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原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 宁 XX 大学 毕业设计(论文) 立式车床刀具伺服刀库结构设计 所 在 学 院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指 导 老 师 年 月 日 II 摘 要 90 年代以来，数控加工技术得到迅速的普及发展，高速加工中心作为 新时代数控机床的代表，已在机床领域广泛。自动换刀刀库的发展俨然已 超越为数控加工中心配套的角色，在其特有的技术领域发展出符合机床高 精度、高效率、高可靠度及多任务复合等概念的独特产品。本课题是链式 刀库的总体设计、传动设计、结构设计以及传动部分的运动和动力设计。 这种刀库在数控加工中心上应用非常广泛,其换刀过程简单，换刀时间短；总 体结构简单、紧凑，动作准确可靠；维护方便，成本低。本课题的目的就是要 通过对立式车床刀库的优化设计以提高换刀速度，减少助助时间。 在进行设计时，采用了系统化设计方法，将设计看成由若干个设计要素组 成的一个系统，每个设计要素具有独立性，各个要素间存在着有机的联系，并 具有层次性，所有的设计要素结合后，即可实现设计系统所需完成的任务。 在借鉴和参考大量有关刀库的机械结构后，结合实际情况，决定采用链式 刀库双手式机械手换刀方案，根据机械设计与机械原理等有关知识对立式车床 刀库进行设计，采用 AutoCAD 2004 中文版对刀库及关键零件进行绘制。 关键词：加工中心；刀库；数控加工关键词：加工中心；刀库；数控加工 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 Abstract Since the 1990s,CNC machine technology has made the rapid and universial development, as a new era of the representatives of NC machine tools. High-speed processing center has been widely used in the field of machine tools. The development of automatic Tool Chane, tool house in recent years seems to have gone beyond the NC Center for supporting the role of technology in their unique areas of development to meet the high-precision machine tools, high efficiency and reliability, and more complex tasks, such as the concept of unique products. The tool house as a processing center one of the most important part, it has a direct bearing on the development of the processing centers development. This paper completed the overall design, transmission design, structure design and the transmission parts movement and dynamic design of the sword library. Such a tool house in the CNC Machine Center is widely used, the tool change is simple, tool change time is short; overall structure is simple and compact. Action is accurate and reliable; convenient maintenance and low cost. The purpose of this project is to improve the speed of the tools change and reduce auxiliary time through the optimization design of the JCS-013 type NC horizontal boring and milling machine tool store. In developing the design, I have adopted the systematic design method. The design is regarded as a system which is consisted of several design elements. Each design elements is in depend , but there is the organic relation between them and they are of different levels. The system can realize the required task after that all the design elements combined. According to actual condition, I introduce the chain knife library of robot hands cutter replacement plan after referencing to the vast library mechanical structure of the sword. According to the Mechanical Design, the Mechanical Principle and other relevant knowledge, there are some designs about JCS-013 type nc horizontal boring and milling machine tool store and I have drew the key parts of library using AutoCAD 2004. Keywords: machining center; Tool house; NC IV 目 录 摘 要 . II Abstract. III 目 录 IV 第 1 章 绪 言 1 1.1 本课题在国内外的研究动态 1 1.1.1 刀库产品目前的水平 . 2 1.1.2 刀库系统的发展趋势 . 2 1.1.3 刀库系统的发展方向 . 3 1.2 课题的目的、意义和开展研究工作的设想 3 1.2.1 课题的目的 . 3 1.2.2 开展研究工作的设想 . 3 1.2.3 课题设计方案的选择和设计手段 . 4 第 2 章 刀库传动系统设计 6 2.1 刀库主要设计参数 6 2.2 刀库驱动马达的选择 6 2.2.1 刀库负载转矩 TF 计算 6 2.2.2 确定马达转数 . 8 2.3 齿轮设计参数 9 2.3.1 选择齿轮材料、热处理方法及精度等级 9 2.3.2 按齿面接触疲劳强度设计齿轮 9 2.3.3 主要参数选择和几何尺寸计算 . 11 2.3.4 齿根校核 12 2.3.5 轴的设计 13 2.3.6 滚动轴承的选择与校核计算 . 18 2.3.7 键联接的选择及其校核计算 19 第 3 章 链参数计算 22 3.1 传送链的设计 22 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 3.2 链式轴的设计 23 3.2.1 驱动轴的设计 23 3.3 轴承的选型及校核 25 3.4 链强度计算 27 3.4.1 链传动的运动特性 27 3.4.2 链传动的动载荷 28 3.4.3 链传动的受力分析 29 3.4.4 滚轮接触强度的计算 30 第 4 章 刀库准停系统的设计 30 结 论 33 参考文献 34 致 谢 35 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第 1 章 绪 言 1.1 本课题在国内外的研究动态 随着中国经济的快速发展，进入 21 世纪，我国机床制造业既面临着提 升机械 制造业水平的需求而引发的制造装备发展的良机，也面临着加入 WTO 后激烈的市 场竞争的压力。从技术层面上讲，加速推进数控技术将是解决机床制造业持续发展 的一个关键。 数控机床及由数控机床组成的制造系统是改造传统产业、构建数字化企业的重 要基础装备， 它的发展一直备受人们关注。 数控机床以其卓越的柔性自动化的性能、 优异而稳定的精度、灵捷而多样化的功能引起世人瞩目，它开创了机械产品机电一 体化发展的先河，因此数控技术成为先进制造技术中的一项核心技术。另一方面， 通过持续的研究，信息技术的深化应用促进了数控机床的进一步提升 【1】 。 随着数控技术的发展，采用数控系统的机床品种日益增多，有车床、铣床、镗 床、钻床、磨床、齿轮加工机床和电火花加工机床等。此外还有能自动换刀、一次 装卡进行多工序加工的加工中心、车削中心等。 数控机床主要由数控装置、伺服机构和机床主体组成，输入数控装置的程序指 令记录在信息载体上， 由程序读入装置接收， 或由数控装置的键盘直接手动输入2。 随着微电子技术、计算机技术和软件技术的迅速发展，数控机床的控制系统日 益趋向于小型化和多功能化，具备完善的自诊断功能，可靠性也大大提高，数控系 统本身将普遍实现自动编程。 未来数控机床的类型将更加多样化，多工序集中加工的数控机床品种越来越 多；激光加工等技术将应用在切削加工机床上，从而扩大多工序集中的工艺范围； 数控机床的自动化程度更加提高， 并具多种监控功能， 从而形成一个柔性制造单元， 更加便于纳入高度自动化的柔性制造系统中3。 数控机床为了进一步提高生产率，进一步压缩非切削时间，现代的机床逐步发 展为在一台机床上一次装夹中完成多工序或全部工序的加工。数控机床为了能在工 件一次装夹中完成多个工步，以缩减辅助时间和减少多次安装工件引起的误差，通 常带有自动换刀系统。对工件的多工序加工而设置的存储及更换刀具的装置称为自 动换刀装置（Automatic Tool Changer，ATC） ；自动换刀（Automatic Tool Change 简 称 ATC）系统由控制系统和换刀装置组成 6 。在数控镗铣床的基础上，如果再配以 刀具和自动换刀系统，就构成加工中心（Machining center 简称 MC） 。在这类数控 机床上，自动换刀装置（ATC）是必不可少的4。例如加工中心机床又称多工序自 动换刀数控机床，它主要是指具有自动换刀及自动改变工件加工位置功能的数控机 2 床，具有自动换刀装置是加工中心机床的典型特征，是多工序加工的必要条件。自 动换刀装置的功能，对整机的加工效率有很大的影响5。 数控机床的自动换刀装置的结构形式多种多样，选择何种形式，主要取决于机 床的种类、工艺范围以及刀具的种类和数量等。本课题中的数控卧式镗铣床将采用 的是带刀库的自动换刀形式。 1.1.1 刀库产品目前的水平 在此概念基础下，刀库产品的发展现况为： （1） 超重刀库的发展： 发展出刀链系统能承载重量 70kg 以上之超重刀具， 拥有强力 锁刀装置的稳定刀链架构，可防止重型刀具于运转中坠落。 （2） 高效率且定位精度的驱动及选刀系统的发展：发展出高精度系统配置以及高质 量、高定位精度的伺服电动机及减速器，以符合选刀迅速、换刀精确的主要性 能需求。 （3） 多型式刀具容载刀库的发展：发展出同时可容纳多种型式刀具（如 ISO50 及 ISO60）的刀链系统，也被视为是必须时常变换使用多种主轴的加工中心的必 备装置。 （4） 不同型式刀及其任意点换刀系统的发展： 可以同时夹取不同型式刀具 （如 ISO50 及 ISO60） ，因应需求必须有不同的刀具。为了缩短换刀时间，多点式或任意点 式换刀系统是有必要的。 （5） 轻量化、低成本架构刀库的发展：发展出轻量化的塑钢射出刀套架构，整体重 量较传统刀库减轻 100kg 以上，成本大幅降低的刀库。 （6） 大型及高容量刀库的发展：在机床多功能趋势演化下，大量的刀具被使用在同 一台机床上，刀库的架构必须兼顾换刀效率及储刀效能，多变的刀库型体（可 容纳 120/180/200 把以上刀具）及多样精密的换刀系统（如各种立式、卧式、立 卧单点及多点式换刀系统） ，是其主要的特色6。 1.1.2 刀库系统的发展趋势 近年来刀库的发展俨然已超越其为装备的角色，在特有的技术领域中发展出符 合工具机高精度、高效能、高可靠度及多任务复合等概念产品，多样化产品，左右 工具机在生产效能及产品精度的表现。刀库的容量、布局，针对不同的工具机，形 式也有所不同。根据刀库的容量、外型和取刀的方式可大概分为斗笠式刀库、圆盘 式刀库、链条式刀库7。其发展趋势为： （1）高效能的产品 发展符合高荷重、高容量、高速化概念的刀库产品。 （2）轻量化、低成本的产品 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 发展符合重量轻、成本低概念的刀库产品。 1.1.3 刀库系统的发展方向 刀库系统作为自动化加工过程中所需的储刀及换刀需求的一种装置，为数控机 床缩短机床非切削时间，降低劳动强度提供了必要条件，是数控机床的重要的功能 部件，必将向以下几个方向发展。一方面随着主机的“单机多任务复合化”发展， 刀库也必将向容量大、结构精、速度快、效率高的方向发展，以适应主机的高转速、 高精度和强力切削的机械特性。此类刀库大部分为卧式刀库，有下面几个特点： （1） 可远距离传输。 （2） 换刀时可同步打刀，缩短换刀时间。 （3） 大容量且可扩充。 （4） 高效且精准的驱动和选刀系统。 （5） 控制系统复杂 （6） 刀具重量大。比如适合五轴联动的立卧转换伺服刀库。而另一方面，刀库仅作 为单纯的储刀仓功能存在，主轴主动抓刀的“固定地址换刀”刀库也是发展的 方向之一，此时刀库好比数控系统的一个控制轴，仅有旋转定位功能，如立车 刀库、转盘刀库等8。 尤其以 40 盘式刀库为代表，换刀速度和刀库重量已经成为衡量刀库性能的主 要参数之一，比如，吉辅 40 盘式刀库的换刀速度 1.1s，重量已经降到 295kg。 在选材上更环保，在制作过程中减少消耗，使用过程智能、安全等也是刀库 发展的方向之一。 1.2 课题的目的、意义和开展研究工作的设想 1.2.1 课题的目的 未来工具机产业的发展，均以追求高速、高精度、高效率为目标。随着切 削速度的提高，切削时间的不断缩短，对换刀时间的要求也在逐步提高；换刀 的速度已成为高等级工具机的一项重要指标。 本课题的目的就是要通过对刀库 的优化设计以提高换刀速度，减少助助时间。 1.2.2 开展研究工作的设想 为了达到减少辅助加工时间目的，综合考虑工具机的各方面因素，在尽可能短 的时间内完成刀具交换一般强调换刀速度快的卧式机台， 皆有几个特点： 1.刀臂短 2. 刀臂不一定成直线 3.两刀可能互相垂直 4.凸轮箱小且可移动。其主要目的是要让 换刀时，可动件之转动惯量小，以达到快速换刀之目的。该技术包括刀库的设置、 换刀方式、换刀执行机构和适应高速工具机的结构特点等。 4 （1）提高换刀速度的基本原则 工具机的换刀装置，通常由刀库和换刀机构组成，有些应用机械手臂换刀，有 些换刀方式并不需要机械手臂，刀库的形式和摆放位置也不一样。为了适合高速运 动的需要，高速工具机在结构上已和传统的工具机不同。以刀具运动进给为主，减 小运动工件的质量，已成为高速工具机设计的主流。因此，设计换刀装置时，要充 分考虑到高速工具机的结构特征9。 （2）提高换刀速度的主要技术方法 适合于工具机的快速自动换刀技术主要有以下几个方面：在传统自动换刀装置 的基础上提高动作速度，或采用动作速度更快的机构和驱动元件。例如，机械凸轮 结构的换刀速度高于液压和气动结构。根据高速工具机的结构特点设计刀库和换刀 装置的形式和位置。例如，传统工具机的刀库和换刀装置多装在立柱一侧，在高速 工具机则多为立柱移动的进给方式，为减轻运动件质量，刀库和换刀装置不宜再装 在立柱上。采用新方法进行刀具快速交换，不用刀库和机械手方式，而改用其它方 式换刀。例如不用换刀，用换主轴的方法。使用适合于高速工具机的刀柄。如 HSK 刀柄质量轻，装卸刀具的行程短，可以使自动换刀装置的速度提高。快速自动换刀 装置采用 HSK 空心短锥柄刀是发展的趋势。 1.2.3 课题设计方案的选择和设计手段 I 设计方案选择 刀库是刀具交换系统的一部分，加工中心的刀具交换系统也称为自动换刀装置 （ATC）,它通常是由刀库和机械手组成。自动换刀装置是加工中心不可缺少的组成 部分，也是加工中心的象征，又是加工中心成败的关键。 加工中心有立式、卧式、龙门式几种，所以这些机床的刀库和自动换刀装置也 是各种各样。加工中心上的刀库类型有鼓轮式刀库，链式刀库，格子箱式刀库和直 线刀库等。 （1）鼓轮式刀库： 应用较广，这种刀库的结构紧凑，但因刀具单环排列、定向利用率低，大容量 刀库的外径较大，转动惯量大，选刀时运动时间长。因此这种刀库的容量较小，一 般不超过 32 把刀具。 （2）链式刀具 容量较大，当采用多环链式刀库时，刀库的外形较紧凑，占用空间小，适合用 于做大容量刀库。 在增加存储刀具数目时， 可增加链条的长度， 而不增加链轮直径， 因此， 链轮的圆周速度不会增加， 且刀库的运动惯量不像鼓轮式刀库增加的那么多。 （3）格子箱式刀库 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 刀库容量大，结构紧凑，空间利用率高，但布局不灵活，通常将刀库安放于工 作台上。有时甚至在使用一侧的刀具时，必须更换另一侧的刀座板。 （4）直线式刀库 结构简单，刀库容量较小，一般用于数控车床，数控钻床，个别加工中心也有 采用。 换刀机械手分为单臂单手式，单臂双手式和双手式机械手。单臂单手式结构简 单，换刀时间较长，适用于刀具主轴与刀库刀套平行，刀库刀套轴线与主轴轴线平 行，以及刀库刀套轴线与主轴轴线垂直的场合。单臂双手机械手可同时抓住主轴和 刀库中的刀具，并进行拔出、插入，换刀时间短，广泛应用于加工中心上的刀库刀 套轴线与主轴平行的场合。双手式机械手结构较复杂，换刀时间短，这种机械手除 了完成拔刀、插刀外，还起运输刀具的作用。 结合所给题目，初步决定采用链式刀库双手式机械手换刀方案。 II 设计手段 采用系统化设计方法，将设计看成由若干个设计要素组成的一个系统，每个 设计要素具有独立性，各个要素间存在着有机的联系，并具有层次性，所有的设计 要素结合后，即可实现设计系统所需完成的任务。结合本课题实际，根据机械设计 与机械原理等有关知识对立式车床刀库进行设计，采用 AutoCAD 2004 中文版对刀 库及关键零件进行绘制。 6 第 2 章 刀库传动系统设计 2.1 刀库主要设计参数 安装形式：链式刀库 刀库容量：60 把 送刀方式：任意 拟定的设计参数 刀具尺寸（最大） ：长 400 毫米，直径 120 毫米 刀具重量（Mj） ：约 10 千克 链条快速移动速度为 8 米/分，慢速移动速度为 0.2 米/分。 2.2 刀库驱动液压马达的选择 刀库驱动液压马达的选择应同时满足刀库运转时的负载转矩 TF，和起动时的加 速转矩 TJ的要求。由于链条转速很低和液压马达惯性小、起动转矩小的特点，为了 计算简便，在计算时，忽略起动加速转矩 TJ，在最后结果上乘以一个工作系数。 2.2.1 刀库负载转矩 TF 计算 链式刀库负载转矩 TF用来克服刀具不平衡重力 FWmax和导向面的摩擦力 F， 如 图 2-1 所示。 FWmax ：不平衡重力；F3：摩擦力 图 2-1 链条受力分析图 F1和 F3是支承面的摩擦力;F2和 F4则是导向面上因刀具下垂而引起的摩擦力。 不平衡重力可按刀库一侧装满刀、一侧不装刀时的最大重力差值来计算。 （1）确定不平衡重力 FWmax 由图 2-1 知,不平衡重力 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 3m max gFW N31010 N300 M-刀具的质量 g-重力加速度 （2）确定摩擦力 F3 NF 3 (2-1) 钢与铜之间的摩擦系数，约取 0.2； N垂直作用在导向面上的压力，包括刀具、刀柄和刀座产生的重力，分别为 Wj， Wb，Wt。 N645 N10) 1000 8 . 721514. 3 10(3 )(3 2 LRMN d N1301296452 . 0 3 NF R刀座外半径，取 50mm； L刀座长度，取 210mm。 （3）确定每排刀具负载转矩 Tf mN6 . 8 mN)130300(02. 0 )( max3 WLf FFRT （4）确定每排刀具作用在主动轮上的负载转矩 Tz 2 321 / fz TT (2-2) mN 98. 096. 098. 0 6 . 8 2 z T mN5 .10 1圆柱齿轮传动效率，取 0.98； 2链传动效率,取 0.96； 3深沟球轴承传动效率，取 0.98。 （5）确定作用在液压马达上的负载转矩 Ty 8 4 3 2 1 4 i T T f y (2-3) mN25. 6 mN 98. 098. 09 5 .104 42 y T i液压马达轴至刀库轴的速比，取 9； 传动效率。 考虑到实际情况比计算时所设定的条件复杂，液压马达额定转矩 Ts 应为负载 转矩 Ty 的 1.5 倍，即 ys TT5 . 1 25. 65 . 1 mN85. 9 2.2.2 确定液压马达转数 由刀库设计参数知，链条快速移动速度为 8 米/分，即 8000mm/min，慢速移动速 度为 0.2 米/分，即 200mm/min。 （1）确定链轮周长 S mm850mm27214. 3 ds d=272mm（结构参数，自己设定，图纸表达了） （2）确定液压马达的转速范围 /min7 .41r/mi 850 98000 max nn /min118. 2r/min 850 9200 min n 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 根据参数，选型为 BM-R80 2.3 齿轮设计参数 2.3.1 选择齿轮材料、热处理方法及精度等级 齿轮材料、热处理方法及齿面硬度 因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传 动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查机械基础P322表 1410，小齿轮选用 45 号钢， 调质处理，硬度 260HBS；大齿轮选用 45 号钢，调质处理，硬度为 220HBS。 精度等级初选 减速器为一般齿轮传动，圆周速度不会太大，根据机械设计学基础P145表 57， 初选 8 级精度。 2.3.2 按齿面接触疲劳强度设计齿轮 由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲 劳强度决定，其设计公式为： 12 3 1 13.53 () E Hd KMuZ d u 确定载荷系数 K 因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相 对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查机械设计学基础P147表 58， 得 K 的范围为 1.41.6， 取 K1.5。 小齿轮的转矩 10 111 2.09 9550/955042.75842758 466.798 / min kW MPnN mN mm r 接触疲劳许用应力 lim im H N Hm PZ S ）接触疲劳极限应力 由机械设计学基础P150图 530 中的 MQ 取值线，根据两齿轮的齿面硬度， 查得 45 钢的调质处理后的极限应力为 lim1H =600MPa ， l i m 2H =560MPa ）接触疲劳寿命系数 ZN 应力循环次数公式为 N=60 n jth 工作寿命每年按 300 天，每天工作 8 小时，故 th=(300108)=24000h N1=60466.798124000=6.722108 8 81 2 N6 . 7 2 21 0 N = 1 . 6 8 11 0 i4 查机械设计学基础P151图 531，且允许齿轮表面有一定的点蚀 ZN1=1.02 ZN2=1.15 ) 接触疲劳强度的最小安全系数 SHmin 查机械设计学基础P151表 510，得 SHmin1 ）计算接触疲劳许用应力 HP 。 将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 lim11 1 min 600 1.02 612 1 HN p H Z MPaMPa S lim22 2 min 560 1.15 644 1 HN p H Z MPaMPa S ）齿数比 因为 Z2=i Z1，所以 21 4ZZ ）齿宽系数 由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查机械基础 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 P326表 1412，得到齿宽系数的范围为 0.81.1。取1 d 。 ）计算小齿轮直径 d1 由于 21pp ，故应将 1p 代入齿面接触疲劳设计公式，得 2 21 3 3 1 3.5313.53 189.81.54275841 ()45.80mm 61214 E Hd ZKM u dmm u 圆周速度 v 11 1 466.79845.80 1.12/ 60 100060 1000 n d vm s 查机械设计学基础P145表 57，v1 6 3 10和 N2= 8 1.681 10 6 3 10，查机械设计学基础P156图 5 34 得， YN1=1 , YN2=1 )弯曲疲劳强度的最小安全系数 SFmin 本传动要求一般的可靠性，查机械设计学基础P151表 510，取 SFmin1.2。 ）弯曲疲劳许用应力 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得 Flim1 FP1N1 Fmin 180 =Y =1MPa=150MPa S1.2 Flim2 FP2N2 Fmin 170 =Y =1MPa=141.67MPa S1.2 ）齿根弯曲疲劳强度校核 1 111 1 22 1.542758 =2.81MPa=33.37MPa 60 3 60 FFFP KT Y bmd 1 222 1 22 1.542758 2.2426.60 60 3 60 FFFP KT YMPaMPa bmd 因此，齿轮齿根的抗弯强度是安全的。 2.3.5 轴的设计 （1 1） 高速轴的设计高速轴的设计 选择轴的材料和热处理 采用45钢， 并经调质处理， 查 机械基础 P369表161， 得其许用弯曲应力 1 60MPa， 118106A。 初步计算轴的直径 由前计算可知：P1=2.09KW,n1=466.798r/min 其中，A 取 112。 1 3 3 1 2.09 11220.108mm 466.798 P dA n 主 考虑到有一个键槽，将该轴径加大 5%，则 d=20.108 105%=21.11mm22.4mm 查机械基础P458附录 1，取 d=25mm 轴的结构设计 高速轴初步确定采用齿轮轴，即将齿轮与轴制为一体。根据轴上零件的安装和固定 要求，初步确定轴的结构。设有 7 个轴段。 1 段：该段是小齿轮的左轴端与带轮连接，该轴段直径为 25mm，查机械基础P475 附录 23，取该轴伸 L160mm。 14 2 段： 参考机械基础P373，取轴肩高度 h 为 1.5mm，则 d2=d1+2h=28mm。 此轴段一部分用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。 3 段：此段装轴承，取轴肩高度 h 为 1mm，则 d3=d2+2h=30mm。 选用深沟球轴承。查机械基础P476附录 24，此处选用的轴承代号为 6306， 其内径为 30mm，宽度为 19 mm。为了起固定作用，此段的宽度比轴承宽度小 12mm。取此段长 L3=17mm。 4 段与 6 段：为了使齿轮与轴承不发生相互冲撞以及加工方便，齿轮与轴承之间要有一 定距离，取轴肩高度为 2mm，则 d4=d6=d3+2h=33mm，长度取 5mm，则 L4= L6 5mm。 5 段： ：此段为齿轮轴段。由小齿轮分度圆直径 d1=60mm 可知，d6=60mm。因为小齿轮的 宽度为 70mm，则 L5=70mm。 7 段：此段装轴承，选用的轴承与右边的轴承一致，即 d7=30mm，L717mm。 由上可算出，两轴承的跨度 L175 27097L mm 按弯矩复合强度计算 A、圆周力： 1 1 1 2242758 1425.3 60 t M FN d B、径向力： 0 11tan1425.3 tan20518.8rtFFN ）绘制轴受力简图 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 ）绘制垂直面弯矩图 轴承支反力： 1 518.8 259.4 22 AYBY Fr FFN 1 1425.3 712.65 22 AzBz Ft FFN 由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在垂直面弯矩为 1 9797 259.412580.9 22 cAY MFN mm 如图 ）绘制水平面弯矩图 2 97 712.6534563.5 22 cAZ L MFN mm ）绘制合弯矩图 2222 111()12580.934563.536782.01CVCHMcMMN mm 16 ）绘制扭转图 转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取 =0.6， 1 0.6 4275825654.8aMN mm ）绘制当量弯矩图 截面 C 处的当量弯矩： 2222 1() )36782.01(0.642758)44845.12cMecMMN mm )校核危险截面 C 的强度 轴上合成弯矩最大的截面在位于齿轮轮缘的 C 处，W0.1d43 1 3 44845.12 12.4860 0.1 33 Ce Mec MPaMPa W 所以 轴强度足够。 （2 2）低速轴的设计）低速轴的设计 选择轴的材料和热处理 采用45钢， 并经调质处理， 查 机械基础 P369表161， 得其许用弯曲应力 1 60MPa， 118106A。 初步计算轴的直径 由前计算可知：P2=2.007KW,n2=116.700r/min 计算轴径公式： 2 3 2 2 P dA n 即： 其中，A 取 106。 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2 3 3 2 2 2.007 10627.36 116.700 P dAmm n 考虑到有一个键槽，将该轴径加大 5%，则 2 27.36 1.0528.73dmm 查机械基础P458附录 1，取 d=30mm 轴的结构设计 根据轴上零件得安装和固定要求，并考虑配合高速轴的结构，初步确定低速轴的结 构。设有 6 个轴段。 1 段： 此段装联轴器。装联轴器处选用最小直径 d1=32mm，根据机械基础P482附录 32，选用 8232 8232 6 1 BJ J LT弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为 32mm，轴孔长度为 60mm。根据联轴器的轴孔长度，又由机械基础P475附录 23，取轴伸段（即 段）长度 L158mm。 2 段：查机械基础P373，取轴肩高度 h 为 1.5mm，则 d2=d1+2h=355 . 1232mm 此轴段一部分长度用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。 3 段：取轴肩高度 h 为 2.5mm，则 d3=d2+2h=35+2405 . 2mm。此段装轴承与套筒。 选用深沟球轴承。查机械基础 P476附录 24，此处选用的轴承代号为 6208，其内 径为 40mm， 宽度为 18mm。 为了起固定作用， 此段的宽度比轴承宽度小 12mm。 取套筒长度为 10mm，则此段长 L3=（18-2）+10+2=28mm。 4 段：此段装齿轮，取轴肩高度 h 为 2.5mm，则 d4=d3+2h=455 . 2240mm。因为大 齿轮的宽度为 60mm，则 L4=60-2=58mm 5 段： 取轴肩高度 h 为 2.5mm， 则 d5=d4+2h=50mm， 长度与右面的套筒相同， 即 L5=10mm。 6 段：此段装轴承，选用的轴承与右边的轴承一致，即 d6=40mm，L617mm。 由上可算出，两轴承的跨度 L182 106098mm 。 低速轴的轴段示意图如下： 按弯矩复合强度计算 A、圆周力： 2 2 2 2M2 164240 1351.770 243 tFN d B、径向力： 0 22tan1351.770tan20492rtFFN 18 ）求支反力 FAX、FBY、FAZ、FBZ 2 492 246 22 r AYBY F FFN 2 1351.770 675.885 22 t AzBz F FFN )由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在垂直面弯矩为 受力图： 1 98 24612054 22 cAY L MFN mm ）截面 C 在水平面上弯矩为： 2 98 675.88533118.365 22 cAz L MFN mm ）合成弯矩为： 2222 12 (1205433118.36535243.79 ccc MMMN mm ）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取 =0.6，截面 C 处的当量弯矩： 2222 2 ()44136(0.6 164240)104656.8 ecc MMaMN mm )校核危险截面 C 的强度 轴上合成弯矩最大的截面在位于齿轮轮缘的 C 处，W0.1d43 1 3 104656.8 11.48pa10rmin),可按基本额定动载荷计算值选择轴承，然后校核 其额定静载荷是否满足要求。 当轴承可靠性为 90、 轴承材料为常规材料并在常规条件 下运转时，取 500h 作为额定寿命的基准，同时考虑温度、振动、冲击等变化，则轴承 基本额定动载荷可按下式进行简化计算。 r Tn dmh CP ff fff C C基本额定动载荷计算值，N； P当量动载荷，N； fh寿命因数；1 fn速度因数；0.822 fm力矩载荷因数，力矩载荷较小时取 1.5，较大时取 2； fd冲击载荷因数；1.5 fT温度因数；1 CT轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N； 查表得，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。 在本输送装置中，可以假设轴承只承受径向载荷，则当量动载荷为： P=XFr+YFa 查文献3的表 6-2-18，得，X=1，Y=0； 所以，P=Fr=1128N。由以上可得： NP ff fff C Tn dmh 6 .30871128 1822. 0 5 . 15 . 11 本输送机中的轴承承受的载荷多为径向载荷， 所以选取深沟球轴承， 查文献的附表， 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 并考虑轴的外径，选取轴承 6305-RZ，其具体参数为：内径 d=25mm，外径 D=62mm， 基本额定载荷kN2 .22 r C，基本额定静载荷kN5 .11 0 r C，极限速度为 10000r/min，质 量为 0.219kg。 然后校核该轴承的额定静载荷。额定静载荷的计算公式为： r CPSC 0000 式中： 0 C基本额定静载荷计算值，N; 0 P当量静载荷，N； 0 S安全因数; r C0轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷， 查文献3的表 6-2-14 知，对于深沟球轴承，其当量静载荷等于径向载荷。 查文献3的表 6-2-14 知，安全系数2 . 1 0 S 则轴承的基本额定静载荷为： kNCNPSC r 2 .116 .135311282 . 1 0000 由上式可知，选取的轴承符合要求 3.4 链强度计算 3.4.1 链传动的运动特性 由于链是由刚性链节通过销轴铰接而成，当链绕在链轮上时，其链节与相应的轮齿 啮合后， 这一段链条将曲折成正多边形的一部分。 该正多边形的边长等于链条的节距 p， 边数等于链轮齿数 z，链轮每转过一圈，链条走过 zp 长，所以链的平均速度 v 为 v= 100060 11 pnz = 100060 22 pnz 式中： z 1、z2分别为主、从动链轮的齿数； n 1、n2分别为主、从动链轮的转速，r/min。 链传动的平均传动比 1 2 2 1 z z n n i 因为链传动为啮合传动，链条和链轮之间没有相对滑动，所以平均链速和平均传动 比都是常数。但是，仔细考察绞链链节随同链轮转动的过程就会发现，链传动的瞬间传 动比和链速并非常数我们知道，链条由刚性链板通过铰链连接而成。当链条绕在链轮上 时，其形状如图所示： 在主动链轮上， 铰链 A 正在牵引链条沿直线运动， 绕在主动链轮上的其他铰链并不 直接牵引链条，因此，链条的运动速度完全有铰链 A 的运动所决定。铰链 A 随同主动 28 链轮运动的线速度 111 rv 方垂直于 AO，与链直线运动方向的夹角为。因此，铰链 A 实际用于牵引链条运动的速度为 式中。R 1为主动链轮的分度圆半径，m。因为 是变化的，所以即使主动链轮转 速恒定，链条的运动速度也是变化的。当= 1 1 180 2z 时，链速最低；当=0，链 速最高， 1 是主动链轮上的一个链节所对的中心角。链速的变化呈周期性，链轮转过一 个链节， 对应链速变化的一个周期。 链速变化的程度与主动链轮的转速 1 n和齿数 1 z有关。 转速越高、齿数越少，则链速变化范围越大。 在链速 1 变化的同时，铰链 A 还带动链条上下运动，其上下运动的链速 sinsin 1111 Rvvy也是随链节呈周期性变化的。 在主动链轮牵引链条变速运动的同时，从动链轮上也发生着类似的过程。从动链轮 上的铰链 C 正在被直线链条拉动，并由此带动从动链轮以 2 转动。因为链速 x 方向与 铰链的 C 的线速度方向之间的夹角为，所以铰链 C 沿圆周方向运动的线速度为 cos 222 x v Rv 式中， 2 R为从动链轮的分度圆半径， 0 m 由此可知从动链轮的转速为 cos cos cos 2 11 2 2 R R R vx 在传动过程中因为在 2 2 180 z 内不断变化，加上也是不断变化，多以即使 1 是 常数， 2 也是周期性变化的。 从上式中可得链传动的瞬时传动比为 cos cos 1 2 2 1 R R i 可见链传动的瞬时传动比是变化的。链传动的传动比变化与链条绕在链轮上的多边 形特征有关，故以上现象称为链传动的多边形效应。 3.4.2 链传动的动载荷 链传动在工作过程中，链速和主从链轮的转速都是变化的，因而会引起变化的惯性 力及相应的动载荷。 链速变化引起的惯性力为F 1d =ma 式中：m紧边链条的质量，kg; c 链条变速运动的加速度，m/ 2 s。 如果视主动链轮匀速转动，则sin)cos( 2 1111 RR dt d dt dvx c 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 当 1 1 180 2z 时, ( 2 180 sin) 180 sin() 2 1 1 2 11 1 2 11max p z R z R c 从动链轮因角加速度引起的惯性力为F dt d R J d 2 2 2 式中：J从动系统转化到从动链轮轴的转动惯性，kg 2 .m; 2 从动链轮的角速度，rad/s. 链轮的转速越高，节距越大，齿数越少，则惯性力就越大，相应的动载荷也就越大。 同时，链条沿垂直方向也在做变速运动，也会产生一定的动载荷。 此外，链节和链轮啮合瞬间的相对速度，也将引起冲击和振动，当链节和链轮轮齿 接触的瞬间，因链节的运动速度和链轮轮齿的运动速度在大小和方向上的差别，从而产 生冲击和附加的动载荷。显然，节距越大，链轮的转速越高，则冲击越严重。 3.4.3 链传动的受力分析 链传动在安装时，应使链条受到一定的张紧力。张紧力是通过使链条保持适当的垂 度所产生的悬垂拉力来获得的。链传动张紧的目的主要是使松边不致过松，以免出现链 条的不正常啮合、跳齿或脱链。因为链传动为啮合传动，所以与带传动相比，链传动所 需的张紧力要小得多。 链传动在工作时，存在紧边拉力和松边拉力。如果不计传动中的动载荷，则紧边拉 力和松边拉力分别为 fee FFFF 1 fc FFF 2 式中： F e 有效圆周力，N; F c 离心力引起的拉力，N； F f 悬垂拉力，N。 有效圆周力为 v p Fe1000 式中： P 传动的功率，kW； V 链速，m/s。 离心力引起的拉力为 2 qvFc 式中： q 为链条单位长度的质量，kg/m。悬垂拉力 Ff为 Ff=max(F f,F f) 其中：F f =Kfqa 2 10 F f =(Kf+sina)qa 2 10 式中：链传动的中心距，mm Kf垂度系数，见下图。图中 f 为下垂度，为中心线与水平面夹角。 30 图 3-11 悬垂拉力 3.4.4 滚轮接触强度的计算