基于六爪棘轮调角机构的坡口铣床设计毕业论文(编辑修改稿)

基于六爪棘轮调角机构的坡口铣床设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

轨的精加工。 导轨的选择： 参考表如下 ： 第 14 页 共 44 页 导轨的类型 主要特点 普通滑动导轨 （滑动导轨） 1. 结构简单，使用维修方便 2. 在未形成完全液体摩擦时低速易爬行 3. 磨损大、寿命低、运动精度不稳定。 塑料导轨 1. 动导轨表面贴塑料软带等与铸铁或钢导轨搭配，摩擦系数小，且动、静摩擦系数相近，不易爬行。 2. 贴塑工艺简单 3. 刚度低、耐热性差，容易蠕变。 镶钢、镶金属导轨 1. 在支承导轨上镶装有一定硬度的钢板或钢带，提高导轨的耐磨性，改善摩擦或满足焊接床身结构的需要 2. 在动导轨上镶有青铜之类的金属防止咬合磨损，提高耐磨性、运动平稳、精度高 滚动导轨 1. 运动灵敏度高、低速运 动平稳性好，定位精度高 2. 精度保持性好，磨损少、寿命长 3. 刚度和抗振性差，结构复杂，成本高，要求有良好的防护 动压导轨 1. 速度高，形成液体摩擦 2. 阻尼大、抗振性好 3. 结构简单，不需复杂供油系统，使用维护方便 4. 油膜厚度随载荷与速度而变化，影响加工精度，低速重载易出现导轨面接触 静压导轨 1. 摩擦系数小，驱动力小 2. 低速运动平稳性好 3. 承载能力大，刚性、吸振性好 4. 需要一套液压装置，结构复杂、调整困难 表 31 导轨的类型、特点 由表可以知道，选择镶钢、镶金属导轨是最经济、最合理的。 导轨截面形状的选择，截面形状有以下几 种， 1. V 形导轨（山形导轨、三角形导轨）： ○ 1 导向精度高，磨损后能够自动补偿； 第 15 页 共 44 页 ○ 2 凸形有利于排屑，不易保存润滑油、用于低速； ○ 3 凹形的特点与凸形特点刚好相反，高、低速时都可以采用； ○ 4 对称形截面制造方便、应用较广，两侧压力不均匀时采用非对称形； ○ 5 顶角 a 一般为 90度，重型一般采用 a 为 110 度～ 120 度，精密机床采用 a 小于 90度以提高导向精度。 2. 矩 形导轨（平导轨）： ○ 1 制造简单、承载能力大、不能自动补偿磨损，必须用镶条调整间隙，导向精度低，需要良好的防护； ○ 2 主要用于载荷大的机床或者组合导轨。 3. 燕尾形导轨： ○ 1 制造较复杂、磨损不能自动补偿，用一根镶条可以调整间隙，尺寸紧凑，调整方便； ○ 2 主要用于要求高度小的部件中，如车床刀架 5. 圆柱形导轨： ○ 1 制造简单，内孔可珩磨、外圆采用磨削可达配合精度，磨损 不能自动调整间隙 ○ 2 主要用于受轴向载荷场合。 综合分析各个导轨截面的优缺点，结合实际的情况和要求，选取 V形导轨，材料为 HT200， 其结构设计如下图所示 : 图 31 导轨结构示意图 第 16 页 共 44 页 滑动导轨压强的计算 导轨的许用压强根据表 选取铸铁导轨的许用压强为 ～。 假设 导轨本身刚度大于接触刚度 ， 此时只考虑接 触变形对压强的影响，沿导轨的接触变形和压强，按线性分布，在宽度上视为均布。 每个导轨面上所受的载荷，都可以简化为一个集中力 F和一个颠覆力矩 M 的作用。 如下图所示： 图 32 载荷图 导轨所受的最大、最小和平均压强分别为   FLMaLFPpp MF 61ma x   FLMaLFPpp MF 61mi n   aLFPpp  m i nm a x21平均 式中 F 导轨所受集中力（ N）； M 导轨受的颠覆力矩（ N mm）； Fp 由集中力引起的压强（ MPa）； 第 17 页 共 44 页 Mp 由颠覆力矩的压强（ MPa）； a 导轨宽度（ mm）； L 动导轨长度（ mm）。 由前面的设计可知： mmlmma 1000,180  而： NFMgF 7 3 6 01  NPM 39 4 mNaLPLaLPM MM 1 861 0 0 01 8 03 9 6 463222122 因为： 3 aLM＞ 61 故： 导轨面将出现一段长度不接触，要采用压板，在此设计中，采用了下部加置一块导轨，与上面的导轨形成对称，从而达到减小单位面积的受力和力矩的影响。 导轨间隙的调整 ： 导轨 结合面配合的松动对机床的工作性能有相当大的影响， 配合过紧的话，将使操作费力，同时加剧磨损；倘若过松则将影响运动精度，有可能还会产生振动，所以除了在装配的过程中要仔细的调整导轨的间隙外，在使用一段时间后，还要对其进行重调，此设计中选用镶条来调整。 这是由于镶条制造简单，成本低，易于操作，修复容易。 蜗轮蜗杆的设计与参数确定 为实现减速，选取蜗轮蜗杆。 因为它具有以下特点： 蜗轮蜗杆能实现比较大的传动比一般为 i=5～ 80 与其它减速方案比较它具有传动比大，零件数目少，结构紧凑等特点。 为保证焊接质量要求磨辊的运动平稳而蜗轮蜗杆在传动中由于蜗杆齿是连续不 断的，它和蜗轮齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的赤对较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低满足要求。 第 18 页 共 44 页 为了方便磨辊的装夹要求传动能够自锁，而当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动就能实现自锁而齿轮传动就不能实现。 因此在此处选用蜗轮蜗杆减速是比较理想的减速方案。 由于传动要求较低这里选用普通圆柱蜗杆传动，通过计算减速比为 ， 查《机械设计手册》采用公称减速比 63。 本设计传动比 i=63，采用立式结构，向下输出的传动方案。 要求能使用 5年，每天24 小时工作（一年按 300 天计算）。 蜗杆的参数计算 一、 选定蜗杆传动类型 根据 GB/T10085— 1988 的推荐 ,采用渐开线蜗杆 (ZI). 二、 选择材料 根据各材料的性能 ,并考虑到蜗杆传递的功率不大 ,速度不高 ,因此蜗杆采用 40Cr；要求蜗杆螺旋齿面表面淬火处理，硬度为 45～ 55HRC。 蜗轮用铸锡磷青铜 ZcuSn10P1，金属模铸造。 三、 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强由齿面接触强度。 按计算公式进行试算传动中心距 a，即： ○ 1 确定作用在蜗轮上的转矩 T2 按 Z1=1，估取效率 η =，则 mmNn PT /1 3 3 7 0 0 01440 62161   ○ 2 确定载荷系数 K: 因工作载荷较稳定，故去载荷分布不均匀系数 Kβ =1，查表选取使用系数 KA=；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数 Kv=；则 第 19 页 共 44 页  VA KKKK  ○ 3 确定弹性影响系数 ： 因选用 的是铸锡磷青铜蜗轮和 40Cr 蜗杆相配，故 Ze=189。 ○ 4 确定接触系数 Zρ ： 假设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 a 的比值为d1/a=，从图 1118 中查得 Zρ = ○ 5 确定许用接触应力 ［ ςH ］ ： 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮 ZcuSn10P1，金属模铸造，蜗杆蜗杆螺旋齿面硬度 ＞ 45HRC，可从表 117 中查得蜗轮的基本许用应力   M PaH 268 应力循环次数 ：   911  hjLnN 8912122 163 ZZNjLnNh 寿命系数 10 971 HNK 则     M P aK HHNH   ○ 6 计算中心距 ： mma 3 0 8 91 3 3 7 0 0 2   取中心距 a=100mm，因 i=63，故从表 112中取模数 m=，蜗杆分度圆直径 d1=45mm，这时 d1/a=，从图 1118中查得接触系数为 ＜ ，所以计算结果可用。 可知： 轴向齿距 Pa=；直径系数 q=18；齿顶圆直径 da1=50mm；齿根圆直径第 20 页 共 44 页 df1=39mm，分度圆导程角 γ =14 度 12分 36 秒；轴向齿厚 Sa=。 涡轮参数设计 蜗轮齿数 Z2=63；变位系数 02x ； 验算传动比 i=63/1=63 蜗轮分度圆直径 d2=155mm 蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=160+5=165mm 蜗轮齿根圆直径 df2=149mm 齿根弯曲疲劳强度校核  FFaF Ymdd KT Y    221 当量齿数 o s 63c o s322  rZZ V 根据 ,0 22  vzx 从图 1119 中查得齿形系数 FaY 螺旋角系数 8 9 8 63211411401  Y 许用弯曲应力     FNFF K  从表 118 中查得由 ZcuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力   MPaF 56 寿命系数 第 21 页 共 44 页 6 4 3 10986 FNK 于是有   M P aF  MPaF 1 3 3 7 0 0   由于  FF   ，故弯曲强度满足要求。 精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆是动力传动，属于通用机械减速器， GB/T100891988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8级精度，侧隙种类为 f，标注为 8f GB/T100891988。 然后由相关的手册查得要求的公差 项目及表面粗糙度。 丝杆传动设计及计算 丝杆的特点及应用 丝杆螺母机构又叫螺旋机构，主要用来把旋转运动变为直线运动，或把直线运动变为旋转运动（如滚动丝杆螺母和静压丝杆螺母）。 其中，有以传递能量为主的传力螺旋（如螺旋压力机、千斤顶螺旋）；有以传递运动为主，并要求有较高传动精度的传动螺旋（如工作台的进给螺旋）；还有调整零件相互位置的调整螺旋。 电子精密机械设备的载荷一般较轻。 旋转运动主要用来实现精密进给运动。 滑 动丝杆螺母机构的结构比较简单，加工方便，运动平稳，传动精度较高；螺纹的导程小，降 速比大，故牵引力较大；具有自锁能力等较多优点，因此，该种机构在工业中已广泛应用。 但其摩擦阻力大，传动效率低（η =）；螺纹中有侧向间隙，故反向时有空行程；由于动静摩擦系数差别大，低速时可能出现爬行现象。 丝杆螺母机构的传动精度，是指主动件的实际转角 和从动件的实际位移 L,保持理关系 L= t 的准确程度，即移动件的轴向位移量的准确程度和轴向位移方向对理论轴线的偏移程度。 造成不准确的因素，主要是丝杆和螺母的螺纹制造误差、螺旋机构的支承及导向部分的误差等。 对这些因素进行分析，可以从结构上找到减小轴向位移 误差的途径。 第 22 页 共 44 页 要提高丝杆螺母机构的传动精度，可提高螺旋副零件制造精度，但制造精度受到工艺条件、经济等因素的限制，所以必须改进机构，主要有如下几种： 1．采用误差补偿机构 ； 2．消除丝杆轴向跳动误差 ； 3．改进移动零件与滑块的连接方法 ； 4．消除螺旋传动的空程。 丝杆支承是丝杆螺母机构中的重要组成部分，它的结构形式和安排布置，对传动精度影响也很大。 因此，支承结构必须保证丝杆在其中旋转时，不会产生过大的轴向和径向跳动，否则即使精度很高，工作台仍然不能得到准确的位移。 在丝杆的支承中，常采用滑动 和滚动轴承，或两种轴承组合使用。 丝杆传动设计及计算 一、耐磨性计算： 影响磨损的主要因素是螺纹工作面上的平均压强 P:   M P aPd h L KQTTLKdhQP  式中 Q丝杆最大牵引力（ N）； d螺纹的中径（ mm）； h螺纹工作面高度，等于螺纹高度减去螺纹顶隙（ mm）； T丝杆螺纹的导程（ mm）； K螺纹头数； L螺母的长度（ mm）； p 螺纹 工作表面上的许用压强（ MPa）。 根据下表 11 选取 表 32 许用压强 p （ MPa） 应 用。