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1、 誠信聲明 本人鄭重聲明：本論文及其研究工作是本人在指導教師的指導下獨立完成的，在完成論文時所利用的一切資料均已在參考文獻中列出。 本人簽名： 2015 年 06 月 01日 畢業(yè)設計任務書 設計題目： 三軸立式加工中心圓盤式刀庫結(jié)構(gòu)設計 系部： 機械工程系 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學號： 112011435 學生： 指導教師（含職稱）：

2、 （副教授） 1．課題意義及目標 本課題擬設計一種盤式刀庫，這種刀庫在數(shù)控加工中心上應用非常廣泛，其換刀過程簡單，換刀時間短，定位精度高；總體結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，動作準確可靠；維護方便，成本低。本課題研究對象為立式加工中心，刀庫容量為24把，換刀時間為5秒，刀柄規(guī)格自定，最大刀具長度300mm，最大刀具直徑φ80mm，最大刀具重量7kg。 2．主要內(nèi)容 該課題要求設計出一種結(jié)構(gòu)簡單、安全實用的立式加工中心的圓盤式刀庫；并利用PLC實現(xiàn)對刀庫的選刀控制。 1）畢業(yè)設計論文一份；2）刀庫結(jié)構(gòu)裝配圖；3）主要零件圖；4）選刀控制PLC程序 3．主要參考資料 [1]

3、廉元國，張永洪編.加工中心設計與應用.北京：機械工業(yè)出版社，1995 [2] 向金林.TH7130立式加工中心自動換刀系統(tǒng)的設計.裝備制造技術，2006 [3] 曹秋霞，馬國亮.小型立式加工中心圓盤式刀庫的設計.機電產(chǎn)品開發(fā)與創(chuàng)新，2005 4．進度安排 設計各階段名稱 起 止 日 期 1 擬定并論證總體方案 3月3日~3月23日 2 根據(jù)刀庫類型進行刀庫結(jié)構(gòu)設計 3月24日~4月13日 3 繪制結(jié)構(gòu)裝配圖及零件圖 4月14日~5月4日 4 選刀控制PLC程序設計 5月5日~6月1日 5 完成畢業(yè)論文及答辯工作 6月2日~6月22日

4、 審核人： 年 月 日 三軸立式加工中心圓盤式刀庫結(jié)構(gòu)設計 摘 要：三軸立式加工中心圓盤式刀庫在數(shù)控加工中心上應用非常廣泛，其換刀過程簡單，換刀時間短，定位精度高；總體結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，動作準確可靠；維護方便，成本低。 本課題研究對象為立式加工中心，刀庫容量為24把，換刀時間為5秒，刀柄規(guī)格自定，最大刀具長度300mm，最大刀具直徑φ80mm，最大刀具重量7kg。 本設計主要進行刀庫的結(jié)構(gòu)設計，傳動部分為蝸桿蝸輪減速裝置；并用PLC完成控制選刀。 關鍵詞： 三軸立式加工中心，圓盤式刀庫，刀庫，PLC控制程序 T

5、hree-axis vertical machining centre disc-cutter structure design Abstract：Three-axis vertical machining centre disc tool magazine is widely used in NC machining center, the tool changing process is simple, tool changing time is short, high positioning accuracy; the overall structure is simple and

6、compact, accurate and reliable; easy maintenance and low cost. This project studied the vertical machining center, tool storage capacity of 24, tool changing time is 5 seconds, handle custom specifications, maximum tool length 300mm, Max tool diameter 80mm maximum tool weight 7kg. The design of t

7、he main structure design of tool storage, transmission parts for worm speed reducers using PLC control selected knives. Keywords: Three-axis vertical machining centers, disc cutter, tool storage ,PLC control program. 目 錄 1 前言 1 1.1 加工中心的概述 1 1.2 加工中心的分類 1 1.3 刀庫 3 1.4 刀庫及其換刀方式 4 1

8、.4.1 換刀方式 4 1.4.2 刀庫的結(jié)構(gòu) 5 2 刀庫的主要參數(shù) 7 2.1 刀庫的速度擬定 7 2.2 刀庫直徑的擬定 7 2.3 刀柄型號參數(shù) 7 3 刀庫電動機的選擇 9 4 蝸輪與蝸桿 11 4.1 蝸輪與蝸桿的材料選擇 11 4.2 蝸輪與蝸桿的參數(shù)確定 11 4.3 蝸輪與蝸桿的強度計算 14 4.3.1 蝸輪齒面接觸疲勞強度計算與校核 14 4.3.2 蝸輪齒根彎曲疲勞強度的計算與校核 14 4.4 蝸桿的剛度計算 15 4.5 蝸桿軸的校核 16 4.6 聯(lián)軸器的確定 16 4.7 蝸桿滾動軸承的選擇 17

9、 4.8 初步設計蝸桿軸的尺寸 17 4.9 蝸輪軸的初步設計 17 4.10 蝸輪軸的軸承選擇 18 4.11 蝸輪軸的尺寸確定 18 5 蝸輪軸與蝸桿軸的受力分析及校核 19 5.1 蝸桿軸的受力分析 19 5.2 蝸桿軸的校核 22 5.3 蝸輪軸的受力分析 23 5.4 蝸輪軸的校核 25 5.5 軸承的計算及使用壽命的預期計算 26 5.5.1 角接觸軸承的徑向載荷Fr 與軸向載荷Fa 的計算 26 5.5.2 蝸桿軸的角接觸球軸承的預期壽命計算 27 5.5.3 蝸輪軸的角接觸球軸承的預期壽命計算 28 6 刀庫設計中的液壓系統(tǒng)設

10、計 31 7 PLC 選刀控制 34 7.1 控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的設計 34 7.2 PLC控制程序的設計 34 7.3 PLC程序設計 35 8 畢業(yè)設計結(jié)論 38 參考文獻 39 致 謝 40 II 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 1 前言 1.1 加工中心的概述 出現(xiàn)在1952年第一次世界上數(shù)控機床,使多品種、中小批量機械加工設備的柔性化、自動化和效率發(fā)生了一個巨大的變化。很容易修改數(shù)控加工程序,從而比大規(guī)模生產(chǎn)重使用組合機床生產(chǎn)線和凸輪開關控制特殊機床更加靈活,容易適應產(chǎn)品品種的變化,各

11、種各樣的處理。它使用機床的數(shù)控系統(tǒng)技術,全自動數(shù)字控制和輔助功能,因此有一個更高的自動化程度和加工效率,從而改變了在中小批量生產(chǎn)的傳統(tǒng)機床加工條件。數(shù)控機床可以達到超過兩坐標聯(lián)動功能,其效率和達到的精度比傳統(tǒng)機床高得多。 在1958年第一個加工中心在美國哈卡尼,特雷克(Kearney&Trecker)公司誕生。加工中心的內(nèi)容是什么?首先,它是在數(shù)控鏜床、數(shù)控銑床上增加自動裝置,能使工件在一次裝卡中,完成工件銑削、鉆孔、鉸孔、攻絲等過程的數(shù)控機床。其次,在加工中心自動分度回轉(zhuǎn)工作臺或自動轉(zhuǎn)角度的主軸箱的條件下,可使工件一次裝卡下,可以完成多步過程的多個平面和多個角度位置的加工。再次,如果有交換

12、工作臺的加工中心,加工工件在工作位置的工作同時,在裝卸位置的工件不受影響。 加工中心的定義是什么?世界上如今沒有標準的定義,但人們普遍認為指的是:在工件一次裝卡下,并能實現(xiàn)自動銑、鉆、鏜、鉸孔、攻絲過程的數(shù)控機床。還有一種明確的說法: 是帶有刀庫和自動換刀裝置的一種高度自動化的多功能數(shù)控機床。 1.2 加工中心的分類 加工中心按其加工工序分為鏜銑和車削兩大類，按控制軸數(shù)可分為三軸、四軸和五軸加工中心，依據(jù)加工中心形式不同進行分類，可分為立式、臥式、萬能加工中心。 1）立式加工中心（如圖1-1）指主軸軸線與工作臺垂直設置的加工中心，主要是適用于加工盤類、板類、模具及小型殼體類等

13、復雜零件。 圖1.1 立式加工中心 1—床身 2—滑座 3—工作臺 4—潤滑油箱 5—立柱 6—數(shù)控柜 7—刀庫 8—機械手 9—主軸箱 10—操作面板 11—控制柜 12—主軸 立式加工中心可以完成銑、鉆削、鏜削、攻螺紋等工序。立式加工中心最少是三軸二聯(lián)動，一般可實現(xiàn)三軸三聯(lián)動。 2）臥式加工中心（如圖1-2） 是指主軸軸線與工作臺平行設置的加工中心，主要適用于加工箱體類零件。一般都帶有可進行分度回轉(zhuǎn)運動的正方形分度工作臺。臥式加工中心一般具有多個運動坐標，常見的是三個直線運動坐標(沿X、Y、Z軸方向)加一個回轉(zhuǎn)運動坐標(回轉(zhuǎn)工作臺)，它可以使工件在一次裝

14、夾下完成除了頂面和安裝面以外的四個面的加工。 圖1.2 臥式加工中心 1-刀庫；2-換刀裝囂；3-支座；4-Y軸伺服電機；5-主軸箱； 6-主軸；7-數(shù)控裝置；8-防濺擋板；9-回轉(zhuǎn)工作臺；10-切屑槽 3）萬能加工中心又稱多軸聯(lián)動型加工中心是指通過加工主軸軸線與工作臺回轉(zhuǎn)軸線的角度從而控制聯(lián)動變化，再而完成復雜空間曲面加工的加工中心。最適合用于具有復雜空間曲面的葉輪轉(zhuǎn)子、模具、刃具等工件的加工。 1.3 刀庫 自動換刀裝置中最主要的部件其中包括刀庫，刀庫的容量、布局以及結(jié)構(gòu)設計對加工中心的設計有非常大的影響。刀庫的作用是用來儲存加工刀具以及儲存輔助工具的地方。但多數(shù)加

15、工中心的取送刀位置都是在刀庫的固定刀位，因此刀庫需要有使刀具運動及定為的裝置來保證換刀的可靠性。動力一般采用電動機，但也可以采用液動機，如果刀庫速度太高，可以采用減速裝置來是速度達到要求。刀庫的定位機構(gòu)是用來保證更換的每一個刀套都能準確地停在換刀位置上。 依據(jù)刀庫儲存刀具的容量和取刀的方式，刀庫的結(jié)構(gòu)設計有多種形式。首先有盤式刀庫，盤式刀庫是為適應機床主軸的布局，刀庫的刀具軸線可以按不同的方向配置，因此刀具也因需要可作翻轉(zhuǎn)的圓盤刀庫，使用這種結(jié)構(gòu)可以簡化取刀動作。盤式刀庫可以分為單盤式刀庫和多盤式刀庫，單盤式刀庫的結(jié)構(gòu)比較簡單，取刀也比較方便，因此單盤式刀庫結(jié)構(gòu)應用比較廣泛。但單盤式刀庫也有

16、缺點，就是由于圓盤尺寸受到限制，導致刀庫的容量不能太大，一般刀庫容量為15~30把刀。但如果刀具數(shù)量過多，多盤式刀庫結(jié)構(gòu)也可以滿足要求。但是多盤式刀庫選刀和取刀比較復雜，一般應用較少。 除了盤式刀庫還有鏈式刀庫，鏈式刀庫充分利用了機床周圍的有效空間，而且刀庫的結(jié)構(gòu)尺寸又不會過于龐大。鏈式刀庫的結(jié)構(gòu)有較大的靈活性，存放刀具的數(shù)量相對于盤式刀庫比較多，選刀和取刀動作不會太復雜。如果鏈條較長時，可以通過增加支撐鏈輪的數(shù)目，來使鏈條折迭回繞，從而提高了空間利用率。 1.4 本畢業(yè)設計所設計的刀庫與采用的換刀方式 本設計要求設計三軸立式加工中心圓盤式刀庫結(jié)構(gòu)設計，以下是介紹本設計的結(jié)構(gòu)組成

17、與傳動過程。 1.4.1 換刀方式 換刀過程 刀庫位于立柱左側(cè)，刀庫的安裝方向與主軸軸線垂直，換刀前改變在換刀位置的刀具軸線方向，使之與主軸軸線平行。工序加工完畢，主軸定向后，可由自動換刀裝置換刀，如圖所示。 （1）刀套下翻 換刀前，刀庫2轉(zhuǎn)動，將待換刀具5送到換刀位置。換刀時，帶有刀具5的刀套4下翻90，使刀具軸線與主軸軸線平行。 （2）機械手抓刀 機械手1從原始位置順時針旋轉(zhuǎn)75（K向觀察），兩手爪分別抓住刀庫上和主軸3上的刀具。 （3）刀具松開 主軸內(nèi)的刀具自動夾緊機構(gòu)松開刀具。 （4）機械手拔刀 機械手下降，同時拔出兩把刀具。 （5）刀具

18、位置交換 機械手帶著兩把刀具逆時針旋轉(zhuǎn)180（K向觀察），交換兩把刀具位置。 （6）機械手插刀 機械手上升，分別把刀具插入主軸錐孔和刀套中。 （7）刀具夾緊 主軸內(nèi)的刀具自動夾緊機構(gòu)加緊刀具。 （8）液壓缸活塞復位 驅(qū)動機械手逆時針旋轉(zhuǎn)180的液壓缸活塞復位（機械手無動作）。 （9）機械手松刀 機械手1逆時針旋轉(zhuǎn)75（K向觀察），松開刀具回到原始位置。 （10）刀套上翻 刀套帶著刀具上翻90。 圖1.3 換刀 1.4.2 刀庫的結(jié)構(gòu) （1）刀庫的結(jié)構(gòu)組成 如圖所示是盤式刀庫結(jié)構(gòu)示意圖。它主要由電動機蝸桿蝸輪、刀盤、刀套、液壓

19、缸、及撥叉等組成。 （2）刀庫的選刀過程 根據(jù)數(shù)控系統(tǒng)發(fā)出的選刀指令，電動機1經(jīng)聯(lián)軸器2和蝸桿3、蝸輪4帶動刀盤12和安裝其上的24個刀套11旋轉(zhuǎn)合適角度，完成刀庫選刀的過程。 （3）刀套翻轉(zhuǎn)過程 等到待換刀具轉(zhuǎn)到換刀位置時，刀套尾部的滾子10轉(zhuǎn)入撥叉8的槽內(nèi)。這時，液壓缸5的下腔通入液壓油，活塞帶動撥叉上升，同時松開行程開關7，用以斷開相應電路，防止刀庫、主軸等出現(xiàn)誤動作。撥叉上升，帶動刀套下翻90，使刀具軸線與主軸軸線平行，同時壓下行程開關6，發(fā)出信號使機械手抓刀。反之，撥叉下降，帶動刀套上翻90。 圖1.4 刀庫結(jié)構(gòu)示意圖 1—電動機 2—聯(lián)軸器 3—蝸桿

20、4—蝸輪 5—液壓缸 6、7—行程開關 8—撥叉 9—擋標 10—滾子 11—刀套 12—刀盤 2 刀庫的主要參數(shù) 本課題研究對象為立式加工中心，刀庫容量為24把刀，換刀時間不超過5秒，刀柄型號采用BT40，最大刀具長度不超過300mm，最大刀具直徑不超過φ80mm，最大刀具重量不超過7kg。 2.1 刀庫的速度擬定 因為換刀速度的限制，所以刀庫轉(zhuǎn)動需要有較快的速度，又考慮到刀庫執(zhí)行的時間響應，所以初選刀庫速度為50 r/min。 2.2 刀庫直徑的擬定 刀庫的刀盤直徑擬定為700mm，

21、刀套中心到刀盤中心距離定為332mm，則每把刀套之間的距離：πD24=664π24=75mm。 圖2.1 刀盤 2.3 刀柄型號參數(shù) 根據(jù)要求選擇了BT40型號刀柄，其尺寸參數(shù)如圖所示。 圖2.2 BT40刀柄參數(shù) 3 刀庫電動機的選擇 我國加工中心普遍采用的是伺服電動機驅(qū)動刀庫的運轉(zhuǎn)，本設計中將采用伺服電動機的驅(qū)動方式。刀庫的回轉(zhuǎn)驅(qū)動電機的選擇時，須要考慮負載轉(zhuǎn)矩和各負載的轉(zhuǎn)動慣量。負載的轉(zhuǎn)動慣量JLC和刀庫系統(tǒng)轉(zhuǎn)動慣量JC。 JLC=∑Ji(ni/nm)2 JC=Jmc+JLC 式中；Ji

22、—各個旋轉(zhuǎn)體的轉(zhuǎn)動慣量（kgm2）,ni—各個旋轉(zhuǎn)體的轉(zhuǎn)速（r/min），Jmc-電動機的轉(zhuǎn)動慣量（kgm2），nmc-電動機的轉(zhuǎn)速（r/min）。 JLC=(JDP+JL+JWL+JWG)(nc/nmc)2 式中；JDP,JL,JWL,JWG-分別為刀盤，軸，蝸輪，蝸桿的轉(zhuǎn)動慣量（kgm2）。nc為刀盤的轉(zhuǎn)速（r/min）。 JDP=π/327.810-12DDP4LDP 式中；DDP為刀盤直徑（mm），LDP為刀盤厚度（m/min），nc=V1000πDDP式中V為刀具的最大線速度（m/min）。 JMC≥JLC/3 圓盤式刀庫負載轉(zhuǎn)矩T1，主要來自刀具重量的不平衡，按加工中心

23、的規(guī)格規(guī)定的最大刀具重量Wmax計算，重心則在刀套中心到刀盤中心的距離L=250+35=285mm，所以T1=7KG10N/KG285mm=19.95N/m，把T1負載轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)換成電動軸上的轉(zhuǎn)矩T電1，則T電1=T1/（iη）式中i為傳動比, η為總傳動效率。 設計中刀庫的轉(zhuǎn)速為50r/min，傳動比初定為20。 傳動效率η總=η聯(lián)η蝸桿η軸承η軸承 查資料取η聯(lián)=0.99 η蝸桿=0.70 η軸承=0.98 η軸承=0.98 η總 =0.665 T電1=19.95/（200.665）=1.5 Nm 實際情況比計算時復雜，電動機的額外轉(zhuǎn)矩T額應大于（1.2-1.

24、5）T電1 T額＞(1.8-2.25)Nm。 最大加速轉(zhuǎn)矩T加。當電動機從靜止升至最大轉(zhuǎn)速時 T加=JC2πn電60t加 JC=JMC+JLC 設計中初選n電=1000 r/min Jmc=0.032 kg/m2 JLC=0.028 kg/m2 t加取0.2s T加=（0.032+0.028）2π1000600.2 =31.4 Nm 所以電動機的最大轉(zhuǎn)矩Tmax＞T加+T負載 Tmax＞31.4+2.25=33.65 N/m2 Jmc＞JLC 滿足 所以選擇的電動機的型號如表3.1 表3.1電動機的型號 型號

25、 輸入功率p（kw） 額定轉(zhuǎn)矩T額（Nm） 最大轉(zhuǎn)矩Tmac （Nm） FB25 2.5 34.3 309 最高轉(zhuǎn)速nmax（r/min） 轉(zhuǎn)動慣量（kgm2） 1000 0.032 各個軸的轉(zhuǎn)速 蝸桿軸Ⅰ nⅠ=n電動機=1000 r/min 蝸輪軸Ⅱ nⅡ==100020=50 r/min 各個軸的輸入功率 PⅠ=P電η聯(lián)=2.43 kw PⅡ=PⅠη聯(lián)η蝸桿=1.67 kw 各個軸輸入的轉(zhuǎn)矩 電動機輸入的轉(zhuǎn)矩 T電輸=9550P/n=95502.51000=23.875 （） 蝸桿軸

26、輸入的轉(zhuǎn)矩 TⅠ輸= T電輸η聯(lián)η軸承=23.164 （Nm） 蝸輪軸輸入的轉(zhuǎn)矩 TⅡ輸= TⅠ輸η軸承η蝸桿i=317.804 （Nm） 表3.2 各軸傳動參數(shù) 名稱 輸入功率（kw） 輸入轉(zhuǎn)矩（Nm） 轉(zhuǎn)速（r/min） 傳動比 電動機 2.5 23.875 1000 1 Ⅰ軸 2.43 23.164 1000 20 Ⅱ軸 1.67 317.804 50 4 蝸輪與蝸桿 4.1 蝸輪與蝸桿的材料選擇

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42、 蝸輪與蝸桿在設計中起到傳動的作用，所以對于蝸輪蝸桿材料的選擇至關重要。設計中蝸桿采用45鋼，表面經(jīng)過淬火，硬度為45 55HRC。但蝸輪屬于容易損壞的工件，工作時磨損嚴重，所以齒圈的材料選用鑄錫磷青鋼也就是ZCuSn10P1,鑄造方法采用砂模鑄造。 4.2 蝸輪與蝸桿的參數(shù)確定 蝸輪與蝸桿的中心距離根據(jù)公式： （4.1） 其中K=KAKβKν KA=1.2 Kβ=1.0 Kν=1.0 ZE取160 MPa0.5 Zρ取3.0 初選=0.3125 渦輪轉(zhuǎn)矩T2=(23.164

43、200.7)=324.296 （Nm） =324296 （N㎜） 因為蝸輪主要是因為解除疲勞失效，所以從《機械設計》表11-7中查出的蝸輪基本許用接觸應力[σH］， ，再按[σH］=KHN [σH］， 算出許用應力的值，KHN 為接觸強度的壽命系數(shù)，KHN 取值1.0，則[σH］=180 MPa。 把上述的值帶入中心距離公式中得： 則a≥140.4 mm 查［6］取a=160 mm 同時得到蝸桿模數(shù)m=5，蝸桿分度圓直徑d1=50mm，㎡d1=1250 ㎜3，蝸桿的頭數(shù)Z1=2，直徑系數(shù)q=10.00。分度圓導程

44、角γ=1118′36″，蝸輪齒數(shù)Z2=41，變位系數(shù)X2=-0.500。 蝸輪分度圓直徑 d2=2a﹣d1﹣2 X2m=2160﹣50﹣2（-0.5）5=275 ㎜ 蝸桿導程角 tanγ==1118′36″ 蝸輪齒寬 b2=2m（0.5+） =25（0.5+）=38.17mm b2取值為40mm 蝸桿齒頂圓的直徑 da1 =d1+2ha＊m ha＊=1 則da1 =50+25=60 mm 蝸桿齒根圓的直徑 df1=d1-2（ha＊m+C＊m） C＊=0.25 則df1=50-2（5+1.25）=37.5 m

45、m 蝸輪齒頂高 ha2=m（ha＊+X2）=5(1-0.500)=2.5 mm 蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2=275+22.5=280 mm 蝸輪齒根高 hf2=m（ha＊-X2+C＊）=5(1+0.5+0.25)=8.75 mm 蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=275-28.75=257.5 mm 蝸桿的軸向齒距 Pa=πm 蝸桿的軸向齒厚 Sa=πm 參考［6］求蝸輪寬度B,頂圓直徑de2及蝸桿齒寬b1。 Z1=2 B≤0.75da1 ≤0.7560=45 mm de2≤da2+1.5m

46、 ≤280+1.55=287.5 mm b1≥（8+0.06Z2）m ≥（8+0.0641）5=52.3 mm b1取值55 mm 表4.1 蝸桿與蝸輪參數(shù) 名稱 符號 計算結(jié)果 蝸桿頭數(shù) Z1 Z1=2 模數(shù) m m=5 蝸桿分度圓直徑 d1 d1=50 mm 中心距 a a=160 ㎜ 蝸輪齒數(shù) Z2 Z2=41 蝸輪分度圓直徑 d2 d2=275 mm 蝸輪齒度 b2 b2=38.17 mm

47、 蝸桿軸向齒距 Pa=πm Pa=πm 蝸桿的軸向齒厚 Sa=πm Sa=πm 蝸桿齒頂圓直徑 da1 =d1+2ha＊m da1 =60 mm 蝸桿齒根圓直徑 df1=d1-2（ha＊m+C＊m） df1=37.5 mm 蝸輪寬度 B B=45 mm 頂圓直徑 de2 de2=287.5 mm 蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2 da2=280 mm 蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2 df2=257.5 mm 蝸桿齒寬 b1 b1=55 mm 圖4.1普通圓柱蝸桿傳動的基本幾何尺寸 4.3 蝸輪與

48、蝸桿的強度計算 4.3.1 蝸輪齒面接觸疲勞強度計算與校核 蝸輪的許用接觸應力[σH］=180 MPa。 蝸輪的最大接觸應力： ==147.95 MPa 則得到[σH］＞σH，符合要求。 4.3.2 蝸輪齒根彎曲疲勞強度的計算與校核 蝸輪輪齒因為彎曲強度不足而導致失效的情況多數(shù)是發(fā)生在蝸輪齒數(shù)比較多或者就是開式傳動中。所以，對于閉式的蝸桿蝸輪傳動通常一般只做彎曲強度的校核計算，這種彎曲強度的計算是必須進行的，也是很有必要的。因為蝸輪輪齒的彎曲強度的校核并不是只為了判別蝸輪的彎曲斷裂的可能性的大小。也還是對對于承受重載的動力蝸桿副以及蝸輪輪齒的彎曲變形量的一種校

49、核，將直接影響到蝸桿副的運動平穩(wěn)性的精度。 蝸輪的齒根彎曲應力 σF=YFa2Yβ≤[σF］ （4.2） K=1.2 T2=324296 Nmm d1=50 mm d2=275 mm m=5 YFa2 通過《機械設計》圖11-19，當Zv2=Z2/COS3γ=43.34 X2=-0.5 查得YFa2 取值2.9. Yβ是指螺旋角影響系數(shù)，Yβ=1-（γ/140）=0.92 把上述的值帶入齒根彎曲應力則: σF=2.90.92 =15.94 MPa 蝸輪的許用彎曲應力[σF］=[

50、σF］KFN 查［6］知[σF］=40 MPa 當KFN取值為1時，[σF］的大小為40 MPa，由此可知σF≤[σF］,達到合格標準。 4.4 蝸桿的剛度計算 蝸桿如果在受力后產(chǎn)生的變形過大，那就會使載荷集中在輪齒上，從而影響到蝸輪與蝸桿的嚙合的正確性，所以蝸桿的剛度校核是非常有必要的。蝸桿剛度的校核一般是把以蝸桿齒根圓直徑為直徑的軸段看做蝸桿螺旋部分，主要是為了校核蝸桿彎曲剛度為主，其最大的撓度y（mm）以下列公式計算，而且得到的剛度條件為： y=≤［y］ (4.3) Ft1=2T1/d1

51、 Ft2=2T2/d2 Fr1=Ft2tanα 壓力角α=20 E=206103 MPa L=0.9d2=247.5 mm I= =97072.22 mm4 Ft1==926.56 Ft2==2358.52 Fr1=3163.86tan20=1151.55 把上述的值導入撓度公式中得到：y=0.0097 mm 而允許最大撓度[y］==0.05 mm，y＜[y］所以合格。 4.5 蝸桿軸的校核 蝸桿軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，其硬度為217-255 HBS,抗拉強度極限 σB=640 MPa，屈服強度極限σS=355

52、 MPa，彎曲疲勞極限σ-1 =275MPa，剪切疲勞極限τ-1=155MPa，許用彎曲應力[σ-1］=60MPa。 計算蝸輪軸的最小直徑，按扭轉(zhuǎn)強度的條件計算，則只按軸所受扭矩的大小去計算軸的強度，但是不可避免會受到不大的彎矩時，通過降低許用扭轉(zhuǎn)切應力來考慮。一般用這種方法來初步計算軸徑在做軸的結(jié)構(gòu)設計時。 軸的直徑: d≥ = = 公式中，A0 = ，查［6］取值A0=110 ，則d≥110 =14.74 mm 。 4.6 聯(lián)軸器的確定 設計中選用合適的聯(lián)軸器應考慮一下幾點建議： 1，要考慮聯(lián)軸

53、器在工作的時候所引起的離心力和聯(lián)軸器的工作轉(zhuǎn)速。 2，要考慮聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩和對緩沖減振功能的要求。 3，要考慮聯(lián)軸器的工作環(huán)境以及可靠性。 4，要考慮聯(lián)軸器的安裝以及維護的成本。 計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩 考慮到電動機啟動時的動載荷以及在運載中可能會出現(xiàn)過載現(xiàn)象，一般都會按照軸上的最大轉(zhuǎn)矩作為計算的轉(zhuǎn)矩Tca。 Tca=KAT T為 公稱轉(zhuǎn)矩（Nm） KA為工作情況系數(shù)，查[6]取值KA=1.7。 Tca=23.8751.7=40.588 Nm 查[16]凸緣聯(lián)軸器（GB/T 5843-2003 摘錄）選擇GY2型，公稱轉(zhuǎn)矩63 Nm。許用轉(zhuǎn)速1000 r/mi

54、n。軸孔直徑18 mm。軸孔長度42 mm。 4.7 蝸桿滾動軸承的選擇 因為是采用蝸桿蝸輪傳動，既受徑向力也受軸向力，所以采用角接觸軸承(GB/T 292-1994)。選用7206C?；境叽鏳=30 mm D=62 mm B=16 mm a=14.2 mm 4.8 初步設計蝸桿軸的尺寸 圖4.2 蝸桿軸 1和3段： 1和3段是安裝軸承。軸承內(nèi)孔直徑d=30 mm。所以可以確定這倆段軸的直徑為φ30 mm，長度定為25 mm。 2段 ： 由于蝸桿的齒根圓直徑為φ37.5 mm，則這段軸的直徑定為34 mm，長度定為250 mm。 4段

55、 : 初步設計直徑為φ25 mm，長度定為50 mm。 5段 : 初步設計直徑為φ18 mm，長度定為100 mm。鍵為87（bh），長度定為25 mm。 4.9 蝸輪軸的初步設計 初步計算蝸輪軸的最小直徑，通過根據(jù)軸傳動的功率P以及軸的轉(zhuǎn)速n，按照公式d≥= A0 通過查[6]取值110，P=1.67 kw，n=50 r/min。 把上述值帶入得出d≥ 35.42 mm。 4.10 蝸輪軸的軸承選擇 因為是采用蝸桿蝸輪傳動，既受徑向力也受軸向力，所以采用角接觸軸承(GB/T 292-1994)。選用7210C?；境叽鏳=50 mm D=90

56、 mm B=20 mm a=19.4mm。 4.11 蝸輪軸的尺寸確定 圖4.3 蝸輪軸 2和6段： 2和6段是安裝的角接觸軸承，軸承的直徑為50 mm，所以倆段軸的直徑也為50 mm，長度定為60 mm。 1段 ： 1段直徑定為40 mm，長度定為100 mm。鍵為149，長度定為80 mm。 3段 ： 3段直徑定為60 mm，長度定為50 mm。 4段 ： 4段直徑定為80 mm，長度定為10 mm。 5段 ： 5段直徑定為60 mm，長度定為60 mm。鍵為1811，長度定為40 mm。 5 蝸輪軸與蝸

57、桿軸的受力分析及校核 5.1 蝸桿軸的受力分析 蝸桿軸的導程角tanγ=1118′36″ 蝸桿的受力： 軸向力：Fa1=Ft2=2T2/d2==2311.30 N 圓周力：Ft1=Fa2=Ft2 tanγ=2311.30tanγ=462.3 N 徑向力：Fr1=Fr2=Ft2tanα=2311.30tan20=841.2 N 1 垂直面的受力： ∑Fy=0 FR1+FR2-Fr1=0 ∑MA=0 ﹣Fa118.75﹣Fr1137.5+FR2275=0 解得：FR1=263.01 N FR2=578.19N 圖5.1 垂直面受力圖 2 垂

58、直面的彎矩： M=FR1χ－Fr1（χ-137.5）+ Fa118.75 圖5.2 垂直面彎矩圖 3 水平面的受力圖： 137.5Ft－275FR1〞=0 FR1〞==231.15 N FR2〞=462.3-231.15=231.15 N 圖5.3 水平面受力圖 4 水平面的彎矩: M=FR1〞χ－Ft(χ－137.5) 圖5.4 水平面彎矩圖 5 合成彎矩： M合= =85618.55 N㎜ 圖5.5 合成彎矩圖 6 轉(zhuǎn)矩： T= =21885 N㎜ 圖5.6 轉(zhuǎn)矩圖 5.2 蝸桿軸的校核 校核

59、軸的強度： 如果已知了軸的彎矩和扭矩，可以針對危險截面做彎扭合成強度校核計算，按照第三強度計算， σca= (5.1) 彎曲應力σ是對稱循環(huán)變應力一般由彎矩產(chǎn)生，但是因為扭矩而導致的扭轉(zhuǎn)切應力不是對稱循環(huán)變應力。考慮到倆者在循環(huán)特性方面有不一樣的影響，所以加入折合系數(shù)α，則公式變?yōu)? σca= (5.2) 計算直徑d的圓軸，彎曲應力σ=,扭轉(zhuǎn)切應力τ=,將σ與τ帶入上述公式得出： σca

60、= =≤［σ-1］ (5.3) 上式中M為軸所受的彎矩（N㎜）,T為軸所受的扭矩（N㎜），W為軸的抗彎截面系數(shù)（㎜3），W=πd3/32≈0.1d3=0.1343 =3930.4 ㎜3 所以σca為: =22.04 MPa 而45鋼調(diào)質(zhì)處理的許用彎曲應力[σ-1］為60MPa，σca＜[σ-1］，所以合格。 5.3 蝸輪軸的受力分析 計算蝸輪的受力： 圓周力 Ft2=2T2/d2==2133.30 N 徑向力 Fr2=Ft2tanα=2133.30tan20=841.2 N 軸向力 Fa2=Ft2tanγ=2311.30

61、tanγ=462.3 N 1 垂直面的受力： ∑Fy=0 FR3+Fr2—FR4=0 ∑MC=0 120Fr2+102.5Fa2—180FR4=0 解得FR3=﹣17.15 N FR4=824.05 N 圖5.7 垂直面受力圖 2 垂直面的彎矩： M=FR3χ+Fr2(χ﹣120) ﹣Fa2 圖5.8 垂直面彎矩圖 3 水平面的受力: ∑Fy=0 Ft2﹣FR3〞﹣FR4〞=0 ∑MC=0 120Ft2﹣180FR4〞=0 解得FR3〞=711.1 N FR4〞=1422.2 N 圖5.9 水平面受力圖 4 水平

62、面彎矩： M=FR3〞χ﹣Ft2（χ﹣180） 圖5.10 水平面彎矩圖 5 合成的彎矩： M= =143840.29 N㎜ 圖5.11 合成彎矩圖 6 轉(zhuǎn)矩： T=338200 N㎜ 圖5.12 轉(zhuǎn)矩圖 5.4 蝸輪軸的校核 校核軸的強度： 如果已知了軸的彎矩和扭矩，可以針對危險截面做彎扭合成強度校核計算，按照第三強度計算，σca= 彎曲應力σ是對稱循環(huán)變應力一般由彎矩產(chǎn)生，但是因為扭矩而導致的扭轉(zhuǎn)切應力不是對稱循環(huán)變應力?？紤]到倆者在循環(huán)特性方面有不一樣的影響，所以加入折合系數(shù)α，則公式變?yōu)椋? σ

63、ca= (5.4) 計算直徑d的圓軸，彎曲應力σ=,扭轉(zhuǎn)切應力τ=,將σ與τ帶入上述公式得出 σca= (5.5) 上式中M為軸所受的彎矩（N㎜）,T為軸所受的扭矩（N㎜），W為軸的抗彎截面系數(shù)（㎜3），W=πd3/32≈0.1d3=0.1603 =21600 ㎜3 所以σca為: =11.52 MPa 軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，而45鋼調(diào)質(zhì)處理的許用彎曲應力[σ-1］為60MPa，σca＜[σ-1］，所以合格。 5.5

64、 軸承的計算及使用壽命的預期計算 5.5.1 角接觸軸承的徑向載荷Fr 與軸向載荷Fa 的計算 角接觸軸承受徑向載荷時，要產(chǎn)生派生的軸向力，為了保證這類軸承正常的工作，通常是成對出現(xiàn)的，如圖所示，圖中表示倆種不同的安裝方式。 計算各軸的當量動載荷P時，其中的徑向載荷Fr是由外界作用到軸上的徑向力Fre 在各軸承上產(chǎn)生的徑向載荷；但其中的軸向載荷Fa并不是完全由外界的軸上作用力Fae產(chǎn)生，而是應該根據(jù)整個軸上的軸上載荷包括因徑向載荷Fr產(chǎn)生的派生軸向力Fd之間的平衡條件產(chǎn)生而得出的。 根據(jù)力的徑向平衡條件，很容易由外界作用到軸上的徑向力Fre計算出倆個軸承的徑向載荷Fr1，F(xiàn)

65、r2，當Fre的大小及作用位置固定時，徑向載荷Fr1，F(xiàn)r2也就已經(jīng)確定了，由Fr1，F(xiàn)r2派生的軸向力Fd1，F(xiàn)d2的大小可按照下表中的計算公式計算，計算所得的的Fd的數(shù)值，相當于正常的安裝情況，即大致相當于下半圈的滾動體的全部載荷 表5.1 滾動體接觸時派生軸向力的計算公式 圓錐滾子軸承 角接觸球軸承 70000C(α=15) 70000AC(α=25) 70000B(α=40) Fd=Fr/2Y Fd=eFr Fd=0.68Fr Fd=1.14Fr 注釋：Y是由[6]中Fa與Fr的比值大于e的Y值，e值由13-5表查出。 如圖所示，把派生軸向力的方向與外加軸向載荷

66、Fae的方向一致的軸承標記為2，另外一端的標記為1。取軸和與其相配的軸承內(nèi)圈為分離體，如達到軸向平衡，應該滿足的條件：Fae+Fd2=Fd1 如果按表中的公式求得的Fd1與Fd2不滿足上面的關系時，就會出現(xiàn)下面?zhèn)z種情況： 1， 當Fae+Fd2＞Fd1的時候，則軸有左竄的趨勢，相當于軸承1被〝壓緊〞，軸承2被〝放松〞，但實際上軸必須處于平衡的位置，即軸承座必然要通過軸承元件施加一個附加的軸向力來阻止軸的竄動，所以被〝壓緊〞的軸承1所受的總軸向力Fd1必須與Fae+Fd2相平衡，即：Fa1=Fae+Fd2，而被〝放松〞的軸承2只受本身的派生軸向力Fd2，即：Fa2=Fd2 2， 當Fae+Fd2＜Fd 的時候，同上所述的原理一樣，被〝放松〞的軸承1只受其本身的派生軸向力Fd1，即；Fa1=Fd1，而被〝壓緊〞的軸承2所受的總軸向力為