一种可轴向换刀旋风铣刀的设计【三维SW】【19张CAD高清图纸 说明书】【YC系列】
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一种可轴向换刀旋风铣刀的设计【三维SW】【19张CAD高清图纸
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本科毕业设计（论文）题目：一种可轴向换刀旋风铣刀的设计专业学生姓名班级学号指导教师二年月日摘要 本文主要设计一种旋风铣刀头装置，属于旋风铣床部件。首先介绍了旋风铣头的国内外研究概况，研究意义，然后进行原理分析。其主要包括支座及电机、皮带轮、刀杆，铣刀盘，其特征在于：一组刀杆安装在铣刀盘平面上的装刀槽内，铣刀盘与刀轴刚性连接，同时与一皮带传动机构连接，刀轴一端外圆安装轴承，轴承外圈安装在摆动支架上，摆动支架另一端安装电机，电机与皮带传动机构连接，摆动支架两端的摆轴安装在铣刀座上，同时摆动支架的摆轴与一摆动调整机构连接；铣刀盘平面的一组装刀槽，其相应两侧直线分别是相同某一直径外圆的一组切线；摆动支架在与支座的圆弧长通槽相应位置设有锁紧螺钉。铣刀杆可实现切向对刀，操作方便，对刀精度好，铣刀盘可随摆动支架做角度精确调整，可以适应不同零件加工要求。 关键词：可轴向换刀旋风铣头装置,总体设计,可轴向换刀旋风铣头装置，传动部分AbstractIn this paper, to design a whirling head means belonging Cyclones milling machine parts. It introduces the domestic and foreign research before, the significance whirlwind milling head, then Principle. Which includes seat and motors, pulleys, arbor, cutter, comprising: a holder mounted on the cutter plane loaded knife groove cutter and arbor rigidly connected at the same time with a belt drive mechanism connected to the outer end of the arbor to install bearings, the outer ring is mounted on the swing frame, the other end of the swing motor bracket, motor and belt drive mechanism connected to both ends of the swinging pendulum bracket mounted on the cutter shaft seat, while swinging cradle rocking shaft is connected to a swing adjustment mechanism; a groove cutter knife assembly plane, which corresponds to a side of the line are the same as the outer diameter of a tangent; swing bracket and bearing long arc through slots corresponding position with the locking screw. Tangential cutter bar can be achieved on the knife, easy operation, good accuracy knife, cutter can do with the swing angle bracket precise adjustment, can adapt to different parts of the processing requirements.Keywords: axial milling tool changer cyclone means, overall design, axially whirlwind milling tool changer apparatus, transmission parts目录第1章 绪论11.1课题目的、意义11.2旋风铣削技术现状11.2.1 旋风铣削原理11.2.2 旋风铣削技术国外发展状况21.2.3 旋风铣削技术国内发展状况31.2.4 旋风铣削技术用途41.2.5 台阶轴旋风铣削加工特点及优势41.3研究方法5第2章 可轴向换刀旋风铣头装置机构总体方案6第3章 可轴向换刀旋风铣头装置的机械部分计算83.1电机类型和结构形式的选择83.2带传动设计83.2.1 选择带型93.2.2确定带轮的基准直径并验证带速103.2.3 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角103.2.4确定带的根数z113.2.5确定带轮的结构和尺寸123.2.6 确定带的张紧装置12第4章 滚珠丝杠轴向换刀机构结构设计144.1 确定脉冲当量144.2 切削力的计算144.3 进给力与背吃刀力144.4 滚珠丝杠螺母副的计算和选型144.5 齿轮传动的计算194.6 步进电动机的选择204.7 导轨的特点224.8 导轨的设计23第5章 蜗轮蜗杆传动设计计算265.1蜗杆可轴向换刀旋风铣头装置的设计265.2轴的设计计算305.2.1连轴器的设计计算305.2.2输入轴的设计计算305.2.3输出轴的设计计算335.3滚动轴承的选择及校核计算355.3.1计算输入轴轴承355.3.2计算输出轴轴承385.4键及联轴器连接的选择及校核计算395.4.1连轴器与电机连接采用平键连接395.4.2输入轴与联轴器连接采用平键连接395.4.3输出轴与联轴器连接用平键连接405.4.4输出轴与涡轮连接用平键连接40第6章 箱体结构与润滑的概要说明416.1箱体的结构形式和材料416.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系41第7章 主要零部件的三维建模及介绍437.1 Solidworks介绍437.2 部分零件的效果图437.3 三维虚拟装配图49总论50参考文献51致谢52第1章 绪论1.1课题目的、意义螺纹旋风铣是与普通车床或瑞士车配套的高速铣削螺纹装置或专用的高效螺纹加工机床。用装在高速旋转刀盘上的硬质合金成型刀，从工件上铣削出螺纹的螺纹加工方法。因其铣削速度高（速度达到400m/min），加工效率快，并采用压缩空气进行排屑冷却。加工过程中切削飞溅如旋风而得名旋风铣。旋风铣可以实现干切削、重载切削、难加工材料和超高速切削，消耗动力小。表面粗糙度能达到Ra0.8m。旋风铣时机床主轴转速慢，所以机床运动精度高、动态稳定性好，是一种先进的螺纹加工方法。旋风铣加工螺纹的优势：与其它一般螺纹的加工方法相比，旋风铣切削螺纹有如下的优点：1、加工效率高，比传统加工效率可提高10倍以上；2、由于是成型加工，产品一刀成形，偏心切削不需退刀，精度高；3、由车床改造的旋风铣不改动车床结构，螺旋升角可调，安装方便；节省投资专机设备的费用；4、表面粗糙度可达Ra0.8微米，加工精度提高2级；5、车床轴向进给慢，易于操作，对工人专业技术能降低；旋风铣加工的运动形式：旋风铣在加工过程中需要完成五个加工运动：1. 刀盘带动硬质合金成型刀高速旋转（主运动）2.机床主轴带动工件慢速旋转（辅助运动）3.旋风铣根据工件螺距或导程沿工件轴向运动（进给运动）4.旋风铣径向运动（切削运动）5.旋风铣在一定角度范围内还有螺旋升角调整的自由度。（旋转运动）旋风铣的切削形式及旋风铣可加工的零件种类,旋风铣的切削形式分为内切式和外切式.旋风铣可以加工螺纹，接骨螺钉，丝杠，蜗杆，螺杆类零件.1.2旋风铣削技术现状旋风铣削由于其加工效率高、被加工件质量好而倍受青睐，它是一种绿色高效的加工技术。旋风铣技术及其加工工艺的发展十分迅速，利用旋风铣技术的优点，比如成本低廉、加工效率高、可操作性好等，将其应用于轴类零件的加工，将对这一领域造成意义深远的影响。利用旋风铣削切削速度快、加工过程稳定、进给速度快等特点加工轴类零件，其加工效率是车削方式所不能比拟的。1.2.1 旋风铣削原理如图1-1所示，完成旋风铣削加工需要的运动有：（1）刀盘旋转运动 n1；（2）工件旋转运动 n0；（3）刀盘相对工件进给的轴向运动 W；（4）刀盘相对工件切削的径向运动 X。此运动中，调节参数设定为工件、刀盘轴线的夹角，以及旋风圆的偏心量。当切深为 P 时，图 1-1中隐影区域为加工切削掉的部分。图 1-1 旋风铣削加工原理图容易看出，在加工过程中，切入时切削量逐渐由小增大，而后切出时又由大减小，完成加工后，被加工件表面的切削厚度薄，这也是普通铣削、车削加工后零件表面质量不如旋风铣加工的原因。旋风铣削加工时，主轴旋转缓慢，产生的振动、离心力较小，所以旋风铣床动态稳定特性好、运动精度高、噪声小，旋风铣削技术是一种高级先进的铣削方法。1.2.2 旋风铣削技术国外发展状况据不完全统计，国外的厂商，比如德国李斯特公司、奥地利林辛格公司等，也都在研究旋风铣削技术，并生产出数控旋风铣削机床。国外一些从事滚珠丝杠生产的知名公司，例如日本精工株式会社、美国拓普森、台湾海威、德国力士乐等也从事这方面的研究。德国的CNC旋风铣机床铣头转速可达 40000- 60000rpm，可加工M 0. 6的外螺纹。德国等西方科技较为发达的国家，在世界上首先发明了与旋风铣削机床配合使用的高精度的旋风铣削定位刀盘，并且在北京召开的第四届金属加工展览会上首次向我国展示其产品。德国李斯特公司在参加展会期间还给当时中国的很多机械加工企业和研究设计院介绍了数控旋风铣削技术。国外很多学者在旋风铣削技术领域也有着威望，比如德国的Weber教授发表的一篇关于旋风铣削加工技术的文章里，采用大量篇幅第一次详细论述了旋风铣削加工轴类零件时切削参数的选择，在大量研究和实验的基础上，确定出影响被加工件表面精度和质量的因素，对参数选择进行了优化，对设备改进给出了一些建议。该文中提出的使用旋风铣削技术加工轴类零件的思想，是后来旋风铣削技术发展的萌芽。此外，Sorge教授对旋风铣技术加工运动原理进行了深入的研究，为今后旋风铣削螺纹工件奠定了基础。Shultz教授对高速旋风铣削加工技术有着独特的理解，拓展出超高速旋风铣技术的新领域。目前，德国的旋风铣削技术世界一流，尤其是德国著名的两所研究旋风铣削技术的实验室。这两所实验室里的设备齐全，功能先进，每年都会发表许多有着极高科学价值的论文。这些研究成果使德国旋风铣机床行业处于世界前列，并给德国带来了许多商业利益。同为旋风铣技术发达的美国，则较为重视旋风铣技术的应用领域，将高速旋风铣技术融入到军工、机床、汽车、工程机械装备等行业。1.2.3 旋风铣削技术国内发展状况国内也对旋风铣削技术进行了大量研究。其实，旋风铣削技术早已出现在我国制造行业的历史中。在上个世纪六七十年代，旋风铣技术作为一项革新成果，被广为推广。过去生产中，最简单的改造方法就是将车床的刀架卸下，在滑鞍上换上旋风铣头，组成旋风铣削机床，用其加工螺纹类零件，机床加工螺纹零件的典型结构如图 1-2所示。图 1-2 旋风铣机床早期的典型结构当年的北京精密机床零件厂，率先使用上述机床进行丝杠的大批大量生产，该厂对旋风铣削技术颇有研究。其生产车间内部的丝杠生产线上大量采用了旋风铣机床加工丝杠，而且生产效率较高。当时，这一工艺被国内许多公司所学习效仿，比如当年的山东丝杠制造厂、江苏丝杠装备制造厂等。旋风铣削机床的技术保密附加值相当高，而且其售价十分昂贵，主要是因为它被看作是一种能够代替车削的专用加工设备。立方氮化硼刀片要比硬质合金刀片的价钱贵上几倍，这也导致了多年以来其在国内难以推广。我们需要巧妙地找到切入点，并将其转化，变成可靠的生产力，引进先进的技术的同时必须结合我国的基本国情，只有各方面因素都考虑周全才能产生良好的经济效益。现阶段，山西风源机械厂和济南第三机床厂在旋风铣机床研发和制造方面处于国内先进行列。辽宁省高速切削工程技术中心也致力于旋风铣技术的创新研究。东方汽轮机厂将旋风铣削技术应用到大型内螺纹的加工领域，取得了不错的科研成果，并申请了专利，应用此技术加工完成后的工件表面粗糙度值较好。就目前形式而言，我国旋风铣削技术仍处于半精加工水平，尚处于起步阶段，同世界先进水平还是有很大差距的。1.2.4 旋风铣削技术用途目前，旋风铣削技术首要加工对象仍然是传统的螺纹状零件。按照以往经验，主要是利用车床加工螺纹工件。根据双轴联动原理或靠模原理，借助于车床的小托板和中托板，通过改变刀具的运动轨迹，形成成型面。决定被加工零件的表面轮廓的首要因素是刀具在工件表面的成型轨迹。在切削螺纹的过程中，经常出现的问题有：螺纹表面粗糙、乱扣、啃刀、中径不正确、螺距不正确等。利用传统方法切削出的螺纹零件，其生产效率和产品质量不能达到理想状态。按照上面提到的，利用旋风铣削加工螺纹，进行一次思想的转换，往往能够达到高效切削螺纹零件的目的。它的最大的优势在于刀具冷却好，但最大的不足是成型件表面质量不好、加工精度不高。可利用此法完成一次性全牙深的切削，对于批量性规模生产可以提高螺纹粗加工的生产效率。旋风铣削刀盘在高速旋转加工时，可高效地进行切削。被加工件的类型多种多样，不管是体积较小的微型工件，还是体积庞大的特大型工件，不管是形状较为简单的孔系零件，还是三维曲面等各种复杂的轴类形体、回转体零件，都能加工。目前，美国及西方发达国家已将这项技术应用于工件的精加工过程中。多与外界沟通交流的同时，引进先进制造技术，并且探究其中的真谛是十分必要的。作为绿色高效的新型加工技术，旋风铣削加工越来越受到重视。我们需要不断创新开发，将旋风铣削技术与数控技术相融合，研发出高性能、高效率、工作稳定可靠、控制系统相应准确快速的 CNC 旋风铣机床有利于我国机械行业各个领域的技术渗透，促进我国军工、汽车、机床等行业的发展，这是有无限意义的。1.2.5 台阶轴旋风铣削加工特点及优势综上所述，旋风铣削是一新型、高效、绿色无污染的加工技术。旋风铣刀盘上有多把刀具，可以同时高效对台阶轴进行切削。根据台阶轴的自身特点，可巧妙地设计铣头上的每把刀具，使刀具之间在轴向、径向上都留有一定的距离。铣头上的每把刀都有各自的切削半径，而且加工时不会产生相互间的干涉，铣头每转一圈，刀具就能分层次地进行切削一周。这样以来，旋风铣削加工台阶轴比传统的车削加工更有优势，特点鲜明，主要表现在：（1）旋风铣刀盘上安装有多把刀具同时切削，每把刀具空间分布均匀，互不干涉，各自有独自的切削任务，保证了旋风铣削加工过程的平稳性。进给速度快，散热性好，工件表面质量好。（2）可使用压缩空气冷却，易于排屑。吹飞的切屑带走大部分热量，刀具磨损均匀，寿命更长，旋风铣削是间断切削，易于断屑，加工现场环境整洁。（3）切削过程中，台阶轴夹紧不动，不会产生由于轴回转而产生的离心力和自转变形，更容易保证台阶轴的圆柱度和同轴度要求。（4）相对于形状细长、质量较大的台阶轴，质量较小的旋风铣头更容易达到较高的转速，而且纵向进给速度较大时工件的表面粗糙度较好，切削效率高。将旋风铣削技术应用到台阶轴加工领域，可以提高台阶轴的加工效率，改善产品品质，有利于台阶轴加工技术的发展。随着科学技术的不断进步，数控机床朝着高、精、尖的方向不断向前发展，人们对数控机床加工出来的产品外形、产品质量和产品性能的要求也是越来越高，而且产品的更新换代更加频繁。机械制造行业科技水平日益提高，机床功能不断完善，并且实时都在发展、变化，以适应生产和工业需求。为了提高生产效率，满足市场经济需求，机械制造行业正经历着翻天覆地的变化，传统的加工方法早已满足不了人们对新型产品的需求，也不适应于现在的市场经济。如今数控技术不断发展，已逐渐成为现代先进制造技术的核心。机电结合、机床与数控系统相结合已成为历史发展的必然趋势，只有这样，才能跟紧时代的步伐。作为新时代的缔造者，一定要坚定信心，使旋风铣削技术扎根中华神州沃土，硕果累累。1.3研究方法1.根据所学的机械设计、机械原理有关专业知识以及查询的有关文献，根据数控切割的工作原理，确定总体设计方案，拟定设计草图，使用时应达到的安全，效率，可靠性等进行初步设计。2.通过考察分析了解可轴向换刀旋风铣头装置系统的工作原理，根据切割工艺的要求，满足生产的控制要求，控制系统经济实用、控制精度高的要求进一步完善和修改设计。3.根据所设计的机械传动系统，利用系统相关装配图和零件图的绘制。4.综合考虑可轴向换刀旋风铣头装置的应用，进一步完善优化系统。7第2章 可轴向换刀旋风铣头装置机构总体方案本方案提供一种能够对螺旋类零件进行粗、精一体化加工，进一步提高加工精度和加工效率，减轻劳动强度的可轴向换刀旋风铣头。该可轴向换刀旋风铣头，包括机座、设置在机座上的主轴箱、设置在主轴箱上的装有优刀的主轴、设置在机座上的用于带动主轴转动的动力装置，主轴箱沿着主轴轴向滑动设置在机座上，主轴通过沿着主轴轴向相对于动力装置滑动的结构与动力装置相连，在机座上还设置有用于驱动主轴箱沿着主轴轴向滑动的轴向驱动装置：所述铣刀为两把，沿着主轴的轴向设置。本设计旨在提供一种粗加工与精加工一体化的新的旋风切削方式。两把铣刀分别用于零件的粗加工和精加工，实现粗精加工一体化。具体地说，在一把铣刀对零件进行粗加工后，通过轴向驱动装置带动主轴箱沿着主轴轴向相对于机座滑动，再用另一把铣刀对零件进行精加工。因为两把铣刀安装在同一个主轴上，无需把进行粗加工后零件再装夹到另外一台机床上进行精加工，能够提高加工精加工效率。方案总体请见下图2-1和图2-2：图2-1 方案总体主视图图2-2 方案总体左视图方案解说：参见图1 、2 所示的数控可轴向换刀外旋风铣头，在机座1 上设置有主轴箱座2 和动力装置座（主电机座） 3 ；一个用于支撑主轴的主轴辅助支架4 和主轴箱5 均通过燕尾槽结构6 沿着主轴轴向滑动设置在主轴箱座上。沿着主轴的轴向安装有两把铣头11 的主轴15设置在主轴箱上。铣头位于主轴辅助支架与主轴箱之间。动力装置包括设置在动力装置座（主电机座） 3 上的主电机7 ，主电机的输出轴上设置有第一皮带轮8 ，主轴上通过花键副与第二皮带轮9 相连。第一皮带轮8 与第二皮带轮9之间设置有皮带10 。驱动主轴箱沿着主轴轴向滑动的轴向驱动装置为螺母丝杠装置，与丝杠12 配合的螺母13 固定在主轴箱上，带动丝杠转动的驱动电机14 设置机座上。驱动电机14 动作，丝杠12 转动，螺母即沿着丝杠轴向移动，主轴箱（包括主轴）和主轴辅助支架4 就沿着主轴轴向相对于主轴箱座滑动。当然，由于主轴与第二皮带轮9 通过花键副相连，第二皮带轮9 不会轴向移动。串列安装的两把旋风铣头因为主轴箱的轴向窜动而分别用于零件的粗加工和精加工，实现粗精加工一体化。枢轴驱动装置包括转动设置在机座上的蜗杆、与蜗杆配合的蜗轮，蜗轮轴（枢轴）16 （图中仅以其中心线表示）的两端分别与主轴箱座和动力装置座相连，蜗轮轴与主轴相垂直。转动蜗杆，带动蜗轮转动，蜗轮轴就带动主轴箱座（包括设置在主轴箱座上的主轴箱5 、主轴辅助支架4 等）和动力装置座（包括设置在动力装置座上的主电机7) 绕蜗轮轴的轴线转动，也就是说，主电机座和主轴箱座摆动，使刀具倾斜一定的角度。第3章 可轴向换刀旋风铣头装置的机械部分计算3.1电机类型和结构形式的选择由于直流电机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此选择交流电动机。我国新设计的Y系列三相笼型异步电机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等，由于启动性能较好，也适用于某些要求启动转矩较高的机械，如压缩机等。在这里选择三相笼式异步交流电机，封闭式结构，电压380V，Y型。本次设计为设计不变（或变化很小）下长期连续运行的机械，只有所选电机的额功率Ped等于或稍大于所需的电动机工作功率Pd,即PedPd，电动机在工作时就不会过热，通常就不必校验发热和启动力矩。电动机传动装置的运动和动力参数计算公式引自【1】第1220页根据容量和转速，由有关手册查出有两种适合的电机型号，因此有两种传动方案，如下页表3-1。表3-1两种电机型号方案电动机型号额定功率kw电机转速r/min同步转速满载转速1Y160L-61110009602Y160M-41115001460综合考虑电机和传动装置的尺寸，重量，价格，可轴向换刀旋风铣头装置的传动比，可见第2中方案比较合理，因此选择电机型号Y90L-4,其主要性能表3-2。表3-2电机型号Y90L-4性能表型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160L-611KW10009602.02.03.2带传动设计输出功率P=11kW,转速n1=960r/min,i=1.6表3-3工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.4111.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.411111.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.2.1 选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。图3-1带型图根据算出的Pd12.1kW及小带轮转速n1960r/min，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.2.2确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd2=100mmddmin.=75mm（dd1根据P295表13-4查得）表3-4 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=160mm误差验算传动比：（为弹性滑动率）误差符合要求带速满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.2.6 确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小,带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表3-7 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目符号槽型YZABCDE基准宽度bp5.38.511.014.019.027.032.0基准线上槽深hamin1.62.02.753.54.88.19.6基准线下槽深hfmin4.77.08.710.814.319.923.4槽间距e80.3120.3150.3190.425.50.5370.644.50.7第一槽对称面至端面的距离fmin679111162328最小轮缘厚55.567.5101215带轮宽BB=(z-1)e+2fz轮槽数外径da轮槽角32对应的基准直径dd60-34-80118190315-3660-47560038-80118190315475600极限偏差10.5V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式：（1）实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图3-2a。（2）腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd300mm时)，如图3-2b。（3）孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd)100mm时)，如图3-2c。（4）椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd500mm时)，如图3-2d。（a）（b）（c）（d）图3-2带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择孔板带轮如图（c）第4章 滚珠丝杠轴向换刀机构结构设计4.1 确定脉冲当量一个进给脉冲，使机床运动部件产生位移量，也称为机床的最小设定单位。脉冲当量是衡量数控机床加工精度的一个基本技术参数。经济型数控车床铣床常采用的脉冲当量是0.010.005mm/脉冲。根据机床精度要求确定脉冲当量，Z向：0.01mm/脉冲，X向：0.01mm/脉冲。4.2 切削力的计算切削力是指在切屑过程中产生的作用在工件和刀具上的大小相等、方向相反的切削力，或通俗的讲是在切削加工时，工件材料抵抗刀具切削时产生的阻力。车削外圆时的切削力如图4-1所示。主切削力与切削速度的方向一致，垂直向下，是计算车床主轴电动机切削功率的依据；进给力与进给方向平行且方向相反；背向力与进给方向相垂直，对加工精度的影响较大。选工件材料碳素结构钢，=650 MP；选用刀具材料为高速钢；刀具几何参数：主偏角=，前角=，刃倾角=；切削用量为：背吃刀量=2mm，进给量=0.8mm/r，切削速度=1 m /min.。由表（2.1）查得：=1770; =1.0 =0.75 =0;由表（2.2）查得：主偏角修正系数=0.92 ,前角，刃倾角修正系数都为1.0； 代入公式： = =2754.92 ( N )4.3 进给力与背吃刀力 由经验公式： ：=1:0.35:0.4 知：=2754.92N =0.35x2754.92=964.22N =0.4x2754.92=1101.97N4.4 滚珠丝杠螺母副的计算和选型 滚珠丝杠副的作用是将旋转运动转变为直线运动，其螺旋传动是在丝杠和螺母滚道之间放人适量的滚珠，使螺纹间产生滚动摩擦。丝杠转动时，带动滚珠沿螺纹滚道滚动。螺母上设有返向器，与螺纹滚道构成滚珠的循环通道。为了在滚珠与滚道之间形成无间隙甚至有过盈配合，可设置预紧装置。为延长工作寿命，可设置润滑件和密封件。4.4.1 精度的选择滚珠丝杠副的精度直接影响数控机床的定位精度，在滚珠丝杠精度参数中，其导程误差对机床定位精度最明显。一般在初步设计时设定丝杠的任意300行程变动量应小于目标设定定位精度值的1/31/2,在最后精度验算中确定。对于车床，选用滚珠丝杠的精度等级X轴为13级（1级精度最高），Z轴为25级，考虑到本设计的定位精度要求和改造的经济性，选择X轴精度等级为3级，Z轴为4级。4.4.2丝杠导程的确定 选择导程跟所需要的运动速度、系统等有关，通常在：4、5、6、8、10、12、20中选择，规格较大，导程一般也可选择较大（主要考虑承载牙厚）。在速度满足的情况下，一般选择较小导程（利于提高控制精度），本设计中初选Z向丝杠导程为8，X向丝杠导程为5。4.4.3 最大工作载荷的计算最大工作载荷是指滚珠丝杠螺母副在驱动工作台时所承受的最大轴向力，也叫进给牵引力,其实验计算公式如表4-1所示。表4-1 实验计算公式及参考系数导轨类型实验公式矩形导轨1.10.15燕尾导轨1.40.2综合或三角导轨1.150.15-0.18表中为考虑颠覆力矩影响时的实验系数；为滑动导轨摩擦系数；为移动部件总重量。G=1000 N查表3-1选择综合导轨，取1.15,取0.18,为1000；算得=1.151197+0.18（3420+1000） =2171.554.4.4 最大动载荷的计算载荷随时间急剧变化且使构件的速度有显著变化（系统产生惯性力），此类载荷为动载荷。比如起重机以等速度吊起重物，重物对吊索的作用为静载，起重机以加速度吊起重物，重物对吊索的作用为动载。对于滚珠丝杠螺母副的最大动载荷计算公式如下： 式中：滚珠丝杠副的寿命系数，单位为r，（T为使用寿命，普通机床T取5000-10000h，数控机床T取15000h；n为丝杠每分钟转速）； 载荷系数，一般取1.21.5，本设计取1.2； 硬度系数（HRC58时取1.0；等于55时取1.11；等于52.5时取1.35；等于50时取1.56；等于45时取2.40）； 滚珠丝杠副的最大工作载荷，单位为N。本设计中车床Z向承受最大切削力条件下最快的进给速度,初选丝杠基本导程，则丝杠转速。取滚珠丝杠使用寿命，带入得=90；取，代入，求得 ：=17390N。4.4.5 滚珠丝杠螺母副的选型初选滚珠丝杆副时应使其额定动载荷, 当滚珠丝杠副在静态或低速状态下长时间承受工作载荷时，还应使额定静载荷。 根据计算出的最大动载荷,选择江苏启东润泽机床附件有限公司生产的FL4008-3型内循环式滚珠丝杠副，采用双螺母螺纹式预紧，精度等级为4级，其参数如表4-1所示。图4-1 FL4008-3型内循环式滚珠丝杠副表4-2 FL4008-3型滚珠丝杠相关参数公称直径/导程/钢球直径/丝杠外径/丝杠底径/额定载荷/接触刚度/ 18974084.76338.635.2466314.4.6 滚珠丝杠副的支承方式 滚珠丝杠副的支承主要用来约束丝杠的轴向窜动，为了提高轴向刚度，丝杠支承常用推力轴承为主的轴承组合。考虑到Z向丝杠长度较大，本设计Z向丝杠采用双推简支支承方式，该方式临界转速、压杆稳定性高，有热膨胀的余地。4.4.7 传动效率的计算滚珠丝杠的传动效率一般在0.80.9之间，其计算公式如下： =式中：螺距升角，根据,可得=291； 摩擦角，一般取=10。算得： =96.67%4.4.8 刚度的验算滚珠丝杠副工作时受轴向力和转矩的作用，引起导程的变化，从而影响定位精度和运动的平稳性。轴向变形主要包括丝杠的拉伸或压缩变形、丝杠与螺母间滚道的接触变形、支承滚珠丝杆的轴承的轴向接触变形。因转矩和丝杠-螺母滚道接触对丝杠产生的导程变化很小，所以、可以忽略不计，所以丝杠的拉伸或压缩变形量为：=（“+”号代表拉伸，“-”代表压缩）式中：丝杠的最大工作载荷，单位为； 丝杠Z向最大有效行程，单位为； 丝杠材料的弹性模量，钢； 丝杠的横截面面积，单位按丝杠螺纹的底径确定。根据前面的设计，为3234.36，取1665，算得： =0.01597=15.97查表4-3可知，,所以刚度足够。表4-3 有效行程内的目标行程公差和行程变动量有效行程精度等级12345大于至31566881212161623234005008710915132019272616002000181325183525483665514.4.9 稳定性校核由于滚珠丝杠本身比较细长又受轴向力的作用，若轴向负载过大，则会产生失稳现象，不失稳时的临界载荷Fk应该满足： =式中：丝杠支承系数，双推-简支方式时，取2，其他方式如表3-4所示； 滚珠丝杠稳定安全系数，一般取2.54，垂直安装时取最小值，本设计取4； 滚珠丝杠两端支承间的距离，单位为，本设计中该值为2000；（其中工件加工长度为1400，取2000，留600的两端余量） 按丝杠底径确定的截面惯性矩（，单位为）,本设中将代入算出=205513.36。 由以上数据可以算出：= 临界载荷远大于工作载荷（3234.36N），故丝杠不会失稳。表4-4 丝杠支承系数支承方式双推-双推双推-简支单推-单推双推-自由取值4210.254.4.10 临界转速的验证滚珠丝杠副高速运转时，需验算其是否会发生共振的最高转速，要求丝杠的最高转速： 式中：丝杠支承系数，双推-简支方式时，取值如表3-5所示；临界转速计算长度，单位为，本设计中该值为2300；丝杠内径，单位；安全系数，可取=0.8表4-5 丝杠支承系数支承方式双推-双推双推-简支单推-单推双推-自由取值27.418.912.14.3 经过计算，得出=1293，由已知，可以算出，该值小于丝杠临界转速，所以满足要求。4.5 齿轮传动的计算有关齿轮计算传动比故取； ； ； ； ； 4.6 步进电动机的选择（1）工作台质量折算到电机轴上的转动惯量丝杠的转动惯量 式中 滚珠丝杠的公称直径； 丝杠长度。则齿轮的转动惯量 电机的转动惯量很小可忽略。因此，总转动惯量 （2）所需转动力矩计算快速空载启动时所需力矩最大切削负载时所需力矩快速进给时所需力矩式中 空载启动时折算到电机轴上的加速度力矩；折算到电机轴上的摩擦力矩；由于丝杠预紧所引起，折算到电机轴上的附加摩擦力矩；切削时折算到电机轴上的加速度力矩；折算到电机轴上的切削负载力矩。 当时 当时 当时， 时 当时预加载荷，则 所以，快速空载启动所需力矩 切削时所需力矩 快速进给时所需力矩由上分析计算可知，所需最大力矩发生在快速启动时：（3）Z向进给系统步进电机的确定为了满足最小步距要求，电动机选用三相六拍工作方式，查表知所以，步进电机最大静转距为步进电机最高工作频率综合考虑，查表选用110BF003型直流步进电动机，能满足要求7-12。4.7 导轨的特点滑动导轨的优点是结构简单、制造方便和抗振性良好；缺点是磨损快。为了提高耐磨性，国内外主要采用镶钢滑动导轨和塑料滑动导轨。 滑动导轨常用材料有铸铁、钢、有色金属和塑料等。1铸铁 铸铁有良好的耐磨性、抗振性和工艺性。常用铸铁的种类有：（1）灰铸铁 一般选择HT200，用于手工刮研、中等精度和运动速度较低的导轨，硬度在HB180以上； （2）孕育铸铁 把硅铝孕育剂加入铁水而得，耐磨性高于灰铸铁； （3）合金铸铁 包括：含磷量高于0.3的高磷铸铁，耐磨性高于孕育铸铁一倍以上；磷铜钛铸铁和钒钛铸铁，耐磨性高于孕育铸铁二倍以上；各种稀土合金铸铁，有很高的耐磨性和机械性能；铸铁导轨的热处理方法，通常有接触电阻淬火和中高频感应淬火。接触电阻淬火，淬硬层为0.150.2mm。硬度可达HRC55。中高频感应淬火， 淬硬层为23mm，硬度可达HRC4855，耐磨性可提高二倍，但在导轨全长上依次淬火易产生变形，全长上同时淬火需要相应的设备。2钢 镶钢导轨的耐磨性较铸铁可提高五倍以上。常用的钢有：9Mn2V、CrWMn、GCr15、T8A、45、40Cr等采用表面淬火或整体淬硬处理，硬度为5258HRC；20Cr、20CrMnTi、15等渗碳淬火，渗碳淬硬至5662HRC；38C rMoAlA等采用氮化处理。3有色金属 常用的有色金属有黄铜HPb59-l，锡青铜ZCuSn6Pb3Zn6，铝青铜ZQAl9-2和锌合金ZZn-Al10-5，超硬铝LC4、铸铝ZL106等，其中以铝青铜较好。4塑料 镶装塑料导轨具有耐磨性好(但略低于铝青铜)，抗振性能好，工作温度适应范围广(-200+260)，抗撕伤能力强，动、静摩擦系数低、差别小，可降低低速运动的临界速度，加工性和化学稳定件好，工艺简单，成本低等优点。目前在各类机床的动导轨及图形发生器工作台的导轨上都有应用。塑料导轨多与不淬火的铸铁导轨搭配。导轨的使用寿命取决于导轨的结构、材料、制造质量、热处理方法、以及使用与维护。提高导轨的耐磨性，使其在较长时期内保持一定的导向精度，就能延长设备的使用寿命。常用的提高导轨耐磨性的方法有：采用镶装导轨、提高导轨的精度与改善表面粗糙度、采用卸荷装置减小导轨单位面积上的压力(即比压)等。图4-3 滑动导轨截面形状4.8 导轨的设计一作用力合作用点位置，作用力方向和作用点的位置唏嘘合理安置。一边导轨倾斜的力矩尽量小。否则会使导轨中的摩擦力增大，磨加剧，从而降低导轨的灵活性和导向精度。严重时甚至还可能卡死，不能正常工作。作用在运动件上的推力有三种情况：1.推力通过运动件在轴线2.推力作用点在运动件的轴线上。但推力的方向与轴线成一夹角3.推力平行于运动件的轴线上对于第一种情况，导轨镇南关的摩擦力只受到载荷及运动件本身重量的影响，推力不会产生附加摩擦力。犹豫结构上的限制，实际的结构中往往出项第二第三中情况。为了保证导轨的灵活性，要对导轨进行验算，在已知的条件先，确定各部分的集合尺寸。推力F与运动件轴线组成夹角a,如图所示:图4-4导轨计算图推力F的作用将使运动件产生倾斜，从而使运动件与承导体的俩点处压紧， 设正压力分别为 .，相应摩擦力，作用间的距离为L，轴向阻力为 根据静力平衡条件,运动件的直径较小时，上式中含有d的各项可以略去。可解得：欲推动运动件，则必须使若要保证不卡死的条件是： 由此，可得到当推力F与运动件有一夹角a时，运动件正常工作的条件是 为当量摩擦系数在燕尾形和三角形导轨中:-滑动摩擦系数-眼尾轮廓角与三角底角二选与运动件轴线与轴线相距h，图中为轴向阻力和为反作用力，为当量摩擦系数，根据静力平衡条件解得：推动运动件则必须：保证运动件不卡死条件即：为了保证运动灵活，可取值当取f=0.25时，则有：对圆柱形导轨：对矩形导轨：对燕尾形或三角形导轨：在本设计的导轨中：h=200mm L=360 因此：符合相关要求.52第5章 蜗轮蜗杆传动设计计算5.1蜗杆可轴向换刀旋风铣头装置的设计5.1.1选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。5.1.2选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。5.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材【1】P254式(1112),传动中心距(1) 确定作用在蜗杆上的转矩(2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材【1】P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表115选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材P252(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值=0.35从教材P253图1118中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从从教材【1】P254表117查得蜗轮的基本许用应力=268。由教材【1】P254应力循环次数应力循环次数N=60=60143.67（3815365）=1.23其中,(为蜗轮转速)j为蜗轮每转一周每个轮齿啮合的次数j=13班制，每班按照8小时计算，寿命15年。寿命系数则(6)计算中心距(6)取中心距a=125mm,因i=24.3,故从教材【1】P245表112中取模数m=5mm,蜗轮分度圆直径=50mm这时=0.315从教材【1】P253图1118中可查得接触系数=2.9因为=,因此以上计算结果可用。5.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)蜗杆轴向尺距mm;直径系数;齿顶圆直径;齿根圆直径;蜗杆齿宽B1=(9.5+0.09)m+25=112mm蜗杆轴向齿厚mm；分度圆导程角;(2) 蜗轮蜗轮齿数z1=2，由于查表没有z2=40,所以取z2=41;变位系数mm;演算传动比mm,这时传动误差比为,是允许的。蜗轮分度圆直径mm蜗轮喉圆直径=（41+2X1）X5=215mm蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。由参考文献【1】P270图蜗轮采用齿圈式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选6个5.1.5校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从教材【1】P255图1119中可查得齿形系数螺旋角系数从教材P25知许用弯曲应力从教材【1】P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56由教材P255寿命系数56Mpa可见弯曲强度是满足的。5.1.6验算效率已知=;与相对滑动速度有关。从教材P【1】264表1118中用插值法查得=0.0264,代入式中得=0.884,大于原估计值,因此不用重算。5.1.7精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械可轴向换刀旋风铣头装置,从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度,则隙种类为f,标注为8fGB/T100891988。然后由参考文献【3】P187查得蜗杆的齿厚公差为=71m,蜗轮的齿厚公差为=130m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6m,蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6m和3.2m。5.1.8热平衡核算初步估计散热面积：取(周围空气的温度)为。5.2轴的设计计算5.2.1连轴器的设计计算1、输入轴按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材【1】P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115考虑有键槽，将直径增大5%，则d=14.58X（1+5%）mm=15.31mm标准孔径d=30mm，即轴伸直径为30mm，高速轴为了隔离振动与冲击,选用有弹性柱销连轴器，一边连38mm一边连30mm的只有LX3弹性柱销连轴器满足要求。2、输出轴按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据教材【1】P370页式（15-2），表（15-3）取A0=115轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴器，由转速和转矩得Tc=KT=119.5503.136/80=561.4Nm低速轴选用无弹性扰性联轴器JB/ZQ4384-1997，标准孔径d=45mm，许用应力为800许用转速250。参考【3】P154表5-1二种联轴器型号参数表型号公称转矩Tn允许转速n轴孔直径dY型长度LX31250N.m475030mm和3882mm无弹性挠性800N.m25045mm90mm3、载荷计算公称转矩T1=35.36，T2=374.36。由书中表14-1查得=11，输入轴11*35.36=53.04N.m1250N.m满足要求；输出轴11*374.36=56114N.mB1（由于蜗杆齿顶圆直径75.6mm，则做成齿轮轴)6段：直径d6=d=48mm长度L6=80mm7段：直径d7=d3=40mm长度L7=L3=20mm图5-1输入轴各段轴初选用30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（挡油环壁2mm）=289.70mm=290mm。为提高刚度，尽量缩小支承跨距L=（0.9-1.1）da1=（272.2-332.6）mm,则290mm满足要求。（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=0.063md2=302.4mm=0.3024m求转矩：已知T2=374.28NmT1=35.0Nm求圆周力：Ft根据教材P252（10-3）式得：=2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N=2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N求径向力Fr根据教材【1】P252（10-3）式得：Fr=tan=2475.4tan200=901N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=145mm1、绘制轴的受力简图2、绘制垂直面弯矩图轴承支反力：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：MC2=FrhL=555.6145=80.5Nm3、绘制水平面弯矩图截面C在水平面上弯矩为：MC1=d*Ft/2=1111.1*63*/2=35Nm4、绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=87.8Nm5、绘制扭矩图转矩：T=TI=35.0Nm校核危险截面C的强度图5-2输入轴扭矩图由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6,前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。该轴强度足够。5.2.3输出轴的设计计算轴的结构设计：（1）轴上的零件定位，固定和装配单级可轴向换刀旋风铣头装置中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度1、段：直径d1=45mm2、段：由教材P364得：h=0.07d1=0.0845=3.6mm直径d2=d1+2h=45+23.6=52mm,该直径处安装密封毡圈，查参考文献3知标准直径可选55mm或50mm，但应大于52mm取d2=55mm。2、 段：直径d3=60mm，由GB/T297-1994初选用30212型单列圆锥滚子轴承，其内径为60mm，T为23.75mm，B=22mm。4、段：由参考文献2图35知：d4=d3+2=60+2=62mm，5、段:起定位作用，h=0.08d4=0.0862=5mm直径d5=d4+2*5=72mm6、段：d6=60图5-3输出轴各段轴1、从前面所选取联轴器知长度取L1=90mm2、经过初步估算取轴承端盖的总宽度为26mm，轴长度取L2=50mm3、由B=22mm，轴承离箱体内壁10mm，蜗轮轮毂端面与内机壁距离12mm，再加上与蜗轮轮毂端面间隙2mm，得L3=46mm(安装套筒定位）4、由轮毂的宽度L=90mm则此段长度要比L小2mm，取L4=88mm5、轮毂离箱体内壁12mm，不能干扰挡油环的安装需小于12mm，取L5=8mm6、由于轮是对称装置的，即在箱体中心，经过计算L6=36mm由上述轴各段长度及正装T=23.75mm，a=22.4可由L=（L4+2）+L5+（套筒长）+2(T-a)算得轴支承受力跨距L=136.7mm取138计算。（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=302.4mm求转矩：已知T2=TII=374.28Nm求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=2475.4N=1111.1N求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=tan=2475.4tan200=901N两轴承对称则LA=LB=69mm图5-4输出轴扭矩图1、求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ2、由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC2=FrhL=1237.769=85.4Nm3、截面C在水平面弯矩为MC1=d*Ft/2=2475.4*302.4*/2=374.3Nm4、计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（85.42+374.32）1/2=384Nm5、校核危险截面C的强度由式（15-5）由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1,前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材【1】P362表15-1查得,因此,故安全。此轴强度足够。5.3滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：1班制，每班按照8小时计算，寿命10年。=1810300=29200小时。5.3.1计算输入轴轴承初选两轴承30208型单列圆锥滚子轴承查参考文献【3】可知蜗杆承轴30208两个，蜗轮轴承30213两个，(GB/T297-1994).表5-2输入轴轴承轴承代号基本尺寸/mm计算系数基本额定/kNdDTa受力点eY动载荷Cr静载荷Cor30208408019.7516.90.371.663.074.0302126011023.7522.40.411103130图5-5(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:N（2）求两轴承的计算轴向力对于30208型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.37,因此估算按教材P322式(13-11a)=284N(3)求轴承当量动载荷和因为e由教材【1】P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1=0.40,=1.6对轴承2=1,=0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6,取。则由教材P320式(13-8a)=1.1*(0.40*584.5+1.6*2759.4)=5110N67.9KN=1.1*1*909=1000N46720h故所选轴承满足寿命要求。5.3.2计算输出轴轴承图5-6输出轴轴承初选两轴承为30212型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=103KN基本额定静载荷=130KN(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:N（2）求两轴承的计算轴向力对于30213型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a)=415N(3) 求轴承当量动载荷和e对轴承1=0.4,=11对轴承2=1=0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6,取。则由教材P320式(13-8a)=1.1*(0.40*1289.5+11*1526)=3085.5N121KN=1.1*1*1245=1369.5N46720h故所选轴承满足寿命要求。5.4键及联轴器连接的选择及校核计算5.4.1连轴器与电机连接采用平键连接查表P174的Y132M轴径d1=38mm，E=80mm取L电机=50mm查参考文献5P140选用A型平键，得：b=10h=8L=50即：键A1050GB/T1096-2003T额=20000Nm根据教材P106式6-1得名称键宽b键高h键长L轴槽深t毂槽深连电机轴1085053.3输入轴87704.43.3输出轴149805.53.8轮处18118074.4表5-3键的参数p=2T2/dhl=220000/（10850）=10Mpap(110Mpa)5.4.2输入轴与联轴器连接采用平键连接轴径d2=30mmL1=80mmT=35.0Nm查手册选A型平键，得：b=8h=7L=70轴槽深t=4.4mm，轮毂槽深=3.3mm即：键A870GB/T1096-2003p=2T/dhl=235000/（30770）=4.76Mpap(110Mpa)5.4.3输出轴与联轴器连接用平键连接轴径d3=45mmL2=90mmT=374.28N.m查手册P51选用A型平键，得：b=14h=9L=80轴槽深t=5.5mm，轮毂槽深=3.8mm即：键A1880GB/T1096-2003根据教材P106（6-1）式得p=2T/dhl=2374280/（45980）=23.1Mpap(110Mpa)5.4.4输出轴与涡轮连接用平键连接轴径d4=62mmL2=88mmT=374.28N.m查手册P51选用A型平键，得：b=18h=11L=80轴槽深t=7mm，轮毂槽深=4.4mm根据教材P106（6-1）式得p=2T/dhl=2374280/（621180）=13.7Mpa2m+15.6取18mm第7章 主要零部件的三维建模及介绍7.1 Solidworks介绍三维采用SW软件进行绘制，介绍一下SW软件的知识，纯属凑个字数，SolidWorks为达索系统（Dassault Systemes S.A）下的子公司，专门负责研发与销售机械设计软件的视窗产品。达索公司是负责系统性的软件供应，并为制造厂商提供具有Internet整合能力的支援服务。该集团提供涵盖整个产品生命周期的系统，包括设计、工程、制造和产品数据管理等各个领域中的最佳软件系统，著名的CATIAV5就出自该公司之手，目前达索的CAD产品市场占有率居世界前列。据世界上著名的人才网站检索，与其 它3D CAD系统相比，与SolidWorks相关的招聘广告比其它软件的总和还要多，这比较客观地说明了越来越多的工程师使用SolidWorks，越来越多 的企业雇佣SolidWorks人才。据统计，全世界用户每年使用 SolidWorks的时间已达5500万小时。在美国，包括麻省理工学院（MIT）、斯坦福大学等在内的著名大学已经把SolidWorks列为制造专业的必修课，国内的一些大学（教育机构）如哈尔滨工业大学、清华大学、中山大学、中南大学、重庆大学、浙江大学、华中科技大学、北京航空航天大学、大连理工大学、北京理工大学、武汉理工大学等也在应用SolidWorks进行教学。7.2 部分零件的效果图1.动力装置座图7-1 动力装置座2.大带轮160x42图7-2 大带轮160x423.小带轮100x30图7-3小带轮100x304.燕尾槽 图7-4 燕尾槽5滑块图7-5 滑块6.主轴图7-6 主轴7.主轴座固定端图7-7 主轴座固定端8.丝杆图7-8丝杆9.轴承座上盖图7-9 轴承座上盖10
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