机械毕业设计（论文）-钻铣式电解铝静置炉开口机设计【全套图纸】 .doc

内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）内蒙古科技大学本科生毕业设计说明书（毕业论文）题 目： 钻铣式电解铝静置炉开口机设计学生姓名：学 号：0604103513专 业：机械设计制造及其自动化班 级：机械06-5班指导教师：45钻铣式电解铝静置炉开口机设计摘要电解铝静置炉开口设备是铝厂的一种常用设备，其功能是用来打开电解铝静置炉铝口，实现现代化电解铝加工。本课题设计的是电动开口机的机械结构，其结构主要由回转部分和钻进部分等组成。开口机吊挂在与炉壁相紧固的横梁上,送进机构由电机带动丝杠传动，通过摩擦离合器调控送机机构，并用光杠导向，打开铝口后，再迅速退回至原来位置。本课题主要分析了开口机的结构组成，设计了组成各部分的机构部件，同时论述了各部分机构的运动特点及各部分的计算设计过程和必要的强度校核。关键词：钻铣式；电解铝静置炉；开口机drilling and milling machine-style design of aluminum holding furnace openingsabstractaluminum holding furnace opening machine is the general equipment in the aluminum plant. it is used to use to open the aluminum holding, and to complete aluminum smelting in furnace. this topic is the design of electric aluminum holding drill, the structure of the main part by the rotary drilling and some other components. opening machine and the furnace wall hanging with the fastening of the beam, screw feeding mechanism driven by a motor drive, friction clutch control delivery through the machine body, and light bar-oriented, open aluminum mouth, then quickly returned to its original position. the main topic of aluminum holding drills structure and design of the component parts of the body parts, meanwhile, the author discusses some of the characteristics of the movement and the part of the calculation of the design process and the necessary strength check.key words: drilling and milling; aluminum holding furnace; tapping machine 目 录摘要iabstractii第一章 绪论11.1 本课题国内外发展状况11.2 本课题研究的意义及其发展前景1第二章 本课题的总体设计方案22.1 课题设计参数及要求22.2 设计方案2第三章 钻杆旋转机构的设计23.1 电动机的选择231.1 选择电动机的类型331.2 确定电动机的型号33.2 传动装置的总传动比及其分配43.3 计算传动装置的运动和动力参数43.3.1 各轴转速43.3.2 各轴功率43.3.3 各轴功率43.4 齿轮零件的设计计算53.4.1 高速级齿轮的设计53.4.2 低速级齿轮的设计93.5 轴的设计143.5.1中速轴的设计143.5.2低速轴的设计183.6 钻杆和铣头的设计223.6.1 钻杆结构的设计223.6.2 钻杆强度的校核233.6.3 铣头的设计24第四章 送进导向机构的设计254.1 送进机构的设计254.1.1 丝杠的设计254.1.2齿轮零件的设计计算274.1.3 轴的设计314.2 导向定位机构的设计394.2.1 光杠的设计394.2.2 吊挂梁的设计计算40总结43参考文献44致谢45第一章 绪论1.1 本课题国内外发展状况电解铝静置炉开口机是静置炉前重要设备之一。目前电解铝静置炉开口方法是采用特殊材料堵完出铝口后，立即用钻头钻到一定深度，然后换上较钻头稍细的铁棒插透铝口，再后退100mm左右，将钎子放在铝口里不动，待下次出铝时，人工将铁棒拔出，铝口便自动打开。由于现有的电解铝静置炉开口设备较少，比较单一粗略，则考察同类设备高炉开铁口机。随着高炉冶炼技术的发展,现代化大型高炉均采用高冶炼强度、高顶压的冶炼方法.以前的电动、气动、气液复合、电气复合等几种类型的开铁口机,已不适应高炉高强度冶炼技术的要求。因开出铁口的孔道不规则，铁口事故多，而且打开坚硬炮泥的铁口较困难，阻碍了炼铁生产的发展，新型开铁口机的研制势在必行。近年来，国外各大钢铁公司都相继研制出适合各自国情的不同类型开铁口机。主要流行的有德国dds型，卢森堡pw型、日本的tpty型及英国戴维型等。目前，国内外应用于高炉的开铁口机类型较多，但其钻冲机构、导向送进机构基本结构都大致相同，只是传动形式有所不同，大致可分为电动、气动、气液复合传动等类型。随着高炉冶炼技术的发展和冶炼强度的提高，现今开铁口机正逐步向可靠性强、操作安全性高，控制系统远距离人工操作的全液压新型系统发展。1.2 本课题研究的意义及其发展前景开口设备是炉前设备三大重点设备之一，其工作性能的好坏直接关系到电解铝静置炉生产的顺利与否。包头铝厂的电解铝静置炉的开口设备为人工开凿，并没有任何机械设备。随着电解铝的生产水平的提高，给开口设备的工作提出了更高的要求，原先存在的一些缺陷和不足逐渐暴露出来，直接制约着生产水平进一步的提高，为此在对同类开口设备进行研究的基础上对电解铝静置炉开口设备进行改造。现有的开口方法比较简单、粗略，加大了工人的工作难度，工作环境也较为恶劣。在冲击过程中，一旦把炉眼砖从炉壁内侧破碎，则必须停炉维修，经济损失巨大，同时钢材损坏也较多。所以该课题将会大大改善了工人的工作环境，同时将加快了工作的效率。节约了大量的钢材备用件的消耗，节约了人力和物力的资源浪费。这将大大提高了工厂的经济效益，其具有较好的推广使用价值。第二章 本课题的总体设计方案2.1 课题设计参数及要求(1).炉壁厚度：480，铣头行程500；(2). 炉眼直径：6080，炉眼材料可用合金钻头切削；(3)完成开口操作时间小于15分钟； (4)便于操作，不工作时不占用炉前空间；(5)全机械化作业、自动化作业。(6)结构简单、寿命长、便于维护。2.2 设计方案开口机采用钻铣式，全机械化。根据现场状况，可参考高炉开铁口机工作原理和结构进行清炉机的总体方案设计，方案中主要应有以下装置组成：钻杆旋转机构（包括电机、减速机、钻头夹持装置等，如图2.1）、送进导向机构。开口机吊挂在与炉壁相紧固的横梁上；送进机构由电机带动丝杠传动，通过摩擦离合器调控送机机构，并用光杠导向；铣头与钻杆采用螺纹连接。设计选择的参数：钻头直径5055毫米，最低转速2转/秒；速度0.002-0.006m/s；钻进电机功率2.2kw。图2.1钻杆旋转机构1电动机 2、3齿轮 4钻杆第三章 钻杆旋转机构的设计3.1 电动机的选择31.1 选择电动机的类型电动机类型和结构型式要根据电源（交流或直流）、工作条件（温度、环境、空间尺寸等）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。按照工作要求用yzr系列起重及冶金用三相异步电动机。yzr系列为绕线转子电动机，有较高的机械强度及过载能力，转动惯量小，适于频繁快速启动及反转频繁的制动场合。31.2 确定电动机的型号根据设计参数电动机功率为2.2kw,以及选定的电动机类型，由参考文献【1】表17-1-87查得电动机数据列于表3.1中电动机型号额定功率/kw转速/额定转矩/质量/kgyzr132m12.29450.0696.5表3.1其电动机安装尺寸及外形尺寸如下图3.1及表3.2:图3.1机座号安装尺寸外形尺寸（不大于）凸缘号defgmnpst孔数/个adlallb132mff21538k6801033265230300154423014640565m30x2表3.23.2 传动装置的总传动比及其分配计算总传动比： 根据电动机转速及钻头转速，可得传动装置所要求的总传动比为 合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近（即两个大齿轮分度园直径接近），且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即式中：高速级传动比 减速器传动比又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为35，所以选, 。3.3 计算传动装置的运动和动力参数3.3.1 各轴转速3.3.2 各轴功率 3.3.3 各轴功率3.4 齿轮零件的设计计算3.4.1 高速级齿轮的设计设计参数:3.4.1.1 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。(1)按图2.1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)开口机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb 10095-88）。(3)材料选择。由参考文献【2】表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。(4)试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。3.4.1.2 按齿面接触强度设计按参考文献【2】式（10-9a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）试选kt=1.32）由参考文献【2】表10-7选取齿宽系数d=13）小齿轮传递的转距4）由参考文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数5）由参考文献【2】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限6）由参考文献【2】式（10-19）计算应力循环次数7）由参考文献【2】图10-19查得接触疲劳寿命系；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由参考文献【2】式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3) 计算齿宽b 4)计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 5)计算载荷系数k已知载荷平稳，由参考文献【2】表10-2选取使用系数取；根据，7级精度，由参考文献【2】图10-8查得动载系数；直齿轮，；由参考文献【2】图10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， ；由，查参考文献【2】图10-13得，故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）得 7）计算模数3.4.1.3 按齿根弯曲强度设计由参考文献【2】式（10-5） （1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献【2】中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳极限；2）由参考文献【2】图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力s=1.4，由参考文献【2】式（10-12）得 4）计算载荷系数5）查取齿型系数由参考文献【2】表10-5查得；。6）查取应力校正系数 由文献【2】表10-5查得；。7）计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大(2) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.39并就近圆整为标准值，并按接触疲劳强度算出的分度圆直径=47.133mm，算出小齿轮齿数 大齿轮数，取=115。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.4.1.4 几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径 2）计算中心距 3）计算齿轮宽度 mm则取；。3.4.2 低速级齿轮的设计设计参数：3.4.2.1 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）按图2.1所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。2）开口机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（gb10095-88）3）材料及热处理：选择参考文献【2】表10-1小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取3.4.2.2 按齿面接触强度设计按参考文献【2】式（10-9a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）试选kt=1.32）由参考文献【2】表10-7选取齿宽系数d=13）小齿轮传递的转距4）由参考文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数5）由参考文献【2】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限6）由参考文献【2】式（10-19）计算应力循环次数7）由参考文献【2】图10-19查得接触疲劳寿命系；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由参考文献【2】式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3) 计算齿宽b 4)计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 5)计算载荷系数k已知载荷平稳，由参考文献【2】表10-2选取使用系数取；根据，7级精度，由参考文献【2】图10-8查得动载系数；直齿轮，；由参考文献【2】图10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， ；由，查参考文献【2】图10-13得，故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）得 7）计算模数3.4.2.3 按齿根弯曲强度设计由参考文献【2】式（10-5） （1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献【2】中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳极限；2）由参考文献【2】图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力s=1.4，由参考文献【2】式（10-12）得 4）计算载荷系数5）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；。6）查取应力校正系数由文献2表10-5查得；。7）计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大(2) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.69并就近圆整为标准值，并按接触疲劳强度算出的分度圆直径=74.752mm，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 ，取=78。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.4.2.4 几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径 2）计算中心距 3）计算齿轮宽度 mm则取；。小结： 表 3.3项目d/mmzm/mmb/mm材料高速级齿轮146.5311.551.540gr齿轮2172.511546.545钢低速级齿轮3743727940gr齿轮4156787445钢3.5 轴的设计由图2.1所示的设计方案可知，高速轴同时是铣头旋转机构中的零件，也是送进导向机构的零件，高速轴将在后面送进导向机构设计中设计。3.5.1中速轴的设计已知参数：，3.5.1.1求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为 而 由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为，圆周力，径向力的方向如图3.3所示。 图3.2 中速轴结构图3.5.1.2初步确定轴的最小直径先按参考文献【2】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献【2】表15-3，取，于是得3.5.1.3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图3.2。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61807，其尺寸为的,故。2）取安装小齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端采用螺母定位。已知齿轮轮毂的宽度为79mm，为了使螺母可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=4mm，则轴直径。3) 取安装大齿轮处的轴段-的直径，齿轮的右端采用螺母定位。已知齿轮轮毂的宽度为46.5mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取h=5mm，则轴直径。4）取小齿轮距箱体内壁之距离，由箱体结构，大齿轮距箱体内壁的距离为，箱体壁厚c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度t=7mm，则 5）取-轴段和-轴段直径为25mm，选用选用高强度大六角螺母固定齿轮，根据轴径选m24的螺母及垫圈，则。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由参数文献【2】表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理，由参数文献【2】表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为32mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献【2】表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图3.2。3.5.1.4 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3.2）做出轴的计算简图（图3.3），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30207型圆锥滚子轴承，由参考文献【1】中查得a=15.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图3.3）。 图3.3 中速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面b和c是轴的危险截面。现将计算出的截面b和c处的的值列于下表（参看图6）。 表3.4载荷水平面h垂直面v支反力fn，弯距m总弯距扭距t3.5.1.5 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献【2】式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献【2】表15-1得。因此，故安全。3.5.2低速轴的设计已知参数：，3.5.2.1 求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知 ，圆周力，径向力的方向如图3.4所示 图3.4 低速轴结构图3.5.2.2 初步确定轴的最小直径先按参考文献【2】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献【2】表15-3，取，于是得3.5.2.3 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图3.4。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，同时受到钻杆的轴向力作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承3216，其尺寸为的,故；右端圆锥滚子轴承采用轴肩进行轴向定位，故取。3）轴承端盖的总宽度为8mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求以及钻杆连接要求，故取。4）取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮的左端与左箱体之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为74mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=5mm, 则轴环处的直径及长度为。5）轴右端采用深沟球轴承固定，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61815，其尺寸为的,故；右端滚动轴承采用轴承端盖进行轴向定位。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由参数文献【2】表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图3.4。3.5.2.4 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3.4）做出轴的计算简图（图3.5），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取b值。对于6309型深沟球轴承，由参考文献1中查得b=25mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图3.5）。 图3.5 低速轴的弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的的值列于下表（参看图3.5）。表3.5载荷水平面h垂直面v支反力fn，n，弯距m总弯距扭距t3.5.2.5 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。3.6 钻杆和铣头的设计3.6.1 钻杆结构的设计选取钻杆的材料为45钢，调质处理。钻杆分成四段，即铣头、进入铝口内的短钻杆、长钻杆和带有密封的空心连接轴，并且钻杆全部都是空心（如图3.6所示），其作用有二：1）在铣头铣孔过程中其冷却作用；2）及时把铣下来的粉尘吹出以利于铣孔作业的顺利的进行。 在接近钻杆的连接轴处有一个风盒子(图3.7)，风从风盒子外壳上的固定进风孔吹入，通过连接轴圆周上的四个进风孔，送进钻杆中心孔道，从钻头中心小孔吹出来。既旋转又通风的装置是端面密封，或叫机械密封，密封盒的外壳是浮搁在转动轴上的，但和减速机机壳固定，并不转动，弹簧盘2通过滑键8随连接轴6转动，借弹簧4将胶圈3压紧在黄铜摩擦片上，将1压紧在外壳法兰5上。构件1、2、3、4都随轴转动，但外壳不转，从而达到管子进风的目的，其密封之一是ac面，是被压紧的胶圈3密封，更重要的是ab摩擦面，这就是端面密封的特点。这是两个加工得十分光洁的、压紧的、相对转动着的平面，中间开有油槽，作密封面上的润滑，它对0508mpa的压缩空气或更大压力的水有良好的密封效果。图3.7由前面所计算的低速轴的最小直径，由设计方案基本参数可知，炉壁厚度：480，铣头行程500； 炉眼直径：6080，则选取铣头直径54mm，短钻杆、长钻杆直径均为80mm，连接轴直径为110mm。短钻杆长度为180mm，长钻杆长度为300，连接轴长度为210mm。3.6.2 钻杆强度的校核已知参数：， 3.6.2.1 校核长短钻杆强度长短钻杆的直径均为d=80mm，轴壁厚=8mm。3.6.2.1.1 抗扭截面模量的计算 3.6.2.1.2 轴的强度校核 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。3.6.2.2 校核连接轴的强度 连接轴的直径为d=105mm，轴壁厚=12mm。3.6.2.2.1 抗扭截面模量的计算 3.6.2.2.2 轴的强度校核 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。3.6.3 铣头的设计铣刀选用立铣刀，采用硬质合金材料，直径为54mm，铣刀长度为90mm。3.6.3.1选定铣刀的类型、材料由于课题方案用铣刀钻铣铝口，故选用立铣刀。立铣刀的端面及圆柱面上都有刀刃，在圆柱面上的刀刃为主刀刃，一般为螺旋齿，而在端面上的刀刃为副刀刃，可用来加工与侧面相垂直的底平面。铝口由一种坚硬的混合物质堵塞，则铣刀采用硬质合金材料。3.6.3.2 立铣刀的几何参数选用立铣刀直径为54mm，铣刀长度为90mm。根据参考文献3表5-2，选出立铣刀主刀刃的前角为10，为了减少刀刃的前角，使其有足够的强度，在端刃前刀面上一般莫有棱边，其宽度为0.4-1.2mm，前角为6。根据参考文献3表5-3，选出立铣刀后角为16，立铣刀的螺旋角为42（粗齿）。第四章 送进导向机构的设计4.1 送进机构的设计4.1.1 丝杠的设计4.1.1.1 选择材料和许用应力螺杆材料选45钢，调质处理，由参考资料【1】不爱12-1-10可得 ，手动可取。螺母材料选zcual10fe3。由参考资料1表12-1-10可得，取50mpa，取35mpa。4.1.1.2 按耐磨性计算螺纹中径由参考资料1表12-1-4中公式（1），取=1.7，由gb/t 5796.31986（参考资料1）可选，。4.1.1.3 自锁性验算由于为单头螺纹，导程s=p=1.5mm，故螺纹升角为由参考资料1表12-1-7钢对青铜f=0.080.10，取0.09，可得，故自锁可靠。4.1.1.4 螺杆强度验算由参考资料1表12-1-3，螺纹摩擦力矩。代入参考资料1表12-1-4中的式（4）得4.1.1.5 螺母螺纹强度验算因螺母材料强度低于螺杆，故只验算螺母螺纹强度即可。由参考资料1表12-1-4得，压根宽度b=0.65p=0.651.5=0.975mm，基本齿牙高由参考资料1代入表12-1-4中的式（7）及式（8）有，4.1.1.6 螺杆的稳定性验算螺杆最大工作长度为l=500mm,按两端固定由参考资料1从表12-1-5，可得=0.5，由表12-1-4，按参考资料1表1-1-127对45钢，a=461mpa，b=2.568mpa，=100mpa，=60mpa。稳定条件满足。4.1.1.7 丝杠效率的计算由参考资料1表12-1-4中式（16），有4.1.2齿轮零件的设计计算基本参数丝杠导程p=1.5mm;丝杠导向速度v=0.002-0.006m/s=120-360mm/min，取v=300mm/min；则齿轮传动比4.1.2.1 选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）开口机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（gb10095-88）2）材料及热处理：由参考文献2表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。3）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取4.1.2.2 按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-9a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）试选kt=1.32）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=13）小齿轮传递的转距4）由参考文献2表10-6查得材料的弹性影响系数5）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限6）由参考文献2式（10-19）计算应力循环次数7）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由参考文献2式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3) 计算齿宽b 4)计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 5)计算载荷系数k已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取；根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数；直齿轮，；由参考文献2图10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， ；由，查参考文献2图10-13得，故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）得 7）计算模数4.1.2.3 按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-5） （1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳极限；2）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力s=1.4，由参考文献2式（10-12）得 4）计算载荷系数5）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；6）查取应力校正系数由文献2表10-5查得；。7）计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大(2) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.39并就近圆整为标准值，并按接触疲劳强度算出的分度圆直径=46.03mm，算出小齿轮齿数 取=31，则，取=146。4.1.2.4 几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径 2）计算中心距 3）计算齿轮宽度 mm则取；。4.1.3 轴的设计4.1.3.1 高速轴的设计已知参数：4.1.3.1.1 求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮1的分度圆直径为 而 高速级小齿轮2的分度圆直径为 而 圆周力，径向力的方向如4.1所示。 图4.1 高速轴结构图4.1.3.1.2 初步确定轴的最小直径先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距，查参考文献1公式6-2-1，得 （n.m）由参考文献1查得，取1.0，k取1，取1，取1.4，则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查参考文献1标准gb/t5043-2003，选用gy5型凸缘联轴器，其公称转距为400n.m。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度l=125mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.1.3.1.3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图4.1。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段长度应比略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61808，其尺寸为的,故。3）由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴，齿轮1和2均做在轴上。参照工作要求并根据，左端滚动轴承与轴之间采用轴肩定位，故选，。同理右端滚动轴承与轴之间也采用轴肩定位，因此，取。 4）轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。5）已知高速级齿轮1轮毂长b=51.5mm,做成齿轮轴， 则，高速级齿轮2轮毂长b=51.5mm,做成齿轮轴， 则。6）取齿轮距箱体内壁之距离a1=1.5mm，a2=6,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=10.5mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=3.5mm。已知滚动轴承宽度t=7mm，低速级小齿轮1轮毂长l=51.5mm，小齿轮2轮毂长。 则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图3。4.1.3.1.4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图4.1）做出轴的计算简图（图4.2），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取b值。对于61808 深沟球轴承，由参考文献1中查得b=7mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图4.2）。图4.2 高速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的，的值列于下表（参看图4.2）。表4.1载荷水平面h垂直面v支反力fn，n，弯距m总弯距扭距t4.1.3.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。4.1.3.2 低速轴的设计4.1.3.2.1 求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知 ，圆周力，径向力的方向如图4.3所示图4.3 低速轴结构图4.1.3.2.2 初步确定轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得可见低速轴的最小直径显然是安装离合器处轴的直径（图4.3）。为了使所选的轴与摩擦离合器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。离合器的计算转距 ，查参考文献1表6-3-3，故取，则按照计算转距应小于摩擦离合器公称转距条件，由参考资料【4】表22.7-5表可得，额定转矩：160n.m；轴颈： =45mm；摩擦面对数：z=10；摩擦面直径(外径)为98mm； 摩擦面直径(内径)为72mm； 接合力为250n；压紧力为3250n4.1.3.2.3 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图4.3。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半离合器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=55mm。半离合器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半离合器上而不压在轴的端面上，故-段长度应比略短一些，现取2）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32911，其尺寸为的,故。3）取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为46.5mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用螺母定位，螺母选用m54高强度大六角螺母，垫圈选高强度螺栓钻用垫圈m54，则轴-段直径，取。4）轴承端盖的总宽度为10mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半离合器右端面间的距离,故取。5）取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度t=17mm，高速级小齿轮轮毂长l=46.5mm，左端套筒长。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半离合器与轴的周向定位均采用平键连接。按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为36mm；同时为了保证半离合器与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为。同样，半离合器与轴连接，选用平键截面，半离合器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图4.3。4.2 导向定位机构的设计4.2.1 光杠的设计首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（图4.4），由于吊挂横梁是左右移动的，当取吊挂横梁移动到最左右两侧的时候产生最大弯矩，计算吊挂横梁移动到最右端时光杠所受到的弯矩。根据光杠的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图4.5）。从图中看出b截面的弯矩最大，所以1-1截面可能是危险截面。此外，在截面3-3上虽然弯矩较小，但这个截面的直径也较小，也有可能是危险截面，所以要算出这个截面的弯矩,。选取光杠的材料为45