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1、 黄河科技学院毕业设计（论文） 第 25 页 1绪论 1.1磨床简介 磨床(grinder,grinding machine)是利用磨具对工件表面进行磨削加工的机床。 大多数的磨床是使用高速旋转的砂轮进行磨削加工，少数的是使用油石、砂带等其他磨具和游离磨料进行加工，如珩磨机、超精加工机床、砂带磨床、研磨机和抛光机等。 磨床能加工硬度较高的材料，如淬硬钢、硬质合金等；也能加工脆性材料，如玻璃、花岗石。磨床能作高精度和表面粗糙度很小的磨削，也能进行高效率的磨削，如强力磨削等。 十八世纪30年代，为了适应钟表、自
2、行车、缝纫机和枪械等零件淬硬后的加工，英国、德国和美国分别研制出使用天然磨料砂轮的磨床。这些磨床是在当时现成的机床如车床、刨床等上面加装磨头改制而成的，它们结构简单，刚度低，磨削时易产生振动，要求操作工人要有很高的技艺才能磨出精密的工件。 1876年在巴黎博览会展出的美国布朗-夏普公司制造的万能外圆磨床，是首次具有现代磨床基本特征的机械。它的工件头架和尾座安装在往复移动的工作台上，箱形床身提高了机床刚度，并带有内圆磨削附件。1883年，这家公司制成磨头装在立柱上、工作台作往复移动的平面磨床。 1900年前后，人造磨料的发展和液压传动的应用，对磨床的发展有很大的推动作用。随着近代工业
3、特别是汽车工业的发展，各种不同类型的磨床相继问世。例如20世纪初，先后研制出加工气缸体的行星内圆磨床、曲轴磨床、凸轮轴磨床和带电磁吸盘的活塞环磨床等。 自动测量装置于1908年开始应用到磨床上。到了1920年前后，无心磨床、双端面磨床、轧辊磨床、导轨磨床，珩磨机和超精加工机床等相继制成使用；50年代又出现了可作镜面磨削的高精度外圆磨床；60年代末又出现了砂轮线速度达60～80米/秒的高速磨床和大切深、缓进给磨削平面磨床；70年代，采用微处理机的数字控制和适应控制等技术在磨床上得到了广泛的应用。 随着高精度、高硬度机械零件数量的增加，以及精密铸造和精密锻造工艺的发展，磨床的性能、品种和产
4、量都在不断的提高和增长。 1.2磨床的分类 磨床可分为十余种： 1、外圆磨床：是普通型的基型系列，主要用于磨削圆柱形和圆锥形外表面的磨床。 2、内圆磨床：是普通型的基型系列，主要用于磨削圆柱形和圆锥形内表面的磨床。 3、座标磨床：具有精密座标定位装置的内圆磨床。 4、无心磨床：工件采用无心夹持，一般支承在导轮和托架之间，由导轮驱动工件旋转，主要用于磨削圆柱形表面的磨床。 5、平面磨床：主要用于磨削工件平面的磨床。 6、砂带磨床：用快速运动的砂带进行磨削的磨床。 7、珩磨机：用于珩磨工件各种表面的磨床。 8、研磨
5、机：用于研磨工件平面或圆柱形内，外表面的磨床。 9、导轨磨床：主要用于磨削机床导轨面的磨床。 10、工具磨床：用于磨削工具的磨床。 11、多用磨床：用于磨削圆柱、圆锥形内、外表面或平面，并能用随动装置及附件磨削多种工件的磨床。 12、专用磨床：从事对某类零件进行磨削的专用机床。按其加工对象又可分为：花键轴磨床、曲轴磨床、凸轮磨床、齿轮磨床、螺纹磨床、曲线磨床等。 1.3国内外磨床的现状 1.3.1机床的模块化设计 从最早的德国在1930年首先提出的“模块化构造”的设计方法到本世纪5 0 年代欧美一些国家正式提出所谓“模块化设计” 的概念，机床的模块化设计愈
6、来愈受到重视。并己形成较成熟的模块化系统，取得了很好的经济效益，因而采用模块化设计在世界各地得到了迅速发展。 采用模块化设计产品有下列优点： 1、产品更新换代快； 2、可以缩短设计和制造周期； 3、可以降低成本； 4、维修方便； 5、产品性能可靠。 这种方法可以提高机床设计的柔性和可变性。 1.3.2新型砂轮材料的应用带来磨削技术的变革 刀具磨削加工是高速、高精度的成形磨削，这也是生产中的关键问题。成形磨削有两个难题：一是砂轮质量，主要是砂轮必须同时具有良好的自砺性和形廓保持性，而这两者往往是有矛盾的；二是砂轮修整技术，即高效、经济的获得所要求的砂轮形廓和锐度，国外现己采用高
7、精度金刚石滚轮来修整砂轮，并开发了连续修整成形磨削新工艺，效果较好。 磨削加工最基本的特点之一，是磨料粒度很小，由于磨料的内聚性，使用普通的方法，难以制造出均匀一致的细粒度砂轮。应用电泳沉积10-20nm 超细粒度磨料形成磨料粒，是值得注意的新技术。 近年来低压化学气相沉积( CVD ) 金刚石膜，发展速度迅速。为了生产出质量更高的砂轮，各国都在积极改进传统的粘结剂，以便生产出适合不同要求的CBN砂轮。 2磨床传动方案的分析确定 机械传动装置位于原动机和工作机之间，用以用以传递运动和动力或改变运动方式。传动方案设计是否合理，对整个机
8、械的工作性能、尺寸、重量和成本等影响很大，因此，传动方案的设计是整个机械设计中的关键环节。 2.1磨床对传动方案的要求 合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、重量轻、成本低廉、工艺性好、使用和维护方便等要求。任何一个方案，要同时满足以上所有要求是时分困难的，因此要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。 2.2磨床传动方案的拟定 满足同一工作机功能要求，往往可采用不同的传动机构，不同的组合和布局，从而可得出不同的传动方案。拟定传动方案时，应充分了解各种传动机构的性能及适用条件，结合工作机所传递的载荷性质和大小、运动方式和速度以及
9、工作条件等，对各种传动方案进行分析比较，合理的选择。 本次设计的任务主要是磨床主传动系统的结构设计。下面提出几个方案进行比较： 1、齿轮传动 齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动装置中一般应首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级或要求传动平稳的场合，常采用斜齿圆柱齿轮传动。 2、带传动 具有传动平稳、吸振等特点，且能起过载保护作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，传动结构尺寸较大。 3、链传动 由于工作时链速和瞬时传动比呈周期性变化，运动不均匀、冲击振动大，一般布置在传
10、动系统的低速级。 经过分析，决定采用斜齿圆柱齿轮传动，经过一级变速达到设计效果。 3总体设计 3.1电动机的选择 3.1.1电动机类型的选择 电动机的类型和结构形式应根据电源种类、工作条件、工作时间的长短及载荷的性质、大小、启动性能和过载情况等条件来选择。工业上一般采用三相交流电动机。Y系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用广泛。本次设计采用Y系列三相异步电动机。 3.1.2电动机功率的选择 电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性能都有影响。功率选得过小，不能保证工作机的正常工作或使电动机长期过载而过早损坏
11、功率选得过大，则电动机的价格高，且经常不在满载下运行，电动机效率和因数都较低，造成很大的浪费。 电动机功率的确定，主要与其载荷大小、工作时间长短、发热多少有关。对于长期稳定工作的机械，可根据电动机所需功率Pd来选择，而不必校验电动机的发热和启动力矩。 选定磨床砂轮型号尺寸为250×25×75，同时确定砂轮转速为1450r/min。 工作机有效功率： PW=Fv/1000ηW 根据砂轮转速及尺寸可确定 v=18.84m/s , 其中 F=250N，ηW=1， 因此， PW=Fv/1000ηW=250×18.84/1000×1=4.71kW 计算电动机所需功率：首先确定传动
12、装置的总效率η。设各效率分别为η1（8级闭式齿轮传动）、η2（滚动轴承）、η3（弹性联轴器）。查机械设计课程设计表2-2得：η1=0.97、η2=0.98、η3=0.99，总效率 η=η1η22η3=0.97×0.98×0.99=0.92 电动机所需功率为： Pd=Pw/η=4.71/0.92=5.12kW 由机械设计课程设计表16-1选电动机额定功率5.5kW 3.1.3电动机转速的选择 同一功率的异步电动机有同步转速3000、1500、1000、750r/min等几种。一般来说，电动机的同步转速愈高，磁极对数愈少，外轮廓尺寸愈小，价格愈低。反之，外轮廓尺寸愈大，价格愈贵。当工作
13、机转速较高时，选用高速电动机较经济。 选电动机的同步转速3000r/min，工作机转速nw=1450r/min，总传动比i=nm/nw 表3.1 电动机相关数据 型号 额定功率 同步转速 满载转速 传动比 Y132S1-2 5.5kW 3000r/min 2900r/min 2 查机械设计课程设计表16-2知电动机机座中心高132mm，外伸轴径38mm，外伸轴长度80mm。 3.2传动装置运动和动力计算 3.2.1各轴转速计算 nⅠ=nm=2900r/min nⅡ=nw=1450r/min 3.2.2各轴输入功率 PⅠ=Pdη2η3=4.92×0.99×
14、0.98=4.77Kw PⅡ=PⅠη1η2=4.77×0.97×0.98=4.53Kw 3.2.3各轴输入转矩 TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=9550×4.77/2900=15.71Nm TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=9550×4.53/1450=29.84Nm 表3.2 各轴动力与运动参数 轴号 转速 功率 转矩 传动比 Ⅰ 2900r/min 4.77kW 15.71Nm 2 Ⅱ 1450r/min 4.53kW 29.84Nm 4传动零件的设计计算 4.1齿轮的设计 齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递的功率可达
15、数十万千万，圆周速度可达200m/s。 齿轮传动的主要特点有： 1、效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。 2、结构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。 3、工作可靠、寿命长 设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其他机械传动所不能比拟的。 4、传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。齿轮传动广泛应用，也是由于具有这一特点。 4.1.1齿轮各参数的设计计算 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 由齿轮的失效形式可知，设计齿轮传动时，应使齿面具有较高的抗磨损、抗点蚀、抗胶合及
16、抗塑性变形的能力，而齿根要有较高的抗折断能力。因此，对齿轮材料性能的基本要求为齿面要硬、齿芯要韧。 1、初选直齿圆柱齿轮试算 2、选定齿轮精度为7级精度 3、材料的选择 由机械设计表10-1选小齿轮材料为45钢，调质，硬度235HBS；大齿轮材料45钢，正火，硬度190HBS。硬度差为45HBS。 4、初选小齿轮齿数Z1=24,则大齿轮齿数Z2=iZ1=24×2=48,u=2 5、按齿面接触强度计算 d1t≥2.32 (1) 确定公式内各数值 1) 试选载荷系数Kt=1.3 2) 计算小齿轮传递的转矩 T1=TⅠ=15.71Nm=1.57
17、1×104Nmm 3) 由机械设计教材表10-7选齿宽系数Φd=1 4) 由机械设计教材表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8 5) 由机械设计教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 σHlim1=550Mpa，由图10-21c查得大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=390Mpa 6) 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60×2900×1×(10×8×260)=3.62×109 N2=N1/u=3.62×109/2=1.81×109 7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9 KHN2=0.91 8) 计算接触疲劳许用应力 取失
18、效概率1%，安全系数S=1 [σH]1=KHN1σHlim1/S=0.9×550MPa=495MPa [σH]2=KHN2σHlim2/S=0.91×390MPa=354.9MPa (2) 计算 1) 试算小齿轮分度圆直径 代入[σH]中较小的值 d1t≥2.32==47.83mm 2) 计算圆周速度 v=πd1tn1/60×1000=3.14×47.83×2900/60000=7.26m/s 由v>2m/s 故改用斜齿圆柱齿轮 6、 选齿轮精度等级、材料及齿数 (1) 精度等级仍选7级 (2) 材料同上 (3) 选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=48
19、 (4) 初选螺旋角 β= 7、 按齿面接触强度计算 d1t≥ (1) 确定公式内各计算数值 1) 试选Kt=1.6 2) 由机械设计教材图10-30选区域系数ZH=2.433 3) 由教材图10-26查得εα1=0.765，εα2=0.89，则 εα=εα1+εα2=1.655 4) 许用接触应力： [σH]= [σH]1+[σH]2/2=495+354.9/2=424.95Mpa 其余尺寸与上述直齿圆柱齿轮相同 (2) 计算 1) d1t≥= =37.75mm 2) 计算圆周速度 v=πd1tn1/60×1000=3.14×37.75×2900/60000=
20、5.73m/s 3) 计算齿宽b及模数mnt b= Φdd1t =1×37.75=37.75mm mnt=d1tcosβ/Z1=37.75×cos/24=1.526mm h=2.25 mnt=3.43 4) b/h=37.75/3.43=10.993 5) 计算纵向重合度 εβ=0.318ΦdZ1tanβ=0.318×1×24×tan=1.903 6) 计算载荷系数K 查机械设计教材表10-2选KA=1.25,由v=5.73m/s,7级精度，查图10-8得动载荷系数KV=1.36,由表10-4查得KHβ=1.342,由表10-3查得KHα=KFα=1.4，由图10-13查得K
21、Fβ=1.4,故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.36×1.4×1.342=3.194 7) 按实际载荷系数校正分度圆直径 d1=d1t=37.75×=47.53mm 8) 计算模数mn mn= d1cosβ/Z1=47.53×cos/24=1.922 8、按齿根弯曲强度计算 mn≥ (1) 确定公式内各计算参数 1) 计算载荷系数 K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.35×1.4×1.4=3.332 2) 根据纵向重合度εβ=1.903，从机械设计教材图10-28查得Yβ=0.88 3) 计算当量齿数 ZV1=Z1/cos3β=24/cos3=2
22、6.258 ZV2=Z2/cos3β=48/cos3=52.516 4) 查取齿形系数 由机械设计教材表10-5查得YFa1=2.590,YFa2=2.42 5) 查应力校正系数：YSa1=1.598,YSa2=1.708 6) 弯曲疲劳许用应力计算 由机械设计教材图10-2c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限σFE1=410Mpa，大齿轮弯曲疲劳强度极限σFE2=245Mpa。 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83,KFN2=0.89。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则弯曲疲劳许用应力 [σF]1= KFN1σFE1/S=0.83×410/1.4=243.07Mpa
23、 [σF]2= KFN2σFE2/S=0.89×245/1.4=155.75Mpa 7) 计算大小齿轮,并加以比较 ==0.071,==0.0265 大齿轮的数值大 (2) 设计计算 mn≥==1.322mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.5，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=47.53mm来计算应有的齿数。于是由 Z1= d1cosβ/mn=47.53×cos=30.745，取Z1=30，则Z2=uZ1=60 9、几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=
24、Z1+Z2)mn/2cosβ=(30+60)×1.5/2cos=69.588mm，取a=70mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arccos=arccos= (3) 计算大小齿轮分度圆直径 d1=Z1mn/cosβ=30×1.5/cos=46.667mm d2=Z2mn/cosβ=60×1.5/cos=93.333mm (4) 计算齿轮宽度 b=Φdd1=1×46.667=46.667mm，圆整后取b=47mm。则B2=47mm,B1=52mm 由于Z1、Z2、d1、b、β发生变化,故相应的参数需要修正，然后再根据修正结果，看齿轮强度是否足够。 经过修正后发现齿轮强
25、度足够，因此还用原来的数值。 齿轮传动尺寸如表4.1。 表4.1 齿轮传动尺寸 名称 计算公式 结果 法面模数 mn 1.5 法面压力角 αn 螺旋角 β 齿数 Z1 30 Z2 60 传动比 i 2 分度圆直径 d1 46.667mm d2 93.333mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha﹡mn 49.667mm da2=d2+2ha﹡mn 96.333mm 齿根圆直径 df1=d1-2(ha﹡+c﹡) mn 42.167mm df2=d2-2(ha﹡+c﹡) mn 88.8
26、33mm 中心距 a=mn(Z1+Z2)/2cosβ 70mm 齿宽 B1 52mm B2 47mm 4.1.2齿轮的结构设计 通过齿轮传动的强度计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮觳等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。 齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、毛坯、材料、加工方法、使用要求及经济性能等因素有关。进行齿轮的结构设计时，必须综合考虑上述各方面的因素。 小齿轮直径很小，故采用齿轮轴结构 大齿轮的齿顶圆直径小于160mm，因此做成实心结构的齿轮，具体结构见零件图。 4.2轴的设计 轴的设计和其他零件
27、的设计相似，包括结构设计和工作能力计算两方面的内容。 轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构及尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。因此，轴的结构设计是轴设计中的最重要的内容。 轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这事只需对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变形。而对刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应进行刚度计算，以防止工作时产生较大的弹性变形。 4.2.1轴的材料的选择和最小直径估算 轴
28、的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理和化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴比较广泛，其中最常用的是45钢。 根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按按扭转强度法进行最小直径估算。即：dmin=A0。初算轴径时，若最小轴径段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%～7%，当有两个键槽时，d增大10%～15%。A0值由机械设计教材表15-3确定，高速轴A01=126,低速轴A02=120。 高速轴： d1min=A01=12
29、6×=14.873mm 因为该轴最小轴径处安装联轴器，设有一个键槽，故增大7%，则由此算得最小轴径d1min=15.915mm,取整得d1min=16mm。 低速轴： d2min=A02=120×=17.542mm，取整的d2min=18mm 输入轴（高速轴）的最小轴径处安装联轴器，为了使轴径与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器的型号 联轴器的计算转矩为Tca=KATⅠ入，查机械设计课程设计表14-1，考虑到转矩的变化小，故取KA=1.3。则Tca=KATⅠ入=1.3×15.71=20.423Nm。按照计算转矩小于公称转矩，查机械设计课程设计表13-4，选用TL3型弹性套柱销联轴器
30、其公称转矩31.5Nm，办联轴器孔径d11=20mm，办联轴器长度L=52mm，办联轴器与轴配合的縠孔长度L1=38mm。 4.2.2轴的结构设计 轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。 轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件类型、尺寸、数量以及轴连接的方式；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。由于影响轴的结构的因素较多，而且其结构形式又要随着具体情况不同而异，所以轴没有标准的结构形式。设计时，必须针对不同的情况进行具体的分析。但是，不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件都要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和
31、调整；轴应具有良好的工艺性等。 1、高速轴结构设计 (1)各轴段直径的确定 d11：最小轴径处，装联轴器的外伸轴段 d11=20mm； d12：密封处轴段 定位轴肩的高度h=(0.07～0.1)d11，取h=0.1d11，则 h=0.1d11=0.1×20=2mm，故d12=d11+2h=20+4=24mm,取d12=25mm； d13：滚动轴承处轴段 取d13=30mm，查机械设计课程设计表12-4，滚动轴承型号选取30206，其尺寸为d×D×T×B=30×62×17.25×16mm； d14：过度轴段 取d14=36mm； d15：d15=d14=36mm； d16
32、d16=d13=30mm。 (2)各轴段长度的确定 l11：办联轴器与配合縠孔长度L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在办联轴器上不压在轴端面上，故l11略短于L1，取l11=36mm； l12：根据与轴承端盖的配合关系 l12=50mm； l13：由滚动轴承装配关系 l13=17mm； l14：l14=40mm； l15：由小齿轮齿宽决定 l15=52mm； l16：l16=40mm； l17：由滚动轴承装配关系 l17=17mm。 2、低速轴的结构设计 (1)各轴段直径的确定 d21：与滚动轴承配合 由机械设计课程设计表12-4选滚动轴承的型号为30207
33、其尺寸为d×D×T×B=35×72×18.25×17mm,因此取d21=35mm； d22：过度轴段 d22=40mm； d23：低速齿轮段 d23=46mm； d24：轴环 d24=54mm； d25：过度轴段 d25=46mm； d26：与滚动轴承配合 d26=35mm； d27：d27=30mm； (2)各轴段长度的确定 l21：由滚动轴承装配关系确定 l21=17mm； l22：l22=44.5mm； l23：略短于齿轮宽度 l23=45mm； l24：轴环 l24=10mm； l25：l25=32.5mm； l26：由滚动轴承装配关系 l
34、26=17mm； l27：l27=50mm； l28：圆锥轴段 l28=50mm； l29：l29=20mm。 8、 细部结构参见零件图。 4.2.3轴的校核 轴的校核包括强度校核和刚度校核。 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当的选取其许用应力。对于仅仅承受扭矩的轴，应按扭转强度条件计算；对于只承受弯矩的轴，应按弯曲强度条件计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。 轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。因此，在设计有刚度要求的轴时，必须进
35、行刚度的校核计算。 这里以低速轴为例。 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定低速轴上齿轮力的作用点的位置。轴上安装的30207轴承，从机械设计课程设计表12-6可知，它的负荷作用中心到到轴承外端面的距离a=15.3mm，故可计算出支点跨距和轴上各力作用点的相互位置尺寸。支点跨距=135mm。据此可计算出轴上的作用力、支反力，从而来进行弯曲合成强度校核。 计算轴上的作用力 圆周力： Ft=2T2/d2=2×15.71×103/93.333=336.64N 径向力： Fr=Fttanαn /cosβ=336.64×tan/cos=127.07N 轴向力： F
36、a=Fttanβ=336.64×tan=92.47N 受力图如图6.1： 水平面支反力： Ft＝336.64N 68 68 FHB=168.32N 弯矩图： 最大弯矩M=168.32×68×10-3=11.45Nm 垂直面支反力： Fr=127.07N FVB=53.54N 弯矩图： 最大弯矩M=53.54×68×10-3=4.32Nm 图6.1 轴的强度校核受力图 合成弯矩： =12.
37、24Nm 扭矩图如图6.2： T2=29.84Nm 图6.2 轴的强度校核扭矩图 当量弯矩： =17.32Nm α取0.3，为不变载荷 截面C的强度为： 因此轴的强度足够。 5润滑与密封的设计 齿轮在传动时，相啮合的齿面间有相对滑动，因此就要发生摩擦和磨损，增加动力消耗，降低传动效率。特别是高速传动，就更要考虑齿轮的润滑。 通用的闭式齿轮传动，其润滑方式根据齿轮的圆周速度大小而定。当齿轮的圆周速度小于12m/s时，常将大齿轮的轮齿进入油池中进行浸油润滑。 本次设计采用机械油润滑，查机械设计课程设
38、计表15-1选全损耗系统用油，其代号为L-AN15(GB/T 443-1998)，此润滑油一般用于小型机床齿轮箱、传动装置轴承、中小型电动机、风动工具等。 系统的密封设计详见传动系统装配图。 结 论 毕业设计是本科教学工作的最后一个环节，同时也是很重要的一个环节，是对学生整个大学生活中所学知识的综合检验。 通过本次设计，对磨床及其主传动系统有了进一步的了解，充分的运用了本专业所学的科目，将这些知识进行了综合运用，同时把这四年的学习中所学到的、看到的，尽可能的运用到本次设计中。在对机械和机械传动零件的分析、设计、选用、正确使
39、用以及维护等方面有了更加深刻的理解。真正做到了理论与实践相结合。总结了过去四年中学习到的机械设计制造的基本知识，进一步了解常用机构、常用传动方式、联接零部件、轴系零部件的应用。通过对本课程的学习，使我对机械设计方面的基本内容有一个总体了解，对机械设计制造及其自动化专业的认识上升到了一个新的高度， 在机械传动综合实验台本体设计中掌握典型的机械传动的组成、机构的运动学和动力学分析，理解轮系运动方式及动力传递，掌握传动部件效率测定和计算。 进一步了解机构组成及其运动特性，了解确定机械产品设计方案的方法，根据给定工程实际题目，设计最优方案，培养我在实际工程中的动手能力，培养了我创新意识及综合设计能
40、力。 致谢 本次设计是在刘万福教授的悉心指导下完成的。刘教授在百忙之中还专门抽出时间给我们指导，在这课程设计的短短的几个月的时间里，使我巩固了以前所学的知识，通过这次的毕业设计，使我对今后的工作更加充满了信心。刘主任以其严谨求实的治学态度、高度的敬业精神、兢兢业业、孜孜以求的工作作风和大胆创新的进取精神将对我今后的工作和学习产生深远的影响。他渊博的知识、开阔的视野和敏锐的思维给了我深深的启迪。我在此向刘主任表示衷心的感谢和由衷的敬意！此外，从开始进入课题到论文的顺利完成，我深深的感谢四年大学生活中所有的老师，你们给了我知识、信心和勇气，使
41、我打下了机械专业知识的坚实基础，为我顺利完成本次设计和今后的成长奠定了基础；同时还有很多可敬的师长、同学、朋友给了我极大的帮助和鼓舞，在这里请接受我诚挚的谢意。谢谢你们！ 参考文献 [1] 濮良贵，纪明刚.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社，2006 [2] 殷玉枫.机械设计课程设计.北京：机械工业出版社，2006 [3] 李春梅，崔凤奎．机械系统设计[J]．机械加工与自动化，2004(10) [4] 姚致扬，黄纯颖等.机械传动原理方案设计目录结构模式的研究[J].中国机械工程3,1998． [5] 沈敏德 冯培恩
42、基于力学效应的机械传动原理设计知识库的结构研究[J].工程设计学报． [6] 机械设计手册编委会，机械设计手册，北京，机械工业出版社，1988 [7] 吴宗泽.机械结构设计.北京：机械工业出版社.1998 [8] 机械工程手册编委会.机械工程手册.第二版.北京：机械工业出版社，1995 [9] 甘永利.几何量公差与检测.第三版.上海：上海科学技术出版社，1993 [10] 成大先.机械设计图册.第一卷.北京：化学工业出版社，2000 [11] YAN H S，HALL A s．Linkage characteristic polynomials：defruitions。 co
43、efficients，by inspection[J]．Tram．ASME J，of Meeh．Design。1981 [12] MRUTHYL NJAYA T S．BALASUBRAMAN H R．In quest of a reliable and emeient computationa1 test for detection of isomorphism in kinematic chains[J]．Meeh，Mach，Theory，1987。 附录 附录A： 电动机相关数据 型号 额定功率 同步转速 满载转速 传动比 Y132S1-2
44、5.5kW 3000r/min 2900r/min 2 附录B： 各轴动力与运动参数 轴号 转速 功率 转矩 传动比 Ⅰ 2900r/min 4.77kW 15.71Nm 2 Ⅱ 1450r/min 4.53kW 29.84Nm 附录C： 齿轮传动尺寸 名称 计算公式 结果 法面模数 mn 1.5 法面压力角 αn 螺旋角 β 齿数 Z1 30 Z2 60 传动比 i 2 分度圆直径 d1 46.667mm d2 93.333mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha﹡mn 49.667mm da2=d2+2ha﹡mn 96.333mm 齿根圆直径 df1=d1-2(ha﹡+c﹡) mn 42.167mm df2=d2-2(ha﹡+c﹡) mn 88.833mm 中心距 a=mn(Z1+Z2)/2cosβ 70mm 齿宽 B1 52mm B2 47mm
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