，可以看出 NNC c 3450028935  所以轴承可用。 电动机的选择 纵向进给运动实现的是工作台的纵向往复运动，它连续运行，负载平衡，对于启动制动没有特殊要求，所以优先选用三相异步电动机。 并且采用变频调速方式。 初选电动机型号为 Y90S— 4 型异步电动机。 其主要参数：额定功 率 为 KWPN  ， 效 率 %78 ， 额 定 电 流 AIN  ， 功 率 因 数  ，额定转矩 NmTN  ，额定转速 min1400 rnN  ，转动惯量 kgmJ 。 减速机构的设计与计算 材料的选择 选择小齿轮材料为 40Cr（ 调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 传动比 i 取小齿轮齿数 351Z 4912  iZZ。 模数 mmm 2 齿高 mmh  20 16 mmmZd 7035211  mmmZd 9849222  mmmhdd aa 74470211   mmmhdd aa 102498222   mmdda 842 98702 21  齿根危险截面的弯曲强度条件  FSaFatF bm YYKF   （ 3— 13） 式中 tF —— 圆周力，112 dTFt  ，单位为 N K —— 载荷系数，  HHvA KKKKK  FaY —— 齿形系数，可由《机械设计使用手册》[ 16]表10— 5 查得 SaY —— 应力校正系数 齿面接触疲劳强度计算  HtEH iibdKFZ   1 （ 3— 14） 式中 EZ —— 弹性影响系数，单位为 21MPa i —— 传动比  H —— 齿轮的许用应力   SKNH lim  （ 3— 15） 17 式中 NK —— 寿命系数 lim —— 齿轮的疲劳极限 S —— 疲劳强度安全系数 （ 1）按齿轮接触疲劳强度校核 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim  大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim  计算循环次数 hjLnN 11 60 （ 3— 16） 式中 1n —— 齿轮转速，单位为 minr j —— 齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数 hL —— 齿轮的工作寿命，单位 h 由公式（ 3— 16）计算得   911  hjLnN 9912  iNN 由《 机械设计使用手册 》 [16]图 10— 19 查得，接触疲劳寿命系数 HNK HNK 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 10%，安全系数 1S   MP aMP aSK HHNH   （ 3— 17）   MP aMP aSK HHNH   18 取弹性模量 MPaZE  由电动机的参数知 mmNmNT  31 由上述计算得齿轮的分度圆直径为 mmd 701  为了使机床结构紧凑，且金属切削机床的齿轮传动，若传递的功率不大时 d 可小到 所以，取齿宽系数 d 由公式 1db d 计算得 mmb 20 i  KKKKK vA 由《 机械设计使用手册 》 [16]表 10— 2 查得，使用系数 1AK 根据 smndv 11    ， 7 级精度 由图 10— 8[ 16]查得动载荷系数 vK 假设 mNbFK tA 10 0 ，由《 机械设计使用手册 》 [16]表 10— 3 查得  FH KK 由表 10— 4， 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置 查得   bK ddH 322     322  HK 4   HHvA KKKKK 19  12 31 HH MP a    所以，齿面接触疲劳强度满足要求。 （ 2） 按齿根弯曲强度校核 由《 机械设计使用手册 》 [16]图 10— 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001  大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802  由图 10— 18[ 1 6]查得弯曲疲劳寿命系数 FNK FNK 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S ，   MP aMP aSK FEFNF   （ 3— 18）   MP aMP aSK FEFNF   由 hb ， HK 查图 10— 13[ 16]得 FK 计算载荷系数 K   FFvA KKKKK 查取齿形系数 由表 10— 5[ 16]查得 FaY FaY 查取应力校正系数 由表 10— 5[ 16]查得 SaY SaY 齿根弯曲强度校核 由公式（ 3— 13） 20 得  13111 1 FSaFaF M P abmYYdTK   所以，满足齿根弯曲强度条件。 （ 1）齿轮转动惯量计算 121411  LDJ Z （ 3— 19） 其中 1D —— 齿轮 1Z 分度圆直径 mmD 701  1L —— 齿厚 2131241 k g mJ Z   23124122422 k gmLDJ Z   （ 2）丝杠转动惯量计算 124  PPP LDJ （ 3— 20） 其中 PD — — 丝杠直径 PL —— 丝杠长度 23124124 k gmLDJ PPP   （ 3）丝杠传动，一级齿轮降速时传动系统折算到电机轴上的总转动惯量  2221 21 MPJJiJJ Pr  （ 3— 21）     233323 21 223 0 0 2 6 k g mk g m   kWWWmNFvP i  mNmNr WnPT  i n10 00 ，所 以 选用 电 机合适。 手 动传动装置的设计与计算 纵向进给传动的行程大，为了提高效率所以在进行手动进给的时候提高速 度，手轮每转一转丝杠行程两个导程即 20mm。 由此知，锥齿轮的传动比为 2i。 即， 212 ZZi ，取 351Z ， m 7012 iZZ 分锥角：  rc ta n1 i，   齿宽系数： R 分度圆直径： mmmZd  mmmZd  外锥距： mmdR i n2 i n2 11   中锥距：     mmRR Rm   齿宽： mmRb R   齿轮中点分度圆直径： 22     mmddd Rmm   齿顶高： mmmhh aa  齿根高： mmmhh ff  顶圆直径： mmhddd aaa o o s2 11121   齿根角：  3121 ar c t gRhar c t g fff  齿顶角：  21 ar c tgRhar c tg aaa  顶锥角：  aaa  根锥角：  fff  冠顶距： mmhd。