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1、本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 目 次引言11.FZY-300半球阀阀座装配技术要求分析21.1机床负载转矩计算21.1.1扭紧转矩的计算21.1.2惯性转矩计算31.2装配机技术参数32.半球阀阀座装配机方案设计42.1设计思路42.2机床总体布局方案设计42.3机床主传动系统方案设计52.3.1执行元件的确定62.3.2减速装置传动比的确定62.4升降系统传动方案设计73.液压系统的设计83.1液压系统介绍83.2液压系统设计83.2.1技术要求83.3系统参数计算83.3.1系统压力的选定83.3.2 确定液压马达的排量93.3.3 选定液压马达93.3.4 系
2、统工作压力及流量计算93.3.5液压其他元件的选择94.减速装置的设计114.1.运动参数就算114.1.1总传动比和各级传动比的确定114.1.2各轴转速及转矩计算114.2.齿轮设计124.2.1高速级圆柱齿轮设计计算124.2.2低速级圆柱齿轮设计计算174.3轴的设计214.3.1各齿轮受力分析214.3.2轴的设计225.升降系统设计305.1 丝杠设计305.1.1工况分析305.1.2.总体方案设计305.1.3设计丝杠30设计总结36致谢38参考文献3939引言球阀是通过球阀阀芯的转动控制通道的开通和闭合。当阀芯的轴线与通道的轴线相重合时,球阀处于开启状态;当球阀阀芯与通道的轴
3、线相重合的时候,球阀处于关闭状态。所以阀芯与阀座配合程度决定了球阀工作的状态。为了使球阀在较低的工作压力下具有良好的密封性能,球体与阀座之间必须施加一定的预紧力,预紧力不足,不能保证密封,而过大的预紧力又会使摩擦转矩增加,还可能导致阀座材料产生塑性变形而破坏密封性能。目前国内生产实际过程中球阀阀座的装配主要还是依靠人力,不仅劳动强度大,生产效率低,而且还不能有效保证安装的精度,且在安装过程中容易损伤工件。因此需要设计一种专用装配机械以实现装配过程的自动化。根据资料显示,工业生产过程中装配作业的劳动量、耗时时间等在产品生产周期中不仅占有很大比例,而且装配质量的高低对于产品的质量有至关重要的影响。
4、目前实现装配作业的方法主要有人工操作、专用装配机械装配和装配机器人三种途径。传统的人工装配不仅耗时时间长,工人劳动强度大,而且装配质量也无法有效保证;工业机器人装配式最新发展的装配技术,利用机器人装配不仅耗时时间短,经济效益高,而且装配质量有所保证,但主要应用于多品种、小批量的生产线装配作业;而专用装配机械装配不仅满足装配机器人装配质量的要求,而且主要适用于大批量生产情况下的装配作业。目前我国阀类生产企业的产品种类比较单一,因此采用专用装配机械装配适合我国的国情。因此针对FZY-300的阀专门设计了一种半球阀阀座装配机,该装配机主要是为了实现装配过程中预紧力的自动控制,从而保证装配质量,提高生
5、产效率,减轻工人劳动强度,实现装配作业过程的自动化。1 FZY-300半球阀阀座装配技术要求分析1.1机床负载转矩计算球阀装配中硬质密封的实现是依靠如图1所示的阀座2与阀芯1的紧密配合实现的。通过旋压螺套3的旋紧提供密封过程中的预紧力,即把螺纹连接过程中的预紧扭矩转换成预紧力。图1 球阀装配图 1.阀芯 2.阀座 3.旋压螺套 1.1.1扭紧转矩的计算为了保证密封要求,根据经验,取预紧压力为工作压力的2.6倍,即: (1) (2)式中:P-系统工作压力S-密封状态下接触的面积经计算得:装配时预紧力的大小是通过扭紧力矩来控制的,查相关资料得扭紧力矩与预紧力之间的关系如公式(3): (3)式中:K
6、-扭紧力系数 F-预紧力 d-螺纹公称直径查标准取K为0.2,得: 1.1.2惯性转矩计算液压传动过程中的转矩除了装配过程中需要的扭矩外还有惯性扭矩和摩擦扭矩两部分。根据经验,取摩擦扭矩为工作扭矩的0.1,即 (4)因为液压马大工作过程中的进给速度比较慢,所以可以忽略惯性转矩的影响,所以该液压系统需要的负载转矩 (5)根据公式(4)、(5)得总负载转矩为: 1.2装配机技术参数根据阀门结构特点,阀座装配机的技术参数如下:1)阀座直径300mm2)阀座装配需要的扭矩为11194.16 3)装配机主轴转速为: 快进转速 40rpm 工进转速 20rpm2 半球阀阀座装配机方案设计 2.1设计思路根
7、据上述计算得知,FZY-300半球阀装配需要的转矩为11194.16,该转矩相对而言比较大,传统的纯机械传动输出的扭矩比较小,而液压式径向柱塞马达可以在低速的情况下输出较大的扭矩,同时液压马达便于实现无级变速、调速范围大;与电气装置相配合可以实现加工过程的自动化控制,因此在设计过程中选用液压马达作为该装置的执行元件,这样就可以简化机床结构。查有关标准,发现径向柱塞马达的质量、尺寸一般比较大,尤其是大转矩马达的质量,大多都是在100kg以上,这样就会导致主轴箱的整体质量、结构变大,为了使主轴箱结构紧凑,根据减速器减速增大扭矩的特性,因此需要把液压马达与减速器相连,这样就可以选择质量轻、扭矩小的马
8、达,从而优化主轴箱结构,使工作装置更为紧凑。因为半球阀的整体尺寸比较大,为了安装方便,所以选用立式机床结构。液压马达的扭矩比较大,所以导致减速器中齿轮的尺寸相对比较大,这样即使通过减速装置减速,主轴箱的整体质量还是比较大的,为了实现优化结构,保证装配质量,所以采用主轴箱整体升降的方式设计主轴箱轴向进给。根据以上设计思路可以大概估计出机床的工作过程:主轴箱快速轴向进给接近工件定位,然后液压马达转动。装配初期,液压马达以高速小扭矩快速进给;在装配后期通过蓄能器提高液压马达的工作压力提高液压马达的的输出扭矩,再通过减速装置增大输出扭矩,从而满足装配过程中预紧力的要求。 2.2机床总体布局方案设计机床
9、的总体布局是根据机床传动要求合理布局机床上各个传动部件、操作机构。根据上面装配机的设计思路,该装配机主要有两个主运动,一个是加载头的轴向运动,另一个是加载头的转动。其中加载头的转动的方案已经确定,所以现在主要确定的是加载头的轴向运动的方案,该方案影响到装载机的总体布局格式。本次设计中,根据运动分配方式的不同,可以有两种不同的布局方案。如图2所示,工件固定于工作台的固定位置,主轴箱安放在摇臂1上,摇臂可以沿着立柱2上下移动,绕着立柱做旋转运动;主轴箱也可沿着摇臂左右移动。这样的布局因为运动的自由度比较多,所以适用性强,使用范围广,可以用于装配重量的大工件。但是由于该结构结合面比较多,所以机床的整
10、体刚性不足,影响装配的精度。图2 1.摇臂 2.立柱另一种方案如图3所示,该方案是把上述方案中主轴箱的运动分解,把主轴箱的左右移动和分配给工件,这样工件就可以沿着工作台1水平左右移动,主轴箱依然沿着立柱2上下移动。这样的布局由于缺少了转动而使得机床整体结构变得更为紧凑,但同时也限制了机床的结构尺寸,也就限制了该装置装配工件的类型。但是由于机床总体布局结构紧凑,所以机床的整体刚性良好,能够保证很好的加工精度。图3 1.工作台 2.立柱综合上述分析,根据要求本次设计的重点是专用机床的设计,机床加工范围的大小只是一种参考,所以选择第二种方案作为机床的总体布局格式。 2.3机床主传动系统方案设计 机床
11、主传动系统主要是指动力装置、执行装置、变速装置及操纵机构等。机床主传动系统方案的设计主要是指根据输出需求,结合经验合理的拟定传动方案、系统传动比等。本次设计的要点是执行元件的确定和减速装置传动比的确定。 2.3.1执行元件的确定根据设计思路,本次设计中所用到的执行元件是径向柱塞液压马达。液压马达可以实现无级变速,且传动平稳,换向冲击小。但是由于液压马达的质量、外观尺寸比较大,为了得到需要的输出扭矩,就需要更大、更重的液压马达,所以为了减小主轴箱的结构尺寸,减小液压马达的重量,所以需要选择减速装置,以增大输出扭矩。根据机床变速连续性的分类,机床分为无级变速和有级变速,那么该机床就属于无级变速与有
12、机变速结合的形式。 2.3.2减速装置传动比的确定减速装置主要作用是降低输出轴的速度,增大输出扭矩。减速装置有一级减速器、多级减速器等多种形式。合理的传动比不仅能得到需要的输出,而且可以影响到整机的机构尺寸、质量大小等,对机床结构的合理设计具有至关重要的作用。 减速器有圆柱齿轮减速器、涡轮蜗杆减速器等,其中涡轮蜗杆减速器的传动比大,主要用来传递空间交错轴之间的运动和动力,所以这次选择圆柱齿轮减速器作为减速装置。 圆柱齿轮减速器的一级传动一般小于8,工作装置需要的扭矩是11194.16,假定减速器为一级减速器,则初步估计液压马达需要的输出扭矩最低为,查有关液压马达的标准,能够输出这样大的扭矩的马
13、达的质量一般都在75kg以上,同时根据以往减速器设计,液压马达输出这么大的扭矩,齿轮的整体结构增大,所以选择二级减速器作为传动系统。假定每一级的传动比接近4左右,这样总传动比就是16左右,这样液压马达需要输出的扭矩就是,马达的质量就在50kg左右,齿轮装置因为输出扭矩的减小,结构也得到极大地优化。所以本次设计中选取的传动比为15,马达输出扭矩约在700,转速为300rpm。 2.4升降系统传动方案设计主轴箱的升降是实现装配过程中的主要运动。因为在传动系统方案中,主轴箱是沿着立柱升降的,这样必然导致机床的整体受到很大的倾覆力矩;同时由于主轴箱的垂直放置,所以在设计过程中必须考虑怎么防止主轴箱的自
14、然下滑。根据设计要求,现在又两种方案可供选择:方案一:主轴箱通过螺母副与螺纹丝杠连接,用步进电机驱动,该方案的优点是定位精确,便于实现自动化控制。目前螺纹丝杠传动有滑动螺旋、滚动螺旋、和静压螺旋传动三种形式。滑动螺旋传动的优点是运动平稳,易于自锁,缺点是传动效率低,磨损快;滚动螺旋传动的优点是传动效率高,低速不爬行,缺点是不能自锁,这是在立式机床中应该避免的;静压螺旋传动不仅传动效率高,工作平稳,而且低速时不会出现爬行现相,但是需要一套压力稳定、温度恒定、过滤要求较高的供油系统。综合各方考虑,选择滚动螺旋传动比较经济、可靠,但是为了避免螺旋传动受载后逆转,应该设置防逆转机构。方案二是主轴箱通过
15、液压缸驱动轴向进给,该方案的优点是可以与液压马达共用一套液压系统,省去动力源的选择,同时液压缸可以提供较大的压紧力,保证加载头与压紧螺套始终接触,但是液压系统的运动精度不高,且在运动过程中,尤其在换向的过程中冲击较大,同时存在泄漏,容易造成污染综合上述比较,用滚动螺旋传动是一种比较经济、可靠的传动系统,所以升级系统的传动就选择方案一中的滚动螺旋传动作为传动方案。通过上述各个系统的分析,现在可以确定半球阀阀座装配机方案为:液压马达通过减速装置驱动主轴的转动,滚动螺旋传动机构在步进电机的驱动下带到主轴箱沿立柱上下移动。本方案不仅使得机床的机构紧凑,同时传动效率较高,能够满足生产实践的要求。3 液压
16、系统的设计 3.1液压系统介绍 液压传动技术是从五六十年代兴起的一门新的技术,液压传动的功能是通过两次能量转换实现机械能到机械能的转换,因此液压传动的效率比较低,但是由于液压系统使用的是液压油等油压介质,因此液压系统的布局非常灵活,可以通过各种管道控制介质的方向,从而避免了普通机床的结构限制。同时液压传动在各种阀的控制下可以很容易的实现自动化控制,当阀为电磁阀时,则可以与机电控制设备联系到一起,实现液压系统控制的制动化。所以虽然液压系统发展的比较晚,但是随着液压元件的发展,液压系统将得到更多的应用。 3.2液压系统设计 3.2.1技术要求机床设备技术要求是设计液压系统的原始依据和出发点。本次设
17、计的技术要求:1)阀座装配需要的扭矩为11194.16 2)装配机主轴转速为: 快进转速 40rpm 工进转速 20rpm3)根据总体方案设计,液压马达的输出扭矩为700,系统传动比大致为15左右 3.3系统参数计算 3.3.1系统压力的选定液压系统的压力可以通过压力控制阀控制,每一套液压系统的压力原则上是可以自由选定的,但是过高的压力系统的必然会要求性能更好的液压元件,这样就会提高液压系统的成本,不利于液压系统的推广,所以在选取液压系统的压力时一般要参照其他同类型机床的压力进行选定。本次设计的主机类型为中型工程机械,所以选取的设计压力一般在2032MP之间,取本次设计中快进的系统压力20MP
18、,最后工进时的工作压力为25MP,并忽略马达的背压力。 3.3.2 确定液压马达的排量取液压马达的机械效率为92%,马达输出扭矩为=700,则马达排量为: (1) 3.3.3 选定液压马达因为马达的选取是由两个因素决定的:排量和转矩,根据上述计算液压马达需要的排量为0.24L/r,转矩为700,所以选取排量为V=0.25L/r,额定转矩为715、最大转矩为894的JM10-F0.25F1的径向柱塞马达作为该装置的执行元件。 3.3.4 系统工作压力及流量计算查取有关资料,取液压马达的容积效率为0.95,则系统的工作压力和流量为: (2) 3.3.5液压其他元件的选择 根据机床的技术参数可知该机
19、床只需两种转速,所以可以通过流量阀控制液压泵输入到液压马达的流量,所以选择的液压泵为定量泵。定量泵的最高压力为20Mp,因为液压马达的最高工作压力为25Mp,且在25Mp时液压马达的输出扭矩比额定状态下高,可以通过蓄能器提高在工进阶段的压力,所以在装置中还有蓄能器。选用电动机的转速为,则液压泵的排量:取液压泵流量即可。电动机的功率,故取功率为30KW的Y200-L-4的电动机。 4 减速装置的设计 4.1.运动参数就算 4.1.1总传动比和各级传动比的确定1.传动装置总传动比 (1)式中:-液压马达输出转速-输出轴转速根据上面设定的参数得总传动比 2.分配传动装置各级传动比因为在总体方案中设计
20、的是两级减速器,所以总传动比 (2)式中 - 第一级减速器传动比 第二级减速器传动比取第一级传动比为4则由公式(1)得 4.1.2各轴转速及转矩计算 1.各轴转速计算 I 轴 II轴 III轴 2.各轴转矩计算 I 轴 II轴 III轴 式中:-齿轮传动效率 轴承传动效率根据上述计算可得下表1: 表1 各轴运动参数统计轴名参数I轴II轴III轴转速3007520 转矩T(N.M)867.18329311541.12 4.2.齿轮设计 4.2.1高速级圆柱齿轮设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)按传动方案,选用直齿圆柱齿轮。 2)装配机为一般工作机器,速度不高,一般选用8级精度(G
21、B 10095-88). 3) 材料选择:查有关标准,根据液压马达输出的转矩比较大,所以齿轮的材料的硬度应该选的大一点,这样可以提高选择齿轮的齿面接触疲劳强度,所以选择的小齿轮的材料为45钢(渗碳后淬火),硬度为350HBS,大齿轮材料为45钢(渗碳后淬火),硬度为300HBS,二者材料硬度差为50HBS。 4)选小齿轮齿数,大齿轮齿数。为了保证传动平稳,一对啮合齿轮一般互为质数,故取。2.按齿面接触强度设计齿面接触疲劳强度是根据公式(1)确定齿轮的分度圆直径 (3) 1)确定公式内的各计算数值 (1)初步估计系统的载荷系数,试选载荷系数。 (2)确定小齿轮传递的转矩根据上面计算得一轴的转矩(
22、3)查有关标准选取齿宽系数。(4)查有关标准得材料的弹性影响系数 (5)查有关标准,按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳极限;大齿轮的疲劳极限。(6)计算大小齿轮的应力循环次数(7)根据应力循环次数,查有关标准取各级齿轮的齿面接触疲劳寿命系数;(8)计算齿面接触疲劳许用应力。 取本次设计过程中齿轮的失效概率大约为1%,安全系数,根据公式(4) (4)得:(9)根据公式带入上述数据计算小齿轮分度圆直径,其中公式中的为中较小的值。(10)计算圆周速度(11)计算齿宽(12)计算齿宽与尺高之比。模数 齿高 (13)计算载荷系数。 根据,8级精度,查有关标准取动载系数; 因为传动用的是直齿轮,故; 根据机器
23、的使用情况,查有关标准可知机器的使用系数.10; 因为齿轮运动的精度8级精度、小齿轮相对支承对称布置,故取。 由,查有关标准得;故载荷系数(14)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得(15) 计算模数。,3.按齿根弯曲强度设计齿轮齿轮按弯曲强度计算的计算公式为 (5)1)确定公式内各个计算数值(1)由标准小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限;(2)根据齿轮的应力循环次数结合所选齿轮的材料,故取小齿轮的弯曲疲劳寿命系数;大齿轮的弯曲疲劳强度的寿命系数(3)取弯曲疲劳安全系数,由公式(6) (6)得:(4)计算载荷系数。(5)查取齿形系数。根据有关经验得小齿轮与大齿轮的齿形系数为:
24、;。(6)查取应力校正系数。根据有关经验得小齿轮与大齿轮的应力校正系数分别:;。(7)根据公式计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。 (8)设计计算 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,故可按弯曲强度算的的模数3.6并就近圆整为标准值,按接触强度算的的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮 ,取。这样设计出的齿轮传动,就可以满足设计要求,避免浪费。4.几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径 (2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度取,。 4.2.2低速级圆柱齿轮设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)按传动方案,选用直齿圆柱齿轮。 2)装配
25、机为一般工作机器,速度不高,一般选用8级精度(GB 10095-88). 3) 材料选择:查有关标准,根据液压马达输出的转矩比较大,所以齿轮的材料的硬度应该选的大一点,这样可以提高选择齿轮的齿面接触疲劳强度,所以选择的小齿轮的材料为45钢(渗碳后淬火),硬度为350HBS,大齿轮材料为45钢(渗碳后淬火),硬度为300HBS,二者材料硬度差为50HBS。 4)选小齿轮齿数,大齿轮齿数。为了保证传动平稳,一般互为质数。2.按齿面接触强度设计齿面接触疲劳强度是根据公式(3)确定齿轮的分度圆直径,首先确定公式中的各个值的大小。1)确定公式内的各计算数值 (1)试选载荷系数。 (2)计算小齿轮传递的转
26、矩。(3)查有关标准选取齿宽系数。(4)查有关标准得材料的弹性影响系数 (5)查有关标准,按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳极限;大齿轮的疲劳极限。(6)计算大小齿轮的应力循环次数(7)根据应力循环次数,查有关标准取各级齿轮的齿面接触疲劳寿命系数4;(8)计算齿面接触疲劳许用应力。 取本次设计过程中齿轮的失效概率大约为1%,安全系数,根据公式(4)得:(9)根据公式带入上述数据计算小齿轮分度得直径,其中公式中的为中较小的值。(10)计算圆周速度(11)计算齿宽。(12)计算齿宽与尺高之比。模数 齿高 (13)计算载荷系数。 根据,8级精度,查有关标准取机床的动载系数; 因为传动用的是直齿轮,所以取
27、:; 根据机器的使用情况,查有关标准可知机器的使用系数.10; 因为齿轮运动的精度8级精度、小齿轮相对支承对称布置,故取。 由,查有关标准得;故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数。,3.按齿根弯曲强度设计齿轮按弯曲强度计算的计算公式为公式(5) 1)确定公式内个计算数值(1)由标准小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限;(2)根据齿轮的应力循环次数结合所选齿轮的材料,故取小齿轮的弯曲疲劳寿命系数,大齿轮的弯曲疲劳强度为。(3)取弯曲疲劳安全系数,由公式(6)(4)计算载荷系数。(5)查取齿形系数。根据有关经验得小齿轮与大齿轮的齿形系数为:;。(6)查取应力校正
28、系数。根据有关经验得小齿轮与大齿轮的应力校正系数分别为为:;。(7)计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。 (8)设计计算由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,故可按弯曲强度算的的模数4.69并就近圆整为标准值,按接触强度算的的分度圆直径算出小齿轮齿数,这样设计出的齿轮传动,就可以满足要求,避免浪费。大齿轮 ,取。4.几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径 (2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度取,。 4.3轴的设计 4.3.1各齿轮受力分析1.根据上面齿轮参数,统计齿轮机构的参数于下表2:表2 齿轮参数级别Z1Z2m/mm高速级208142
29、00低速级2810752002.计算齿轮上的作用力:根据上述公式计算得如下表3: 表3 受力分析级别齿轮1Ft/NFr/NFn/N高速级小齿轮21679.57890.723070.8大齿轮20327.27398.521631.8低速级小齿轮47042.917122.250062.0大齿轮43144.415703.345913.3 4.3.2轴的设计1. 轴I设计1)确定轴的最小直径(1)一轴前端做成空心轴,用于安放马达,根据所选马达的轴伸处的直径为40mm,根据经验空心轴内径d1 于外径d2 之比通常为0.50.7,取0.7,估算得此处的轴颈为57.1mm。(2)按公式估算轴的最小直径估算轴最
30、小直径的公式为:其中A0取决于所选轴的材料,假设该轴的选用的材料为 45钢,根据经验取A0 =110,于是得综合上述比较,为了满足设计要求,取两者最大者,即轴的最小直径为57.1mm。因为该轴最小处是用于安放轴承的,查轴承标准,取代号为7012C的角接触球轴承。该轴承的基本参数为:d=60mm,D=110mm,B=22mm。2)轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案轴上零件装配方案就是合理的选择轴上零件的定位、装配方案,从而优化轴的结构,使轴的结构更为合理。如果液压马达通过联轴器与轴实现连接的话,需要联轴器的公称转矩为867.18,查有关标准这样的联轴器不仅质量大而且尺寸也大,这就导致整体结
31、构的偏大,所以需要液压马达与含有键槽空的轴相连,这样就可以极大地优化机械产品的结构。所以轴与液压马达的连接不需要联轴器。根据最小处轴颈的直径为60mm,加上定位功能处的高度,决定安放齿轮处的尺寸至少大于65mm, 因为小齿轮的分度圆为80mm,根据公式得齿根圆直径为70mm,为安放齿轮,如果在轴上开键槽,则齿根圆到键槽底部的距离e=70-65=5所以该齿轮应做成齿轮轴的形式。该轴上的零件主要是轴承及密封装置,所以为减少轴上零件,及合理安排轴上零件的定位问题,所以轴上零件的定位用轴肩定位。(2)确定轴各段的直径和长度根据所选轴承的,轴I-II的直径为60mm左端轴承用脂密封,选择的密封装置为油毡
32、密封。根据轴承内圈定位尺寸,确定油毡的尺寸为内圈60mm,长度为15mm。选择的轴承为角接触球轴承,一般成对使用,所以V-VI处的直径也为60mm。密封装置的用轴肩定位,取轴肩的定位高度2.5mm,则II-III处、V-VI处轴颈的尺寸为65mm。 取齿轮距箱体内壁之间的距离为大于13mm,同时为了保证后面设计的结构合理,所以去II-III处、V-VI处的分别为长度为13.5mm、17.5mm。I-II、V-VI处是安放轴承及轴端零件的。轴承的宽度为22mm,I-II主要和马达接触,加上密封装置的长度,所以取I-II的长度为63mm V-VI主要安放轴承,为了便于轴承的拆分,所以轴的长度应比轴
33、承的宽度小,所以取长度为19mm。(3)轴上零件的周向定位齿轮与马达之间的周向定位均采用平键连接,马达伸出轴上的键为键 ,所以需要在轴上开键槽,键槽的铣处的长度为82mm。轴与轴承的周向定位是由它们之间的过渡配合来确定的,此处选轴的直径尺寸公差为f6。V-VI处的轴承需要用螺母预紧,所以该轴VI-VII处需要有与螺母连接的螺纹和退刀槽,取其总长度为22.5mm。通过上述计算得出轴的总长为L=19.5+19+17.5+85+13.5+15+48=217.5mm。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为轴上各圆角处半径为2mm。其结构图如下图4所示:图4 轴I结构图2. 轴II设计1)确定轴的最小
34、直径(1)一轴前端做成空心轴,用于安放马达,根据所选马达的轴伸处的直径为40mm,根据经验空心轴内径d1 于外径d2 之比通常为0.50.7,取0.7,估算得此处的轴颈为57.1mm。(2)按公式估算轴的最小直径估算轴最小直径的公式为:其中A0取决于所选轴的材料,假设该轴的选用的材料为 45钢,根据经验取A0 =110,于是得 根据传动方案,该轴最小处是用来安装高速级的大齿轮的,大齿轮的分度圆直径为324mm,为了满足大齿轮轮毂与齿宽之间的关系,取大齿轮轮毂的直径为100mm,所以轴的最小处的直径为100mm。2)轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案确定装配方案需要了解本轴上需要安装的零件
35、。该轴上有两个齿轮,高速级的大齿轮和低速级的小齿轮。大齿轮的定位可以用套筒、轴肩等,因为齿轮的传动需要轴承,所以定位选用套筒定位。该轴主要承受径向力和轴向力,所以该轴的轴承选用代号为7022C的角接触球轴承,该轴承的参数为:d=110mm,D=170mm,B=28mm。(2)小齿轮结构设计因为小齿轮的分度圆为140mm,根据公式得齿根圆直径为125mm,为安放齿轮,如果在轴上开键槽,则齿根圆到键槽底部的距离e=125-125=5所以该齿轮应做成齿轮轴的形式。(2)确定轴各段的直径和长度根据轮毂的直径为100mm,长度为103mm,为了便于安装齿轮,轴的长度一般比轮毂的长度短3 4mm,取4mm
36、,所以II-III处的直径为100mm,长度为99mm。该齿轮上端用锁紧螺母锁紧,下端用套筒定位,其中锁紧螺母的公称直径为90mm,所以选择I-II的公称直径为90mm,螺纹长度加退刀槽的长度总共为34mm。根据所选轴承的径为110mm,IV-V处的直径为110mm,该处轴承用脂密封,选择的密封装置为油毡密封。根据轴承内圈定位尺寸,确定油毡的尺寸为内圈110mm,长度为15mm。选择的轴承为角接触球轴承,一般成对使用,所以VIII-IX处的直径也为110mm。密封装置的用轴肩定位,取轴肩的定位高度5mm,则V-VI、VII-VIIII处轴颈的尺寸为120mm。 取齿轮距箱体内壁之间的距离为大于
37、13mm,同时为了保证后面设计的结构合理,所以去II-III处、V-VI处的分别为长度为37.5mm、37.5mm。VIII-IX处是安放轴承及定位套筒的,因为轴承的宽度为28mm,定位套筒的长度为15,所以取长度为43mm。因为为了便于轴承的拆分,所以轴的长度应比安放轴承处的长度小,所以取长度为40mm。V-VI处是安放轴承,套筒及密封装置的。轴承的宽度为28mm,密封装置的厚度为15mm,为了使高速级大齿轮与上箱盖内壁有一定距离,所以该处的总长度为84mm,其中套筒的长度为41mm。(3)轴上零件的周向定位齿轮与轴的连接时依靠键连接,根据连接处轴颈的直径为100mm,查有关标准得应该选的平
38、键。轴与轴承的周向定位是由他们之间的过渡配合来确定的,此处选轴的直径尺寸公差为f6。通过上述计算得出轴的总长为L=40+37.5+145+37.5+84+99+34=477mm。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为轴上各圆角处半径为2mm。其结构图如下图6所示:图6 轴II结构图3 轴III设计1)结构设计主轴是机床上的输出部件,主轴输出精度的高低、主轴的刚度的大小对加工过程中有至关重要的影响。主轴的结构类型主要取决于主轴上安装的传动件、轴承、密封装置的类型、数目、安装定位方法等。为了满足这些零件的安装、定位的要求,所以主轴一般都是做成阶梯轴,其主轴的轴颈一般是从前端到后端逐渐减小。 本次
39、设计的主轴主要是用来传动扭矩的,所以通常在主轴上开有键槽,为了便于安装夹紧刀具,一般在主轴上设有拉紧机构,所以主轴一般做成空心的,同时空心主轴的刚度比同直径的实心主轴的刚度大。所以本次设计的主轴是空心轴,同时在主轴的前端开有键槽孔。2)材料选择机床主轴的材料主要根据主轴所受的载荷特点决定的,本次设计的机床的精度不高,所以按照一般机床的材料进行类比选择主轴的材料为45钢,调质到220250HBS,主轴前端的锥孔局部淬硬到HRC5055。3)支撑方式的选择合理选择推力支撑的位置和类型,能够极大地提高主轴的轴向精度。通常一对角接触球球轴承成对安装时,一个轴承相当于径向支撑,另一个轴承相当于推力支撑。
40、如果推力支撑安放在主轴后端,则轴向载荷是由后端支撑承受,但是当主轴受热膨胀,影响主轴的轴向精度。所以合理的选择轴承及支撑方式对主轴传动精度有极大地影响。所以本次设计中主轴的前端用的是角接触球轴承,中间用圆柱滚子轴承,后端用圆锥滚子轴承,圆锥滚子轴承与角接触球轴承都能承受较大的轴向力,同时角接触球轴承和圆柱滚子轴承能承受较大的径向载荷。同时因为主轴的长度较长,所以圆柱滚子轴承还可以起到辅助支撑的作用。4)主轴直径的选择主轴直径尺寸的增大能够极大地提高主轴的刚度,但是过大的主轴轴颈会增大主轴轴上传动件和轴承的径向尺寸,这样不仅导致整个机床主轴箱尺寸的变大,同时还会增大系统的发热量,从而影响主轴的精
41、度。所以要合理的选择主轴的轴颈尺寸,达到既满足刚度要求,又能优化机床的结构尺寸。确定主轴轴颈尺寸可以根据机床主参数确定。本次机床设计的主参数是机床装配工件的大小即Dmax=300mm,根据经验公式得D=90mm。同时主轴的设计还应该满足主轴设计最小尺寸经验设计公式其中A0取决于所选轴的材料,假设该轴的选用的材料为 45钢,根据经验取A0 =100,于是得综合比较两者结果,取两者最大值即轴最小尺寸为110mm。5)主轴内孔直径的选择由材料力学的知识轴的刚度K与截面惯性矩I成正比,与直径之间有以下关系:由上式可知,当时,空心主轴的刚度与主轴的实心刚度相差不大,所以取d空=60mm。5 升降系统设计
42、 5.1 丝杠设计 5.1.1工况分析根据机床工作过程,主轴进给过程的进给速度及所受力和占用时间比例如下表4所示:表4 机床滚珠丝杠基本参数切削方式轴向载荷/N进给速度/(m/min)时间比例/(%)快进22500.80.25工进25000.040.60快退300010.15本次设计中选定丝杠螺母副材料硬度5860HRC,工作温度小于100,温升3.5,可靠性要求为95%。工作台的快速进给的定位精度为25/300mm,工进的定位精度为20/300mm;机床的工作寿命为15000h,工作装置总重为WZ=2000N。机床采用主轴伺服电机,额定功率P=0.25KW。 5.1.2.总体方案设计1)对滚
43、珠丝杠螺母副采用预紧措施,并对滚珠丝杠进行预拉伸。2)采用伺服电动机驱动。3)采用升降机与滚珠丝杠直连。 5.1.3设计丝杠1.)确定滚珠丝杠的导程根据已知条件,取电动机的最高转速,则由公式得: mm 取L0为4mm2.计算滚珠丝杠螺母副在各种切削方式下的转速。3.按式(2-17)计算滚珠丝杠螺母副的平均转速ne。%+%+%=4.按式(2-18)计算滚珠丝杠螺母副的平均载荷Fe。 =1945.1 N5.初选丝杠取 Lh=15000 h根据工作条件查得:ft=1,fa=1,fw=1.2,fh=1,fk=0.62Caj= N查有关插管埋入式双螺母垫片预紧滚珠丝杠螺母副标准,查得型号为FYND3205-4的额定动载荷Fa=16KN,额定静载荷Fo=44.9KN,Kc=1340N/m,螺母长度为l=92mm,导程Tsp=4mm,余程为16mm。螺纹长度 lu=600+92+216=724mm,取750mm丝杠全长 Ls=1mmF-O支撑方式的丝杠一般不会受压缩力作用,所以可以不用校核压杆的稳定性。丝杠弯曲振动临界转速 查表得 f2=1.875mm取温升为3.5螺纹伸长量为 丝杠全长伸长量 取预拉伸量 滚珠丝杠螺母副的预紧力Fp预拉伸力为 N1000N6.确定滚珠丝杠螺母副支撑用轴承的规格型号1)按式2-33计算轴承所承受的最大轴向载荷。2)计算轴承的预紧
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