一种新型金相试样抛光机的设计_毕业设计(编辑修改稿)

一种新型金相试样抛光机的设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

力在 一定范围内自行谲节：驱动夹具旋转；磨抛一定时间后能自动降低夹具上的弹性力。 具体的设计如图 31所示： 电机通过连轴器安装在齿轮箱上，齿轮箱内两个齿轮的大小相等，另一齿轮与丝杠相连，丝杠通过固定在齿轮上的螺母转动上下移动从而达到增压减压的效果。 当步进电机逆时针转时，带动齿轮转动，齿轮转动带动固定在其上的螺母旋转，从而使螺杆下移，按设定压力在夹具上产生弹性力。 压力在一定范围内自行调节，实现对工件的加压。 当电机顺时针转时，带动螺杆上移，实现对工件的减压。 使主轴下降并产生弹性力，当达到指定位置时，输出一个信号，使主轴 上的压力得到保持。 当到达设置时间的 2/3 时，电机顺时针转动，在脉冲信号作用下，每隔一定时间，压力释放一次，螺杆缓慢向上移动，逐步释放主轴上的弹性力，当压力低于 20 牛顿时停止释放，并一直保持到设定时间到达，抛光机动力头产生的压力曲线如图 3— 2 压力曲线图所示。 工作结束后，输出一个信号使丝杠连续上升，到达上限后切断电源停止运转。 图12 32压力曲线图 图中可以看出 Pl=P2=P3=P4=P5，而 t1 t2 t3 t4 t5 ，这是由于压力铁释放时间是要本科毕业设计（论文） 11 受压力 P的影响，压力与丝杠的位移量有关，齿轮将丝杠的位移量传递给传感器，传感器将位移量转变成电磁铁释放的电信号，所以在压力大时释放时间短，压力小时释放时间间隔长。 这样则使试样在所限制时间内有效地保持了试样在抛光盘内摩擦，动力头释放压力为 1/5s lr/8 6mm/r 2/3 100N/mm=5N，释放压力最小间隔为 10 秒钟。 3． 2加、减压机构的机械 设计 加减压机构是抛光机机体的关键组成部分，对抛光机的性能有很大影响。 加减压回路机械结构的工作原理为：步进电机通过法兰安装在套筒上．电机轴上安装一个带有内花键的丝杠．与主轴通过花键连接，使主轴能上下移动。 丝杠螺母铣出沿直径方向的键槽。 通常有一控制杆插入键槽内．当步进电机逆时针转动时．丝杠螺母向下运动压缩弹簧，当达到指定位置时，输出一信号，使电磁铁将控制杆从键槽中拉出，使丝杠螺母失去限制，随丝杠一起转动。 在丝杠螺母与动力头之间装有弹簧以实现弹性力的加载。 弹簧服从虎克定律，即它受到的压力与压缩重为线性关系， 因此压力的测量可以转化为位移的测量，位移的大小与电机的转速和压缩时间有关，在电机转速给定的情况下，位移与时间里正比，可通过测量时间达到位移的测量。 其理论计算如下： 式中 : f(x)==kx； （ 31） t=f(x)/ ( 32) Z—— 步进电机转子齿数。 N—— 运行拍数。 N—— 电机的转速。 S—— 丝杠的螺距。 T—— 电机反方向 转动的时间。 f(x)—— 抛光时所设定的压力。 本科毕业设计（论文） 12 由 M= ksNZR 60。 Q=m f 得 t=Qfx)(。 因为 M 与 f 的乘积 Q 可由软件得出， Q 和f(x) 是程序求解 t 时的两个输入值，程序将求出的 t 送入微处理器处理，就可以控制抛光机的压力。 摩擦力与步进电机所受力相等即： F1=F=100  N P1 = AF1 = 210= 在齿轮设计中，小齿轮的转矩为 T1= n p11  T1= 60 1010 35  = 转动速度 n=60r/min 按设计选用直齿圆柱齿轮传动。 精度等级：由表 108 （该节中所指的表均指《机械设计》一书中的表 ） 选 6 级精度 因齿轮要求较低，受力很小。 所以材料选择为塑胶：主动齿轮、从动齿轮都用，选用两齿轮都为 Z1 =29,Z2 = iZ1 =1 29 =29 计算如下： 关于主轴传动齿轮齿面接触疲劳强度计算 （ 1）初步计算： 本科毕业设计（论文） 13 转矩 :TI== 齿宽系数 :φ d 由表 107 取φ d＝ 接触疲劳极限：σ Hlim可取 σ Hlim1=50MPa σ Hlim2=110MPa 初步计算的许用接触应力 : [σ H1]= Hlim1= 110=99Mpa 初步计算的小齿轮直径： d1 ≥ 3 2211 ][))(1(HdE uZuTK  （ 33） 其中 u=I=1,载荷系数 K1 =,材料的弹性影响系数 ZE = ,所以， d1 = 322 )11( =54mm 结合齿轮箱的结构取 d1＝ 54mm 初取齿宽： b=50mm （ 2）校核计算： 圆周速度 : smndV / 060 060 11    (34) 齿 数 Z和模数 m: 模数 295411  Zdm 取 m=2 则 2911  mdZ Z2= iZ1=29 使用系数 KA: 由表 102取 KA＝ 动载系数 KV: 由图 108取 KV＝ 齿间载荷分配系数 KHα : 先求 端面重合度：  c 21    ZZ (35) 本科毕业设计（论文） 14    重合度 系数 : Z = 2/)(  = 由此得： 11 22   ZK H 齿间载荷分布系数 KHβ : 由表 104（非对称支撑） 32110  CbdbBAK H  32  = 载荷系数 : K=KAKVKHα KHβ = = 弹性系数 ZE 由表 106查得材料的弹性影响系数 取 ZE＝ MPa 节点区域系数 ZH: 由图 1030 可取 ZH＝ 总工作时间： th=10 300 8 20%=4800h 应力循环次数 NL: 估计： 107NL109 则指数： m= NL1 = NV1 = 60γ ni n1ithi(Ti/Tmax) (36) =60 1 631 4800 ( + + ) = 107 接触寿命系数 KHN:由图 1019可取 KHN1= KHN2= 许用接触应力 [б H]： 接触最小安全系数 S: 取失效概率为 1%，安全系数取 S＝ 由式（ 1012）得 [б H1] = SH HN1limK =  =764 Mpa (37) [б H2] = SH HN2limK =  =798 MPa (38) 本科毕业设计（论文） 15 验算： б H=ZEZHZεubduKT 211 )1(2  (39) ＝1 115450 2   ＝ 计算结果表明 ,接触疲劳强度较为适合，齿轮齿寸无需调整。 （ 3）齿根弯曲疲劳强度验算： 重合度系数 Yε：   Y 齿间载荷分配系数 KFɑ: 由表 KF = Y1 = = 齿向载荷分布系数 KFβ : hb = 50 = 由表 103 KFɑ= 载荷系数 K:K=KA KVKFα KFβ = = 齿形系数 YFɑ: 由表 105 YF1= YF2= 应力校正系数 YSa: 由表 105 Ysa1= Ysa2= 弯曲疲劳强度极限σ FE: 由图 1020c σ FE1= 380 Mpa σ FE2= 380 MPa 弯曲最小安全系数 S:取 S＝ 应力循环次数 NL: 估计 3 106NL1010 则指数 m= NL1= NV=  ni hhiih ttTTtrn1m a x160 (310) = 60 1 300 4800 ( + +) = 107 原估计应力循环次数正确。 本科毕业设计（论文） 16 77112  INN LL 弯曲疲劳寿命系数 KFN: 由图 1018 KFN1= KFN2= 许用弯曲应力 [σ F]:   MP aSK FEFNF     MP aSK FEFNF   验算： σ F1= mbd YYYK SaFaT 1 1112  = 25450   =≦ [σ F1] σ F2 = 11221SaFaSaFaF YY YY =   = 传动无过载，故不作静强度校核。 （ 4）确定传动主 要尺寸： 计算实际分度圆直径 d d1 = mZ1 = 2 29 =58 mm d2 = mZ2 = 2 29 =58 mm 本科毕业设计（论文） 17 计算中心距 a = 2 21 dd = 25858 = 58 mm 计算齿轮宽度 b =φ bd1 = 1 58 = 58 mm 由表 103先求： Ft = 112dT =  = bFK TA =  = N/mm ＜ 100 N/mm 合适 齿轮轴的设计 （ 1）输入功率 P1 = W 转速 n1 = 60 r/min。