畢業(yè)論文設(shè)計(jì)三軸立式加工中心圓盤式刀庫結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

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1、 誠信聲明 本人鄭重聲明：本論文及其研究工作是本人在指導(dǎo)教師的指導(dǎo)下獨(dú)立完成的，在完成論文時(shí)所利用的一切資料均已在參考文獻(xiàn)中列出。 本人簽名： 2015 年 06 月 01日 畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書 設(shè)計(jì)題目： 三軸立式加工中心圓盤式刀庫結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 系部： 機(jī)械工程系 專業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化 學(xué)號： 112011435 學(xué)生： 指導(dǎo)教師（含職稱）：

2、 （副教授） 1．課題意義及目標(biāo) 本課題擬設(shè)計(jì)一種盤式刀庫，這種刀庫在數(shù)控加工中心上應(yīng)用非常廣泛，其換刀過程簡單，換刀時(shí)間短，定位精度高；總體結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，動作準(zhǔn)確可靠；維護(hù)方便，成本低。本課題研究對象為立式加工中心，刀庫容量為24把，換刀時(shí)間為5秒，刀柄規(guī)格自定，最大刀具長度300mm，最大刀具直徑φ80mm，最大刀具重量7kg。 2．主要內(nèi)容 該課題要求設(shè)計(jì)出一種結(jié)構(gòu)簡單、安全實(shí)用的立式加工中心的圓盤式刀庫；并利用PLC實(shí)現(xiàn)對刀庫的選刀控制。 1）畢業(yè)設(shè)計(jì)論文一份；2）刀庫結(jié)構(gòu)裝配圖；3）主要零件圖；4）選刀控制PLC程序 3．主要參考資料 [1]

3、廉元國，張永洪編.加工中心設(shè)計(jì)與應(yīng)用.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1995 [2] 向金林.TH7130立式加工中心自動換刀系統(tǒng)的設(shè)計(jì).裝備制造技術(shù)，2006 [3] 曹秋霞，馬國亮.小型立式加工中心圓盤式刀庫的設(shè)計(jì).機(jī)電產(chǎn)品開發(fā)與創(chuàng)新，2005 4．進(jìn)度安排 設(shè)計(jì)各階段名稱 起 止 日 期 1 擬定并論證總體方案 3月3日~3月23日 2 根據(jù)刀庫類型進(jìn)行刀庫結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3月24日~4月13日 3 繪制結(jié)構(gòu)裝配圖及零件圖 4月14日~5月4日 4 選刀控制PLC程序設(shè)計(jì) 5月5日~6月1日 5 完成畢業(yè)論文及答辯工作 6月2日~6月22日

4、 審核人： 年 月 日 三軸立式加工中心圓盤式刀庫結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 摘 要：三軸立式加工中心圓盤式刀庫在數(shù)控加工中心上應(yīng)用非常廣泛，其換刀過程簡單，換刀時(shí)間短，定位精度高；總體結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，動作準(zhǔn)確可靠；維護(hù)方便，成本低。 本課題研究對象為立式加工中心，刀庫容量為24把，換刀時(shí)間為5秒，刀柄規(guī)格自定，最大刀具長度300mm，最大刀具直徑φ80mm，最大刀具重量7kg。 本設(shè)計(jì)主要進(jìn)行刀庫的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，傳動部分為蝸桿蝸輪減速裝置；并用PLC完成控制選刀。 關(guān)鍵詞： 三軸立式加工中心，圓盤式刀庫，刀庫，PLC控制程序 T

5、hree-axis vertical machining centre disc-cutter structure design Abstract：Three-axis vertical machining centre disc tool magazine is widely used in NC machining center, the tool changing process is simple, tool changing time is short, high positioning accuracy; the overall structure is simple and

6、compact, accurate and reliable; easy maintenance and low cost. This project studied the vertical machining center, tool storage capacity of 24, tool changing time is 5 seconds, handle custom specifications, maximum tool length 300mm, Max tool diameter 80mm maximum tool weight 7kg. The design of t

7、he main structure design of tool storage, transmission parts for worm speed reducers using PLC control selected knives. Keywords: Three-axis vertical machining centers, disc cutter, tool storage ,PLC control program. 目 錄 1 前言 1 1.1 加工中心的概述 1 1.2 加工中心的分類 1 1.3 刀庫 3 1.4 刀庫及其換刀方式 4 1

8、.4.1 換刀方式 4 1.4.2 刀庫的結(jié)構(gòu) 5 2 刀庫的主要參數(shù) 7 2.1 刀庫的速度擬定 7 2.2 刀庫直徑的擬定 7 2.3 刀柄型號參數(shù) 7 3 刀庫電動機(jī)的選擇 9 4 蝸輪與蝸桿 11 4.1 蝸輪與蝸桿的材料選擇 11 4.2 蝸輪與蝸桿的參數(shù)確定 11 4.3 蝸輪與蝸桿的強(qiáng)度計(jì)算 14 4.3.1 蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算與校核 14 4.3.2 蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的計(jì)算與校核 14 4.4 蝸桿的剛度計(jì)算 15 4.5 蝸桿軸的校核 16 4.6 聯(lián)軸器的確定 16 4.7 蝸桿滾動軸承的選擇 17

9、 4.8 初步設(shè)計(jì)蝸桿軸的尺寸 17 4.9 蝸輪軸的初步設(shè)計(jì) 17 4.10 蝸輪軸的軸承選擇 18 4.11 蝸輪軸的尺寸確定 18 5 蝸輪軸與蝸桿軸的受力分析及校核 19 5.1 蝸桿軸的受力分析 19 5.2 蝸桿軸的校核 22 5.3 蝸輪軸的受力分析 23 5.4 蝸輪軸的校核 25 5.5 軸承的計(jì)算及使用壽命的預(yù)期計(jì)算 26 5.5.1 角接觸軸承的徑向載荷Fr 與軸向載荷Fa 的計(jì)算 26 5.5.2 蝸桿軸的角接觸球軸承的預(yù)期壽命計(jì)算 27 5.5.3 蝸輪軸的角接觸球軸承的預(yù)期壽命計(jì)算 28 6 刀庫設(shè)計(jì)中的液壓系統(tǒng)設(shè)

10、計(jì) 31 7 PLC 選刀控制 34 7.1 控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 34 7.2 PLC控制程序的設(shè)計(jì) 34 7.3 PLC程序設(shè)計(jì) 35 8 畢業(yè)設(shè)計(jì)結(jié)論 38 參考文獻(xiàn) 39 致 謝 40 II 太原工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 1 前言 1.1 加工中心的概述 出現(xiàn)在1952年第一次世界上數(shù)控機(jī)床,使多品種、中小批量機(jī)械加工設(shè)備的柔性化、自動化和效率發(fā)生了一個(gè)巨大的變化。很容易修改數(shù)控加工程序,從而比大規(guī)模生產(chǎn)重使用組合機(jī)床生產(chǎn)線和凸輪開關(guān)控制特殊機(jī)床更加靈活,容易適應(yīng)產(chǎn)品品種的變化,各

11、種各樣的處理。它使用機(jī)床的數(shù)控系統(tǒng)技術(shù),全自動數(shù)字控制和輔助功能,因此有一個(gè)更高的自動化程度和加工效率,從而改變了在中小批量生產(chǎn)的傳統(tǒng)機(jī)床加工條件。數(shù)控機(jī)床可以達(dá)到超過兩坐標(biāo)聯(lián)動功能,其效率和達(dá)到的精度比傳統(tǒng)機(jī)床高得多。 在1958年第一個(gè)加工中心在美國哈卡尼,特雷克(Kearney&Trecker)公司誕生。加工中心的內(nèi)容是什么?首先,它是在數(shù)控鏜床、數(shù)控銑床上增加自動裝置,能使工件在一次裝卡中,完成工件銑削、鉆孔、鉸孔、攻絲等過程的數(shù)控機(jī)床。其次,在加工中心自動分度回轉(zhuǎn)工作臺或自動轉(zhuǎn)角度的主軸箱的條件下,可使工件一次裝卡下,可以完成多步過程的多個(gè)平面和多個(gè)角度位置的加工。再次,如果有交換

12、工作臺的加工中心,加工工件在工作位置的工作同時(shí),在裝卸位置的工件不受影響。 加工中心的定義是什么?世界上如今沒有標(biāo)準(zhǔn)的定義,但人們普遍認(rèn)為指的是:在工件一次裝卡下,并能實(shí)現(xiàn)自動銑、鉆、鏜、鉸孔、攻絲過程的數(shù)控機(jī)床。還有一種明確的說法: 是帶有刀庫和自動換刀裝置的一種高度自動化的多功能數(shù)控機(jī)床。 1.2 加工中心的分類 加工中心按其加工工序分為鏜銑和車削兩大類，按控制軸數(shù)可分為三軸、四軸和五軸加工中心，依據(jù)加工中心形式不同進(jìn)行分類，可分為立式、臥式、萬能加工中心。 1）立式加工中心（如圖1-1）指主軸軸線與工作臺垂直設(shè)置的加工中心，主要是適用于加工盤類、板類、模具及小型殼體類等

13、復(fù)雜零件。 圖1.1 立式加工中心 1—床身 2—滑座 3—工作臺 4—潤滑油箱 5—立柱 6—數(shù)控柜 7—刀庫 8—機(jī)械手 9—主軸箱 10—操作面板 11—控制柜 12—主軸 立式加工中心可以完成銑、鉆削、鏜削、攻螺紋等工序。立式加工中心最少是三軸二聯(lián)動，一般可實(shí)現(xiàn)三軸三聯(lián)動。 2）臥式加工中心（如圖1-2） 是指主軸軸線與工作臺平行設(shè)置的加工中心，主要適用于加工箱體類零件。一般都帶有可進(jìn)行分度回轉(zhuǎn)運(yùn)動的正方形分度工作臺。臥式加工中心一般具有多個(gè)運(yùn)動坐標(biāo)，常見的是三個(gè)直線運(yùn)動坐標(biāo)(沿X、Y、Z軸方向)加一個(gè)回轉(zhuǎn)運(yùn)動坐標(biāo)(回轉(zhuǎn)工作臺)，它可以使工件在一次裝

14、夾下完成除了頂面和安裝面以外的四個(gè)面的加工。 圖1.2 臥式加工中心 1-刀庫；2-換刀裝囂；3-支座；4-Y軸伺服電機(jī)；5-主軸箱； 6-主軸；7-數(shù)控裝置；8-防濺擋板；9-回轉(zhuǎn)工作臺；10-切屑槽 3）萬能加工中心又稱多軸聯(lián)動型加工中心是指通過加工主軸軸線與工作臺回轉(zhuǎn)軸線的角度從而控制聯(lián)動變化，再而完成復(fù)雜空間曲面加工的加工中心。最適合用于具有復(fù)雜空間曲面的葉輪轉(zhuǎn)子、模具、刃具等工件的加工。 1.3 刀庫 自動換刀裝置中最主要的部件其中包括刀庫，刀庫的容量、布局以及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對加工中心的設(shè)計(jì)有非常大的影響。刀庫的作用是用來儲存加工刀具以及儲存輔助工具的地方。但多數(shù)加

15、工中心的取送刀位置都是在刀庫的固定刀位，因此刀庫需要有使刀具運(yùn)動及定為的裝置來保證換刀的可靠性。動力一般采用電動機(jī)，但也可以采用液動機(jī)，如果刀庫速度太高，可以采用減速裝置來是速度達(dá)到要求。刀庫的定位機(jī)構(gòu)是用來保證更換的每一個(gè)刀套都能準(zhǔn)確地停在換刀位置上。 依據(jù)刀庫儲存刀具的容量和取刀的方式，刀庫的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)有多種形式。首先有盤式刀庫，盤式刀庫是為適應(yīng)機(jī)床主軸的布局，刀庫的刀具軸線可以按不同的方向配置，因此刀具也因需要可作翻轉(zhuǎn)的圓盤刀庫，使用這種結(jié)構(gòu)可以簡化取刀動作。盤式刀庫可以分為單盤式刀庫和多盤式刀庫，單盤式刀庫的結(jié)構(gòu)比較簡單，取刀也比較方便，因此單盤式刀庫結(jié)構(gòu)應(yīng)用比較廣泛。但單盤式刀庫也有

16、缺點(diǎn)，就是由于圓盤尺寸受到限制，導(dǎo)致刀庫的容量不能太大，一般刀庫容量為15~30把刀。但如果刀具數(shù)量過多，多盤式刀庫結(jié)構(gòu)也可以滿足要求。但是多盤式刀庫選刀和取刀比較復(fù)雜，一般應(yīng)用較少。 除了盤式刀庫還有鏈?zhǔn)降稁?，鏈?zhǔn)降稁斐浞掷昧藱C(jī)床周圍的有效空間，而且刀庫的結(jié)構(gòu)尺寸又不會過于龐大。鏈?zhǔn)降稁斓慕Y(jié)構(gòu)有較大的靈活性，存放刀具的數(shù)量相對于盤式刀庫比較多，選刀和取刀動作不會太復(fù)雜。如果鏈條較長時(shí)，可以通過增加支撐鏈輪的數(shù)目，來使鏈條折迭回繞，從而提高了空間利用率。 1.4 本畢業(yè)設(shè)計(jì)所設(shè)計(jì)的刀庫與采用的換刀方式 本設(shè)計(jì)要求設(shè)計(jì)三軸立式加工中心圓盤式刀庫結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，以下是介紹本設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)組成

17、與傳動過程。 1.4.1 換刀方式 換刀過程 刀庫位于立柱左側(cè)，刀庫的安裝方向與主軸軸線垂直，換刀前改變在換刀位置的刀具軸線方向，使之與主軸軸線平行。工序加工完畢，主軸定向后，可由自動換刀裝置換刀，如圖所示。 （1）刀套下翻 換刀前，刀庫2轉(zhuǎn)動，將待換刀具5送到換刀位置。換刀時(shí)，帶有刀具5的刀套4下翻90，使刀具軸線與主軸軸線平行。 （2）機(jī)械手抓刀 機(jī)械手1從原始位置順時(shí)針旋轉(zhuǎn)75（K向觀察），兩手爪分別抓住刀庫上和主軸3上的刀具。 （3）刀具松開 主軸內(nèi)的刀具自動夾緊機(jī)構(gòu)松開刀具。 （4）機(jī)械手拔刀 機(jī)械手下降，同時(shí)拔出兩把刀具。 （5）刀具

18、位置交換 機(jī)械手帶著兩把刀具逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)180（K向觀察），交換兩把刀具位置。 （6）機(jī)械手插刀 機(jī)械手上升，分別把刀具插入主軸錐孔和刀套中。 （7）刀具夾緊 主軸內(nèi)的刀具自動夾緊機(jī)構(gòu)加緊刀具。 （8）液壓缸活塞復(fù)位 驅(qū)動機(jī)械手逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)180的液壓缸活塞復(fù)位（機(jī)械手無動作）。 （9）機(jī)械手松刀 機(jī)械手1逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)75（K向觀察），松開刀具回到原始位置。 （10）刀套上翻 刀套帶著刀具上翻90。 圖1.3 換刀 1.4.2 刀庫的結(jié)構(gòu) （1）刀庫的結(jié)構(gòu)組成 如圖所示是盤式刀庫結(jié)構(gòu)示意圖。它主要由電動機(jī)蝸桿蝸輪、刀盤、刀套、液壓

19、缸、及撥叉等組成。 （2）刀庫的選刀過程 根據(jù)數(shù)控系統(tǒng)發(fā)出的選刀指令，電動機(jī)1經(jīng)聯(lián)軸器2和蝸桿3、蝸輪4帶動刀盤12和安裝其上的24個(gè)刀套11旋轉(zhuǎn)合適角度，完成刀庫選刀的過程。 （3）刀套翻轉(zhuǎn)過程 等到待換刀具轉(zhuǎn)到換刀位置時(shí)，刀套尾部的滾子10轉(zhuǎn)入撥叉8的槽內(nèi)。這時(shí)，液壓缸5的下腔通入液壓油，活塞帶動撥叉上升，同時(shí)松開行程開關(guān)7，用以斷開相應(yīng)電路，防止刀庫、主軸等出現(xiàn)誤動作。撥叉上升，帶動刀套下翻90，使刀具軸線與主軸軸線平行，同時(shí)壓下行程開關(guān)6，發(fā)出信號使機(jī)械手抓刀。反之，撥叉下降，帶動刀套上翻90。 圖1.4 刀庫結(jié)構(gòu)示意圖 1—電動機(jī) 2—聯(lián)軸器 3—蝸桿

20、4—蝸輪 5—液壓缸 6、7—行程開關(guān) 8—撥叉 9—擋標(biāo) 10—滾子 11—刀套 12—刀盤 2 刀庫的主要參數(shù) 本課題研究對象為立式加工中心，刀庫容量為24把刀，換刀時(shí)間不超過5秒，刀柄型號采用BT40，最大刀具長度不超過300mm，最大刀具直徑不超過φ80mm，最大刀具重量不超過7kg。 2.1 刀庫的速度擬定 因?yàn)閾Q刀速度的限制，所以刀庫轉(zhuǎn)動需要有較快的速度，又考慮到刀庫執(zhí)行的時(shí)間響應(yīng)，所以初選刀庫速度為50 r/min。 2.2 刀庫直徑的擬定 刀庫的刀盤直徑擬定為700mm，

21、刀套中心到刀盤中心距離定為332mm，則每把刀套之間的距離：πD24=664π24=75mm。 圖2.1 刀盤 2.3 刀柄型號參數(shù) 根據(jù)要求選擇了BT40型號刀柄，其尺寸參數(shù)如圖所示。 圖2.2 BT40刀柄參數(shù) 3 刀庫電動機(jī)的選擇 我國加工中心普遍采用的是伺服電動機(jī)驅(qū)動刀庫的運(yùn)轉(zhuǎn)，本設(shè)計(jì)中將采用伺服電動機(jī)的驅(qū)動方式。刀庫的回轉(zhuǎn)驅(qū)動電機(jī)的選擇時(shí)，須要考慮負(fù)載轉(zhuǎn)矩和各負(fù)載的轉(zhuǎn)動慣量。負(fù)載的轉(zhuǎn)動慣量JLC和刀庫系統(tǒng)轉(zhuǎn)動慣量JC。 JLC=∑Ji(ni/nm)2 JC=Jmc+JLC 式中；Ji

22、—各個(gè)旋轉(zhuǎn)體的轉(zhuǎn)動慣量（kgm2）,ni—各個(gè)旋轉(zhuǎn)體的轉(zhuǎn)速（r/min），Jmc-電動機(jī)的轉(zhuǎn)動慣量（kgm2），nmc-電動機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min）。 JLC=(JDP+JL+JWL+JWG)(nc/nmc)2 式中；JDP,JL,JWL,JWG-分別為刀盤，軸，蝸輪，蝸桿的轉(zhuǎn)動慣量（kgm2）。nc為刀盤的轉(zhuǎn)速（r/min）。 JDP=π/327.810-12DDP4LDP 式中；DDP為刀盤直徑（mm），LDP為刀盤厚度（m/min），nc=V1000πDDP式中V為刀具的最大線速度（m/min）。 JMC≥JLC/3 圓盤式刀庫負(fù)載轉(zhuǎn)矩T1，主要來自刀具重量的不平衡，按加工中心

23、的規(guī)格規(guī)定的最大刀具重量Wmax計(jì)算，重心則在刀套中心到刀盤中心的距離L=250+35=285mm，所以T1=7KG10N/KG285mm=19.95N/m，把T1負(fù)載轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)換成電動軸上的轉(zhuǎn)矩T電1，則T電1=T1/（iη）式中i為傳動比, η為總傳動效率。 設(shè)計(jì)中刀庫的轉(zhuǎn)速為50r/min，傳動比初定為20。 傳動效率η總=η聯(lián)η蝸桿η軸承η軸承 查資料取η聯(lián)=0.99 η蝸桿=0.70 η軸承=0.98 η軸承=0.98 η總 =0.665 T電1=19.95/（200.665）=1.5 Nm 實(shí)際情況比計(jì)算時(shí)復(fù)雜，電動機(jī)的額外轉(zhuǎn)矩T額應(yīng)大于（1.2-1.

24、5）T電1 T額＞(1.8-2.25)Nm。 最大加速轉(zhuǎn)矩T加。當(dāng)電動機(jī)從靜止升至最大轉(zhuǎn)速時(shí) T加=JC2πn電60t加 JC=JMC+JLC 設(shè)計(jì)中初選n電=1000 r/min Jmc=0.032 kg/m2 JLC=0.028 kg/m2 t加取0.2s T加=（0.032+0.028）2π1000600.2 =31.4 Nm 所以電動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩Tmax＞T加+T負(fù)載 Tmax＞31.4+2.25=33.65 N/m2 Jmc＞JLC 滿足 所以選擇的電動機(jī)的型號如表3.1 表3.1電動機(jī)的型號 型號

25、 輸入功率p（kw） 額定轉(zhuǎn)矩T額（Nm） 最大轉(zhuǎn)矩Tmac （Nm） FB25 2.5 34.3 309 最高轉(zhuǎn)速nmax（r/min） 轉(zhuǎn)動慣量（kgm2） 1000 0.032 各個(gè)軸的轉(zhuǎn)速 蝸桿軸Ⅰ nⅠ=n電動機(jī)=1000 r/min 蝸輪軸Ⅱ nⅡ==100020=50 r/min 各個(gè)軸的輸入功率 PⅠ=P電η聯(lián)=2.43 kw PⅡ=PⅠη聯(lián)η蝸桿=1.67 kw 各個(gè)軸輸入的轉(zhuǎn)矩 電動機(jī)輸入的轉(zhuǎn)矩 T電輸=9550P/n=95502.51000=23.875 （） 蝸桿軸

26、輸入的轉(zhuǎn)矩 TⅠ輸= T電輸η聯(lián)η軸承=23.164 （Nm） 蝸輪軸輸入的轉(zhuǎn)矩 TⅡ輸= TⅠ輸η軸承η蝸桿i=317.804 （Nm） 表3.2 各軸傳動參數(shù) 名稱 輸入功率（kw） 輸入轉(zhuǎn)矩（Nm） 轉(zhuǎn)速（r/min） 傳動比 電動機(jī) 2.5 23.875 1000 1 Ⅰ軸 2.43 23.164 1000 20 Ⅱ軸 1.67 317.804 50 4 蝸輪與蝸桿 4.1 蝸輪與蝸桿的材料選擇

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41、

42、 蝸輪與蝸桿在設(shè)計(jì)中起到傳動的作用，所以對于蝸輪蝸桿材料的選擇至關(guān)重要。設(shè)計(jì)中蝸桿采用45鋼，表面經(jīng)過淬火，硬度為45 55HRC。但蝸輪屬于容易損壞的工件，工作時(shí)磨損嚴(yán)重，所以齒圈的材料選用鑄錫磷青鋼也就是ZCuSn10P1,鑄造方法采用砂模鑄造。 4.2 蝸輪與蝸桿的參數(shù)確定 蝸輪與蝸桿的中心距離根據(jù)公式： （4.1） 其中K=KAKβKν KA=1.2 Kβ=1.0 Kν=1.0 ZE取160 MPa0.5 Zρ取3.0 初選=0.3125 渦輪轉(zhuǎn)矩T2=(23.164

43、200.7)=324.296 （Nm） =324296 （N㎜） 因?yàn)槲佪喼饕且驗(yàn)榻獬谑?，所以從《機(jī)械設(shè)計(jì)》表11-7中查出的蝸輪基本許用接觸應(yīng)力[σH］， ，再按[σH］=KHN [σH］， 算出許用應(yīng)力的值，KHN 為接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，KHN 取值1.0，則[σH］=180 MPa。 把上述的值帶入中心距離公式中得： 則a≥140.4 mm 查［6］取a=160 mm 同時(shí)得到蝸桿模數(shù)m=5，蝸桿分度圓直徑d1=50mm，㎡d1=1250 ㎜3，蝸桿的頭數(shù)Z1=2，直徑系數(shù)q=10.00。分度圓導(dǎo)程

44、角γ=1118′36″，蝸輪齒數(shù)Z2=41，變位系數(shù)X2=-0.500。 蝸輪分度圓直徑 d2=2a﹣d1﹣2 X2m=2160﹣50﹣2（-0.5）5=275 ㎜ 蝸桿導(dǎo)程角 tanγ==1118′36″ 蝸輪齒寬 b2=2m（0.5+） =25（0.5+）=38.17mm b2取值為40mm 蝸桿齒頂圓的直徑 da1 =d1+2ha＊m ha＊=1 則da1 =50+25=60 mm 蝸桿齒根圓的直徑 df1=d1-2（ha＊m+C＊m） C＊=0.25 則df1=50-2（5+1.25）=37.5 m

45、m 蝸輪齒頂高 ha2=m（ha＊+X2）=5(1-0.500)=2.5 mm 蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2=275+22.5=280 mm 蝸輪齒根高 hf2=m（ha＊-X2+C＊）=5(1+0.5+0.25)=8.75 mm 蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=275-28.75=257.5 mm 蝸桿的軸向齒距 Pa=πm 蝸桿的軸向齒厚 Sa=πm 參考［6］求蝸輪寬度B,頂圓直徑de2及蝸桿齒寬b1。 Z1=2 B≤0.75da1 ≤0.7560=45 mm de2≤da2+1.5m

46、 ≤280+1.55=287.5 mm b1≥（8+0.06Z2）m ≥（8+0.0641）5=52.3 mm b1取值55 mm 表4.1 蝸桿與蝸輪參數(shù) 名稱 符號 計(jì)算結(jié)果 蝸桿頭數(shù) Z1 Z1=2 模數(shù) m m=5 蝸桿分度圓直徑 d1 d1=50 mm 中心距 a a=160 ㎜ 蝸輪齒數(shù) Z2 Z2=41 蝸輪分度圓直徑 d2 d2=275 mm 蝸輪齒度 b2 b2=38.17 mm

47、 蝸桿軸向齒距 Pa=πm Pa=πm 蝸桿的軸向齒厚 Sa=πm Sa=πm 蝸桿齒頂圓直徑 da1 =d1+2ha＊m da1 =60 mm 蝸桿齒根圓直徑 df1=d1-2（ha＊m+C＊m） df1=37.5 mm 蝸輪寬度 B B=45 mm 頂圓直徑 de2 de2=287.5 mm 蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2 da2=280 mm 蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2 df2=257.5 mm 蝸桿齒寬 b1 b1=55 mm 圖4.1普通圓柱蝸桿傳動的基本幾何尺寸 4.3 蝸輪與

48、蝸桿的強(qiáng)度計(jì)算 4.3.1 蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算與校核 蝸輪的許用接觸應(yīng)力[σH］=180 MPa。 蝸輪的最大接觸應(yīng)力： ==147.95 MPa 則得到[σH］＞σH，符合要求。 4.3.2 蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的計(jì)算與校核 蝸輪輪齒因?yàn)閺澢鷱?qiáng)度不足而導(dǎo)致失效的情況多數(shù)是發(fā)生在蝸輪齒數(shù)比較多或者就是開式傳動中。所以，對于閉式的蝸桿蝸輪傳動通常一般只做彎曲強(qiáng)度的校核計(jì)算，這種彎曲強(qiáng)度的計(jì)算是必須進(jìn)行的，也是很有必要的。因?yàn)槲佪嗇嘄X的彎曲強(qiáng)度的校核并不是只為了判別蝸輪的彎曲斷裂的可能性的大小。也還是對對于承受重載的動力蝸桿副以及蝸輪輪齒的彎曲變形量的一種校

49、核，將直接影響到蝸桿副的運(yùn)動平穩(wěn)性的精度。 蝸輪的齒根彎曲應(yīng)力 σF=YFa2Yβ≤[σF］ （4.2） K=1.2 T2=324296 Nmm d1=50 mm d2=275 mm m=5 YFa2 通過《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖11-19，當(dāng)Zv2=Z2/COS3γ=43.34 X2=-0.5 查得YFa2 取值2.9. Yβ是指螺旋角影響系數(shù)，Yβ=1-（γ/140）=0.92 把上述的值帶入齒根彎曲應(yīng)力則: σF=2.90.92 =15.94 MPa 蝸輪的許用彎曲應(yīng)力[σF］=[

50、σF］KFN 查［6］知[σF］=40 MPa 當(dāng)KFN取值為1時(shí)，[σF］的大小為40 MPa，由此可知σF≤[σF］,達(dá)到合格標(biāo)準(zhǔn)。 4.4 蝸桿的剛度計(jì)算 蝸桿如果在受力后產(chǎn)生的變形過大，那就會使載荷集中在輪齒上，從而影響到蝸輪與蝸桿的嚙合的正確性，所以蝸桿的剛度校核是非常有必要的。蝸桿剛度的校核一般是把以蝸桿齒根圓直徑為直徑的軸段看做蝸桿螺旋部分，主要是為了校核蝸桿彎曲剛度為主，其最大的撓度y（mm）以下列公式計(jì)算，而且得到的剛度條件為： y=≤［y］ (4.3) Ft1=2T1/d1

51、 Ft2=2T2/d2 Fr1=Ft2tanα 壓力角α=20 E=206103 MPa L=0.9d2=247.5 mm I= =97072.22 mm4 Ft1==926.56 Ft2==2358.52 Fr1=3163.86tan20=1151.55 把上述的值導(dǎo)入撓度公式中得到：y=0.0097 mm 而允許最大撓度[y］==0.05 mm，y＜[y］所以合格。 4.5 蝸桿軸的校核 蝸桿軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，其硬度為217-255 HBS,抗拉強(qiáng)度極限 σB=640 MPa，屈服強(qiáng)度極限σS=355

52、 MPa，彎曲疲勞極限σ-1 =275MPa，剪切疲勞極限τ-1=155MPa，許用彎曲應(yīng)力[σ-1］=60MPa。 計(jì)算蝸輪軸的最小直徑，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度的條件計(jì)算，則只按軸所受扭矩的大小去計(jì)算軸的強(qiáng)度，但是不可避免會受到不大的彎矩時(shí)，通過降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力來考慮。一般用這種方法來初步計(jì)算軸徑在做軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)。 軸的直徑: d≥ = = 公式中，A0 = ，查［6］取值A(chǔ)0=110 ，則d≥110 =14.74 mm 。 4.6 聯(lián)軸器的確定 設(shè)計(jì)中選用合適的聯(lián)軸器應(yīng)考慮一下幾點(diǎn)建議： 1，要考慮聯(lián)軸

53、器在工作的時(shí)候所引起的離心力和聯(lián)軸器的工作轉(zhuǎn)速。 2，要考慮聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩和對緩沖減振功能的要求。 3，要考慮聯(lián)軸器的工作環(huán)境以及可靠性。 4，要考慮聯(lián)軸器的安裝以及維護(hù)的成本。 計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩 考慮到電動機(jī)啟動時(shí)的動載荷以及在運(yùn)載中可能會出現(xiàn)過載現(xiàn)象，一般都會按照軸上的最大轉(zhuǎn)矩作為計(jì)算的轉(zhuǎn)矩Tca。 Tca=KAT T為 公稱轉(zhuǎn)矩（Nm） KA為工作情況系數(shù)，查[6]取值KA=1.7。 Tca=23.8751.7=40.588 Nm 查[16]凸緣聯(lián)軸器（GB/T 5843-2003 摘錄）選擇GY2型，公稱轉(zhuǎn)矩63 Nm。許用轉(zhuǎn)速1000 r/mi

54、n。軸孔直徑18 mm。軸孔長度42 mm。 4.7 蝸桿滾動軸承的選擇 因?yàn)槭遣捎梦仐U蝸輪傳動，既受徑向力也受軸向力，所以采用角接觸軸承(GB/T 292-1994)。選用7206C。基本尺寸d=30 mm D=62 mm B=16 mm a=14.2 mm 4.8 初步設(shè)計(jì)蝸桿軸的尺寸 圖4.2 蝸桿軸 1和3段： 1和3段是安裝軸承。軸承內(nèi)孔直徑d=30 mm。所以可以確定這倆段軸的直徑為φ30 mm，長度定為25 mm。 2段 ： 由于蝸桿的齒根圓直徑為φ37.5 mm，則這段軸的直徑定為34 mm，長度定為250 mm。 4段

55、 : 初步設(shè)計(jì)直徑為φ25 mm，長度定為50 mm。 5段 : 初步設(shè)計(jì)直徑為φ18 mm，長度定為100 mm。鍵為87（bh），長度定為25 mm。 4.9 蝸輪軸的初步設(shè)計(jì) 初步計(jì)算蝸輪軸的最小直徑，通過根據(jù)軸傳動的功率P以及軸的轉(zhuǎn)速n，按照公式d≥= A0 通過查[6]取值110，P=1.67 kw，n=50 r/min。 把上述值帶入得出d≥ 35.42 mm。 4.10 蝸輪軸的軸承選擇 因?yàn)槭遣捎梦仐U蝸輪傳動，既受徑向力也受軸向力，所以采用角接觸軸承(GB/T 292-1994)。選用7210C?；境叽鏳=50 mm D=90

56、 mm B=20 mm a=19.4mm。 4.11 蝸輪軸的尺寸確定 圖4.3 蝸輪軸 2和6段： 2和6段是安裝的角接觸軸承，軸承的直徑為50 mm，所以倆段軸的直徑也為50 mm，長度定為60 mm。 1段 ： 1段直徑定為40 mm，長度定為100 mm。鍵為149，長度定為80 mm。 3段 ： 3段直徑定為60 mm，長度定為50 mm。 4段 ： 4段直徑定為80 mm，長度定為10 mm。 5段 ： 5段直徑定為60 mm，長度定為60 mm。鍵為1811，長度定為40 mm。 5 蝸輪軸與蝸

57、桿軸的受力分析及校核 5.1 蝸桿軸的受力分析 蝸桿軸的導(dǎo)程角tanγ=1118′36″ 蝸桿的受力： 軸向力：Fa1=Ft2=2T2/d2==2311.30 N 圓周力：Ft1=Fa2=Ft2 tanγ=2311.30tanγ=462.3 N 徑向力：Fr1=Fr2=Ft2tanα=2311.30tan20=841.2 N 1 垂直面的受力： ∑Fy=0 FR1+FR2-Fr1=0 ∑MA=0 ﹣Fa118.75﹣Fr1137.5+FR2275=0 解得：FR1=263.01 N FR2=578.19N 圖5.1 垂直面受力圖 2 垂

58、直面的彎矩： M=FR1χ－Fr1（χ-137.5）+ Fa118.75 圖5.2 垂直面彎矩圖 3 水平面的受力圖： 137.5Ft－275FR1〞=0 FR1〞==231.15 N FR2〞=462.3-231.15=231.15 N 圖5.3 水平面受力圖 4 水平面的彎矩: M=FR1〞χ－Ft(χ－137.5) 圖5.4 水平面彎矩圖 5 合成彎矩： M合= =85618.55 N㎜ 圖5.5 合成彎矩圖 6 轉(zhuǎn)矩： T= =21885 N㎜ 圖5.6 轉(zhuǎn)矩圖 5.2 蝸桿軸的校核 校核

59、軸的強(qiáng)度： 如果已知了軸的彎矩和扭矩，可以針對危險(xiǎn)截面做彎扭合成強(qiáng)度校核計(jì)算，按照第三強(qiáng)度計(jì)算， σca= (5.1) 彎曲應(yīng)力σ是對稱循環(huán)變應(yīng)力一般由彎矩產(chǎn)生，但是因?yàn)榕ぞ囟鴮?dǎo)致的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力不是對稱循環(huán)變應(yīng)力?？紤]到倆者在循環(huán)特性方面有不一樣的影響，所以加入折合系數(shù)α，則公式變?yōu)? σca= (5.2) 計(jì)算直徑d的圓軸，彎曲應(yīng)力σ=,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ=,將σ與τ帶入上述公式得出： σca

60、= =≤［σ-1］ (5.3) 上式中M為軸所受的彎矩（N㎜）,T為軸所受的扭矩（N㎜），W為軸的抗彎截面系數(shù)（㎜3），W=πd3/32≈0.1d3=0.1343 =3930.4 ㎜3 所以σca為: =22.04 MPa 而45鋼調(diào)質(zhì)處理的許用彎曲應(yīng)力[σ-1］為60MPa，σca＜[σ-1］，所以合格。 5.3 蝸輪軸的受力分析 計(jì)算蝸輪的受力： 圓周力 Ft2=2T2/d2==2133.30 N 徑向力 Fr2=Ft2tanα=2133.30tan20=841.2 N 軸向力 Fa2=Ft2tanγ=2311.30

61、tanγ=462.3 N 1 垂直面的受力： ∑Fy=0 FR3+Fr2—FR4=0 ∑MC=0 120Fr2+102.5Fa2—180FR4=0 解得FR3=﹣17.15 N FR4=824.05 N 圖5.7 垂直面受力圖 2 垂直面的彎矩： M=FR3χ+Fr2(χ﹣120) ﹣Fa2 圖5.8 垂直面彎矩圖 3 水平面的受力: ∑Fy=0 Ft2﹣FR3〞﹣FR4〞=0 ∑MC=0 120Ft2﹣180FR4〞=0 解得FR3〞=711.1 N FR4〞=1422.2 N 圖5.9 水平面受力圖 4 水平

62、面彎矩： M=FR3〞χ﹣Ft2（χ﹣180） 圖5.10 水平面彎矩圖 5 合成的彎矩： M= =143840.29 N㎜ 圖5.11 合成彎矩圖 6 轉(zhuǎn)矩： T=338200 N㎜ 圖5.12 轉(zhuǎn)矩圖 5.4 蝸輪軸的校核 校核軸的強(qiáng)度： 如果已知了軸的彎矩和扭矩，可以針對危險(xiǎn)截面做彎扭合成強(qiáng)度校核計(jì)算，按照第三強(qiáng)度計(jì)算，σca= 彎曲應(yīng)力σ是對稱循環(huán)變應(yīng)力一般由彎矩產(chǎn)生，但是因?yàn)榕ぞ囟鴮?dǎo)致的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力不是對稱循環(huán)變應(yīng)力。考慮到倆者在循環(huán)特性方面有不一樣的影響，所以加入折合系數(shù)α，則公式變?yōu)椋? σ

63、ca= (5.4) 計(jì)算直徑d的圓軸，彎曲應(yīng)力σ=,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ=,將σ與τ帶入上述公式得出 σca= (5.5) 上式中M為軸所受的彎矩（N㎜）,T為軸所受的扭矩（N㎜），W為軸的抗彎截面系數(shù)（㎜3），W=πd3/32≈0.1d3=0.1603 =21600 ㎜3 所以σca為: =11.52 MPa 軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，而45鋼調(diào)質(zhì)處理的許用彎曲應(yīng)力[σ-1］為60MPa，σca＜[σ-1］，所以合格。 5.5

64、 軸承的計(jì)算及使用壽命的預(yù)期計(jì)算 5.5.1 角接觸軸承的徑向載荷Fr 與軸向載荷Fa 的計(jì)算 角接觸軸承受徑向載荷時(shí)，要產(chǎn)生派生的軸向力，為了保證這類軸承正常的工作，通常是成對出現(xiàn)的，如圖所示，圖中表示倆種不同的安裝方式。 計(jì)算各軸的當(dāng)量動載荷P時(shí)，其中的徑向載荷Fr是由外界作用到軸上的徑向力Fre 在各軸承上產(chǎn)生的徑向載荷；但其中的軸向載荷Fa并不是完全由外界的軸上作用力Fae產(chǎn)生，而是應(yīng)該根據(jù)整個(gè)軸上的軸上載荷包括因徑向載荷Fr產(chǎn)生的派生軸向力Fd之間的平衡條件產(chǎn)生而得出的。 根據(jù)力的徑向平衡條件，很容易由外界作用到軸上的徑向力Fre計(jì)算出倆個(gè)軸承的徑向載荷Fr1，F(xiàn)

65、r2，當(dāng)Fre的大小及作用位置固定時(shí)，徑向載荷Fr1，F(xiàn)r2也就已經(jīng)確定了，由Fr1，F(xiàn)r2派生的軸向力Fd1，F(xiàn)d2的大小可按照下表中的計(jì)算公式計(jì)算，計(jì)算所得的的Fd的數(shù)值，相當(dāng)于正常的安裝情況，即大致相當(dāng)于下半圈的滾動體的全部載荷 表5.1 滾動體接觸時(shí)派生軸向力的計(jì)算公式 圓錐滾子軸承 角接觸球軸承 70000C(α=15) 70000AC(α=25) 70000B(α=40) Fd=Fr/2Y Fd=eFr Fd=0.68Fr Fd=1.14Fr 注釋：Y是由[6]中Fa與Fr的比值大于e的Y值，e值由13-5表查出。 如圖所示，把派生軸向力的方向與外加軸向載荷

66、Fae的方向一致的軸承標(biāo)記為2，另外一端的標(biāo)記為1。取軸和與其相配的軸承內(nèi)圈為分離體，如達(dá)到軸向平衡，應(yīng)該滿足的條件：Fae+Fd2=Fd1 如果按表中的公式求得的Fd1與Fd2不滿足上面的關(guān)系時(shí)，就會出現(xiàn)下面?zhèn)z種情況： 1， 當(dāng)Fae+Fd2＞Fd1的時(shí)候，則軸有左竄的趨勢，相當(dāng)于軸承1被〝壓緊〞，軸承2被〝放松〞，但實(shí)際上軸必須處于平衡的位置，即軸承座必然要通過軸承元件施加一個(gè)附加的軸向力來阻止軸的竄動，所以被〝壓緊〞的軸承1所受的總軸向力Fd1必須與Fae+Fd2相平衡，即：Fa1=Fae+Fd2，而被〝放松〞的軸承2只受本身的派生軸向力Fd2，即：Fa2=Fd2 2， 當(dāng)Fae+Fd2＜Fd 的時(shí)候，同上所述的原理一樣，被〝放松〞的軸承1只受其本身的派生軸向力Fd1，即；Fa1=Fd1，而被〝壓緊〞的軸承2所受的總軸向力為