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畢業(yè)設計(論文) 加工中心刀具庫結構設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 摘 要 課題是加工中心刀具庫結構設計。刀庫容量—40把刀，最大刀具直徑160mm，尋刀速度1秒/刀位。刀具庫由電機傳動。這種刀庫在數控加工中心上應用非常廣泛,其換刀過程簡單，換刀時間短；總體結構簡單、緊湊，動作準確可靠；維護方便，成本低。本課題的目的就是要通過對加工中心刀庫的優(yōu)化設計以提高換刀速度，減少助助時間。 關鍵詞：加工中心，刀具庫，電機，數控 47 Abstract Topic is the design tool library structure of machining center. The capacity of the tool storage - 40 knife, the maximum tool diameter 160mm, find the knife speed 1 / cutter. Cutter is driven by the motor. The cutter in NC machining center is widely used, the tool change is simple, tool change time is short; the structure is simple, compact, accurate and reliable operation; easy maintenance, low cost. The purpose of this paper is to the optimal design for the machining center to improve the tool change speed, reduce the auxiliary time. Key Words: machining centers, CNC machine tool library 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第1章 緒 言 1 1.1課題的目的 1 1.2課題設計方案的選擇和設計手段 1 1.3刀庫系統的發(fā)展趨勢 2 1.4刀庫系統的發(fā)展方向 2 第2章 加工中心刀具庫總體結構設計 5 2.1設計參數或原始數據 5 2.2刀套線速度 5 2.3鏈參數確定 5 2.4負載轉矩選電機 5 第3章 鏈參數計算 9 3.1傳送鏈的設計 9 3.2軸承的選型及校核 11 3.3鏈強度計算 13 3.3.1鏈傳動的運動特性 13 3.3.2鏈傳動的動載荷 15 3.3.3鏈傳動的受力分析 16 3.3.4滾輪接觸強度的計算 17 第4章 二級齒輪傳動零件的設計計算 18 4.1高速級齒輪的設計計算 18 4.2低速級齒輪的設計計算 21 4.3軸的計算 25 4.3.1高速軸的計算 25 4.3.2中間軸 32 4.3.3輸出軸 34 4.3.4低速軸的計算 38 4.4鍵連接的選擇和計算 38 4.4.1 高速軸（I軸）上鍵的選擇及校核 38 4.4.2 中間軸（II軸）上鍵的選擇及校核 39 4.4.3 高速軸（III軸）上鍵的選擇及校核 39 4.5滾動軸承的選擇和計算 40 4.6聯軸器的選擇和計算 43 4.7主要尺寸及數據 43 4.8潤滑與密封 44 總 結 45 參考文獻 46 致 謝 47 第1章 緒 言 1.1課題的目的 未來工具機產業(yè)的發(fā)展，均以追求高速、高精度、高效率為目標。隨著切削速度的提高，切削時間的不斷縮短，對換刀時間的要求也在逐步提高；換刀的速度已成為高等級工具機的一項重要指標。本課題的目的就是要通過對刀庫的設計以提高換刀速度，減少助助時間。 （1）提高換刀速度的基本原則 工具機的換刀裝置，通常由刀庫和換刀機構組成，有些應用機械手臂換刀，有些換刀方式并不需要機械手臂，刀庫的形式和擺放位置也不一樣。為了適合高速運動的需要，高速工具機在結構上已和傳統的工具機不同。以刀具運動進給為主，減小運動工件的質量，已成為高速工具機設計的主流。因此，設計換刀裝置時，要充分考慮到高速工具機的結構特征[9]。 （2）提高換刀速度的主要技術方法 適合于工具機的快速自動換刀技術主要有以下幾個方面：在傳統自動換刀裝置的基礎上提高動作速度，或采用動作速度更快的機構和驅動元件。例如，機械凸輪結構的換刀速度高于液壓和氣動結構。根據高速工具機的結構特點設計刀庫和換刀裝置的形式和位置。例如，傳統工具機的刀庫和換刀裝置多裝在立柱一側，在高速工具機則多為立柱移動的進給方式，為減輕運動件質量，刀庫和換刀裝置不宜再裝在立柱上。采用新方法進行刀具快速交換，不用刀庫和機械手方式，而改用其它方式換刀。例如不用換刀，用換主軸的方法。使用適合于高速工具機的刀柄。如HSK刀柄質量輕，裝卸刀具的行程短，可以使自動換刀裝置的速度提高。快速自動換刀裝置采用HSK空心短錐柄刀是發(fā)展的趨勢。 1.2課題設計方案的選擇和設計手段 I設計方案選擇 刀庫是刀具交換系統的一部分，加工中心的刀具交換系統也稱為自動換刀裝置（ATC）,它通常是由刀庫和機械手組成。自動換刀裝置是加工中心不可缺少的組成部分，也是加工中心的象征，又是加工中心成敗的關鍵。 加工中心有立式、臥式、龍門式幾種，所以這些機床的刀庫和自動換刀裝置也是各種各樣。加工中心上的刀庫類型有鼓輪式刀庫，鏈式刀庫，格子箱式刀庫和直線刀庫等。 （1）鼓輪式刀庫： 應用較廣，這種刀庫的結構緊湊，但因刀具單環(huán)排列、定向利用率低，大容量刀庫的外徑較大，轉動慣量大，選刀時運動時間長。因此這種刀庫的容量較小，一般不超過32把刀具。 （2）鏈式刀具 容量較大，當采用多環(huán)鏈式刀庫時，刀庫的外形較緊湊，占用空間小，適合用于做大容量刀庫。在增加存儲刀具數目時，可增加鏈條的長度，而不增加鏈輪直徑，因此，鏈輪的圓周速度不會增加，且刀庫的運動慣量不像鼓輪式刀庫增加的那么多。 （3）格子箱式刀庫 刀庫容量大，結構緊湊，空間利用率高，但布局不靈活，通常將刀庫安放于工作臺上。有時甚至在使用一側的刀具時，必須更換另一側的刀座板。 （4）直線式刀庫 結構簡單，刀庫容量較小，一般用于數控車床，數控鉆床，個別加工中心也有采用。 結合所給題目，初步決定采用鏈式刀庫換刀方案。 1.3刀庫系統的發(fā)展趨勢 近年來刀庫的發(fā)展儼然已超越其為裝備的角色，在特有的技術領域中發(fā)展出符合工具機高精度、高效能、高可靠度及多任務復合等概念產品，多樣化產品，左右工具機在生產效能及產品精度的表現。刀庫的容量、布局，針對不同的工具機，形式也有所不同。根據刀庫的容量、外型和取刀的方式可大概分為斗笠式刀庫、圓盤式刀庫、鏈條式刀庫[7]。其發(fā)展趨勢為： （1）高效能的產品 發(fā)展符合高荷重、高容量、高速化概念的刀庫產品。 （2）輕量化、低成本的產品 發(fā)展符合重量輕、成本低概念的刀庫產品。 1.4刀庫系統的發(fā)展方向 刀庫系統作為自動化加工過程中所需的儲刀及換刀需求的一種裝置，為數控機床縮短機床非切削時間，降低勞動強度提供了必要條件，是數控機床的重要的功能部件，必將向以下幾個方向發(fā)展。一方面隨著主機的“單機多任務復合化”發(fā)展，刀庫也必將向容量大、結構精、速度快、效率高的方向發(fā)展，以適應主機的高轉速、高精度和強力切削的機械特性。此類刀庫大部分為臥式刀庫，有下面幾個特點： （1） 可遠距離傳輸。 （2） 換刀時可同步打刀，縮短換刀時間。 （3） 大容量且可擴充。 （4） 高效且精準的驅動和選刀系統。 （5） 控制系統復雜 （6） 刀具重量大。比如適合五軸聯動的立臥轉換伺服刀庫。而另一方面，刀庫僅作為單純的儲刀倉功能存在，主軸主動抓刀的“固定地址換刀”刀庫也是發(fā)展的方向之一，此時刀庫好比數控系統的一個控制軸，僅有旋轉定位功能，如立車刀庫、轉盤刀庫等[8]。 尤其以40盤式刀庫為代表，換刀速度和刀庫重量已經成為衡量刀庫性能的主要參數之一，比如，吉輔40盤式刀庫的換刀速度1.1s，重量已經降到295kg。 在選材上更環(huán)保，在制作過程中減少消耗，使用過程智能、安全等也是刀庫發(fā)展的方向之一。 鏈式刀庫的介紹 如圖1-5所示，鏈式刀庫的結構緊湊，刀庫容量較大，鏈環(huán)的形狀可以根據機床的布局配置成各種形狀，也可將換刀位突出以利換刀。當鏈式刀庫需增加刀具容量時，只需增加鏈條的長度和支承鏈輪的數目，在一定范圍內，無需變更線速度及慣量。這些特點也為系列刀庫的設計與制造帶來了很大的方便，可以滿足不同使用條件。一般刀具數量在30~120把時，多采用鏈式刀庫。 ⑴ 換刀位置 為保證刀套準停精度和刀套定位剛性，鏈式刀庫的換刀位置一般設在主動鏈輪上如圖1-6所示，或者設在盡可能靠近主動鏈輪的刀套處，如圖1-7所示 圖1-7 鏈式刀庫換刀位置 圖1-6 鏈式刀庫換刀位置 鏈條形式 我國目前還沒有廠家生產加工中心刀庫專用鏈條，因而不得不用標準套筒輥子鏈，通過連接器把刀套固定在鏈條上。這種方式不僅結構復雜，裝配調試費時，而且套筒位置精度亦差 我國部分廠家，購買日本椿本鏈條公司（TSUBAKI CHAIN Co.）生產的已轉有刀套的刀庫專用鏈條來裝備刀庫，效果頗佳?？紤]到刀具重量和刀庫工作的平穩(wěn)性，推薦采用： HP型鏈條 這種鏈條是套筒式鏈條，其輥子本身就是刀套，該鏈條型式及尺寸見表1-1 表1-1 鏈條型號 刀具錐柄號 P O L H W R T HP 40 90 55 86.5 88 60 68 4.0 1） HP-T型 ①鏈輪節(jié)圓直徑 式中 N——當量齒數（實際齒數/3） ②鏈輪外徑D0 式中 P——鏈條節(jié)距 注：鏈輪齒數可從9個起使用。但是為了增加鏈條的耐用度和運行效率，齒數還是盡可能多為好。鏈輪之間的中心距，以取鏈條節(jié)距整數倍為宜。 第2章 加工中心刀具庫總體結構設計 2.1設計參數或原始數據 刀庫容量——40把刀，最大刀具直徑160mm，尋刀速度1秒/刀位。 2.2刀套線速度 選用HP型鏈條，錐柄號40，滾子鏈的最大間距為90X2=180，大于最大刀具直徑160mm，所以選用合格。 鏈行程 S=20×P=20×90=1800m m =1.8 m 一般推薦在20～30m/min之間，過快的線速度又影響刀庫工作可靠性 假設鏈的速度選用20m/min（0.333m/s） 2.3鏈參數確定 取鏈輪齒數z=24 鏈輪節(jié)圓直徑DP 式中 N——當量齒數（實際齒數/3） P——鏈條節(jié)距 鏈輪外徑D0 鏈輪轉速n 2.4負載轉矩選電機 加在伺服電動機軸上的負載轉矩，應比電動機額定連續(xù)轉矩小。 鏈式式刀庫負載轉矩計算方法 鏈式刀庫的負載轉矩T1是由刀具不平衡重量Wmax和導向面（或支承面）的摩擦力F所組成，如圖2-1所示。 F1和F3是支承面的摩擦力;F2和F4則是導向面上因刀具下垂而引起的摩擦力。不平衡重力可按刀庫一側裝滿刀、一側不裝刀時的最大重力差值來計算。 （1）確定不平衡重力FWmax 由圖2-1知,不平衡重力 M-刀具的質量 g-重力加速度 （2）確定摩擦力F3 (2-1) μ——鋼與銅之間的摩擦系數，約取0.2； N——垂直作用在導向面上的壓力，包括刀具、刀柄和刀座產生的重力，分別為Wj，Wb，Wt。 R——刀座半徑，取118.5mm（鏈輪半徑）； L——刀座長度，取210mm。 （3）確定每排刀具負載轉矩Tf （4）確定每排刀具作用在主動輪上的負載轉矩Tz (2-2) η1——圓柱齒輪傳動效率，取0.98； η2——鏈傳動效率,取0.96； η3——深溝球軸承傳動效率，取0.98。 考慮到實際情況比計算時所設定條件復雜，電機額定轉矩Ts應為負載轉矩的1.2～1.5倍，亦即： FANUC—BESK直流伺服電機，是按發(fā)那科(FANUC)公司的?許可證制造的產品，是為驅動機床伺服機構而專門設計的。當然也適用于其它各種伺服系統。電機體積小，重量輕，承?受過載能力強，檢測元件可配測速發(fā)電機，無刷旋轉變壓，?脈沖編碼器或感應同步器。 根據以上計算結果，所選電機型號如下： 表2-1 所選電機型號 考慮超載，選擇FB25型直流伺服電動機 型 號 功率(kw) 額定轉矩 轉速 FB25型直流伺服電動機 2.5 34.3 1000 第3章 鏈參數計算 3.1傳送鏈的設計 鏈傳動是一種撓性運動，它由鏈條和鏈輪組成。通過鏈輪輪齒與鏈條鏈節(jié)的嚙合來傳 遞運動和動力。鏈傳動按用途不同可以分為傳動鏈、輸送鏈和起重鏈。 圖3-1 鏈傳動 滾子鏈的結構如圖3-1所示：它是由內鏈板1、外鏈板2、銷軸3、套筒4和滾子5組成。內鏈板與套筒之間、外鏈板與銷軸之間為過盈配合，滾子與套筒之間、套筒與銷軸之間為間隙配合。當內、外鏈板相對撓曲時，套筒可繞銷軸自由轉動。滾子是活套在套筒上的，工作時，滾子沿鏈輪齒廓滾動，這樣就可減少齒廓的磨損。鏈的磨損主要發(fā)生在銷軸與套筒的接觸面上。因此，內、外鏈板間應留少許間隙，以便潤滑油滲入銷軸和套筒的摩擦面間。 鏈板一般制成8字形，以使它的各個橫截面具有接近相等的抗拉強度，同時也減少了鏈的質量和運動時的慣性力。 圖3-2 滾子鏈的結構 當傳遞大功率時，可采用雙排鏈或多排鏈。多排鏈的承載能力與排數成正比。但由于精度的影響，各排鏈承受的載荷不易均勻，故排數不宜過多。 滾子鏈的鏈節(jié)數為偶數時，接頭處可用開口銷或彈簧卡片來固定，一般前者用于大節(jié)距，后者用于小節(jié)距；當鏈節(jié)數為奇數時，需采用過渡鏈節(jié)。由于過渡鏈節(jié)的鏈板要受附加彎矩的作用，所以在一般情況下最好不用奇數鏈節(jié)。 鏈傳動是在兩個或多個鏈輪之間用鏈作為撓性拉曳元件的一種嚙合傳動，因其經濟、可靠，故廣泛用于農業(yè)、采礦、冶金、起重、運輸、石油、化工、紡織等各種機械的動力傳動中。 鏈傳動在傳遞功率、速度、傳動比、中心距等方面都有很廣的應用范圍。目前，最大傳遞功率達到5000 kW，最高速度達到40 m/s,最大傳動比達到15，最大中心距達到8 m。由于經濟及其他原因，鏈傳動的傳動功率一般小于100 kW，速度小于15 m/s，傳動比小于8。 ㈡ 鏈輪 鏈輪輪齒的齒形應保證鏈節(jié)能自由地進入和退出嚙合，在嚙合是應保證良好的接觸，同時它的形狀應盡可能地簡單。 1.滾子鏈鏈輪 標準只規(guī)定鏈輪的最大齒槽形狀和最小齒槽形狀。實際齒槽形狀在最大、最小范圍內都可以用，因而鏈輪齒廓曲線的幾何形狀可以有很大的靈活性。常用的齒廓為三圓弧一直線齒形。 2.鏈輪結構 小直徑鏈輪可采用實心式，腹板式，或將鏈輪與軸做成一體。鏈輪損壞主要由于齒的磨損。 ㈢鏈輪的材料 鏈輪材料應能滿足強度和耐磨性的要求。在低速、輕載、平穩(wěn)傳動中，鏈輪可采用中碳鋼制造；中速、中載時，采用中碳鋼淬火處理，其硬度>40HRC～45HRC;高速、重載、連續(xù)工作的傳動，采用低碳鋼、低碳合金鋼表面滲碳淬火或中碳鋼、中碳合金鋼表面淬火。 載荷平穩(wěn)、速度較低、齒數較多時，也允許采用的鑄鐵制造鏈輪。在工作環(huán)境較差、鏈輪容易磨損的場合，鑄鐵最好經過等溫淬火處理或采用優(yōu)質鑄鐵。 ㈣ 鏈輪主要尺寸 名稱 符號 公式及計算 分度圓直徑 d 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒側凸緣 h——內鏈板高度 查套筒滾子鏈相關參數 齒寬（單排） b1——內鏈節(jié)內寬 倒角寬 倒角半徑 倒角深 齒側凸緣圓角半徑 鏈輪齒總寬 注：表中相關參數查HP型套筒滾子鏈。 3.2軸承的選型及校核 滾動軸承的選擇包括軸承類型選擇、軸承精度等級選擇和軸承尺寸選擇。 軸承類型選擇適當與否，直接影響軸承壽命以至機器的工作性能。選擇軸承類型時應當分析比較各類軸承的特性，并參照同類機器中的軸承使用經驗。 在選擇軸承類型時，首先要考慮載荷的大小、方向以及軸的轉速。一般說來，球軸承便宜，在載荷較小時，宜優(yōu)先選用。滾子軸承的承載能力比球軸承大，而且能承受沖擊載荷，因此在重載荷或受有振動、沖擊載荷時，應考慮選用滾子軸承。但要注意滾子軸承對角偏斜比較敏感。 當主要承受徑向載荷時，應選用向心軸承。當承受軸向載荷而轉速不高時，可選用推力軸承；如轉速較高，可選用角接觸球軸承。當同時承受徑向裁荷和軸向載荷時，若軸向載荷較小，可選用向心球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承；若軸向載荷較大，而轉速不高，可選用推力軸承和向心軸承的組合方式，分別承受軸向載荷和徑向載荷；’當軸向載荷較大，且轉速較高時，則應選用接觸角較大的角接觸軸承。 各類軸承適用的轉速范圍是不相同的，在機械設計手冊中列出了各類軸承的極限轉速。一般應使軸承在低于極限轉速下運轉。向心球軸承、角接觸球軸承和短圓柱痞子軸承的極限轉速較高。適用于較高轉速場合。推力軸承的極限轉速較低．只能用于較低轉速場合。 其次，在選擇軸承類型時還需考慮安裝尺寸限制、裝拆要求，以及軸承的調心件能和風度，一般球軸承外形尺寸較大，滾子軸承較小，滾針軸承的徑向尺寸最小而軸向尺寸較大，此外，不同系列的軸承，其外形尺寸也不相同。 選擇軸承一般應根據機械的類型、工作條件、可靠性要求及軸承的工作轉速n，預先確定一個適當的使用壽命Lb (用工作小時表示)，再進行額定動裁荷和額定靜載荷的計算。 對于轉速較高的軸承(n>10r／min),可按基本額定動載荷計算值選擇軸承，然后校核其額定靜載荷是否滿足要求。當軸承可靠性為90％、軸承材料為常規(guī)材料并在常規(guī)條件下運轉時，取500h作為額定壽命的基準，同時考慮溫度、振動、沖擊等變化，則軸承基本額定動載荷可按下式進行簡化計算。 C——基本額定動載荷計算值，N； P——當量動載荷，N； fh——壽命因數；1 fn——速度因數；0.822 fm——力矩載荷因數，力矩載荷較小時取1.5，較大時取2； fd——沖擊載荷因數；1.5 fT——溫度因數；1 CT——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷，N； 查表得，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。 在本輸送裝置中，可以假設軸承只承受徑向載荷，則當量動載荷為： P=XFr+YFa 查文獻[3]的表6-2-18，得，X=1，Y=0； 所以，P=Fr=1128N。由以上可得： 本輸送機中的軸承承受的載荷多為徑向載荷，所以選取深溝球軸承，查文獻的附表，并考慮軸的外徑，選取軸承6305-RZ，其具體參數為：內徑d=25mm，外徑D=62mm，基本額定載荷，基本額定靜載荷，極限速度為10000r/min，質量為0.219kg。 然后校核該軸承的額定靜載荷。額定靜載荷的計算公式為： 式中： ——基本額定靜載荷計算值，N; ——當量靜載荷，N； ——安全因數; ——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷， 查文獻[3]的表6-2-14知，對于深溝球軸承，其當量靜載荷等于徑向載荷。 查文獻[3]的表6-2-14知，安全系數 則軸承的基本額定靜載荷為： 由上式可知，選取的軸承符合要求 3.3鏈強度計算 3.3.1鏈傳動的運動特性 由于鏈是由剛性鏈節(jié)通過銷軸鉸接而成，當鏈繞在鏈輪上時，其鏈節(jié)與相應的輪齒嚙合后，這一段鏈條將曲折成正多邊形的一部分。該正多邊形的邊長等于鏈條的節(jié)距p，邊數等于鏈輪齒數z，鏈輪每轉過一圈，鏈條走過zp長，所以鏈的平均速度v為 == 式中： 、——分別為主、從動鏈輪的齒數； 、——分別為主、從動鏈輪的轉速，r/min。 鏈傳動的平均傳動比 因為鏈傳動為嚙合傳動，鏈條和鏈輪之間沒有相對滑動，所以平均鏈速和平均傳動比都是常數。但是，仔細考察絞鏈鏈節(jié)隨同鏈輪轉動的過程就會發(fā)現，鏈傳動的瞬間傳動比和鏈速并非常數我們知道，鏈條由剛性鏈板通過鉸鏈連接而成。當鏈條繞在鏈輪上時，其形狀如圖所示： 在主動鏈輪上，鉸鏈A正在牽引鏈條沿直線運動，繞在主動鏈輪上的其他鉸鏈并不直接牽引鏈條，因此，鏈條的運動速度完全有鉸鏈A的運動所決定。鉸鏈A隨同主動鏈輪運動的線速度方垂直于AO，與鏈直線運動方向的夾角為。因此，鉸鏈A實際用于牽引鏈條運動的速度為 式中。為主動鏈輪的分度圓半徑，m。因為是變化的，所以即使主動鏈輪轉速恒定，鏈條的運動速度也是變化的。當=時，鏈速最低；當=0，鏈速最高，是主動鏈輪上的一個鏈節(jié)所對的中心角。鏈速的變化呈周期性，鏈輪轉過一個鏈節(jié)，對應鏈速變化的一個周期。鏈速變化的程度與主動鏈輪的轉速和齒數有關。轉速越高、齒數越少，則鏈速變化范圍越大。 在鏈速變化的同時，鉸鏈A還帶動鏈條上下運動，其上下運動的鏈速 也是隨鏈節(jié)呈周期性變化的。 在主動鏈輪牽引鏈條變速運動的同時，從動鏈輪上也發(fā)生著類似的過程。從動鏈輪上的鉸鏈C正在被直線鏈條拉動，并由此帶動從動鏈輪以轉動。因為鏈速方向與鉸鏈的C的線速度方向之間的夾角為，所以鉸鏈C沿圓周方向運動的線速度為 式中，為從動鏈輪的分度圓半徑， 由此可知從動鏈輪的轉速為 在傳動過程中因為在內不斷變化，加上也是不斷變化，多以即使是常數，也是周期性變化的。 從上式中可得鏈傳動的瞬時傳動比為 可見鏈傳動的瞬時傳動比是變化的。鏈傳動的傳動比變化與鏈條繞在鏈輪上的多邊形特征有關，故以上現象稱為鏈傳動的多邊形效應。 3.3.2鏈傳動的動載荷 鏈傳動在工作過程中，鏈速和主從鏈輪的轉速都是變化的，因而會引起變化的慣性力及相應的動載荷。 鏈速變化引起的慣性力為=ma 式中：—緊邊鏈條的質量，kg; —鏈條變速運動的加速度，/。 如果視主動鏈輪勻速轉動，則 當時, ( 從動鏈輪因角加速度引起的慣性力為 式中：J—從動系統轉化到從動鏈輪軸的轉動慣性，; —從動鏈輪的角速度，rad/s. 鏈輪的轉速越高，節(jié)距越大，齒數越少，則慣性力就越大，相應的動載荷也就越大。同時，鏈條沿垂直方向也在做變速運動，也會產生一定的動載荷。 此外，鏈節(jié)和鏈輪嚙合瞬間的相對速度，也將引起沖擊和振動，當鏈節(jié)和鏈輪輪齒接觸的瞬間，因鏈節(jié)的運動速度和鏈輪輪齒的運動速度在大小和方向上的差別，從而產生沖擊和附加的動載荷。顯然，節(jié)距越大，鏈輪的轉速越高，則沖擊越嚴重。 3.3.3鏈傳動的受力分析 鏈傳動在安裝時，應使鏈條受到一定的張緊力。張緊力是通過使鏈條保持適當的垂度所產生的懸垂拉力來獲得的。鏈傳動張緊的目的主要是使松邊不致過松，以免出現鏈條的不正常嚙合、跳齒或脫鏈。因為鏈傳動為嚙合傳動，所以與帶傳動相比，鏈傳動所需的張緊力要小得多。 鏈傳動在工作時，存在緊邊拉力和松邊拉力。如果不計傳動中的動載荷，則緊邊拉力和松邊拉力分別為 式中： F— 有效圓周力，N; F— 離心力引起的拉力，N； F— 懸垂拉力，N。 有效圓周力為 式中： P— 傳動的功率，kW； V — 鏈速，m/s。 離心力引起的拉力為 式中： q為鏈條單位長度的質量，kg/m。懸垂拉力Ff為 Ff=max(Ff,Ff) 其中：Ff =Kfqa Ff =(Kf+sina)qa 式中：—鏈傳動的中心距，mm Kf——垂度系數，見下圖。圖中f為下垂度，為中心線與水平面夾角。 圖3-11 懸垂拉力 3.3.4滾輪接觸強度的計算 機械中各零件之間力的傳遞，總是通過兩零件的接觸來實現的。除了共形面相接觸的情況外大量存在著異形曲面相接觸的情況。這些異形曲面在未受外力時的初始接觸情況，不外乎是點接觸和面接觸兩種。 已知的原始條件有： 軌道的材料: Q235-A =235Mpa =440Mpa E=206Gpa 根據計算公式Pmax=0.418SQRT(F/LE/R) 由上面的計算可知P0.418 =0.52Mpa 第4章 二級齒輪傳動零件的設計計算 4.1高速級齒輪的設計計算 按設計計算公式1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數。 1）根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度（GB10095-88） 3）材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240 HBS，二者硬度差為40 HBS。 4）初選小齒輪的齒數，，選 2 按齒面接觸強度設計 由設計公式（注:腳標t表示試選或試 算值,下同.） （1）確定公式內各計算數值 1）試選載荷系數 2）計算小齒輪轉矩 3）由表10-7選取齒寬系數（非對稱布置） 4）由表10-6查取材料彈性影響系數 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度 6）由式10-13計算應力循環(huán)次數 （j為齒輪轉一圈，同一齒面嚙合次數；為工作壽命） 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為S=1，由式10-12得 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入較小值 由計算式得， mm 2）計算圓周速度 3）計算齒輪b 4)計算齒寬與齒高比 模數 齒輪高 齒高比 5）計算載荷系數K 根據，7級精度，由圖10-8查得動載系數 由表10-2查得 由表10-4用插值法，7級精度,小齒輪相對軸承為非對稱布置 查得 由 查圖10-13得 故載荷系數 =1.562 6）按實際的載荷系數校正所算分度圓直徑，由式（10-10a）得 7）計算模數 3 按齒根彎曲強度設計 由式（10-5） （1）確定計算參數 1)圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲疲勞 強度極限為 2) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 3)算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數由公式(10-12)得 4)算載荷系數 = 5)取齒形系數，應力校正系數 由表10-5查得 6)比較大小齒輪的大小 大齒輪的數值大 （2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，終合考慮，滿足兩方面，對模數就近取整，則 m=2.5 大齒輪齒數 取 4 幾何尺寸計算 （1）計算中心距 =131.25mm (2)分度圓直徑 （3）算齒輪寬度 圓整后取 5.結構設計及齒輪零件草圖見附件 4.2低速級齒輪的設計計算 1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數。 1）根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度（GB10095-88） 3）材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為40Cr（表面淬火），硬度為 48-55HRC,大齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280 HBS 4）初選小齒輪齒數，。 2 按齒面接觸強度設計 按設計計算公式（10-9a） （1）確定公式內各計算數值 1）試選 3）由表10-7選取齒寬系數 4）由表10-6查取材料彈性影響系數 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度 6）由式10-13計算應力循環(huán)次數 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為S=1，由式10-12得 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算式 得，mm 2）計算圓周速度 3）計算齒輪b 4)計算齒寬與齒高比 模數 齒輪高 齒高比 5）計算載荷系數K 由10-2查得使用系數，； 根據，7級精度，由圖10-8查得動載系數 因為是直齒輪 所以 ； 由表10-4用插值法查的7級精度,小齒輪相對軸承為非對稱軸承時 . 由查圖10-13得 . 故載荷系數 =1.469 6）按實際的載荷系數校正所算分度圓直徑，由式（10-10a）得 =70.39mm 7） 計算模數 按齒根彎曲強度設計 由式（10-5） （1）確定計算參數 1)圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲疲勞強度極限為 2)10-18取彎曲疲勞壽命系數 3)算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數由公式(10-12)得 4)算載荷系數 =1.369 5)取齒形系數，應力校正系數 由表10-5查得 6)較大小齒輪的大小 大齒輪的數值大 （2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，終合考慮，滿足兩方面，對模數就近取整，則 m=3 取 大齒輪齒數 4 幾何尺寸計算 （1）計算中心距 (2)分度圓直徑 （3）算齒輪寬度 圓整后取 5.結構設計及齒輪零件草圖見附件 所以，計算得齒輪的參數為： 高速級 大 210 2.5 84 131.25 55 1 0.25 小 52.5 21 50 低速級 大 216 3 72 144 65 小 72 24 60 4.3軸的計算 按照如下原則進行軸的的結構設計： 1） 初步確定計算軸徑。 其計算公式 式中：P-軸所傳遞的功率，kw; n-軸的轉速，r/min; A-由軸的許用切應力所確定的系數，其值可查相關教材。 設計 4.3.1高速軸的計算 求作用在齒輪上的受力 == 3.按15-2初步估算軸的最小直徑。選取的材料為40cr（調質）。根據表15-3，取，于是得 輸入軸的最小直徑顯然要考慮安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選軸的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選擇聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩 ，查表14-1， =1.558.61=88.42 按照計算轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩的條件，查設計手冊，選用 YL8 （鋼制）聯軸器，公稱轉矩為250 ，電機軸孔徑為d=42mm ，=84。 輸入軸孔徑為d=32mm,與軸配合的長度=60。故取 。 4． 軸的結構設計 （1）擬定軸設計方案，如下圖 圖4.1 （2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1-2段右端制出一軸肩，故2-3段直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取取擋圈直徑。半聯軸器與軸配合的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的斷面上，故取。 2）初步選擇滾動軸承。因為是直齒圓柱齒輪，無軸向載荷，選用深溝球軸承。由，查設計手冊選深溝球軸承6208，，故。 3）右端滾動軸承采用軸肩軸向定位，查手冊 6208型軸承軸肩高度mm，因此取。由于此輪分度圓直徑d=55mm，所以制成齒輪軸，；齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，。 4)軸承端蓋的總寬度為20mm，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器由斷面的距離，故取。 5）取齒輪與箱體的內壁距離，軸承斷面與內壁的距離，（查課程設計指導書）。故，。 （3）軸上零件的周向定位 半聯軸器與軸周向采用平鍵連接，按 由表6－1查得平鍵截面。半聯軸器與軸配合為 。滾動軸承與軸周向定位由過渡配合保證，此處造軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）參考表15－2，取軸端倒角為 ，各軸肩圓角半徑。 5．求軸上的載荷 作用在小齒輪上的力可分為垂直于軸心的力和沿圓周切線方向的力。 其中＝2131.27N， ＝ ＝775.72N （1）確定軸承支點位置，對于6208深溝球軸承，其支點就是軸承寬 1. 度B的中點，故軸的支承跨距為。根據軸的計算簡圖做出 彎矩和扭矩圖。（下圖所示） 載荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩 總彎矩 扭矩 6.軸強度的校核 進行校核時，通常只校核承受最大彎矩的截面的強度。由上圖可知齒輪處C點為危險截面，故只需校核C點強度， 取＝0.6，則由式15－5得 為齒根圓直徑 由表15－1查得40Cr 調質鋼 ＝70 Mpa 因此 <，故安全。 7、精確校核軸的疲勞強度 1）、判斷危險截面 由軸的結構圖以及受力圖和各平面的彎矩圖綜合可知齒輪左端截面4因加工齒輪有尺寸變化，引起應力集中，故該截面左側需校核驗證 2)、截面左側 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面左側的彎矩M為：截面上的扭矩為： 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉應力： 軸的材料為40Cr鋼，調質處理，由機設書P362表15-1查得： 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按機設書P40附表3-2查取 因 經插入后得： 又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數為 軸的材料選擇為45鋼，調質處理，由表15-1查得。因此，故安全。 則： 由附圖3-2的尺寸系數 由附圖3-3的扭轉尺寸系數 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量 軸未經表面強化處理，即，則按式3-12及3-14b得綜合系數為： 合金鋼的特性系數 取 取 則可計算安全系數 ， 故可知其安全 8.軸承壽命的校核 1)已知軸承的預計壽命 L=2×8×300×8=38400h 由所選軸承系列6208，查指導書P122表知額定動載荷C=29.5KN 2)求兩軸承受到的徑向載荷 4)當量動載荷P 查表13-6 查表13-5 由軸承6208得 5)驗算軸承壽命 因 ，所以按軸承1的受力大小來驗算，則： 所以所選軸承壽命符合要求。 （9）、鍵的校核 聯軸器與軸： 1)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： 4.3.2中間軸 求作用在齒輪上的力 高速級大齒輪的力 低速級小齒輪的力 3．初步確定軸的最小直徑 根據式15－2， 初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為40cr（調質），根據表15－3，取 于是有 選定。 4．軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖 （2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選定滾動軸承，因無軸向載荷要求故選深溝球軸承，由，查設計手冊，選6309， 。 2）因為要小于大齒輪齒轂長度,取,；同理?？紤]嚙合關系，則 。 定位齒輪的軸肩高度 h>0.07d ，故取 h=4，取，。套筒厚度為3.5mm，擋板厚度為20mm 3）軸上零件周向定位 a．齒輪與軸周向定位采用平鍵連接，由 查表得，由，查表得小齒輪鍵長為45mm ，由，得大齒輪鍵長為63mm。 b．取齒輪輪轂與軸的配合公差為 ；軸承與軸的周向定位由過渡配合來得證，選軸的直徑尺寸公差為 m6。 5． 求軸上的載荷 作用在小齒輪和大齒輪上的力可分為垂直于軸心的力和沿圓周切線方向的力。切線方向的力方向相同，垂直于軸心的力方向相反。 其中＝2033N，， ＝ ＝740N，==2511N （1）確定軸承支點位置，對于6309深溝球軸承，其支點就是軸承寬度B的中點，故軸的支承跨距為。根據軸的計 算簡圖做出彎矩和扭矩圖。（下圖所示） 載荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩 總彎矩 扭矩 6.軸強度的校核 進行校核時，通常只校核承受最大彎矩的截面的強度。由上圖可知齒輪處C點為危險截面，故只需校核C點強度，?。?.6，則由式15－5得 由表15－1查得40Cr 調質鋼 ＝70 Mpa 因此 <，故安全。 7、軸承壽命的校核 1)已知軸承的預計壽命 L=2×8×300×8=38400h 由所選軸承系列6309，查指導書P122表知額定動載荷C=52.8KN 2)求受力大軸承受到的徑向載荷 4)當量動載荷P 查表13-6 查表13-5 由軸承6208得 5)驗算軸承壽命 所以所選軸承壽命符合要求。 （9）、鍵的校核 1)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： ，所以合適 選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： ，所以合適 4.3.3輸出軸 求作用在齒輪傷的力 == 3初步確定軸的最小直徑 根據式（15－2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40cr（調質）鋼。根據表15－3，取，于是得 選 根據聯軸器孔徑大小，取=56mm 聯軸器的計算轉矩 查設計手冊選用HL5型聯軸器；得公稱轉矩為T=2000,孔徑d=60mm，半連軸器長度，與軸配合的轂孔長軸孔長。 4.軸的結構設計 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1）初步選定滾動軸承，因無軸向載荷要求故選深溝球軸承，由，故定裝軸承的軸段。查設計手冊，選6013，得 。 2）要與聯軸器連接故取=105mm，制出一軸肩給聯軸器軸向定位故，軸承端蓋的總寬度為20mm，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器由斷面的距離，故取。 3）取齒輪與箱體的內壁距離，軸承斷面與內壁的距離（查課程設計指導書）。則。 4）因為要小于齒輪齒轂長度,取,；制出一軸肩給齒輪定位，齒輪的軸肩高度 h>0.07d=4.9 ，故取 h=5，則，。 5）左端軸承制出一軸肩定位，軸肩高度h=2.5。故。 6）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯軸器與軸的周向定位均采用鍵連接。按齒輪,由表6－1得平鍵截面。選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ；同樣，半聯軸器與鍵連接，由=105，，選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為 。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選用軸的直徑尺寸公差為m6。 7）確定軸上圓角和倒角尺寸 參照表15－2，取軸端倒角為 ，各軸肩處的圓角半徑取R＝2。 5． 求軸上載荷 作用在齒輪上的力可分為垂直于軸心的力和沿圓周切線方向的力。 其中＝6540.4N， ＝ ＝2380.5N （1）確定軸承支點位置，對于6013深溝球軸承，其支點就是軸承寬 度B的中點，故軸的支承跨距為。根據軸的計算簡圖做出彎矩和扭矩圖。（下圖所示） 載荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩 總彎矩 扭矩 6.軸強度的校核 進行校核時，通常只校核承受最大彎矩的截面的強度。由上圖可知齒輪處C點為危險截面，故只需校核C點強度，?。?.6，則由式15－5得 由表15－1查得40Cr 調質鋼 ＝70 Mpa 因此 <，故安全。 7、軸承壽命的校核 1)已知軸承的預計壽命 L=2×8×300×8=38400h 由所選軸承系列6013，查指導書P122表知額定動載荷C=32KN 2)求受力大軸承受到的徑向載荷 3) 當量動載荷P 查表13-6 查表13-5 由軸承6208得 4)驗算軸承壽命 所以所選軸承壽命符合要求。 8、鍵的校核 1)選用鍵的系列 鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： ，所以合適 2)選用鍵的系列 鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： ，所以合適 4.3.4低速軸的計算 低速軸計算與高速軸類似，不再重復敘述。其計算應力為，小于，滿足設計要求。 4.4鍵連接的選擇和計算 本減速器全部使用圓頭平鍵，其主要失效形式是工作表面的壓潰，除非有嚴重的過載，一般不會出現鍵斷裂，因此，通常只按工作面的擠壓應力進行強度校核。假定載荷在鍵的工作平面上均勻分布，則普通平鍵的強度條件根據公式（6-1）為： 式中：T-傳遞的轉矩，單位N.mm; k-鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h,此處h為鍵的高度， mm; l-鍵的工作長度， mm,圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L,這里L為鍵的公稱長度，mm;b為鍵的寬度，mm; d-軸的直徑，mm; -鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，MPa，見表6-2。 4.4.1 高速軸（I軸）上鍵的選擇及校核 對于I軸上的聯軸器與軸的鏈接主要是周向定位，而不承受軸向力的作用，所以用平鍵鏈接，根據d=35mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型； 鍵，軸的材料為鋼，帶輪輪轂的材料為鑄鐵，由表6-2查的許用擠壓力在，取其中間值，。鍵的工作長度l=L-b=63-10=53mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*8=4mm,所受轉矩取輸入 轉矩即由式（6-1）可得， 鍵的強度足夠。 4.4.2 中間軸（II軸）上鍵的選擇及校核 軸II上有兩個相同的鍵，且在兩處軸徑相同，那么只需要對軸徑小處的 鍵進行校核即可。根據d=50mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型；和，只需對 的鍵進行校核。 鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，受輕微的沖擊載荷，由表6-2查的許用擠壓力在，取其中間值，。鍵的工作長度l=L-b=50-14=36mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉矩取輸 入轉矩即由式（6-1）可得， 鍵的強度足夠。 4.4.3 高速軸（III軸）上鍵的選擇及校核 高速軸上有兩處要進行鍵的選擇和校核。兩處的直徑分別為50mm、60mm，但是為了加工和安裝方便，按直徑小處選擇鍵寬和鍵高。根據d=50mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型；和，對兩處的鍵都要進行校核。 鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，受輕微的沖擊載荷，由表6-2查的許用擠壓力在，取其中間值，。 L=100mm的鍵，其工作長度l=L-b=100-14=86mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉矩取輸入轉矩即由式（6-1）可得， 鍵的強度足夠。 鍵的工作長度l=L-b=70-14=56mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm 所受轉矩取輸入轉矩即由式（6-1）可得， 鍵的強度足夠。 4.5滾動軸承的選擇和計算 由于本減速器承受載荷較輕，確有一定的軸向力，因此選擇角接觸球軸承。本著節(jié)約材料的目的，在特輕系列中選擇7000C 系列。再根據軸徑，查參考書【1】第P122頁最終選擇軸承類型。本減速器中所選三對軸承分別為,7008C,7012C.現在只對7009C軸承的使用壽命系數進行計算，其他軸承類似。 查參考書【1】第P122頁可知7009C的動載荷系數，靜載荷系數為,按查考書【2】P318頁取軸承預期壽命。 圖8.1軸承的受力情況 1.求兩軸承所受到的徑向載荷,. 由前面I軸的計算可知,，,，由此可得 2.求兩軸承的計算軸向力, 對于7000C型軸承，按表13-7查得軸承派生軸向力，其中e為表13-5中的判斷系數，其值