1、前言 目前，我國對數控淬火機床的需求在日益增加，數控淬火機床的性能也日趨完善，自動 化程度和生產率大大提高，從而取代了人的大部分體力勞動和腦力勞動，但同時也就使得數 控淬火機床在更高層次上依賴于人，從而構成技術密集型的人機系統。對于數控淬火機床來 說，人的主要工作不只是體力勞動，而且還包含了一定程度的腦力勞動，隨著數控淬火機床 的發展，腦力勞動的負荷越來越大，對操作者的知識技能水平的要求也就更高了。但是，對 于操作者來說，體力勞動是依然存在的，這時人的主要體力作業集中在加工前的準備工作和 加工后的一些后續工作。從數控淬火機床的設計、制造、使用過程表明，數控淬火機床的工 作質量不但取決于機器本身

2、的性能和質量，還取決于操作的勞動者，而操作者的勞動質量在 很大程度上又取決于該系統中人機系統的功能質量。人是生產的主體，滿足了人的基本安全 需要，使人心情舒暢，才可能充分發揮人的主觀能動性，調動人的積極態度，它對提高生產 效率有著重要的意義。 全套全套 cad 圖紙，聯系圖紙，聯系 153893706 1. 緒論 1.1 淬火機床的國內外發展狀況 1）感應淬火機床在國內普遍采用液壓傳動機構,也有的采用機械傳動機構。機械傳動機構 采用普通絲桿和齒輪傳動結構進行傳動。這些淬火機床傳動速度不穩定,傳動定位精度低。目 前,對感應熱處理要求的提高,對淬火機床傳動系統的要求也相應提高,液壓系統傳動的淬火機

3、 床已逐步被淘汰,取而代之的淬火機床將采用變頻調速電機,步進電機或伺服電機,通過滾珠絲 桿傳動。這種淬火機床移動速度均勻、精確, 托架重復定位精度高, 可達0.03mm 或 0. 001mm ; 轉臺定位精度高, 達到0.01mm。若再采用步進鏈傳動,托盤送料,機械手或機器人 送料及對感應淬火零件裝卸料,就成為全自動化的專用機床。淬火變壓器與感應器 x 軸向(上 下) 移動應用微型計算機進行編程,z 軸向(前后) 移動同樣也可進行編程,機床運行完全按照 計算機程序運行,是高度自動化的感應加熱設備。 2）感應加熱淬火機床的控制,現在普遍采用 plc 與 nc 控制,完全應用繼電器進行控制的 淬火

4、機床已逐步被淘汰。使用計算機進行控制的自動淬火機床也越來越普遍。淬火機床的工 作狀態通常被顯示在顯示屏上,同時能自動進行故障報警或故障診斷。 3）感應加熱過程的能量監控系統和工件加熱溫度的監控精度大大提高,其重現性達0. 1 %。 最近發展了感應器監控儀直接測量感應器上的輸入能量 kw- s ,以取代設備的能量監控。 4） 在感應加熱淬火過程應用脈動加熱式能量分配器,進行曲軸連桿頸淬火時,給上死點和 下死點分配不同能量達到加熱溫度均勻的目的。 5） 在感應熱處理過程中,感應電源根據振蕩因素及時顯示感應器阻抗值的變化,根據阻抗 值的變化及時調節電源振蕩狀態,保證零件感應加熱在相對理想的狀態下進行

5、。aec-elotherm 曲軸淬火機床有此裝置，用以顯示感應器阻抗，能顯示數值變化。 6） 淬火機床附帶測量及顯示儀表,測量顯示工件的淬火過程。在對滾珠絲桿感應淬火時 淬火機床能自動測量伸長量,如果伸長超差,淬火機床能自動降低功率以減少滾珠絲桿感應淬火 的伸長量,并在淬火過程中自動記錄相關數據。感應淬火機床能夠在曲軸淬火過程中應用安裝 的曲軸彎曲變形測量儀測定曲軸的淬火彎曲量,并調整其參數對曲軸淬火彎曲情況進行修正。 淬火機床附帶的液體流量監控儀可直接顯示淬火液的流量,能有效地監控淬火件質量。水電導 值指示器可以監控軟水的質量。 7） 油煙吸抽。新型淬火機床上直接安裝抽風設備，吸抽工件加熱時

6、產生的油煙。 8） 多軸化。為了適應小件提高產量，通用淬火機床出現多軸化，如 welduction 公司最 近推出 2 軸、4 軸淬火機床，同時可處理多種 0.508m（20in）長以內，重 9.08kg 以下的工件。 9） 功能復合化與柔性化。在一臺淬火機床進行淬火，隨后用較低功率進行回火，二工序 在一臺淬火機床上完成，英國 etchells 機械制造有限責任公司生產的全自動抽油桿生產線， 可生產符合 a.p.i 標準的 5/8,3/4,7/8 和 1的抽油桿,長度可以是 25-30 米長，實現了包括鍛 造、感應加熱等一整套工序的集成，全自動生產。bj 型軸類淬火機能自動編 14 種程序、自

7、 動識別進機零件。roborton.elotherm 最近推出了雙主軸立式淬火機床，在一個緊湊的工藝單 元內進行工件的淬火與回火，能處理輪軸、三槽套及其他萬向節件，轉換工件只需 25min，用計算機編程，根據工件號在 2min 內調出有關工藝數據。 10） 一機多工位或一個電源帶多臺機床，摩擦片雙工位淬火機床是高頻自動切換的，摩 托車曲柄有三個淬火部位，電氣興業公司的產品是一個電源帶三臺淬火機床；國內產品是一 個超音頻電源帶一臺具有三個淬火變壓器的回轉工作臺淬火機，節省了占地面積與裝卸工序。 11） 機電一體化的緊湊式淬火裝置，以單個電源、淬火機床、附屬裝置組成成套裝置在 我國是在 20 世紀

8、 70 年代中期開始的，工業發達國家現在發展的是將電源與淬火機構組合在 一起的淬火機床，inductoheat co 公司的輪轂淬火機床 welduction 的通用淬火機等均屬此范疇。 12） 冷卻水及淬火液循環裝置，由于采用換熱器降溫，設備冷卻水及淬火液槽容量普遍 減小，冷卻水槽容量在 0.51.0或更小，淬火液槽亦相似，完善的淬火液槽內有磁性吸鐵 3 m 屑裝置及油分離器，對使用聚合物淬火液更為有利。 1.2 四桿中頻數控淬火機床概述 四桿中頻淬火機床是對抽油桿（包括空心桿）進行淬火的專用設備，具有結構合理、性 能穩定、工效高、易于操作等特點。 機床主要由上料裝置、下料裝置、中頻淬火裝置

9、、冷卻系統以及氣動裝置和控制裝置組成。淬火過 程全部采用斜輥道進給，使工件邊前進邊旋轉，保證加熱溫度均勻。在驅動裝置的帶動下,斜輥 輸送抽油桿完成全部運動。上料與下料均有自動裝置，可減輕工人勞動強度提高勞動生產率。此 自動裝置由限位開關、氣動裝置及其控制以及機械部分組成。冷卻水套采用均勻多孔噴口， 使工作冷卻速度快且硬度均勻。此系統是獨立封閉式。前后斜輥道采用鏈式傳動，分別由兩 臺調速電機驅動，保證整條傳動線作勻速前進。電氣控制是由中頻電源柜，電氣控制柜組成， 用以完成整機動作的控制。 2 四桿中頻淬火機床總體設計 機械系統總體設計根據機器要求進行功能設計研究。總體設計包括確定工作部分的運動

10、和阻力，選擇原動機的種類和功率，選擇傳動系統，機械系統的運動和動力計算，確定各級 傳動比和各軸的轉速、轉矩和功率。總體設計時要考慮到機械的操作、維修、安裝、外廓尺 寸等要求，確定機械系統各主要部件之間的相對位置關系及相對運動關系，人機環境之 間的合理關系。總體設計對機械系統的制造和使用都有很大的影響，為此，常需作出幾個方 案加以分析、比較，通過優化求解得出最佳方案。 機床主要由上料裝置、下料裝置、中頻淬火裝置、冷卻系統以及氣動裝置和控制裝置組 成。 2.1 機床動作流程 工件從上料架感應開關翻料器至上料裝置的斜輥上進給中頻淬火裝置冷卻 水套繼續進給至下料裝置的斜輥上碰撞到限位開關翻料器至下料架

11、。 2.2 斜輥傳輸 本機床采用斜輥傳輸, 使工件邊前進邊旋轉，保證加熱溫度均勻。工件的進給速度應滿 足機床的額定工作效率，因此，在設計中必須保證工件的進給速度和自身旋轉速度參數應與 中頻淬火裝置的各設計參數相匹配。工件的進給速度和自身旋轉速度主要取決于斜輥的旋轉 速度和工件與斜輥的切點位置。對于同一型號的工件，切點位置不同，其水平與豎直方向的 受力就不同,從而工件的進給速度和自身旋轉速度就隨之變化。因此，在設計中準確計算并把 握切點的位置至關重要。在本機床中，將斜輥軸與工件進給方向調為 60 度，滿足所需工件的 進給速度和自身旋轉速度的要求。 2.3 工件進給過程 淬火機床在工件進給過程中，

12、采用左右對稱式。即以床身縱軸為對稱軸，左右各安排兩 桿進給。兩桿一前一后錯開進給，保證上下料及其它裝置可同時滿足兩通道使用要求。 2.4 中頻淬火過程 抽油桿采用連續加熱、噴水淬火的方式。為使抽油桿達到技術要求，很大程度上取決于 感應器的結構設計與制造，感應器的設計一般應考慮： 1） 使被加熱零件的表面溫度均勻。 2） 感應器損耗小， 電效率高，這與感應器內面與工件的間隙有關。 3） 感應器冷卻良好。感應器通過較大的中頻電流所引起的發熱量，必須用冷卻水帶走。 4） 感應器制造簡單，操作方便。 2.5 機床電氣、水循環和氣動系統 1）數控系統及配套電源 數控系統以可編程控制器（plc）為核心,具

13、有豐富故障診斷功能及過流、欠壓、過熱和 短路等各種保護功能,在抗電磁干擾方面采取了一系列有效措施。顯示器漢字顯示工況及報警 信息內容。系統配有合理的控制程序,操作方便,并可根據需要隨時編程或修改工藝參數,以滿 足不同類型抽油桿感應熱處理機床配套使用可控硅中頻電源,功率 250kw ,頻率 8khz。 2）水循環系統 機床水路分冷卻水和淬火介質兩路,冷卻水路實現對電源、變壓器、電容器和感應器的冷 卻,淬火水路為工件加熱提供淬火介質。兩大水路均采用全封閉循環冷卻方式,冷卻水與淬火介 質分別與工廠供給的外循環硬水通過板式換熱器進行換熱冷卻,并具有壓力、溫度檢測功能,保 證水溫恒定及水質穩定,為生產線

14、調試淬火工藝提供可靠保證。 3） 氣動系統 為了提高生產效率，減輕生產人員的勞動強度，機床上下料裝置采用汽缸帶動連杠實現上 下料動作，實現了上下料的全自動控制。 3.上料傳送裝置的設計 3.1 上料傳送裝置料架的設計 為了提高生產效率，減輕生產人員的勞動強度，機床上下料裝置采用汽缸帶動連杠實現 上下料動作，實現了上下料的全自動控制。 3.1.1 上料機構的動作步驟(如圖 3.1 所示) 圖 3-1 上料機構 fig.3-1 mechanical body for bringing works 圖 3-2 擺臂機構 fig.3-2 mechanical body for swinging 動作

15、1：用機械手將抽油桿整齊的平鋪在平面 1 上，使一根抽油桿滑落斜面 2 上 動作 2：控制系統將動作指令發給上料機構主汽缸，主汽缸活塞桿伸長，帶動連桿旋轉， 通過固定在轉軸上的四個翻料器將一根抽油桿翻過小擋板到斜面 3 上，抽油桿在重力作用下 沿斜面滑落到里面斜輥上。 動作 3：控制系統發送脈沖給上料機構輔汽缸，汽缸活塞桿伸長帶動連桿動作將擺臂支 起（如圖 3.2 所示）。 動作 4：重復動作 1，抽油桿沿斜面 3 滑落到外面斜輥上。即此完成單面雙輥道的上料操 作，對面亦然。由于上料運動的分時性，四桿分時上料，但結構上的對稱性可保證兩桿同時 上料。 3.1.2 上料機構的動作原理 基于以上動作

16、要求，上料機構采用汽缸連桿機構，主汽缸選用 sc8075-ca（活塞直徑 80mm，行程 75mm），如圖 3.3、圖 3.4 所示，當主汽缸活塞桿處于初始狀態時，翻料器處 于水平狀態；當主汽缸活塞桿處于最大行程時，翻料器與初始位置成 30 夾角。 圖 3-3 主汽缸活塞桿處于初始狀態 圖 3-4 主汽缸活塞桿處于極限狀態 fig.3-3 the cylinder piston rod in the initial state fig.3-3 the cylinder piston rod in the limit state 輔汽缸選用汽缸 sc80150-ca（活塞直徑 80mm，行程 1

17、50mm），如圖 3.5、圖 3.6 所 示，當主汽缸活塞桿處于初始狀態時，翻料器處于水平線成 8.13 ；當主汽缸活塞桿處于最大 行程時，翻料器與初始位置成 22 夾角。 圖 3-5 輔汽缸活塞桿處于初始狀態 圖 3-6 輔汽缸活塞桿處于極限狀態 fig.3-5 auxiliary cylinder piston rod in the initial state fig.3-6 auxiliary cylinder piston rod in the initial state 3.2 選取電動機選取電動機 3.2.1 選擇電動機系列 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉式結構，電壓

18、 380v，y 系列。 3.2.2 選擇電動機功率 v 型滾所需功率 2000 0.82 1.64 10001000 w fv pkw 傳動裝置總效率 aaa 承減速器鏈滾 其中 減速器效率 0.75 鏈輪 鏈輪效率 0.96 鏈輪 軸承效率 0.99 軸承 v 型滾效率 0.95 v型滾 則傳動總效率 =0.67720.75 0.96 0.99 0.95 所需電動機功率 （3- 1.64 2.422 0.6772 w r p pkw 1） 查手冊，可選 y 系列三相異步電動機 y100l2-4 型，額定功率：,轉速： 0 3pkw 。1420 /minnr 3.3 選取減速器 3.3.1 選

19、擇減速器的功率 依據電動機額定功率：，選用減速器的額定功率為。 0 3pkw3pkw 減 3.3.2 選擇減速器的傳動比 依據電動機輸出轉速：，v 型滾軸的轉速：，得1420 /minnr10.1 /minnr （3- 1420 140.594 10.1 n i n 電 軸 2） 通過查取減速器的型號，選用減速器的傳動比為 152，較為接近，其差值由設計鏈輪時 的傳動比進行調整。 查手冊，選用擺線針輪減速器，型號：xwed-3.0-74-187 其中減速器代號意義如下： 擺線針輪代號：b 表示 b 系列標準；x 表示 x 系列標準。 安裝型式：w 表示臥式；l 表示立式；d 表示電機直連；e

20、表示兩級減速；s 表示三級減 速；f 表示法蘭臥式。 x 系列型式有：xw、xwd、xl、xld、xwe、xwed、 xle、xled、xws、xwsd、xls、xlsd 3.4 鏈輪的設計 3.4.1 鏈傳動的特點和類型 鏈傳動由裝在平行軸上的鏈輪和跨繞在兩鏈輪上的環形鏈條所組成（圖 3.7） ，以鏈條作 中間撓性件，靠鏈條與鏈輪輪齒的嚙合來傳遞運動和動力。 鏈傳動結構簡單，耐用、維護容易，運用于中心距較大的場合。 與帶傳動相比，鏈傳動能保持準確的平均傳動比；沒有彈性滑動和打滑；需要的張緊力 小；能在溫度較高，有油污等惡劣環境條件下工作。 與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造和安裝精度要求較低；成本

21、低廉；能實現遠距離傳動； 但瞬時速度不均勻，瞬時傳動比不恒定；傳動中有一定的沖擊和噪音。 鏈傳動的傳動比 i8；中心距 a56m；傳遞功率 p100kw；圓周速度 v15m/s；傳 動效率=0.920.96。鏈傳動廣泛用于礦山機械、農業機械、石油機械、機床及摩托車中。 按照鏈條的結構不同，傳遞動力用的鏈條主要有滾子鏈和齒形鏈兩種（圖 3.8） 。其中齒 形鏈結構復雜，價格較高，因此其應用不如滾子鏈廣泛。 圖 3-7 鏈傳動 fig.3-7 transmission by chain 圖 3-8 傳動鏈的類型 fig.3-8 the typies of transmission by chain

22、 1-內鏈板； 2-外鏈板； 3-銷軸； 4-套筒； 5-滾子。 1- internal chain plates; 2- external chain plates; 3-pin; 4- sleeve; 5- roller. 1） 滾子鏈傳動的結構與選擇 滾子鏈的結構如圖 3.8a 所示，其內鏈板 1 和套筒 4、外鏈板 2 和銷軸 3 分別用過盈配合 固聯在一起，分別稱為內、外鏈節。內、外鏈節構成鉸鏈。滾子與套筒、套筒與銷軸均為間 隙配合。當鏈條嚙入和嚙出時，內、外鏈節作相對轉動；同時，滾子沿鏈輪輪齒滾動，可減 少鏈條與輪齒的磨損。 為減輕鏈條的重量并使鏈板各橫剖面的抗拉強度大致相等。內、

23、外鏈板均制成“”字 形。組成鏈條的各零件，由碳鋼或合金鋼制成，并進行熱處理，以提高強度和耐磨性。 滾子鏈相鄰兩滾子中心的距離稱為鏈節距，用 p 表示，它是鏈條的主要參數。節距 p 越 大，鏈條各零件的尺寸越大，所能承受的載荷越大。 滾子鏈可制成單排鏈和多排鏈，如雙排鏈或三排鏈。排數越多，承載能力越大。由于制 造和裝配精度，會使各排鏈受力不均勻，故一般不超過 3 排。 滾子鏈已標準化，分為 a、b 兩個系列，常用的是 a 系列。表 3-1 列出了幾種 a 系列滾 子鏈的主要參數。設計時，要根據載荷大小及工作條件等選用適當的鏈條型號；確定鏈傳動 的幾何尺寸及鏈輪的結構尺寸。 表 3-1 a 系列滾

24、子鏈的主要參數 table 3-1 major parameter of roller chain a 鏈號 節距 p mm 排距 p1mm 滾子外徑 d1mm 極限載荷 q（單排） n 每米長質量 q（單排） kg/m 08a12.7014.387.95138000.60 10a15.87518.1110.16218001.00 12a19.0522.7811.91211001.50 16a25.4029.2915.88556002.60 20a31.7535.7619.05867003.80 24a38.1045.4422.231246005.60 28a44.4548.8725.4016

25、90007.50 32a50.8058.5528.5822240010.10 40a63.5071.5539.6834700016.10 48a76.2087.8347.6350040022.60 滾子鏈的長度以鏈節數 lp表示。鏈節數 lp最好取偶數，以便鏈條聯成環形時正好是內、 外鏈板相接，接頭處可用開口銷或彈簧夾鎖緊（圖 3.9）。若鏈節數為奇數時，則需采用過渡 鏈節（圖 3.10），過渡鏈節的鏈板需單獨制造，另外當鏈條受拉時，過渡鏈節還要承受附加 的彎曲載荷，使強度降低，通常應盡量避免。 圖 3-9 偶數鏈的鏈節過渡 圖 3.10 奇數鏈的過渡鏈節 fig.3-8 even numbe

26、rs chain fig.3-8 odd numbers chain 2）齒形鏈 齒形傳動鏈是由一組齒形鏈板并列鉸接而成（圖 3.11），工作時，通過鏈片側面的兩直 邊與鏈輪輪齒相嚙合。齒形鏈具有傳動平穩、噪音小，承受沖擊性能好，工作可靠等優點。 但結構復雜，重量較大，價格較高。齒形鏈多用于高速（鏈速 v 可達 40m/s）或運動精度要 求較高的傳動。 圖 3-11 齒形鏈 fig.3-11 chain of gear shape 3.4.2 鏈傳動的受力分析 鏈傳動工作時，緊邊和松邊的拉力不相等。若不考慮動載荷，則緊邊所受的拉力 f1為工 作拉力 f、離心拉力 fc和懸垂拉力 fy之和（圖

27、3.12） （3-3） yc ffff 1 松邊拉力為 （3- yc fff 2 4） 圖 3-12 作用在鏈上的力 fig.3-12 the force on the chain 工作拉力為 （n） （3-5） v p f 1000 式中，p 為鏈傳動傳遞的功率，kw；v 為鏈速，m/s。 離心拉力為 （n） （3-6） 2 qvfc 式中，q 為每米鏈的質量，kg/m，見表 3-1。 懸垂拉力為 （n） （3-7）qgakf yy 式中，a 為鏈傳動的中心距，m；g 為重力加速度，g=9.81m/s2；ky為下垂度 y=0.02a 時 的垂度系數。ky值與兩鏈輪軸線所在平面與水平面的傾斜角

28、有關。垂直布置時 ky=1，水平 布置時 ky=7，對于傾斜布置的情況，=30時 ky=6，=60時 ky=4，=75時 ky=2.5。 鏈作用在軸上的壓力 fq可近似取為 （3-ffq) 3 . 12 . 1 ( 8） 有沖擊和振動時取大值。 3.4.3 滾子鏈傳動的設計 一、滾子鏈傳動的失效形式 鏈傳動的失效形式主要有以下幾種： 1鏈板疲勞破壞 由于鏈條受變應力的作用，經過一定的循環次數后，鏈板會發生疲勞破壞，在正常潤滑 條件下，疲勞強度是限定鏈傳動承載能力的主要因素。 2滾子、套筒的沖擊疲勞破壞 鏈節與鏈輪嚙合時，滾子與鏈輪間會產生沖擊，高速時沖擊載荷較大，套筒與滾子表面 發生沖擊疲勞破

29、壞。 3銷軸與套筒的膠合 當潤滑不良或速度過高時，銷軸與套筒的工作表面摩擦發熱較大，而使兩表面發生粘附 磨損，嚴重時則產生膠合。 4鏈條鉸鏈磨損 鏈在工作過程中，銷軸與套筒的工作表面會因相對滑動而磨損，導致鏈節的伸長，容易 引起跳齒和脫鏈。 5過載拉斷 在低速（v7m/s 而潤滑又不當 時，則不宜用鏈傳動。 設計時，若實際選用參數與上述特定條件不同，則需要引入一系列相應的修正系數對圖 中額定功率 p0進行修正。單排鏈傳動的額定功率應按下式確定： （3-9） plz a kkk pk p 0 式中， ka為工作情況系數，由表 3-2 確定；p0為單排鏈的額定功率，kw； p 為鏈傳動傳遞的功率，

30、kw； kz為小鏈輪的齒數系數，由表 3-3 確定，當工作點落在圖 3.14 的曲線頂點左側時（屬于 鏈板疲勞），查表中 kz；當工作點落在圖 3.14 的曲線右側時（屬于套筒、滾子沖擊疲勞）， 查表中 kz。 kl為鏈長系數（圖 3.16），圖中曲線 1 為鏈板疲勞計算用，曲線 2 為套筒、滾子沖擊疲 勞計算用；當失效形式無法預先估計時，取曲線中小值代入計算； kp為多排鏈系數（表 3-4）。 表 3-2 工作情況系數 ka table 3-2 working modulus ka 原動機 載荷性質 電動機或汽輪機內燃機 載荷平穩1.01.2 中等沖擊1.31.4 較大沖擊1.51.7 表

31、3-3 小鏈輪齒數系數kz和 z k table 3-3 small chain wheel gear modulus kz and z k z1910111213141517 kz0.4460.5000.5540.6090.6640.7190.775 0.831 0.887 z k0.3260.3820.4410.5020.5660.633 0.701 0.846 z11921232527293135 kz1.001.111.231.341.461.581.701.93 z k 1.001.161.331.511.691.892.082.50 圖 3-16 鏈長系數 fig.3-14 the

32、 chain lengths modulus 1鏈板疲勞； 2滾子套筒沖擊疲勞 表 3-4 多排鏈系數kp table 3-4 most rows modulus kp 排數123456 kp11.72.53.34.04.6 3.4.4 滾子鏈傳動參數的選擇 1）鏈輪齒數 z1、z2 由鏈傳動的運動特性得知，齒數越少，瞬時鏈速變化越大，而且鏈輪直徑也較小，當傳 遞功率一定時，鏈和鏈輪輪齒的受力也會增加，為使傳動平穩，小鏈輪齒數不宜過少，但如 齒數過多，又會造成鏈輪尺寸過大，而且，當鏈條磨損后，也容易從鏈輪上脫落。滾子鏈傳 動的小鏈輪齒數 z1應根據鏈速 v 和傳動比 i，由表 3-5 進行選取

33、，然后按 z2=iz1，選取大鏈輪 的齒數；并控制 z2120。 表 3-5 小鏈輪齒數 table 3-5 number of small chain wheel gear 鏈速 v /（m/s）0.63388 z1 151719212325 因鏈節數常取偶數，故鏈輪齒數最好取奇數，以使磨損均勻。 2）鏈的節距 p 鏈的節距 p 是決定鏈的工作能力、鏈及鏈輪尺寸的主要參數，正確選擇 p 是鏈傳動設計 時要解決的主要問題。鏈的節距越大，承載能力越高，但其運動不均勻性和沖擊就越嚴重。 因此，在滿足傳遞功率的情況下，應盡可能選用較小的節距，高速重載時可選用小節距多排 鏈。 3）傳動比 i 傳動比受

34、鏈輪最小齒數和最大齒數的限制，且傳動尺寸也不能過大，因此傳動比一般不 大于 6。傳動比過大時，小鏈輪上的包角1將會太小，同時嚙合的齒數也太少，將加速輪齒 的磨損。因此，通常要求包角1不小于 120。 4）中心距 a 和鏈節數 lp 若鏈傳動中心距過小，則小鏈輪上的包角也小，同時嚙合的鏈輪齒數也減少；若中心距 過大，則易使鏈條抖動。一般可取中心距 a=（3050）p，最大中心距 amax80p。 鏈的長度以鏈節數 lp（節距 p 的倍數）來表示。與帶傳動相似，鏈節數 lp與中心距 a 之 間的關系為 （3-10） a pzzzz p a lp. 22 2 1221 計算出的 lp應圓整為整數，最

35、好取為偶數。 如已知 lp時，也可由式（10-37）計算出實際中心距 a，即： （3-11） 2 12 2 2121 2 8 224 zzzz l zz l p a pp 為了便于鏈條的安裝和調節鏈的張緊，通常中心距設計成可調的；若中心距不能調節而 又沒有張緊裝置時，應將計算的中心距減小 25mm。使鏈條有小的初垂度，以保持鏈傳動的 張緊。 3.4.5 低速鏈傳動的設計 對于 v0.6m/s 的低速鏈傳動，其失效形式主要是鏈條因過載被拉斷；故應按抗拉靜強度 條件進行計算，根據已知的傳動條件，由圖 10-26 初選鏈條型號，然后校核安全系數 s （3-12） s fk f s a q 式中， s

36、 為靜強度計算的安全系數； fq為鏈條的最低破壞載荷，由鏈號查表 3-1； ka為工作情況系數，由表 3-2 確定； s為許用靜強度安全系數，通常s=48。 3.4.6 鏈傳動的布置和潤滑 一、鏈傳動的布置 在鏈傳動中，兩鏈輪的轉動平面應在同一平面內，兩軸線必須平行，最好成水平布置 （圖 3.17a） ，如需傾斜布置時，兩鏈輪中心連線與水平線的夾角應小于 45（圖 3.17b） 。同 時鏈傳動應使緊邊（即主動邊）在上，松邊在下，以便鏈節和鏈輪輪齒可以順利地進入和退 出嚙合。如果松邊在上，可能會因松邊垂度過大而出現鏈條與輪齒的干擾，甚至會引起松邊 與緊邊的碰撞。 圖 3.17 鏈傳動布置 fig

37、.3-17 fix up transmission chain 為防止鏈條垂度過大造成嚙合不良和松邊的顫動，需用張緊裝置。如中心距可以調節時， 可用調節中心距來控制張緊程度；如中心距不可調節時，可用張緊輪。張緊輪應安裝在鏈條 松邊靠近小鏈輪處，放在鏈條內，外側均可，分別如圖 10-29c、d 所示。張緊輪可以是鏈輪， 也可以是無齒的滾輪，其直徑可比小鏈輪略小些。 二、鏈傳動的潤滑 鏈傳動良好的潤滑將會減少磨損、緩和沖擊，提高承載能力，延長使用壽命，因此鏈傳 動應合理地確定潤滑方式和潤滑劑種類。 常用的潤滑方式有幾種： 1）人工定期潤滑：用油壺或油刷給油（圖 3.18a） ，每班注油一次，適用于

38、鏈速 v4m/s 的不重要傳動。 2）滴油潤滑：用油杯通過油管向松邊的內、外鏈板間隙處滴油，用于鏈速 v10m/s 的 傳動（圖 3.18b） 。 3）油浴潤滑：鏈從密封的油池中通過，鏈條浸油深度以 612mm 為宜，適用于鏈速 v=612m/s 的傳動（圖 3.18c） 。 4）飛濺潤滑：在密封容器中，用甩油盤將油甩起，經由殼體上的集油裝置將油導流到鏈 上。甩油盤速度應大于 3m/s，浸油深度一般為 1215mm（圖 3.18d） 。 5）壓力油循環潤滑用油泵將油噴到鏈上，噴口應設在鏈條進入嚙合之處。適用于鏈速 v8m/s 的大功率傳動（圖 3.18e） ，鏈傳動常用的潤滑油有 l-an32

39、、l-an46、l-an68、l- an100 等全損耗系統用油。溫度低時，粘度宜低；功率大時，粘度宜 圖 3.18 鏈傳動潤滑方法 fig.3-18 the lubricated way of transmission chain 3.4.7 設計減速器與軸的鏈傳動 已知，減速器輸出軸轉速 n1=9.30r/min，軸n2=10.1r/min，傳遞功率 p=3kw，兩班制工 作，載荷平穩。并要求中心距 a 不大于 600mm，電動機可在滑軌上移動。 解：1）選擇鏈輪齒數 z1、z2 傳動比 （3-13） 1 2 9.30 0.9208 10.1 n i n 按表 3-3 取小鏈輪齒數 z =

40、23，大鏈輪齒數 z =23/0.9208= 24.9783，取=25。 212/ zi 1 z 2）求計算功率 pc 由表 3-1 查得 ka=1.0，計算功率為 kw （3-14）1.03.03.0 ca pk p 3）確定中心距 a0及鏈節數 lp 初定中心距，取pa)5030( 0 0 30ap 由式（3-1）求 lp 0 2 12210 22 2 a pzzzz p a lp （3-15） 2 23025232325 84.0034 2230 pp pp 取 lp=82 4）確定鏈條型號和節距 p 首先確定系數 kz、kl、kp。 根據鏈速估計鏈傳動可能產生鏈板疲勞破壞，由表 3-2

41、 查得小鏈輪齒數系數 kz=1.23，由 圖 3.16 查得 kl=1.02，考慮傳遞功率不大，故選單排鏈，由表 3-3 查得 kp=1 所能傳遞的額定功率 kw （3- 0 3.0 2.39 1.23 1.02 1 c zlp p p k k k 16） 由圖 3.14 選擇滾子鏈型號為 12a，鏈節距 p=19.05mm，由圖證實工作點落在曲線頂點左 側，主要失效形式為鏈板疲勞，前面假設成立。 5）驗算鏈速 v m/s （3- 11 25 19.05 9.3 0.0738 60 100060 1000 z pn v 17） 6）確定鏈長 l 和中心距 a 鏈長 m （3- 82 15.87

42、5 1.5621 10001000 p lp l 18） 中心距 2 12 2 2121 2 8 224 zzzz l zz l p a pp 22 19.05252325232325 82828 4222 =552.4167mm （3-19） 7）求作用在軸上的力 工作拉力 n 3 1000100040650 0.0738 p f v 因載荷平穩，取 fq=1.1f=1.140650=44715n 8）選擇潤滑方式 根據鏈速 v=0.0738 m/s，節距 p=19.05mm，按圖 3.18 選擇人工定期潤滑。 設計結果：滾子鏈型號 12a-182 gb1243.11983，鏈輪齒數 z1=

43、25，z2=23，中心距 a=552.4167mm，壓軸力 fq=44715n。 2. 設計傳動軸間的鏈傳動 已知各傳動軸為勻速轉動，傳遞功率 p=2.39kw，兩班制工作，載荷平穩。并要求中心 距 a 不大于 800mm 解：1）選擇鏈輪齒數 z1、z2 傳動比1i 因為鏈輪齒數 z1=23，鏈輪齒數 z2=iz1=123=23 2）求計算功率 pc 由表 3-1 查得 ka=1.0，計算功率為 kw （3-20）1.02.392.39 ca pk p 3）確定中心距 a0及鏈節數 lp 初定中心距，取pa)5030( 0 0 45ap 由式（3-1）求 lp 0 2 12210 22 2

44、a pzzzz p a lp （3- 2 24523232323 113 2245 pp pp 21） 取 lp=110 4）確定鏈條型號和節距 p 首先確定系數 kz、kl、kp。 根據鏈速估計鏈傳動可能產生鏈板疲勞破壞，由表 3-2 查得小鏈輪齒數系數 kz=1.23，由 圖 3.16 查得 kl=1.02，考慮傳遞功率不大，故選單排鏈，由表 3-3 查得 kp=1 所能傳遞的額定功率 kw （3- 0 2.39 1.905 1.23 1.02 1 c zlp p p k k k 22） 由圖 3.14 選擇滾子鏈型號為 12a，鏈節距 p=19.05mm，由圖證實工作點落在曲線頂點左 側

45、，主要失效形式為鏈板疲勞，前面假設成立。 5）驗算鏈速 v m/s （3- 11 23 19.05 10.1 0.0738 60 100060 1000 z pn v 23） 6）確定鏈長 l 和中心距 a 鏈長 m （3- 110 19.05 2.0995 10001000 p lp l 23） 中心距 2 12 2 2121 2 8 224 zzzz l zz l p a pp 22 19.05232323232323 82828 4222 =828.20mm （3- 24） 7）求作用在軸上的力 工作拉力 n 2.39 1000100032385 0.0738 p f v 因載荷平穩，取

46、 fq=1.2f=1.132385=35624 n 8）選擇潤滑方式 根據鏈速 v=0.0738 m/s，節距 p=19.05mm，按圖 3.18 選擇人工定期潤滑。 設計結果：滾子鏈型號 12a-1110 gb1243.11983，鏈輪齒數 z1=23，z2=23，中心距 a=828.20mm，壓軸力 fq=35624 n。 3. 鏈輪結構設計 鏈輪有整體式、孔板式、組合式等結構形式（圖 3.19） 圖 3.19 鏈輪的結構 fig.3-19 structure of chain wheel 輪齒的齒形應保證鏈節能平穩地進入和退出嚙合，受力良好，不易脫鏈，便于加工。 滾子鏈鏈輪的齒形已標準化

47、（gb12441985） ，有雙圓弧齒形（圖 3.20a）和三圓弧一直 線齒形（圖 3.20b）兩種，前者齒形簡單，后者可用標準刀具加工。 圖 3.20 鏈輪的齒形 fig.3-20 structure of gear shape 鏈輪上被鏈條節距等分的圓稱為分度圓，其直徑用 d 表示，則 （3- )/180sin(z p d 25） 齒頂圓直徑 （3- 180 (0.54cot) a dp z 26） 齒根圓直徑 df=d-dt （3- 26） 式中，dt為滾子外徑。 鏈輪的輪齒應有足夠的接觸強度和耐磨性，故齒面多經熱處理。因小鏈輪的嚙合次數比 大鏈輪多，所受沖擊力也大，故所用材料一般優于大

48、鏈輪。常用的鏈輪材料有碳素鋼（如 q235、q275、45、zg310-570 等） ，灰鑄鐵（如 ht200）等。重要的鏈輪可采用合金鋼。 zzjs 四桿中頻淬火機床鏈輪為整體式結構，材料選用 45 鋼，齒型按（gb12441985） ， 選雙圓弧齒形，則減速機鏈輪與傳動軸鏈輪的結構參數為： 分度圓直徑 ： mm （3-27） 1 1 19.05 151.9948 sin(180 /)sin(180 /25) p d z mm （3- 2 2 19.05 139.9021 sin(180 /)sin(180 /23) p d z 28） 齒頂圓直徑： mm （3- 1 1 180180 (0

49、.54cot)19.05(0.54cot)161.0833 25 a dp z 29） mm （3- 2 2 180180 (0.54cot)19.05(0.54cot)148.8860 23 a dp z 30） 齒根圓直徑： mm （3- f11 d =d -dt =151.9948-11.91=140.0848 31） mm （3-32） f22 d =d -dt =139.9021-11.91=127.9921 3.5 軸的設計 3.5.1 半軸的設計與校核 半軸是與減速器相連接的第一根軸。它的強度計算應根據軸的承載情況，采用相應的計算 方法。軸的強度計算方法主要有三種方法按扭轉強度計

50、算，按彎扭合成強度計算，安全系 數校核計算。 以下為按三種計算方法對zzjs中頻淬火機床軸進行強度校核。 已知zzjs中頻淬火機床半軸傳遞功率2.39kw,轉數10.1r/min. 解： 1 .軸的扭轉強度校核計算 實心圓軸的扭轉強度計算公式為： （3-33） 6 9.55 10 t t tt p t n ww 對于既傳遞轉矩又承受彎矩的軸，也可用上式初步估算軸的直徑；但必須把軸的許用扭剪應 力適當降低(見表16-2)，以補償彎矩對軸的影響。將降低后的許用應力代入上式，并改寫 為設計公式 （mm）式中，c是由軸 333 6 2 . 0 1055 . 9 n p c n p d 的材料和承載情況

51、確定的常數，見表1。應用上式求出的d值作為軸最細處的直徑。 式中： 扭轉剪應力，mpa； t t軸所受的扭矩，nmm； wt軸的抗扭截面系數，mm3； n軸的轉速，rmin； p軸傳遞的功率，kw； t許用扭轉剪應力，mpa，見表3-4。 選取軸的材料為45鋼，調質處理，取c=115，得： （3- 33 min 11269.2751mm pp dc nn 34） 3 軸的彎扭合成強度校核計算 對于一般鋼制的軸，可用材料力學第三強度理論求出危險截面的當量應力e，其強度條件為 （3- b b e 22 4 35） 式中， b為危險截面上彎矩m產生的彎曲應力。 2 b t m w tt ww 其中，

52、w，wt為軸的抗彎和抗扭截面系數。將 b和值代入式(2-1)，得 （3- be tm ww t w m 22 22 1 2 4 36） 由于一般轉軸的b為對稱循環變應力，而 的循環特性往往與b不同，為了考慮兩者循環特 性不同的影響，對上式中的轉矩t乘以折合系數，即 （3- b e e tm dw m 1 22 3 )( 1 . 0 1 37） 式中，me為當量彎矩，；為根據轉矩性質而定的校正系數。對不變的轉 2 2 tmme 矩0.3；當轉矩脈動變化時， 0.6；對于頻繁正反轉的軸，可看為對稱循環變應力， =1。若轉矩的變化規律不清楚，一般也按脈動循環處理。-1b、0b和+1b分別為對稱 循環

53、、脈動循環及靜應力狀態下的許用彎曲應力，見表4。 對稱扭矩 1 不變扭矩 b b 1 1 脈動扭矩 b b 0 1 通常外載荷不是作用在同一平面內，這時應先將這些力分解到水平面和垂直面內，并求出各 面的支反力，再繪出水平面彎矩mh圖、垂直面彎矩mv圖和合成彎矩m圖，；繪 22 vh mmm 出轉矩t圖；最后由公式繪出當量彎矩圖。 2 2 tmme 1) 計算軸上轉矩和齒輪作用力 軸上傳遞扭矩：.mm 3 2.39 955095502259.9 10.1 p tn n 鏈輪作用在軸上的壓力fq=44715 n 2) 選擇軸的材料和熱處理方式 選擇軸的材料為45，經調質處理, 其機械性能由表3-6

54、查得： 650mpa，=360mpa，=300mpa，155mpa； 表3-8 軸的常用材料及其主要機械性能 table 3-8 axles usual materials and major mechanical performance 3) 初選軸承 因軸承只承受徑向力的作用。故選用一對向心球軸承。根據工作要求及結構特性，由軸 承產品目錄中選取型號為6312的滾動軸承，其尺寸（內徑外徑寬度）為 ddb=6013031。 4) 按彎扭合成校核 畫受力簡圖(如圖（b）) 畫軸空間受力簡圖c，將軸上作用力分解為垂直面受力圖c和水平受力圖d。分別求出垂直 面上的支反力和水平面上支反力。對于零件作用

55、于軸上的分布載荷或轉矩(因軸上零件如齒輪、 聯軸器等均有寬度)可當作集中力作用于軸上零件的寬度中點。對于支反力的位置，隨軸承類 型和布置方式不同而異，向心球軸承一般可近似認為支反力位于軸承寬度的中點。 計算作用于軸上的支反力 f =44715 n，f =35624 n，g=11.61*9.8*3=341.334n 12 l1=228mm,l2=450,l3=97.3,l4=383.2， 45 水平面內支反力(圖（d）)： （3- 2211 12 ( 23)sin0 sin0 ahb rhahb mrlfllfl ffrrf 合 38） 23301 n， -27307n va r vb r 垂直

56、面內支反力(圖（c）)： （3- 3 2114 1 cos()0 cos0 avb vavb mrlflgll ffgrr 合 39） 15576n，16384n ha r hb r 計算軸的彎矩，并畫彎、轉矩圖(圖（e）、(圖（f）) 1、2截面水平面和垂直面彎矩為： n.mm 112 sin44715 sin(45 )2287208904 v mfl n.mm 223 35624 97.33466200 v mfl n.mm 112 cos44715 sin(45 )2287208904 h mfl n.mm 234 ()341.334 (97.3383.2)164010 h mgll 分

57、別作出垂直面和水平面上的彎矩圖f、g，并按計算合成彎矩(圖 （g）)。 10193000 n.mm 22 111hv mmm 3470100 n.mm 22 222hv mmm 作轉矩圖(圖（h）) 轉矩按脈動循環變化計算, 取 , 則 1355.9n.mm 0.6 2259.9t 計算并畫當量彎矩圖(圖（i）) 1截面處當量彎矩為： 2222 1 ()(10193000)(1359.9)10193078 n mm ca mmt 2 截面處當量彎矩為： 2222 2 ()(0)()3470100 n mm ca mmtm 確定危險截面并校核軸的強度 一般而言，軸的強度是否滿足要求只需對危險截面

58、進行校核即可，而軸的危險截面多發 生在當量彎矩最大或當量彎矩較大且軸的直徑較小處。根據軸的結構尺寸和當量彎矩圖可知， 1截面處彎矩最大,屬于危險截面；2截面處當量彎矩不大，也屬于危險截面； 1、2 截面處軸的抗彎截面系數21206mm 33 60 3232 d w 3 軸的材料為 45，調質處理，mpa， 1 194233 p 所以 2 11 10193078 480.6695/480.6695 22106 cac cacp c m n mmmpa w 2 21 3470100 163.6376/163.6376 21206 cab cap b m n mmmpa w 根據計算結果可知，截面

59、1 不滿足強度要求，截面 2 不滿足強度要求 3.5.2 傳動軸的設計與校核 軸的強度計算應根據軸的承載情況，采用相應的計算方法。軸的強度計算方法主要有三 種方法按扭轉強度計算，按彎扭合成強度計算，安全系數校核計算。 以下為按三種計算方法對 zzjs 中頻淬火機床軸進行強度校核。 已知 zzjs 中頻淬火機床傳動軸傳遞功率 1.905kw,轉數 10.1r/min 解： 傳動軸的彎扭合成強度校核計算 對于一般鋼制的軸，可用材料力學第三強度理論求出危險截面的當量應力e，其強度條 件為 b b e 22 4 式中， b為危險截面上彎矩 m 產生的彎曲應力。 2 b t m w tt ww 其中，w

60、，wt為軸的抗彎和抗扭截面系數。將 b和值代入式(2-1)，得 be tm ww t w m 22 22 1 2 4 由于一般轉軸的b為對稱循環變應力，而 的循環特性往往與b不同，為了考慮兩者循 環特性不同的影響，對上式中的轉矩 t 乘以折合系數，即 b e e tm dw m 1 22 3 )( 1 . 0 1 式中，me為當量彎矩，；為根據轉矩性質而定的校正系數。對不變 2 2 tmme 的轉矩0.3；當轉矩脈動變化時， 0.6；對于頻繁正反轉的軸，可看為對稱循環變應力， =1。若轉矩的變化規律不清楚，一般也按脈動循環處理。-1b、0b和+1b分別為對稱循 環、脈動循環及靜應力狀態下的許用