數(shù)控機(jī)床自動(dòng)斷屑和排屑裝置設(shè)計(jì)
數(shù)控機(jī)床自動(dòng)斷屑和排屑裝置設(shè)計(jì),數(shù)控機(jī)床自動(dòng)斷屑和排屑裝置設(shè)計(jì),數(shù)控機(jī)床,自動(dòng),以及,裝置,設(shè)計(jì)
黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
1.1本課題研究的目的意義
自動(dòng)斷屑和排屑裝置的主要作用是將切屑從加工區(qū)域排出到數(shù)控機(jī)床之外。另外，切屑中往往混合著切削液，排屑裝置必須將切屑從其中分離出來(lái)，送人切屑收集箱或小車(chē)?yán)铮鴮⑶邢饕夯厥盏嚼鋮s液箱。所以，自動(dòng)斷屑排屑裝置組要應(yīng)用于數(shù)控機(jī)床、加工中心等要求高效率的機(jī)械。
1.2本課題國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況
自動(dòng)排屑裝置，是隨著切削加工機(jī)床、加工中心的發(fā)展而發(fā)展的。但是長(zhǎng)期以來(lái)，重主機(jī)、輕配套的狀況使得自動(dòng)排屑裝置處理技術(shù)及其設(shè)備發(fā)展遲緩。80年代始，重主機(jī)輕配套的狀況引起了機(jī)床工具行業(yè)的注意，促使自動(dòng)排屑裝置處理技術(shù)及其設(shè)備在此后的20多年里得到長(zhǎng)足的發(fā)展?，F(xiàn)在常見(jiàn)的排屑裝置有以下幾種：
1．平板鏈?zhǔn)脚判佳b置
平板鏈?zhǔn)脚判佳b置以滾動(dòng)鏈輪牽引鋼質(zhì)平板鏈帶在封閉箱中運(yùn)轉(zhuǎn)，切屑用鏈帶帶出機(jī)床。這種裝置在數(shù)控車(chē)床使用時(shí)要與機(jī)床冷卻箱合為一體，以簡(jiǎn)化機(jī)床結(jié)構(gòu)。
2．刮板式排屑裝置
刮板式排屑裝置的傳動(dòng)原理與平板鏈?zhǔn)交鞠嗤皇擎湴宀煌?，帶有刮板鏈板。這種裝置常用于輸送各種材料的短小切屑，排屑能力較強(qiáng)。
3．螺旋式排屑裝置
螺旋式排屑裝置是利用電動(dòng)機(jī)經(jīng)減速裝置驅(qū)動(dòng)安裝在溝槽中的一根絞籠式螺旋桿進(jìn)行工作的。螺旋桿工作時(shí)，溝槽中的切屑即由螺旋桿推動(dòng)連續(xù)向前運(yùn)動(dòng)，最終排入切屑收集箱。這種裝置占據(jù)空間小，適于安裝在機(jī)床與立柱間間隙狹小的位置上。螺旋槽排屑結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、性能良好，但只適合沿水平或小角度傾斜的直線運(yùn)動(dòng)排運(yùn)切屑，不能大角度傾斜、提升和轉(zhuǎn)向排屑。
為了使得切屑能夠及時(shí)的清除，以防會(huì)對(duì)工件產(chǎn)生刮痕，降低生產(chǎn)效率，斷屑裝置越來(lái)越受到現(xiàn)代加工工業(yè)的重視，傳統(tǒng)的斷屑方法主要是應(yīng)用刀具的段屑槽進(jìn)行斷屑。現(xiàn)在市場(chǎng)上還有一些新型的斷屑裝置如：
1． 震蕩斷屑裝置 2. 電磁斷屑裝置 3. 利用斷屑槽斷屑裝置等等。
1.3自動(dòng)斷屑和排屑裝置的發(fā)展趨勢(shì)
在總結(jié)目前國(guó)內(nèi)外排屑裝置的發(fā)展現(xiàn)狀的情況下，當(dāng)前排屑裝置還有著以下的幾點(diǎn)趨勢(shì)：
1.復(fù)合型排屑機(jī)的需求將會(huì)大幅度增加。復(fù)合型排屑機(jī)有很多優(yōu)點(diǎn)：（1），能處理復(fù)合式加工所產(chǎn)生的任何形態(tài)之鐵屑；二，不論是長(zhǎng)短屑還是金屬粉屑都能完全處理；三，具有大量處理切屑液之過(guò)濾系統(tǒng)，過(guò)濾精度50 μm；四，可用于各型機(jī)床，中心加工機(jī)，鉆孔機(jī)，龍門(mén)式加工機(jī)，特殊專用加工機(jī)等小屑量排屑。未來(lái)幾年內(nèi)，復(fù)合型排屑機(jī)將具有廣泛的應(yīng)用。
2. 易維修排屑機(jī)將大量增加。由于一般排屑裝置屬于輔助性生產(chǎn)設(shè)備，不易維修，保養(yǎng)維護(hù)機(jī)會(huì)較少，經(jīng)常是出現(xiàn)小毛病時(shí)無(wú)人注意，出大毛病無(wú)法運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)才去修理，影響整條生產(chǎn)線的正常工作。 故易維修排屑機(jī)將是一種趨勢(shì)。
3.在環(huán)保、節(jié)能方面，今后在排屑機(jī)的設(shè)計(jì)及制造中應(yīng)引起各制造企業(yè)的足夠重視。這方面要做好以下幾點(diǎn)：（1） 排屑機(jī)的裝機(jī)功率，減少工作中的能量損失。（2） 提高密封質(zhì)量，減少油垢、切削夜等對(duì)環(huán)境的污染。（3） 減少噪聲，對(duì)大的噪聲源進(jìn)行隔離和封閉。
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第2章 系統(tǒng)總體方案的確定
2.1初選電機(jī)減速器系統(tǒng)方案
本課題是以機(jī)器經(jīng)濟(jì)性好、人性化設(shè)計(jì)、環(huán)境友好性好、可靠性高、壽命長(zhǎng)、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、易于維修等為設(shè)計(jì)思想。
系統(tǒng)方案如圖2.1所示
（a）為帶傳動(dòng)--渦輪渦桿減速器系統(tǒng) （b）為帶傳動(dòng)--二級(jí)圓柱圓錐減速器系統(tǒng)
（c）為聯(lián)軸器--二級(jí)圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng) （d）為帶傳動(dòng)--二級(jí)圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng)
圖2.1 電機(jī)減速器系統(tǒng)方案
方案評(píng)價(jià)：
（a）方案為整體布局最小，傳動(dòng)平穩(wěn)，而且可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比，但是由于渦桿傳動(dòng)效率低，功率損失大，很不經(jīng)濟(jì)。（b）方案布局比較小，但是圓錐齒輪加工較困難，特別的是大直徑，大模數(shù)的錐輪，所以一般不采用。(c) 方案中減速器選擇合理，但本設(shè)計(jì)是用于數(shù)控機(jī)床的小型排屑裝置，工作速度很低，實(shí)用聯(lián)軸器不利于減速，會(huì)增加減速器的成本，不夠經(jīng)濟(jì)。
關(guān)于方案（d）的優(yōu)缺點(diǎn)：
該工作機(jī)有輕微振動(dòng)，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來(lái)的影響，而且利于減速，還能起過(guò)載保護(hù)的作用，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速，這是兩級(jí)減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱，要求軸具有較大的剛度。高速級(jí)齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動(dòng)機(jī)部分為Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。
總體來(lái)講，該傳動(dòng)方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低、傳動(dòng)效率高。
最終確定方案為（d）方案。
2.3 輸送處傳動(dòng)系統(tǒng)的確定
（a）帶傳動(dòng)
（b）履帶傳動(dòng)
（c）鏈傳動(dòng)
方案評(píng)價(jià)：
（a）方案成本較低，但是防腐蝕性不強(qiáng)。（b）履帶主要用在坦克等觸地設(shè)備，在此處用履帶傳動(dòng)很不經(jīng)濟(jì)。(c) 方案中鏈傳動(dòng)選擇合理。
最終確定方案為（c）方案。
該方案的優(yōu)缺點(diǎn)：
鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比準(zhǔn)確，傳動(dòng)效率較高；鏈傳動(dòng)對(duì)軸的作用力較?。绘渹鲃?dòng)的尺寸較緊湊；鏈傳動(dòng)對(duì)環(huán)境的適應(yīng)能力較強(qiáng)；鏈條的磨損伸長(zhǎng)比較緩慢，張緊調(diào)節(jié)量較小。
2.4 系統(tǒng)總體方案的確定
方案為：電動(dòng)機(jī)——帶傳動(dòng)——減速器——鏈傳動(dòng)
如圖2.2所示：
圖2.2 系統(tǒng)總體方案
2.5 本章小結(jié)
本章是介紹了在整體裝置設(shè)計(jì)之前，對(duì)設(shè)計(jì)方案進(jìn)行選定。包括基本的設(shè)計(jì)思想和整體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。最后再對(duì)幾種方案進(jìn)行最后選定和驗(yàn)算。確定最終的設(shè)計(jì)方案。
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第3章 主要零件的選擇與設(shè)計(jì)
3.1 選擇電動(dòng)機(jī)類型
根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，參考文獻(xiàn) [9],選用交流電機(jī)，Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。
3.1.1 電動(dòng)機(jī)功率的選擇
根據(jù)原始數(shù)據(jù)，每10m長(zhǎng)運(yùn)輸裝置所需驅(qū)動(dòng)功率為1.35kw，預(yù)設(shè)運(yùn)輸裝置長(zhǎng)度為5m。
則工作機(jī)的有效功率為：P=0.675kW
由已知條件得：P= （3.1）
式中： 為傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)效率。
電動(dòng)機(jī)到運(yùn)輸帶的總效率為 （3.2）
式中：為聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率，為閉式齒輪的傳動(dòng)效率，為圓錐滾子軸承的傳動(dòng)效率， 為V帶的傳動(dòng)效率，，為鏈傳動(dòng)效率。
參考資料[9],查表有：，，，=0.95，=0.96[9]
代入上式得 =0.723
所以電動(dòng)機(jī)的效率P===0.935kW
該裝置必須滿足的Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率應(yīng)取1.1kW。
3.1.2 確定電機(jī)轉(zhuǎn)速：
根據(jù)已知條件可知本排屑裝置的輸送速度為：
= 25r/min
同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min和1000r/min的電動(dòng)機(jī)對(duì)應(yīng)的額定功率為1.1KW，型號(hào)分別為Y90L-4和Y90L-6。
將兩種型號(hào)的電動(dòng)機(jī)有關(guān)技術(shù)及對(duì)應(yīng)的總傳動(dòng)比i列下表1-1.
通過(guò)上訴比較方案2的電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)比較緊湊，對(duì)三級(jí)減速比較合理，方案1傳動(dòng)裝置機(jī)構(gòu)比較大，結(jié)構(gòu)不緊湊，所以查表有 選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y90L-6，額定功率為1.1kW，滿載轉(zhuǎn)速為910r/min，外伸軸徑D=24mm，軸外伸長(zhǎng)度E=50
表3.1 電動(dòng)機(jī)方案對(duì)比
方案
電動(dòng)機(jī)型號(hào)
額定功率
（kW）
同步轉(zhuǎn)速
（r/min）
滿載轉(zhuǎn)速
（r/min）
總傳動(dòng)比
i
1
Y90L-4
1.1
1500
1400
56
2
Y90L-6
1.1
1000
910
36.4
3.2 V帶的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.2.1 傳動(dòng)比的分配
1.計(jì)算總的傳動(dòng)比 i===36.4
2.傳動(dòng)比的分配取 ,=12.133
3.雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為
4.低速級(jí)傳動(dòng)比：
3.2.2 各軸的轉(zhuǎn)速和功率及轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速：
功率： kW
kW
kW
=0.803kW
扭矩： nm
=nm
nm
nm
表3.2 各軸的運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)
軸號(hào)
轉(zhuǎn)速（r/min）
功 率
(kW)
扭 矩
（N．m）
1
303.33
0.888
27.958
2
75.83
0.844
106.293
3
25
0.803
306.746
4
25
0.763
291.466
3.2.3 帶傳動(dòng)方案的確定
外傳動(dòng)帶選為普通V帶傳動(dòng)
1. 確定計(jì)算功率： 查閱文獻(xiàn)[10]
（1）、查得工作情況系數(shù)
（2）、查得 （3.3）
2、選擇V帶型號(hào)
查得：選A型V帶。
3.2.4 帶傳動(dòng)計(jì)算設(shè)計(jì)
1、確定帶輪直徑
（1）、查得文獻(xiàn)[10],選取小帶輪直徑 mm
（電機(jī)中心高符合要求）
（2）、驗(yàn)算帶速，查得：
mm （3.4）
（3）、從動(dòng)帶輪直徑
mm
查文獻(xiàn)[10]得 取mm
2、確定中心距
（1）、初選中心距a和帶長(zhǎng)
（3.5）
取mm
（2）、查文獻(xiàn)[10]得帶的計(jì)算基礎(chǔ)準(zhǔn)長(zhǎng)度
（4.4）
由文獻(xiàn)[10]表8-2，取帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld =1250mm
(3)、按文獻(xiàn)[10]表8-21計(jì)算中心距:a
mm （3.6）
(4)、確定中心距調(diào)整范圍
mm （3.7）
mm
3、驗(yàn)算小帶輪包角α1
由文獻(xiàn) [10]式8-6[
（3.8）
4、確定V帶根數(shù)Z
(1)、由n=910/min, d=60mm,i=3,查文獻(xiàn)[10]表8-5a和表8-5b得：kW
(2)、由表8-8b查得△P0=0.11kW
(3)、由表查得8-8查得包角系數(shù)
(4)、由表8-2查得長(zhǎng)度系數(shù)KL=0.96
(5)、計(jì)算V帶根數(shù)Z，由文獻(xiàn)[10]式8-22
（3.9）
取Z=2根
3.2.5 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1、小帶輪設(shè)計(jì)
因?yàn)樾л喕鶞?zhǔn)直徑dd1=75mm<300mm，故可采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)。
由文獻(xiàn)[9]圖8-12中帶輪結(jié)構(gòu)參數(shù)經(jīng)驗(yàn)公式：
帶輪寬：B=(Z-1)e+2f=（2-1）15+2 10=35mm （3.10）
式中：e為槽間距，查文獻(xiàn)[9]表8-10\取e=15mm
f為第一槽對(duì)稱面至端面的距離，查文獻(xiàn)[9]表8-10取e=10m
z為輪槽數(shù)，由前面設(shè)計(jì)可知道取Z=2
輪轂寬：L=（1.5—2）d=1.8d=1.8 24=43.2mm ( 3.11）
輪轂外直徑：=1.9d=1.924=45.6mm
帶輪外徑：=+2=60+22.75=65.5mm （3.12）
式中為基準(zhǔn)線下槽深，查文獻(xiàn)[9]表8-10得=2.75
輪緣寬： =8mm
基準(zhǔn)線下槽深： =10mm
由以上數(shù)據(jù)，小帶輪結(jié)構(gòu)如圖3.1：
圖3.1 小帶輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
2、大帶輪設(shè)計(jì)
因?yàn)榛鶞?zhǔn)直徑 dd1=224mm<300mm，
故可采用腹板式結(jié)構(gòu)。
查文獻(xiàn)[9]圖8-12中帶輪結(jié)構(gòu)參數(shù)經(jīng)驗(yàn)公式：
帶輪寬：B=(Z-1)e+2f=（2-1）15+2 10=35mm
式中：e為槽間距，查文獻(xiàn)[9]表8-10\取e=15mm
f為第一槽對(duì)稱面至端面的距離，查文獻(xiàn)[9]表8-10取e=10m
z為輪槽數(shù)，由前面設(shè)計(jì)可知道取Z=
輪轂寬： L=（1.5—2）d=1.8d=1.8 17=30.6mm
輪轂外直徑： =1.9=1.9d17=32.3mm
帶輪外徑： =+2=224+22.75=229.5mm
式中為基準(zhǔn)線下槽深，查文獻(xiàn)[9]表8-10得=2.75
輪緣寬： =8mm
基準(zhǔn)線下槽深： =10mm
由以上數(shù)據(jù)，大帶輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如3.2：
圖3.2 大帶輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)
3.3 減速器的選擇
根據(jù)已知條件，電機(jī)的額定功率為1.1kW，滿載轉(zhuǎn)速為910min/r,鏈板的傳送速度為1.2—1.4m/min，所以選擇ZD10型齒輪型減速器，減速器外型尺寸為H*B*L==170*74*230。中心距為70。如圖3.3所示
圖3.3 減速器構(gòu)造圖
3.4 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)的計(jì)算
3.4.1 鏈傳動(dòng)方案的確定
如圖3.4所示
圖3.4 鏈傳動(dòng)布置圖
3.4.2 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
1、 選擇小鏈輪齒數(shù)
取傳動(dòng)比為i=1
參照鏈速和傳動(dòng)比查文獻(xiàn)[11]表13-2取Z1=17
2、 選擇大鏈輪齒數(shù)
=iz1=1×17=17<120 故合理
3、 惰輪齒數(shù)
=9
取
4、 確定計(jì)算功率
已知鏈傳動(dòng)工作平穩(wěn)，設(shè)計(jì)功率為：
kw
式中：P—傳遞功率kW
—工況系數(shù)，查文獻(xiàn)表13-3，取=1.0
—小鏈輪齒數(shù)系數(shù)，查文獻(xiàn)表13-4，取=0.887
—多排鏈排數(shù)系數(shù)，查文獻(xiàn)表13-5，取=1
5、 鏈條節(jié)距選用
根據(jù)設(shè)計(jì)功率（取= ）和小鏈輪轉(zhuǎn)速，由文獻(xiàn)[11]圖13-1選用16A號(hào)鏈條，查文獻(xiàn)[11]表13-1節(jié)距P=25.4.
6、驗(yàn)算小鏈輪輪轂孔徑
mm
式中：—由支承軸的設(shè)計(jì)確定，現(xiàn)取減速器輸出軸的段直徑
—鏈輪輪轂孔的最大許用直徑，查文獻(xiàn)[11]表13-6得=80mm
故小鏈輪輪轂孔徑滿足設(shè)計(jì)要求。
7、計(jì)算鏈輪尺寸
mm
mm
8、初定中心距
mm
mm
mm
mm
則可得中心距：
mm
mm
9、鏈條長(zhǎng)度及鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)
鏈長(zhǎng)： L=10000.01mm
鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)：
圓整成偶數(shù)節(jié)，取394節(jié)。
10、實(shí)際中心距
由文獻(xiàn)[11]表13-2有，通常，=（0.002 —0.004）a。
因中心距可調(diào)，取=0.004a，則
mm
mm
11、鏈速
V=0.1799m/s<0.6m/s
屬于低速傳動(dòng)。
12、作用于軸上的拉力
對(duì)于傾斜傳動(dòng)有：
kN
13、潤(rùn)滑方式?
根據(jù)p＝25.4mm、v =由文獻(xiàn)[11]圖13-3查出宜用油刷或油壺人工定期潤(rùn)滑。
3.4.3 鏈輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1、鏈輪材料和工藝
由文獻(xiàn)[9]表13-8可查得：材料用45鋼，硬度為40—50HBS。
工藝為：
（1）鍛：按照鍛件毛坯圖鍛制成品；
（2）熱處理：正火；
（3）粗車(chē)：鉆內(nèi)孔，外廓及內(nèi)孔按各部留量2~3車(chē)輪廓；
（4）調(diào)質(zhì)：達(dá)到圖紙硬度要求；
（5）精車(chē)：各部車(chē)成品；
（6）滾：滾齒按圖成品；
（7）倒角；
（8）拉：內(nèi)鍵成品；
（9）電鍍：按要求鍍鋅，72小時(shí)鹽浴實(shí)驗(yàn)。
2、鏈輪結(jié)構(gòu)和尺寸
由前面設(shè)計(jì)可知， 141.11mm，
P=25.4mm，
,
根據(jù)文獻(xiàn)[11]表13-9中第1中鏈輪結(jié)構(gòu)，
結(jié)構(gòu)如圖3.5：
圖3.5 鏈輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
輪轂厚度：
由d=141.11mm,取K=6.4
輪轂長(zhǎng)度： mm
輪轂直徑： mm
mm 合理。
式中：—齒輪凸緣直徑，根據(jù)文獻(xiàn)[11]表13-12：
式中：h —內(nèi)鏈板高度，查文獻(xiàn)[11]表13-1，h=24.13mm
齒寬：根據(jù)文獻(xiàn)[11]表13-15可知：
mm
式中：—內(nèi)鏈節(jié)寬度，查閱文獻(xiàn)[11]表13-1，=15.75mm
齒側(cè)倒角： mm
齒側(cè)半徑： mm
3、基本參數(shù)和主要尺寸
分度圓直徑： mm
齒頂圓直徑：
式中：—滾子外徑，查文獻(xiàn)[11]表13-1有=15.88mm
取mm
齒根圓直徑： mm
分度圓弦齒高：
=9.13mm
=4.76mm
?。? mm
最大齒根距高：
mm
齒輪凸緣直徑：mm
4、鏈輪公差
查文獻(xiàn)[11]表13-16與表13-19有：
齒表面粗糙度：um
齒根圓極限偏差 量柱測(cè)量距極限偏差：由于：mm，查文獻(xiàn)[11]表13-6有：上偏差0，下偏差-0.25。
量柱測(cè)量距：查表13-17[11]得，
mm
式中：—量柱直徑，，量柱的技術(shù)要求為：極限偏差為：上偏差+0.01，下偏差0；表面粗糙度um；表面硬度為：55--60HRC。
鏈輪孔和根圓直徑之間的跳動(dòng)量：
不能超過(guò)
軸孔到鏈輪齒側(cè)平直部分的端面跳動(dòng)量：
不能超過(guò)
孔徑：H8
齒頂圓直徑：h11
齒寬：h14
5、惰輪材料和工藝
由文獻(xiàn)[11]表13-8可查得：材料用45鋼，硬度為40—50HBS。
工藝為：（1）鍛：按照鍛件毛坯圖鍛制成品；
（2）熱處理：正火；
（3）粗車(chē)：鉆內(nèi)孔，外廓及內(nèi)孔按各部留量2~3車(chē)輪廓；
（4）調(diào)質(zhì)：達(dá)到圖紙硬度要求；
（5）精車(chē)：各部車(chē)成品；
（6）滾：滾齒按圖成品；
（7）倒角；
（8）拉：內(nèi)鍵成品；
（9）電鍍：按要求鍍鋅，72小時(shí)鹽浴實(shí)驗(yàn)。
6、惰輪結(jié)構(gòu)和尺寸
由前面設(shè)計(jì)可知，mm，P=25.4mm，,根據(jù)文獻(xiàn)[11]13-9中第1中鏈輪結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如3.6：
圖3.6 惰輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
輪轂厚度：
輪轂長(zhǎng)度： mm
輪轂直徑： mm
齒寬： mm
齒側(cè)倒角： mm
齒側(cè)半徑： mm
齒全寬： mm
7、基本參數(shù)和主要尺寸
分度圓直徑： mm
齒頂圓直徑：mm
取mm
齒根圓直徑： mm
分度圓弦齒高：
mm
取：mm
最大齒根距高： mm
齒輪凸緣直徑： mm
8、鏈輪公差
查文獻(xiàn)[11]表13-16至表13-19有：
齒表面粗糙度：um
齒根圓極限偏差 量柱測(cè)量距極限偏差：由于：mm，查文獻(xiàn)[11]表13-6有：上偏差0，下偏差-0.25。
量柱測(cè)量距：查文獻(xiàn)[11]表13-17得，
mm
量柱的技術(shù)要求為：極限偏差為：上偏差+0.01，下偏差0；表面粗糙度um；表面硬度為：5560HRC。
鏈輪孔和根圓直徑之間的跳動(dòng)量：
不能超過(guò)
軸孔到鏈輪齒側(cè)平直部分的端面跳動(dòng)量：
不能超過(guò)
孔徑：H8
齒頂圓直徑：h11
齒寬：h14
3.4.4 鏈的校核
1.鏈的靜強(qiáng)度計(jì)算
在低速重載傳動(dòng)中，鏈傳動(dòng)的靜強(qiáng)度占主要地位。通常V<0.6m/s視為低傳動(dòng)。如果低速傳動(dòng)也按疲勞考慮，用額定功率選擇和計(jì)算，結(jié)果常不經(jīng)濟(jì)。因?yàn)轭~定功率曲線上相應(yīng)的條件安全系數(shù)n大于8至20，比靜強(qiáng)度安全系數(shù)大。另外，當(dāng)進(jìn)行有限壽命計(jì)算時(shí)，則鏈的靜強(qiáng)度計(jì)算也必不可少。
根據(jù)文獻(xiàn)[3]式2-8有：
式中：n— 靜強(qiáng)度安全系數(shù)。
Q— 鏈條極限拉伸載荷（N），根據(jù)文獻(xiàn)[3]表2-1查得，Q=55600N。
— 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)[3]表2-5查得，=1.0
— 離心引力的拉力，當(dāng)V<4m/s時(shí)，可不計(jì)。
— 松邊懸垂引起的懸重拉力（N）。
N
=N
N
—許用安全系數(shù)，一般為4至8，對(duì)于速度較低，從動(dòng)系統(tǒng)慣性小，不太重要的傳動(dòng)或者作用力的確定比較準(zhǔn)確時(shí)，可取較小值，則取=4.
則可知鏈的靜強(qiáng)度完全滿足要求。
2. 鏈的耐磨損使用壽命計(jì)算
根據(jù)文獻(xiàn)[3]式2-13有：
式中：T— 使用壽命（h）.
X— 鏈長(zhǎng)，以節(jié)數(shù)表示，則X=394.
— 許用磨損伸長(zhǎng)率，一般取3%。
— 鏈鏈比壓（MPa）
式中：A— 鏈鏈承壓面積（mm）
mm
式中：— 滾子鏈銷軸直徑，查文獻(xiàn)[3]表2-12有=7.92mm
— 套筒長(zhǎng)度，查文獻(xiàn)[3]表2-1有=22.61mm
— 磨損系數(shù)，查文獻(xiàn)[3]圖2-12有=0.484
— 節(jié)距系數(shù)，查文獻(xiàn)[3]圖2-12有=1.27
— 齒數(shù)-速度系數(shù)，查文獻(xiàn)[3]圖2-13有=1.0
h
故使用壽命完全滿足要求。
3.4.5 刮板鏈的設(shè)計(jì)
1.鏈條
由前面設(shè)計(jì)可知，選用16A鏈條，其主要參數(shù)有：
P=25.4mm,=7.94mm
2. 絞鏈板
（a）刮板鏈前視圖
（b）刮板鏈俯視圖
（c）刮板鏈側(cè)視圖
圖3.6 刮板鏈圖
絞鏈板寬：mm 式中n取3
mm
絞鏈板長(zhǎng)：
絞鏈板厚：mm
1、 側(cè)鏈板高: mm mm
側(cè)鏈板長(zhǎng)： mm mm mm
側(cè)鏈板厚： mm
2、 刮板
刮板間距： P=76.2mm
刮板寬: mm
刮板長(zhǎng)： L=168mm
刮板厚： mm
3.4.6 鏈輪軸的設(shè)計(jì)
1.各軸的轉(zhuǎn)速,功率和轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速：
功率： 0.763kW
kW
kW
扭矩： nm
=205.373N.m
N.m
表3.3 各軸的運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)
軸號(hào)
轉(zhuǎn)速（r/min）
功 率
(kW)
扭 矩
（N．m）
4
25
0.763
291.466
5
129.96
0.703
205.373
6
46.38
0.648
247.536
2. 軸4的設(shè)計(jì)計(jì)算
軸4的功率，轉(zhuǎn)速，扭矩分別為：
=0.763kW, =25r/min, =291.466N.m
(1).確定軸的最小直徑
先按文獻(xiàn)[10]式15-2初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)[10]表15-3[，取，于是得mm
軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使軸的直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選聯(lián)軸器的型號(hào)。
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查文獻(xiàn)[10]表14-1取，又N.m代入數(shù)據(jù)得N.m
查文獻(xiàn)[10]表9-22（GB/T5014-1985），選用LH3型彈性柱銷聯(lián)軸器。公稱轉(zhuǎn)矩為630000N.m，與前面減速器所選聯(lián)軸器相同，考慮到軸承所受力較大，所以應(yīng)適當(dāng)增大軸的直徑，根據(jù)聯(lián)軸器配合系列選孔徑d=42mm,所以
mm
(2).軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖3.7 軸4的結(jié)構(gòu)圖
（3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長(zhǎng)度
1）由以上計(jì)算可知=42mm,為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，在12段的右端制出一軸肩，軸肩h=(0.07—0.1)d，所以mm
2）初步選取軸承，因主要受徑向載荷力，且受力較大，故選用深溝球軸承10000型23系列，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和最小軸的直徑大小，查表20.6-17（GB/T281-1994）選用2310型深溝球球軸承：，所以，mm，根據(jù)軸承的右端采用套筒定位，取軸肩高度h=4mm,所以=68mm.
半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以長(zhǎng)度應(yīng)取短些，現(xiàn)取mm。鏈輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知鏈輪的輪轂寬度為57.68mm，為了使套筒端面可靠地壓緊鏈輪，故取mm。為保證鏈輪與軸承之間有足夠空間，取，
mm
裝配總長(zhǎng)： mm
mm
3) 聯(lián)軸器處,由于是靜連接，選用A型普通平鍵。
由文獻(xiàn)[9]表9-14（GB/T1095-1979），查得當(dāng)軸徑d=42mm時(shí)鍵取為。參照半聯(lián)軸器與軸的配合長(zhǎng)度為mm和普通平鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=100mm。
鏈輪的的周向定位采用平鍵，按查文獻(xiàn)[10]表9-14（GB/T1095-1979）取得：。
3.軸5的設(shè)計(jì)計(jì)算
軸5的功率，轉(zhuǎn)速，扭矩分別為：
=0.703kw, =25r/min, =205.373N.m
(1).確定軸的最小直徑
先按文獻(xiàn)[10]式15-2初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)[10]表15-3，取，于是得mm
(2).軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖3.8 軸5的結(jié)構(gòu)圖
（3）確定各段的直徑
1）因?yàn)檩S的最小軸與軸承相配合，所以應(yīng)該先確定軸承的型號(hào)從而確定軸的最小值，因主要受徑向載荷力，且受力較大，故選用深溝球軸承10000型23系列，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和最小軸的直徑大小，查表20.6-17（GB/T281-1994）選用2310型深溝球軸承：mm，所以，mm，根據(jù)軸承的右端采用套筒定位，取軸肩高度h=4mm,所以mm.處安裝惰輪，惰輪采用軸肩定位，軸肩的高度軸環(huán)處直徑，=68mm。
2）確定各段的長(zhǎng)度
惰輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知惰輪的輪轂寬度為56.51mm，為了使套筒端面可靠地壓緊惰輪，故取mm。
mm
裝配總長(zhǎng)： L=238.5mm
mm
3) 惰輪的的周向定位采用平鍵，按mm查文獻(xiàn)[10]表9-14（GB/T1095-1979）取得：。
4.軸6的設(shè)計(jì)計(jì)算
軸6的功率，轉(zhuǎn)速，扭矩分別為：
=0.648kw, =25r/min, =247.536N.m
1.確定軸的最小直徑
先按式15-2[初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得mm
2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖3.9 軸6的結(jié)構(gòu)圖
（1）確定各段的直徑
1）因?yàn)檩S的最小軸與軸承相配合，所以應(yīng)該先確定軸承的型號(hào)從而確定軸的最小值，因主要受徑向載荷力，且受力較大，故選用深溝球軸承10000型23系列，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和最小軸的直徑大小，查文獻(xiàn)[14]表20.6-17（GB/T281-1994）選用2310型深溝球軸承：，所以，mm，根據(jù)軸承的右端采用套筒定位，取軸肩高度h=4mm,所以mm.處安裝鏈輪，鏈輪采用軸肩定位，軸肩的高度軸環(huán)處直徑，=68mm。
（2）確定各段的長(zhǎng)度
鏈輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知鏈輪的輪轂寬度為56.51mm，為了使套筒端面可靠地壓緊鏈輪，故取mm。
mm
裝配總長(zhǎng)：L=238.5mm
mm
( 3 ) 鏈輪的的周向定位采用平鍵，按mm，查文獻(xiàn)[9]表9-14（GB/T1095-1979）取得：。
3.4.7 軸的校核
1.軸4的校核
鏈在工作過(guò)程中，緊邊和松邊的拉力不相等。如不計(jì)算傳動(dòng)過(guò)程中的動(dòng)載荷，則鏈的緊邊受到的拉力是由鏈傳動(dòng)的有效圓周力，鏈的離心力引起的拉力以及鏈條松垂度引起的懸重拉力三部分組成的。
由文獻(xiàn)[10]式9-9有：
N （3.13）
由文獻(xiàn)[10]式9-10有：
N
則經(jīng)受力分析有：
N （3.14）
N （3.15）
( 1 )畫(huà)軸的空間受力圖
將鏈輪所受載荷簡(jiǎn)化為集中力，并通過(guò)輪轂中截面作用于軸上。軸的支點(diǎn)反力也簡(jiǎn)化為集中力通過(guò)載荷中心作用于軸上；
( 2 )作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險(xiǎn)截面。
圖3.10 軸4各危險(xiǎn)面的載荷圖
=141342N
N.m
N.m
(3)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻(xiàn)[11]表15—1查得，由已知條件，對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（鏈輪截面）的強(qiáng)度進(jìn)行校核。
根據(jù)文獻(xiàn)[10]式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力：
結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，軸的強(qiáng)度足夠。
2.軸5的校核
由文獻(xiàn)[10]式9-9有：
N
由文獻(xiàn)[10]式9-10有：
N
則經(jīng)受力分析有：
N
N
( 1 )畫(huà)軸的空間受力圖
將鏈輪所受載荷簡(jiǎn)化為集中力，并通過(guò)輪轂中截面作用于軸上。軸的支點(diǎn)反力也簡(jiǎn)化為集中力通過(guò)載荷中心作用于軸上；
( 2 )作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險(xiǎn)截面。
圖3.11 軸5各危險(xiǎn)面的載荷圖
N
N.m
T=205373N.m
( 3 )按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻(xiàn)[10]表15—1查得，由已知條件，對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（鏈輪截面）的強(qiáng)度進(jìn)行校核。
根據(jù)文獻(xiàn)[10]式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力：
結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，軸的強(qiáng)度足夠。
3. 軸6的校核
由文獻(xiàn)[10]式9-9有：
N
由文獻(xiàn)[10]式9-9有：
N
N
( 1 )畫(huà)軸的空間受力圖
將鏈輪所受載荷簡(jiǎn)化為集中力，并通過(guò)輪轂中截面作用于軸上。軸的支點(diǎn)反力也簡(jiǎn)化為集中力通過(guò)載荷中心作用于軸上；
( 2 )作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險(xiǎn)截面。
圖3.12 軸6各危險(xiǎn)面的載荷圖
N
N.m
T=247536N.m
( 3 )．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻(xiàn)[10]表15—1查得，由已知條件，對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（鏈輪截面）的強(qiáng)度進(jìn)行校核。
根據(jù)文獻(xiàn)[10]式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力：
=58.78MPa<60MPa
結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，軸的強(qiáng)度足夠。
3.4.8 軸承的校核
每天８小時(shí)以上經(jīng)常運(yùn)轉(zhuǎn)或連續(xù)長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)轉(zhuǎn)，對(duì)于機(jī)床、振動(dòng)篩、破碎機(jī)等軸承的預(yù)期壽命為20000-30000h,取軸承的預(yù)期計(jì)算壽命h
軸4上軸承的校核
（1）求兩個(gè)軸承受到的徑向載荷
由軸的校核過(guò)程可知
N
（2）計(jì)算軸承的軸向力
由于軸向力相當(dāng)小，可知，查文獻(xiàn)[14]表20.6-17（GB/T281-1994）有深溝球軸承，N
查文獻(xiàn)[11]表13-6[取沖擊載荷因數(shù)
（3）計(jì)算軸承的壽命
查文獻(xiàn)[14]表20.6-17（GB/T281-1994）
N
所以 h>2400h
所以軸承滿足壽命要求，可知，其他軸承也滿足壽命要求。
3.4.9 鍵的選擇和校核
1 .軸4上聯(lián)軸器處的鍵
（1）確定鍵的類型和尺寸
由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻(xiàn)[10]表9-14（GB/T1095-1979），查得當(dāng)軸徑d=42mm時(shí)鍵取為bmm。參照半聯(lián)軸器與軸的配合長(zhǎng)度為L(zhǎng)=112mm和普通平鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=100mm。
（2）強(qiáng)度驗(yàn)算
由文獻(xiàn)[10]式（6-1）
式中T=291466N.m
D=42mm
L=L-b=100-12=88mm
由文獻(xiàn)[10]表6-2查取許用擠壓應(yīng)力為MPa
MPa=36.80MPa<{}，滿足強(qiáng)度要求。
2. 軸4上鏈輪處的鍵
（1）確定鍵的類型和尺寸
由于是靜連接，選用A型普通平鍵。鏈輪的的周向定位采用平鍵，按mm查文獻(xiàn)[9]表9-14（GB/T1095-1979）取得：mm。由于軸上是兩個(gè)鍵，且設(shè)計(jì)時(shí)兩鍵的都為，參照鏈輪與軸的配合關(guān)系和普通平鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)mm。
（2）強(qiáng)度驗(yàn)算
由文獻(xiàn)[10]式（6-1）
當(dāng)d=58mm時(shí)：
式中T=291466N.mm
mm
由文獻(xiàn)[10]表15-1查取許用擠壓應(yīng)力為Mpa
，滿足強(qiáng)度要求。
3. 軸5上鏈輪處的鍵
（1）確定鍵的類型和尺寸
由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻(xiàn)[9]表9-14（GB/T1095-1979），查得當(dāng)軸徑d=58mm時(shí)鍵取為。由于軸上是兩個(gè)鍵，且設(shè)計(jì)時(shí)兩鍵的都為，參照鏈輪與軸的配合關(guān)系和普通平鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)mm。
（2）強(qiáng)度驗(yàn)算
由文獻(xiàn)[10]式（6-1）
當(dāng)d=58mm時(shí)：
式中N.m
L=mm
由文獻(xiàn)[10]表15-1查取許用擠壓應(yīng)力為MPa
MPa<{}，滿足強(qiáng)度要求。
4 .軸6上鏈輪處的鍵
（1）確定鍵的類型和尺寸
由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻(xiàn)[9]表9-14（GB/T1095-1979），查得當(dāng)軸徑d=58mm時(shí)鍵取為。由于軸上是兩個(gè)鍵，且設(shè)計(jì)時(shí)兩鍵的都為，參照鏈輪與軸的配合關(guān)系和普通平鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)mm。
（2）強(qiáng)度驗(yàn)算
由文獻(xiàn)[10]式（6-1）
當(dāng)d=58mm時(shí)：
式中N.m
L=mm
由文獻(xiàn)[10]表15-1查取許用擠壓應(yīng)力為MPa
MPa<{}，滿足強(qiáng)度要求。
3.5 本章小結(jié)
本章主要是對(duì)主要的零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算以及校核，包括對(duì)鏈輪和幾根軸以及V帶的設(shè)計(jì)和計(jì)算。鏈傳動(dòng)是整個(gè)排屑裝置的核心部分，所以對(duì)于鏈傳動(dòng)的長(zhǎng)度和體積要有一定的要求，并對(duì)其進(jìn)行嚴(yán)格的校核和驗(yàn)算，以確保整個(gè)排屑裝置的設(shè)計(jì)成功。
黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)
第4章 排屑裝置箱體的設(shè)計(jì)及保養(yǎng)和維修
4.1滾動(dòng)軸承座的選擇
前面設(shè)計(jì)中鏈輪與惰輪上所用軸承的為：
深溝球軸承2000型22310 TN1/W33軸承：mmmmmm
查文獻(xiàn)[14]表20-6-54選取滾動(dòng)軸承座分別為：
SN型滾動(dòng)軸承座：mmmmmm
4.2出屑口法蘭的設(shè)計(jì)
mmmmmm
螺栓直徑：d=12mm
數(shù)目：16顆
4.3進(jìn)屑口法蘭的設(shè)計(jì)
mmmmmm
螺栓直徑：d=12mm
數(shù)目：24顆
4.4機(jī)頭機(jī)尾設(shè)計(jì)
mmmmmm
筋板的： mmmmmm
mmmmmm
機(jī)身上螺栓： d=18mm
數(shù)目：8顆
排屑裝置總體尺寸：
mmmmmm
4.5 排屑裝置的保養(yǎng)
排屑裝置是數(shù)控機(jī)床的必備附屬裝置，其主要作用是將切屑從加工區(qū)域排出數(shù)控機(jī)床之外。迅速、有效地排除切屑才能保證數(shù)控機(jī)床正常加工。
排屑裝置的安裝位置一般都盡可能靠近刀具切削區(qū)域。如車(chē)床的排屑裝置，裝在回轉(zhuǎn)工件下方；銑床和加工中心的排屑裝置裝在床身的回水槽上或工作臺(tái)邊側(cè)位置，以利于簡(jiǎn)化機(jī)床或排屑裝置結(jié)構(gòu)，減小機(jī)床占地面積，提高排屑效率。排出的切屑一般都落入切屑收集箱或小車(chē)中，有的則直接排入車(chē)間排屑系統(tǒng)。
刮板鏈?zhǔn)脚判佳b置是一種具有獨(dú)立功能的附件。接通電源之前應(yīng)先檢查減速器潤(rùn)滑油是否低于油面線，如果不足，應(yīng)加入40號(hào)全損耗系統(tǒng)用油至油面線。電動(dòng)機(jī)起動(dòng)后，應(yīng)立即檢查鏈輪的旋轉(zhuǎn)方向是否與箭頭所指方向相符，如不符應(yīng)立即改正。
排屑裝置鏈輪上裝有過(guò)載保險(xiǎn)離合器，在出廠調(diào)試時(shí)已作了調(diào)整。如電動(dòng)機(jī)起動(dòng)后，發(fā)現(xiàn)磨擦片有打滑現(xiàn)象，應(yīng)立即停止開(kāi)動(dòng)，檢查鏈帶是否被異物卡住或其他原因。
應(yīng)該定期對(duì)排屑裝置重要部件如：減速器、鏈條等進(jìn)行一般潤(rùn)滑，以提高排屑裝置的壽命。
4.6 排屑裝置的維修
如排屑裝置出現(xiàn)故障，不能順利運(yùn)轉(zhuǎn)，則可從以下兩方面找原因：
1)磨擦片的壓緊力是否足夠。先檢查碟形彈簧的壓縮量是否在規(guī)定的數(shù)值之內(nèi)；碟形彈簧自由高度為8.5mm，壓縮量應(yīng)為2.6-3mm，若這個(gè)數(shù)值之內(nèi)，則說(shuō)明壓緊力已足夠了；如果壓縮量不夠，可均衡地調(diào)緊3只M8壓緊螺釘。
2)若壓緊后還是繼續(xù)打滑，則應(yīng)全面檢查卡住的原因。
4.7本章小結(jié)
本章主要是介紹此排屑裝置的箱體結(jié)構(gòu)大小以及保養(yǎng)方式和簡(jiǎn)單的裝置維修方法，排屑裝置的工作時(shí)間比較長(zhǎng)，如果不進(jìn)行定期保養(yǎng)將會(huì)減少排屑機(jī)的使用壽命。
黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)
第5章 斷屑裝置的設(shè)計(jì)
現(xiàn)代的機(jī)械加工工廠一般進(jìn)行斷屑處理還是應(yīng)用斷屑槽的方式進(jìn)行斷屑。對(duì)于數(shù)控機(jī)床和普通機(jī)床來(lái)說(shuō)，刀具的刀架也不同。所以對(duì)于不同的機(jī)床刀架來(lái)說(shuō)應(yīng)該設(shè)計(jì)不同的段屑裝置。
5.1 設(shè)計(jì)思想
根據(jù)現(xiàn)代的機(jī)械加工水平，機(jī)床刀架中，旋轉(zhuǎn)刀架的應(yīng)用更為廣泛，所以這次我設(shè)計(jì)的斷屑裝置主要應(yīng)用于帶有旋轉(zhuǎn)刀架的機(jī)床。
5.2 設(shè)計(jì)方案
對(duì)于旋轉(zhuǎn)刀架，可以預(yù)選定兩種方法進(jìn)行設(shè)計(jì)：
（1）可調(diào)節(jié)式斷屑器
在車(chē)刀前刀面上裝一個(gè)擋屑板1，切削沿刀具的前面流出時(shí)，因受擋屑板1所阻而彎曲折斷。斷屑器的參數(shù)ln和a可按需要設(shè)計(jì)和調(diào)整，以保證在給定的切削條件下，斷屑穩(wěn)定可靠。松開(kāi)螺釘3，在彈簧4的作用下，可使擋屑板1和壓板2一起抬起，便于擋屑板調(diào)整和刀片的快速轉(zhuǎn)位于更換。這種斷屑器常用于大、中型機(jī)床的刀具上。
（2） 帶有斷屑器的斷屑裝置
車(chē)削時(shí)，切屑通過(guò)導(dǎo)屑通道2流出，被不斷旋轉(zhuǎn)的盤(pán)行切斷器3強(qiáng)行割斷，被割斷后的切削則從排屑道6排出。切斷器是由傳動(dòng)軸4帶動(dòng)的。1為車(chē)刀。
圖5.1 切斷器斷屑器
圖5.2 可調(diào)節(jié)式斷屑器
最后選定設(shè)計(jì)裝有盤(pán)行切斷器裝置的斷屑裝置
5.3選擇電動(dòng)機(jī)：
1.根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，選定YL系列電動(dòng)機(jī)
2.由于切屑的強(qiáng)度很低，所以選擇小功率的電動(dòng)機(jī)即可完成斷屑，選定功率370W。
3.根據(jù)電機(jī)功率的大小，初選YL711-2型和YL801-2型電動(dòng)機(jī)，兩種電動(dòng)機(jī)的同步轉(zhuǎn)速都為3000r/min。效率分別為67%和72%，電壓都為220V。由于考慮到實(shí)際的尺寸要求，YL711-2型電動(dòng)機(jī)的尺寸比YL801-2型電動(dòng)機(jī)的尺寸小，所以選擇YL711-2型電動(dòng)機(jī)。
5.4 盤(pán)形切斷器的設(shè)計(jì)
5.4.1 切斷器的材料的選擇
對(duì)于加工工件來(lái)說(shuō)，工件的材料大都是以45號(hào)鋼為主，所以對(duì)于切斷器的材料選擇，就應(yīng)大于45號(hào)鋼。于是選擇HT200材料作為盤(pán)形刀具的材料。
5.4.2 切斷器的尺寸設(shè)計(jì)
由于整個(gè)斷屑裝置要安裝在回轉(zhuǎn)刀架的機(jī)架上，所以斷屑裝置的尺寸不應(yīng)過(guò)大。
所以盤(pán)形斷屑器的直徑確定為20mm。
5.5 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
(1)估算軸的直徑
選用鋼45，正火處理，估計(jì)直徑d<100mm.由式dC
式中：P-軸的傳遞功率 P==0.95370=351.5W
n-為軸的轉(zhuǎn)速 n=3000r/min
c-計(jì)算常數(shù) c取c=120
d20mm
d為最小直徑應(yīng)為與聯(lián)軸器連接處，此處開(kāi)一鍵槽。應(yīng)將該軸段直徑增大3%。即 d=201.03=20.6mm 取直徑d=25mm
（2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：
圖5.3 傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)圖
1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
軸12段與刀具配合，有計(jì)算可知d12=25mm，取l12=20mm。
2)軸23段與軸45段與軸承配合，選擇深溝球軸承，軸承代號(hào)6003，dDB=173510,所以取d23=d45=30mm。L23=L45=30mm，根據(jù)軸承右端使用軸肩定位,軸肩取值4mm，所以取d34=34mm，取L34=80mm。
取L56=50mm。
3)鍵的選擇
根據(jù)軸12段的尺寸要求，選擇A型普通平鍵，bhl=558。軸56段與聯(lián)軸器配合，根據(jù)軸徑尺寸，選用普通平鍵A型，bhl=10816。
選擇聯(lián)軸器
由于整體裝置的體積不易過(guò)大所以根據(jù)軸56段的直徑，選用LT3型彈性套柱銷聯(lián)軸器
5.6 軸的校核
由文獻(xiàn)[10]式9-9有：
N
由文獻(xiàn)[10]式9-10有：
N
則經(jīng)受力分析有：
N
N
畫(huà)軸的空間受力圖
圖5.4 傳動(dòng)軸各危險(xiǎn)面載荷圖
5.7 本章小結(jié)
本章主要從事斷屑裝置的設(shè)計(jì)，包括設(shè)計(jì)方案，對(duì)電機(jī)的選擇，箱體的大小，以及盤(pán)形切斷器的設(shè)計(jì)計(jì)算，傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算和對(duì)軸的校核以達(dá)到斷屑目的。
結(jié) 論
自動(dòng)斷屑和排屑裝置的設(shè)計(jì)是針對(duì)市場(chǎng)的需要而設(shè)計(jì)的，從而能有效地滿足當(dāng)今市場(chǎng)上對(duì)斷屑排屑裝置的需求,它具有如下的優(yōu)點(diǎn):傳動(dòng)平穩(wěn)，傳動(dòng)效率高，生產(chǎn)效率高，勞動(dòng)強(qiáng)度低，產(chǎn)品質(zhì)量好，經(jīng)濟(jì)性好，人性化等優(yōu)點(diǎn)。
本設(shè)計(jì)中,主要完成了以下幾個(gè)方面的內(nèi)容:
（1）對(duì)現(xiàn)有的斷屑排屑裝置進(jìn)行分析，系統(tǒng)方案進(jìn)行比較，選出最優(yōu)、合理的方案。
（2）完成電機(jī)的選擇，帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)，減速器的設(shè)計(jì)，鏈傳動(dòng)等結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
（3）進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)部分計(jì)算及選取相關(guān)的機(jī)械零件。
（4）畫(huà)出斷屑和排屑裝置的總體結(jié)構(gòu)圖，減速器的裝配圖，及相關(guān)零件圖。
相關(guān)零部件設(shè)計(jì)及參數(shù)總結(jié)如下：
本設(shè)計(jì)的總體傳動(dòng)方案為：電動(dòng)機(jī)——帶傳動(dòng)——減速器——鏈傳動(dòng)。
（1）電機(jī)的選擇：選用交流電機(jī)，Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y90L-6，額定功率為1.1kw，滿載轉(zhuǎn)速為910r/min，外伸軸徑 D=24mm，軸外伸長(zhǎng)度E=50mm
（2）V帶的設(shè)計(jì)：選用普通V帶傳動(dòng)。i=3,mm，mm，中心距：mm，V帶根數(shù)Z=2。
（3）鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)：選用滾子鏈。型號(hào)為16A，其節(jié)距P=25.4mm；鏈輪Z=17，
d=141.11mm,惰輪Z=13，d=105.83mm.
當(dāng)然,任何產(chǎn)品剛設(shè)計(jì)出來(lái)都不會(huì)是完善的,毫無(wú)缺陷的,必須在實(shí)踐之中發(fā)現(xiàn)它的不足,再來(lái)進(jìn)行改進(jìn),如此反復(fù),才能最終達(dá)到滿意的效果。經(jīng)過(guò)客觀的分析后，本設(shè)計(jì)由于以經(jīng)濟(jì)性為第一設(shè)計(jì)思想，可能存在如下的不足，如減速器整體結(jié)構(gòu)稍大，造成整個(gè)排屑裝置機(jī)頭的布置占用空間大；在設(shè)計(jì)過(guò)程在人性化的考慮還不夠等等。這些問(wèn)題只有在實(shí)踐中采取相應(yīng)的措施來(lái)才能不斷完善。
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