电火花线切割机床设计

电火花线切割机床设计摘要近年来，随着在我国国民经济的飞速发展，特别是工业技术飞速发展的新形势下，急需发展模具加工技术，而数控电火花切割技术正是模具加工工艺领域中的一种关键技术。目前在电机，仪表等行业新产品的研制开发过程中，常采用数控电火花线切割方法直接切割出零件，大大缩短了研制周期，并降低了成本。在众多工业产品的生产过程中，都用到了数控电火花切割机床，如飞机制造、汽车模具制造、手机零部件的生产等，因此电火花机床的研究与改进是我国国内市场的需要，也能为我国的工业的发展起一定的作用。电火花线切割，其基本工作原理是利用连续移动细金属丝（成为电极丝）作电极，对工件进行脉冲火花放电蚀除金属、切割成型。本次论文以电火花线切割为主线，综合了线切割的发展，电火花线切割机床电火花线切割加工质量及其影响因素，电火花线切割加工程序编制等。把以前学过的基础课程融汇到综合应用本次论文当中来，所谓学以致用，从最开始了解电火花线切割机床的特点，再进一步学习机床主要参数，后来便开始着手设计齿轮副、轴、轴承、键、储丝筒，最后整体协调，终于完成了整个毕业设计。关键词：电火花线切割起源原理技术参数目录目录 错误!未定义书签。错误!未定义书签。、. -t前言 1TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"数控电火花线切割加工 3\o"CurrentDocument"1.1.1电火花线切割起源 3.\o"CurrentDocument"1.1.2数控电火花线切割加工原理 3\o"CurrentDocument"1.1.3数控电火花线切割正常加工必须具备的条件 4\o"CurrentDocument"1.1.4数控电火花线切割加工的特点 5\o"CurrentDocument"1.1.5数控电火花线切割的应用范围 6\o"CurrentDocument"数控电火花线切割加工机床的特点 6\o"CurrentDocument"1.2.1数控电火花线切割加工机床的分类 6\o"CurrentDocument"数控电火花线切割加工机床的基本组成 7\o"CurrentDocument"第2章、机床主要参数的确定 9\o"CurrentDocument"机床的主要技术参数 9\o"CurrentDocument"确定储丝筒基本尺寸 10\o"CurrentDocument"传动比的确定 10\o"CurrentDocument"2.4电动机的选择 11\o"CurrentDocument"2.5传动装置的运动参数设计 12\o"CurrentDocument"第3章、齿轮副的设计计算 15\o"CurrentDocument"第4章、轴的设计计算及校核 20\o"CurrentDocument"4.1第I轴的设计及校核 20\o"CurrentDocument"4.2第II轴的设计及校核 26\o"CurrentDocument"4.3传动螺纹副的设计及校核 32\o"CurrentDocument"第5章、轴承寿命校核 44\o"CurrentDocument"5.1第I轴上轴承的校荷 44\o"CurrentDocument"5.2第III轴轴上轴承的校荷 45\o"CurrentDocument"第6章、键的强度校核 47\o"CurrentDocument"联轴器处键的强度校荷 47\o"CurrentDocument"储丝筒端盖与轴联接处键的校荷 48\o"CurrentDocument"6.3第I轴与小齿轮联接处键的校核 496.4第III根轴上键的校核 50\o"CurrentDocument"第7章、储丝筒的结构设计 51\o"CurrentDocument"结论 55致谢 56\o"CurrentDocument"参考文献 56-LX.—1—前言毕业设计是学生学完大学教学计划所规定的全部基础课和专业课后，综合运用所学的知识，与实践相结合的重要实践性教学环节。它是四年大学学习的一个总结，是我们结束学生时代，踏入社会，走上工作岗位的必由之路，是对我们工作能力的一次综合性检验。1.毕业设计的目的（1）巩固、扩大、深化我们以前所学的基础和专业知识；（2）培养我们综合分析、理论联系实际的能力；（3） 培养我们调查研究、正确熟练运用国家标准、规范、手册等工具书的能力；（4） 锻炼进行设计计算、数据处理、编写技术文件、绘图等独立工作能力。总之，通过毕业设计让我们建立正确的设计思想，初步掌握解决本专业工程技术问题的方法和手段，从而使我们受到一次工程师的基本训练。2、毕业设计的主要内容和要求（1）调查使用部门对机床的具体要求，现在使用的加工方法；收集并分析国内外同类型机床的先进技术、发展趋势以及有关的科技动向；调查制造厂的设备、生产能力和技术经验等。（2）数控电火花线切割机床运丝装置的设计主要是设计储丝筒、传动轴、支撑板、传动齿轮及传动螺纹螺母副，确定各部分的相互关系；拟订总体设计方案，根据总体设计方案，选择通用部件，并绘制装配图和各零件的零件图；3）进行运动计算和动力计算；4）其他零部件的设计和选择；5）编制设计技术说明书一份第1章数控电火花线切割加工的基本介绍数控电火花线切割加工电火花线切割起源电火花线切割加工WCEDM(WireCutEDM)是在上世纪50年代末期由前苏联发展起来的一种特种加工技术，它用直径在0.08〜0.3mm的钼丝、钨丝或铜丝做电极，靠脉冲性火花放电蚀除金属，使材料切割成型，故称为电火花线切割。电火花线切割加工是电火花加工的一个分支，是一种直接利用电能和热能进行加工的工艺方法。由于在线切割加工过程中，工件和电极丝的相对运动是由数字信号控制实现的，故又称为数控电火花线切割加工，简称线切割加工。电火花线切割主要用来加工形状复杂的模具、细小精密零件和能够导电的一些高硬度材料。电火花线切割加工具有加工精度高、加工余量小、生产周期短、制造成本低等优点，已在生产中获得广泛的应用。目前线切割机床已占电加工机床的60%以上。数控电火花线切割加工原理电火花线切割加工原理如图1－1所示，工具电极(钼丝或铜丝)接直流脉冲电源的负极，工件接直流脉冲电源的正极，当工具电极和工件的距离在一定范围内时，产生脉冲性火花放电，对工件进行切割。火花放电能够切割工件的主要原因是：正负电极在绝缘工作液中靠近时，由于正负电极的微观表面是凹凸不平的，电极间的电场分布并不均匀，离得最近的凸点处的电场强度最高，两极间介质先被击穿，形成放电通道，同时电流迅速上升。在强大的电场力作用下，通道内的负电子以很高的速度奔向阳极（正极），正离子也以高速奔向阴极（负极）。负电子和正离子在高速运动时互相碰撞，阳极和阴极表面分别受到电子流和离子流的强烈轰击，使两电极间隙内的微小通道中瞬时产生高温，通道中心温度达到5000－10000度，瞬时产生的高温由于来不及扩散，使局部金属材料熔化甚至少量金属气化，同时在工件和电极之间的部分绝缘工作液也产生气化，气化后的金属蒸汽和工作液迅速膨胀并产生爆炸，使得熔化和气化后的金属材料从金属表面抛离出来而达到切割的目的。图1－1电火花线切割加工原理图数控电火花线切割正常加工必须具备的条件（1）工具电极与工件的被加工表面之间必须保持一定量的间隙，间隙的大小由加工电压、脉冲电流大小，脉冲间隙等电规准来决定，间隙大小一般在几十微米之间。如果间隙小于或大于这个距离，都不能进行火花放电。间隙过小，正负极容易短路，不能产生火花放电；间隙过大，极间电压不易击穿介质，也不能产生火花放电。（2）在切割工件时，必须在绝缘工作液中进行。常用的绝缘工作液有煤油、皂化液、去离子水等，用的工作液不一样，在相同的电规准下，加工的速度和表面精度也不尽相同。用绝缘性工作液主要有以下几个作用：利于产生脉冲性的火花放电；排除间隙内电蚀产物；起冷却电极的作用。（3）采用脉冲电源，火花放电必须是脉冲性、间歇性的。（4）被加工材料必须导电。只有导电材料才能产生火花放电，导电材料一般为金属材料和半导体非金属材料等。数控电火花线切割加工的特点⑴接利用线状的电极丝作为电极，不需要像电火花成型加工的成型工具电极，可节约电极设计和制造费用，缩短了生产准备时间。⑵可以加工用传统切削加工方法难以加工的微细异形孔、窄缝和形状复杂的零件。⑶利用电蚀原理加工，电极丝与工件不直接接触，两者之间的作用力很小，因而工件的变形很小，电极丝、夹具不需要太高的强度。⑷传统的车、铣、钻加工中，刀具硬度必须比工件硬度大，而数控电火花线切割机床的电极丝材料不必比工件材料硬，所以可以加工硬度很高或很脆，用一般切削加工方法难以加工或无法加工的材料。在加工中作为刀具的电极丝无须刃磨，可以节省辅助时间和刀具费用。⑸直接利用电、热能进行加工，可以方便地对影响加工精度的加工参数进行调整，有利于加工精度的提高，便于实现加工过程的自动化控制。⑹电极丝是不断移动的，单位长度损耗少，特别是慢走丝线切割加工时，电极丝一次性使用，故加工精度高（可达±2.5口m）⑺采用线切割加工冲模时，可实现凸、凹模一次加工成形。数控电火花线切割的应用范围电火花线切割加工由于具有诸多优势，主要应用在以下几个方面：（1）广泛应用于冲压模具的加工。（2）加工微细异形孔、任意曲线窄缝和复杂形状的工件。（3）加工镶拼型腔模、拉丝模、粉末冶金模、波纹板成型模。（4）加工样板尺和成型刀具。（5）加工硬质合金和切割薄片材料。（6）加工凸轮和特殊齿轮。（7）加工半导体材料以及稀有、贵重金属材料的割断。（8）适合于小批量、多品种零件的加工，减少模具制作费用，缩短生产周期。数控电火花线切割加工机床的特点数控电火花线切割加工机床的分类1）．数控电火花线切割加工简述电火花线切割加工是电火花加工的一个分支，是一种直接利用电能和热能进行加工的工艺方法，它用一根移动着的导线（电极丝）作为工具电极对工件进行切割，故称线切割加工。线切割加工中，工件和电极丝的相对运动是由数字控制实现的，故又称为数控电火花线切割加工，简称线切割加工。2）．数控电火花线切割加工机床的分类（1）按走丝速度分：可分为慢速走丝方式和高速走丝方式线切割机床。（2）按加工特点分：可分为大、中、小型以及普通直壁切割型与锥度切割型线切割机床。按脉冲电源形式分：可分为RC电源、晶体管电源、分组脉冲电源及自适应控制电源线切割机床。数控电火花线切割加工机床的基本组成数控电火花线切割加工机床可分为机床主机和控制台两大部分。S 呂图1—3快走丝线切割机床主机1)．控制台控制台中装有控制系统和自动编程系统，能在控制台中进行自动编程和对机床坐标工作台的运动进行数字控制。2)．机床主机机床主机主要包括坐标工作台、运丝机构、丝架、冷却系统和床身五个部分。图6-1为快走丝线切割机床主机示意图。(1)坐标工作台它用来装夹被加工的工件，其运动分别由两个步进电机控制。（2）运丝机构它用来控制电极丝与工件之间产生相对运动。（3）丝架它与运丝机构一起构成电极丝的运动系统。它的功能主要是对电极丝起支撑作用，并使电极丝工作部分与工作台平面保持一定的几何角度，以满足各种工件（如带锥工件）加工的需要。（4）冷却系统它用来提供有一定绝缘性能的工作介质——工作液，同时可对工件和电极丝进行冷却。第2章机床主要参数的确定本机床利用电极丝作为工具，在控制机控制下，按规定轨迹对工件进行切割加工。适合加工高精度，高硬度，高韧性的金属模具，样板及形状复杂的零件。广泛用于电子仪器，精密机械，轻工，军工等部门。机床的主要技术参数TOC\o"1-5"\h\z工作台横向行程 250mm工作台纵向行程 320mm加工最大厚度 300mm加工最大锥度 6/100mm工作台最大承载重量 120kg加工最大宽度 320mm加工最大长度 500mm加工表面粗糙度 Ra<2.5卩m最高材料去处率 >100电极丝直径范围 00.15〜o0.25mm工作液供电电源功耗机床外形尺寸乳化液工作液供电电源功耗机床外形尺寸380V，三相，50Hz1.5KW1500X1050X1450mm1200Kg机床重量1200Kg确定储丝筒基本尺寸确定走储丝筒直径:走丝速度一般在7－12m/s。确定储丝筒直径，选择电动机转速n=1400r/min.V—兀Dn由 1000x60可知当v—7m/s时得：1000x60xv1000x60x7D— — —95.5mm兀n 3.14x1400当v—12m/s时得：1000x60xv1000x60x12D— — —163.8mm兀n 3.14x1400所以选择储丝筒直径应在95.5~163.8之间为了满足加工要求，设计时储丝筒的直径假设D=130mm，则走丝速度为V=9.52m/s。传动比的确定令储丝筒每转一转时其轴向移动距离s=0.25mm.丝杠的导程取p=3mm。从储丝筒到丝杠经过两级直齿圆柱齿轮变速，由于机构传动载荷较小，故为了设计简单，加工方便，两级齿轮的传动比取值相等，记为i，贝Ui—i—i，由于s—ixixp，即pxi2—s1212可得i=0.29。线切割机床所用的钼丝的直径应小于s,否则，走丝时会产生叠丝现象而导致断丝。电动机的选择确定运丝机构所需的功率P，运丝机构的工作原理是电动机通过弹性连轴器带动长轴转动，长轴中间装有储丝筒另一端是齿轮传动，通过齿轮副传递到第二根轴，第二根轴同样通过齿轮副将运动传递到丝杠，将螺母固定到工作台上面，丝杠与螺母配合，从而驱动整个运丝机构在导轨上运动。驱动运丝机构对于丝杠需要的驱动力记为F,则电动机所需要的功率为FvP=1000}其中耳——总效率，6}2}2}12345} 电动机的效率，}=0.70;11}——滚动轴承的效率，}=0.99;22}——滑动轴承的效率，}=0.97;33}——齿轮传动的效率，}=0.99;44}——连轴器的效率，}=0.99；55则耳6}2}2=0.70x0.996x0.972x0.992x0.99、=0.589734 '丝杠的线速度v二8.167m/s,力F=27.5N,则电动机的功率为

Fv27.5x8.167x1000370WP-1000n- 1000xFv27.5x8.167x1000370W转速为n-1400rmin,型号为YS7124三相交流异步电动机电动机的基本参数为功率：370W电压：22%80V频率：50Hz电流：194彳］2A效率：0.70转速：1400rmin功率因数：0.72重量：6.8Kg工作制：S1绝缘等级：B级防护等级：IP55环境温度：40C冷却方式：IC411传动装置的运动参数设计从与电动机相连接的高速轴到低速轴算起，各轴依次命名为I轴,II轴，111轴。1．各轴转速计算第I轴转速n】=n=1400r/min第II轴转速n-n= =407r/mini3.441第III轴转速n-Z- -118.3r/mini3.442式中n——电动机转速

i――第I轴到第II轴传动比1――第II轴第III轴传动比22．各轴功率计算第I轴功率p二pFFF4二370X0.7X0.99x0.994W二246.4W1152第II轴功率p二pF2.耳二246.4x0.972x0.99W二230W2 1 3 4第III轴功率p二p-n2F二230X0.992X0.99W二222.5W3 2 2 4电动机的效率,n=0.70;1n――滚动轴承的效率,2耳=0.99;2n――滑动轴承的效率,n――滚动轴承的效率,2耳=0.99;2n――滑动轴承的效率,3耳=0.97;3n――齿轮传动的效率,4耳=0.99;4n——连轴器的效率，n5=0.99；53．各轴扭矩计算第I轴扭矩3．各轴扭矩计算第I轴扭矩p 246.4T=9550x纬=9550x =1680N-mm\o"CurrentDocument"n 14001第II轴扭矩T=9550x邑=9550x =5396N-mm\o"CurrentDocument"2 n 4072第III轴扭矩T=9550x行=9550x―=17961.7N-mm3 n 118.33将以上计算数据列表轴号转速n(r/min)输出功率P(W)输出扭矩T(N-mm)传动比i效率耳I轴1400246.4168010.66II轴40723053963.440.93III轴118.3222.517961.73.440.93第3章齿轮副的设计计算基于刘易斯公式的疲劳强度设计刘易斯公式的基本思路是假设一个齿尖承受所有法向负荷这样一种严重的情况，并据此来考虑齿根处所产生的最大弯曲应力。但齿形系数一般使用节点附近的值。虽说刘易斯公式是在假定所有的负荷都施加在一个齿尖上来计算齿根强度的，但实际上啮合的轮齿不止一个，压力角为20度的标准齿正齿轮的啮合率在1和2之间。如齿数为20和30的齿轮啮合率约为1.6。换言之，在一对齿开始啮合的瞬间，另一对齿已在前一个法向节距处啮合，因此在随后的0.6个法向节距内有两对齿啮合，而在此后的0.4个法向节距内只有一对齿啮合。因此，考虑到把在齿尖承受所有法向负荷时所得出的值y用作齿形系数会大大超过安全侧，于是设计时采用节距附近承受负载是的值y，啮合率越大则越有利于轮齿强度，因此对于传动齿轮来说，应重点考虑增加其啮合率。此外，如果压力角变小，则啮合率增大，齿轮承受的切向负荷、传递扭矩根据刘易斯公式，正齿轮的轮齿上所承受的切向负荷P和传递扭矩T分别用（1）（2）来表示TOC\o"1-5"\h\zP二bxbxmxy' （1）b*bxbxd2xy' /c、T=t （2）2000Z其中P：轮齿上的切向负荷（N）T：扭矩（N*mm）b:弯曲应力（Mpa）bb:齿宽（mm）m：模数（mm）d：节圆直径（mm）y‘：节点附近的齿形系数“模数m基准”Z：齿数齿形系数y‘“模数m基准”（节点附近加载时的值）（2）最大容许弯曲应力KxKxKxKxKb二bx―v t 1 m g-bfb CsDuraconTM齿轮的容许弯曲应力会因各种运行条件以及轮齿的大小（模数）而变化，从标准条件下的试验中得出，与各种模数相对应的最大容许弯曲应力，如果运行条件与之不同，则可根据（3）式来修正其中b：给定运转条件下的最大容许弯曲应力（Mpa）bfb:求出的标准条件下的DuraconTMM90最大容许弯曲应力b（Mpa）C:使用状况系数（表1-2）sK：速度修正系数VK：温度修正系数。工作温度高时必须修正温度。由于轮齿T的弯曲强度与静态弯曲强度间存在良好的相关性，因此可用弯曲强度-温度的关系来修正。例如，当温度为80°C时，可得出

4646二0.592K：润滑系数L无润滑时k=0.8LK：对象材质系数MDuraconTM对金属时K=1MDuraconTM对DuraconTM时K=0.8MK：材料强度修正系数（表1-3）G也就是要对用⑶式求出的容许弯曲应力和用⑴或⑵式求出的发生应力c比较：b>b则不可b bbfb<b则可以bbf因DuraconTM齿轮中经常使用的模数范围0.8-2.即使模数低于0.8,使用模数为0.8的齿轮会更加安全，因此不会出现问题。此外，考虑到偏差因素。按照图中所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。选小齿轮齿数Zl=36,大齿轮齿数Z2=uZ1=3.44X36=123.84,取Z2=124。齿轮几何参数计算公式齿顶高hah二h#maa齿根高hfh=(h#+c#)mfa齿顶圆直径dad=(z+2h#)maa齿根圆直径dfd=(z-2h#-2c3)mfa齿距p分度圆直径dp二nmd=mz塑料齿轮模数的选择可采用下面的公式:2am=—z+z12m模数mma设计中心距mmZ、Z两啮合齿轮的齿数12a取96mm则根据公式m二2%96二1.236+124压力角选择a=20°计算小齿轮传递的扭矩T=95.5xlO5p1n1=95.5x105x259x10-3-1400=176.1N-mm(3)选取齿宽系数0=0.4。d2)计算试算小齿轮分度圆直径d，代入［a］中较小的值TOC\o"1-5"\h\z1t H计算圆周速度v\o"CurrentDocument"兀dn 兀x39.2xl400 /v= 1t1= =2.87m\o"CurrentDocument"60x1000 60xlOOO /s图3-4小齿轮零件图三0!150.0??A0.0771II.I1:.An.122ii」22图3-5大齿轮零件图第4章轴的设计计算及校核4.1第丨轴的设计及校核1轴上的各参数P二p 41152功率二370x0.7x0.99x0.994W二246.4W转速兀1=n=1400r/minT二9550x昱1n1246.4转矩二9550x1400二1680N•mm2求作用在齿轮上的力由齿轮设计部分知小齿轮的分度圆直径为d=zm=34x1mm=34mm,11可以求得2T 2x1680F=1= =98.8N,td341F=Ftan20=98.8x0.364N=36N。rt3初步确定轴的最小直径先按式（15－2）初步估算轴的最小直径根据表15—3取A=112,于是得d二A3p=112j246.4X心mm二6.3mmmin3n 3 1400T1由于轴较长，并且轴上装有储丝筒直径较大，最小直径处需要与连轴器相配合，另外轴上开有键槽，查表选取键的类型及其尺寸为普通平建BxHxL:5X5X20mm选取连轴器为弹性柱销连轴器，与轴配合的尺寸取d=11mm，长度为L=25mm。图4—1第一根轴的装配方案4．轴的结构设计1)定轴上零件的装配方案如图所示2)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，ITI段右端需要制出一轴肩，故取II-III段的直径d=15mm,II-III段的长ii-iii度首先要考虑到在不需要拆卸联轴器的情况下能够将轴承盖取下查看轴承。因此取L =15.5mm。I-I(2)初步选择滚动轴承。因为轴承仅承受径向力的作用，但是由于轴较长，并且轴的直径较小，储丝筒在高速运转下要求平稳，无不正常震动。储丝筒外圆振摆应小于0.03mm，反向间隙应小于0.05mm，轴向窜动应彻底消失。故在iii-w,W-训段各安装一对调心球轴承，型号为D36204GB276，基本尺寸为dXDXT=17X40X12mm,故d二d" 二17mm,I-w⑷-wi而L二L二22mm。II-III 切-wi(3)轴承采用轴肩定位，轴w-v,w-W段的直径除了轴向定位轴承外还要装配储丝筒，因此d二d 二20mm,w-v w—⑷L二42.5mm,L 二37.5mm,W-V段需要安装储丝筒端盖，周向w-v w-切采用普通平键定位，键的基本尺寸为：BxHxL=6x6x12mm。储丝筒的轴肩定位，V-W段对储丝筒器轴肩定位的作用，因此其直径取d=26mm。长度根据储丝筒的长度确定v-wL二205mm。v-w轴训-IX段安放齿轮，同时在齿轮与轴承之间采用套筒进行轴向定位，由于齿轮与箱体壁最小间距为6mm，齿轮采用普通平键进行径向定位，键的尺寸为：BxHxL二6x6x15mm,轴上各尺寸为d 二15mm,L 二30mm。w-x w-x齿轮右端采用螺母进行轴向定位，L二21mmx-xd 二14mm，螺纹的螺矩为1mm。x-xX-XI段为方形，其边长为10mm，轴向长度为13mm,主要是为了装钼丝时用手轮搅动方便而设计。确定轴上圆角和倒角尺寸

轴端及各轴肩倒角均取1X45。圆角半径见零件图示。求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，(a)示意图B轴承i_ELEB轴承i_ELE_EL(b)垂直面受力图LTL2L3(c)垂直面弯矩图Mvnv2Fr1nv111rrm-n-r^(e)水平面弯矩图t1(e)水平面弯矩图t1(d)水平面受力图图4—2第一根轴的受力分析由图分析各支点处的受力状况由前已知：p246.4转矩T=9550x竹=9550x =1680N-mmn 14001F=£=2^82=98.8Ntd341F二Ftan20二98.8x0.364N二36Nrt在垂直面内对B点取矩可得：GxL=FxL+Fx(L+L)2nv2 2r2 3式中L=52mm,L=307mm,12L=31.5mm，G=100N。3将这些数值代入上式课求得F=39.7N。nv2又由G=F+F+F，可得F=24.3N。nv1 nv2 r nv1则在垂直面内B，C，D点处的弯矩分别为M=0；vbL307M=F•—=24.3x =3730N-mmTOC\o"1-5"\h\zvc nv12 2M=FxL=36x31.5=1134N•mm。vd r3计算水平面内各量对B点取矩FxL=Fx(L+L)nh2 2t2 3可得F=108.9Nnh2由F+F二F可得nh1 nh2 tM=FxLh2 t3=98.8x31.5=3112N-mmF=-10.1N，表示其方向与图示假设方向相反。nh1则在水平面内BC,D点处的弯矩M=0,M=FxL=98.8x31.5=3112N-mm。h1 h2 t3如图所示轴上A—E点各处的扭矩均相等，p246.4T=9550x厶=9550x =1680N-mm。n 14001可知D点处弯矩最大，其值为M=-JM2+M2=^11342+31122=3312N・mm。2 v2 h2从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面D是轴的危险截面。现将计算出的截面D处的M,M及M列于下表v2h2 2载荷水平面H垂直面V支反力FF=108.9Nnh2F=39.7Nnv2弯矩MM=3112N・mmhdM=1134N・mmvd总弯矩M=Jm2+M2=3312N・mm2 W vd hd扭矩TT=1680N・mm15）按弯扭合成应力校荷轴的强度

进行校荷时，通常只校荷轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式15—5及表中的数据，并取M2+(aM2+(aT)2Q= 2—ca•''33122+(0.6x168°)2Mpa0.1X342=29.9MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理由表15—1查得t]=60MPa。因此Q<[cr]，故安全。—1 ca —14.2第II轴的设计及校核1．轴上的各参数，以下各量均为第二根轴的输出参数功率p二p 2 二246.4x0.972x0.99W二230W2 1 3 4转速n=n=1400=407r/mini3.441转矩T=9550x厶=9550x2—=5396N•mm2 n 40722．求作用在齿轮上的力由齿轮设计部分知大齿轮的分度圆直径为d=zm=117x1mm=117mm22可以求得大齿轮上的受力状况Ft22TFt22T=2X1680= 117=28.7NF=Ftan20=28.7x0.364N=10.5Nr2 t2o

同样右端销齿轮上受力状况为：2T2x5396如计F=2= =317.4N13 d343F=Ftan20=317.4x0.364N=115.5Nr3t33.初步确定轴的最小直径先按式(15－2)初步估算轴的最小直径。根据表15—3取A=112,于是得dmin：230dmin：230x10-33407mm=9.25mm轴上最小直径处是螺纹连接，其作用是对齿轮起到轴向定位的作用则d二9.5mm，长度L 二13.5mm用两个螺母紧固。v-w v-w4.轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案如图所示■丄 丝 口一 70图4—3第二根轴的零件图2)确定轴的各段直径和长度对于轴II由以下几种装配方案:其一，传统的传动方案，由于轴的长度较小，可以将轴的左端利用滑动轴承紧固在箱体上，为了增加轴的传动平稳性，可以增加轴承的数量，在轴I-II段安放两个调心球轴承，同时在箱体壁上开处直径d=6mm的孔，为了轴承的拆卸方便，轴承外圈与箱体壁的配合采用过盈配合。轴上齿轮采用普通平键联接固定在轴上，右端同样采用螺母轴向定位，由于第二级齿轮传动的齿轮同时对轴由着支撑的作用这种方案的缺点是轴的平稳性能不够好，成本较高。其二，将轴固定在箱体壁上，同时在箱体壁上开出直径为d=6mm的孔，一边轴的拆卸方便，轴上需要安放齿轮，同时齿轮要作高速旋转，同样又有两种方案：轴与齿轮间采用滚动轴承联接，但是由于齿轮的轮毂长度较大，对于每个轮毂上需要安放两个滚动轴承，其缺点是成本较大安放与拆卸麻烦。轴与齿轮间采用滑动轴承配合，即能满足传动的要求，又节约成本，轴瓦的材料可以选用铸造青铜，因为铸造青铜主要用于高速，重载的轴承，同时可以承受较大的冲击，其成分为ZCuPb30。对比以上装配方案，在同样能够满足使用要求，同时又经济，装配与拆卸方便的原则，可知第二种装配方案种的滑动轴承联接更好。以下就采用此方案进行计算确定轴的各参数。轴III-W与W-V段需要安放滑动轴承，滑动轴承的轴瓦与齿轮装配，根据齿轮的轮毂直径及其轮毂长度同时要考虑到轴向定位的稳定性确定III-W与w-V段的尺寸，d二11mm，III-IVL二17mm,d二11mm,L 二17mm，这两个轴段IIITV W-V W-V需要装滑动轴承，加工精度要求较高，表面粗糙度要达到1.6。大齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度要求h>0.07d，取d=4mm，则d二22mm，IITII段长度由装配后确定，要保证齿轮与IItii箱体壁的间距l>5.5mm，取L二5.5mm。I-iI-II段根据材料力学及强度计算可以确定基本尺寸d二18mm，L二14.5mm。I-I I-I确定轴上圆角及倒角尺寸，参照表15－2，各倒角及圆角见标准零件图。5．求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，再根据轴的计算简图作出轴的弯矩和扭矩图FnhlMca..-■rTFnhlMca..-■rT\Ca,iilr.=28.7N示意图垂直面受力图垂直面弯矩图水平面受力图水平面弯矩图合成弯矩图扭矩图(g)扭矩图图4—4第二根轴的受力分析由图分析各支点处的受力状况：由前已知：转矩T=9550x厶=9550x =5396N-mm，n 40722T2x1680F=—i=12d117F二Ftan20二28.7x0.364N二10.5N，r2 t2o

Ft32T=——2=

Ft32T=——2=

d32x539634=317.4NF二Ftan20二317.4x0.364N二115.5N,r3 t3根据力的合成定理计算出A点处的支反力在水平面内，F+F二F,t2t3 nh1带入数值可以求得F=346.1N,nh1在垂直面内,-F+F二Fr2r3nv1带入数值得F二105N，方向向下，nv1由图课知B处弯矩最大，现计算B处的弯矩和扭矩M=FLh nh11水平面内，=346.1x22N-mm，=7614.2N-mmM=FLvnv11在垂直面内，=105x22N-mm，=2310N-mmB—C间扭矩为T=9550x厶=9550^―=5396N-mm。n 4072从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面现将计算出的截面B处的M，M及M列于下表vh

载荷水平面H垂直面V力FF=28.7N12F=10.5Nr2弯矩MM=7614.2N-mmhM=2310N-mmv总弯矩M=JM2+M2=7956.9N-mmv h扭矩TT=5396N-mm25）按弯扭合成应力校荷轴的强度进行校荷时，通常只校荷轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据式15—5及表中的数据，并取0.6，轴的计算应力caMcaM2+(aT)2

W「7956.92+(0.6x5396)2= MPa。0.1x1172=6.27MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理由表15—1查得t]=60MPa。因此Q<[◎]，故安全。—1 ca —14.3传动螺纹副的设计及校核第III轴是丝杠，丝杠通过与螺母连接带动整个储丝机构在导轨上面做直线运动，现对其进行设计。螺旋传动是利用螺杆和螺母组成的螺旋副来实现传动要求的。它主要用于将回转运动变为直线运动将直线运动变为回转运动，同时传递运动或动力。1、特点优点：工作平稳，传动精度高，易于自锁，良好的减速性能.缺点：相对滑动大，磨损大，效率低2、传动形式：a） 螺杆转螺母移b） 螺杆又转又移（螺母固定）一一用得多c） 螺母转螺杆移d） 螺母又转又移（螺杆固定）——用得少3、分类按其用途，还可分为传动螺旋、传导螺旋和调整螺旋三种类型按照摩擦性质分：滑动螺旋滚动螺旋静压螺旋（后两种结构复杂，用于结构复杂，精度高的重要传动中，一般用滑动）连接螺纹牙型有三种：矩形、梯形、锯齿形螺纹。本次设计运丝装置螺纹传动形式选择滑动螺旋传动，螺母固定、螺杆转动并移动。一、 滑动螺旋的结构螺旋传动的结构主要是指螺杆、螺母的固定和支撑的结构形式。螺旋传动的工作刚度与精度等和支撑结构有直接关系，当螺杆短而粗且垂直布置时，如起重及加压装置的传力螺旋，可以利用螺母本身作为支撑。当螺杆细长且水平布置时，如机床的传导螺旋（丝杠）等，应在螺杆两端或中间附加支撑，以提高螺杆的工作刚度。螺杆的支撑结构与轴的支撑结构基本相同。此外，对于轴向尺寸较大的螺杆，应采用对接的组合结构代替整体结构，以减少制造工艺上的困难。螺母的结构有整体螺母、组合螺母和剖分螺母等形式。整体螺母结构简单，但有磨损产生的轴向间隙不能补偿，只适合在精度要求较低的螺旋中使用。对于经常双向传动的传导螺旋，为了消除轴向间隙和补偿旋合螺纹的磨损，避免反向传动时的空行程，常采用组合螺母或剖分螺母。滑动螺旋采用的螺纹类型有矩形、梯形、锯齿形。其中以梯形和锯齿形螺纹应用最广。螺杆常用右旋螺纹，只有在某些特殊场合才使用左旋螺纹。对于传导螺纹，为了提高其传动效率及直线运动速度，可采用多线螺纹（线数n=3~4,甚至多大6）。二、 滑动螺旋：构造简单、传动比大，承载能力高，加工方便、传动平稳、工作可靠、易于自锁缺点：磨损快、寿命短，低速时有爬行现象（滑移），摩擦损耗大，传动效率低（30~40%）传动精度低三、 螺杆和螺母的材料螺杆材料要有足够的强度和耐磨性。螺母材料除要有足够的强度外，还要求在与螺杆材料配合时摩擦系数小和耐磨。考虑走丝装置传动性能，螺杆材料选择40Cr经过热处理。螺母采用铸铁制造，内孔浇注巴氏合金。螺纹基本知识螺纹几何参数⑴大径d⑵小径d1⑶中径d2⑷螺距P⑸导程SS=nP

nP⑹螺纹升角Vtg屮=nP兀d2⑺牙型角a牙侧角B图4-1螺纹牙形图四、滑动螺旋传动的工作能力分析失效形式与计算准则主要失效——螺纹的磨损耐磨性计算确定：螺杆直径d2、螺母高度H传力较大时：螺杆强度校核、螺纹牙强度校核要求自锁时：校核自锁条件受压细长螺杆;校核稳定性四、滑动螺旋传动的设计计算滑动螺旋工作时，主要承受转矩及轴向拉力（或压力）的作用，同时在螺杆和螺母的旋合螺纹间有较大的相对滑动。其失效形式主要是螺纹磨损。因此，滑动螺旋的基本尺寸（即螺杆直径和螺母高度），通常是根据耐磨性条件确定的。对于受力较大的传力螺旋，还应校核螺杆危险截面以及螺母螺纹牙的强度，以防止发生塑形变形和断裂；对于精密的传导螺旋应校核螺杆的刚度（螺杆的直径应根据刚度条件确定），以免受力后由于螺距的变化引起传动精度降低；对于长径比很大的螺杆，应校核其稳定性，以防止螺杆受力后失稳；对于高速的长螺杆还应校核其临界转速，以防止产生过度的横向振动等。1、耐磨性计算滑动螺旋的磨损与螺纹工作面上的压力、滑动速度，螺纹表面粗糙度以及润滑状态等因素有关，其中最主要的是螺纹工作面上的压力，压力越大螺旋副间越容易形成过度磨损。因此，滑动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作面上的压力P,使其小于材料的许用压力[p]。假设作用于螺杆的轴向力为F（单位为N），螺纹的承压面积为A（单位为mm2）螺纹中径为d（单位为mm）螺纹工作高度为h（单位为mm），2螺纹螺距为P（单位为mm），螺母高度为H（单位为mm），螺纹工作圈数为u二H，则螺纹工作面上的耐磨性条件为Pp=F二卩卩<[p]兀dhz兀dhH22图4-2梯形螺纹传动副尺寸图H |FP令0=,则H=0d代入上式整理后可得d>］：力吐］对于矩形和梯形螺纹，h=0.5P，则d>0.8円2 \0LpJ对于30°锯齿形螺纹，h=0.75P,则d>0.65円TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"2 ”0Lp」螺母高度 H=0d2设计轴上的各参数，以下各量为螺杆的输出参数功率p=p-n2F=230x0.992x0.99W=222.5W，3 2 2 4转速n=n= =118.3r/min，i3.442转矩T=9550x匕=9550x =17961.7N-mm。n 118.332．求作用在齿轮上的力根据作用力与反作用力定理可以知道2T32x539634=317.4NF'二F二Ftan20二317.4x0.364N二115.5N。r3 r3 t3初步确定轴的最。小直径，先按式(15－2)初步估算轴的最小直径。根据表15—3取A=112,于是得dmin严5X1°一3mm二13.8mmdmin118.3轴上最小直径处是装配齿轮，为了增加传动的稳定性取d 二15mm，齿轮左端用套筒进行轴肩定位，v-w根据装配要求求得L =44.5mm。v-w查表《梯形螺纹基本尺寸(GB5796.3—86)》可知:螺杆螺距P=0.2mm公称直径d=18mm中径d=17mm2小径d=15.5mm3轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案如图所示B i I暮 1丁制q■I-diJ5图4—3第三根轴的零件图2)确定轴的各段直径和长度轴的w-v段安装轴承，由于轴承的宽度较小，选用两个轴承并放，以增加丝杠传动的稳定性，所以W-V段的基本参数由所选的轴承尺寸确定。d二17mm，L二24mm。w-v w-v轴承左端才用轴肩定位，轴肩高度不能超过轴承的内圈的高度，通过计算取d 二22mm，长度尺寸取L二10mm。III-IV III-IVII-III段的作用是起从丝杠罗纹到轴肩的过渡作用，基本尺寸参数为d 二17mm,L二5mm。I-I I-I轴I-II段是丝杠螺纹，目的是将旋转运动转化为直线运动。I-II长度由储丝筒的行程有关，取L=309mm，螺纹的基本参数为M18X3。I-I左端开有螺纹孔，用螺钉固定以档圈防止丝杠越程导致丝杠与螺母脱节。确定轴上圆角和倒角见零件图示。求轴上的载荷

首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，再根据轴的计算简图作出轴的弯矩和扭矩图：(d)水平面受力图t3(e)水平面弯(d)水平面受力图t3(e)水平面弯矩图合成弯矩图扭矩图合成弯矩图扭矩图(g)扭矩图Mca(g)扭矩图Mca图4—4第三根轴的受力分析由图分析各支点处的受力状况：由于螺母支撑点的位置在行程范围内变化，在校荷时只需要取最危险的位置，在此处应该是在螺母与丝杠最左端接触时，在此情况下进行校荷由前已知：转矩T=9550x匕=9550x2—=17961.7N-mm3 n 118.33Ft32T2x5396Ft3d343F二Ftan20二317.4x0.364N二115.5Nr3 t3在水平面内对°A点取矩，Fx(L+L)二FxLt3 1 2nh2 1式中L二285N,L二46.5N12代入上式可得F二369.1N,nh2又F+F二Fnh1 nh2 t3可得F=-51.7N表示方向与假设方向相反。nh1水平面内的弯矩为M=F-Lh nh11=51.7x285N-mm=14759N-mm在垂直面内对A点取矩，Fx(L+L)=FxLr3 1 2 nv2 1代入各值可得F=134.3Nnv2又F+F二Fnv1nv2 r3可得F=-18.8N，与假设方向相反nv1M=F-Lv nv11则=18.8x285N-mm=5370N-mmA—B，B—C间扭矩均为T=9550xP3=9550x =17961.7N-mm3 n 118.33从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面现将计算出的截面B处的M,M及M列于下表vh载荷水平面H垂直面V力FF=369.1Nnh2F=134.3Nnv2弯矩MM=14759N-mmhM=5370N-mmv总弯矩M=Jm2+M2=1570N・m'v hm扭矩TT=17961N-mm35）按弯扭合成应力校荷轴的强度进行校荷时，通常只校荷轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据式15—5及表中的数据，并取a=0.6，轴的计算应力

M2+(aT)2G——caU5705U5705?+(0.6x1796D2Mpa0.1x1172=13.9MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理由表15－1查得[b]—60MPa。因此g<[g]，故安全。—1 ca —1第5章轴承寿命校核5.1第丨轴上轴承的校荷两端均采用双轴承联接轴承类型：深沟球轴承，轴承代号：6203标称尺寸：dxDxL=17x22x40mm在校荷时每个轴承所承受的载荷是支撑点处载荷的一半计算寿命计算：106 (C¥1）滚动轴承的当量动载荷：P=XR+YA其中：X、Y分别为径向、轴向载荷系数。因为轴承只受纯径向载荷。则P=Rr2）参照前面轴的计算可知：P=\：F+F1 nv1 nh1左轴承：=^24.32+10.12 P=26N1=26NP=QF+F2 nv2 nh2右轴承：=J39.72+1089 P=115.9N1=115.9N3）载荷系数：查表“载荷系数f”（按中等冲击）得 f=1.2PPf=1.2P4)转速：n二1440rmin5)寿命指数：£=36)额定动载荷：查表知C=7.36K左轴承：「 106 (1x7.36x103丫L二 h60x1400I1.2x26丿二156275312h右轴承：r106 (1x7360)3h60x1400U.2x115.9丿-1764249h由此可知：该轴承符合要求符合要求5.2第III轴轴上轴承的校荷两端均采用双轴承联接轴承类型：深沟球轴承，轴承代号：6203标称尺寸：dxDxL-17x22x40mm在校荷时每个轴承所承受的载荷是支撑点处载荷的一半计算寿命计算：106 (C¥1）滚动轴承的当量动载荷：P-XR+YA其中：X、Y分别为径向、轴向载荷系数。因为轴承只受纯径向载荷。则P-Rr2）参照前面轴的计算可知：

P=JFP=JF+F3 nv2nh2nv2 nh2P=26N=J369.1+134.32P=26N=392.7N3）载荷系数：查表“载荷系数f”（按中等冲击）得 f=1.24）转速：4）转速：5）寿命指数： £=36） 额定动载荷：查表知C=7.36KN106 （1x7.36x103丫L二 h60x118.311.2x392.7丿二536748h由此可知：该轴承符合要求符合要求第6章键的强度校核键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联接的结构特点，使用要求和工作条件来选择：键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。对于常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接），其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断，因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校荷计算。校荷方法：假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键的强度条件为2Tx103r1pkldp式中：T——传递的转矩，单位为N-m；k——键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，单位为mm；l——键的工作长度，单位为mm,圆头平键l=L-b，平头平键1=L，这里的L为键的公称长度，单位为mm；b为键的宽度，单位为mm；「o]――键，轴轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa；联轴器处键的强度校荷选择类型：单圆头普通平键

基本尺寸：bxhxL=4x4x22mmk=0.5h=0.5x4=2mm；bl=L——=22—2=20mm；2d=11mm；=9550xn1=9550x370x0.7x0.99=9550x1400=1749N-mm代入上式得2Tx103c=—pkld=2x1.749x103=2x20x11=7.95MPa=110MPa键的强度能沟满足要求。储丝筒端盖与轴联接处键的校荷选择类型：圆头普通平键基本尺寸：bxhxL=6x6x12mm；k=0.5h=0.5x6=3mm；l=L—b=12—6=6mm；d=20mm；T9550xPFFF2/=9550x 1——52—n1370x0.7x0.99x0.992=9550x1400=1714N-mm代入上式得=2Tx103kld=2x1.714x1033x6x20=9.5MPa寺］1-p」=110MPa键的强度能沟满足要求。6.3第I轴与小齿轮联接处键的校核选择类型：圆头普通平键基本尺寸：bxhxL=6x6x14mm；k=0.5h=0.5x6=3mm；l=L—b=14—6=8mm；d=14mm；9550xPFFF4/=9550x 1——52-n1=9550x370x0.7x0.99x0.994S00=1679N-mm代入上式得2Tx103kld_2x1.679x1033x8x14_10MPa_110MPa键的强度能沟满足要求。6.4第III根轴上键的校核选择类型：圆头普通平键基本尺寸：bxhxL_6x6x18mm；k_0.5h_0.5x6_3mm；l_L—b_18一6_12mm；d_15mm；T_9550x厶3n39550x9550x222.5118.3_17961.7N-_17961.7