数控机床加工中心换刀技术结构设计.doc

数控机床加工中心换刀技术结构设计1 引言数控机床是当代机械制造业的主流设备，数控机床的技术水平决定着整个国民经济的发展水平。数控化加工是机械加工行业朝高质量、高精度、高成品率、高效率发展的趋势。结合我国实际国情，经济型数控车床是我国从普通车床向数控车床发展的极其重要的台阶。采用经济型数控系统对普通机床进行改造，尤其适合我国机床拥有量大，生产规模小的具体国情。1.1 数控加工中心概述CNC(数控机床)是计算机数字控制机床(Computer numerical control)的简称，是一种由程序控制的自动化机床。该控制系统能够逻辑地处理具有控制编码或其他符号指令规定的程序，通过计算机将其译码，从而使机床执行规定好了的动作，通过刀具切削将毛坯料加工成半成品成品零件。 传统的机械加工都是用手工操作普通机床作业的，加工时用手摇动机械刀具切削金属，靠眼睛用卡尺等工具测量产品的精度的。现代工业早已使用电脑数字化控制的机床进行作业了，数控机床可以按照技术人员事先编好的程序自动对任何产品和零部件直接进行加工了。这就是我们说的“数控加工”。数控加工广泛应用在所有机械加工的任何领域，更是模具加工的发展趋势和重要和必要的技术手段。 CNC数控机床“CNC”是英文Computerized Numerical Control（计算机数字化控制）的缩写。 什么是数控技术？数控技术，简称数控（Numerical Control）。它是利用数字化的信息对机床运动及加工过程进行控制的一种方法。用数控技术实施加工控制的机床，或者说装备了数控系统的机床称为数控(NC)机床。数控系统包括：数控装置、可编程控制器、主轴驱动器及进给装置等部分.数控机床是机、电、液、气、光高度一体化的产品。要实现对机床的控制，需要用几何信息描述刀具和工件间的相对运动以及用工艺信息来描述机床加工必须具备的一些工艺参数。例如：进给速度、主轴转速、主轴正反转、换刀、冷却液的开关等。这些信息按一定的格式形成加工文件(即正常说的数控加工程序)存放在信息载体上(如磁盘、穿孔纸带、磁带等)，然后由机床上的数控系统读入(或直接通过数控系统的键盘输入，或通过通信方式输入)，通过对其译码，从而使机床动作和加工零件.现代数控机床是机电一体化的典型产品,是新一代生产技术、计算机集成制造系统等的技术基础。 现代数控机床的发展趋向是高速化、高精度化、高可靠性、多功能、复合化、智能化和开放式结构。主要发展动向是研制开发软、硬件都具有开放式结构的智能化全功能通用数控装置。数控技术是机械加工自动化的基础，是数控机床的核心技术，其水平高低关系到国家战略地位和体现国家综合实力的水平. 它随着信息技术、微电子技术、自动化技术和检测技术的发展而发展。数控加工中心是一种带有刀库并能自动更换刀具，对工件能够在一定的范围内进行多种加工操作的数控机床。在加工中心上加工零件的特点是：被加工零件经过一次装夹后，数控系统能控制机床按不同的工序自动选择和更换刀具；自动改变机床主轴转速、进给量和刀具相对工件的运动轨迹及其它辅助功能，连续地对工件各加工面自动地进行钻孔、锪孔、铰孔、镗孔、攻螺纹、铣削等多工序加工。由于加工中心能集中地、自动地完成多种工序，避免了人为的操作误差、减少了工件装夹、测量和机床的调整时间及工件周转、搬运和存放时间，大大提高了加工效率和加工精度，所以具有良好的经济效益。加工中心按主轴在空间的位置可分为立式加工中心与卧式加工中心。1.2 数控加工中心的分类数控机床与普通机床相比，其主要有以下的优点：(1)适应性强，适合加工单件或小批量的复杂工件；在数控机床上改变加工工件时，只需重新编制新工件的加工程序，就能实现新工件加工。(2)加工精度高；(3)生产效率高；(4)减轻劳动强度，改善劳动条件；(5)良好的经济效益；(6)有利于生产管理的现代化。数控机床已成为我国市场需求的主流产品，需求量逐年激增。1 2 数控加工中心的分类加工中心的品种、规格较多，这里仅从结构上对其作一分类。 一、立式加工中心 指主轴轴线为垂直状态设置的加工中心。其结构形式多为固定立柱式，工作台为长方形，无分度回转功能，适合加工盘、套、板类零件。一般具有三个直线运动坐标，并可在工作台上安装一个水平轴的数控回转台，用以加工螺旋线零件。 立式加工中心装夹工件方便，便于操作，易于观察加工情况，但加工时切屑不易排除，且受立柱高度和换刀装置的限制，不能加工太高的零件。 立式加工中心的结构简单，占地面积小，价格相对较低，应用广泛。 二、卧式加工中心 指主轴轴线为水平状态设置的加工中心。通常都带有可进行分度回转运动的工作台。卧式加工中心一般都具有三个至五个运动坐标，常见的是三个直线运动坐标加一个回转运动坐标，它能够使工件在一次装夹后完成除安装面和顶面以外的其余四个面的加工，最适合加工箱体类零件。 卧式加工中心调试程序及试切时不便观察，加工时不便监视，零件装夹和测量不方便，但加工时排屑容易，对加工有利。 与立式加工中心相比，卧式加工中心的结构复杂，占地面积大，价格也较高。 三、龙门式加工中心 龙门式加工中心的形状与龙门铣床相似，主轴多为垂直设置，除自动换刀装置外，还带有可更换的主轴附件，数控装置的功能也较齐全，能够一机多用，尤其适用于加工大型或形状复杂的零件，如飞机上的梁、框、壁板等。 13 数控加工中心主要工作对象加工中心适用于复杂、工序多、精度要求高、需用多种类型普通机床和繁多刀具、工装，经过多次装夹和调整才能完成加工的具有适当批量的零件。其主要加工对象有以下四类： 一、箱体类零件 箱体类零件是指具有一个以上的孔系，并有较多型腔的零件，这类零件在机械、汽车、飞机等行业较多，如汽车的发动机缸体、变速箱体，机床的床头箱、主轴箱，柴油机缸体，齿轮泵壳体等。 箱体类零件在加工中心上加工，一次装夹可以完成普通机床 60 95 的工序内容，零件各项精度一致性好，质量稳定，同时可缩短生产周期，降低成本。对于加工工位较多，工作台需多次旋转角度才能完成的零件，一般选用卧式加工中心；当加工的工位较少，且跨距不大时，可选立式加工中心，从一端进行加工。 二、复杂曲面 在航空航天、汽车、船舶、国防等领域的产品中，复杂曲面类占有较大的比重，如叶轮、螺旋桨、各种曲面成型模具等。 就加工的可能性而言，在不出现加工干涉区或加工盲区时，复杂曲面一般可以采用球头铣刀进行三坐标联动加工，加工精度较高，但效率较低。如果工件存在加工干涉区或加工盲区，就必须考虑采用四坐标或五坐标联动的机床。 三、异形件 异形件是外形不规则的零件，大多需要点、线、面多工位混合加工，如支架、基座、样板、靠模等。异形件的刚性一般较差，夹压及切削变形难以控制，加工精度也难以保证，这时可充分发挥加工中心工序集中的特点，采用合理的工艺措施，一次或两次装夹，完成多道工序或全部的加工内容。 四、盘、套、板类零件 带有键槽、径向孔或端面有分布孔系以及有曲面的盘套或轴类零件，还有具有较多孔加工的板类零件，适宜采用加工中心加工。端面有分布孔系、曲面的零件宜选用立式加工中心，有径向孔的可选卧式加工中心。1. 4 加工中心的特点1. 机床的刚度高、抗振性好。为了满足加工中心高自动化、高速度、高精度、高可靠性的要求，加工中心的静刚度、动刚度和机械结构系统的阻尼比都高于普通机床(机床在静态力作用下所表现的刚度称为机床的静刚度；机床在动态力作用下所表现的刚度称为机床的动刚度)。2. 机床的传动系统结构简单，传递精度高，速度快。加工中心传动装置主要有三种，即滚珠丝杠副；静压蜗杆-蜗母条；预加载荷双齿轮-齿条。它们由伺服电机直接驱动，省去齿轮传动机构，传递精度高，速度快。一般速度可达15mmin，最高可达100mmin；3. 主轴系统结构简单，无齿轮箱变速系统(特殊的也只保留12级齿轮传动)。主轴功率大，调速范围宽，并可无级调速。目前加工中心95以上的主轴传动都采用交流主轴伺服系统，速度可从1020000rmin无级变速。驱动主轴的伺服电机功率一般都很大，是普通机床的12倍，由于采用交流伺服主轴系统，主轴电动机功率虽大，但输出功率与实际消耗的功率保持同步，不存在大马拉小车那种浪费电力的情况，因此其工作效率最高，从节能角度看，加工中心又是节能型的设备；4. 加工中心的导轨都采用了耐磨损材料和新结构，能长期的保持导轨的精度，在高速重切削下，保证运动部件不振动，低速进给时不爬行及运动中的高灵敏度。导轨采用钢导轨、淬火硬度HRC ，与导轨配合面用聚四氟乙烯贴层。这样处理的优点：a摩擦系数小；b耐磨性好；c.减振消声；d工艺性好。所以加工中心的精度寿命比一般的机床高；5. 设置有刀库和换刀机构。这是加工中心与数控铣床和数控镗床的主要区别，使加工中心的功能和自动化加工的能力更强了。加工中心的刀库容量少的有几把，多的达几百把。这些刀具通过换刀机构自动调用和更换，也可通过控制系统对刀具寿命进行管理；6. 控制系统功能较全。它不但可对刀具的自动加工进行控制，还可对刀库进行控制和管理，实现刀具自动交换。有的加工中心具有多个工作台，工作台可自动交换，不但能对一个工件进行自动加工，而且可对一批工件进行自动加工。这种多工作台加工中心有的称为柔性加工单元。随着加工中心控制系统的发展，其智能化的程度越来越高，如FANUCl6系统可实现人机对话、在线自动编程，通过彩色显示器与手动操作键盘的配合，还可实现程序的输入、编辑、修改、删除，具有前台操作、后台编辑的前后台功能。加工过程中可实现在线检测，检测出的偏差可自动修正，保证首件加工一次成功，从而可以防止废品的产生。1. 5 加工中心刀库的形式加工中心的刀库是给机床储存刀具和交换刀具的。（T.GST-系列刀库产品。金圣通科技）刀库的种类很多，分类方法也很多，最常用的刀库形式：斗笠刀库、圆盘刀库和链式刀库。斗笠式刀库的刀库容量：10-24把刀。是最简单的刀库形式。圆盘刀库的刀库容量：16-24把刀。常用于立式加工中心。链式刀库的刀库容量：32-120把刀，多用于卧式加工中心和镗铣加工中心及车铣复合加工中心。还有更多的能达到200多把刀。换刀方式一般分为两种：1、无机械手换刀，主轴和刀库之间直接交换刀具。2、有机械手换刀，由机械手在刀库和主轴之间进行刀具交换。常用的机械手分为凸轮机械手和液压机械手两大类。具体的换刀过程由于加工中心的结构不同换刀过程也不一样。加工中心所使用的刀具一般都有定位键，而且有一个固定的方向，以便于刀库、机械手、主轴之间交换刀具时保证刀具的位置。所以主轴在换刀之前需要将刀具转到规定的方向，也就是准停的位置 1. 6 换刀装置的形式回转刀架换刀、更换主轴换刀、更换主轴箱换刀、带刀库的自动换刀系统2 总体方案的确定2. 1 加工中心主要技术参数加工中心的主要技术参数包括工作台面积、各坐标轴行程、摆角范围、主轴转速范围、切削进给速度范围、刀库容量、换刀时间、定位精度、重复定位精度等，其具体内容及作用详见表 2. 2 电动机的初选1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9920.970.990.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总=17001.4/10000.86 =2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=601000V/D=6010001.4/220=121.5r/min根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=35，则合理总传动比i的范围为i=620，故电动机转速的可选范围为nd=inw=（620）121.5=7292430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比 KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） i总=i齿i 带i齿=i总/i带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd带=2.760.96=2.64KW PII=PI轴承齿轮=2.640.990.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=95502.76/1420=18.56N?m TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m 五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本1P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.22.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min由课本1P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由1课本P190表10-9，取dd1=95mmdmin=75dd2=i带dd1(1-)=395(1-0.02)=279.30 mm由课本1P190表10-9，取dd2=280带速V：V=dd1n1/601000=951420/601000 =7.06m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+3.14(95+280)+(280-95)2/4450=1605.8mm根据课本1表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm (4) 验算小带轮包角1=1800-57.30 (dd2-dd1)/a=1800-57.30(280-95)/497=158.6701200（适用） （5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KWi1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 P1=0.17KW查1表10-3，得K=0.94；查1表10-4得 KL=0.99Z= PC/(P1+P1)KKL=3.3/(1.4+0.17) 0.940.99=2.26 (取3根) (6) 计算轴上压力由课本1表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K）-1+qV2=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(1/2)=23134.3sin(158.67o/2)=791.9N2. 3 确定传动装置的总传动比和分配传动比电动机选定后，根据电动机的满载转速及工作轴的转速即可确定传动装置的总传动比 即可确定传动装置的总传动比。总传动比数值不大的可用一级传动，数值大的通常采用多级传动而将总传动比分配到组成传动装置的各级传动机构。若传动装置由多级传动串联而成，必须使各级分传动比i1、 i2、 i3 、ik乘积与总传动比相等，即 合理分配传动比是传动装置设计中的又一个重要问题。它将影响传动装置的外廓尺寸、重量及润滑等很多方面。具体分配传动比时应注意以下几点：1各级传动的传动比最好在推荐范围内选取，对减速传动尽可能不超过其允许的最大值。各类传动的传动比常用值及最大值可参见表21。2应注意使传动级数少、传动机构数少、传动系统简单，以提高传动效率和减少精度的降低。3应使各传动的结构尺寸协调、匀称及利于安装，绝不能造成互相干涉。V带单级齿轮减速器的传动中，若带传动的传动比过大。大带轮半径可能大于减速器插入轴的中心高，造成安装不便；由于高速级传动比过大，造成高速级大齿轮与低速轴干涉相碰。 4应使传动装置的外廓尺寸尽可能紧凑。两级圆柱齿轮减速器的两种方案，其总中心距相同(a=a)，总传动比相同( ， 、 、和 、 分别为两种方案高速级和低速级的传动比)，由于速比分配不相同，其外廓尺寸就有差别。5在卧式齿轮减速器中，常设计各级大齿轮直径相近，可使其浸油深度大致相等，便于齿轮浸油润滑。由于低速级齿轮的圆周速度较低，一般其大齿轮直径可大一些，亦即浸油深度可深一些。 6.总传动比分配还应考虑载荷性质。对平稳载荷，各级传动比可取简单的整数，对周期性变动载荷，为防止局部损坏，各级传动比通常取为质数。7对传动链较长、传动功率较大的减速传动，一般按“前小后大”的原则分配传动比，即自电动机向低速的工作轴各级传动比依次增大较为有利，这样可使各级中间轴有较高的转速及较小的转矩，从而可以减小中间级传动机构及其轴的尺寸和重量但从不同侧重点考虑具体问题时，也可能与这个原则有所不同。此外，对标准减速器，其各级传动比按标准分配；对非标准减速器，可参考下述数据分配传动比：1对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，即各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取 ，(式中：、分别为减速器高速级和低速级的传动比)；对同轴线式减速器，则常取 (i为减速器总传动比)；2对于圆锥一圆柱齿轮减速器，为使大锥齿轮的尺寸不致过大，应使高速级锥齿轮的传动比 ，一般可取 或 3对于蜗杆一齿轮减速器，可取低速级齿轮传动比 ；4对于两级蜗杆减速器，为了总体布置方便，常使两级传动比大致相等，即。传动装置的精确传动比与传动件的参数(如齿数、带轮直径等)有关，故传动件的参数确定以后，应验算工作轴的实际转速是否在允许误差范围以内。如不能满足要求，应重新调整传动比。若所设计的机器未规定转速允差范围，则通常可取土(35)%。 2. 4 确定各轴转速、转矩和功率1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd带=2.760.96=2.64KW PII=PI轴承齿轮=2.640.990.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=95502.76/1420=18.56N?m TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m 2. 5 电动机的校核根据起重机设计规范（GB 3811-83），对工作级别为A6、A7、A8的结构件（连接必须进行强度疲劳计算。 1. 计算截面 1） 刚性腿支撑处 满载小车位于跨端极限位置时正应力最大，已计算最大正应力、剪应力 空载小车位于支撑点左侧时由隔离法分析可知，悬臂只受重力影响， 式中 轮压最大侧主梁所受的均布载荷， 。计算为， 。 悬臂端的总长度， 。设计为， 。 式中 轮压最大侧主梁所受均布载荷的水平惯性力， 。计算为， 。 轮压最大侧主梁所受的水平风载， 。计算为， 。 主梁下翼缘板的宽度， 。设计为， 。 式中 自重在悬臂根部引起的最大作用力， 。 为主梁腹板厚度， 。取为8. 为主梁腹板厚度， 。取为2600.3 刀库设计与校核3. 1 齿轮传动的计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表1 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= 20=77.8取z2=78 由课本表6-12取d=1.1(3)转矩T1T1=9.55106P1/n1=9.551062.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力HH= Hlim ZN/SHmin 由课本1图6-37查得：Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60473.331030018=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4108查1课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 MpaH2=Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3=49.04mm 模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本1P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度 bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mm d2=mZ2=2.578mm=195mm齿宽：b=dd1=1.150mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本1图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8)许用弯曲应力bb根据课本1P116：bb= bblim YN/SFmin由课本1图6-41得弯曲疲劳极限bblim应为： bblim1=490Mpa bblim2 =410Mpa由课本1图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为bb1=bblim1 YN1/SFmin=4901/1=490Mpabb2= bblim2 YN2/SFmin =4101/1=410Mpa校核计算bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa bb1bb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa bb2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=n1d1/601000=3.14473.3350/601000=1.23m/s因为V6m/s，故取8级精度合适 32 轴的校核1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查2表13-5可得，45钢取C=118 则d118(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551062.53/121.67=198582 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2198582/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan200=2036tan200=741N轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查2表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：3582 GB5014-85 （2）、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm. (4)选择轴承型号.由1P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm. (5）确定轴各段直径和长度段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm 初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=195mm求转矩：已知T2=198.58N?m求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2198.58/195=2.03N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tan=2.03tan200=0.741N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N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MC1=FAyL/2=0.37962=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01962=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=198.58N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=51.632+(0.2198.58)21/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3） e=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1453=7.14MPa -1b=60MPa该轴强度足够。1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查2表13-5可得，45钢取C=118 则d118(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551062.64/473.33=53265 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=253265/50N=2130N 径向力：Fr=Fttan200=2130tan200=775N 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位， 4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=50mm求转矩：已知T=53.26N?m求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=253.26/50=2.13N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tan=2.130.36379=0.76N两轴承对称LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得=0.4Mec=MC2+(T)21/2=55.832+(0.453.26)21/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1303)=22.12Mpa-1b=60Mpa此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命Lh=1030016=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209, 查1表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN, 查2表10.1可知极限转速9000r/min （1）已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 预期寿命足够 二.主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为:6206 查1表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN, 查2表10.1可知极限转速13000r/min 根据根据条件，轴承预计寿命Lh=1030016=48000h （1）已知nI=473.33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系数x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 预期寿命足够 3. 3 滚动轴承的校核 (1)由初选的轴承的型号为:6206 查1表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN, 查2表10.1可知极限转速13000r/min 根据根据条件，轴承预计寿命Lh=1030016=48000h （1）已知nI=473.33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系数x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 预期寿命足够3. 4 放油螺塞的设计选用外六角油塞及垫片M181.5根据机械设计基础课程设计表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M1830,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M820,材料Q235螺栓：GB578286 M14100，材料Q235箱体的主要尺寸： (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025122.5+1= 4.0625 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02122.5+1= 3.45 取z1=8 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.58=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.58=12 (5)箱座