毕业设计（论文）-门式缠绕机设计

第一章绪论1.1纤维缠绕成型工艺简介1.1.1缠绕成型的基本原理纤维缠绕指在芯模的表面缠绕浸有树脂浸胶的连续纤维带，然后加热或者常温下固化，根据不同的缠绕规律，可以得到不同的图案，产生不同的效果，进而得到一种纤维复合材料，如图1-1所示。不同的芯模，不同的缠绕方式和角度，可以得到多样化的纤维缠绕制品。图1.1纤维缠绕原理图1.1.2纤维缠绕成型工艺的特点纤维缠绕成型工艺可以根据产品的受力情况设计缠绕规律，以最大限度的发挥材料的强度，所得制品具有比强度高、可靠性高、性能优良、结构稳定等特点，并可实现机械化或自动化生产，生产效率高，成本低。纤维缠绕成型工艺也有一定的局限性，一些复杂几何体难以加工，对于缠绕设备的性能要求也比较高。1.1.3纤维缠绕的分类纤维缠绕工艺根据树脂基体状态的不同可以分为三种：干法、半干法和湿法。干法干法缠绕是指缠绕之前已经将纤维浸胶制成预浸渍带，卷在卷盘上待用。生产时先加热预浸渍带使软化，然后缠绕在需要加工的芯模上。干法缠绕的优点是可以提高缠绕速度，缠绕张力平稳且易控制，设备清洁，劳动条件得到改善，可严格控制纱带上的含胶量和尺寸，所得制品质量稳定，制成品率较高，有利于纤维缠绕的自动化生产，所以应用较为广泛。干法缠绕的缺点是缠绕设备较复杂，投资较大。图1.2干法缠绕工艺流程图湿法湿法缠绕指对纤维不进行预浸胶处理，而是加工时，再将纤维集束进行浸胶处理，然后直接缠绕在芯模表面，让其固化成型。湿法缠绕不易于控制张力，制品质量一般，制成品率不高，由于要进行浸胶处理，劳动环境较脏较差，易危害工人健康，且相关设备需要经常清理，以防纤维打结影响生产。但湿法缠绕投资较低，设备简单，对原材料要求不高。图1.3湿法缠绕工艺流程图半干法半干法缠绕介于干法与湿法之间。比湿法多了烘干工序，烘干时间比干法要短，降低了胶纱的烘干程度，使缠绕可以在室温下进行，这样既除去了溶剂，又提高了缠绕速度和制成品率，应用也比较普遍。1.1.4纤维缠绕制品的应用纤维缠绕制品具有比强度高，重量轻等许多优点，在军工业和日常生活中广泛应用。压力容器压力容器有内压力容器和外压力容器两种，由于纤维缠绕制品的各向异性，其强度具有明显的方向性，对一些压力容器可以很好的提高强度，广泛应用于航空航天、汽车、医疗等领域。化工管道根据不同的工作环境，采用不同的树脂浸胶，可以代替部分钢制材料，以提高相应的能力，如防腐、高强、轻质、耐久等，可应用于石油、天然气、化工产品等的输送。存储槽车可以用以运输酸、碱、盐等腐蚀性流体介质的储罐、槽车等，可以很好的耐腐蚀，并具有轻质高强的特点。军工制品如火箭发动机外壳、火箭发射管、雷达罩、鱼雷、鱼雷发射管等。1.2纤维缠绕设备简介1.2.1纤维缠绕成型设备的发展过程纤维缠绕成型的主要设备是纤维缠绕机。20世纪40年代中期国外正式提出了纤维缠绕技术的概念，而第一台纤维缠绕机出现在60年代中期，是一台机械式纤维缠绕机。由于机械传动效率的原因这种纤维缠绕机计算精度低、缠绕精度低，并且只能进行规则产品的加工，难以满足更加复杂的缠绕要求。后来逐渐出现了各种伺服控制式缠绕机，70年代初期开始使用电脑来对伺服电机进行控制，进而控制整个纤维缠绕过程。20世纪80年代，Pultrex公司研制出四轴数控纤维缠绕机，极大地改善了旧有的制备技术。随着纤维缠绕技术的发展，纤维缠绕机的精度逐渐提高、自动化程度也在不断提升。近年，美国和德国已成功研制出由计算机控制的最多可以十一个能够进行运动轴联动的多轴玻璃钢纤维缠绕机，可以进行形状更加复杂的玻璃钢制品的缠绕。1.2.2纤维缠绕成型设备国内外现状分析和发展趋势我国纤维缠绕技术起步较晚且相关技术及标准还不完善，对于多轴纤维缠绕机控制系统的可靠性、稳定性和同步控制精度等方面研究较少，相关的研究也集中在少部分高校研究结构和纤维缠绕的厂家。我国纤维缠绕技术已初具规模，某些方面已接近或达到世界先进水平，基本形成比较完善的工业体系。但对于复杂几何体的缠绕、控制精度、效率、生产周期等方面与发达国家仍然存在着差距。纤维缠绕技术的发展趋势主要体现在效率、精度和功能三个方面。在效率上，可以采用多工位缠绕机，一次可以缠绕出多个成品，可大大提高生产效率，节约成本。在精度上，可以不断改良缠绕机的机械结构，提高零部件的精度，事实上，纤维缠绕技术的许多应用场景都对精度有很高的要求，如火箭发动机外壳，需要对缠绕过程进行精准控制才能使产品符合要求。在功能上，多轴多联动纤维缠绕机是研究发展的趋势，可以完成更为复杂的芯模缠绕，更为复杂的图案，并可以配套生产过程中的辅助设备。1.3课题的研究目的及意义随着军工业对于减轻材料重量，提高材料强度的需求，复合材料越来越被重视，纤维复合材料也是其中之一，并随着技术的不断发展广泛应用于各行各业。树脂基纤维增强复合材料集中体现了玻璃纤维和合成树脂的优点，具有比强度高、耐腐蚀、重量轻等优点。由于加工工件和加工条件的不同，纤维缠绕机的结构、尺寸等都存在差异，其间涉及很多机械结构和零部件的设计。根据既定条件，设计出一台符合要求的纤维缠绕机是实现纤维缠绕技术至关重要的一环。1.4课题研究的主要内容（1）分析了解纤维缠绕机的工作原理及其机械结构；（2）对纤维缠绕机进行整体布局；（3）相关机械结构的设计，包括基座、小车、主轴箱等；（4）关键零部件的设计和校核；（5）完成各零部件的整装配合，使之成为一套完整的三工位四轴四联动门式纤维缠绕机；（6）绘制相关图纸。

第二章四轴三工位纤维缠绕机方案设计2.1.技术要求（1）缠绕芯模长度1500mm，缠绕最大半径200mm；（2）三工位，可一次缠绕三个芯模；（3）主轴、横向进给机构、纵向进给机构和丝嘴翻转机构能满足缠绕需求，并且相互可以联动；（4）可以通过微机控制系统对缠绕过程进行控制；（5）机械结构合理，零部件强度符合要求。2.2纤维缠绕机总体方案设计本次课题所缠绕的工件尺寸为φ200×1500，为了实现较高的生产效率，采用三工位，选用龙门式布局。龙门式布局主要应用于中小型纤维缠绕机，在结构上具有较好的完整性、较高的刚性，所占空间较小，可以自下而上推入芯模，安装比较方便，小车倒挂在横梁上，易于保证设备清洁，不易出现故障，延长工作周期。总体的结构大致可分为基座、主轴箱、尾架、支撑架、横梁、缠绕小车和执行机构等。机身固定在及机架上，大致的加工过程为：芯模通过夹持机构固定，在执行机构的带动下旋转，缠绕小车通过横向往复运动在芯模之间来回进行缠绕，同时纵向控制小车到芯模的距离，通过对丝嘴的控制，以及四轴之间的联动，可以完成多种线型的缠绕。纤维缠绕机的动力输入均采用交流伺服电机，通过驱动器可以很好的实现相互之间的联动，而且伺服电机具有很高的控制精度和过载能力，运行平稳可靠，响应速度快，可以很大的提升数控纤维缠绕机的精度，易于控制缠绕过程，可实现0°缠绕，形成更多的图案。2.3执行机构方案的设计纤维缠绕机的精度主要取决于传动系统的精度，根据精度要求和性价比合理选用适合的传动系统也很重要。常用精度较高的的传动系统有五种：=1\*GB3①链传动：链传动传递功率大，过载能力强，能承受较大负载，工作环境要求不高，能适应高温、多尘等恶劣环境，无弹性滑动和打滑现象，传动可靠，效率高，成本低，但是与其他方式相比传动精度较低，精度可达1-5mm。=2\*GB3②齿轮传动：齿轮传动是一种应用广泛的传动形式，其形式多样，类型众多，最为常见、最基本的是渐开线直齿圆柱形齿轮。齿轮传动具有许多优良的特性，其传动精度极高，传动比准确，传动效率很高，理论上可以达到99%，能够满足许多精密仪器的需求。同时它的应用范围也很广，所能传递的功率可以很大，也可以很小，而且工作稳定可靠，寿命长。但齿轮传动对于工作环境要求较高，否则齿轮易失效，精密齿轮的加工工艺也较为复杂，对于加工机床要求较高，成本较高，抗冲击性不是很好，且需要考虑润滑。=3\*GB3③齿轮齿条传动：齿轮齿条传动是如今应用最为广泛的一种机械传动方式，其特点是可以很好的把旋转运动转为直线运动，在一些需要改变运动方向的场合很适用，由于齿条可以看做一个直径无限大的齿轮，传动方式类似于齿轮传动，传动比准确，传动精度高，斜齿轮传动可达0.2-1mm，传动稳定可靠，所传递功率可大可小，寿命长，相比较于丝杆，其价格更便宜，但和齿轮一样，加工要求和安装要求都比较高，成本较高，不适合做远距离传动。=4\*GB3④滚珠丝杆传动：滚珠丝杆主要由螺杆、螺母、钢珠等组成，也可以转换直线运动和旋转运动，应用广泛。滚珠丝杆的传动精度很高，达0.05-0.5mm，可以精确实现微进给和高速进给，由于内部有钢珠，为滚动摩擦，传动效率很高，轴向刚度高。滚珠丝杆的加工工艺很复杂，加工条件很高，这也造成滚珠丝杆的价格较高。在长距离重负载工作条件下，丝杆易发生变形，不利于传动，因此不适合用于长距离重负载传动，一般在6m以内。=5\*GB3⑤同步带传动：同步带传动为啮合传动，传动比准确，有较高的传动精度，效率高，相较于带传动，同步带很好的解决了弹性滑动和打滑的现象，而对比于链传动，又没有没那大的噪声，传动稳定可靠，价格便宜，可适用潮湿、易腐蚀等恶劣环境。但由于同步带的承载能力有限，不适合用于重负载的传动。分析整个纤维缠绕机的机构，可知纤维缠绕机主要有四部分需要传动装置：主轴、横向进给机构、纵向进给机构和丝嘴。=1\*GB3①主轴：主轴一端连接卡盘，由卡盘和顶针配合固定芯模，另一端需连接电机，受电机驱动带动芯模旋转，为电机的旋转转换为主轴的旋转。由于是小型的纤维缠绕机，加工工件质量较轻，直径较小，所以主轴负载不大，同时要有较高的精度，理论上齿轮传动和同步带传动都可以，若是齿轮传动，两轴之间需要增加一个惰轮，增大齿轮传动的轴间距，改变齿轮运动方向，使三个工位能同步同向运转。此处选用同步带传动，相较于齿轮传动，结构更简单，安装要求较低，维护方便，价格也比较便宜，同时也能很好的满足精度要求和三个工位的协调运转。=2\*GB3②横向进给机构：横向进给机构主要带动小车做横向运动，需要根据实际需求，精确控制进给速度，因此所需的传动精度较高，可选滚珠丝杆传动传动和齿轮齿条传动，但相较之下，滚珠丝杆安装和维护要求都较高，且横梁有一定的跨度，滚珠丝杆很难保证其刚性和抗震性，选用齿轮齿条传动更为合适，齿轮齿条常用于小车传动系统，满足精度要求的同时，价格便宜，结构紧凑，可实现较大的传动比，为满足更高的精度要求，可选取斜齿轮传动。齿条安装在横梁底部，由安装在小车上的驱动装置带动齿轮旋转，完成小车的横向进给运动。=3\*GB3③纵向进给机构：纵向进给机构主要负责控制丝嘴到芯模的距离，需要较高的精度，由于该装置需要固定在小车上，增加了小车的重量，且运行距离不长，选取滚珠丝杆传动，可实现精确的微进给。由伺服电机直接连接，带动滚珠丝杆模组运动，实现小车的纵向运动。=4\*GB3④丝嘴：丝嘴主要是旋转，且空间较小，工作环境相对密闭，可以选择同步带传动或者齿轮传动，此处工作环境较好，选取齿轮传动，传动精度高，稳定可靠，寿命长，不需要经常更换。齿轮固定在丝嘴所连的轴上，齿轮旋转带动丝嘴做圆周运动，由于三个丝嘴需要同步运转，两轴之间可以加一齿轮作为惰轮，减小齿轮大小，改变齿轮旋转方向，使丝嘴的运动方向一致。2.4运动机构的方案设计主要是小车的运动和尾架位置的调整，本课题所加工芯模为圆柱形，尺寸较小，可以采用直线导轨和滑块配合，小车和尾架固定在滑块上，实现其运动。2.5夹持机构的方案设计夹持机构：夹持机构是用来固定芯模，并且一端连接驱动轴，带动芯模旋转，常见的夹持机构有法兰轴承式、卡盘-卡盘式、卡盘-顶针式。法兰轴承式可以承受较大负载，驱动力矩较大，常用于大型纤维缠绕机。卡盘-卡盘式适用于长距离细轴的固定，其固定效果良好，可以两端驱动，驱动力矩较大，承载力也比较强，对于跨度较大且自身较重的芯模，可以加装拉轴器，减小芯模因自重产生的变形。本课题选用卡盘-顶针式，卡盘-顶针式的安装更为方便，足以承载小型芯模并带动其旋转，在尾架上增加气动装置与顶针相连，可以使芯模的更换更为方便。2.6控制系统的方案设计本课题所设计的为四轴四联动三工位缠绕机，设计主轴、横向进给机构、纵向进给机构和丝嘴的联动，需要合适的控制系统进行协同控制，才能完成芯模的缠绕，并根据实际需求，选择不同的缠绕方式，实现不同的缠绕图案。此缠绕机为四轴联动，轴数较小，并综合考虑成本等因素，旋转四轴联动通用数控系统，能很好的满足工作需求，便于维护与更换。2.7辅助装置的方案设计此缠绕机采用干法缠绕，辅助装置主要是纱带的处理装置，包括纱架、张力控制系统、加热器等。纱架：主要用于存放纤维，本课题所需的纱团较多，重量较大，因此纱团不适合安装在小车上，应在缠绕机旁单独设置固定纱架，将纱团存放在纱架上。缠绕机工作时，纤维从纱架引出，经张力装置控制后进入丝嘴。芯模的跨度较小，适当设置纱架到缠绕机的距离，可以减小张力波动。加热器：由于是干法缠绕，纱带在缠绕之前需要经过加热，使纱带软化，加热温度宜控制在50-100℃，可采用热空气加热。张力控制系统：缠绕过程需要严格控制张力，以提高缠绕制品的质量，本课题选用机械式张力控制装置，并配套有张力传感器、张力控制器等。

第三章纤维缠绕机零部件的设计纤维缠绕机的零部件设计主要包括基座、横梁、小车、传动齿轮、主轴等，根据机械设计原理，对主要零部件的尺寸、材料等进行设计。3.1缠绕机框架的设计3.1.1基座基座是整个缠绕机的工作平台，主要负责承载整个机身，其截面尺寸主要取决于制品直径，跨度主要取决于缠绕长度，参考已有纤维缠绕机，结合本课题的实际工作条件，对其尺寸做出设定，模型如图。图3.1基座模型图图3.2基座建模尺寸图所选材料为结构用冷弯方形空心型钢GB/T6728-2002，材质Q235，呈“工”字形焊接在一起，从左至右三块方钢的截面尺寸分别为280×280、280×280、360×360，壁厚均为10mm。整个基座用地脚螺钉固定在地面上，基座需承受的压力较大，在底部连接处和端部增加适当厚度的垫板，可以减小变形。两侧设加强筋，提高基座的强度。基座上面由于需要装配让尾架滑动的直线导轨，所以需焊接一钢板，且钢板表面需铣出一道槽，以利于导轨的安装和固定，保证导轨的平行度。导轨尾部加装挡板，防止尾架滑出。3.1.2主轴箱主轴箱由一块方钢切割而成，在内部适当位置焊接钢板，作为主轴固定的基座，支承主轴，同时，通过与上部主轴弯架连接，需支承横梁。下部固定在基座上，并接入电机，使电机通过同步带带动三个主轴旋转，因此对于主轴箱的强度要求和内部空间大小有一定要求。图3.3主轴箱模型图所选材料为结构用冷弯方形空心型钢GB/T6728-2002，材质Q235，截面尺寸360×360，壁厚10mm，主轴箱型钢部分高度1420mm。两侧适当位置切割出孔，缠绕制品直径为200mm，因而设定主轴间距离为300mm。底部设加强筋，防止变形。3.1.3尾架尾架通过滑块固定在基座导轨上，可以在导轨上滑动，以适应不同的缠绕长度，并可方便更换芯模，需要固定时可以通过底部的紧定螺钉固定。上部需切割开孔，内部适当位置焊接钢板作为顶针的固定基座，需承受顶针装置、气动装置和芯模的重量，因此也需要一定强度和内部空间。图3.4尾架模型图所用材料为结构用冷弯方形空心型钢GB/T6728-2002，材质Q235,截面尺寸为280×280，壁厚10mm，尾架型钢部分高度1220mm，切割而成。两侧设加强筋，防止变形。3.1.4支承架支撑架固定在基座上，上端与横梁连接，负责支承横梁，因而对强度有一定要求。图3.5尾架模型图所用材料为结构用冷弯方形空心型钢GB/T6728-2002，材质Q235，截面尺寸为280×280，壁厚10mm，支撑架型钢部分高度1480mm，切割而成。3.1.5横梁横梁一端固定在支撑架，另一端端通过主轴弯架固定在主轴箱上，由于小车倒挂在横梁上，需承受小车的重力，因而需要保证其刚度，不易变形，可在上下两面焊接钢板，增加刚度。图3.6横梁模型图所用材料为结构用冷弯方形空心型钢GB/T6728-2002，材质Q235,截面尺寸为300×300，壁厚10mm，钢板厚度10mm，横梁长度3160mm。小车通过滑块固定在横梁导轨上，横梁下侧钢板左右两边应铣出一平行面，以利于导轨的安装与固定，保证导轨的平行度。横梁中间安装齿条，小车上固定伺服电机，连接蜗轮蜗杆减速器，蜗轮蜗杆减速器输出轴上的齿轮从小车一侧与齿条啮合，进行传动，带动小车实现横向反复运动。3.1.6小车框架小车框架主要用来固定丝嘴，丝嘴所连轴用齿轮传动，位于小车框架内，且还需在内部焊接钢板作为固定丝嘴轴的基座，整个框架所受压力较小，轴之间的压力也较小，主要承载丝嘴及其轴的重量，为保证齿轮的工作环境较好，应使其工作环境相对密闭。图3.7小车框架模型图所用材料为结构用冷弯方形空心型钢GB/T6728-2002，材质Q235，截面尺寸为320×320，壁厚5mm，型钢长度876mm，上部钢板需要安装丝杆固定座、支撑座和导轨，上平面两侧应铣出两个平行面，以利于导轨的安装与固定，确保导轨的平行度。3.2滚珠丝杆及电机选型计算滚珠丝杆控制小车的纵向进给，通过抱紧式联轴器与伺服电机直连，传动比设为0.99，初定伺服电机最大转速3000r/min，丝杆纵向运动的最大速度为12m/min。3.2.1滚珠丝杆的选型s＝vmax/inmax＝120003000×取s=10mm，可满足速度要求所选导轨为滚动导轨，静摩擦力和滑动摩擦力相差不大，取静摩擦系数μ0=0.006取滑动摩擦系数μ=0.004，则导轨的静摩擦力为F0＝μ0mg+f=0.006×150×9.8+4×5=28.82N式中：m——小车质量，m估算为120kgf——导轨滑块密封阻力，每个滑块以5N计算，共4个滑块取加减速时间t=0.2则加速度a=vmax/t=0.2/0.2=1m/s2加速轴向负载Fa1=μmg+f+ma=0.004×120×9.8+20+120×1=144.70N匀速轴向负载Fa2=μmg+f=0.004×120×9.8+20=24.70N减速轴向负载Fa3=μmg+f-ma=0.004×120×9.8+20-120×1=-95.30N当量载荷Fm=（2Fa1+Fa3）/3=(144.70×2-95.30)/3=64.7N滚珠丝杆压曲负荷P1=n2×d14/L2×104式中：n2——固定—安装方式系数，n2=20.000d1——滚珠丝杆沟槽直径，d1=25.65mmL——安装间距，L=600mm滚珠丝杠压缩、拉伸负荷P2＝116×d14=116×25.65滚珠丝杆允许转速N1=λ2×d1/L2×107×0.8=21.900×25.65÷6002×式中λ2——安装方式系数，λ2=21.900滚珠丝杆工作最大转速Nmax=vmax×1000/s=12×1000/10=1200r/min取快移时丝杆转速n=1200r/min当量转速nm=（2n+nmin）/3=(1200×2+0)/3=800r/min按滚珠丝杠副的预期工作时间计算额定动载荷Cam=360nmLh式中：Lh——预期工作时间，取15000小时fw——负荷系数，平稳无冲击选择fw=1fa——精度系数，取fa=1fc——可靠性系数，一般选择fc=1按滚珠丝杠副的预期运行距离计算额定动载荷Cam=3Ls/s式中：Ls——预期运行距离，一般选择Ls=24000m按滚珠丝杠副的预期预期最大轴向负载计算额定动载荷Cam=fFa1=6.7×144.70=969.49N式中：f——预加负荷系数，轻预载时，选择f=6.7选取型号为LCY02的压轧滚珠丝杆，精度等级C7,任意300mm行程内行程变动量为0.05mm，在可接受范围内。丝杆外径32mm，丝杆长600mm，导程10mm，螺母外径50mm，珠径6.35mm，丝杆材质S55C，高频淬火处理，额定动载荷Ca=47080N＞Cam，额定静载荷Cao=119600N。3.2.2电机的选型丝杆转动惯量Js=0.78D4L×10-6=0.78×324×472×10-6式中：D——滚珠丝杆直径，D=32mmL——行程，L=472mm负载折算到丝杆上的转动惯量J1=(s/2π)2×m/g=（0.01/2π）2×120/9.8=0.003kg·cm2丝杆传动折算到电机上的总惯量J=（Js+J1）/i2=（0.386+0.003/1=0.389kg·cm2式中：i——传动比，丝杆直连电机，i=1电机加速力矩Ma=0.1Jn/9.6t=0.389×1200/(9.8×0.2×10)=23.816N·m摩擦力矩Mf=（μms+f）/2πηi×10-3=（0.004×120×10+20）/(2π×0.9)=0.004N式中：η——丝杆传动总效率，η取0.9最大力矩Mmax=Ma+Mf=23.816+0.004=23.820N·m电机额定力矩Mr=Mmax/λ=23.820/2=11.91N·m式中：λ——常数，取2所求电机额定力矩为11.91N·m，则所选电机应大于11.91N·m。选取西门子型号为1FK7083-2AC71-1的同步伺服电动机，额定速度2000r/min,轴高80mm，额定功率2.6Kw,额定转矩12.5N·m。3.3齿轮齿条与相应电机的设计与校核齿轮齿条传动用来控制小车的横向运动，对于速度和精度都有一定的要求。齿条看作一个足够大的齿轮，因此只需要用啮合齿轮来校核，在材料等条件相同的情况下，齿轮强度符合条件，那么齿条一定符合条件。相比于齿轮传动，齿条一般不会进行高转速、长时间的工作，应力循环次数相差很大，因而不存在接触疲劳强度、弯曲疲劳强度等计算问题，强度校核只需要分析轮齿的受力情况就可以了。3.3.1齿轮齿条的设计计算参考资料，初步设定齿轮齿条模数m=2，啮合齿轮齿数z=40，齿条厚度B=28mm，齿轮宽度40mm，压力角α=20°，螺旋角β=0，材料为45钢，调质硬度HRC28~32,齿面高频淬火后硬度HRC40~45。可求得齿轮分度圆半径R=0.5mz=0.5×2×40=40mm齿顶高ha=mnhan*=2×1=2mm齿根高hf=mn（h*an+cn*)=2×(1+0.25)=2.5mm齿高h=ha+hf=4.5mm3.3.2齿轮的强度校核该齿轮为开式齿轮，只需要校核弯曲强度齿根应力σF的计算如下式：σF=σF0KAKVKFβKFα(1)式中：KA——使用系数，查表取1.10KV——动载系数，查表取1.05KFβ——弯曲强度计算的齿向载荷分布系数，查表取1.10KFα——弯曲强度计算的齿向载荷分配系数，查表取1.10σF0——齿根应力的基本值σF0可由下式计算：σF0=FtBmYFYSY式中：Ft——端面内分度圆上的名义切向力M——法向模数，m=2YF——载荷作用于单对齿啮合区外界点时的齿形系数，取2.65YS——载荷作用于单对齿啮合区外界点时的应力修正系数，取1.58Yβ——螺旋角系数，查表取1B——齿轮宽度，mmFt=2000T/d(3)式中：d——齿轮分度圆直径，为80mmT——名义转矩，估算为10N·m可计算得：Ft=250NσF0=8.722MpaσF=12.189Mpa许用应力[σ]≈σFlim=273Mpa，设安全系数s=2σF＜[σ]/s=136.5Mpa所以该齿轮满足要求。3.3.2电机和减速器的选型先初步设定电机的最大转速为3000r/min,小车快进速度30m/min，加速时间0.2s，则加速度为2.5m/s2。根据快进速度初步估算减速比（nmax/i）×(πD/1000)=v代入数据可求得i=25.12此处圆整取i=25然后考虑齿轮齿条传动进给伺服电机的转矩匹配问题。加速度a=2.5m/s2，估算小车质量m=140kg则加速推力Fa=ma=2.5×140=350N取小车在导轨上滑动的滑动摩擦力μ=0.004则摩擦力f=μmg+f=0.004×140×9.8+20=25.49N式中：f——导轨滑块密封阻力，以20N计算总推力F=Fa+f=350+5.488=375.5N小车快进时，齿轮转速n齿=v/(πD)=0.5/(π×0.08)=1.989r/min角速度ω=n齿×2π=1.989×2π=12.5rad/s小车加减速时，角加速度β0=ω/t=12.5/0.2=62.5rad/s2输出齿轮自身的转动惯量J=(D4×B×π×ρ)/32=0.084×0.04×π×7850/32=0.0013kg·m2式中：ρ——齿轮材料密度，所用齿轮为45钢，密度取7850kg/m2输出齿轮自身损耗的加速力矩T齿=Jβ0=0.0013×62.5=0.0813N·m则齿轮受到的合力矩T=FR/η+T齿=375.5×0.04/0.9+0.1625=16.85N·m式中：R——啮合齿轮分度圆半径，R=40mmη——传动效率，取η=0.9T即为减速器的输出力矩负载折算到伺服电机的加速力矩T负=T/(iη1)=16.85/(25×0.85)=0.793N·m式中：T负——负载折算到电机的加速力矩i——传动比，i=25η1——减速器的传动效率，取η1=0.85伺服电机的最大角速度ω电=n齿×2π=n齿×i×2π=1.989×2π×10=125.00rad/s伺服电机的角加速度β电=ω电/t=125.00/0.2=625.00rad/s2此时根据加速力矩，初选西门子型号为1FK7042-2AF71-1的同步伺服电动机，额定转矩2.6N·m，峰值力矩7.8N·m，电机转动惯量J电=0.00029kg·m2。则电机克服自身惯量的加速力矩T电=J电β电=0.00029×625.00=0.18125N·m折算到电机端总的加速力矩T总=T负+T电=0.751+0.18125=0.932N·m匀速阶段时，该传动只受摩擦力影响，对比摩擦力和加速推力可以发现，摩擦力远小于加速推力，因而匀速阶段的力矩很小，电机的转矩主要取决于加速阶段，很显然，T总＜T峰=7.8N·m，所以该伺服电机满足要求。所选电机主要参数：型号1FK7042-2AF71-1额定功率0.8kw额定转矩2.6N·m峰值转矩7.8N·m选用减速机减速比为25。3.4齿轮和电机的设计3.4.1齿轮的设计与校核丝嘴的翻转由齿轮控制，其形式是在丝嘴所在的空心轴上固定一个齿轮，三个丝嘴所在的轴通过齿轮获得动力输入，为了使三个丝嘴能够同向同步运转，两轴齿轮之间增加一个齿轮，以改变齿轮的转向，使三个轴的转向相同。考虑小车架的空间，以及相邻两轴的轴间距，初定大小齿轮的中心距为150mm，模数m=3，宽度B=20mm。由于该齿轮传动并不改变转矩，小齿轮只用于改变方向，因此两齿轮大小可以设计的比较接近，设定大齿轮分度圆直径d1=180mm，小齿轮分度圆直径d2=120mm，为提高精度，将其设计成斜齿轮,设螺旋角β=9°。小齿轮材料为40Cr钢，调制处理，硬度250~280HBS。大齿轮材料ZG310-570，正火处理，硬度162~185HBS。则可求得大小齿轮的齿数z1=d1/m=180/3=60z2=d2/m=120/3=40该齿轮为闭式齿轮传动，所以只需要校核弯曲疲劳强度。查表可知[σF]1=414MPa,[σF]2=217MPa齿根应力σF的计算如下式：σF=σF0KAKVKFβKFα(1)式中：KA——使用系数，查表取1.25KV——动载系数，查表取1.10KFβ——弯曲强度计算的齿向载荷分布系数，查表取1.10KFα——弯曲强度计算的齿向载荷分配系数，查表取1.2σF0——齿根应力的基本值σF0可由下式计算：σF0=FtBmYFaYSaYβ式中：Ft——端面内分度圆上的名义切向力M——法向模数，m=3YFa——载荷作用于单对齿啮合区外界点时的齿形系数YSa——载荷作用于单对齿啮合区外界点时的应力修正系数Yβ——螺旋角系数，查表取0.96Yε——重合度系数，取0.65B——齿轮宽度mmFt=2000T/d(3)式中：d——齿轮分度圆直径，mmT——名义转矩，连接电机的齿轮最大，估算为3N·m查表得YFa1=2.50,YFa2=2.20Ysa1=1.67,Ysa2=1.74可计算得大齿轮：Ft=33.33NσF1=2.63MPaσF2=σF1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=2.63×2.2×1.74/(2.5×1.67)=2.41MPa设安全系数s=2σF1＜[σF]1/s=207MpaσF2＜[σF]2/s=108.5Mpa所以该齿轮满足要求。3.4.2电机的设计此处的电机主要通过齿轮带动三个丝嘴翻转，将丝嘴机构简化为三个同轴心的空心圆柱体组合而成，估算其转矩。外径依次是90mm，80mm，75mm，内径60mm，质量分别为4kg，3kg，2kg，最大转速ω=120r/min,加速时间t=0.2s。转动惯量J=M（D2+d2）/8J总=J1+J2+J3式中：M——质量D——外径d——内径J1,J2,J3——分别为三段空心圆柱体绕轴线的转动惯量J总——丝嘴机构机构总惯量代入数据可求得J总=0.0119kg·m2J齿=m（R2+r2）/2=0.5×(0.182+0.082)/2=0.0097kg·m2丝嘴角加速度β=ω/t=2/0.2=10rad/s2则加速力矩T加=（J齿+J总）β=(0.0097+0.0119)×10=0.216N·m电机的加速力矩T电=3T加/η=0.216×3/0.9=0.72N·m很显然，丝嘴的负载是很轻的，所需的力矩很小，选用西门子型号为1FK7042-2AC71-1的同步伺服电机。选用电机参数：额定功率0.6kW额定转矩2.8N·m额定转速2000r/min峰值转矩8.4N·m此处电机的峰值转矩远大于电机的加速力矩，电机克服自身惯量的加速力矩对电机使用影响不大，电机有足够大的转矩带动丝嘴翻转。电机输出轴与一个齿轮用键连接，进行周向固定，末端用轴端挡圈进行轴向固定，通过输出轴上的齿轮与丝嘴转轴上的齿轮啮合，输入动力。3.5同步带和电机的设计同步带通过连接伺服电机控制主轴的旋转，主轴连接卡盘，芯模被固定在卡盘上，从而带动芯模旋转，对芯模、卡盘、主轴进行简化处理，三者同轴心，均看作规则的圆柱体，大致估算三者的转动惯量。设芯模φ200×1500，内径140mm，m芯=25kg卡盘φ160×150，内径80mm，m盘=10kg主轴φ50×350，m轴=6kg三者的转动惯量根据以下公式可以求得：实心圆柱体J=MD2/8空心圆柱体J=M(D2+d2)/8式中：M——质量D——外径d——内径可求得J芯=0.0.1863kg·m2J盘=0.0400kg·m2J轴=0.0019kg·m2则总转动惯量J=J芯+J盘+J轴=0.1863+0.0400+0.0019=0.2282kg·m2主要考虑加速阶段的力矩设芯模最大速度n=60r/min,加速时间t=0.1s则芯模最大角速度ω=2πn=2π×60=6.28rad/s角加速度β=ω/t=6.28/0.2=62.8rad/s2由此可求得每根轴上的转矩T=Jβ=0.2282×62.8=14.331N·m此即为同步带输出的转矩，此缠绕机为三工位，所以电机转矩Tm=3T/η=3×14.331/0.9=47.77N·m式中：η——传递效率，取η=0.9带拉力F=T/r=14.331/0.07=204.72857N式中：r——同步带轮直径，估算为70mm选择西门子型号为1FK7101-2AC71-1的电机，额定功率4.3kW，额定转矩20.5N·m，峰值转矩61.5N·m，转子惯量0.0079kg·m2。同步带传动电机输出轴所连同步带轮与与主轴上同步带轮选择相差不大，近似按相等计算电机克服自身惯量的加速力矩T电=Jβ=0.0079×31.4=0.2481N·m折算到电机端的总负载力矩T总=T电+Tm=47.77+0.2481=48.02N·m显然T总＜T峰=61.5N·m，所以该电机满足条件，能正常带动主轴旋转。主轴上同步带轮选用类型为T10400，齿距10.0，齿数40，内径50mm，皮带宽度40mm，带键槽，一端带台阶。电机输出轴上同步带轮选用类型为T10500，齿距10.0，齿数40，内径28mm,带键槽，一端带台阶。选用轻型同步带，带许用拉力Ta=244.46N，根据日本JISK6372-82标准，认为带的许用压力为抗拉强度的1/10~1/15,目前我国生产的各类同步带的抗拉强度都已达到或者超过该标准中的数值，因此带的强度设计是偏于安全的。同步带轮与主轴和电机输出轴均用键连接，进行周向固定，电机输出轴上的同步带轮使用轴端挡圈进行轴向定位，主轴上的同步带轮使用圆螺母和止动垫圈进行轴向固定。3.6轴承的寿命校核3.6.1主轴固定轴承的寿命校核由于支承主轴的轴承为角接触球轴承，型号为7310B,内径50mm，宽度27mm。图3.1轴承受力图受力如图，卡盘给芯模一个向右的推力和一个向下的压力，A端只有轴向载荷，B端受轴向载荷和径向载荷。主轴右侧还受同步带的拉力，对于中下两主轴，分别受同步带一向下拉力和一向上拉力，并且不共线，两同步带距离较近，为简化计算，将施加的力视为在同一直线上，A点为主轴端。匀速运动时，同步带主要克服摩擦力，以及自身的张紧力，合力F较小，设为20N，方向向下。主轴重力G设为60N，芯模对卡盘的水平作用力Fm为40N，卡盘向下的压力为200N.设水平方向为x方向，竖直方向为y方向，AB距离120mm，B端距F作用处100mm，A端距卡盘作用处50mm，由静力平衡可知∑Fx=0，Fm+FaB=0(1)∑Fy=0，FrA+FrB-F-G-T=0(2)∑M=0，0.135G-0.17FrB+0.27F-0.05FrA=0(3)联立（1）（2）（3），可求得FrA=284.17N,FrB=-4.17N,FaB=-40N轴承寿命校核相关公式如下：L10=(CP)ε×式中：C——轴承的额定动载荷P——当量动载荷ε——寿命指数。球轴承ε=3，滚轴承ε=10/3P=XR+YA（5）式中：X——径向载荷系数Y——轴向载荷系数R——径向载荷A——轴向载荷查表知X=1,Y=0.55，C=48000N=1\*GB3①A端仅受径向力，P=284.17N代入（4），可得L10=4.82×1012转为工作小时数L10h=L10/60n=4.82×1013/(60×120)=6.69×10式中：n——轴承转速，120r/min查表，L10h＞30000h，符合要求=2\*GB3②B端代入（5），可得P=26.17N代入（4），可得L10=6.18×1015转为工作小时数L10h=L10/60n=6.18×1016/(60×120)=8.58×10式中：n——轴承转速，120r/min查表，L10h＞30000h，符合要求3.6.2丝杆固定轴承的寿命校核丝杆支承座轴承为深沟球轴承，型号6005CE,内径25mm，宽度12mm。丝杆固定座轴承为角接触球轴承，型号7305CDB，内径25mm，宽度34mm。丝杆下部有连接件与上部连接，丝杆的位置固定，其重力与小车重力均由连接件承受，可以视为丝杆的轴承不承受径向力，则支承侧轴承不受力，不予校核其寿命，固定端受轴向力。匀速运动时，小车受丝杆的推力和摩擦力，同时给丝杆一个轴向的反作用力，该反作用力即为丝杆作用给固定端轴承的轴向力，即F=μmg=0.004×120×9.8=4.7N查表知C=35130NP=F=4.7N代入（4），可得L10=4.17×1017转为工作小时数L10h=L10/60n=4.17×1017/(60×2400)=2.90×10式中：n——轴承转速，2400r/min查表，L10h＞30000h，符合要求3.7夹持机构的设计此缠绕机选用的是卡盘-顶尖式夹持装置，常见的有自动定心的三爪卡盘和四爪卡盘，随着如今工业生产对于加工精度越来越高的要求，液压卡盘逐渐取代了手动卡盘，而液压四爪卡盘通常是由一个油缸驱动四个爪，往往会出现卡盘定位中心与主轴回转中心不同轴心的情况，通常用来加工不规则或者需要偏心加工的工件。本课题的缠绕机主要加工圆形工件，选用三爪卡盘。卡盘规格选用160，最大输入扭矩为160N·m。顶尖选用普通回转型顶尖JB/T3580-1998，圆锥号为3。顶尖装在底座上，尾部加装气动装置，所用气缸为10A-5系气缸，缸径32mm，工作压力0.05~1Mpa，实际行程50mm。

第四章关键受力部件的静应力分析分析缠绕机结构可知，缠绕机的关键受力部件主要是缠绕机的框架部分，即主轴箱、支撑架和横梁，基于solidworks的静应力分析功能，对这四个部件的模型施加相应载荷，以验证其是否符合强度要求。4.1横梁静力学分析横梁主要受三个力，一端固定在支撑梁上，底面受一向上的支撑力，另一端与主轴弯架相连，侧面受主轴弯架向上的力，中间受小车的重力，三个力平行但不共线，在主轴弯架一端会有一个扭矩，对横梁简化为简支梁结构，可将横梁视为弯曲变形和和扭曲变形的组合，其受力情况如图4.1。图4.1横梁受力图分析可知，横梁最大弯矩位于均布载荷中。由弯矩平衡方程可得FAy=qdx/l+qa2/2l式中：q——均布载荷a——均布载荷作用长度l——横梁长度当x确定时，与均布载荷边缘位置D相距t的截面处弯矩为：M=FAy×（l-a-x+t）-qt2/2求导可得，当t=dx/l+a2/2l时，最大弯矩表达式Mm=（qa2/2l2-qa/l）x2+(qa3/2l2-3qa2/2l+qa)x+uu为不含x的项，对其求导可得，当x=（a2-3la+2l2）/(4l-2a)时，弯矩最大根据实际设计尺寸，a=250mm，l=3160mm计算可得x=1455mm设小车重qa=1500N，横梁重G=4500N。由静力平衡方程可得：∑Fx=0，FBX=0∑Fy=0，FAy+FBy-G-qa=0∑M=0，FBYl-qa（l-x-a/2）-Gl/2=0代入数据可求得FBX=0N，FAy=3000N，FBY=3000N侧边所给的扭矩T=Fby×b/2=3000×0.3/2=450N·m式中：b——横梁宽度将相关数据导入三维模型中，利用solidworks的静应力分析，对横梁进行网格划分，施加相应载荷和约束后，可得到相应的静应力分析数据图4.2静应力图4.3合位移图4.4应变分析所得图像可以发现，横梁的最大应力小于材料的屈服强度，最大合位移为1.496×10-24.2支撑架的静应力分析支撑架承担横梁和小车的重力，以算得支撑梁受力为3000N。在solidworks利用simulation插件对支撑架的三维模型进行网格化，施加相应约束和载荷，可得静应力分析如下。图4.5应力图图4.6合位移图4.7应变分析所得的图像，可以看到，支承架的最大应力远小于材料的屈服强度，最大合位移为4.13×10-34.3主轴箱的静应力分析主轴箱所受的力主要包括通过横梁弯架传递的横梁上的重力，以求的横梁作用于横梁弯架的力为3000N，考虑横梁弯架自重，设总共作用于主轴箱的压力为4000N，分析可知主轴箱水平方向受力很小，只有来自芯模的反作用力，相比铅直方向的压力忽略不计。在solidworks利用simulation插件对支撑架的三维模型进行网格化，施加相应约束和载荷，可得静应力分析如下。图4.8应力图4.9合位移图4.10应变分析所得的图像，可以看到，主轴箱的最大应力小于材料的屈服强度，最大合位移为1.522×10-2

第五章缠绕机整体分析与计算图5.1缠绕机三维模型图经过计算，所设计的缠绕机能较好的满足工作要求，实现对φ200×1500芯模进行三工位四轴四联动的缠绕。分析发现，尾架在导轨上滑动，顶针到卡盘的距离范围约为400~2150mm，齿条长度1800mm，考虑齿条的安装位置，实际能缠绕的芯模长度约为0~1600mm。缠绕工位有三个，每个工位之间相距300mm，则当缠绕直径大于200mm的芯模时，可以尝试以牺牲工位的方法，来满足对于空间的需求，此时主要需要考虑主轴电机的转矩问题，所选电机型号为1FK7101-2AC71-1，额定转矩20.5N·m，峰值转矩61.5N·m，以下以空心圆柱形的芯模为例作简要计算，大致估算该缠绕机的工作范围。设芯模材质的密度为ρ，芯模外圆半径为R，内圆半径为r，芯模长度为L，芯模最大转速n=45r/min,加速时间t=0.3s。可以得到：角加速度β=n/t=0.75/0.3=2.5ran/s2芯模质量M=ρLπ（R2-r2）芯模转动惯量J芯=M(R2+r2)/2=πρL(R2+r2)（R2-r2）/2前面已算出卡盘和主轴的转动惯量约为0.04kg·m2则可以得到芯模的加速力矩T=（J芯+0.04）β=1.25πρL(R2+r2)（R2-r2）+0.1以壁厚为10mm的合金钢芯模为例，r=R-0.01，ρ=7700kg/m3，L的范围为400~1600mm。代入可得T=30238L（4R4+0.014）+0.1≈120952LR4，该式R,L的单位为m=1\*GB3①单工位T峰η＞T，η为传动效率，取0.9可得LR4＜4.58×1011该式L,R单位为根据L的范围，可以求得R的最大值约为184mm所以该电机能带动的芯模直径最大约为370mm，且需满足LR4＜4.58×10该芯模质量M=34.83kgL=1600mm代入可以求得，R=130mm=2\*GB3②双工位若是双工位，则应满足LR＜2.29×1011，同样可求得芯模最大直径约为310该芯模质量M=29.03kgL=1600mm代入可以求得，R=109mm由此可见，当芯模直径φ＜200mm，可采用三工位；当芯模直径200mm＜φ＜310mm，可采用双工位；当芯模直径310mm＜φ＜360mm，可采用单工位；同时芯模的直径和长度互相约束。三种情况下所能加工的最大长度均为1600mm。所加工的芯模质量不算很大，如有必要，可以增加拖轮装置承担