毕业论文-五轴高速数控雕铣机-铣头设计

毕业论文-五轴高速数控雕铣机-铣头设计内容摘要：

2216 5 10 5 *1 0 *9 * * 5 *1 0 * 25 21450p P iTnnNm   2) 确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定 ,故取载荷分布不均系数 1K ,选取使用系数  ,由于转速不高 ,冲击不大 ,可取动载荷系数  * * 1. 15 *1 *1 .0 5 1. 21AvK K K K   3) 确定弹性影响系数 EZ . 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配 ,故 1/ 2160EZ MP 4)确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径 1d 和传动中心距 a 的比值 1 /  ,可查得 Z =. 5)确定许用接触应力  H 因蜗轮材料选用的是铸锡磷青铜 ZCuSn10P1, 金属模铸造 , 蜗杆螺旋齿面硬度为 45~55HRC,可查得蜗轮基本许用应力为 39。 268H MP  .     78 8 739。 21 0 1 0* 2 0 06 0 *H H N H hK M P aN jn L   毕 业 设 计 论 文 第 17 页 共 41 页 6)计算中心距 216 0 * 2. 91. 21 * 25 53 20 * 13 3200a m m  取中心距 a=125mm,i=69,查表选取模数 m=,蜗杆分度圆直径 1 mm ,这时 1 /  ,查得接触系数 39。   1) 蜗杆 蜗杆头数 z1 1 模 数 m (mm) 蜗杆分度圆直径 d1 (mm) 蜗杆导程角 γ 176。 蜗杆齿高 h1 (mm) 蜗杆齿顶圆直径 da1 (mm) 蜗杆齿根圆直径 df1 (mm) 2）蜗轮 蜗轮分度圆直径 d2 (mm) 蜗轮喉圆直径 da2 (mm) 蜗轮齿根圆直径 df2 (mm) 蜗轮齿高 h2 (mm) 蜗轮外圆直径 de2 (mm) 中心距 a 125 (mm)  2 3F F a FKT YYd d m  毕 业 设 计 论 文 第 18 页 共 41 页 查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用应力  F ’ =56MPa    * 39。 4 3 . 1 1F F N FK M P a   2 7 . 4 8 4 3 . 1 1F M P a M P a  弯曲强度满足要求 同步带传动综合了带传动和链传动的优点 ,传动时无滑动 ,能保证固定的传动比和同步传动 ,预紧力较小 ,轴和轴承上所受的载荷小 ,带的厚度小 ,单位长度的质量小 ,故允许的线速度较高额定额定 功率 P=750W,n=3000r/min 1） 选择带型 设计功率 dAP K P i=2 查得工作情况系数 AK = 故 dAP K P =*750=1125W 根据 GB/T11362— 1989），选择带型为 L 型 毕 业 设 计 论 文 第 19 页 共 41 页 节距为 mm 2）大小带轮的齿数及节圆直径 由于所设计的铣头结构要求紧凑，所以小带轮的齿数为1 16Z 小带轮节圆直径 11 16 * 5 m m   大带轮齿数 21* 2 * 1 6 3 2Z i Z   大带轮节圆直径 22 mm 带速 ： 毕 业 设 计 论 文 第 20 页 共 41 页 11 m a *100 0dnvv   3） 初定轴间距 根 据 1 2 0 1 20 . 7( ) 2 ( )d d a d d    初步确定轴间距 为 0 150a mm 计算带长及齿数 2210 0 1 2 0()2 ( ) 5 3 2 . 5 224 ddL a d d m ma      选择标准带长 533pL mm 实际轴间距 00 1 5 0 .2 42pLLa a m m   小带轮啮合齿数 11 212 ( ) 722 bm Pzzz e n t z za    4）计算基本额定功率、带宽和作用 在轴上的力 基本额定功率  20 1 .8 21000aT m v vP kw 带宽 1. 140 0 2 5 .4dss ZPb b m mKP 作用在轴上的力 毕 业 设 计 论 文 第 21 页 共 41 页 1000 PFNv 4 电机和联轴器的选用 由于本次设计的数控雕铣机必须满足高速的要求 ，所以电机采用伺服电机，伺服电机不仅可以满足较高的机械性能和生产效率的要求，同样在高速响应性、高速、高精度控制方面，具有更高的水准。 本次设计中选用的伺服电机为 株式会社安川电机 的 SGMAH 型 额定功率为 750W， 额定扭矩为 额定转速为 3000 转 /分。 选用的联轴器为 LK5 系列的单接夹紧螺丝固定的联轴器，可以传递的扭矩为 6NM 本次设计中对 A轴的结构设计的特点是 铣头的头套设计， 将 A轴的驱动电机 放入滑枕中，从而减小了铣头的体积，此外在铣头的内部结构设计中，还注意到了排线的问题 C 轴传动的设计及计算 C轴的 结构设计主要采用齿轮传动方式， C轴的驱动电机也采用与 A轴同样型号的电机，由于 C轴的转速要求不高，所以采用降速传动。 其中小齿轮设计成齿轮轴通过联轴器与电机相连，然后 安装在滑枕上， 大齿轮安装在铣头的头套上，带动铣头沿 C轴方向转动 齿轮传动具体的设计计算如下： 在确定齿轮齿数时应该注意以下几点： 1：不产生根切。 一般取 Zmin≥ 18~20。 2：保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚δ≥ 2mm。 毕 业 设 计 论 文 第 22 页 共 41 页 3：同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等。 若模数相同时，则齿数和也相等。 但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。 机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。 但修正量不能太大，一般齿数差不能超过 3~4 个齿。 4：防止各种碰撞和干涉。 齿轮的设计计算 1：选定齿轮类型 、 精度等级、材料以及齿数 1）：选用直齿圆柱齿轮传动， 2）：整个机构主要通过齿轮来传动，因此对齿轮的要求比较高，因此选用 6 级精度的齿轮。 3）：材料的选择。 由表 101 选择两个齿轮的材料都为 40Cr（调质处理），硬度为 280HBS。 4）：按表选取齿数，暂时选小齿轮的齿数为 20，第二个齿轮的齿数为 76。 2：按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 109a） 进行试算，即 d1t   11 23 1 ()EdHK T u Zu 1） 确定公式内的各计算数值 （ 1） 试选载荷系数 Kt= （ 2） 计算和送料辊子连接的齿轮的转矩 T1=  510 P1/n1= 510   mm= 410 N mm （ 3） 由表 107 选齿宽系数 d = 毕 业 设 计 论 文 第 23 页 共 41 页 （ 4） 由表 106查的材料的弹性影响系数 ZE= 1/2MPa （ 5） 由图 1021d 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限为 lim1H =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限也为 lim2H =600MPa。 （ 6） 由式 1019 计算应力循环次数 N1=60 1n j hL =60  960  1  （ 2  8  300  10 ）= 910 N2= 910 /= 910 （ 7） 由图 1019 查 得 接 触 疲 劳 寿 命 系 数HN1K =。 2HNK = （ 8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 1012）得  1H = 11HN HLIMK S = 600Mpa=528Mpa  2H = 2 lim1HN HK S = 650 Mpa=528Mpa 2) 计算 (1)试算齿轮分度圆直径 1td ，代入  H 中较小的数值 1td   11 23 1 ()EdHK T u Zu = （ 2） 计算圆周速度 v = 1160 1000tdn =（ 3） 计算齿宽 b b= 1dtd 此 d 在此取值为 ， 故 b=1 = 毕 业 设 计。