1 中型加工中心刀具庫系統設計 系 部： 機電工程系 學生姓名： 陳 清 專業班級： 模具 04C1 學 號： 0403C0117 指導教師： 肖 洪 波 2007 年 4 月 15日 2 一 .課題簡介 ： 題 目： 中型加工中心刀具庫系統設計 摘 要 ： 隨著科學技術的發展世界先進制造技術的興起和不斷成熟，而對作為現代制造業非常重要的加工中心提出了更高的要求，超高速切削、超精密加工等技術的應用，對加工中心的各種組成部分提出了更高的性能指標。由于加工中心備有刀具庫，大大增加了刀具的儲存容量。有利于提高主軸的剛度，獨立的刀庫，大大增加了刀具的儲存數量，有利于擴大機床的功能，并能較好的隔離各種影響加工精度的干擾因素 本設計采用 PLC 對刀具庫系統的自動控制，自動換刀裝置在隨機換刀時只識別刀具不識別刀套，因此可以把刀 具編號，并且按順序將刀具插入刀庫中對應號和刀套上。由數控系統的 PLC 設定刀號，使刀具號和刀庫中的刀套地址對應的記在 PLC 上，一經設定，機床在以后的使用中，不論刀具在哪個刀套上 PLC 始終記憶著它的蹤跡。簡化了控制系統的硬件和界限，減小了控制器的體積，提高了控制系統的靈活性，同時， PLC有較完善的自診斷和自保護能力，可以增強系統的抗干擾能力，提高系統的可靠性。應用表明， PLC 的簡潔、快捷在自動換刀裝置中得到了廣泛的應用。 關鍵詞：刀庫；存儲；功能；自動控制 ， 二 .選題來源 、背景極其目的意義 希望通過這次畢業 設計能鞏固、擴大和強化自己所學到的知識與技能，提高自己的設計計算、制圖、編寫技術文件的能力，學會正確使用技術資料、標準、手冊、等工具書，并在設計中培養自己理論聯系實際、嚴肅認真的工作作風和獨立分析解決問題的能力，為以后的設計及從事技術工作打下一個良好的基礎。 三 . 可根據實際情況撰寫（校內、校外） 校外 四 .工作進程： 階段 日期安排 收集資料 2007.1.5 2007.1.25 制圖 2007.2.1 2007.2.15 寫論文 2007.2.15 2007.3.15 修改到完善 2007.3.20 2007.4.20 3 五、主要參考文獻： 1邱宣懷 .機械設計 北京：高等教育出版社 2000： 194-267 2吳蹤澤 羅圣國 .機械課程設計手冊 北京：高等教育出版社 1992 3楊黎明 黃凱 李恩至 陳仕賢 .機械零件設計手冊 北京：高等教育出版社 1986：194-603 4徐圣群 . 簡明機械加工工藝手冊 上海科學技術出版社 1991 5李洪 .機械加工工藝手冊 北京：北京出版社 1990： 506-507. 6艾興 肖詩綱 .切削用量手冊 北京：機械工業出版社 1993： 42-107. 7郁漢琪機床電氣及可編程控制器實驗、課程設計指導書 北京：高等教育出版社2001 8王兆義 小型可編程控制器實用技術 北京：機械工業出版社 1997： 5-179 9東北重型機械學院 洛陽工學院 .機床夾具設計手冊 上海科學技術出版社 10白成軒 . 機床夾具設計原理 機械工業出版社 11王炳實 . 機床電氣控制 機械工業出版社 12單輝祖 . 材料力學教程 北京：國防工業出版社 13哈爾濱工業大學理論力學教研室 . 理論力學高等教育出版社 14方若余 周昌泰 . 金屬機械加工工藝人員手冊 .上海科學技術出版社 15賈亞洲 .金屬切削機床概論 . 機械工業出版社 .2004 4 目 錄 前言 （ 1） 1、估算刀具的重量 （ 2） 2、電動機的選擇 （ 4） 3、計算傳動裝置的運動與動力參數 （ 6） 3.1各軸的轉速 （ 6） 3.2各軸的輸入功率 （ 6） 3.3各軸的輸入轉矩 （ 6） 4、減速器齒輪的設計 （ 7） 4.1選擇齒輪材料及精度等級 （ 7） 4.2按齒面接觸疲勞強度設計 （ 7） 4.3齒輪傳動的主要尺寸設計 （ 9） 4.4按接觸疲勞強度校核 （ 10） 4.5驗算齒輪的圓周速率 （ 11） 5、軸的設計 （ 12） 5.1軸的設計 （ 12） 5.2軸的設計與計算 （ 13） 5.3軸的設計與計算 （ 16） 5.4軸的設計與計算 （ 20） 6、鍵的選用與計算 （ 23） 7、軸承的選用與計算 （ 24） 8、鏈輪的設計 （ 27） 總結 謝詞 （ 28） 1 前言 畢業設計是我們學完了全部課程之后 的一次全面的綜合性的練習，是我們在校期間最后一次作業和考試，是檢查我們能否運用所學的基礎課理論和專業課知識的最有效的形式，是對我們進行的最好的一次訓練。 隨著科學技術的發展，世界先進制造技術的興起和成熟，而對作為現代制造業非常重要的加工中心提出了更高的要求，超高速切削、超精密加工等技術的應用，對加工中心的組成部分提出了更高的性能指標。 加工中心是備有刀庫，并能自動更換刀具，對工件多工序的數字控制機床，其主要特點是具有自動換刀的刀具庫，工件經一次裝夾后，通過更換各種刀具，在同一臺機床，對工件各加工面連續進行銑 （車）、鏜、鉆、攻螺紋等各種工序。 由于加工中心備有刀具庫，大大增加了刀具的存儲數量。有利于提高主軸的剛度；獨立的刀庫，大大增加了刀具的存儲熟量，有利于擴大機床的功能，并能較好的隔離各種影響加工精度的干擾因素。 加工中心利用刀庫實現換刀，按換刀過程有無機械手參與，分成機械手換刀和無機械手換刀兩種情況。在機械手換刀的過程中，使用一個機械手將加工完畢的刀具從主軸拔出，與此同時，另一個機械手將在刀具庫中待命的刀具從刀庫拔出，然后兩者交換位置，完成換刀過程。無機械手換刀時，刀具庫存放方向與主軸平行，刀具放在主軸可達到的位置。換刀時，主軸箱移到刀庫換刀位置的上方，利用主軸 Z 方向將加工完畢刀具插入刀庫中要求的空位處，然后刀庫待命換刀具轉到待命位置， Z 方向運動將待命的刀具從刀庫中取出，并將刀具插入主軸。有機械手的系統在刀庫配置，與主軸的相對位置及刀具的數量都比較靈活，換刀的時間短。無機械手方式結果簡單，只是換刀時間更長。 加工中心有多種形式，常見的有盤式、鏈式兩種刀庫。 盤式結構中，刀具可以沿著主軸的軸向、徑向、斜向按放，刀具軸向的按裝的結構最為緊密，但為了換到時與主軸同向，有的刀具庫中刀具需要在換刀位作 90 度翻轉。在刀庫 容量較大時，為在存放方便的同時保持結構緊湊，可采用彈倉式結構，目前大量的刀庫安裝在機車立柱的頂面或側面，在刀庫較大時，也有安裝在專門的地基上，以隔離刀庫轉動造成的震動。 鏈式刀庫存放刀具容量比盤式大，設計題目刀具較多，為 32 把刀，所以特選用鏈式刀庫設計。鏈式刀庫結構比較靈活，可以采用加長鏈帶方式加大刀庫容量，也可以采用鏈帶折疊回繞的方式提高空間利用率，在需要刀具容量較大時，還利用采用多鏈帶結構。 提高可編程控制器的運行速度，來滿足數孔機床高速加工的要求，新型的 PLC 具有專用的 CPU，基本指令執行的時間可達到 0.2us/步，編程步數達到 16000 步以上，利用 PLC 的高速處理功能，使 CNCPLC 之間有機的結合起來，滿足數控機床運行中的各種時控要求。 2 1、估算刀具庫的重量 1.1 設定鏈片的尺寸結構如圖所示 ： 1. 2 設定鏈節的尺寸如圖所示： 圖 1 . 1 ） 圖 1 . 2 ）1.3 整個鏈片的體積為： 221 9 0 7 4 5 2 3 . 1 4 3 7 3 . 1 4 2 6 5 8 8 1 9 . 9 6v 3mm 1. 4 鏈片的重量為： （材料為 45鋼） 由參考文獻 2表 1-1得 該材料的密度為 =7.85 即 5 8 8 1 9 . 9 6 7 . 8 5 0 . 4 6mv 1. 5 鏈節的體積 2 2 33 . 1 4 ( 2 6 2 4 ) 1 0 5 3 2 9 7 0v m m 1. 6 鏈節的重量 3 2 9 7 0 7 . 8 5 0 . 2 6mv 1.7 32把刀具鏈片鏈節的總重量為 3 2 0 . 4 6 0 . 2 6m 總 （ ） =23.04 1.8 32 把刀具的總重量為 3 3 2 5 1 . 2m 總 =192 （式中 1.2為安全系數） 1. 9 整個刀庫的總重量 m 總 192+23.04+8.4=223.44 （式中 8.4為一些標準件及其它零件） 4 2、電動機的選擇 由參考文獻 3得 撥銷的轉速 n 設槽輪的停留時間為 4.5S 1 2 3 2 322 4 . 5zn r/min 則槽輪的轉速2132nnr/min 槽輪的角速度 3 . 1 4 3 23 . 3 53 0 3 0zn rad/s 鏈輪的角速度 1 7 0 3 . 3 5 0 . 5 7vr m/s 電動機的輸出功率 1000d aFVp 2 1 0 9 . 8 2 0 5 8F k g N 為電動機所驅動的載荷 ,V=0.57m/s 為鏈條的速度， 341 2 3 4a , 1 軸套傳動效率取 0.99， 2 鏈傳動效率取 0.93， 3 齒輪傳動效率取 0.98，4 滾動軸承效率取 0.98，則 341 2 3 4 0 . 7 9 9a ，則 2 0 5 8 0 . 5 7 1 . 4 61 0 0 0 1 0 0 0 0 . 7 9 9d aFVp kw 取電動機的功率為1.5kw 由參考文獻 3附表 F1-7 選用 Y90L-4 型電動機，其額定功率為 1.5kw，同步轉速為 1500rn r/min 滿載轉速 1390wn r/min 總傳動比11390 4332wni n 總因為齒輪的總傳動比 40i 總，所以該減速機構應采用三級傳動，在該減速器中把總傳動比平均分配及各級傳動比均為 3.5。 5 （ 圖 3 . 1 ） 6 3、計算傳動裝置的運動與動力參數 3.1 各軸的轉速 1390IVnn= r/min 1390 3 9 7 . 1 43 . 5II Ann i= = =r/min 3 9 7 . 1 4 1 1 3 . 53 . 5III Bnn i= = = r/min 1 1 3 . 5 3 2 . 43 . 5IIII Cnn i= = = r/min 3.2 各軸的輸入功率（整個減速器的效率 =0.96） 200Ip = kw 2 0 0 0 . 9 6 0 . 1 9 2I I Ipp h= ? ?kw 0 . 1 9 2 0 . 9 6 0 . 1 8 4I I I I Ipp h= ? ?kw 0 . 1 8 4 0 . 9 6 0 . 1 7 6I V I I Ipp h= ? ?kw 3.3 個軸的輸入轉矩 電動機輸入轉矩： 9 5 5 0 9 5 5 0 0 . 2 1 . 3 81390d W PT n = = =N.m 1 .3 8IdTT= N.m 1 . 3 8 3 . 5 0 . 9 6 4 . 6I I IT T i h= 創 = 創 = N.m 4 . 6 3 . 5 0 . 9 6 1 5 . 8I I I I IT T i h= 創 = 創 = N.m 1 5 . 8 3 . 5 0 . 9 6 5 2 . 2I V I I IT T i h= 創 = 創 = N.m 7 4、減速器齒輪的設計 （根據參考文獻 1） 4.1 選擇齒輪材料及精度等級 在這個減速器齒輪傳動中， 所有主動輪（小齒輪）的材料都選用 45鋼調質，硬度為 220 250HBS，所有大齒輪都選用 45鋼正火，硬度為 170 210HBS。因為是加工中心刀具庫減速器，由表 10.21選用 7級精度，要求齒面粗糙度為 aR 1.6 3.2 m. 4.2 按齒面接觸疲勞強度設計 因齒輪均為剛質齒輪，可以運用式 10.22 求出大小齒輪的分度圓直徑，確定有關參數及系數。 4.2.1 轉矩 T 由前面計算可知： 1T =1.38NM 2T =4.6NM 3T =15.8NM 4T =52.2NM 4.2.2 載荷系數 K 查表 10.11取 K=1.0 4.2.3 齒數 Z 和齒寬系數 dy 小齒輪的齒寬系數取為 1 3 5Z Z Z= = =18，則大齒輪的齒數為 2 4 6Z Z Z= = =63.由表10.20選用 dy =1.0 4.2.4 許用接觸應力 Hs 由圖 10.24查得： l i m 1 l i m 3 l i m 5 560H n H n H ns s s= = = Mpa l i m 2 l i m 4 l i m 6 530H n H n H ns s s= = = Mpa 由表 10.10查得安全系數： 1.0Hs = 1 6 0 6 0 1 3 9 0 1 ( 2 0 5 2 4 0 ) 3 . 5 1 0 9N n j L h= 創創 ? 12 3 . 5 1 0 9 1 1 0 93 . 5ANN i = = = ? 8 3 6 0 6 0 3 9 7 . 1 4 1 ( 2 0 5 2 4 0 ) 1 1 0 9N n j L h= 創創 ? 34 1 1 0 9 3 1 0 83 . 5BNN i = = = ? 5 6 0 6 0 1 1 3 . 5 1 ( 2 0 5 2 4 0 ) 2 . 8 1 0 8N n j L h= 創創 ? 56 2 . 8 1 0 8 8 1 0 73 . 5CNN i = = = ? 由圖 10.27得接觸疲勞壽命系數為： 1 1.0NZ = 2 1.0NZ = 3 1.0NZ = 4 1.05NZ = 5 1.04NZ = 6 1.25NZ = 由式 10.13可得： 111 1 . 0 5 6 0 5 6 0N L i m nHHZHSs = = ? Mpa 222 1 . 0 5 3 0 5 3 0N L i m nHHZHSs = = ? Mpa 333 1 . 0 5 6 0 5 6 0N L i m nHHZHSs = = ?Mpa 444 1 . 0 5 5 3 0 5 5 6 . 5N L i m nHHZH Ss = = ? Mpa 555 1 . 0 4 5 6 0 5 8 2 . 4N L i m nHHZH Ss = = ? Mpa 666 1 . 2 5 5 3 0 6 6 2 . 5N L i m nHHZH Ss = = ? Mpa 由于齒輪材料都選用鋼，由公式 10.22 得： 1 331 2( 1 ) 1 1 . 3 8 ( 3 . 5 1 )7 6 . 4 3 7 6 . 4 3 1 3 . 6 1 5 6 0dHKTd mys+ 創 +炒 =? 9 2 333 2( 1 ) 1 4 . 6 ( 3 . 5 1 )7 6 . 4 3 7 6 . 4 3 2 0 1 5 6 0dHKTd mys+ 創 +炒 =? 3 335 2( 1 ) 1 1 5 . 8 ( 3 . 5 1 )7 6 . 4 3 7 6 . 4 3 3 0 1 5 8 2 . 4dHKTd mys+ 創 +炒 =? 即 1110 .7 5dm Z= 3331 .1dm Z= 5551 .7dm Z= 由表 10.3選用標準模數為： 1 1m = 3 1m = 5 2m = 4.3 齒輪傳動的主要計算 1 3 3 1 1 8 1 8d d m Z= = ? ? 2 4 4 1 6 3 6 3d d m Z= = ? ? 2 4 1 1 1 8 1 8db b dy= = ? ? 經圓整后為 4 20b = 135 2 5bb= + = 55 2 1 8 3 6d m Z= = ? 66 2 6 3 1 2 6d m Z= = ? 66 1 3 6 3 6dbdy= ? ? 經圓整后為 6 40b = 56 5 4 5bb= + = 1 2 3 4 3 41 ( ) 0 . 5 8 1 4 0 . 52a a m Z Z= = + = ? 5 6 5 61 ( ) 1 8 1 8 12a m Z Z= + = ? 4.4 接觸疲勞強度的校核 由公式 10.24得 Fs ， FFss 則校核合格 確定有關參數與系數： 4.4.1 齒形系數 FY ： 由表 10.13 得 1 3 52 . 1 9F F FY Y Y= = = 246 2 . 3 0F F FY Y Y= = = 4.4.2 應力修正系數 SY ： 由表 10.14得 1 3 5 1 . 5 4S S SY Y Y= = = 10 246 1 . 7 5S S SY Y Y= = = 4.4.3 許用彎曲應力 Fs ： 由表 10.25得 l i m 1 l i m 3 l i m 5 220F F Fs s s= = = Mpa l i m 2 l i m 4 l i m 6 190F F Fs s s= = = Mpa 由表 10.10 得： 1.3FS= 由圖 10.26 得1 2 3 4 5 6 1 . 0N N N N N NY Y Y Y Y Y= = = = = = 由公式 10.14得齒根彎曲疲勞許 用應力公式為：lim NFFFY S ss = 則 5 l i m 51 3 55220 1 6 2 . 91 . 3NFF F F FY S ss s s = = = = = Mpa 6 l i m 62466190 1 4 6 . 21 . 3NFF F F FY S ss s s = = = = = Mpa 11 2212 2 1 1 . 3 8 1 0 0 0 2 . 9 1 1 . 5 4 3 4 . 42 0 1 1 8F F SKT YYb m zs 創 ?= 創 =創 Mpa 1 2 22113 4 . 4 2 . 3 1 . 7 5 3 0 . 82 . 9 1 1 . 5 4F F SF FSYYYYss 創創= = = Mpa 23 2432 2 1 4 . 6 1 0 0 0 2 . 9 1 1 . 5 4 1 1 4 . 62 0 1 1 8F F SKT YYb m zs 創 ?= 創 =創 Mpa 3 2 24111 1 4 . 6 2 . 3 1 . 7 5 1 0 2 . 42 . 9 1 1 . 5 4F F SF FSYYYYss 創創= = = Mpa 35 2652 2 1 1 5 . 8 1 0 0 0 2 . 9 1 1 . 5 4 4 9 . 24 0 4 1 8F F SKT YYb m zs 創 ?= 創 =創 Mpa 5 2 26114 9 . 2 2 . 3 1 . 7 5 442 . 9 1 1 . 5 4F F SF FSYYYYss 創創= = = Mpa 故 11 113 4 . 4 M p a 1 6 2 . 2 M p aFFss=? 223 0 . 8 M p a 1 4 6 . 2 M p aFFss=? 331 1 4 . 6 M p a 1 6 2 . 2 M p aFFss=? 441 0 2 . 4 M p a 1 4 6 . 2 M p aFFss=? 554 9 . 2 M p a 1 6 2 . 2 M p aFFss=? 664 4 M p a 1 4 6 . 2 M p aFFss=? 即齒根彎曲強度校核合格 4.5 驗算齒輪的圓周速率 v 111 3 . 1 4 1 8 1 3 9 0 1 . 3 16 0 0 0 0 6 0 0 0 0dnv p 創= = =m/s 333 3 . 1 4 1 8 3 9 7 . 1 4 0 . 1 46 0 0 0 0 6 0 0 0 0dnv p 創= = =m/s 555 3 . 1 4 1 8 1 1 3 . 5 0 . 2 06 0 0 0 0 6 0 0 0 0dnv p 創= = =m/s 由表 10.22可得， 10v m/s，選 7級精度是合適的 . 由上可知所選用的參數又是合格的。 12 5、軸的設計 （根據參考文獻 1） 5.1 軸的設計 5.1.1 選擇軸的材料，確定許用應力 由以上條件知減速器傳遞的功率 屬小功率，對材料無特殊要求，故選用 45號鋼并調質處理。由表 13.4 查得強度極限 650Bs = Mpa，再由表 13.2 得許用彎曲應力 1bs- =60Mpa。 5.1.2 按扭轉強度估算軸的直徑 根據表 13.1得 C=118 107. 又由式（ 13.2）得軸的最小直徑 33 0 . 2( 1 0 7 1 0 8 ) 5 . 6 61390pdc n炒 =?: 考慮到軸的最小直徑處要按裝制動器，會有鍵槽的存在，故將估算直徑加大3% 5%，取 5.58 6.3d : ，由參考文獻表 3.13-4取標準直徑 1 10d = 。 5.1.3 設計軸的結構并繪制結構草圖 5.1.3.1 確定軸上零件的位置和固定方式 要確定軸的結構形狀，必須先確定周上零件的裝拆順序和固定方式。參考圖，由于齒輪的軸徑較小所以要采用齒輪軸的形式。軸上制動器從軸的左端裝入，軸的左端尺寸為最小直徑，制動器的軸采用平鍵作軸向固定，采用軸套與右軸肩作周向固定。 13 5.1.3.2 定各軸段的直徑 如圖所示，軸段（ 1）的最小直徑 1 10d = ，軸段上要安裝軸承，軸段（ 2）必須滿足軸承內徑的標準，故取軸段（ 2）的直徑 2 15d = 。由參考文獻 2表 61選用 6002型深溝球滾子軸承，軸承與軸向采用過盈配合固定，軸向采用彈性擋圈固定。 5.1.3.3 各段軸的長度 齒輪輪轂寬度為 24，為了保證齒輪能夠順利的加工所以要在齒輪的左端開個退刀槽長度為 5，為了保證齒輪端面與箱 體內壁不相碰，齒輪端面與箱體內壁間應有一定的距離，取該距離為 10 ，為了保證軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為 8 ），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為 5 ，制動器的總長 L=100（制動器安裝在軸（ 1）與（ 2）上）軸（ 1）的長度為 75，軸（ 2）的長度取為 62 。 5.1.4 由于該軸所受的彎矩較小故不需要進行彎曲合成強度校核軸徑 5.2 軸的設計與計算 5.2.1 選擇軸的材料確定許用應力 由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用 45號鋼并調質處理。由表 13.4查得強度 極限 650Bs = Mpa，在由表 13.2 地許用彎曲應力 1bs- =60Mpa 。 5.2.2 按扭轉強度估算軸的直徑 根據表 13.1得 C=118 117。又由式（ 13.2）得軸的最小直徑 33 0 . 1 9 2( 1 0 7 1 0 8 ) 8 . 4 9 . 33 9 7 . 1 4pdc n炒 =?: 考慮到軸上會有鍵槽存在，故將估算直徑加大 3% 5%，取 8.8 9.8d : 。由參考文獻 3表 3.13 4取標準直徑 1 15d = 。 5.2.3 設計軸的結構并繪制結構草圖（ a） 14 5.2.3.1 確定軸上零件的位置和固定方式 要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝拆順序和固定方式。參考圖，齒輪從軸的右端裝入，齒輪的左右端均用軸套固定。這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵聯接。軸承對稱安裝于齒輪的兩側，其軸向用軸肩固定。 5.2.3.2 各軸段的直徑 如圖所示，左軸段安裝軸承，軸段必須滿足軸承的內徑標 準，故取軸的直徑為 15。由參考文獻 2表 6 1選用 6202 型深溝球滾子軸承，軸承與軸周向采用過盈配合固定，軸向采用彈性擋圈固定。 5.2.3.3 確定各軸段的長度 齒輪的輪轂寬度為 24 ，為了保證齒輪的端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面間與箱體內壁間應留有一定的距離，該間距為 10 ，為了軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為 8 ），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為 5，齒輪左右軸套的長度均為 12，左軸承的左段伸出 14，所以左軸段的長度取 80，軸承支點距離 L=56，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度 小約 5 10，鍵槽的寬度按軸段直徑查手冊得到，詳見 13.6 節。該軸段最右端是齒輪軸，其齒寬為 25。 5.2.4 按彎曲合成強度校核軸徑 5.2.4.1 畫出軸的受力圖，如圖（ b）所示： 圓周力為：1212 0 0 0 2 1 3 8 0 1 5 3 . 318tTF d = = =N 2332 0 0 0 2 4 6 0 0 5 1 1 . 118tTF d = = =N 15 徑向力為： 022 2 0 1 5 3 . 3 0 . 9 4 1 4 4rtF F t g= ? ?N 033 2 0 5 1 1 . 1 0 . 9 4 1 8 6rtF F t g= ? ?N 5.2.4.2 作水平面內的彎矩圖（ C）支點的反應力為： 2 1 5 3 . 3 7 6 . 722tHA FF = = =N 2 3 7 6 . 7 5 1 1 . 1 5 8 7 . 82tH B tFFF= + = + =N 截面的彎矩為： 7 6 . 7 2 8 2 1 4 7 . 6HIM =? N 截面的彎矩為： 5 8 7 . 8 1 4 8 2 2 9 . 2HIM =? N 5.2.4.3 作垂直面內的彎矩圖（ e）支點反力為： 2 144 7222rVA FF = = =N 23 114V B r V A rF F F F= - - = -N 截面左側彎矩為： 2 8 7 2 2 8 2 0 1 6VAVIMF= ? ?左N 截面右側彎矩為： 2 8 1 1 4 2 8 3 1 9 2HBVIMF= ? - ? -右N 截面處的彎矩為： 1 4 1 1 4 1 4 1 5 9 6V I I V BMF= ? - ? -N 5.2.4.4 合成彎矩 22HVM M M=+ 截面： 2 2 2 27 8 4 2 1 4 7 . 6 2 1 5 5 . 5HII V IM M M= + = + =左 左N 2 2 2 23 1 9 2 2 1 4 7 . 6 3 8 4 7 . 2HII V IM M M= + = - + =右 右 （ ）N 截面 : 2 2 2 21 5 9 6 8 2 2 9 . 2 8 3 8 2 . 5I I V I I H IM M M= + = + =N 5.2.4.5 轉矩 9 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 0 0 . 2 48123 9 7 . 1 4PT n 創= = =N 5.2.4.6 求當量彎矩 取修正系數為 0.6 截 面 ：右 （ ） （ ）2 2 2 23 8 4 7 . 2 0 . 6 4 8 1 2 4 8 1 0eI IM M Ta= + = + ?N 截面 : （ ） （ ）2 2 2 28 3 8 2 . 5 0 . 6 4 8 1 2 8 8 6 5 . 8e I I I IM M Ta= + = + ? 16 N 5.2.4.7 確定危險截面及校核強度 截 面：334 8 1 0 4 8 1 0 1 4 . 30 . 1 0 . 1 1 5eIeI MWds = = = = Mpa 截面 :338 8 6 5 . 8 8 8 6 5 . 8 2 6 . 30 . 1 0 . 1 1 5e I Ie I I MWds = = = = Mpa 查表 13.2 得 1 60bs - =Mpa，滿足 1ebss-的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕度。 5.2.5 修改軸的結構 因為所設計軸的強度裕度不大，此軸不必在做修改。 5.3 軸的設計與計算 5.3.1 選擇軸的材料確定許用應力 由已知條件知減速器的傳遞的功率屬與小功率，對材料無特 殊要求，故選用 45號鋼并經調質處理。由表 13.4查得強度極限 650Bs = Mpa，再由表 13.2得許用彎曲應力 1 60bs - =Mpa。 5.3.2 按扭轉強度估算軸的直徑 根據表 13.1得 C=118 117。又由式（ 13.2）得軸的最小直徑 ( ) 33 0 . 1 8 41 0 7 1 0 8 1 2 . 3 3 1 41 1 3 . 5pdc n炒 =?: 考慮到軸的最小直徑處會有鍵槽的存在，故將估算直徑加大 3% 5%，取為13 14.7d : 。由參考 文獻 3表 3.13 4取標準直徑 1 15d = 。 5.3.3 設計軸的結構并繪構結構草圖（ a） 17 5.3.3.1 確定軸上零件的位置和固定方式 要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝拆順序和固定方式。參考圖，齒輪從軸的左端裝入，齒輪的左端用軸套與墊片定位，左端用彈性擋圈固定，這樣齒輪在軸上的位置被完全確定，齒輪的周向固定采用平鍵聯接。軸段的最右是齒輪軸。軸兩端最小直徑（軸）處安裝軸承，其軸向均用軸 套固定，周向采用過盈配合固定。 5.3.3.2 確定各段軸的直徑 如土所示，軸段上應安裝軸承，軸段上必須滿足軸承內徑的標準，故取軸段的直徑的直徑為 10；用相同的方法確定軸段的直徑為 17 ；由參考文獻 2表 6 1可查得軸段上安裝軸承為 6000 型深溝球滾子軸承。 5.3.3.3 確定各軸段的長度 左端齒輪輪轂的寬度為 30，為了保證齒輪的端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面間與箱體內壁間應留有一定的距離，該間距為 10 ，為了軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為 9 ），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面幾距箱體內壁 的距離為 5，取軸段長度為 62，軸段長度為 20。軸承支點距離為 L=141；軸段的鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約 5 10，鍵槽的寬度按軸段直徑查手冊得到，詳見 13.6 節。 5.3.4 按彎曲合成強度校核軸徑 5.3.4.1 畫出軸的受力圖，如圖（ b）所示： 圓周力為：24332000 5 1 1 . 1ttTFF d= = =N 35652 0 0 0 2 1 5 8 0 0 8 7 7 . 836ttTFF d = = = =N 18 徑向力為： 02 4 3 2 0 0 5 1 1 . 1 0 . 9 4 4 8 0 . 4r r rF F F t g= = = ?N 05 6 6 2 0 0 8 7 7 . 8 0 . 9 4 8 2 5 . 1r r tF F F t g= = = ?N 5.3.4.2 作水平面的彎矩圖（ c） 由平衡條件可得 AB軸的平衡方程式為： 0ZF = 45 0t r H A H BF F F F- - + + = 0XF = 45 0t r V A V BF F F F+ + + = () 0ZFM =452 8 1 0 8 1 4 1 0t t B XF F R- ? ? ? () 0XFM =452 8 1 0 8 1 4 1 0r r B ZF F R- ? ? ? 上式得 水平面內支點的反力為： 223.8=HAF N 281.7=HBF N 截面的彎矩為： 2 2 3 . 8 2 8 6 2 6 6 . 4HIM =? N. 截面的彎矩為： 2 8 1 . 7 1 0 2 8 1 7H I IM =?N. 截面的彎矩為： 2 2 3 . 8 1 6 . 5 3 6 9 2 . 7H I I IM =? N. 5.3.4.3 作垂直面內的彎矩圖（ d），支點反力為： 615VAF = N 774VBF =- N 截面左側彎矩為： 2 8 6 1 5 2 8 1 7 2 2 0VAVIMF= ? ?左N. 截面右側彎矩為： 1 1 3 7 7 4 1 1 3 8 7 4 6 2HBVIMF = ? - ? -右N. 截面處的彎矩為： 1 0 7 7 4 1 0 7 7 4 0V I I V BMF= ? - ? -N. 截面的彎矩為： 6 1 5 1 6 . 5 1 0 1 4 7 . 5V I I IM =? N. 5.3.4.4 合成彎矩 22HVM M M=+ 截面： 2 2 2 21 7 2 2 0 2 6 6 . 4 1 8 3 2 4 . 7HII V IM M M= + = + =左 左N. 2 2 2 28 7 4 2 6 6 2 6 6 . 4 8 7 6 8 6HII V IM M M= + = - + =右 右 （ ）N. 19 截面： 2 2 2 27 7 4 0 2 8 1 7 8 2 3 6 . 7I I V I I H IM M M= + = - + =（ ）N. 截面： 2 2 2 21 0 1 4 7 . 5 3 6 9 2 . 7 1 0 7 9 8 . 5I I I V I I I H IM M M= + = + =N. 5.3.4.5 轉矩 9 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 0 0 . 1 9 2 154821 1 3 . 5PT n 創= = =N. 5.3.4.6 求當量彎矩 取修正系數為 0.8 截面：右 （ ） （ ）2 2 2 23 8 4 7 . 2 0 . 6 4 8 1 2 4 8 1 0eI IM M Ta= + = + ?N. 截面： （ ） （ ）2 2 2 28 2 3 6 . 7 0 . 8 1 5 4 8 2 1 4 8 7 4 . 4e I I I IM M Ta= + = + ?N. 截面： （ ） （ ）2 2 2 21 0 7 9 8 . 5 0 . 8 1 5 4 8 2 1 6 4 3 2e I I I I I IM M Ta= + = + ?N. 5.3.4.7 確定危險截面及校核強度 截面：3338 8 5 5 6 8 8 5 5 6 570 . 1 0 . 1 2 5eIeIMWds = = = = Mpa 截面：3331 4 8 7 4 . 4 1 7 8 7 4 . 4 9 . 5 20 . 1 0 . 1 2 5e I Ie I IMWds = = = = Mpa 截面：3331 6 4 3 2 1 6 4 3 2 1 0 . 50 . 1 0 . 1 2 5e I I Ie I I IMWds = = = = Mpa 查表 13.2得 1 60bs - =Mpa，滿足 1ebss-的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。 5.3.5 修改軸的結構 因為所設計軸的強度裕度不大，此軸不必在做修改。 5.4 軸的設計與計算 5.4.1 選擇軸的材料確定許用應力 由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用 45號鋼并調質處理。由表 13.4查得強度極限 650Bs = Mpa，在由表 13.2 地許用彎曲應力 1bs- =60Mpa 。 5.4.2 按扭轉強度估算軸的直徑 20 根據表 13.1得 C=108 107。又由式（ 13.2）得軸的最小直徑 ( ) 33 0 . 1 7 61 0 7 1 0 8 1 8 . 5 2 13 2 . 4pdc n炒 =?: 考慮到軸的最小直徑處會有鍵槽存在，故將估算直徑擴大 3% 5%，取為19.4 22d : 。由參考文獻 3表 3.13 4去標準直徑 1 20d = 。 5.4.3 設計軸的 結構并繪構結構草圖（ a） 5.4.3.1 確定軸上零件的位置和固定方式 要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝拆順序和固定方式。參考圖，軸段（ 1）上的齒輪從軸的左端裝入，齒輪的左端均用軸套定位，右端采用軸肩固定，這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵聯接。軸承對稱安裝與齒輪兩側（齒輪右端軸承安裝與軸段（ 2）上），其軸向用軸套、彈性擋圈及軸承端蓋固定。軸段（ 3）上的主動曲柄從軸的右端裝入，其周向固定采用平鍵聯接，軸向采用擋環固定，這樣曲柄在軸上的軸向位置被完全確定。 5.4.3.2 確 定各軸段直徑 如圖所示，軸段（ 1）上安裝軸承，軸段（ 1）必須滿足軸承內徑標準，故取軸 21 段（ 1）的直徑為 20 ；用相同的方法確定軸段（ 2）的直徑為 25。由參考文獻2表 6 1 可查出軸段（ 1）上安裝的軸承為 6004 型深溝球滾子軸承，軸段（ 2）上安裝的軸承為 6005 型深溝球滾子軸承。 5.4.3.3 確定各軸段的長度 左端齒輪輪轂的寬度為 45 ，為了保證齒輪的端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面間與箱體內壁間應留有一定的距離，該間距為 10 ，為了軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為 9 ），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面幾 距箱體內壁的距離為 5 ，所以軸段長度為 65 ，取軸段長度為 25 ，。軸承支點距離為L=70；在軸段、上分別加工出鍵槽，使鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約 5 10，鍵槽的寬度按軸段直徑查手冊得到，詳見13.6節。 5.4.4 按彎曲合成強度校核軸徑 5.4.4.1 畫出軸的受力圖（ b），如圖所示： 圓周力為：3652000 8 7 7 . 8tTF d=N 徑向力為： 066 2 0 0 8 7 7 . 8 0 . 9 4 8 2 5 . 1rtF F t g= = ? N 5.4.4.2 作水平面內的彎矩圖（ c） 支點 反力為： 6 8 7 7 . 8 4 3 8 . 922tH A H A FFF= = = =N 截面的彎矩為： 4 3 8 . 9 3 5 1 5 3 6 1 . 5HIM =? N. 截面的彎矩為： 4 3 8 . 9 6 2 6 3 3 . 4H I IM =?N. 5.4.4.3 作垂直面內的彎矩圖（ d）支點反力為： 6 3 1 9 . 5 1 5 9 . 822rVA FF = = =N 6 1 5 9 . 8V B r V AF F F= - =N 截面左側彎矩為：左 3 5 1 5 9 . 8 3 5 5 5 9 1 . 3VAVIMF= ? ?N. 截面右側 彎矩為：右 3 5 1 5 9 . 8 3 5 5 5 9 1 . 3HBVIMF= ? ?N. 截面處的彎矩為： 6 1 5 9 . 8 6 9 5 6V I I V BMF= ? ? N. 5.4.4.4 合成彎矩 22HVM M M=+ 截面：左 左2 2 2 25 5 9 1 . 3 1 5 3 6 1 . 5 1 6 3 4 7 . 2HII V IM M M= + = + =N. 右 右2 2 2 25 5 9 1 . 3 1 5 3 6 1 . 5 1 6 3 4