大直徑輥筒雙頭鏜孔專機設計【含12張CAD圖紙】

大直徑輥筒雙頭鏜孔專機設計【含12張CAD圖紙】,含12張CAD圖紙,直徑,輥筒雙頭,鏜孔,專機,設計,12,CAD,圖紙 摘 要 本論文是關于大直徑輥筒雙頭鏜孔設計說明。首先，本文簡要概述了課題的選題背景及發(fā)展現狀，對雙頭鏜孔專機的加工對象錫林輥筒及道夫輥筒進行了結構和加工工藝的分析。其次，根據承載裝置和自定心裝置的性能要求進行了方案的擬定并在方案對比分析的基礎上確定出了相對合理的方案。承載裝置對錫林輥筒與道夫輥筒的定位采用類似V形面的定位方式，驅動方式為減速電動機齒輪傳動。自定心裝置采用帶雙矩形導軌的可移動箱體實現三個旋轉軸的同時進給，采用液壓缸驅動六桿機構運動進而實現自定心裝置的三個旋轉軸同步轉動。同時，對方案中用到的電動機、液壓缸、扭桿彈簧進行了計算選擇及連桿機構的運動確定性的驗證。最后，校核了承載裝置中驅動軸的強度及軸承的壽命，并在結論中總結了本設計的優(yōu)點和創(chuàng)新點，對方案中存在的問題進行了分析并提出了改進方向。 關鍵詞：承載裝置 自定心裝置 六桿機構 Abstract This thesis is a piece of explanation of design that about the bearing and self-centering device of the specialized and two-headed boring machine to process the big diameter roller. Firstly, these papers briefly summarize the background and development present situation of the topic. It also analyze the structure and processing manufacturability of cylinder and doffer rollers which was processed by specialized and two-headed boring machine. Secondly, according to the performance requirement of the bearing and self-centering device to make the project block in, then on the basis of the project analysis make out a relatively reasonable project. The cylinder and doffer rollers are located by the V-shaped surface and the drive mode is reducer motors gear transmission. Self-centering device adopt the removable tank body with double rectangular guide rail to realize three axis remove in the meantime. It also adopts hydraulic cylinder driving mechanism drive linkage mechanism to realize the three axes rotate meanwhile. At the same time, makes a calculation and choice to the motor and hydraulic cylinder used in the project. Finally, checks the strength of drive shaft and bearing life of bearing device, summarizes this designing project’s advantage and innovations, analyzes the problems in the project and put up with improving direction. Key words: bearing device self-centering device six-connecting rod mechanism 目錄 引言 1 1 課題介紹 2 1.1 課題名稱 2 1.2 課題概述 2 1.3 課題背景及發(fā)展現狀 2 2 零件的結構和加工工藝分析 4 2.1 輥筒的加工工藝要求 5 2.2 輥筒的加工工藝流程 5 2.3 零件的工藝分析 5 3 方案擬定 6 3.1 承載裝置及自定心裝置的設計要求 6 3.1.1 承載裝置的設計要求 6 3.1.2 自定心裝置的設計要求 7 3.2 課題可行性分析 7 3.3 方案的設計與對比分析 8 3.3.1 承載裝置方案設計 8 3.3.2 承載裝置方案的對比分析 12 3.3.3 自定心裝置方案設計 13 3.3.4 自定心裝置方案的對比分析 17 3.4 方案的選擇確定 18 4 理論計算及關鍵零部件的校核 18 4.1 理論計算 18 4.1.1 電動機的選擇 18 4.1.2 液壓缸的選擇 19 4.1.3 連桿機構的計算 22 4.1.4 自定心裝置中扭桿彈簧的計算 23 4.2 關鍵零部件的校核 25 4.2.1 承載裝置驅動軸的校核 25 4.2.2 鍵聯接的選擇與校核 28 4.2.3 軸承的校核 28 結論 30 參考文獻 31 致謝 32 附錄 33 32 引言 隨著梳棉機在紡織工業(yè)中更加廣泛地使用，使得梳棉機的主關件錫林輥筒與道夫輥筒的生產加工成為批量生產。然而對于大直徑錫林輥筒與道夫輥筒的鏜孔加工在普通鏜床上加工不能保證鏜孔精度，而且加工生產勞動強度大，孔的加工精度不高，而在現代化的加工中心鏜孔則會大大提高生產成本，且不利于現代化機械的合理利用?，F知梳棉機的生產綱領為3500臺/年，則錫林輥筒和道夫輥筒的生產屬于批量生產，這就需要專門的鏜床專機進行加工即節(jié)約成本、降低勞動強度，也保證孔的同軸度和表面粗糙度，而為了保證與回轉軸配合的孔的同軸度就需要對輥筒雙頭同時鏜孔。目前紡織機械行業(yè)鏜錫林道夫輥筒孔所用專機為鏜錫林、道夫專機B-SPM。 本課題的設計主要包括大直徑輥筒雙頭鏜孔專機的承載裝置和自定心裝置的設計，在深入理解課題的基礎上對兩部分裝置分別進行了方案的對比分析，并確定出相對較合理的方案。在各方案實現功能的基礎上對兩部分裝置的方案均有創(chuàng)新，承載裝置中采用齒輪減速電動機傳動，提高自動化程度；在自定心裝置中有扭桿彈簧結構設計和整體帶動部分構件運動的結構設計，這增加機構運動的同步性。本篇設計說明在結論中對方案中出現的問題都做了分析，同時也給出了問題的改進方向。 1 課題介紹 1.1 課題名稱 本課題名稱為大直徑輥筒雙頭鏜孔專機承載裝置及自定心裝置的設計 1.2 課題概述 本課題為大直徑輥筒雙頭鏜孔專機承載裝置及自定心裝置的設計，主要的任務是： (1)根據給定的道夫輥筒零件圖對零件進行工藝分析； (2)根據加工工藝的參數對兩部分裝置進行結構的設計； (3)通過對所設計的方案進行對比分析來確定最佳的方案； (4)對設計的參數進行計算和校核。 對兩部分裝置的概述： 大直徑輥筒雙頭鏜孔專機主要用于對梳棉機產品中的主關件—錫林輥筒和道夫輥筒的加工，加工主要內容為對兩輥筒的中心孔進行雙頭鏜削。該雙頭鏜孔專機的兩部分主要裝置則為承載裝置和自定心裝置，承載裝置的主要作用為：1.該裝置可利于大直徑輥筒的裝卸而且減小機床床身的體積；2.該裝置主要用于加工零件時的承載作用，承載裝置上的V形定位裝置對輥筒起定位作用。自定心裝置的作用為：對于雙頭鏜孔專機，為保證鏜孔的精度和輥筒兩端孔的同軸度就必須保證在加工時輥筒的中心軸線與鏜床專機主軸的軸線共線，而自定心裝置的原理類似于車床的三爪卡盤的自定心原理，可使輥筒在被夾緊情況自動定心以保證鏜孔精度。 本課題的設計要求為在對畢業(yè)設計課題熟悉的基礎上通過查閱資料、引擎搜索和對相關制造部門的參觀學習進行方案的擬定，獨立地進行方案的設計和確定并能夠做到結構設計的創(chuàng)新，最后進行設計參數的計算和主要零部件的校核。 1.3 課題背景及發(fā)展現狀 錫林輥筒和道夫輥筒是紡織行業(yè)典型機械產品梳棉機的主要零部件，此兩種輥筒的主要作用如下： (1)梳棉機上錫林輥筒的作用 錫林是梳棉機的主要機件，錫林由滾筒和梳理齒條組成，FA201型梳棉機滾筒直徑為1284mm,包覆齒條后的工作直徑為1290mm.，其作用是將刺輥初步梳理過的纖維轉移并帶入錫林、蓋板工作區(qū)，作進一步細致的梳理、伸直和均勻混和，并將纖維轉移給道夫。 (2)梳棉機上道夫輥筒的作用 道夫滾筒的結構與錫林相似。FA201型梳棉機的道夫滾筒直徑為698mm,工作直徑為706mm，道夫的作用是將錫林表面的纖維凝聚成纖維層，并在凝聚過程中，對纖維具有梳理和均勻混和作用，由于道夫直徑較小，因而對其動平衡、包卷針后滾筒的變形及軸與軸承的要求都比對錫林的要求低。 (3)課題背景及現狀 錫林、道夫輥筒的特殊性在于是用卷板機把鋼板卷成圓筒并整體焊接起來的，用于梳棉機上的大直徑錫林、道夫輥筒外圓要有很高的表面光潔度，輥筒的軸線與外圓要有高的同軸度，這就對輥筒的鏜孔工序有很高的要求，而在一般的鏜床上加工直徑分別為1280mm和692mm的錫林輥筒和道夫輥筒不論是承載還是裝夾都比較困難，對于生產批量很大(每年各3000件)的輥筒用現代化的加工中心則經濟性和效益性較差，那么對于專門加工兩種大直徑輥筒的雙頭鏜孔專機的需求也就顯得格外必要。 就鏜床專機來說，目前國內生產鏜床專機的廠家很多，而且鏜床專機類型也較多，但由于梳棉機上錫林輥筒和道夫輥筒直徑較大這一特性，則相應地鏜大直徑輥筒的專機也有其特殊性，目前該類型專機只在紡織機械行業(yè)中使用的較多，如目前紡織機械行業(yè)用的鏜錫林、道夫專機B-SPM。 下面對該專機與普通的機床作一對比分析：存大的兩大不同之處為：(1)普通鏜床專機的承載裝置(鏜床的工作臺)和鏜床的床身通常都是一體的，這是由加工零件尺寸的大小決定的，而鏜錫林、道夫專機B-SPM的承載裝置是和專機的床身獨立的，該承載裝置可以在固定的軌道上移動，這有利于大直徑輥筒的裝卸。(2)普通鏜床專機的自定心裝置即自定心夾緊機構的結構比較緊湊，夾緊行程小，定位精度高，對于小尺寸工件的自定心裝置的設計來說比較容易實現；而對于鏜錫林、道夫專機B-SPM的自定心裝置就比較復雜，不但要滿足能夠加工錫林和道夫兩不同直徑的輥筒，而且定位夾緊件在空間距離較大。 2 零件的結構和加工工藝分析 圖2-1，圖2-2分別為梳棉機的主關件道夫輥筒、錫林輥筒的零件圖，該類型零件主要由腹板、道夫筒體和道夫堵頭結合件焊接而成的。 圖2-1 道夫輥筒結構圖 圖2-2 錫林輥筒結構圖 2.1 輥筒的加工工藝要求 (1)輥筒應具有足夠的剛性，確保在重載作用下，彎曲變形不超過許用值。 (2)輥筒表面應有足夠的硬度，一般要求達到50HRC以上，具有較強的耐腐蝕能力。鍍層具有抗剝落能力，確保輥筒工作表面具有較好的耐磨性及耐腐蝕性。 (3)輥筒工作表面應精細加工，以保證尺寸精度和表面粗糙度。粗糙度應在Ra0.16以上，不能有氣孔或溝紋。輥筒工作表面的壁厚要均勻，否則會使輥面溫度不均勻，影響制品質量。 (4)輥筒的材料應具有良好的導熱性，通常采用冷硬鑄鐵，特殊情況采用鑄鋼或鉬鉻合金鋼，無論是加熱還是冷卻，均能達到快速均勻。 (5) 因錫林與道夫輥筒直徑較大，表面速度較高，所以，對輥筒的圓整度、輥筒與軸的同心度以及錫林滾筒的動平衡等要求較高。 (6) 為減小輥筒包卷齒條后的變形程度，FA201型梳棉機將錫林滾筒筒壁厚度加厚至125mm，筒體內壁有加高加寬的梯形筋以增加筒體的剛性。 (7) 錫林輥筒軸與兩端堵頭用螺栓夾緊結構，以提高錫林的安裝精度。 2.2 輥筒的加工工藝流程 錫林、道夫輥筒有鋼板焊接結構或鑄鐵滾筒兩種形式，滾筒兩端用堵頭和裂口軸套將滾筒與軸連接在一起，目前梳棉機所用錫林、道夫輥筒多是整體焊接式輥筒，輥筒的加工工藝流程為：將125mm厚的鋼板在卷板機上卷出圓筒的形狀并焊接為圓筒，保證輥筒壁厚均勻→在圓筒內壁焊接梯形筋→將輥筒進行時效處理以減少殘余應力→在輥筒的兩端分別安裝內嵌有裂口錐套的堵頭→在輥筒兩端分別固定一個蓋板→在大直徑輥筒雙頭鏜孔專機(鏜錫林、道夫專機B-SPM)上鏜輥筒上與軸配合的內孔，并保證孔的同心度→在磨錫林、道夫專機C-SPM上磨輥筒的外圓，并保證輥筒外圓的光潔度、圓整度。 2.3 零件的工藝分析 與本設計課題相關的加工工序為在大直徑輥筒雙頭鏜孔專機上半精鏜和精鏜輥筒上與軸配合的內孔，該工序的上道工序為焊接時效處理后的堵頭安裝，下道工序為在磨錫林、道夫專機上磨輥筒的外圓并保證光潔度和圓整度。按照生產綱領給定的每年生產3000臺梳棉機，則分別需要加工3000件錫林輥筒和3000件道夫輥筒，查機械制造技術中表14-3(生產類型的規(guī)范)可知中型機械的生產綱領為3000件/年的為大批生產。 若在普通的鏜床上進行加工，當一端鏜孔完成后進行調頭會影響兩孔的同軸度，鏜孔的精度較低，而且也會大大增加加工的輔助時間，從而影響生產率增加。若在現代化的加工中心進行鏜孔，雖然自動化提高但是大批量的零件會使加工中心得不到充分的使用而大大提高加工成本。綜上分析，為使本道工序的生產率提高需要生產專門的機床進行大批量的加工錫林與道夫輥筒。 其它工序的工藝分析： (1)在輥筒兩端分別安裝有裂口錐套的堵頭：采用這種錐套連接的目的是增大孔與軸的接觸面，結構緊湊，拆卸方便，傳動件的定心精度大大提高，傳遞轉矩大，而一般的連接傳遞轉矩較小而且會有間隙，裝配時也會有問題。 (2)在輥筒內壁焊接梯形筋：焊接梯形筋的目的是在不加大輥筒厚度的條件下，增強輥筒筒體的剛度和強性，可克服輥筒壁厚差帶來的應力不均造成的歪曲變形，同時也減輕重量，降低成本。 3 方案擬定 3.1 承載裝置及自定心裝置的設計要求 3.1.1 承載裝置的設計要求 就承載裝置來說，一般可分為與機床床身一體的承載裝置和與床身獨立的承載裝置，對于鏜孔專機加工對象尺寸較小的零件來說承載裝置則為機床的工作臺。相反地，對于鏜床專機所加工對象尺寸較大時，為了減小機床床身的體積，則把承載裝置與機床床身獨立開來。因鏜孔過程中鏜削力會引起振動，因此承載裝置應該有定位裝置，而且該裝置可以滿足加工兩種不同直徑大輥筒的承載及定位，綜上分析提出了鏜錫林、道夫輥筒承載裝置應該滿足以下要求： (1)承載裝置應能夠滿足可同時承載錫林輥筒和道夫輥筒，因兩輥筒直徑不同故承載定位面應不同，定位方式為類似于V形槽定位。 (2)因輥筒重量較大，為了方便輥筒的裝卸該承載裝置應該可在固定的軌道上移動，且在指定的位置有鎖緊裝置將承載裝置卡死。 (3)根據輥筒的重量尺寸來進行受力分析，計算出承載裝置具有足夠強度的外形尺寸及承載裝置兩支撐點間的跨度。 (4)為了確保承載裝置的耐用性，還應該選擇合適的材料和適當的熱處理方式或表面處理來提高其耐磨性和硬度。 3.1.2 自定心裝置的設計要求 生產實際中，在軸套類工件上銑鍵槽及在法蘭盤類零件上鉆孔等情況均應保證加工部位相對于工序基準對稱，根據基準重合原則，應以工序基準即工件上的對稱點(線、面)作為定位基準。同時并保證定位基準在整個夾緊過程中是固定不動的，即定心。由此可見，所謂定心夾緊機構，即能保證工件的對稱點(線、面)在夾緊過程中始終處于固定準確位置的夾緊機構。 因工件定位面存在加工誤差，若保證定位基準定心，其夾具定位元件必定可動，并且能隨定位表面尺寸的變化相對定位基準作等距離的移近或退出，如三爪定心卡盤，這樣才能起到良好的定心作用。故該種夾緊機構的定位元件與夾緊元件是合一的，且定位和夾緊動作同步進行，如此有利于縮短時間，提高效率。 但本課題中的雙頭鏜孔專機的加工對象直徑分別為1284mm和692mm，此情況下實現自定心功能就比較困難，而且自定心夾緊機構的結構不緊湊。綜上分析對雙頭鏜孔專機的自定心裝置應解決的關鍵問題如下： (1)因該鏜床專機用于加工錫林和道夫兩種直徑的輥筒，故該自定心夾緊機構應滿足兩種不同直徑的自定心夾緊，且為了減小道夫輥筒(小直徑)自定心夾緊時的夾緊行程，應使定位夾緊件有兩個極限位置。 (2)自定心原理可采用車床三爪卡盤自定心原理，但在加工大直徑輥筒時三個定位夾緊件應位于一極限位置，加工道夫輥筒時位于另一極限位置。 (3)最關鍵的問題是該自定心夾緊機構結構不緊湊，為減小機床床身體積如何合理布置自定心裝置同是實現自定心夾緊。 3.2 課題可行性分析 在已知鏜床主軸高度、輥筒直徑、承載裝置受力分析的結果、承載裝置的基本外形尺寸可初步確定。承載裝置的外形結構可類比現有的鏜錫林、道夫專機B-SPM的結構初步擬定方案，包括承載裝置的材料選擇、V形槽的外形尺寸、承載裝置的長度和寬度，結合各計算參數進行精確的設計，當然這個過程可以進行適當的創(chuàng)新，比如鎖緊卡死機構，承載裝置的驅動形式。 該專機的自定心裝置的設計實則是設計一套自定心夾緊機構，實現對錫林和道夫輥筒的自定心夾緊，解決這一問題就需要參閱大量的機床夾具設計手冊，在掌握一定自定心夾緊機構知識的基礎上進行機構的創(chuàng)新，可初步確定自定心夾緊機構的方案。但是關鍵的問題是如何利用結構相對緊湊的自定心機構實現對大直徑輥筒的自定心夾緊，這就需要結合機床整體的設計、結構的布局、自定心夾緊的動力來源等進行設計。 3.3 方案的設計與對比分析 3.3.1 承載裝置方案設計 方案一 該方案采用兩導軌和四輪子的運動方式，該承載裝置的寬度由錫林、道夫輥筒的寬度決定，具體尺寸為1020mm，采用的定位方式為類似V形定位塊定位，一側為斜邊，另一側為直邊，此定位方式限制輥筒的四個自由度，如圖3-1所示為承載裝置的總體結構圖及輥筒的部分定位尺寸。 驅動方案如下： (1)采用電動機軸端的齒輪與驅動軸上的齒輪配合進行傳動，如圖3-2所示，電動機的種類可選用普通的三相異步電動機，如采用Y系列電動機來實現勻速的運動，此情況可采用卡死鎖緊裝置來確保鏜孔時的鏜削力使裝置偏離原位置。也可以采用伺服電動機，根據給定的脈沖信號來控制伺服電動機的啟動、停止，由于伺服電動機本身的自鎖功能可以避免在鏜孔時裝置移動而使輥筒中心與鏜床主軸中心偏移。 (2)采用絲杠螺母傳動，通過聯軸器將電動機的軸端與絲杠軸端聯接起來，電動機固定在承載裝置端部的底板上。 (3)采用鏈傳動，驅動軸上安裝鏈輪，電動機的軸端也安裝鏈輪，以此進行傳動。 圖3-1 承載裝置結構設計方案一 圖3-2 承載裝置驅動方式 方案二 該方案對錫林輥筒與道夫輥筒的定位均采用V形面的定位，兩側均為斜面進行定位該方案的定位裝置圖如圖3-3所示。 圖3-3 承載裝置結構設計方案二 驅動方案仍可以采用方案一中所述的齒輪軸驅動、絲杠螺母傳動與鏈輪傳動。 方案三 采用一V形裝置可以同時對兩不同直徑的輥筒進行定位，以固定在承載支架上的大V形塊來對錫林輥筒進行定位，如圖3-4所示，當對道夫輥筒(直徑為692mm)進行定位時可以加活動的V形塊，該活動V形塊的結構尺寸剛好可以對道夫輥筒進行定位，結構圖如圖3-5所示。 圖3-4 承載裝置結構設計方案三 圖3-5 承載裝置結構設計方案三 在此方案中的驅動方案也可以選擇方案一中的三個方案。 3.3.2 承載裝置方案的對比分析 承載方案的對比分析： 方案一：采用V形定位塊的原理進行定位，而又不局限于V形塊的設計，整個承載支架及箱體均采用鋼板焊接而成，或者采用型鋼焊接而成，在制造承載箱體時較方便。 方案二：對兩輥筒均采用V形裝置定位，采用這種定位方式的原因是V形定位的最大特點是：工件上用作定位基面的外圓柱面，不論是否經過加工與否或精度的高低，也不論是圓柱面或是圓弧面，它們在V形裝置上定位時，其定位基準始終處于V形裝置兩工作斜面的對稱面上，即對中性很好。而且還適用于階梯軸及曲軸的定位，并且裝卸工件很方便。 方案三：該方案分別對需要定位的大直徑錫林輥筒與道夫輥筒設計V形塊來定位，而且小V形塊為可固定可拆卸的裝置，當對錫林輥筒進行定位時活動V形塊拆卸，當對道夫輥筒進行定位時將小V形塊的外表面與大V形塊的內表面進行貼合即可。 方案一與方案二相比，雖然方案二比方案一具有定位的對中性好這一優(yōu)勢，但是從承載裝置箱體制造工藝角度來考慮，方案一中的矩形箱體要比方案二中的斜面箱體容易加工或者焊接，而且方案二中的V形面定位使輥筒的重量作用在斜面上的力較大，這對箱體的強度與剛度有較高的要求，相同經濟條件下，方案一中的承載裝置更不容易變形，使用壽命更長。 方案一與方案三相比，方案三對兩輥筒也均采用V形面定位，定位的對中性較好，而且整體結構相對方案一來說更加緊湊，但是從此方案的施行角度考慮，在對道夫輥筒進行定位時，小V形塊外表面與大V形塊的內表面進行配合時配合要求比較高，使用一段時間后由于大V形塊內表面的變形量會使配合精度較低。 方案二與方案三相比，方案三比方案二結構緊湊，方案二的箱體結構較復雜，此兩種方案采用的V形面定位對定位裝置的材料要求較高，若采用方案一中的鋼板焊接而成會影響承載裝置的性能。 驅動方案的對比分析： 本課題承載裝置設計部分驅動方式的備選方案有如下三種：鏈傳動、絲杠螺母傳動、齒輪傳動。 (1)鏈傳動：鏈傳動主要用在要求工作可靠，兩軸相距較遠，低速重載，工作環(huán)境惡劣及其他不宜采用齒輪傳動的場合，與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造與安裝精度要求較低，在遠距離傳動時，其結構比齒輪傳動輕便得多。 鏈傳動的主要缺點：鏈傳動只能實現平行軸間鏈輪的同向傳動；運轉時不能保持恒定的瞬時傳動比；磨損后易發(fā)生跳齒；工作時有噪聲；不宜用在載荷變化很大、高速和急速反向的傳動中。 (2)齒輪傳動：齒輪傳動是使用最多的機械傳動，齒輪傳動具有以下主工特點：齒輪傳動效率高；結構緊湊；設計制造正確合理、使用維護良好的齒輪傳動工作可靠、使用壽命長；傳動比穩(wěn)定。但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格較貴，且不宜用于傳動距離過大的場合。 (3)絲杠螺母傳動：絲杠螺母傳動屬于螺旋傳動的一種，是通過螺桿和螺母的旋合傳遞運動和動力，它主要是將旋轉運動變成直線運動，以較小的轉矩得到很大的推力。該傳動類型的特點為：結構簡單，加工方便；易于自鎖；運轉平穩(wěn)；但也有以下缺點：摩擦阻力大，傳動效率低(通常為30%～60%)；低速或微調時可能出現爬行；螺紋有側向間隙，反向時有空行程，定位精度和軸向剛度較差；磨損快。 結合本課題承載裝置的設計進行分析，因該承載裝置的整體尺寸較大，若采用絲杠傳動，則絲杠的長度為2000mm左右，這就使得絲杠的軸向剛度較差，而且傳動效率較低。但此傳動方案可以實現整個承載裝置的自鎖。鏈傳動與齒輪傳動的對比：雖然鏈傳動比齒輪傳動輕便得多，但本裝置要求傳動平穩(wěn)和恒定的瞬時傳動比。采用鏈傳動或齒輪傳動時，必須采用驅動軸，而絲杠傳動就不需要。 3.3.3 自定心裝置方案設計 本方案原理與車床三爪卡盤自定心原理相似，即三個定位件同時運動，同時與工件外圓接觸，這樣便可達到自定心的目的。但由于該鏜床專機加工對象的特殊性，使得自定心裝置的結構較復雜，而且空間距離較大，這就使得該自定心夾緊機構的安裝較困難。經過分析采用連桿機構實現三個定位件的同時運動。該連桿機構的結構圖如圖3-6所示。 圖3-6 六桿機構結構圖 而定位夾緊件的旋轉運動和進給運動形式分如下三種方案： 方案一 該方案采用三個旋轉軸分別由三個液壓缸作為進給原動機，而三個旋轉軸的旋轉運動由一個傾斜放置的液壓缸作原動機，該方案的結構圖如圖3-7所示 該裝置中在上圖液壓缸加壓過程，三個回轉軸同時旋轉，同時三個回轉軸的后端進給液壓缸推動與旋轉柄配合的軸進給，使三個滾子與所加工的輥筒外圓相接觸，從而起到自定心夾緊的作用。 圖3-7 自定心裝置方案一 方案二 方案一中的三個旋轉軸的運動是分別由液壓缸驅動的，每個旋轉軸的進給運動都是獨立的。方案二采用的則是將三個旋轉軸固定在箱體上，而箱體則可以在矩形的導軌上滑動，此方案中只需要一個液壓缸推動箱體運動便可以實現使三個回轉軸同時向前運動的目的。這不僅實現了旋轉軸旋轉的同步運動，也實現了三根軸進給的同步運動。另外，考慮到自定心裝置中液壓缸泄壓后旋轉柄和滾子在重力作用下會使軸自轉，因此要考慮旋轉柄的限位，查機械設計手冊新版第2卷可利用扭桿彈簧來實現。該整體方案的結構圖如圖3-8所示。 圖3-8 自定心裝置方案二 方案三 在方案一中采用的是三個回轉軸分別有原動機并獨立運動，方案二中采用三軸固定在箱體上同時運動的方式，而本方案則采用只有一個回轉軸有進給運動，而另兩個回轉軸在軸向上是固定的，即只有回轉運動而無進給運動。其方案的結構圖如圖3-9所示，旋轉柄1只可以在內外花鍵的配合下旋轉，而沒有軸向的移動，旋轉柄3(圖中未標出)與旋轉柄1相同。當承載裝置載著工件錫林或道夫輥筒向主軸靠近時，旋轉柄2是縮進去的，輥筒停下時旋轉柄2在液壓缸的作用下軸向移動，最后再旋轉自定心夾緊。 圖3-9 自定心裝置方案三 3.3.4 自定心裝置方案的對比分析 方案一：本方案中分別用液壓缸控制旋轉軸的進給運動，各軸的運動軸的運動情況不受其它兩軸工作的影響，獨立工作性能較好；承載軸的箱體是固定的，在鏜孔時系統的剛性好，強度高；單個旋轉軸進給速度快。 方案二：本方案將三個旋轉軸固定在帶導軌的可移動板上，只需要一個液壓缸就可以使三個旋轉軸同時運動，這保證了自定心夾緊原理中的夾緊件的同步運動；采用的內外花鍵配合使軸旋轉，因矩形花鍵在軸與轂孔上直接而均勻地制出較多齒與槽，故連接時受力較均勻；內外花鍵的齒數較多故可承受較大的載荷；進給時內外花鍵的導向性好。 方案三：方案三是在方案一的基礎上提出的，將三個旋轉柄分別進給改為只有一個軸具有進給運動，此方案只適用于承載裝置單方向移動到主軸位置時。 方案一與方案二相比，方案一中的三個旋轉軸的進給互不影響更具有靈活性，并且承載軸的板是固定的，在夾緊鏜孔的過程中方案一比方案二中可移動的板剛度要好。而方案二中采用整體式移動，能保證三軸進給的同步性，采用的矩形花鍵配合使承受載荷能力高，進給時導向性好，但可移動板的剛性不高。 方案一與方案三相比，方案三只適用于承載裝置單向運動的場合，具有局限性。 3.4 方案的選擇確定 承載裝置的方案選擇: 通過承載裝置三個方案的設計及各方案的對比分析，分析出了各方案的優(yōu)缺點，并結合承載裝置的使用情況等確定方案一為最佳方案，即采用齒輪傳動的驅動方式，定位形式采用直面與斜面定位的方式。 自定心裝置的方案選擇: 綜合上文對自定心裝置的設計及三個方案的對比分析，確定方案二為最佳方案，即采用三個旋轉軸固定在帶矩形導軌的可移動板上，一個液壓缸作進給原動機，另一個液壓缸作旋轉運動原動機；采用矩形花鍵傳遞轉矩并且起很好的導向作用；采用扭桿彈簧對旋轉柄進行限位。 4 理論計算及關鍵零部件的校核 4.1 理論計算 4.1.1 電動機的選擇 (1)電動機類型的選擇： 因該承載裝置采用齒輪傳動，而齒輪僅有二級齒輪，若采用一般的三相異步電動機驅動，因三相異步電動機轉速較高，故驅動軸的轉速會很高，不適于重載裝置的傳動，因而考慮到采用齒輪減速電動機，選擇轉速(120～200r/min)的電機傳動。 齒輪減速電動機，在傳遞動力與運動的機構中應用范圍非常廣泛，它利用齒輪的速度轉換器將電機的回轉數減速到所要的回轉數并得到較大轉矩的機構減速電動機，電壓分為單相220V與三相380V的，功率分別有0.1 Kw，，0.2 Kw，0.4 Kw，0.75 Kw，1.5 Kw，2.2 Kw，3.7Kw。 (2)電動機功率計算： 因承載裝置承載著錫林輥筒，故運動時速度不能太高，初步取定電動機轉速為0.2～0.3m/s，齒輪模數與齒數確定后再進行確定。因驅動軸上安裝齒輪處軸徑為D=45mm，故采用模數m=2，齒數Z=48的齒輪，與之相配合的齒輪模數m=2，齒數Z=18，由傳動比公式 (4-1) 知=45r/min. 由齒輪分度圓直徑公式：d=mz (4-2) 齒輪線速度公式： 知v=0.226m/s. 估算承載裝置的質量：支撐件質量 已知，，故=260Kg 承載箱體質量：約為160Kg 承載裝置的總質量 已知=450Kg，=250Kg 故=1120Kg 導軌材料為45鋼，導軌表面的摩擦因數=0.15 由功率計算公式 經計算電動機功率應選取0.75Kw。 4.1.2 液壓缸的選擇 (1)選擇液壓缸： 該旋轉液壓缸的主要功能是實現自定心裝置連桿機構的小角度旋轉，雖然旋轉運動可以由電動機驅動，但考慮到鏜孔的全過程定心裝置的夾緊力始終要保持著，這就體現出了液壓傳動與控制的優(yōu)點：與其他傳動方式相比，傳遞功率相同時，液壓裝置的重量輕，體積緊湊；傳動工作平穩(wěn)系統容易實現緩沖吸振，并能自動防止過載； (2)液壓缸類型的選擇： 液壓缸種類很多，可分為單作用液壓缸，雙作用液壓缸及組合液壓缸等，雖然本裝置中的運動為單向運動，但為了確保液壓缸在泄壓后活塞桿能夠回復到原位，則需要考慮采用雙向液壓驅動的液壓缸，故在雙作用液壓缸中進行選擇。雙作用液壓缸分為單活塞桿液壓缸、雙活塞桿液壓缸和伸縮式液壓缸，通過對三種雙作用液壓缸的性能及使用場合的分析知，只有單活塞桿液壓缸適用于此裝置，此類型液壓缸為單邊有桿，兩向液壓驅動，兩向推力和速度不等。因該連桿機構的運動不需要實現較大的運動速度和往返相等的速度，故不需要采用差動連接。 (3)液壓缸主要參數的選定： 包括缸筒內徑，活塞桿直徑，活塞行程和公稱壓力 查機械設計手冊第五版單行本液壓傳動之21-30表21-2-11可知，一般機床、壓鑄機的壓力范圍為7Mpa以內，對于一般的工程機械并且系統要求不是很高時采用中壓等級為7～21Mpa。查手冊知液壓缸缸筒內徑尺寸系列為：8、10、12、16、20、25、32、40等，活塞桿外徑尺寸系列為：4、5、6、8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32等，氣缸的行程參數系列為：25、40、50、63、80、90、100、110、125、140、160、180、200等，液壓缸氣缸活塞桿螺紋尺寸系列為：M14×1.5、M16×1.5、M18×1.5、M20×1.5、M22×1.5等。查該手冊表21-6-30，液壓缸的標準系列與產品選擇液壓缸，與生產實際相聯系，則選用工作壓力為16Mpa的工程用液壓缸。 選擇液壓缸的技術性能參數為： 液壓缸缸徑：D=40mm；活塞桿直徑：d=22mm；速度比：= 1.46；推力：F=20100N；拉力：F=14020N；最大行程：=400mm. 活塞桿螺紋尺寸：M22×1.5。 (4)液壓缸的安裝方式： 液壓缸的安裝方式很多，有如下向種： 法蘭型安裝：頭部法蘭型、尾部法蘭型； 銷軸型安裝：頭部銷軸型、中間銷軸型、尾部銷軸型； 耳環(huán)型安裝，底座型安裝(腳架安裝)，球頭安裝。 根據自定心裝置在機床箱體上的安裝方式和安裝位置來選擇合適的安裝方式，此處液壓缸的安裝采用底座安裝，該類型安裝方式屬承受重型負載的安裝方式。 該液壓缸的型號為：HSG·L-40/22·E-*501-400·* (5)液壓缸主要技術性能參數的計算：包括驗證允許最高壓力p，流量Q和行程時間。 壓力P：經估算錫林輥筒和道夫輥筒的質量分別約為450Kg和250Kg，液壓缸所承受的最大載荷為當自定心裝置夾緊輥筒時使輥筒剛好脫離承載面，此時液壓缸所承受的最大載荷為4500N。由油液作用在單位面積上的壓強公式 知:壓力p是由載荷F的存在需產生的，在同一個活塞的有效工作面積上，載荷越大，克服載荷所需要的壓力就越大。如果活塞的有效工作面積一定，油液壓力越大，活塞產生的作用力就越大。額定壓力是液壓缸能用以長期工作的壓力，應符合或接近規(guī)定的數值，對于中壓等級必須符合>2.5～16MPa。因所選液壓缸內徑為d=40mm，故由 (4-3) 符合中壓等級的壓力范圍。 流量Q：因活塞的最低運動速度受活塞與活塞密封件摩擦力和加工精度的影響，不能太低，以免產生爬行，一般>0.1～0.2m/min。考慮到生產實際中用于夾緊裝置的液壓缸因需要平穩(wěn)地夾緊，故速度也不能太高，現取液壓缸速度為v=0.5m/min。單位時間內油液通過缸筒有效截面積的體積為 (4-4) 由于 則 對于單活塞桿液壓缸 活塞桿伸出時： 活塞桿縮回時： V：液壓缸活塞一次行程中所消耗的油液體積，L； t：液壓缸活塞一次行程所需時間，min； D：液壓缸內徑，m； d：活塞桿直徑，m； v：活塞桿運動速度，m/min； ：液壓缸的容積效率，當活塞密封圏為彈性密封材料時=1，當活塞密封圏為金屬環(huán)時=0.98，代入數值即可求解。 行程時間t：活塞在缸體內完成全部行程所需要的時間 (4-5) 活塞桿伸出時： 活塞桿縮回時： S：活塞行程，m；Q：流量，L/min； 上述時間的計算公式只適用于長行程或活塞速度較低的情況，對于短行程、高速度時的行程時間，除與流量有關，還與負載、慣量、阻力等有直接關系，可參見有關文獻。 4.1.3 連桿機構的計算 該連桿機構的簡圖如圖4-1所示 圖4-1 六桿機構運動簡圖 (4-6) 該機構由原動機液壓缸驅動，ABC構件為原動件，該機構共有五個活動構件，故該機構為六桿機構，該機構活動構件數n=5，低副數=7，高副數=0由計算自由度的公式 知：該機構的自由度為1，與原動件數目相等，故該機構有確定的運動。 下面將該六桿機構進行桿組拆分，可拆分為原動件和兩個二級桿組，如圖4-2所示。 圖4-2 六桿機構桿組拆分圖 上述原動件的自由度為1，兩個二級桿組的自由度均為0。 因平面六桿機構是由平面鉸鏈四桿機構演化而來的，故可將該六桿機構分開兩個四桿機構進行桿長條件的驗證： 將ABC桿，CD桿，DEF桿和機架看作平面鉸鏈四桿機構進行桿長條件的驗證， 因AEH為等邊三角形，AE=EH=AH=998，CD連桿長為1000mm，DE=AC=325，故所取四桿機構滿足桿長條件。將DEF桿，FG桿、HG桿及機架看作四桿機構進行桿長條件的驗證，也滿足桿長條件。 在本課題中自定心裝置夾緊工件時并不需要連桿作整周運動，因滿足桿長條件的機構具有整轉副，故本方案在不滿足桿長條件的情況下，只需要控制原動件旋轉很小的角度便可實現三個滾子定位件自定心夾緊工件。 4.1.4 自定心裝置中扭桿彈簧的計算 在本課題設計的自定心裝置中用到了扭桿彈簧進行限位，扭桿彈簧經常和轉臂合在一起使用，在此情形下，轉臂受力點垂直方向的彈簧剛度隨轉臂的安裝角度和轉角變化。扭桿和轉臂的結構圖如圖4-3所示 圖4-3 扭桿彈簧機構圖 按圖示機構則有下列計算式： 扭桿所受轉矩為 (4-7) 扭桿彈簧的剛度，扭轉T作用下的扭轉角，將此關系式代入(4-7) (4-8) 得到 式中 —計算系數， —作用于轉臂端部垂直方向的載荷(N)； —轉臂的長度(mm) —轉臂端部力作用點到水平線的距離(mm) —載荷作用時轉臂中心線和水平線的夾角(rad) —無載荷時轉臂中心線和水平線的夾角(rad)，和在圖示位置時取正值。 沿載荷方向的彈簧剛度為 (4-9) 式中 —計算系數， 圖4-4 靜變形量 取彈簧的變形量，參見圖4-4，則 (4-10) 式中 —計算系數， 靜變形量和彈簧自振頻率間還具有關系 (4-11) 式中 —重力加速度，； —自振頻率(HZ) 以上公式中的計算系數、、都是和的函數。 根據工作載荷F，轉臂長度，常用工作載荷作用點與水平位置的距離，最大變形時，工作載荷下扭桿的自振頻率來給出扭桿的扭轉剛度、轉臂的最大變形時的夾角、扭桿的最大扭轉角和最大扭矩，最后確定扭桿的直徑和長度。公式分別為和，為許用應力取850Mpa， 4.2 關鍵零部件的校核 4.2.1 承載裝置驅動軸的校核 (1)選擇軸的材料： 選取45鋼調質，硬度230HBS，強度極限=640Mpa，屈服極限=355Mpa，彎曲疲勞極限=275Mpa，剪切疲勞極限=155Mpa，對稱循環(huán)變應力時的許用應力=60Mpa。 (2)估算軸的最小直徑 查機械設計表15-3，取103.則該驅動軸的最小直徑： (4-12) 因軸段上有鍵槽，故需將軸徑增加7%，取軸端直徑30mm. (3)驅動軸上載荷的計算 輥筒質量的估算： 道夫輥筒筒體質量：因輥筒材料為Q235，該鋼的密度為7.85g/，道夫輥筒的尺寸為：D=692mm，d=667mm，h=1020mm, 由公式 可知道夫輥筒筒體的質量=213.5Kg 錫林輥筒筒體質量：材料與道夫輥筒相同，尺寸參數為：D=1284mm，d=1260mm，h=1020mm，由質量公式可計算出錫林輥筒筒體質量為=383.76Kg. 道夫輥筒與錫林輥筒兩端堵頭質量計算：堵頭的尺寸參數為D=150mm，d=85mm，h=81mm，由此可估算堵頭的質量為7.62Kg. 再考慮到錫林與道夫輥筒內壁的梯形筋的質量，將道夫輥筒的質量估算為250Kg，將錫林輥筒的質量估算為450Kg。 校核承載裝置在最大限度承載時驅動軸的強度是否滿足要求，此時承載裝置承受載荷為7000N，再考慮支撐件和承載箱體的質量共420Kg，故驅動軸與從動軸承受的載荷為11200N。為方便計算將載荷平分到兩端軸上，故驅動軸所受載荷為5600N。 電動機功率為0.75Kw，齒輪傳遞效率為=0.97，故驅動軸的功率為=0.7275Kw。由轉矩公式： (4-13) 知 計算齒輪的圓周力與徑向力，將分解為、，計算公式為： (4-14) (4-15) 將d=45mm，代入公式計算得：=(N)，=(N) 因該驅動軸的兩支撐為活動鉸鏈(可動鉸支座)，水平面內的不對軸產生矩，該力是軸的驅動力，故不在彎矩圖中表達。 驅動軸結構簡圖及受力簡圖分別如圖4-5所示 Nm 圖4-5 驅動軸受力分析圖 因驅動軸所受輥筒載荷為5600N，為便于計算，可取，，，均相等且為1400N。受力分析知N 對B點取矩有： 解方程有：=4000N，=4000N。 根據計算出的力繪出該軸的剪力圖，計算各點彎矩并畫出簡圖如上所示。 由上述彎矩圖可知該軸的危險截面為中間齒輪截面，在截面上扭矩和合成彎矩分別為=150 Nm，=494.6 Nm 按第三強度理論進行校核：由材料力學公式 (4-16) 抗彎截面系數 (4-17) 將數值代入公式有： 因該軸上的最大切應力值小于許用應力，且該軸的強度仍有彈性，故該軸的強度符合要求。 4.2.2 鍵聯接的選擇與校核 驅動軸與齒輪用普通平鍵的選擇和強度校核 (1)選用圓頭普通平鍵(A型) 按軸徑d=45mm及輪轂長l=24mm，查機械設計課程設計表15-20，選鍵14×9 GB 1096-79 (2)強度校核： 鍵的材料選用45鋼，查機械設計表6-2知，許用應力=100～120Mpa，鍵的工作長度為l=L-b/2=17mm，k=h/2=4.5mm，按機械設計公式6-2 (4-18) 知 ， 故該鍵的聯接強度滿足要求。 4.2.3 軸承的校核 選擇承載裝置從動輪上的軸承進行校核， 對從動軸上的軸承進行校核，因該軸上軸承無軸向力，故選用深溝球軸承，其型號為：6008。軸承6008的基本額定動載荷=17.0KN，基本額定靜載荷為=11.8KN，基本尺寸為。因該軸上軸承無軸向載荷，故徑向動載荷系數=1，軸向動載荷系數=0. 計算軸承當量動載荷，查機械設計表13-6，取軸承的載荷系數=1.5 故當量動載荷為(N) (4-19) 軸承的額定壽命 查機械設計表13-4，取溫度系數=1，則軸承計算的額定壽命為： (h) 若按大修期為八年，在大修時更換軸承，按每年300天，每天8小時運轉，則軸承的預期壽命為=19200(h)，故所選軸承滿足要求。 結論 本篇論文在課題分析的基礎上分別對承載裝置的設計和自定心裝置的設計提出了三個不同的方案，并根據生產實際情況、加工工藝、方案可行性及經濟性對方案進行對比分析，提出了承載裝置和自定心裝置的設計方案。同時，對本方案設計中用到的電動機、液壓缸通過理論計算進行合理地選擇，對自定心裝置中的連桿機構進行機構運動確定性的驗證，最后對本設計中的主關件驅動軸進行強度校核。 1、本設計的優(yōu)點及創(chuàng)新點 (1)在承載裝置方案設計中用到齒輪減速電動機進行驅動，而且此類型電機具有自鎖功能，在鏜孔過程中可防止承載裝置在外力作用下滑移。 (2)承載裝置的定位方式采用類V形面定位，即起到了很好的定位作用，也避免了普通V形面定位件強度不足引起的變形現象。 (3)自定心裝置采用液壓缸驅動連桿機構實現三個旋轉軸同時進給運動和旋轉運動以夾緊輥筒的目的，夾緊行程小，夾持平穩(wěn)。 (4)自定心裝置中采用的內處花鍵即起到傳遞扭矩的作用，也起到很好的導向作用；夾緊件的限位方式采用扭桿彈簧，也是本設計的創(chuàng)新點之一。 2.本設計中存在的問題及分析 雖然完成了承載裝置與自定心裝置的結構方案設計，但本方案也存在問題，下面對存大的問題進行分析并提出改進的方向如下： (1)承載裝置中的驅動軸同時驅動兩個輪子，這使得驅動軸的長度過大，雖經校核滿足強度要求，但生產實際中較長的軸不易加工，而且要保證長軸的同軸度就很困難。 改進方向：可以將長的驅運軸一分為二，分別用兩個相同的電動機進行驅動，這不僅降低了生產成本，也便于軸的安裝。 (2)在自定心裝置方案中，將三個旋轉軸固定在可移動的箱體上，在夾緊機構夾緊輥筒時該可移動板的剛性不高。 參考文獻 [1] 濮良貴等主編. 機械設計. 北京：高等教育出版社， 2006 [2] 黃大宇，梅瑛主編. 機械設計課程設計. 長春：吉林大學出版社， 2006 [3] 機械設計手冊編委會編著.機械設計手冊第2卷.北京：機械工業(yè)出版社，2004.8 [4] 王愛珍主編.工程材料及成形技術.北京：機械工業(yè)出版社，2003.2 [5] 樊瑞，李建華主編.液壓技術.北京：中國紡織出版社，1999，9 [6] 成大先主編.機械設計手冊(單行本)：液壓傳動[S]. 北京：化學工業(yè)出版社， 2004 [7] 牛永生主編.機械制造技術.西安：陜西科技出版社，2001 [8] 申永勝主編. 機械原理教程. 北京：清華大學出版社， 1999 [9] 大連理工大學工程畫教研室.機械制圖.北京：高等教育出版社，2003.8 [10] 郝用興主編.機電傳動控制.武漢：華中科技大學出版社，2010 [11] 劉鴻文主編. 材料力學. 北京：高等教育出版社， 2004 [12] 趙則祥主編.公差配合與質量控制.開封：河南大學出版社，1999.3 附錄 圖1 承載裝置三維建模外觀 圖2 承載裝置與自定心裝置總裝外觀圖