镗瓦机设计(4)

3.4 传动件的估算和验算

传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定个零件的实际尺寸和有关布置。为此，常对传动件的尺寸先进行估算，如传动轴的直径、齿轮模数、离合器、制动器、带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等，必要时作结构和方案上的修改，重新验算，直到满足要求，最后才能画正式装备图。

对于本次设计，由于是毕业设计，所以先用手工画出草图，经自己和指导老师的多次修改后，再用计算机绘出。

一. 三角带传动的计算

三角带传动中，轴间距A可以较大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，亦可因而缓和冲击及隔离震动，使传动平稳。带传动结构简单，但尺寸，机床中多用于电机输出轴的定比传动。

1.选择三角带的型号

根据计算功率Nj（kw）和小带轮n1（r/min）查图选择带的型号。

计算功率Nj=KWNd  kW

式中  Nd—电机的额定功率，

KW—工作情况系数。

镗床的起动载荷轻，工作载荷稳定，二班制工作时，取：KW=1.1

带的型号是：  B型号

2.确定带轮的计算直径D1、D2

1）.小带轮计算直径D1

皮带轮的直径越小，带的弯曲应力就越大。为提高带的使用寿命，小带轮直径D1不宜过小，要求大雨许用最小带轮直径Dmin，即D1≥Dmin。各型号带对应的最小带轮直径Dmin可查表。

D1=140r/min

2）.大带轮计算直径D2

=212r/min

式中: n1--小带轮转速r/min;

n2--大带轮转速r/min;

ε--带的滑动系数,一般取0.02.

算后应将数字圆整为整数。

3）.确定三角带速度u

具体的计算过程如下：

  =

=10.6m/s

对于O、A、B、C型胶带，5m/s≤u≤25m/s。

而u=5～10m/s时最为经济耐用。

此速度完全符合B型皮带的转速。

4）.初定中心距A0：

带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内选取：

A0=（0.6～2）（D1+D2）  mm

=352（0.6～2）mm

=211.2mm～704mm

取 A0=704 mm

距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。中型镗床电机轴至变速箱带轮的中心距一般为750～850mm。

5）.确定三角带的计算长度L0及内周长LN。

三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。

=

=1960.67mm

圆整到标准的计算长度 L=2033 mm

经查表   LN=2000 mm

修正值   Y=33

6）.验算三角带的扰曲次数u

≤40 次/s （则合格）

式中：m--带轮个数。如u超限。可加大L（加大A）或降低u（减少D2、D1）来解决。

代入数据得

=10.5 次/s ≤40 次/s

是合格的，不需作出任何修改。

7）.确定实际中心距A

= 740 mm

8）.验算小带轮包角а1

如果а1过小，应加大中心距或加张紧装置。

代入数值如下：

=180°-5.6°

=174.4°≥120°

经校核合格。

9）.确定三角带根数z

式中：N0--单根三角带在 а1=180°、特定长度、平稳工作情况下传递的功率值。

C1---包角系数。

参数的选择可以根据书中的表差取：

N0=2.69

C1=0.98

Kw=1.1

带入数值得： 

所以，传动带根数选3根。

此公式中所有的参数没有作特别说明的都是从〈〈机床主轴变速箱设计指导〉〉

二.传动轴的估算和验算

传动轴除了应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此，疲劳强度不是主要矛盾。除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不致产生过大的变形。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪声、发热、过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况、结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。

1.传动轴直径的估算

传动轴直径按扭矩刚度用下列公式估算传动轴直径：

其中：N—该传动轴的输入功率

N=Ndη  kw

Nd—电机额定功率；

η—从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴轴承上的效率）。

nf—该传动轴的计算转速r/min。

计算转速nf是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速范围上，按主轴的计算转速和相应的传动关系而确定，而中型镗床主轴的计算转速为：

[ψ]—每米长度上允许的扭转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取。

根据参考书中所给出的公式和本次设计所必须满足的条件，在传动过程中所有轴的直径的估算如下：

nj（主）=nminψz/3-1

=125 r/min

Ⅴ主轴 nj=n6=125 r/min ；

Ⅳ  轴 nj=n7=160 r/min ；

Ⅲ  轴 nj=n11=400 r/min ；

Ⅱ  轴 nj=n14=800 r/min ；

Ⅰ  轴 nj=960 r/min ；

由 ：                    

则计算主轴Ⅴ和中间轴的直径d如下：

Ⅴ主轴   d5=64 mm ；

Ⅳ  轴   d4=40 mm ；

Ⅲ  轴   d3=40 mm ；

Ⅱ  轴   d2=40 mm ；

Ⅰ  轴   d1=30 mm ；

3.        传动轴刚度的验算：

1）.轴的弯曲变形的条件和允许值

机床主传动的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的桡度y和倾角θ。各类轴的桡度y和装齿轮和轴承处倾角θ，应小于弯曲刚度的许用值[Y]和[θ]值，即：

y≤[Y]；

θ≤[θ]

由于书写量比较大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。

2）.轴的弯曲变形计算公式

计算轴本身变形产生的桡度y和倾角θ时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁，按参考书中的表中的有关公式进行计算。

当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作等径轴，采用平均直径来进行计算。计算花键轴的刚度时可采用直径或当量直径。

由于本次设计的说明书的篇幅和时间的关系就不在此详细的列出了。但一般的计算公式为：

矩形花键轴：平均直径

当量直径

惯性距

本次设计机床中长采用矩形花键轴的：

根据本次设计的情况，主轴的刚度要求必须进行校核，具体的刚度校核结果如下：

a）.首先，把主轴上的轴承所能承受的载荷在《机械设计手册3》中查出，见下：

深沟球轴承    

其基本额定载荷为：

推力球轴承    

其基本额定载荷为：

双列圆锥滚子轴承 

其基本额定载荷为：

b）.计算轴上的载荷

图2.5 轴的结构图与弯矩扭矩图

主轴上齿轮在高速转动时所产生的载荷：

齿轮1：

齿轮2：

c）.校核倾角和桡度

经查表得：

安装圆锥滚子轴承处        

 

安装深沟球轴承处

安装推力球轴承处

计算主轴圆轴的平均直径和惯性矩：

 

 

倾角：

对

 

 

 

 

对           

 

 

在点C处的倾角

 

 

在点B处的倾角

 

在点A处的倾角

桡度：

对

 

 

 

对

 

 

根据表选用

由此可得在主轴上的刚度是完全合格的。

三.齿轮模数的估算和计算

按接触疲劳和弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮个参数都已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。

齿轮弯曲疲劳的计算：

齿面点蚀的估算：

其中nj为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。

由中心距A及齿数z1、z2求出模数：

根据估算所得mj的值，由标准的模数表查取相近的标准模数。

计算（验算）：

结构确定后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。

根据接触疲劳计算齿轮模数公式为：

根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：

式中：N---计算齿轮传递的额定功率；

---计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min；

---齿宽系数=b/m，常取6～10；

---计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；

i---大齿轮和小齿轮饿齿数比，“+”用于外啮合，“-”用于内啮合；

---寿命系数，；

---工作期限系数，；

齿轮等传动件在接触和弯曲脚变载荷下的疲劳曲线指数m和基准循环次数C0；

n---齿轮的最低转速r/min；

T---预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=15，000～20，000h；

Kn---转速变化系数；

KN---功率利用系数；

Kq---材料强化系数。幅值低的交变载荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用；

Ks（寿命系数）的及值Ksmax，Ksmin

当时，则取

K1---工作情况系数。中等冲击的主运动：K1=1.2～1.6；

K2---动载荷系数；

K3---齿向载荷分布系数；

Y---齿形系数；

---许用弯曲、接触应力Mpa。

本次设计中的模数计算与选取如下：

1.Ⅰ轴传到Ⅱ轴的模数：

齿轮接触疲劳的计算：

齿轮弯曲疲劳的计算：

取A=72mm

计算（验算）

核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。

根据接触疲劳计算齿轮模数公式为：

经查表取：

取N=7.5KW，，代入公式得：

根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：

查表取

代入公式得：

经校核和查表取m=2.5mm。

2.Ⅱ轴传到Ⅲ轴的模数：

齿轮接触疲劳的计算：

经校核取m=2.5mm。

齿轮弯曲疲劳的计算：

取A=90mm

经校核和查表取：取mj=2.5mm

3.Ⅲ轴传到Ⅳ轴的模数：

齿轮接触疲劳的计算：

齿轮弯曲疲劳的计算：

取A=122mm

经校核和查表取：取mj=3.5mm

4.Ⅳ轴传到Ⅴ轴的模数：

齿轮接触疲劳的计算：

齿轮弯曲疲劳的计算：

取A=192mm

经校核和查表取：取m=3.5mm

以上所有的模数的选取都是根据参考书《机械原理》所提供的模数表中选取的标准值。

四.电磁离合器的选择

摩擦电磁离合器目前在数控机床中应用十分广泛，因为它可以在运转中自动的接通或脱开，且具有结合平稳，没有冲击、构造紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。选用时应作必要的计算。

根据初步的计算可从《离合器的选择与运用》一书中选取，所有的作图和计算尺寸都见书中的表。

1.按扭距选择

一般应使用和设计的离合器的额定静扭距Mj和额定扭距Md满足工作要求，由于普通镗床是在空载下启动和反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭距来选。即：

对于需要在负载下启动和变速，或启动时间有特殊要求时，应按动扭距设计离合器。

2.步骤：

1）.决定外摩擦片的内径d。

根据结构需要，如为轴装式时，摩擦片的内径d应比安装轴的轴径大2～6mm。

2）.选择摩擦片尺寸：

可以在参考书中选择，具体的型号见图纸。

3）.计算摩擦面对数z

式中：f-摩擦片间的摩擦系数（有表可选）；

-许用压强MPa（有表可选）；

D-摩擦片内片外径mm（有表可选）；

d-摩擦片外片内径mm（有表可选）；

Ku-速度修正系数（有表可选）；

Kz-结合面数修正系数（有表可选）；

Km-结合次数修正系数（有表可选）。

代入数值得：取Z=9。

计算条件:根据实际设计需要拟选用内径为d=25mm的深沟球轴承，转速约30r/min，其径向载荷约Fr=100N，轴向载荷约（包括额定抓重与其手部重量等），工作寿命（为机器总设计寿命，系数0.5为在工作时间内手腕工作的时间所占比例）。

设计计算：

查《机械设计手册（成大先第五版）》轴承选型表，试选取轴承代号61805，d=25mm，基本额定动载荷，滚珠直径为，滚珠数量为，基本额定静载荷。

, 

查表得：轴径载荷比，，X=0.56，Y=2.022，

径向当量动载荷：

查表得：冲击载荷因数为，温度因数为，速度因数为，寿命因数为，力矩载荷因数为

轴承61805的动载荷，故选取合适。

校核轴承的额定静载荷：

，取，取，，

故轴承61805满足要求。

......