毕业设计（论文）-滚齿机传动机构的设计与运动仿真（全套图纸三维） 22页

本科毕业设计(论文)题目：滚齿机传动机构的设计与运动仿真院系：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化学号：姓名：指导教师：2016年3月\n摘要本设计研究的是滚齿机传动机构的设计，主要内容有滚齿机传动机构的传动原理与方法的拟订、传动系统的运动分析与计算和总体结构设计。在设计过程中主要采用机械传动方式，基本上包含了各种比较典型和常用的机械传动，如：带传动、圆柱齿轮传动、斜齿轮传动等。总体结构设计上采用了分离式传动，能够比较直观地反映出齿轮滚齿加工的特点。本次设计是关于滚齿机传动机构的设计与运动仿真，设计出的滚齿机传动机构实现了齿轮加工所需的滚齿、圆周进给、径向进给等运动。通过对传统的滚齿机传动机构进行改进和优化，使得此种类型的滚齿机传动机构的使用范围更广泛，更加灵活，并且对今后的选型设计工作有一定的参考价值。关键词：滚齿机;传动机构;滚齿加工；参考价值全套图纸，加II\nII\n目录1概述11.1本设计的目的和意义11.2本设计的研究内容22传动装置的总体设计22.1滚齿机传动机构的总体结构图32.2传动系统的确定42.3选择电动机类型62.4确定传动装置的总传动比和分配传动比72.5计算主要传动装置的运动和动力参数82.5.1各轴转速82.5.2各轴输入功率92.5.3各轴输入转矩103主要传动零件的设计参数103.1V带设计113.1.1V带型号和带轮直径113.1.2计算带长123.1.3求中心距123.1.4求带根数133.1.5求轴上载荷133.2圆柱齿轮的设计133.2.1齿轮设计输入参数143.2.2齿轮传动结构形式和布置形式143.2.3材料及热处理153.2.4齿轮基本参数(mm)153.2.5接触强度、弯曲强度校核结果和参数153.3键的选择164各关键零部件的设计与校核174.1概述184.2轴的结构设计校核194.2.1轴Ⅰ的设计与校核194.2.2轴Ⅱ的设计与校核214.2.3轴Ⅲ的设计与校核214.3轴承强度的校核23致谢24参考文献25附录26II\n1概述1.1本设计的目的和意义在交通，电力，冶金，石化，电力，建筑，纺织，航空，航天，电子，医疗，军事，生活，甚至人们的日常各行各业国民经济的科研成果，被广泛用于各种机械，设备和工具。他们的品种，数量和性能极大地影响了生产能力，劳动效率，这些行业的经济效益。这些机器，仪器和工具被称为机械设备。能生产这些机械设备等行业，被称为机械制造行业。显然，机械制造业的主要任务是提供一个现代化的机械设备，在国民经济各行各业。因此，机械制造业是为国民经济发展和强大支柱的重要基础，它是国家综合国力的重要方面。近年来，由于现代科学技术，特别是由于微电子技术，计算机技术，传统制造技术的快速发展，进入快速发展的新理念的新境界，计算机辅助制造（CAM）。在工艺设计，生产管理，设备制造，质量控制，产品组装及产品储存和销售，计算机区分自己，导致计算机辅助工艺设计（CAPP），计算机辅助生产管理（CAPM），计算机数字控制（CNC）中，计算机辅助质量控制（CAQ），柔性制造系统（FMS），诸如一系列单个技术。基于先进制造系统，如计算机集成制造系统，这些单个技术（CIMS）是生产的未来模式的工厂。制造技术是从气蚀的数量转向灵活，集成化，智能化。这已成为引进现代制造技术。所有这些发展和进步，不仅催生了机械制造学科的理论体系，也成为最具活力，具有学科领域重要的研究价值。如上所述，机械制造业起着国民经济非常重要的作用。这是国家和区域经济发展的重要支柱。但是，先进的技术在我们的学生在实验室的发展有这些？答案是不能。我们的实验室甚至连最基本的齿轮加工实验并不常见，也很难给我们的学生在学校和工厂的运行呢？所以绝对必要设计教学实验齿轮的驱动机构。这将是在学生的学习理论知识的同时，目前真正的实体，让学生能够理论联系实际，抹去模糊的概念。1.2本设计的研究内容18\n本设计主要研究滚齿机传动机构的设计与运动仿真,主要体现机械加工装备的各级传动过程及用滚齿法加工齿轮。其主要内容包括：(1)滚齿机传动机构的传动原理及传动方案的拟订。(2)传动系统的运动与动力参数的分析与计算。(3)主要传动零件的设计。(4)总体结构设计。2传动装置的总体设计2.1滚齿机传动机构的总体结构图滚齿机传动机构是用来加工内、外啮合的圆柱齿轮，尤其适合于加工内齿轮和多联齿轮。这是滚齿机无法加工的。装上附件，滚齿机传动机构还能加工齿条，但滚齿机传动机构不能加工蜗轮。滚齿机传动机构加工原理为一对圆柱齿轮的啮合。其中一个是工件，另一个是齿轮形刀具——滚齿刀。他的模数和压力角与被加工齿轮相同。滚齿机传动机构同样是按展成法加工圆柱齿轮的。滚齿运动包括滚齿刀的旋转和工件的旋转所形成的展成运动以及滚齿刀上下往复所形成的成型运动。滚齿开始时，滚齿刀和工件除做展成运动外，还要做相对的径向切入运动，直到全齿深为止；然后，工件再转过一周，全部轮齿就切削完毕；滚齿刀与工件分开，机床停止。滚齿刀在往复运动的回程中不切削。为了减少刀具的磨损还需要有让刀运动，即刀具在回程中径向退离工件，切削时恢复。用齿轮型滚齿刀滚削直齿圆柱齿轮时，机床的传动机构总体结构图如下图所示：18\n2.2传动系统的确定机通常包括原动机，一个驱动装置和一个工作机械是由三部分组成，所述滚齿机驱动电动机作为原动机的设计中，通过机械传动，使往复运动机构的滚刀。传输被分为三个层次即主传输链的传动链，产生运动和圆周进给运动链链。这是通过交流电动机驱动，单独的传动装置驱动。通过两个齿轮滚刀主传输体系达到所需的速度（带驱动齿轮和齿轮传动）。根据滚动齿轮传动机构的传动原理，首先是对电机转速。通过减速过程完成两次。由皮带第一阶段减速，原因是缓解精度高负荷带，制造和安装，防过载等的影响..齿轮传动与第二传动齿轮传动，其原因是工作可靠，使用寿命长，结构紧凑，传动效率高。第二个是传动链被分成两个：一通到主滚刀运动链，一通到工件的圆周饲料和接触链的滚刀产生运动。往复式与偏心轮主运动链滚刀和滚刀位置越高，传输距离长，所以滚子链传动。齿轮和工件相对较大，并且两个阶段蜗杆和蜗轮传动被采用。最后，工件的径向进料和切割刀片的移动制成。在径向进给采用棘轮和凸轮机构。让刀运动是齿轮齿刀每让刀一次，和让刀距离是小的时候。所以被添加的偏心盘的偏心轮速度与偏心轮联动机制。2.3选择电动机类型根据工作要求，稳定，冲击小，时间短，功率小，如采用三相鼠笼式异步电动机，封闭结构，voltajeY，380V型。作为工件的材料是45号钢，切割力的要求是体积小，而电动机的功率只要各级机械传动满足正常即可。因此，没有必要计算功率的选择，这可以根据经验直接选择适当的马达。低速电机的极对，扭矩，所以外形尺寸和重量都大，价格高，但可以使齿轮传动比减小时，该卷的传动装置，较小的重量;高速电机是相反的。因此，以确定电机的转速，应考虑，分析和马达和传动装置，大小，重量，价格等因素的性能的比较。综合考虑以上因素选择Y2-712-4电动机，其性能如下表：18\n方案电动机型号额定功率(kw)同步转速r/min满载时电流A效率％转速r/min1Y2-712-40.3715001671380电动机主要外形和安装尺寸表(安装型式尺寸):(mm)中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底脚安装尺寸AB地脚螺孔直径K250(145/2+80)195112907轴伸尺寸DE装键部位尺寸FDGABA/2C标准机座号143051424150564571M142.3确定传动装置的总传动比和分配传动比将已知条件中的滚齿刀次数转换成曲柄偏心盘的转速，即曲柄偏心盘的转速为184r/min。将滚齿刀的旋转即圆周进给转换为滚齿刀的转速为=184×0.25×1/=0.3855r/min由选定的电动机满载转速和滚齿刀偏心盘的转速，可得电机到偏心盘的总传动比为===7.5电机到滚齿刀的总传动比===3579.77分配传动装置传动比式中、、分别为带传动、圆柱齿轮传动和链传动的传动比。18\n考虑V带传动比与其外廓尺寸的关系以及链轮传动的稳定性选取V带传动比=3，=1，则圆柱齿轮传动比=/=7.5/（3×1）=2.5滚齿刀圆周进给时经过二级蜗轮传动减速，取第一级蜗轮的传动比为=25.5，则第二级蜗轮传动的传动比为=3579.77/（3×2.5×25.5）=18.72将蜗轮传动比圆整为=19。选定所有传动链中圆锥齿轮传动的传动比为=1，则内传动链中工件处蜗轮蜗杆传动的传动比==19×=30滚齿刀的实际转速==1380/（3×2.5×25.5×19）=0.3798r/min1.5%误差允许2.4计算主要传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率）。现将传动装置各轴转速由高至低依次定义为Ⅰ轴、Ⅱ轴……，以及，，…为相邻两轴间的传动效率；，，…为各轴的输入功率（kW）；，，…为各轴的输入转矩（Nm）；，，…为各轴的转速（r/min），则可按电动机至工作机传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。18\n2.4.1各轴转速r/min式中：——电动机转速；——电动机至轴的传动比。所以r/minr/min184r/min7.22r/min；2.4.2各轴输入功率＝•kW，==•=••kW，=•=•=•••kW，=•式中、、、分别为带传动、轴承、圆柱齿轮传动、圆锥齿轮传动的传动效率。Ⅰ轴＝•＝•＝0.37×0.96＝0.3552kW；Ⅱ轴=•=•••＝0.37×0.96×0.98×0.97＝0.338kWⅢ轴=•＝••=••＝0.338×0.98×0.93＝0.308kW18\n2.4.3各轴输入转矩＝•N·m其中为电动机轴的输出转矩，按下式计算：＝9550N·m；所以＝••＝9550••N·m；＝••＝•••N·m；＝••=•••N·m；电动机输出转矩＝9550＝9550×＝2.56N·m；Ⅰ～Ⅲ轴输入转矩Ⅰ轴＝••=2.56×0.96×3=7.37N·m；Ⅱ轴＝••＝•••=7.37×2.5×0.98×0.97=17.51N·m；Ⅲ轴＝••=•••；=17.51×1×0.98×0.93；=15.96N·m；3主要传动零件的设计参数18\n3.1V带设计3.1.1v带型号和带轮直径1.根据工作情况查手册得工作情况系数=12.计算功率1×0.37=0.37kW3.选带型号查手册选用Z型V带，且最小带轮直径为=120mm4.带轮直径取=120mm，==140mm3.1.2计算带长1.中心距的取值范围2（）≥≥0.55（）+640≥≥1822.初取中心距取=500mm3.带长L=4.基准长度取Ld=1600mm3.1.3求中心距1.中心距==500mm；2.中心距的变动范围（-0.015Ld）～（+0.015d）=476～524mm2.小带轮包角=160.8>1203.1.4求带根数1.带速5.78m/s2.带根数查手册=0.34，=0.95，=1.16，=0.0318\n=0.91取z=43.1.5求轴上载荷1.张紧力=500×=28.1N2.轴上载荷==110.83N3.2圆柱齿轮的设计3.2.1齿轮设计输入参数1.传递功率P0.37(kW)2.传递转矩T7.68(N.m)3.齿轮1转速n1460.00(r/min)4.齿轮2转速n2184.00(r/min)5.传动比i2.506.预定寿命H35000(小时)7.原动机载荷特性均匀平稳8.工作机载荷特性均匀平稳3.2.2齿轮传动结构形式和布置形式1.结构形式开式2.齿轮1布置形式对称布置3.齿轮2布置形式对称布置3.2.3材料及热处理1.齿面类型软齿面2.热处理质量要求级别MQ18\n3.齿轮1的材料及热处理材料名称45热处理正火硬度范围162～217(HBS)硬度取值190(HBS)接触强度极限应力σb(H1)540MPa接触强度安全系数S(H1)1.10弯曲强度极限应力σb(F1)214MPa弯曲强度安全系数S(F1)1.404.齿轮2的材料及热处理材料名称45热处理正火硬度范围162～217(HBS)硬度取值190(HBS)接触强度安全系数S(H2)1.10弯曲强度极限应力σb(F2)214MPa弯曲强度安全系数S(F2)1.40弯曲强度许用应力[σ](F2)294MPa3.2.4齿轮基本参数(mm)名称代号单位小齿轮大齿轮模数Mm2.50齿数1845变位系数X0.000.00总变位系数0.00齿宽BMm32.0027.00齿宽系数0.710.24分度圆直径DMm45.00112.50齿顶圆直径Mm49.99117.49齿根圆直径Mm38.75106.25基圆直径Mm42.29105.72节圆直径d′Mm45.00112.50齿顶高Mm2.502.50齿根高Mm3.133.13全齿高HMm5.62齿数比U2.5018\n标准中心距AMm78.75实际中心距A′Mm78.75中心距变动系数Y-0.001端面啮合角′（°）20.00齿高变动系数0.001齿顶压力角（°）32.2425.88端面重合度1.63纵向重合度0.00总重合度1.63分度圆弦齿厚SMm3.923.93分度圆弦齿高HMm2.582.53固定弦齿厚Mm3.473.47固定弦齿高Mm1.871.87公法线跨齿数K25公法线长度Mm11.7034.793.2.5接触强度、弯曲强度校核结果和参数校核结果：1.接触疲劳强度：[]==齿轮接触强度许用应力==466.36MPa接触强度计算应力=339.37MPa<466.36MPa满足2.弯曲疲劳强度：=18\n齿轮弯曲强度许用应力293.87MPa齿轮1弯曲强度计算应力22.49MPa<293.87MPa满足；齿轮2弯曲强度计算应力23.82MPa<293.87MPa满足；参数：1.圆周力Ft341.38(N)2.齿轮线速度V1.08(m/s)3.使用系数Ka1.004.动载系数Kv1.395.齿向载荷分布系数KHβ1.196.综合变形对载荷公布的影响Kbs1.107.安装精度对载荷分布的影响Kbm0.098.齿间载荷分布系数KHα1.009.安装处理方法一般10.是否修形齿轮011.节点区域系数Zh2.4912.材料的弹性系数ZE189.8013.接触强度重合度系数Ze0.8914.接触强度螺旋角系数Zb1.0015.重合、螺旋角系数Zεβ0.8916.接触疲劳寿命系数Zn1.0017.是否允许有一定量的点蚀018.润滑油膜影响系数Zlvr0.9519.润滑油粘度（50度）120.0020.工作硬化系数Zw1.0021.接触强度尺寸系数Zx1.0022.齿向载荷分布系数KFβ1.1923.齿间载荷分布系数KFα1.0024.抗弯强度重合度系数Ye0.7125.抗弯强度螺旋角系数Yb1.0026.抗弯强度重合、螺旋角系数Yεβ0.7127.复合齿形系数Yfs4.494.0128.应力校正系数Ysa1.541.6929.寿命系数Yn1.001.0030.齿根圆角敏感系数Ydr0.950.9531.齿根表面状况系数Yrr1.001.0032.尺寸系数Yx1.011.0133.载荷类型静载荷34.齿根表面粗糙度Rz≤16μm18\n3.3键的选择键连接是机械设计中几个常用链接方式之一，对于动力的传递有着不可替代的意义。键的类型有多种，例如平键，半圆键等等多种，键的类型可根据使用要求、工作条件和联结的结构特点来选择，键的长度根据轴毂的长度从标准中选取，键的b×h根据径来确定。轴和带轮的联结，d=30mm,根据标准号(GB/T1095-1979)选用B8×35，B6×50和B10×30的普通A型平键，键长分别为35㎜，50㎜，30㎜。4各关键零部件的设计与校核4.1概述作为旋转运动的部件安装的轴实现旋转运动，大部分的轴也起着传递转矩的一部分。轴的两端都在滑动轴承或滚动轴承直接轴承。共同的轴线直轴和曲轴，曲轴主要用于往复机械，直轴广泛的应用。这种设计是直线轴的主要设计。轴材料主要采用碳钢和合金钢。碳素钢，合金钢是便宜的，应力集中不敏感，因此应用范围广。这样的设计主要是由碳钢制成。4.2轴的结构设计校核4.2.1轴I的设计与校核估算轴径，选材料为45钢调质，=650MPa，=360MPa。取C=112，则轴的最小直径≥mm此根轴上有一带轮和一圆柱直齿齿轮，直齿轮分度圆直径==2.5×60=150mm，根圆直径146mm，齿轮根径小，采用轴齿轮结构。18\n轴的结构图图-4轴Ⅰ结构图a）小齿轮受力图NNNMxz/N·mmNNNNNb）水平面受力图74819147481c）水平面弯矩图Mxy/N·mm18\nd）垂直面受力图779078437481M/N·mm896886534348e）垂直面弯矩图Mxz/N·mmf）合成弯矩图h）当量弯矩图g）转矩图N·mmT=7370N·mmT=4348N·mm图-5轴Ⅰ受力图小齿轮受力：NN小齿轮受力图见图-5aN水平面反力N18\nN垂直面反力N水平面受力图见图-5b垂直面受力图见图-5c水平面弯矩图见图-5d垂直面弯矩图见图-5e合成弯矩图M=见图-5f轴受转矩T=转矩图见图-5g用插入法查手册得：[]=102.5MPa，[]=60MPa应力校正系数当量转矩N·mm当量弯矩在小齿轮中间截面处N·mm在右轴颈中间截面处N·mm当量弯矩图见图-5h校核轴径<37.5mm<25mm所以，该轴强度合格。4.2.2轴Ⅱ的设计与校核估算轴径，选材料为45钢，=650MPa，=360MPa。取C=112，则轴的最小直径≥mm18\n此根轴上左端安装有锥齿轮，右端安装有直齿圆柱齿轮，锥齿轮需用两个角接触球轴承来支承。考虑整体布局安装，此根轴用三个轴承。轴的结构图如下：考虑轴传递的功率不是很大，且第一根轴满足强度要求的安全度较高，所以无须再校核该轴强度。4.2.3轴Ⅲ的设计与校核估算轴径，选材料为45钢，=650MPa，=360MPa。取C=112，则轴的最小直径≥mm该轴特点是：左端连接圆锥齿轮，右端连接链轮，中间是蜗杆传动。所以用三个轴承来支撑，设计轴的结构图如下：18\n同上，该轴无须进行强度计算，只须蜗杆部分满足传动要求，而此项计算已在设计蜗杆时校核过。4.3轴承强度的校核根据根据条件，轴承预计寿命16×365×8=48720小时；计算输入轴承（1）已知nⅡ=458.2r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N ；初先两轴承为角接触球轴承7206AC型。根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR则:FS1=FS2=0.63FR1=315.1N ；(2)∵FS1+Fa=FS2；Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N；(4)计算当量载荷18