四工位专用机床机构设计.docx

《四工位专用机床机构设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《四工位专用机床机构设计.docx（66页珍藏版）》请在优知文库上搜索。

1、1原始数据及设计要求(1)刀具顶端离开工件表面65mm(图1),快速移动送进60mm接近工件后，匀速送进60mm(前5mm为刀具接近工件时的切入量，工件孔深45mm,后IOmm为刀具切出量)，然后快速返回。回程和工作行程的平均速比(行程速度变化系数)K=20(2)刀具匀速进给速度为2mms;工件装、卸时间不超过IOS(3)生产率为每小时约75件。(4)执行机构系统应装入机体内，机床外形尺寸见图1。(5)传动电机转速为1000rmin,功率为1.5Kwo璃工作台2工艺动作分解及机械运动循环圈2.1 工艺动作分解本四工位专用机床主要有两个执行构件回转工作台和主轴箱。回转工作台作间歇转动，主轴箱作来

2、回移动。由生产率可求出一个运动循环所需时间：T=娶=48S60刀具匀速送进60mm所需时间%=30s,刀具其余移动内（包括快速送进60mm,快速返回12Omm）共需18s。回转工作台截止时间为36s,因此足够工件的装、卸所需时间。2.2 机械运动循环圈其机械运动循环情况如表所示。表机械运动循环情况执行构件运动情况刀具主轴箱工作行程返回行程刀具在工件外刀具在工件内刀具在工件外回转工作台转位静止转位3机构选型和机械运动方案的确定3.1 机构选型四工位专用机床的主轮箱往复移动机构和回传工作台间歇运动机构可由下表所列来选择。表四工位专用机床机构的选择情况刀具（主轴箱）圆柱凸轮机构移动从动件盘形凸轮机构

3、凸轮一连杆机构平面连杆机构工件回转工作台间歇运动机构槽轮机构不完全齿轮机构凸轮式间歇运动机构3.2 机械运动方案的确定根据表所列的机构形态矩阵，可以组合成的四工位专用机床的机械运动方案有12种。不完全齿轮机构冲击性大，容易引起振动；凸轮式间歇运动机构不易定位，需要单独设计都能够为机构；槽轮机构结构简单，又实现了工作台的回转定位，其冲击性相对较小，所以工作台的回转机构采用槽轮机构。另外，由于两个执行机构之间有严格的运动关系，并且机床主轴箱有确定的运动规律，所以主轴箱往复移动机构选用圆柱凸轮机构，容易保证主轴箱的运动规律。4机械传动系统速比和变速机构g主驱动电机功率为1.5KW、转速为100Or/

4、min。由生产率要求，主轴箱移动机构和回转工作台间歇运动机构的主动件转速为1.25rmino因此机械传动系统的总传动比1总为：i=竽=800,其传动系统采用四级：第一级V带传动(i1=4).第二忌1.25级用行星轮系传动(i2=25),第三级用直齿圆柱齿轮传动(i3=4),第四级采用直齿圆柱齿轮传动(i,=2).5机械运动方案简图主轴箱移动机构采用圆柱凸轮机构，回转工作台间歇运动机构采用槽轮机构，其机构运动方案简图如下图所示。图四工位机床机构运动方案简图6对机械传动系统和各机构的尺度计算6.1 计算各级传动效率、转速、功率及转矩滚动轴查表可得各种传动的传动效率：带传动7=097齿轮传动%=0.

5、98承%二0.99行星轮系=0.9046.1.1 传动效率：第一级传动：n/=0.97x0.99R0.96第二级传动：3H3=0-9040.990.895第三级传动：34=Z72.T73=0.980.990.97第四级传动：=7473=0.980.990.976.1.2 各轴转速：轴I：nl=mi1=250*/minTTn250n.II：n=IOrZmini225轴III：nlll=2.5rminZ34n25轴IV：nv=1.25r/minh26.1.3 输出功率：轴I:5=Pdl3=1.50.970.99.44KW轴ILP11=P14=1.44x0.904x0.991.289KW轴IIL片=

6、片/%=1.289X0.980.991.251KW轴IV：%=5%2=12510.980.991.214KW6.1.4 输出转矩：P44轴I：T1=9550-=9550-=55w,nl250P1289轴II：T11=9550=9550=1230.995Nmn1110p1?51轴in：T111=9550-=9550-=4775Vhn1125p1214轴IV：7Jv=9550X-=9550=9274.96Nmnu1.256.2 带传动设计电机功率P=I.5KW,转速n=1000rmin传动比为i1=4o6.2.1 确定计算功率匕查表可得工作情况系数KA=I.1,故Pca=KaP=1.11.5KW=

7、1.65KW6.2.2 选择V带的带型根据匕、n选取A型。6.2.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速V1）粗选小带轮的基准直径dd=75mm02）计算大带轮的基准直径。dd2=iddl=475=300mm6.2.4 确定V带的中心距a和基准长度Ld1）粗定中心距a0=3OOmm02）计算带所需的基准长度Ido2a0（1dd2）12124a0=2300+-X（75+300）+（300/0）wn123mm24x300选带的基准长度为Ld=I250mm。3)计算实际中心距aaa0+Ld2Q=(300+1?)mm320mm6.2.5 验算小带轮上的包角名57 3a1 18Oo-(dd2-ddl)-

8、a67 R=180-(300-75 )- 320140o906.2.6 计算带的根数D计算单根V带的额定功率匕。ddl=75和n=l(X)OrZmin,查表得到A=O.9576KW。根据n=1000rmin,i=4和A型带,查表得4=().1116KW。查表得包角修正系数Ka=0.91及V带的长度系数Kl=.0,于是E=(H+%).Ka.Kl=(0.9576+0.1116)0.911.01=0.983kW2)计算V带的根数Z=168取2根。6.2.7计算单根V带的初拉力的最小值(FMn查表得A型带的单位长度质量q=0.lkgm,所以(FA-。黄子工心500黑嘿等+0.33,=3应使带的实际初拉

9、力F0(F0)mino6.2.8计算压轴力FP压轴力的最小值为(与)min=2z(4)n3吟=2x2x146XSin丁N=557N6.2.9带轮的结构设计大带轮d(2=3(X)mm,安装带轮的轴的直径为d=25mm。由dcn=3(X)mm=3(X)mm,所以大带轮采用孔板式。带轮的宽度通过查手册可得B=2f+e=210+15=35mmo=(1.82)d=50mm,da=dd+fIha=300+23=3O6ww1.=(L5-2)d=40/27/?,C=(；=Immd0=(0.20.3)(D1-d1)=30mm,D0=0.5(D1+d1)=150mm小带轮直径4=100mm,电机轴轴径d=20mm

10、0采用腹板式结构。宽度B=35mm01.=(L52)d=35nn,da=dd+2ha=75+23=Smm4=(1.82)d=40mm,C=B=Jtnm根据轮箱结构的不同，V带轮可以分为实心式（图8-14a）、腹板式（图8-】4）、孔松女 （S 8-14c 椭圆轮幅式（图814d）。4 一”.&“21d. d 为釉的！(技%=0.8A5l=O. 40与=O 86.CX A+ft* a290L = (1.5-2)d.当 l-S 时.Lsft A=Q.2Al 式中：P作W的功率.W;l 4 (O.2 -0.3), -rf,)SCfA =0 2*6.3齿轮传动设计6.3.1 高速级齿轮传动设计输入功率

11、5/=1.289KW,小齿轮转速n=10rmin,传动比为i3=4。由于轴向力很小,可忽略不计，故采用直齿圆柱齿轮传动。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）机床对转位要求比较严格，精度较高，故选用6级精度（GB10095-88）2）材料选择。由手册选小齿轮材料为40Cr（调制）硬度为280HBS,大齿轮选用45钢（调制）硬度为240HBS,二者硬度差为40HBS。3）初选小齿轮齿数Z=20,大齿轮齿数Z2=i3Z=数。按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即2肾幸（I）确定公式内的各计算值1）试选取载荷系数K,=1.5。2）计算小齿轮传递的转矩。p1?89T11=9550X=9550X=

12、1230.995Nm,lnllIO3）查手册选取齿宽系数：由于两支承相对小齿轮做不对称布置，故内=0.6,查手册选取材料的弹性系数Ze=189.8M44）按齿面硬度查手册得小齿轮的接触疲劳强度极限z,liml=600M%；。小2=550则。5）计算应力循环次数：按照工作寿命15年（设每年工作300天），两班制计算。Nl=6021L=605l（2830015）=2.161072=5.41066）查手册取接触疲劳寿命系数K，NI=L（）;Khn2=.20o7)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S= 1。J = 600MPa SKN22mm 21.85aw2）计算圆周速度V。dxn _

13、21.85560 I(XX) 60000 3)计算齿宽b。m/s 0.0057/?/5b=ddu=0.6X21.85相机=3.20mm4）计算齿宽与齿高之比2。h模数叫=，=1.0925Zl齿高h=2.25肛=2.251.0375=2.45823=5,370h2.4585)计算载荷系数。根据v=0.0057ms,6级精度，由手册查得动载系数Kv=LlOo直齿轮，KHa=KFa=I由手册查得使用系数K.=1.50；由手册查得6级精度，小齿轮作悬臂布置，Kw=I.229。由bh=5.370,Kli=1.337查手册得KFg=Lr75K=KaKvKliaKHfJ=1.5()1.10l1.337=2.216）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径/2 21= 21.85 ： = 24.86V 1.5（3）计算模数按齿根弯曲强度设计由弯曲强度的设计公式为m （1）确定公式内的各计算值D查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b.=5（）OMPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限b2=380MPa;2）查手册得弯曲疲劳寿命系数Kml=O.90；KW2=1.（）。3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=L4f=KMEL=321.43