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黑龍江工程學院本科畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1本課題研究的目的意義
自動斷屑和排屑裝置的主要作用是將切屑從加工區(qū)域排出到數(shù)控機床之外。另外，切屑中往往混合著切削液，排屑裝置必須將切屑從其中分離出來，送人切屑收集箱或小車里，而將切削液回收到冷卻液箱。所以，自動斷屑排屑裝置組要應用于數(shù)控機床、加工中心等要求高效率的機械。
1.2本課題國內(nèi)外發(fā)展概況
自動排屑裝置，是隨著切削加工機床、加工中心的發(fā)展而發(fā)展的。但是長期以來，重主機、輕配套的狀況使得自動排屑裝置處理技術及其設備發(fā)展遲緩。80年代始，重主機輕配套的狀況引起了機床工具行業(yè)的注意，促使自動排屑裝置處理技術及其設備在此后的20多年里得到長足的發(fā)展?，F(xiàn)在常見的排屑裝置有以下幾種：
1．平板鏈式排屑裝置
平板鏈式排屑裝置以滾動鏈輪牽引鋼質(zhì)平板鏈帶在封閉箱中運轉，切屑用鏈帶帶出機床。這種裝置在數(shù)控車床使用時要與機床冷卻箱合為一體，以簡化機床結構。
2．刮板式排屑裝置
刮板式排屑裝置的傳動原理與平板鏈式基本相同，只是鏈板不同，帶有刮板鏈板。這種裝置常用于輸送各種材料的短小切屑，排屑能力較強。
3．螺旋式排屑裝置
螺旋式排屑裝置是利用電動機經(jīng)減速裝置驅(qū)動安裝在溝槽中的一根絞籠式螺旋桿進行工作的。螺旋桿工作時，溝槽中的切屑即由螺旋桿推動連續(xù)向前運動，最終排入切屑收集箱。這種裝置占據(jù)空間小，適于安裝在機床與立柱間間隙狹小的位置上。螺旋槽排屑結構簡單、性能良好，但只適合沿水平或小角度傾斜的直線運動排運切屑，不能大角度傾斜、提升和轉向排屑。
為了使得切屑能夠及時的清除，以防會對工件產(chǎn)生刮痕，降低生產(chǎn)效率，斷屑裝置越來越受到現(xiàn)代加工工業(yè)的重視，傳統(tǒng)的斷屑方法主要是應用刀具的段屑槽進行斷屑?，F(xiàn)在市場上還有一些新型的斷屑裝置如：
1． 震蕩斷屑裝置 2. 電磁斷屑裝置 3. 利用斷屑槽斷屑裝置等等。
1.3自動斷屑和排屑裝置的發(fā)展趨勢
在總結目前國內(nèi)外排屑裝置的發(fā)展現(xiàn)狀的情況下，當前排屑裝置還有著以下的幾點趨勢：
1.復合型排屑機的需求將會大幅度增加。復合型排屑機有很多優(yōu)點：（1），能處理復合式加工所產(chǎn)生的任何形態(tài)之鐵屑；二，不論是長短屑還是金屬粉屑都能完全處理；三，具有大量處理切屑液之過濾系統(tǒng)，過濾精度50 μm；四，可用于各型機床，中心加工機，鉆孔機，龍門式加工機，特殊專用加工機等小屑量排屑。未來幾年內(nèi)，復合型排屑機將具有廣泛的應用。
2. 易維修排屑機將大量增加。由于一般排屑裝置屬于輔助性生產(chǎn)設備，不易維修，保養(yǎng)維護機會較少，經(jīng)常是出現(xiàn)小毛病時無人注意，出大毛病無法運轉時才去修理，影響整條生產(chǎn)線的正常工作。 故易維修排屑機將是一種趨勢。
3.在環(huán)保、節(jié)能方面，今后在排屑機的設計及制造中應引起各制造企業(yè)的足夠重視。這方面要做好以下幾點：（1） 排屑機的裝機功率，減少工作中的能量損失。（2） 提高密封質(zhì)量，減少油垢、切削夜等對環(huán)境的污染。（3） 減少噪聲，對大的噪聲源進行隔離和封閉。
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第2章 系統(tǒng)總體方案的確定
2.1初選電機減速器系統(tǒng)方案
本課題是以機器經(jīng)濟性好、人性化設計、環(huán)境友好性好、可靠性高、壽命長、結構簡單、易于維修等為設計思想。
系統(tǒng)方案如圖2.1所示
（a）為帶傳動--渦輪渦桿減速器系統(tǒng) （b）為帶傳動--二級圓柱圓錐減速器系統(tǒng)
（c）為聯(lián)軸器--二級圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng) （d）為帶傳動--二級圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng)
圖2.1 電機減速器系統(tǒng)方案
方案評價：
（a）方案為整體布局最小，傳動平穩(wěn)，而且可以實現(xiàn)較大的傳動比，但是由于渦桿傳動效率低，功率損失大，很不經(jīng)濟。（b）方案布局比較小，但是圓錐齒輪加工較困難，特別的是大直徑，大模數(shù)的錐輪，所以一般不采用。(c) 方案中減速器選擇合理，但本設計是用于數(shù)控機床的小型排屑裝置，工作速度很低，實用聯(lián)軸器不利于減速，會增加減速器的成本，不夠經(jīng)濟。
關于方案（d）的優(yōu)缺點：
該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，而且利于減速，還能起過載保護的作用，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機。
總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、成本低、傳動效率高。
最終確定方案為（d）方案。
2.3 輸送處傳動系統(tǒng)的確定
（a）帶傳動
（b）履帶傳動
（c）鏈傳動
方案評價：
（a）方案成本較低，但是防腐蝕性不強。（b）履帶主要用在坦克等觸地設備，在此處用履帶傳動很不經(jīng)濟。(c) 方案中鏈傳動選擇合理。
最終確定方案為（c）方案。
該方案的優(yōu)缺點：
鏈傳動的傳動比準確，傳動效率較高；鏈傳動對軸的作用力較?。绘渹鲃拥某叽巛^緊湊；鏈傳動對環(huán)境的適應能力較強；鏈條的磨損伸長比較緩慢，張緊調(diào)節(jié)量較小。
2.4 系統(tǒng)總體方案的確定
方案為：電動機——帶傳動——減速器——鏈傳動
如圖2.2所示：
圖2.2 系統(tǒng)總體方案
2.5 本章小結
本章是介紹了在整體裝置設計之前，對設計方案進行選定。包括基本的設計思想和整體的結構設計。最后再對幾種方案進行最后選定和驗算。確定最終的設計方案。
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第3章 主要零件的選擇與設計
3.1 選擇電動機類型
根據(jù)動力源和工作條件，參考文獻 [9],選用交流電機，Y系列三相異步電動機。
3.1.1 電動機功率的選擇
根據(jù)原始數(shù)據(jù)，每10m長運輸裝置所需驅(qū)動功率為1.35kw，預設運輸裝置長度為5m。
則工作機的有效功率為：P=0.675kW
由已知條件得：P= （3.1）
式中： 為傳動系統(tǒng)的總傳動效率。
電動機到運輸帶的總效率為 （3.2）
式中：為聯(lián)軸器的傳動效率，為閉式齒輪的傳動效率，為圓錐滾子軸承的傳動效率， 為V帶的傳動效率，，為鏈傳動效率。
參考資料[9],查表有：，，，=0.95，=0.96[9]
代入上式得 =0.723
所以電動機的效率P===0.935kW
該裝置必須滿足的Y系列三相異步電動機，額定功率應取1.1kW。
3.1.2 確定電機轉速：
根據(jù)已知條件可知本排屑裝置的輸送速度為：
= 25r/min
同步轉速為 1500r/min和1000r/min的電動機對應的額定功率為1.1KW，型號分別為Y90L-4和Y90L-6。
將兩種型號的電動機有關技術及對應的總傳動比i列下表1-1.
通過上訴比較方案2的電動機傳動裝置結構比較緊湊，對三級減速比較合理，方案1傳動裝置機構比較大，結構不緊湊，所以查表有 選擇電動機型號為Y90L-6，額定功率為1.1kW，滿載轉速為910r/min，外伸軸徑D=24mm，軸外伸長度E=50
表3.1 電動機方案對比
方案
電動機型號
額定功率
（kW）
同步轉速
（r/min）
滿載轉速
（r/min）
總傳動比
i
1
Y90L-4
1.1
1500
1400
56
2
Y90L-6
1.1
1000
910
36.4
3.2 V帶的設計計算
3.2.1 傳動比的分配
1.計算總的傳動比 i===36.4
2.傳動比的分配取 ,=12.133
3.雙級斜齒圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為
4.低速級傳動比：
3.2.2 各軸的轉速和功率及轉矩
轉速：
功率： kW
kW
kW
=0.803kW
扭矩： nm
=nm
nm
nm
表3.2 各軸的運動與動力參數(shù)
軸號
轉速（r/min）
功 率
(kW)
扭 矩
（N．m）
1
303.33
0.888
27.958
2
75.83
0.844
106.293
3
25
0.803
306.746
4
25
0.763
291.466
3.2.3 帶傳動方案的確定
外傳動帶選為普通V帶傳動
1. 確定計算功率： 查閱文獻[10]
（1）、查得工作情況系數(shù)
（2）、查得 （3.3）
2、選擇V帶型號
查得：選A型V帶。
3.2.4 帶傳動計算設計
1、確定帶輪直徑
（1）、查得文獻[10],選取小帶輪直徑 mm
（電機中心高符合要求）
（2）、驗算帶速，查得：
mm （3.4）
（3）、從動帶輪直徑
mm
查文獻[10]得 取mm
2、確定中心距
（1）、初選中心距a和帶長
（3.5）
取mm
（2）、查文獻[10]得帶的計算基礎準長度
（4.4）
由文獻[10]表8-2，取帶的基準長度Ld =1250mm
(3)、按文獻[10]表8-21計算中心距:a
mm （3.6）
(4)、確定中心距調(diào)整范圍
mm （3.7）
mm
3、驗算小帶輪包角α1
由文獻 [10]式8-6[
（3.8）
4、確定V帶根數(shù)Z
(1)、由n=910/min, d=60mm,i=3,查文獻[10]表8-5a和表8-5b得：kW
(2)、由表8-8b查得△P0=0.11kW
(3)、由表查得8-8查得包角系數(shù)
(4)、由表8-2查得長度系數(shù)KL=0.96
(5)、計算V帶根數(shù)Z，由文獻[10]式8-22
（3.9）
取Z=2根
3.2.5 帶輪的結構設計
1、小帶輪設計
因為小帶輪基準直徑dd1=75mm<300mm，故可采用實心式結構。
由文獻[9]圖8-12中帶輪結構參數(shù)經(jīng)驗公式：
帶輪寬：B=(Z-1)e+2f=（2-1）15+2 10=35mm （3.10）
式中：e為槽間距，查文獻[9]表8-10\取e=15mm
f為第一槽對稱面至端面的距離，查文獻[9]表8-10取e=10m
z為輪槽數(shù)，由前面設計可知道取Z=2
輪轂寬：L=（1.5—2）d=1.8d=1.8 24=43.2mm ( 3.11）
輪轂外直徑：=1.9d=1.924=45.6mm
帶輪外徑：=+2=60+22.75=65.5mm （3.12）
式中為基準線下槽深，查文獻[9]表8-10得=2.75
輪緣寬： =8mm
基準線下槽深： =10mm
由以上數(shù)據(jù)，小帶輪結構如圖3.1：
圖3.1 小帶輪結構簡圖
2、大帶輪設計
因為基準直徑 dd1=224mm<300mm，
故可采用腹板式結構。
查文獻[9]圖8-12中帶輪結構參數(shù)經(jīng)驗公式：
帶輪寬：B=(Z-1)e+2f=（2-1）15+2 10=35mm
式中：e為槽間距，查文獻[9]表8-10\取e=15mm
f為第一槽對稱面至端面的距離，查文獻[9]表8-10取e=10m
z為輪槽數(shù)，由前面設計可知道取Z=
輪轂寬： L=（1.5—2）d=1.8d=1.8 17=30.6mm
輪轂外直徑： =1.9=1.9d17=32.3mm
帶輪外徑： =+2=224+22.75=229.5mm
式中為基準線下槽深，查文獻[9]表8-10得=2.75
輪緣寬： =8mm
基準線下槽深： =10mm
由以上數(shù)據(jù)，大帶輪結構簡圖如3.2：
圖3.2 大帶輪結構簡
3.3 減速器的選擇
根據(jù)已知條件，電機的額定功率為1.1kW，滿載轉速為910min/r,鏈板的傳送速度為1.2—1.4m/min，所以選擇ZD10型齒輪型減速器，減速器外型尺寸為H*B*L==170*74*230。中心距為70。如圖3.3所示
圖3.3 減速器構造圖
3.4 鏈傳動設計的計算
3.4.1 鏈傳動方案的確定
如圖3.4所示
圖3.4 鏈傳動布置圖
3.4.2 鏈傳動的設計計算
1、 選擇小鏈輪齒數(shù)
取傳動比為i=1
參照鏈速和傳動比查文獻[11]表13-2取Z1=17
2、 選擇大鏈輪齒數(shù)
=iz1=1×17=17<120 故合理
3、 惰輪齒數(shù)
=9
取
4、 確定計算功率
已知鏈傳動工作平穩(wěn)，設計功率為：
kw
式中：P—傳遞功率kW
—工況系數(shù)，查文獻表13-3，取=1.0
—小鏈輪齒數(shù)系數(shù)，查文獻表13-4，取=0.887
—多排鏈排數(shù)系數(shù)，查文獻表13-5，取=1
5、 鏈條節(jié)距選用
根據(jù)設計功率（取= ）和小鏈輪轉速，由文獻[11]圖13-1選用16A號鏈條，查文獻[11]表13-1節(jié)距P=25.4.
6、驗算小鏈輪輪轂孔徑
mm
式中：—由支承軸的設計確定，現(xiàn)取減速器輸出軸的段直徑
—鏈輪輪轂孔的最大許用直徑，查文獻[11]表13-6得=80mm
故小鏈輪輪轂孔徑滿足設計要求。
7、計算鏈輪尺寸
mm
mm
8、初定中心距
mm
mm
mm
mm
則可得中心距：
mm
mm
9、鏈條長度及鏈長節(jié)數(shù)
鏈長： L=10000.01mm
鏈長節(jié)數(shù)：
圓整成偶數(shù)節(jié)，取394節(jié)。
10、實際中心距
由文獻[11]表13-2有，通常，=（0.002 —0.004）a。
因中心距可調(diào)，取=0.004a，則
mm
mm
11、鏈速
V=0.1799m/s<0.6m/s
屬于低速傳動。
12、作用于軸上的拉力
對于傾斜傳動有：
kN
13、潤滑方式?
根據(jù)p＝25.4mm、v =由文獻[11]圖13-3查出宜用油刷或油壺人工定期潤滑。
3.4.3 鏈輪的結構設計
1、鏈輪材料和工藝
由文獻[9]表13-8可查得：材料用45鋼，硬度為40—50HBS。
工藝為：
（1）鍛：按照鍛件毛坯圖鍛制成品；
（2）熱處理：正火；
（3）粗車：鉆內(nèi)孔，外廓及內(nèi)孔按各部留量2~3車輪廓；
（4）調(diào)質(zhì)：達到圖紙硬度要求；
（5）精車：各部車成品；
（6）滾：滾齒按圖成品；
（7）倒角；
（8）拉：內(nèi)鍵成品；
（9）電鍍：按要求鍍鋅，72小時鹽浴實驗。
2、鏈輪結構和尺寸
由前面設計可知， 141.11mm，
P=25.4mm，
,
根據(jù)文獻[11]表13-9中第1中鏈輪結構，
結構如圖3.5：
圖3.5 鏈輪結構簡圖
輪轂厚度：
由d=141.11mm,取K=6.4
輪轂長度： mm
輪轂直徑： mm
mm 合理。
式中：—齒輪凸緣直徑，根據(jù)文獻[11]表13-12：
式中：h —內(nèi)鏈板高度，查文獻[11]表13-1，h=24.13mm
齒寬：根據(jù)文獻[11]表13-15可知：
mm
式中：—內(nèi)鏈節(jié)寬度，查閱文獻[11]表13-1，=15.75mm
齒側倒角： mm
齒側半徑： mm
3、基本參數(shù)和主要尺寸
分度圓直徑： mm
齒頂圓直徑：
式中：—滾子外徑，查文獻[11]表13-1有=15.88mm
取mm
齒根圓直徑： mm
分度圓弦齒高：
=9.13mm
=4.76mm
?。? mm
最大齒根距高：
mm
齒輪凸緣直徑：mm
4、鏈輪公差
查文獻[11]表13-16與表13-19有：
齒表面粗糙度：um
齒根圓極限偏差 量柱測量距極限偏差：由于：mm，查文獻[11]表13-6有：上偏差0，下偏差-0.25。
量柱測量距：查表13-17[11]得，
mm
式中：—量柱直徑，，量柱的技術要求為：極限偏差為：上偏差+0.01，下偏差0；表面粗糙度um；表面硬度為：55--60HRC。
鏈輪孔和根圓直徑之間的跳動量：
不能超過
軸孔到鏈輪齒側平直部分的端面跳動量：
不能超過
孔徑：H8
齒頂圓直徑：h11
齒寬：h14
5、惰輪材料和工藝
由文獻[11]表13-8可查得：材料用45鋼，硬度為40—50HBS。
工藝為：（1）鍛：按照鍛件毛坯圖鍛制成品；
（2）熱處理：正火；
（3）粗車：鉆內(nèi)孔，外廓及內(nèi)孔按各部留量2~3車輪廓；
（4）調(diào)質(zhì)：達到圖紙硬度要求；
（5）精車：各部車成品；
（6）滾：滾齒按圖成品；
（7）倒角；
（8）拉：內(nèi)鍵成品；
（9）電鍍：按要求鍍鋅，72小時鹽浴實驗。
6、惰輪結構和尺寸
由前面設計可知，mm，P=25.4mm，,根據(jù)文獻[11]13-9中第1中鏈輪結構，結構簡圖如3.6：
圖3.6 惰輪結構簡圖
輪轂厚度：
輪轂長度： mm
輪轂直徑： mm
齒寬： mm
齒側倒角： mm
齒側半徑： mm
齒全寬： mm
7、基本參數(shù)和主要尺寸
分度圓直徑： mm
齒頂圓直徑：mm
取mm
齒根圓直徑： mm
分度圓弦齒高：
mm
取：mm
最大齒根距高： mm
齒輪凸緣直徑： mm
8、鏈輪公差
查文獻[11]表13-16至表13-19有：
齒表面粗糙度：um
齒根圓極限偏差 量柱測量距極限偏差：由于：mm，查文獻[11]表13-6有：上偏差0，下偏差-0.25。
量柱測量距：查文獻[11]表13-17得，
mm
量柱的技術要求為：極限偏差為：上偏差+0.01，下偏差0；表面粗糙度um；表面硬度為：5560HRC。
鏈輪孔和根圓直徑之間的跳動量：
不能超過
軸孔到鏈輪齒側平直部分的端面跳動量：
不能超過
孔徑：H8
齒頂圓直徑：h11
齒寬：h14
3.4.4 鏈的校核
1.鏈的靜強度計算
在低速重載傳動中，鏈傳動的靜強度占主要地位。通常V<0.6m/s視為低傳動。如果低速傳動也按疲勞考慮，用額定功率選擇和計算，結果常不經(jīng)濟。因為額定功率曲線上相應的條件安全系數(shù)n大于8至20，比靜強度安全系數(shù)大。另外，當進行有限壽命計算時，則鏈的靜強度計算也必不可少。
根據(jù)文獻[3]式2-8有：
式中：n— 靜強度安全系數(shù)。
Q— 鏈條極限拉伸載荷（N），根據(jù)文獻[3]表2-1查得，Q=55600N。
— 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻[3]表2-5查得，=1.0
— 離心引力的拉力，當V<4m/s時，可不計。
— 松邊懸垂引起的懸重拉力（N）。
N
=N
N
—許用安全系數(shù)，一般為4至8，對于速度較低，從動系統(tǒng)慣性小，不太重要的傳動或者作用力的確定比較準確時，可取較小值，則取=4.
則可知鏈的靜強度完全滿足要求。
2. 鏈的耐磨損使用壽命計算
根據(jù)文獻[3]式2-13有：
式中：T— 使用壽命（h）.
X— 鏈長，以節(jié)數(shù)表示，則X=394.
— 許用磨損伸長率，一般取3%。
— 鏈鏈比壓（MPa）
式中：A— 鏈鏈承壓面積（mm）
mm
式中：— 滾子鏈銷軸直徑，查文獻[3]表2-12有=7.92mm
— 套筒長度，查文獻[3]表2-1有=22.61mm
— 磨損系數(shù)，查文獻[3]圖2-12有=0.484
— 節(jié)距系數(shù)，查文獻[3]圖2-12有=1.27
— 齒數(shù)-速度系數(shù)，查文獻[3]圖2-13有=1.0
h
故使用壽命完全滿足要求。
3.4.5 刮板鏈的設計
1.鏈條
由前面設計可知，選用16A鏈條，其主要參數(shù)有：
P=25.4mm,=7.94mm
2. 絞鏈板
（a）刮板鏈前視圖
（b）刮板鏈俯視圖
（c）刮板鏈側視圖
圖3.6 刮板鏈圖
絞鏈板寬：mm 式中n取3
mm
絞鏈板長：
絞鏈板厚：mm
1、 側鏈板高: mm mm
側鏈板長： mm mm mm
側鏈板厚： mm
2、 刮板
刮板間距： P=76.2mm
刮板寬: mm
刮板長： L=168mm
刮板厚： mm
3.4.6 鏈輪軸的設計
1.各軸的轉速,功率和轉矩
轉速：
功率： 0.763kW
kW
kW
扭矩： nm
=205.373N.m
N.m
表3.3 各軸的運動與動力參數(shù)
軸號
轉速（r/min）
功 率
(kW)
扭 矩
（N．m）
4
25
0.763
291.466
5
129.96
0.703
205.373
6
46.38
0.648
247.536
2. 軸4的設計計算
軸4的功率，轉速，扭矩分別為：
=0.763kW, =25r/min, =291.466N.m
(1).確定軸的最小直徑
先按文獻[10]式15-2初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻[10]表15-3[，取，于是得mm
軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使軸的直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選聯(lián)軸器的型號。
聯(lián)軸器的計算轉矩，查文獻[10]表14-1取，又N.m代入數(shù)據(jù)得N.m
查文獻[10]表9-22（GB/T5014-1985），選用LH3型彈性柱銷聯(lián)軸器。公稱轉矩為630000N.m，與前面減速器所選聯(lián)軸器相同，考慮到軸承所受力較大，所以應適當增大軸的直徑，根據(jù)聯(lián)軸器配合系列選孔徑d=42mm,所以
mm
(2).軸的結構設計
圖3.7 軸4的結構圖
（3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度
1）由以上計算可知=42mm,為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，在12段的右端制出一軸肩，軸肩h=(0.07—0.1)d，所以mm
2）初步選取軸承，因主要受徑向載荷力，且受力較大，故選用深溝球軸承10000型23系列，根據(jù)軸的結構和最小軸的直徑大小，查表20.6-17（GB/T281-1994）選用2310型深溝球球軸承：，所以，mm，根據(jù)軸承的右端采用套筒定位，取軸肩高度h=4mm,所以=68mm.
半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以長度應取短些，現(xiàn)取mm。鏈輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知鏈輪的輪轂寬度為57.68mm，為了使套筒端面可靠地壓緊鏈輪，故取mm。為保證鏈輪與軸承之間有足夠空間，取，
mm
裝配總長： mm
mm
3) 聯(lián)軸器處,由于是靜連接，選用A型普通平鍵。
由文獻[9]表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑d=42mm時鍵取為。參照半聯(lián)軸器與軸的配合長度為mm和普通平鍵的長度系列，取鍵長L=100mm。
鏈輪的的周向定位采用平鍵，按查文獻[10]表9-14（GB/T1095-1979）取得：。
3.軸5的設計計算
軸5的功率，轉速，扭矩分別為：
=0.703kw, =25r/min, =205.373N.m
(1).確定軸的最小直徑
先按文獻[10]式15-2初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻[10]表15-3，取，于是得mm
(2).軸的結構設計
圖3.8 軸5的結構圖
（3）確定各段的直徑
1）因為軸的最小軸與軸承相配合，所以應該先確定軸承的型號從而確定軸的最小值，因主要受徑向載荷力，且受力較大，故選用深溝球軸承10000型23系列，根據(jù)軸的結構和最小軸的直徑大小，查表20.6-17（GB/T281-1994）選用2310型深溝球軸承：mm，所以，mm，根據(jù)軸承的右端采用套筒定位，取軸肩高度h=4mm,所以mm.處安裝惰輪，惰輪采用軸肩定位，軸肩的高度軸環(huán)處直徑，=68mm。
2）確定各段的長度
惰輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知惰輪的輪轂寬度為56.51mm，為了使套筒端面可靠地壓緊惰輪，故取mm。
mm
裝配總長： L=238.5mm
mm
3) 惰輪的的周向定位采用平鍵，按mm查文獻[10]表9-14（GB/T1095-1979）取得：。
4.軸6的設計計算
軸6的功率，轉速，扭矩分別為：
=0.648kw, =25r/min, =247.536N.m
1.確定軸的最小直徑
先按式15-2[初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得mm
2.軸的結構設計
圖3.9 軸6的結構圖
（1）確定各段的直徑
1）因為軸的最小軸與軸承相配合，所以應該先確定軸承的型號從而確定軸的最小值，因主要受徑向載荷力，且受力較大，故選用深溝球軸承10000型23系列，根據(jù)軸的結構和最小軸的直徑大小，查文獻[14]表20.6-17（GB/T281-1994）選用2310型深溝球軸承：，所以，mm，根據(jù)軸承的右端采用套筒定位，取軸肩高度h=4mm,所以mm.處安裝鏈輪，鏈輪采用軸肩定位，軸肩的高度軸環(huán)處直徑，=68mm。
（2）確定各段的長度
鏈輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知鏈輪的輪轂寬度為56.51mm，為了使套筒端面可靠地壓緊鏈輪，故取mm。
mm
裝配總長：L=238.5mm
mm
( 3 ) 鏈輪的的周向定位采用平鍵，按mm，查文獻[9]表9-14（GB/T1095-1979）取得：。
3.4.7 軸的校核
1.軸4的校核
鏈在工作過程中，緊邊和松邊的拉力不相等。如不計算傳動過程中的動載荷，則鏈的緊邊受到的拉力是由鏈傳動的有效圓周力，鏈的離心力引起的拉力以及鏈條松垂度引起的懸重拉力三部分組成的。
由文獻[10]式9-9有：
N （3.13）
由文獻[10]式9-10有：
N
則經(jīng)受力分析有：
N （3.14）
N （3.15）
( 1 )畫軸的空間受力圖
將鏈輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；
( 2 )作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。
圖3.10 軸4各危險面的載荷圖
=141342N
N.m
N.m
(3)按彎扭合成應力校核軸的強度
已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻[11]表15—1查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（鏈輪截面）的強度進行校核。
根據(jù)文獻[10]式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取，軸的計算應力：
結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠。
2.軸5的校核
由文獻[10]式9-9有：
N
由文獻[10]式9-10有：
N
則經(jīng)受力分析有：
N
N
( 1 )畫軸的空間受力圖
將鏈輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；
( 2 )作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。
圖3.11 軸5各危險面的載荷圖
N
N.m
T=205373N.m
( 3 )按彎扭合成應力校核軸的強度
已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻[10]表15—1查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（鏈輪截面）的強度進行校核。
根據(jù)文獻[10]式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取，軸的計算應力：
結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠。
3. 軸6的校核
由文獻[10]式9-9有：
N
由文獻[10]式9-9有：
N
N
( 1 )畫軸的空間受力圖
將鏈輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；
( 2 )作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。
圖3.12 軸6各危險面的載荷圖
N
N.m
T=247536N.m
( 3 )．按彎扭合成應力校核軸的強度
已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻[10]表15—1查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（鏈輪截面）的強度進行校核。
根據(jù)文獻[10]式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取，軸的計算應力：
=58.78MPa<60MPa
結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠。
3.4.8 軸承的校核
每天８小時以上經(jīng)常運轉或連續(xù)長時間運轉，對于機床、振動篩、破碎機等軸承的預期壽命為20000-30000h,取軸承的預期計算壽命h
軸4上軸承的校核
（1）求兩個軸承受到的徑向載荷
由軸的校核過程可知
N
（2）計算軸承的軸向力
由于軸向力相當小，可知，查文獻[14]表20.6-17（GB/T281-1994）有深溝球軸承，N
查文獻[11]表13-6[取沖擊載荷因數(shù)
（3）計算軸承的壽命
查文獻[14]表20.6-17（GB/T281-1994）
N
所以 h>2400h
所以軸承滿足壽命要求，可知，其他軸承也滿足壽命要求。
3.4.9 鍵的選擇和校核
1 .軸4上聯(lián)軸器處的鍵
（1）確定鍵的類型和尺寸
由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻[10]表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑d=42mm時鍵取為bmm。參照半聯(lián)軸器與軸的配合長度為L=112mm和普通平鍵的長度系列，取鍵長L=100mm。
（2）強度驗算
由文獻[10]式（6-1）
式中T=291466N.m
D=42mm
L=L-b=100-12=88mm
由文獻[10]表6-2查取許用擠壓應力為MPa
MPa=36.80MPa<{}，滿足強度要求。
2. 軸4上鏈輪處的鍵
（1）確定鍵的類型和尺寸
由于是靜連接，選用A型普通平鍵。鏈輪的的周向定位采用平鍵，按mm查文獻[9]表9-14（GB/T1095-1979）取得：mm。由于軸上是兩個鍵，且設計時兩鍵的都為，參照鏈輪與軸的配合關系和普通平鍵的長度系列，取鍵長mm。
（2）強度驗算
由文獻[10]式（6-1）
當d=58mm時：
式中T=291466N.mm
mm
由文獻[10]表15-1查取許用擠壓應力為Mpa
，滿足強度要求。
3. 軸5上鏈輪處的鍵
（1）確定鍵的類型和尺寸
由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻[9]表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑d=58mm時鍵取為。由于軸上是兩個鍵，且設計時兩鍵的都為，參照鏈輪與軸的配合關系和普通平鍵的長度系列，取鍵長mm。
（2）強度驗算
由文獻[10]式（6-1）
當d=58mm時：
式中N.m
L=mm
由文獻[10]表15-1查取許用擠壓應力為MPa
MPa<{}，滿足強度要求。
4 .軸6上鏈輪處的鍵
（1）確定鍵的類型和尺寸
由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻[9]表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑d=58mm時鍵取為。由于軸上是兩個鍵，且設計時兩鍵的都為，參照鏈輪與軸的配合關系和普通平鍵的長度系列，取鍵長mm。
（2）強度驗算
由文獻[10]式（6-1）
當d=58mm時：
式中N.m
L=mm
由文獻[10]表15-1查取許用擠壓應力為MPa
MPa<{}，滿足強度要求。
3.5 本章小結
本章主要是對主要的零部件進行設計計算以及校核，包括對鏈輪和幾根軸以及V帶的設計和計算。鏈傳動是整個排屑裝置的核心部分，所以對于鏈傳動的長度和體積要有一定的要求，并對其進行嚴格的校核和驗算，以確保整個排屑裝置的設計成功。
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第4章 排屑裝置箱體的設計及保養(yǎng)和維修
4.1滾動軸承座的選擇
前面設計中鏈輪與惰輪上所用軸承的為：
深溝球軸承2000型22310 TN1/W33軸承：mmmmmm
查文獻[14]表20-6-54選取滾動軸承座分別為：
SN型滾動軸承座：mmmmmm
4.2出屑口法蘭的設計
mmmmmm
螺栓直徑：d=12mm
數(shù)目：16顆
4.3進屑口法蘭的設計
mmmmmm
螺栓直徑：d=12mm
數(shù)目：24顆
4.4機頭機尾設計
mmmmmm
筋板的： mmmmmm
mmmmmm
機身上螺栓： d=18mm
數(shù)目：8顆
排屑裝置總體尺寸：
mmmmmm
4.5 排屑裝置的保養(yǎng)
排屑裝置是數(shù)控機床的必備附屬裝置，其主要作用是將切屑從加工區(qū)域排出數(shù)控機床之外。迅速、有效地排除切屑才能保證數(shù)控機床正常加工。
排屑裝置的安裝位置一般都盡可能靠近刀具切削區(qū)域。如車床的排屑裝置，裝在回轉工件下方；銑床和加工中心的排屑裝置裝在床身的回水槽上或工作臺邊側位置，以利于簡化機床或排屑裝置結構，減小機床占地面積，提高排屑效率。排出的切屑一般都落入切屑收集箱或小車中，有的則直接排入車間排屑系統(tǒng)。
刮板鏈式排屑裝置是一種具有獨立功能的附件。接通電源之前應先檢查減速器潤滑油是否低于油面線，如果不足，應加入40號全損耗系統(tǒng)用油至油面線。電動機起動后，應立即檢查鏈輪的旋轉方向是否與箭頭所指方向相符，如不符應立即改正。
排屑裝置鏈輪上裝有過載保險離合器，在出廠調(diào)試時已作了調(diào)整。如電動機起動后，發(fā)現(xiàn)磨擦片有打滑現(xiàn)象，應立即停止開動，檢查鏈帶是否被異物卡住或其他原因。
應該定期對排屑裝置重要部件如：減速器、鏈條等進行一般潤滑，以提高排屑裝置的壽命。
4.6 排屑裝置的維修
如排屑裝置出現(xiàn)故障，不能順利運轉，則可從以下兩方面找原因：
1)磨擦片的壓緊力是否足夠。先檢查碟形彈簧的壓縮量是否在規(guī)定的數(shù)值之內(nèi)；碟形彈簧自由高度為8.5mm，壓縮量應為2.6-3mm，若這個數(shù)值之內(nèi)，則說明壓緊力已足夠了；如果壓縮量不夠，可均衡地調(diào)緊3只M8壓緊螺釘。
2)若壓緊后還是繼續(xù)打滑，則應全面檢查卡住的原因。
4.7本章小結
本章主要是介紹此排屑裝置的箱體結構大小以及保養(yǎng)方式和簡單的裝置維修方法，排屑裝置的工作時間比較長，如果不進行定期保養(yǎng)將會減少排屑機的使用壽命。
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第5章 斷屑裝置的設計
現(xiàn)代的機械加工工廠一般進行斷屑處理還是應用斷屑槽的方式進行斷屑。對于數(shù)控機床和普通機床來說，刀具的刀架也不同。所以對于不同的機床刀架來說應該設計不同的段屑裝置。
5.1 設計思想
根據(jù)現(xiàn)代的機械加工水平，機床刀架中，旋轉刀架的應用更為廣泛，所以這次我設計的斷屑裝置主要應用于帶有旋轉刀架的機床。
5.2 設計方案
對于旋轉刀架，可以預選定兩種方法進行設計：
（1）可調(diào)節(jié)式斷屑器
在車刀前刀面上裝一個擋屑板1，切削沿刀具的前面流出時，因受擋屑板1所阻而彎曲折斷。斷屑器的參數(shù)ln和a可按需要設計和調(diào)整，以保證在給定的切削條件下，斷屑穩(wěn)定可靠。松開螺釘3，在彈簧4的作用下，可使擋屑板1和壓板2一起抬起，便于擋屑板調(diào)整和刀片的快速轉位于更換。這種斷屑器常用于大、中型機床的刀具上。
（2） 帶有斷屑器的斷屑裝置
車削時，切屑通過導屑通道2流出，被不斷旋轉的盤行切斷器3強行割斷，被割斷后的切削則從排屑道6排出。切斷器是由傳動軸4帶動的。1為車刀。
圖5.1 切斷器斷屑器
圖5.2 可調(diào)節(jié)式斷屑器
最后選定設計裝有盤行切斷器裝置的斷屑裝置
5.3選擇電動機：
1.根據(jù)動力源和工作條件，選定YL系列電動機
2.由于切屑的強度很低，所以選擇小功率的電動機即可完成斷屑，選定功率370W。
3.根據(jù)電機功率的大小，初選YL711-2型和YL801-2型電動機，兩種電動機的同步轉速都為3000r/min。效率分別為67%和72%，電壓都為220V。由于考慮到實際的尺寸要求，YL711-2型電動機的尺寸比YL801-2型電動機的尺寸小，所以選擇YL711-2型電動機。
5.4 盤形切斷器的設計
5.4.1 切斷器的材料的選擇
對于加工工件來說，工件的材料大都是以45號鋼為主，所以對于切斷器的材料選擇，就應大于45號鋼。于是選擇HT200材料作為盤形刀具的材料。
5.4.2 切斷器的尺寸設計
由于整個斷屑裝置要安裝在回轉刀架的機架上，所以斷屑裝置的尺寸不應過大。
所以盤形斷屑器的直徑確定為20mm。
5.5 傳動軸的設計
(1)估算軸的直徑
選用鋼45，正火處理，估計直徑d<100mm.由式dC
式中：P-軸的傳遞功率 P==0.95370=351.5W
n-為軸的轉速 n=3000r/min
c-計算常數(shù) c取c=120
d20mm
d為最小直徑應為與聯(lián)軸器連接處，此處開一鍵槽。應將該軸段直徑增大3%。即 d=201.03=20.6mm 取直徑d=25mm
（2）軸的結構設計：
圖5.3 傳動軸結構圖
1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
軸12段與刀具配合，有計算可知d12=25mm，取l12=20mm。
2)軸23段與軸45段與軸承配合，選擇深溝球軸承，軸承代號6003，dDB=173510,所以取d23=d45=30mm。L23=L45=30mm，根據(jù)軸承右端使用軸肩定位,軸肩取值4mm，所以取d34=34mm，取L34=80mm。
取L56=50mm。
3)鍵的選擇
根據(jù)軸12段的尺寸要求，選擇A型普通平鍵，bhl=558。軸56段與聯(lián)軸器配合，根據(jù)軸徑尺寸，選用普通平鍵A型，bhl=10816。
選擇聯(lián)軸器
由于整體裝置的體積不易過大所以根據(jù)軸56段的直徑，選用LT3型彈性套柱銷聯(lián)軸器
5.6 軸的校核
由文獻[10]式9-9有：
N
由文獻[10]式9-10有：
N
則經(jīng)受力分析有：
N
N
畫軸的空間受力圖
圖5.4 傳動軸各危險面載荷圖
5.7 本章小結
本章主要從事斷屑裝置的設計，包括設計方案，對電機的選擇，箱體的大小，以及盤形切斷器的設計計算，傳動軸的設計計算和對軸的校核以達到斷屑目的。
結 論
自動斷屑和排屑裝置的設計是針對市場的需要而設計的，從而能有效地滿足當今市場上對斷屑排屑裝置的需求,它具有如下的優(yōu)點:傳動平穩(wěn)，傳動效率高，生產(chǎn)效率高，勞動強度低，產(chǎn)品質(zhì)量好，經(jīng)濟性好，人性化等優(yōu)點。
本設計中,主要完成了以下幾個方面的內(nèi)容:
（1）對現(xiàn)有的斷屑排屑裝置進行分析，系統(tǒng)方案進行比較，選出最優(yōu)、合理的方案。
（2）完成電機的選擇，帶傳動設計，減速器的設計，鏈傳動等結構設計。
（3）進行機械系統(tǒng)部分計算及選取相關的機械零件。
（4）畫出斷屑和排屑裝置的總體結構圖，減速器的裝配圖，及相關零件圖。
相關零部件設計及參數(shù)總結如下：
本設計的總體傳動方案為：電動機——帶傳動——減速器——鏈傳動。
（1）電機的選擇：選用交流電機，Y系列三相異步電動機。選擇電動機型號為Y90L-6，額定功率為1.1kw，滿載轉速為910r/min，外伸軸徑 D=24mm，軸外伸長度E=50mm
（2）V帶的設計：選用普通V帶傳動。i=3,mm，mm，中心距：mm，V帶根數(shù)Z=2。
（3）鏈傳動設計：選用滾子鏈。型號為16A，其節(jié)距P=25.4mm；鏈輪Z=17，
d=141.11mm,惰輪Z=13，d=105.83mm.
當然,任何產(chǎn)品剛設計出來都不會是完善的,毫無缺陷的,必須在實踐之中發(fā)現(xiàn)它的不足,再來進行改進,如此反復,才能最終達到滿意的效果。經(jīng)過客觀的分析后，本設計由于以經(jīng)濟性為第一設計思想，可能存在如下的不足，如減速器整體結構稍大，造成整個排屑裝置機頭的布置占用空間大；在設計過程在人性化的考慮還不夠等等。這些問題只有在實踐中采取相應的措施來才能不斷完善。
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