新型消声器用不锈钢管件加工专用设备设计说明书.doc
新型消声器用不锈钢管件加工专用设备设计含9张CAD图
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新型消声器用不锈钢管件加工专用设备设计新型消声器用不锈钢管件加工专用设备设计摘 要新型消声器可有效消除噪声并有效降低汽车的尾气排放量，降低环境污染，因此该产品具有重要的社会意义和经济价值，市场前景非常广阔。新型消声器用不锈钢管件是新型消声器的主要零件，设计新型消声器用不锈钢管件加工专用设备对于提高消声器的生产效率和产品质量都具有重要意义。本课题的主要任务是设计一台用于加工新型消声器用不锈钢管件的专用设备，对不锈钢管件加工的各种工艺和方法进行分析、比较，对日产量为 300 件的不锈钢管件加工 专用设备进行总体设计，包括机械部分和电器部分，机械部分主要设计了减速器、丝杠、导轨、气压系统、和机架，电气控制部分主要设计继电器-接触器控制系统的基本控制电路。且设备的加工精度、生产率、可靠性等指标符合企业要求，设计的装置应操作方便。设计过程中，减速器、丝杠的设计占主要部分，先对零部件进行尺寸设计，然后对其进行必要的强度、刚度校验。液压系统的设计是先根据气缸的载荷、行程等参数选取标准气缸产品和其他气压元件，然后根据工作机构运动要求和结构要求进行气压系统图的设计。电器部分在本设备中主要是控制电机的正反转。经过两个月的努力，以上工作已经完成。关键字：减速器；涡轮蜗杆；丝杠；导轨；气压传动；继电器-接触器控制系统 AbstractNew muffler can effectively eliminate the noise and exhaust of motor vehicles to reduce emissions, reduce pollution, so the product has an important social significance and economic value, the market prospects. New type of silencer used in stainless steel tube is a new muffler of the main parts, new muffler design uses stainless steel processing equipment muffler for improving production efficiency and product quality are of great significance. Stainless steel processing equipment can improve production efficiency and product quality . The main tasks of this task is to design a new type of muffler for the processing of stainless steel pipe fittings used in special equipment, stainless steel pipe fittings for a variety of processing techniques and methods of analysis, 300 of the output for the processing of stainless steel equipment for the overall design include mechanical parts and electrical parts. Mechanical parts of the main design include the reducer, screw, rail, air pressure systems, and rack. The relay - contactor control system is the basic control circuit. Machining accuracy, productivity, reliability indicators in line with corporate requirements, the device design easy to operate. Reducer, screw design accounted for the main part, first design the size of the parts, then the strength and rigidity is checked. Standard components of pneumatic system are designed. Partial control in the electric motor rotation。Key words: Reducer; Turbine worm; Screw; Guide; Pressure transmission;Relay - contactor control system 目 录1 传动机构的拟定 .61.1 机械传动参考方案.61.1.1 方案比较.71.1.2 确定设计方案.81.2 流体压力传动参考方案 .81.2.1 液压传动的特点.81.2.2 气压传动的特点.81.2.3 确定设计方案.92 电动机的选择 .92.1 选择电动机的系列.92.2 计算电动机功率.92.3 确定电动机转速.102. 4 选择电动机型号.113 传动系统的运动学和动力学的计算 .113.1 计算总传动比和各级传动比的分配.113.1.1 计算总传动比.113.1.2 各级传动比的分配.113.2 计算传动装置的运动和动力参数.114 零件的设计计算 .134.1 传动零件的设计计算.134.1.1 蜗杆蜗轮的设计.134.1.2 蜗轮与蜗杆的主要参数和几何尺寸.144.1.3 蜗杆传动的受力分析.164.1.4 校核齿面接触疲劳强度.164.1.5 校核齿根弯曲疲劳强度.174.1.6 校核蜗杆的刚度.174.1.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定.184.1.8 蜗轮蜗杆的机构设计.184.2 轴的设计计算及校核.194.2.1 蜗轮轴的设计.194.2.2 蜗杆轴的设计.234.3 轴承的选择和计算.27 4.3.1 蜗轮轴上轴承的选择和计算.274.3.2 蜗杆轴上轴承的选择和计算.294.4 键连接的选择和校核.304.4.1 蜗轮轴上键的选择和校核.304.4.2 蜗杆轴上键的选择和校核.314.5 联轴器的选择和校核.314.5.1 蜗轮轴上联轴器的选择和校核.314.5.2 蜗杆轴上联轴器的选择和校核.324.6 箱体的设计.324.6.1 传动件及箱体轴承座位置的确定.324.6.2 箱体结构形式和材料的选择.324.6.3 箱体的主要结构和尺寸关系.334.6.4 箱体结构的结构性和工艺性.335 润滑和密封的选择和计算 .345.1 润滑的选择和计算.345.1.1 齿轮的润滑.345.1.2 减速器中传动件通常用浸油润滑.345.1.3 轴承的润滑.345.2 密封的选择.356 减速器附件的选择 .356.1 通气器.356.2 轴承盖（材料为 HT150）.356.3 油面指示器.356.4 油塞.356.5 窥视孔及视孔盖.366.6 起盖螺钉.366.7 定位销.367 滑动丝杠的设计 .367.1 滑动丝杠螺母机构的传动方式.367.2 滑动螺母结构.367.3 丝杠支承.377.4 丝杠牙形的选择.377.5 螺距的选择.377.6 丝杠直径的确定.377.7 螺母长度 H 的确定.39 7.8 丝杠螺纹部分的长度.39L螺纹8 滑动导轨 .408.1 导轨材料的要求和搭配.408.2 导轨的结构.418.3 滑动导轨的验算.419 液压系统的设计 .449.1 气缸的选择.449.2 气压原理图.4610 电气原理图 .4711 设备执行机构动作说明 .48结论 .48参考文献 .49谢 辞 .50 引 言随着我国经济和工业的发展，噪声污染和空气污染已经严重影响人们的日常生活，在大城市中噪声污染和空气污染主要来自于汽车尾气排放，这就需要一种可有效消除噪声并有效降低汽车的尾气排放量的新型消声器，并能得到广泛使用。为此本课题主要是设计一种能够自动加工新型消声器用不锈钢管件的设备。因为本设备主要是切割管件，机构动作比较简单，采用数控控制代价较高。所以本设备在传统机械传动的基础上添加气压传动，并通过简单的继电器-接触器控制系统对电机的控制，实现自动加工的目的。1 传动机构的拟定1.1 机械传动参考方案 方案 1 方案 2 方案 3 方案 41.1.1 方案比较 方案方案优点优点缺点缺点外带式单级圆柱齿轮减速器（方案一）结构简单，价格便宜。传递效率中上，工作平稳性较好，有过载保护，要求制造及安装精度较低，润滑要求不高，环境适应性一般。小功率传动，单级传动比较小，外轮廓尺寸较大，传动精度低，无自锁能力，使用寿命短，缓冲吸振能力不好。两级展开式圆柱齿轮减速器（方案二）大功率传动，传动效率高，单级传动比适中，传动精度高，使用寿命长，环境适应性一般。在减速器中应用最广泛，常用于载荷较平稳的场合。工作平稳性一般，缓冲吸振能力差，无过载保护，要求制造及安装精度高，无自锁能力，润滑要求高。齿轮相对于轴承不对称分布，要求级具有较大刚度。高速轴应布置在远离扭矩输入端的一边，以减小弯曲变形而引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。两级同轴式圆柱齿轮减速器（方案三）大功率传动，传动效率高，单级传动比适中，传动精度高，使用寿命长，环境适应性一般。箱体长度较小，两大齿轮浸油深度可大致相同。轴向尺寸及重量较大，高速级齿轮的承载能力不能充分利用，中间轴较长，刚度差，仅能有一个输入端和输出端，限制了传动布置的灵活性。单级蜗杆减速器（方案四）传动比大，结构简凑，外输入与输出轴垂直交错传动，冲击载荷小，传动平稳，可有自锁能力，传动精度高，价格相对便宜。适合在工作温度较高、潮湿、多粉尘、易爆、易燃场合适用。下置式蜗杆减速器润滑条件较好，应优先选用（v4m/s） 。传动效率低，仅适用于中小功率传动。无过载保护，制造及安装精度要求高，要求润滑条件高。当蜗杆圆周速度太高时（v4m/s） ，搅油损失大，采用上置式，此时，蜗轮轮齿浸油、蜗杆轴承润滑差。 1.1.2 确定设计方案 本课题由指导老师指定使用单级蜗杆减速器这种传动方案，我分析其原因为如下：由工作条件可知，载荷要求平稳，室内有粉尘环境下，应差用结构简凑，传动平稳，且对工作环境要求不高的减速器，而单级蜗杆减速器（闭式）是较佳选择。单级蜗杆减速器的使用寿命较长，能满足较长的大修期限和使用期限。而对于可加工 7-8 级精度齿轮及蜗轮的中等规模机械厂，其 10 台批量生产的生产力来说，生产能力满足其实际情况和要求，且生产单级蜗杆减速器相对成本较低，盈利率较大。较大的一级传动比也是本课题首先考虑涡轮蜗杆减速器的主要原因。综上所述，对于本设计要求，使用单级蜗杆减速器是较优设计方案，其各项特征都满足设计要求，其整体性能优于其他方案。故，本文最终选用单级蜗杆减速器作为该带式运输机的传动装置。1.2 流体压力传动参考方案 1.2.1 液压传动的特点（1）与电机比较，在同等体积下，液压装置能产生更大的动力，即具有大的功率密度或力密度。（2）液压装置容易做到对速度的无极调节，而且调速范围大，并且对速度的调节还可以在工作过程中进行。（3）液压装置工作平稳，换向冲击小，便于实现频繁换向。（4）装置易于实现自动化，可以很方便地对液体的流动方向、压力和流量进行调节和控制。（5）由于液压传动中的泄露和液体的可压缩性使这种传动无法保证严格的传动比。（6）液压传动对油温的变化比较敏感，不宜在较高或较低的温度下工作。1.2.2 气压传动的特点（1）气压传动的工作介质是空气，它的粘度很低，所以流动阻力小，压力损失小，便于集中供气和远距离输送。（2）气压传动动作速度及反应快。液压油在管道中的流速一般在 5m 以下，而气体流速可以大于 10m，甚至接近声速，可以在很短的时间内达到所要求的工 作压力及速度。（3）气压传动有较好的自保持能力。（4）气压传动系统工作压力低，仅仅适用于小功率场合。1.2.3 确定设计方案 本设备中执行机构动作频繁，且又有一定的产量要求，所以就要求流体压力传动动作速度及反应要快；另外要求设备不受外界条件变化的影响，对流体传动的功率要求不高。通过对液压传动和气压传动特点的比较，最终选用气压传动。2 电动机的选择2.1 选择电动机的系列按工作要求和条件可知，选取 Y 系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相交流异步电动机，电压 380V。2.2 计算电动机功率 电机 1 带动圆锯片转动，所以电机 1 的功率由圆锯片的切割功率确定。本设备所用圆锯片为德国产圆锯片，其编号：720200320，外径：200mm，齿厚：d外 =2.5mm，内径：32mm，齿数：80。bd内 在切割管件的过程中，圆锯片需要一定的转速和进给速度，所以预先取圆锯片转速为=，进给速度为=，为圆锯片的一个720 /minr60 /r s4/mm sDA齿所切割的面积：22.5 40.01060 /8012 80Db vAmm br s切割力： 2305 0.01023.05cDFKAN查金属工艺学表 1-2，。2305cKMP圆锯片的圆周线速度：3200 12 107.540/dvdm s外外线切割力功率： 33101023.5 7.5400.174PFvkw线查机械设计手册得：滚动轴承效率：；蜗杆传动效率：（双头） ；0.99承0.80蜗杆联轴器效率：（弹性联轴器） ；滚筒效率：0.9925联0.96滚筒则电机 1 和圆锯片间的传动效率为：.0.99 0.99250.9825 承联 电机 1 所需功率： 10.1740.1770.9825PPkw电电机 2 通过减速器带动丝杠转动，所以电机 2 的功率由丝杠确定。丝杠的功率包括两部分，一个是克服管件对圆锯片的反作用力所消耗的功率，另一个是1P克服导轨间摩擦力所消耗的功率。在切割过程中，总切割力分解为两个力，一个是圆锯片切割管件的切割力，一个是进给方向上的进给力。这里丝杠承受的是进给方向的进给力，而总切割力的功率分配是圆锯片切割管件的切割力占总功率的，进给力功率占总8090:功率的。:15则 。1.5%0.01090%PPkw因为圆锯片相对于管件的速度为=，从而得出管件对圆锯片的反作用1v0.004/m s为： 110.0031000 0.004PFN估计导轨上电机与支座总重为，查理论力学的出导轨间的摩擦系200kg，则摩擦力的大小为：0.30.3 200 9.8588fmgN丝杠推动电机 1 和支座运动，推力为：15880.003588.003FfFN合功率为： 3311010588.003 0.0040.002PFvkw合合传动总效率 ：3232.0.990.80 0.99250.50.382 承蜗杆联丝杠所需电机功率：20.0020.0050.382PPkw合电机由于本设备连续运转稳定，且传动效率较小，故只需使电动机的额定功率等于或稍大于电动机实际输出功率就可以了。2.3 确定电动机转速 预先设定丝杠螺距为，导程为, 因为圆锯片相对于管件的速度为2mm4mm=，既动导轨和支承导轨间的相对速度为。所以丝杠的转速为：1v0.004/m s4mm2 /120 /minnr sr 根据机械设计基础中查得蜗杆的传动比在一般的动力传动中；i=740(常用值)，最大值为 80。该传动方案为单级传动，则其相应电动机的转速的范围应为： (740) 120(7404800) /minni nr :电 2. 4 选择电动机型号电机 1 是用来带动刀片转动的，必须具有一定的速度，由于额定功率相同的同类型电动机，有四种常用同步转速，即 3000、1500、1000、750r/min。电动机的转速越高，极对数越少，尺寸和质量就越小，价格也越低。电机 1 是用来带动刀片转动的，对钢管进行切割，必须具有一定的速度和切割力，所以不能一味的追求高速度；电动机 2 是用来带动丝杠转动的，若选用电机的转速太高，将使传动装置的传动比越大，从而使传动装置的结构尺寸也跟着增大，整个减速器的成本就越高。因此，对电动机及传动装置做整体考虑，综合分析比较，以上述算出的电动机输出功率 Pd 和电动机转速范围 Nd 查机械设计手册，电机 1 选择Y160M1-8，额定功率，满载转速，同步转速；电机 24kW750 /minr720 /minr选择 Y802-2，额定功率，满载转速，同步转速。1.1kW3000 /minr2825 /minr3 传动系统的运动学和动力学的计算3.1 计算总传动比和各级传动比的分配3.1.1 计算总传动比 根据电动机满载转速 nm及工作机转速 n，可得传动装置的总传动比： 252823.542120manin3.1.2 各级传动比的分配 由于为单级蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他部分不分配传动比，其传动比就为总传动比：23.542aii3.2 计算传动装置的运动和动力参数电机轴： 020.005PPkw电机02825 / minnr 30000.005 109.559.550.0172825PTN mn蜗杆所在轴： 100.005 0.99250.00496PPkw联10n2825 / minnr31110.00496 109.559.550.0162825PTN mn蜗轮所在轴： 2210.00496 0.99 0.80.00392PPkw承蜗杆122825119.998 / min23.542nnri32220.00392 109.559.550.312119.988PTN mn丝杠支承： 320.00392 0.9925 0.990.00385PPkw承联321193998 / minnnr33333100.00385 109.559.558351193998PTN mn各轴运动及动力参数汇总如下表 2-1： 表 2-1轴序号功率 P/kW转速 n/（r/min）转矩 T/N m:传动形式传动比效率电机轴0.00528250.017蜗杆所在轴0.0049628250.016蜗杆传动23.50.80蜗轮所在轴0.00392119.9980.312丝杠支承0.00385119.9980.306联轴器10.9925 4 零件的设计计算4.1 传动零件的设计计算 一般情况下，首先进行箱外传动件的设计计算，以便使减速器设计的原始条件比较准确。在设计箱内传动件后，还可以修改箱外传动件尺寸，使传动装置的设计更为合理。由于本方案为单级蜗杆传动，无箱外传动件，故直接进行箱内传动件的设计。4.1.1 蜗杆蜗轮的设计蜗杆类型、精度等级及齿数的确定根据本设计要求，宜选用圆柱蜗杆，而圆柱蜗杆中宜选用普通圆柱蜗杆。再根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用蜗杆传动的装置，宜选用渐开线蜗杆传动(ZI蜗杆)和锥面包络蜗杆（ZK 蜗杆） 。由于 ZK 蜗杆一种非线性螺旋齿面蜗杆，不能在车床上加工，只能在铣床上铣制并在磨床上磨削成品，其精度较高，造价较贵。而渐开线蜗杆易于加工，成本较低，故考虑实际使用情况和成本等因素，选用 ZI蜗杆为最优选择。 （机械设计239 页）由该厂生产条件及设计要求限制，且在一般工业中应用 7-8 级精度的蜗杆，故本蜗杆选用 8 级精度。 （机械设计257页）蜗杆头数由传动效率决定，取 z1=2。为了提高稳定性和传动效率，蜗轮选用斜齿蜗轮。蜗杆蜗轮材料的选择考虑到蜗杆传递功率不大，转速也只是中等，要求寿命为 17280h（一班制 10 年）故蜗杆材料应选 20Cr，表面渗碳淬火处理，使齿面硬度.蜗轮选56HRC用耐磨性最好的铸锡磷青铜（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 HT150 制造。为了防止变形，常对蜗轮进行时效处理。按齿面接触强度设计：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。传动中心距： 232()EHZ ZaKT（1）确定作用在蜗轮上的转矩 T2： 32220.00392 109.559.550.312119.988PTN mn（2）确定载荷系数：K因工作载荷平稳，故载荷分布不均系数取=1；由载荷均匀无冲击，查机K械设计手册取使用系数KA=1；由转速不高，动载荷系数应取 KV=1.1；故载荷系数1.1 AVKK K K（3）确定弹性影响系数 ZE:因选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）蜗轮和钢蜗杆配对，故；12160EZMPa（4） 确定接触系数：Z先假定蜗杆分度圆直径 d1和传动中心距 a 的比值，查机械设计10.35da图 11-18 得，=2.9；Z（5）确定许用接触应力：H根据涡轮材料为 ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度56HRC，查机械设计表 11-7 得蜗轮的基本许用接触应力。268HMPa蜗杆的工作寿命: ，2 12 30 2417280hLh蜗轮轮齿的应力循环次数：760 1 119.998 1728012 10hL 寿命系数：7788710100.73012 10HNKMPaN蜗轮齿面的许用接触应力为 =0.730HHNHK268195MPa（6）计算中心距得：22332160 2.9()()1.1 3121.03195EHZ ZaKTmm 根据经验取中心距 a=200mm，因 i=23.54，故查机械设计表 11-2 中取模数 m=8mm，蜗杆分度圆直径 d1=80mm.这时 d1/a=0.4，查机械设计图 11-18得接触系数28（机械设计244 页） ；模数与蜗杆相同为 8mm；变位系数 。 20.5x 128afmmmmm 12201848at 验算传动比： 214120.52ziz这时传动比误差为： 是不允许的，查机23.5420.5100%10.9%5%20.5械设计表 11-1：当 i=1430 时，宜选 2961。 再次是试选 z2 =45，此时传动比误差为：4523.5424.42%5%23.54故最终选取。245z 计算蜗轮的主要参数如下：蜗轮分度圆直径 ： 228 45360dmzmm 蜗轮喉圆直径： 2222(3602 4)368aaddhmm 蜗轮齿根圆直径： 2222(3602 14)332ffddhmm 蜗轮咽喉母圆半径： 2211(200360)2022garadmm蜗轮宽度： 210.750.75 9672abdmm蜗轮齿顶圆弧半径： 21/ 232aRdmmm蜗轮螺旋角： =111836蜗杆传动的标准中心距为： 122()()10458220222ddqzammm 蜗杆变位后中心距为：2200.5 8216aaxmmm 4.1.3 蜗杆传动的受力分析不计摩擦时，其各力计算如下： 1123122 0.0160.40080 10taTFFNd 2123222 0.3121.733360 10atTFFNd 122tan1.733 tan20.360.643rrtFFFN 23222 0.3121.882coscos100.360 0.940 0.980nnTFNd4.1.4 校核齿面接触疲劳强度原始接触应力公式为 0nHEKFZL:由上述已算出数据知，啮合面上的法向载荷，载荷系数 K=1.1，1.882nFN材料的弹性影响系数。12160EZMPa验算公式为： 23HEHKTZ Za:由上述已算出数据知，蜗轮公称转矩；中心距 a=216mm；载20.312TN m: 荷系数 K=1.1；材料的弹性影响系数；蜗杆分度圆直径 d1和传动中12160EZMPa心距 a 的比值，查机械设计图 11-18 得，=2.7。10.37daZ 231.1 0.312160 2.725211990.216HEHKTZ ZPaMPaa:满足蜗轮的齿面接触疲劳强度要求。4.1.5 校核齿根弯曲疲劳强度 2121.532FFaFKTYYd d m当量齿数 ： 22334545.92cos(cos11.36 )vzz 根据，从机械设计图 11-19 中可查得齿形系数20.5x 245.92vz。22.85FaY 螺旋角系数： 11.36110.919140140Y 许用弯曲应力： FFHNK: 查机械设计表 11-8 宏 ZcuSn10P1 制造的蜗轮的许用基本弯曲应力为：MPa56F 寿命系数： 697100.58512.441 10HNK MPa56 0.59533.320F 1.53 1.1 3122.88 0.91920.00680 360 8FFMPa故弯曲强度是满足的。4.1.6 校核蜗杆的刚度 刚度校核公式为： 22113 48trFFyLyEI 由上述已算数据知，蜗杆所受的圆周力；蜗杆所受的径向力10.400tF N；蜗杆材料的弹性模量 E=206000MPa；蜗杆的危险截面的惯性矩10.643rF N ，4415463.510.64 104848fdImm一般情况下， ，蜗杆两端支承间的跨距。许用最20.90.9 360324Ldmm大挠度 则：180 0.0810001000dy mm 223990.40.643280.8101.58 1048 206000 1.064ymm满足蜗杆的刚度要求。4.1.7 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，属于通用机械减速器，从 GB/T10089-198 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8 级精度，侧隙种类为 c（115 ） ，蜗杆的标注m为 8 c GB/T10089-1988，蜗轮的标注为 7-8-8 f GB/T10089-1988。然后由机械设计手册查得要求的公差项目及表面粗糙度如下:公差配合为：H7/s6 GB/T1800-79形状和位置公差：查国标 GB11821184-80表面粗糙度：Ra=1.6 GB1031-83m4.1.8 蜗轮蜗杆的机构设计蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。为保证刚度，应采用无推倒槽结构 图 3.2蜗轮采用齿圈式（如下图 3.3） ，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。螺钉拧入深度为 0.30.4B，即 21.628.8mm。 图 3.3 4.2 轴的设计计算及校核轴是组成机器的主要零件，一切作回转运动的传动零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动力传递。4.2.1 蜗轮轴的设计（1）轴类型、材料的选择按承受载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴。按轴线形状不同，分为曲轴和直轴，直轴又根据外形不同，分为光轴和阶梯轴。本设计方案的工作轴既承受扭矩，又承受弯矩，且要求零件装配定位要精确，故本方案选择阶梯转轴。轴的材料主要是碳钢和合金钢。根据本设计要求，对轴强度、刚度等方面的要求不是很高，碳钢价格低廉，对应力集中敏感度低，同时可用热处理或化学热处理提高其耐磨性和抗疲劳强度，故本方案选用 45 钢，调质处理。（2）蜗轮轴的功率、转速和转矩210.00496 0.99 0.80.00392PPkw承蜗杆122825119.998 / min23.54nnri32220.00392 109.559.550.31223.54PTN mn（3）作用在蜗轮上的力 228 45360dmzmm 1123122 0.0160.40080 10taTFFNd 2123222 0.3121.711360 10atTFFNd 122tan1.773 tan20.360.643rrtFFFN各力方向如图 3.1 所示。（4）轴的最小直径的初步确定查机械设计表 15-3，取，于是得：0115A 333min030.003421153.68119.998PdAmmn蜗轮轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d-（如下图 3.5） 为了使所选的轴直径与联轴器孔径相适应，故需与联轴器型号同时确定。联轴器的计算转矩，查机械设计表 14-1，考虑到转矩变化很小，故2caATK T取 KA=1.5，则 mm21.5 0.312468caATK TN 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查国标 GB4323-84，选用caTHL5 型弹性柱销联轴器，其公称转矩的条件为 1000000Nmm。本联轴器的孔径d1=60mm，故d-=60mm，半联轴器长度为L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。（5）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案 图 3.5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出作为轴肩，故取-段的直径 d-=66mm，左端用轴端挡圈定位，按轴段直径取挡圈直径D=62mm。半联轴器与轴配合的轂孔长度 L1=107mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故-段的长度应比 L1略短一些，现取 l-=104mm。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 d-=66mm，从轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承 7214E，其尺寸为，故取 d-=7012526dD Tmmmmmmd-=70mm，轴套尺寸为 D=72mm，l=16mm，而 l-=26+16=42mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位，有机械设计手册查得 TL9 型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取 d-=74mm。 取安装蜗轮处的轴段-的直径为 d-=74mm；蜗轮的左端与做轴承间 采用套筒定位。蜗轮轮毂宽度为 B=72mm，为了使套筒断面可靠地压紧蜗轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l-=108mm。蜗轮的右端采用轴肩固定，轴肩高度 h(0.070.1)d，故 h=3mm，则轴环处的直径 d-=78mm。轴环宽度:=54mm，双轴肩，用以保证蜗轮位置的对中性。取 d-=70mm， l-1.4bh=12mm， L-=26mm。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的左端面间的距离为 l=30mm，故取 l-=50mm。至此，本蜗轮轴的各段直径和长度基本确定下来，其数据汇总如下表：表 3-1尺寸-直径（mm）606670747870长度（mm）10450421081226 轴向零件的周向定位 蜗轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-查机械设计表 6-1 得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，同2012b hmmmm时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴的配合为；76Hn同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的1811100mmmmmm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76Hk尺寸公差为 m6。轴上圆角和倒角尺寸的确定 参考机械设计表 15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径如图2 454.5，一般取 R=2mm。轴上载荷的计算 首先根据轴的结构图（图 3.5）做出轴的计算简图（如下图 3.6） 。查机械设计手册，对于 TL9 型圆锥滚子轴承，取 a=21mm，从而确定轴承的支点位置。由图 3.5 可得，作为简支梁的轴的支承跨距：L1=94mm，L2=94mm，.129494188LLmm 再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 图 3-6 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现计算出的截面 C 处的 MH、MV及 M 的值列入下表 3-2：表 3-2载荷水平面H垂直面V支反力F0.867,0.867NHaNHbFN FN0.322,0.322NVaNVbFN FN弯矩M0.162HMN m120.042,0.102VVMN m MN m总弯矩2210.1620.0420.167MN m 2220.02620.01040.191MN m扭矩T00.312TN m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矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据上表 4.2 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，则轴的计算应力为：6 . 0 222220630.1910.6 0.3126.596 100.1 74caaMTMPW前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得。因此，aMP6011ca故安全。4.2.2 蜗杆轴的设计 （1）轴类型、材料的选择蜗杆轴类型同蜗轮轴类型，都为阶梯转轴。蜗杆轴材料由定蜗杆材料时确定，故本轴材料为 45 钢。（2）蜗杆轴的功率、转速和转矩100.005 0.99250.00496PPkw联10n2825 / minnr31110.00496 109.559.550.0162825PTN mn（3）作用在蜗轮上的力d1=80mm 1123122 0.0160.40080 10taTFFNd2123222 0.3121.733360 10atTFFNd122tan1.733 tan20.360.643rrtFFFN各力方向如图 4.1 所示。（4）轴的最小直径的初步确定查机械设计表 15-3，取 A0=112，于是得： 3233min023.92 101151.2832825PdAmmn蜗轮轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d1-2（如下图 4.5）为了使所选的轴直径与联轴器孔径相适应，故需与联轴器型号同时确定。联轴器的计算转矩，查机械设计表 14-1，考虑到转矩变化很小，1caATK T故取 KA=1.5，则 Nmm11.5 1.62.4caATK T按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查国标 GB/T5014-2003，选用HL2 型弹性柱销联轴器，选择依据为电动机外伸轴段的尺寸所决定，其公称转矩的条件为 630000 NmmTca。本联轴器的孔径 d1=19mm，故 d0-1=20mm，半联轴器长度为 L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=45mm。（5）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案本蜗杆轴设计采用如下图装配方案。 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 图 3-7根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，0-1 轴段右端需制出作为轴肩，故取1-2 段的直径 d1-2=32mm，l1-2=5mm 右端再取轴肩， 1-2 轴段右端需制出作为轴肩，故取 2-3 段的直径 d2-3=44mm，左端用轴端挡圈定位，按轴段直径取挡圈直径 D=40mm。半联轴器与轴配合的轂孔长度 L1=45mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故 1-2 段的长度应比 L1略短一些，现取 l0-1=44mm。 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 d2-3=44mm，由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承 7210E，其尺寸为，故取 d3-4=d10-509021dD Tmmmmmm11=50mm，擋油环的 D=70mm，l=10mm，而 l3-4= l9-10=21+10=31mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由机械设计手册查得 7210E 型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取 d4-5=56mm，l4-5=25mm。 蜗杆轴处的蜗杆段 6-7 的直径为 d6-7=80mm，da1=96mm，df1=60.5mm。蜗杆的左端与右端 d5-6=d7-8=63.5mm。为保证加工工艺性和散热性，其长度宜取 l5-6=l7-8=70mm。蜗杆宽度为 b1=83.68mm，为了使蜗杆与蜗轮啮合充分，此轴段应取 l6-7=128mmb1。蜗杆轴段的右端采用轴肩结构，轴肩高度 h(0.070.1)d，故:h=4mm，则轴环处的直径 d8-9=56mm，d9-10=50mm，取 l8-9=25mm， l9-10=31mm。至此，本蜗杆轴的各段直径和长度基本确定下来，其数据汇总如下表：表 3-3尺寸0-11-22-33-44-55-66-77-88-99-10直径（mm）203244505663.58063.55650长度（mm）44538312570128702531（6）轴向零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按 d-查机械设计表 6-1 得平 键截面，半联轴器与轴的连接，选用平键为。滚动轴承与轴10856mmmmmm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。（7）轴上圆角和倒角尺寸的确定 参考机械设计表 15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径如图2 454.5，一般取 R=1.6mm。（8）轴上载荷的计算 首先根据轴的结构图（图 3.7）做出轴的计算简图（如下图 3.8） 。查机械设计手册，对于 7210E 型圆锥滚子轴承，取 a=20mm，从而确定轴承的支点位置。由图 4.8 可得，作为简支梁的轴的支承跨距：L1=190mm，L2=190mm，.12190 190380LLmm 再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图(如下图 3.8)。 图 3-8从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现计算出的截面 C 处的 MH、MV及 M 的值列入下表 3-4：表 3-4载荷水平面H垂直面V支反力F0.2,0.2NHaNHbFN FN0.321 ,0.321NVaNVbFN FN弯矩M0.038HMN m120.008,0.130VVMN m MN m总弯矩2210.0380.0080.039MN m2220.001440.01690.135MN m扭矩T00.016TN m（9）按湾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矩和扭矩的截面的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，则轴的0.6计算应力为： 22221063()0.135(0.6 0.016)2.643 100.1 80caaMTMPW前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得。因此160aMP，故安全。1ca4.3 轴承的选择和计算4.3.1 蜗轮轴上轴承的选择和计算（1）轴承的选择根据上述轴的设计时已选取了合适的轴承，其型号为：滚动轴承 7214E GB297-84其配合公差为 H7/k6。（2）轴承的校检查机械设计手册可知滚动轴承 7214E GB297-84 的基本额定动载荷C=72800N，基本额定静载荷 C0=78600N。轴上蜗轮其受力情况如下： 228 45360dmzmm N13122 0.0160.480 10aeTFd N23222 0.3121.733360 10teTFdN2tan1.733 tan20.360.643retFF蜗轮转速 n=119.998r/min，轴承预期寿命 Lh=17280h。两轴承承受的径向载荷 Fr1和 Fr将轴系部件受到的空间力分解为铅垂面和水平面的两个平面力系。由力分析可知：126.867,0.867r Hr HFN FN120.322,0.322r Vr VFN FN22221110.8670.3220.925rr Hr VFFFNN22222220.8670.3220.925rr Hr VFFFN（3）两轴承轴向力的计算 对于滚动轴承 7214E 型轴承，轴承派生轴向力 Fd=eFr，其中，e 为机械设计表 13-5 中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力 Fa 未知，aeFF而查机械设计手册得 e=0.37，因此可算出：110.370.925 0.370.342drFFN220.350.925 0.370.342drFFN则： 120.40.3420.742aaedFFFN220.342adFFN0.37110.7420.800.925arFFP2，所以按轴承 1 的受力大小的验算： Lh36611010728006060 119.9982.336hCLnP:故所选轴承满足其寿命要求。4.3.2 蜗杆轴上轴承的选择和计算（1）轴承的选择根据上述轴的设计时已选取了合适的轴承，其型号为：滚动轴承 7210E GB297-84其配合公差为 H7/k6。 （2）轴承的校检查机械设计手册可知滚动轴承 7210E GB297-843 的基本额定动载荷C=44400N，基本额定静载荷 C0=40600N。轴上蜗轮其受力情况如下： 13122 0.0160.480 10teTFNd 23222 0.3121.733360 10aeTFNd N2tan1.733 tan20.360.643retFFN d1=80mm蜗轮转速 n=2825r/min，轴承预期寿命 Lh=17280h。两轴承承受的径向载荷 Fr1和 Fr2将轴系部件受到的空间力分解为铅垂面和水平的两个平面力系。其中：Fte为通过另加转矩而平移到指向轴线；Fae亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析可知： 120.2,0.2r Hr HFN FN 120.321 ,0.321r Vr VFN FN 22221110.20.3210.378rr Hr VFFFN 22222220.20.3210.378rr Hr VFFFN（3）两轴承轴向力的计算 对于滚动轴承 7210E GB297-843 型轴承，轴承派生轴向力 Fd=eFr，其中，e 为机械设计表 13-5 中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承aeFF轴向力 Fa 未知，而查机械设计手册得 e=0.35，因此可算出： 10.378 0.370.140rFN 220.370.378 0.370.140drFFN则： 121.7330.1401.873aaedFFFN 220.140adFFN 0.37111.8734.9550.378arFF P2，所以按轴承 1 的受力大小的验算： Lh36611010444006060 28255.002hCLnP:故所选轴承满足其寿命要求。4.4 键连接的选择和校核4.4.1 蜗轮轴上键的选择和校核 根据上述轴的设计时已选取了合适的键，其型号分别为：与蜗轮相连接： 键20 12 63与联轴器相连接： 键18 11 100（1）键 GB1096-79 的校检20 12 63其基本参数可查机械设计手册得：b=20mm，h=12mm，L=63mm强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，查机械设计6-2 得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度100 120PMPa110PMPa，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=6mm。则：632043lLbmm 3322102 0.312 100.0336 43 74PTMPakld110PMPa 满足挤压强度要求。（2）键 GB1096-79 的校检18 11 100其基本参数可查机械设计手册得：b=18mm，h=11mm，L=100mm强度校核键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计6-2 得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度100 120PMPa110PMPa，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=5.5mm。则：100 1882lLbmm3322102 0.312 100.0255.5 82 60PTMPakld110PMPa满足挤压强度要求。4.4.2 蜗杆轴上键的选择和校核根据上述轴的设计时已选取了合适的键，其型号为：与联轴器相连接： 键 GB5014-85 的校检6 6 44 其基本参数可查机械设计手册得：b=6mm，h=6mm，L=44mm强度校核键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计6-2 得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度100 120PMPa110PMPa，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=3mm。则：50644lLbmm3312102 0.016 100.0123 44 20PTMPakld110PMPa满足挤压强度要求。4.5 联轴器的选择和校核4.5.1 蜗轮轴上联轴器的选择和校核1）根据上述轴设计时以选取了合适的联轴器，其型号为： HL5 联轴器 60 10756 107ZCJB其配合公差为：H7/k6。2）HL5 型弹性柱销联轴器，其公称转矩的条件为 2000000 Nmm。本联轴器的孔径d1=60mm，故d-=60mm，半联轴器长度为L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm。31.5 0.3120.468caATK TnN mmT: d1=d-=60mm3333min033.92 101153.676119.988PdAmmn故，满足其强度要求。4.5.2 蜗杆轴上联轴器的选择和校核（1）根据上述轴设计时以选取了合适的联轴器，其型号为： HL2 联轴器 38 6035 60ZCJB其配合公差为：H7/k6。（2）HL2 型弹性柱销联轴器，其公称转矩的条件为 315000 Nmm。本联轴器的孔径d1=20mm，故d1-2=20mm，半联轴器长度为L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。31.5 0.0160.024caATK TNmmT:210-5m2/s，因此所选润滑油粘度合适。取鈉基润滑脂 ZN-2（GB492-89） 。 轴承的工作载荷。润滑油的粘度是随压力而变化的，当轴承所受载荷增大时，润滑区内润滑油的压力增加、粘度降低，从而导致油膜厚度减薄，甚至破裂。因此，轴承工作载荷越大，所选润滑油的粘度也应越大。轴承的工作转速。工作中，轴承转速愈高，内部发热量愈大。为控制轴承的温升，通常轴承的 dn 值加以限制。查表得，圆锥滚子轴承在脂润滑方式下轴承的允许 dn 值为 100000mm r/min。 轴 min/119200min.149080rmmrmmnd 轴 min/8 .23836min/4 .76312rmmrmmnd由计算知，三对轴承的 dn 值均小于允许值。5.2 密封的选择输入端和输出端滚动轴承选用毡圈密封。其密封效果是靠矩形毡圈安装于梯形槽中所产生的径向压力来实现的。其特点是结构简单、廉价，但磨损较快、寿命短。它主要用于轴承采用脂润滑，且密封处轴的表面圆周速度较小的场合。输入端选用毡圈 60FZ/T92010-91，输出端选用毡圈 62FZ/T92010-91。6 减速器附件的选择6.1 通气器 减速器工作时箱体内温度升高，气体膨胀，箱内气压增大。为了避免由此引起密封部位的密封性下降造成润滑油向外渗漏，多在视孔盖上设置通气器，使箱体内的热膨胀气体能自由逸出，保持箱内压力正常，从而保证箱体的密封性。 故选用经两次过滤的 M202 通气器。6.2 轴承盖（材料为 HT150） 选用凸缘式轴承盖。7214E 型轴承外径D=125mm，螺钉直径 d3=12mm，螺钉数为 4；7210E 型轴承外径D=90mm，螺钉直径 d3=12mm，螺钉数为 4。6.3 油面指示器 用于检查箱内油面高度，以保证传动件的润滑。一般设置在箱体上便于观察 且油面较稳定的部位。 选用 M25 的油标尺。6.4 油塞 选用外六角油塞及封油垫。封油垫材料为耐油橡胶；螺塞材料为5 . 130MQ235。6.5 窥视孔及视孔盖 窥视孔用做检查箱内传动零件的啮合情况以及将润滑油注入箱体内。为防止润滑油飞溅出来和污染物进入箱体内，在窥视孔上应加设视孔盖。 故选用板结构视孔盖。窥视孔的长度为 100mm，宽度为 75mm，圆角半径R=12mm，其上螺钉尺寸为 M822，螺钉个数为 4。6.6 起盖螺钉为了保证减速器的密封性，常在箱体剖分接合面上涂有水玻璃或密封胶。为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设置 1 个或 2 个起盖螺钉。拆卸箱盖时，拧动起盖螺钉，便可顶起箱盖。根据箱体的结构设计，选用 M20 的螺钉。6.7 定位销 为了保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔的安装精度，需在箱盖与箱座的连接凸缘上装配两个定位销。根据箱体的结构尺寸，选用 M1240 的圆锥销。7 滑动丝杠的设计7.1 滑动丝杠螺母机构的传动方式滑动丝杠螺母机构的传动方式有:丝杠转动-螺母移动、丝杠转动并移动、螺母转动-丝杠移动、螺母转动并移动、丝杠转动-螺母差动、螺母转动-丝杠差动、丝杠转动-螺母移动并转动.根据任务书的要求,本方案采用丝杠转动-螺母移动的传动方式. 7.2 滑动螺母结构常用的滑动螺母结构有两种:半螺母结构,其优点是机构简单,丝杠与螺纹间的螺纹间隙可用垫片调整,缺点是丝杠单面受径向力,容易引起弯曲变形,刚性较差;全螺母机构,接触刚性好传动精度高.经比较,本方案选全螺母结构较好.7.3 丝杠支承丝杠支承是丝杠螺母机构的重要组成部分,其必须保证丝杠在其中旋转时,不会产生过大的轴向和径向跳动.在丝杠的支承中,常采用滑动和滚动轴承,或两种轴承组合使用.通常,丝杠的转速很低,因此,可装在两个滑动轴承或径向滚珠轴承或滚针轴承中.常见的丝杠支承方式有三种:外侧安装法,内侧安装法,单端安装法.外侧安装法是将止推轴承装于丝杠两端支承外侧,当丝杠受热伸长时,能作轴向移动,故对稳定性无影响,但由于止推轴承间隙的增加,会使丝杠轴向跳动,影响传动精度和正常工作.内侧安装法是将止推轴承装于丝杠两端支承的内侧,当丝杠受热时会产生弯曲,并使轴承的负载加重,只适用与恒温室中或很短的丝杠.单端安装法是将两个径向止推轴承装在丝杠一端的支承中作为固定支承,而另一端则为游动支承,当丝杠变形是可以自由伸长,不会引起丝杠弯曲.由于本设备工作环境不恒温，其丝杠较长，所需传动精度不高，所以轴承选择外侧安装法。7.4 丝杠牙形的选择丝杠螺母传动常用的螺纹有牙形角为的普通公制螺纹和牙形角为的梯6030形螺纹两种.当丝杠螺母机构的载荷不大,螺纹间的摩擦力对工作影响不大,而又要求小螺距时,可采用公制基本螺纹和公制细牙螺纹.当载荷较大,螺距也较大时,宜用梯形螺纹.梯形螺纹比三角形螺纹的传动效率高、强度大、螺距大.螺距小时,制造困难,且不能磨,故不易得到高精度丝杠.基于以上梯形螺纹的优点,本方案丝杠牙形宜采用梯形.7.5 螺距的选择常用的梯形螺纹螺距有 2、3、4、5、6mm 等,根据传动进给的实际需要在这里 选取 2mm.7.6 丝杠直径的确定丝杠计算通常包括耐磨性/刚度/稳定性和强度四项.本设备中,由于丝杠承受载荷不大,丝杠支承又采用单端安装法,对稳定性无影响,所以可根据磨损条件选择材料,并确定丝杠副的尺寸.由于螺母的材料一般比丝杠的材料软,所以,磨损主要发生在螺母的螺纹表面.磨损的计算方法,通常是采用限制螺纹表面的压强,就是使螺纹工作表面的压强小于或等于许用压强.计算时,把螺母的螺纹牙看成是盘旋绕在圆柱表面的长P P条,展开后相当于一个悬臂梁.如下图,设作用于螺纹上的总轴向力为,则每一圈螺F纹牙所承受的轴向力为,其校核公式为:/F Z 2 FPPd hZ式中 -作用在螺纹上的总轴向力()Fmm -螺纹中径()2dmm -螺纹的工作高度()hmm -参加接触的螺纹圈数，Z/ZH t -螺母长度（）Hmm -螺距（）tmm -许用压强()。 P2/N mm令,对于梯形螺纹，对于整体式螺纹，并代入上式,2/H d0.5ht2.53.5:得 20.8 FdP代入得 588.003FN2588.0030.80.84.089 1.5 15FdmmP丝杠结构设计,结构如图所示1 2 3 4 5 图 6-1丝杠支承轴径由涡轮输出轴确定，涡轮输出轴与丝杠用联轴器相连，本联轴器的孔径为，故。半联轴器的长度为，半联轴器与轴配60mm1 260dmm142mm合的毂空长为，故。104mm1 2107lmm为了满足半联轴器的轴向定位要求，并在 1-2 轴段3hmm2 366dmm攻螺纹，以用止推垫片对推力轴承进行轴向定位，则须大于两个止推垫片的2 3l宽度。由于 4-5 轴段的作用与 2-3 轴段的作用相同，所以，4 52 366ddmm。4 52 350llmm初步选择滚动轴承，因轴承只受轴向力，故选单列圆珠推力轴承，参照工作要求，由目录初选圆珠推力轴承 8214 型，其尺寸为,故70mm 105mm27mm,并以此作为梯形螺纹的中径。3-4d70mm轴段之间有 2-5mm 的退刀槽以便于加工。 表 6-1 滑动丝杠副材料的需用压强P丝杠材料螺母材料许用压强/()速度范围/()青铜18 2511 187 101 - 2低速 0.25耐磨铸铁6 - 80.1 - 0.213 - 18 24 5动导轨铸铁铸铁铸铁淬硬铸铁有色金属塑料支承导轨铸铁淬硬铸铁淬硬钢淬硬钢铸铁铸铁铸铁是一种成本低,有良好减震性和耐磨性,易于铸造和切削加工的金属材料.导轨常用的铸铁有灰铸铁、孕育铸铁和耐磨铸铁等.灰铸铁应用最多的牌号是HT200.在较好的润滑与防护条件下,具有一定的耐磨性.适用于需手工刮研的导轨;润滑和防护条件好、轻载荷的机床导轨;不经常工作的导轨;对要求不高的次要导轨等.常用的孕育铸铁牌号是 HT300.耐磨性高于灰铸铁,但较脆硬,不易刮研,且成本较高.常用于较精密的机床导轨. 淬火钢的耐磨性比普通铸铁高 5-10 倍,所以在耐磨性要求较高的机床上,可采用淬硬钢制成的的镶钢导轨.镶钢导轨通常采用 45 钢或等材料,表面淬硬或全45rC 淬透,硬度达到;或者采用,等渗碳淬硬至。HRC5258:20rCni20M TrCHRC56-62 有色金属镶状导轨常用于重型机床的动导轨上,与铸铁的支承导轨搭配,以防止咬合磨损,保证运动平稳性和提高运动精度.常用的材料有锡青铜,nZQS 663铝青铜和锌铝铜合金等.ZQA194nZZ A1105塑料导轨具有良好的耐磨性能,落在导轨表面上的硬粒可挤入导轨内部,避免了磨粒磨损和撕伤.但在刚度和硬度方面很差.通过比较,铸铁的耐磨性不高,有色金属成本高且主要用于精密机床中,而淬火钢无论是耐磨性还是硬度都符合本设备要求,所以,本设备的动导轨采用淬硬铸铁,支承导轨采用淬硬钢.8.2 导轨的结构滑动导轨可分为凸形和凹形两大类.对于水平布置的机床,凸形导轨不易积存切屑,但难以保存润滑油,因此只适用于低速运动;凹形导轨润滑性能良好,适用于高速运动,但为防止落入切屑等,必须配备良好的防护装置.本设备动导轨做低速直线往复运动,所以宜采用凸形.直线运动导轨截面的基本形式:三角形导轨、矩形导轨、燕尾形导轨、圆柱形导轨.矩形导轨制造简单,刚度高,承载能力大,具有水平和垂直两个方向的导轨面,而且两个导轨面的误差不会相互影响,便于安装调整.但侧面磨损后不能自动补偿,需要有间隙调整装置,因此导向性较差.本设备中刀片是通过丝杠沿着丝杠轴向方向移动切割管件,所以要求导轨的要有好的导向性,故矩形导轨不符合要求.燕尾形导轨虽然结构紧凑,可承受颠覆力矩,但磨损后不能自动补偿间隙,需要镶条调整,刚性较差,制造和检修都比较复杂,且成本太高.而三角形导轨却可以依靠两个斜面导向,磨损后自动补偿,不影响导向精度,而且三角形导轨也具有一定的刚度,且结构简单,便于维护,成本低,所以管件加工设备的导轨宜采用三角形导轨,组合形式为双三角形组合.8.3 滑动导轨的验算设计滑动导轨时,先参考同类型机床,初步拟定导轨形状和尺寸,然后再进行计算.滑动导轨的验算,主要是通过受力分析,求出导轨的平均压强和最大压强.与导轨的许用压强相对照,判断导轨设计是否合理.当导轨的自身刚度大于接触刚度时,可忽略导轨自身变形的影响,而只考虑接触变形的影响.这时,沿导轨长度方向的接 触变形和压强可视为线性分布,沿宽度方向可视为均匀分布.当导轨的刚度较低时,既要考虑导轨表面接触变形又要考虑导轨自身变形,这时压强为非线性分布.这里我们只讨论线性分布的导轨压强的计算.每条导轨面所受的载荷,都可以简化为一个距导轨中心为的力,这个力的作用又等于一个位于导轨中心的力和一个颠覆xF力矩的作用,在力的作用下,导轨面的压强。MFFPFFPaL在力矩的作用下,导轨面产生的最大压强MMp26MMPaL式中 -导轨承受的集中力,单位为;FN -导轨承受的颠覆力矩,单位为;MN mm: -导轨的宽度,单位为;amm -动导轨的长度,单位为;Lmm -集中力引起的最大压强,单位为;FPFaMP -颠覆力矩引起的最大压强,单位为MPMaMP由于力和力矩同时作用,因此导轨所承受的最大、最小、平均压强分别为:FMmax6(1)FMFMPPPaLFLmin6(1)FMFMPPPaLFLmaxmin1()2avFPPPaL从上面三个公式可见,平均压强只与力的大小和导轨几何尺寸有关,而与力的avPF作用点无关. (1) ,即力作用于导轨中点,，,压强呈矩形分0x F0MFxmaxminavPPP布,导轨受力均匀,但实际上很难实现这种情况.(2) ,即时,压强呈梯形分/6xL/6MFxL6/1M FL maxmin2,0avPPP布.设计时应尽可能保证导轨在这种受力状态下工作.(3) ,即时,压强呈三角形/6xL/6MFxFL/1M FL maxmin2,0avPPP分布.导轨两端压强分布相差较大,但仍保持了导轨全长接触.设计时也可采取.(4) ,即时,.这时,导轨一端将出现间/6xL/6MFxFL6/1M FL min0P隙.为此,需要在导轨下面安装压板,形成辅助导轨面.设计时应避免出现这种情况.导轨 1 的验算。导轨 1 的动导轨的长度由电机的横向安装螺钉间的距离决定，查表得出：Y160M1-8 的横向安装螺钉间的距离为，所以动导轨的长度取254mm ，宽度根据经验取。支承导轨间的距离主要由电机的轴向安装螺钉400mm50mm间的距离、伸出轴的长度决定，所以支承导轨间的距离取，210mm110mm450mm支承导轨的长度为由下图可以直观的看出动导轨左右两边近似对称，即1100mm，结构合理。/6xL 图 7-1由于结构近似对称，所以只对导轨的平均压强进行效验。 电机和支座的总重为，即导轨承受的集中力为，平均压强200kg1960FN为19600.09850 400avaFPMPaL1.5aMP查专用机床设备设计表 4-6，得出速度较低的进给运动铸铁导轨的需用压强为，导轨的平均压强小于许用平均压强，故导轨设计合理。1.5aMP导轨 2 的验算，导轨 2 动导轨的长度由卡盘的高度初步确定，由于本设备中卡盘用于卡抓不锈钢管件，管件的直径为，据此查机械加工工艺设备技50mm术员手册表 3-15，选用短圆柱形三爪自定心卡盘 K11250A。其高度为，136mm直径为，所以动导轨的长度预选为，支承导轨间的距离应大于200mmL=300mm卡盘直径，所以支承导轨间的距离为。该卡盘自重为，据经验，卡250mm28.5kg盘与支座总重为，则导轨承受的集中力。卡盘与支座的装配如图所50kgF=49N示。 A B C 图 7-2卡盘重 28.5kg,支座重 21.5kg，根据实际设计卡盘与支座的重心到导轨中心的距离，,则卡盘的重力产生的力矩为ABL80mm75BCLmm28.5 9.8 0.0822.344MN m:卡支座重力产生的力矩为 ，则整体重心21.5 9.8 0.07515.803MN mm:座到动导轨中心的距离为 22.344 15.8030.133/649MMxmmLF卡座故此结构方案可行。预选导轨宽度为，则导轨的最大压强为a50mm 6max6496 6.537(1)(1)
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