FZY-300液壓式半球閥閥座裝配機工作裝置設計【含15張CAD圖紙】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 機電工程學院 畢業(yè)設計說明書 設計題目:FZY-300液壓式半球閥閥座裝配機設計 —工作裝置設計 學生姓名： 學 號： 專業(yè)班級： 指導教師： 目 次 引言 1 1.FZY-300半球閥閥座裝配技術要求分析 2 1.1機床負載轉矩計算 2 1.1.1扭緊轉矩的計算 2 1.1.2慣性轉矩計算 3 1.2裝配機技術參數(shù) 3 2.半球閥閥座裝配機方案設計 4 2.1設計思路 4 2.2機床總體布局方案設計 4 2.3機床主傳動系統(tǒng)方案設計 5 2.3.1執(zhí)行元件的確定 6 2.3.2減速裝置傳動比的確定 6 2.4升降系統(tǒng)傳動方案設計 7 3.液壓系統(tǒng)的設計 8 3.1液壓系統(tǒng)介紹 8 3.2液壓系統(tǒng)設計 8 3.2.1技術要求 8 3.3系統(tǒng)參數(shù)計算 8 3.3.1系統(tǒng)壓力的選定 8 3.3.2 確定液壓馬達的排量 9 3.3.3 選定液壓馬達 9 3.3.4 系統(tǒng)工作壓力及流量計算 9 3.3.5液壓其他元件的選擇 9 4.減速裝置的設計 11 4.1.運動參數(shù)就算 11 4.1.1總傳動比和各級傳動比的確定 11 4.1.2各軸轉速及轉矩計算 11 4.2.齒輪設計 12 4.2.1高速級圓柱齒輪設計計算 12 4.2.2低速級圓柱齒輪設計計算 17 4.3軸的設計 21 4.3.1各齒輪受力分析 21 4.3.2軸的設計 22 5.升降系統(tǒng)設計 30 5.1 絲杠設計 30 5.1.1工況分析 30 5.1.2.總體方案設計 30 5.1.3設計絲杠 30 設計總結 36 致謝 38 參考文獻 39 39 引言 球閥是通過球閥閥芯的轉動控制通道的開通和閉合。當閥芯的軸線與通道的軸線相重合時，球閥處于開啟狀態(tài)；當球閥閥芯與通道的軸線相重合的時候，球閥處于關閉狀態(tài)。所以閥芯與閥座配合程度決定了球閥工作的狀態(tài)。為了使球閥在較低的工作壓力下具有良好的密封性能，球體與閥座之間必須施加一定的預緊力，預緊力不足，不能保證密封，而過大的預緊力又會使摩擦轉矩增加，還可能導致閥座材料產生塑性變形而破壞密封性能。目前國內生產實際過程中球閥閥座的裝配主要還是依靠人力，不僅勞動強度大，生產效率低，而且還不能有效保證安裝的精度，且在安裝過程中容易損傷工件。因此需要設計一種專用裝配機械以實現(xiàn)裝配過程的自動化。 根據資料顯示，工業(yè)生產過程中裝配作業(yè)的勞動量、耗時時間等在產品生產周期中不僅占有很大比例，而且裝配質量的高低對于產品的質量有至關重要的影響。目前實現(xiàn)裝配作業(yè)的方法主要有人工操作、專用裝配機械裝配和裝配機器人三種途徑。傳統(tǒng)的人工裝配不僅耗時時間長，工人勞動強度大，而且裝配質量也無法有效保證；工業(yè)機器人裝配式最新發(fā)展的裝配技術，利用機器人裝配不僅耗時時間短，經濟效益高，而且裝配質量有所保證，但主要應用于多品種、小批量的生產線裝配作業(yè)；而專用裝配機械裝配不僅滿足裝配機器人裝配質量的要求，而且主要適用于大批量生產情況下的裝配作業(yè)。目前我國閥類生產企業(yè)的產品種類比較單一，因此采用專用裝配機械裝配適合我國的國情。 因此針對FZY-300的閥專門設計了一種半球閥閥座裝配機，該裝配機主要是為了實現(xiàn)裝配過程中預緊力的自動控制，從而保證裝配質量，提高生產效率，減輕工人勞動強度，實現(xiàn)裝配作業(yè)過程的自動化。 1 FZY-300半球閥閥座裝配技術要求分析 1.1機床負載轉矩計算 球閥裝配中硬質密封的實現(xiàn)是依靠如圖1所示的閥座2與閥芯1的緊密配合實現(xiàn)的。通過旋壓螺套3的旋緊提供密封過程中的預緊力，即把螺紋連接過程中的預緊扭矩轉換成預緊力。 圖1 球閥裝配圖 1.閥芯 2.閥座 3.旋壓螺套 1.1.1扭緊轉矩的計算 為了保證密封要求，根據經驗，取預緊壓力為工作壓力的2.6倍，即： (1) (2) 式中：P-系統(tǒng)工作壓力 S-密封狀態(tài)下接觸的面積 經計算得： 裝配時預緊力的大小是通過扭緊力矩來控制的，查相關資料得扭緊力矩與預緊力之間的關系如公式（3）： （3） 式中：K-扭緊力系數(shù) F-預緊力 d-螺紋公稱直徑 查標準取K為0.2，得： 1.1.2慣性轉矩計算 液壓傳動過程中的轉矩除了裝配過程中需要的扭矩外還有慣性扭矩和摩擦扭矩兩部分。根據經驗，取摩擦扭矩為工作扭矩的0.1，即 (4) 因為液壓馬大工作過程中的進給速度比較慢，所以可以忽略慣性轉矩的影響，所以該液壓系統(tǒng)需要的負載轉矩 (5) 根據公式（4）、（5）得總負載轉矩為： 1.2裝配機技術參數(shù) 根據閥門結構特點，閥座裝配機的技術參數(shù)如下： 1）閥座直徑Φ300mm 2）閥座裝配需要的扭矩為11194.16 3）裝配機主軸轉速為： 快進轉速 40rpm 工進轉速 20rpm 2 半球閥閥座裝配機方案設計 2.1設計思路 根據上述計算得知，F(xiàn)ZY-300半球閥裝配需要的轉矩為11194.16，該轉矩相對而言比較大，傳統(tǒng)的純機械傳動輸出的扭矩比較小，而液壓式徑向柱塞馬達可以在低速的情況下輸出較大的扭矩，同時液壓馬達便于實現(xiàn)無級變速、調速范圍大；與電氣裝置相配合可以實現(xiàn)加工過程的自動化控制，因此在設計過程中選用液壓馬達作為該裝置的執(zhí)行元件，這樣就可以簡化機床結構。 查有關標準，發(fā)現(xiàn)徑向柱塞馬達的質量、尺寸一般比較大，尤其是大轉矩馬達的質量，大多都是在100kg以上，這樣就會導致主軸箱的整體質量、結構變大，為了使主軸箱結構緊湊，根據減速器減速增大扭矩的特性，因此需要把液壓馬達與減速器相連，這樣就可以選擇質量輕、扭矩小的馬達，從而優(yōu)化主軸箱結構，使工作裝置更為緊湊。 因為半球閥的整體尺寸比較大，為了安裝方便，所以選用立式機床結構。 液壓馬達的扭矩比較大，所以導致減速器中齒輪的尺寸相對比較大，這樣即使通過減速裝置減速，主軸箱的整體質量還是比較大的，為了實現(xiàn)優(yōu)化結構，保證裝配質量，所以采用主軸箱整體升降的方式設計主軸箱軸向進給。 根據以上設計思路可以大概估計出機床的工作過程：主軸箱快速軸向進給接近工件定位，然后液壓馬達轉動。裝配初期，液壓馬達以高速小扭矩快速進給；在裝配后期通過蓄能器提高液壓馬達的工作壓力提高液壓馬達的的輸出扭矩，再通過減速裝置增大輸出扭矩，從而滿足裝配過程中預緊力的要求。 2.2機床總體布局方案設計 機床的總體布局是根據機床傳動要求合理布局機床上各個傳動部件、操作機構。根據上面裝配機的設計思路，該裝配機主要有兩個主運動，一個是加載頭的軸向運動，另一個是加載頭的轉動。其中加載頭的轉動的方案已經確定，所以現(xiàn)在主要確定的是加載頭的軸向運動的方案，該方案影響到裝載機的總體布局格式。 本次設計中，根據運動分配方式的不同，可以有兩種不同的布局方案。 如圖2所示，工件固定于工作臺的固定位置，主軸箱安放在搖臂1上，搖臂可以沿著立柱2上下移動，繞著立柱做旋轉運動；主軸箱也可沿著搖臂左右移動。這樣的布局因為運動的自由度比較多，所以適用性強，使用范圍廣，可以用于裝配重量的大工件。但是由于該結構結合面比較多，所以機床的整體剛性不足，影響裝配的精度。 圖2 1.搖臂 2.立柱 另一種方案如圖3所示，該方案是把上述方案中主軸箱的運動分解，把主軸箱的左右移動和分配給工件，這樣工件就可以沿著工作臺1水平左右移動，主軸箱依然沿著立柱2上下移動。這樣的布局由于缺少了轉動而使得機床整體結構變得更為緊湊，但同時也限制了機床的結構尺寸，也就限制了該裝置裝配工件的類型。但是由于機床總體布局結構緊湊，所以機床的整體剛性良好，能夠保證很好的加工精度。 圖3 1.工作臺 2.立柱 綜合上述分析，根據要求本次設計的重點是專用機床的設計，機床加工范圍的大小只是一種參考，所以選擇第二種方案作為機床的總體布局格式。 2.3機床主傳動系統(tǒng)方案設計 機床主傳動系統(tǒng)主要是指動力裝置、執(zhí)行裝置、變速裝置及操縱機構等。機床主傳動系統(tǒng)方案的設計主要是指根據輸出需求，結合經驗合理的擬定傳動方案、系統(tǒng)傳動比等。本次設計的要點是執(zhí)行元件的確定和減速裝置傳動比的確定。 2.3.1執(zhí)行元件的確定 根據設計思路，本次設計中所用到的執(zhí)行元件是徑向柱塞液壓馬達。液壓馬達可以實現(xiàn)無級變速，且傳動平穩(wěn)，換向沖擊小。但是由于液壓馬達的質量、外觀尺寸比較大，為了得到需要的輸出扭矩，就需要更大、更重的液壓馬達，所以為了減小主軸箱的結構尺寸，減小液壓馬達的重量，所以需要選擇減速裝置，以增大輸出扭矩。根據機床變速連續(xù)性的分類，機床分為無級變速和有級變速，那么該機床就屬于無級變速與有機變速結合的形式。 2.3.2減速裝置傳動比的確定 減速裝置主要作用是降低輸出軸的速度，增大輸出扭矩。減速裝置有一級減速器、多級減速器等多種形式。合理的傳動比不僅能得到需要的輸出，而且可以影響到整機的機構尺寸、質量大小等，對機床結構的合理設計具有至關重要的作用。 減速器有圓柱齒輪減速器、渦輪蝸桿減速器等，其中渦輪蝸桿減速器的傳動比大，主要用來傳遞空間交錯軸之間的運動和動力，所以這次選擇圓柱齒輪減速器作為減速裝置。 圓柱齒輪減速器的一級傳動一般小于8，工作裝置需要的扭矩是11194.16，假定減速器為一級減速器，則初步估計液壓馬達需要的輸出扭矩最低為，查有關液壓馬達的標準，能夠輸出這樣大的扭矩的馬達的質量一般都在75kg以上，同時根據以往減速器設計，液壓馬達輸出這么大的扭矩，齒輪的整體結構增大，所以選擇二級減速器作為傳動系統(tǒng)。假定每一級的傳動比接近4左右，這樣總傳動比就是16左右，這樣液壓馬達需要輸出的扭矩就是，馬達的質量就在50kg左右，齒輪裝置因為輸出扭矩的減小，結構也得到極大地優(yōu)化。所以本次設計中選取的傳動比為15，馬達輸出扭矩約在700，轉速為300rpm。 2.4升降系統(tǒng)傳動方案設計 主軸箱的升降是實現(xiàn)裝配過程中的主要運動。因為在傳動系統(tǒng)方案中，主軸箱是沿著立柱升降的，這樣必然導致機床的整體受到很大的傾覆力矩；同時由于主軸箱的垂直放置，所以在設計過程中必須考慮怎么防止主軸箱的自然下滑。根據設計要求，現(xiàn)在又兩種方案可供選擇： 方案一：主軸箱通過螺母副與螺紋絲杠連接，用步進電機驅動，該方案的優(yōu)點是定位精確，便于實現(xiàn)自動化控制。 目前螺紋絲杠傳動有滑動螺旋、滾動螺旋、和靜壓螺旋傳動三種形式?；瑒勇菪齻鲃拥膬?yōu)點是運動平穩(wěn)，易于自鎖，缺點是傳動效率低，磨損快；滾動螺旋傳動的優(yōu)點是傳動效率高，低速不爬行，缺點是不能自鎖，這是在立式機床中應該避免的；靜壓螺旋傳動不僅傳動效率高，工作平穩(wěn)，而且低速時不會出現(xiàn)爬行現(xiàn)相，但是需要一套壓力穩(wěn)定、溫度恒定、過濾要求較高的供油系統(tǒng)。綜合各方考慮，選擇滾動螺旋傳動比較經濟、可靠，但是為了避免螺旋傳動受載后逆轉，應該設置防逆轉機構。 方案二是主軸箱通過液壓缸驅動軸向進給，該方案的優(yōu)點是可以與液壓馬達共用一套液壓系統(tǒng)，省去動力源的選擇，同時液壓缸可以提供較大的壓緊力，保證加載頭與壓緊螺套始終接觸，但是液壓系統(tǒng)的運動精度不高，且在運動過程中，尤其在換向的過程中沖擊較大，同時存在泄漏，容易造成污染 綜合上述比較，用滾動螺旋傳動是一種比較經濟、可靠的傳動系統(tǒng)，所以升級系統(tǒng)的傳動就選擇方案一中的滾動螺旋傳動作為傳動方案。 通過上述各個系統(tǒng)的分析，現(xiàn)在可以確定半球閥閥座裝配機方案為：液壓馬達通過減速裝置驅動主軸的轉動，滾動螺旋傳動機構在步進電機的驅動下帶到主軸箱沿立柱上下移動。本方案不僅使得機床的機構緊湊，同時傳動效率較高，能夠滿足生產實踐的要求。3 液壓系統(tǒng)的設計 3.1液壓系統(tǒng)介紹 液壓傳動技術是從五六十年代興起的一門新的技術，液壓傳動的功能是通過兩次能量轉換實現(xiàn)機械能到機械能的轉換，因此液壓傳動的效率比較低，但是由于液壓系統(tǒng)使用的是液壓油等油壓介質，因此液壓系統(tǒng)的布局非常靈活，可以通過各種管道控制介質的方向，從而避免了普通機床的結構限制。同時液壓傳動在各種閥的控制下可以很容易的實現(xiàn)自動化控制，當閥為電磁閥時，則可以與機電控制設備聯(lián)系到一起，實現(xiàn)液壓系統(tǒng)控制的制動化。所以雖然液壓系統(tǒng)發(fā)展的比較晚，但是隨著液壓元件的發(fā)展，液壓系統(tǒng)將得到更多的應用。 3.2液壓系統(tǒng)設計 3.2.1技術要求 機床設備技術要求是設計液壓系統(tǒng)的原始依據和出發(fā)點。本次設計的技術要求：1）閥座裝配需要的扭矩為11194.16 2）裝配機主軸轉速為： 快進轉速 40rpm 工進轉速 20rpm 3）根據總體方案設計，液壓馬達的輸出扭矩為700，系統(tǒng)傳動比大致為15左右 3.3系統(tǒng)參數(shù)計算 3.3.1系統(tǒng)壓力的選定 液壓系統(tǒng)的壓力可以通過壓力控制閥控制，每一套液壓系統(tǒng)的壓力原則上是可以自由選定的，但是過高的壓力系統(tǒng)的必然會要求性能更好的液壓元件，這樣就會提高液壓系統(tǒng)的成本，不利于液壓系統(tǒng)的推廣，所以在選取液壓系統(tǒng)的壓力時一般要參照其他同類型機床的壓力進行選定。本次設計的主機類型為中型工程機械，所以選取的設計壓力一般在20～32MP之間，取本次設計中快進的系統(tǒng)壓力20MP，最后工進時的工作壓力為25MP,并忽略馬達的背壓力。 3.3.2 確定液壓馬達的排量 取液壓馬達的機械效率為92%，馬達輸出扭矩為=700，則馬達排量為： （1） 3.3.3 選定液壓馬達 因為馬達的選取是由兩個因素決定的：排量和轉矩，根據上述計算液壓馬達需要的排量為0.24L/r，轉矩為700,所以選取排量為V=0.25L/r，額定轉矩為715、最大轉矩為894的JM10-F0.25F1的徑向柱塞馬達作為該裝置的執(zhí)行元件。 3.3.4 系統(tǒng)工作壓力及流量計算 查取有關資料，取液壓馬達的容積效率為0.95，則系統(tǒng)的工作壓力和流量為： （2） 3.3.5液壓其他元件的選擇 根據機床的技術參數(shù)可知該機床只需兩種轉速，所以可以通過流量閥控制液壓泵輸入到液壓馬達的流量，所以選擇的液壓泵為定量泵。 定量泵的最高壓力為20Mp，因為液壓馬達的最高工作壓力為25Mp，且在25Mp時液壓馬達的輸出扭矩比額定狀態(tài)下高，可以通過蓄能器提高在工進階段的壓力，所以在裝置中還有蓄能器。 選用電動機的轉速為，則液壓泵的排量: 取液壓泵流量即可。 電動機的功率,故取功率為30KW的Y200-L-4的電動機。 4 減速裝置的設計 4.1.運動參數(shù)就算 4.1.1總傳動比和各級傳動比的確定 1.傳動裝置總傳動比 （1） 式中：-液壓馬達輸出轉速 -輸出軸轉速 根據上面設定的參數(shù)得總傳動比 2.分配傳動裝置各級傳動比 因為在總體方案中設計的是兩級減速器，所以總傳動比 （2） 式中 - 第一級減速器傳動比 第二級減速器傳動比 取第一級傳動比為4 則由公式(1)得 4.1.2各軸轉速及轉矩計算 1.各軸轉速計算 I 軸 II軸 III軸 2.各軸轉矩計算 I 軸 II軸 III軸 式中：—-齒輪傳動效率 —軸承傳動效率 根據上述計算可得下表1： 表1 各軸運動參數(shù)統(tǒng)計 軸名 參數(shù) I軸 II軸 III軸 轉速 300 75 20 轉矩T(N.M) 867.18 3293 11541.12 4.2.齒輪設計 4.2.1高速級圓柱齒輪設計計算 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪。 2）裝配機為一般工作機器，速度不高，一般選用8級精度（GB 10095--88). 3) 材料選擇：查有關標準，根據液壓馬達輸出的轉矩比較大，所以齒輪的材料的硬度應該選的大一點，這樣可以提高選擇齒輪的齒面接觸疲勞強度，所以選擇的小齒輪的材料為45鋼（滲碳后淬火），硬度為350HBS，大齒輪材料為45鋼（滲碳后淬火），硬度為300HBS，二者材料硬度差為50HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。為了保證傳動平穩(wěn)，一對嚙合齒輪一般互為質數(shù)，故取。 2.按齒面接觸強度設計 齒面接觸疲勞強度是根據公式（1）確定齒輪的分度圓直徑 （3） 1）確定公式內的各計算數(shù)值 （1）初步估計系統(tǒng)的載荷系數(shù)，試選載荷系數(shù)。 （2）確定小齒輪傳遞的轉矩 根據上面計算得一軸的轉矩 （3）查有關標準選取齒寬系數(shù)。 （4）查有關標準得材料的彈性影響系數(shù) （5）查有關標準，按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞極限；大齒輪的疲勞極限。 （6）計算大小齒輪的應力循環(huán)次數(shù) （7）根據應力循環(huán)次數(shù)，查有關標準取各級齒輪的齒面接觸疲勞壽命系數(shù); （8）計算齒面接觸疲勞許用應力。 取本次設計過程中齒輪的失效概率大約為1%，安全系數(shù),根據公式（4） (4) 得： （9）根據公式帶入上述數(shù)據計算小齒輪分度圓直徑，其中公式中的[]為[]中較小的值。 （10）計算圓周速度 （11）計算齒寬 （12）計算齒寬與尺高之比。 模數(shù) 齒高 （13）計算載荷系數(shù)。 根據，8級精度，查有關標準取動載系數(shù)； 因為傳動用的是直齒輪，故； 根據機器的使用情況，查有關標準可知機器的使用系數(shù).10； 因為齒輪運動的精度8級精度、小齒輪相對支承對稱布置，故取。 由，，查有關標準得；故載荷系數(shù) （14）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑得 （15） 計算模數(shù)。 ， 3.按齒根彎曲強度設計齒輪 齒輪按彎曲強度計算的計算公式為 （5） 1）確定公式內各個計算數(shù)值 （1）由標準小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； （2）根據齒輪的應力循環(huán)次數(shù)結合所選齒輪的材料，故取小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)；大齒輪的彎曲疲勞強度的壽命系數(shù) （3）取彎曲疲勞安全系數(shù)，由公式（6） (6) 得： （4）計算載荷系數(shù)。 （5）查取齒形系數(shù)。 根據有關經驗得小齒輪與大齒輪的齒形系數(shù)為： ；。 （6）查取應力校正系數(shù)。 根據有關經驗得小齒輪與大齒輪的應力校正系數(shù)分別： ；。 （7）根據公式計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。 （8）設計計算 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，故可按彎曲強度算的的模數(shù)3.6并就近圓整為標準值，按接觸強度算的的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪 ，取。 這樣設計出的齒輪傳動，就可以滿足設計要求，避免浪費。 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取，。 4.2.2低速級圓柱齒輪設計計算 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪。 2）裝配機為一般工作機器，速度不高，一般選用8級精度（GB 10095--88). 3) 材料選擇：查有關標準，根據液壓馬達輸出的轉矩比較大，所以齒輪的材料的硬度應該選的大一點，這樣可以提高選擇齒輪的齒面接觸疲勞強度，所以選擇的小齒輪的材料為45鋼（滲碳后淬火），硬度為350HBS，大齒輪材料為45鋼（滲碳后淬火），硬度為300HBS，二者材料硬度差為50HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。為了保證傳動平穩(wěn)，一般互為質數(shù)。 2.按齒面接觸強度設計 齒面接觸疲勞強度是根據公式（3）確定齒輪的分度圓直徑，首先確定公式中的各個值的大小。 1）確定公式內的各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù)。 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩。 （3）查有關標準選取齒寬系數(shù)。 （4）查有關標準得材料的彈性影響系數(shù) （5）查有關標準，按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞極限；大齒輪的疲勞極限。 （6）計算大小齒輪的應力循環(huán)次數(shù) （7）根據應力循環(huán)次數(shù)，查有關標準取各級齒輪的齒面接觸疲勞壽命系數(shù) 4; （8）計算齒面接觸疲勞許用應力。 取本次設計過程中齒輪的失效概率大約為1%，安全系數(shù),根據公式（4）得： （9）根據公式帶入上述數(shù)據計算小齒輪分度得直徑，其中公式中的[]為[]中較小的值。 （10）計算圓周速度 （11）計算齒寬。 （12）計算齒寬與尺高之比。 模數(shù) 齒高 （13）計算載荷系數(shù)。 根據，8級精度，查有關標準取機床的動載系數(shù)； 因為傳動用的是直齒輪，所以取：； 根據機器的使用情況，查有關標準可知機器的使用系數(shù).10； 因為齒輪運動的精度8級精度、小齒輪相對支承對稱布置，故取。 由，查有關標準得；故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 計算模數(shù)。 ， 3.按齒根彎曲強度設計 齒輪按彎曲強度計算的計算公式為公式（5） 1）確定公式內個計算數(shù)值 （1）由標準小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； （2）根據齒輪的應力循環(huán)次數(shù)結合所選齒輪的材料，故取小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)，大齒輪的彎曲疲勞強度為。 （3）取彎曲疲勞安全系數(shù)，由公式（6） （4）計算載荷系數(shù)。 （5）查取齒形系數(shù)。 根據有關經驗得小齒輪與大齒輪的齒形系數(shù)為： ；。 （6）查取應力校正系數(shù)。 根據有關經驗得小齒輪與大齒輪的應力校正系數(shù)分別為為： ；。 （7）計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。 （8）設計計算 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，故可按彎曲強度算的的模數(shù)4.69并就近圓整為標準值，按接觸強度算的的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)，這樣設計出的齒輪傳動，就可以滿足要求，避免浪費。 大齒輪 ，取。 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取，。 4.3軸的設計 4.3.1各齒輪受力分析 1.根據上面齒輪參數(shù)，統(tǒng)計齒輪機構的參數(shù)于下表2： 表2 齒輪參數(shù) 級別 Z1 Z2 m/mm α 高速級 20 81 4 200 低速級 28 107 5 200 2.計算齒輪上的作用力： 根據上述公式計算得如下表3： 表3 受力分析 級別 齒輪1 Ft/N Fr/N Fn/N 高速級 小齒輪 21679.5 7890.7 23070.8 大齒輪 20327.2 7398.5 21631.8 低速級 小齒輪 47042.9 17122.2 50062.0 大齒輪 43144.4 15703.3 45913.3 4.3.2軸的設計 1. 軸I設計 1）確定軸的最小直徑 （1)一軸前端做成空心軸，用于安放馬達，根據所選馬達的軸伸處的直徑為40mm，根據經驗空心軸內徑d1 于外徑d2 之比通常為0.5～0.7，取0.7，估算得此處的軸頸為57.1mm。 （2)按公式估算軸的最小直徑 估算軸最小直徑的公式為： 其中A0取決于所選軸的材料，假設該軸的選用的材料為 45鋼,根據經驗取A0 =110，于是得 綜合上述比較，為了滿足設計要求，取兩者最大者，即軸的最小直徑為57.1mm。 因為該軸最小處是用于安放軸承的，查軸承標準，取代號為7012C的角接觸球軸承。該軸承的基本參數(shù)為：d=60mm,D=110mm,B=22mm。 2）軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 軸上零件裝配方案就是合理的選擇軸上零件的定位、裝配方案，從而優(yōu)化軸的結構，使軸的結構更為合理。 如果液壓馬達通過聯(lián)軸器與軸實現(xiàn)連接的話，需要聯(lián)軸器的公稱轉矩為867.18，查有關標準這樣的聯(lián)軸器不僅質量大而且尺寸也大，這就導致整體結構的偏大，所以需要液壓馬達與含有鍵槽空的軸相連，這樣就可以極大地優(yōu)化機械產品的結構。 所以軸與液壓馬達的連接不需要聯(lián)軸器。 根據最小處軸頸的直徑為60mm，加上定位功能處的高度，決定安放齒輪處的尺寸至少大于65mm， 因為小齒輪的分度圓為80mm，根據公式 得齒根圓直徑為70mm，為安放齒輪，如果在軸上開鍵槽，則齒根圓到鍵槽底部的距離e=70-65=5< 所以該齒輪應做成齒輪軸的形式。 該軸上的零件主要是軸承及密封裝置，所以為減少軸上零件，及合理安排軸上零件的定位問題，所以軸上零件的定位用軸肩定位。 （2）確定軸各段的直徑和長度 ①根據所選軸承的，軸I-II的直徑為60mm 左端軸承用脂密封，選擇的密封裝置為油氈密封。根據軸承內圈定位尺寸，確定油氈的尺寸為內圈60mm，長度為15mm。選擇的軸承為角接觸球軸承，一般成對使用，所以V-VI處的直徑也為60mm。 ②密封裝置的用軸肩定位，取軸肩的定位高度2.5mm，則II-III處、V-VI處軸頸的尺寸為65mm。 取齒輪距箱體內壁之間的距離為大于13mm，同時為了保證后面設計的結構合理，所以去II-III處、V-VI處的分別為長度為13.5mm、17.5mm。 ③I-II、V-VI處是安放軸承及軸端零件的。軸承的寬度為22mm，I-II主要和馬達接觸，加上密封裝置的長度，所以取I-II的長度為63mm V-VI主要安放軸承，為了便于軸承的拆分，所以軸的長度應比軸承的寬度小，所以取長度為19mm。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪與馬達之間的周向定位均采用平鍵連接，馬達伸出軸上的鍵為鍵 ，所以需要在軸上開鍵槽，鍵槽的銑處的長度為82mm。軸與軸承的周向定位是由它們之間的過渡配合來確定的，此處選軸的直徑尺寸公差為f6。 V-VI處的軸承需要用螺母預緊，所以該軸VI-VII處需要有與螺母連接的螺紋和退刀槽，取其總長度為22.5mm。 通過上述計算得出軸的總長為L=19.5+19+17.5+85+13.5+15+48=217.5mm。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為軸上各圓角處半徑為2mm。 其結構圖如下圖4所示： 圖4 軸I結構圖 2. 軸II設計 1）確定軸的最小直徑 （1)一軸前端做成空心軸，用于安放馬達，根據所選馬達的軸伸處的直徑為40mm，根據經驗空心軸內徑d1 于外徑d2 之比通常為0.5～0.7，取0.7，估算得此處的軸頸為57.1mm。 （2)按公式估算軸的最小直徑 估算軸最小直徑的公式為： 其中A0取決于所選軸的材料，假設該軸的選用的材料為 45鋼,根據經驗取A0 =110，于是得 根據傳動方案，該軸最小處是用來安裝高速級的大齒輪的，大齒輪的分度圓直徑為324mm，為了滿足大齒輪輪轂與齒寬之間的關系，取大齒輪輪轂的直徑為100mm,所以軸的最小處的直徑為100mm。 2）軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 確定裝配方案需要了解本軸上需要安裝的零件。該軸上有兩個齒輪，高速級的大齒輪和低速級的小齒輪。大齒輪的定位可以用套筒、軸肩等，因為齒輪的傳動需要軸承，所以定位選用套筒定位。 該軸主要承受徑向力和軸向力，所以該軸的軸承選用代號為7022C的角接觸球軸承，該軸承的參數(shù)為：d=110mm,D=170mm,B=28mm。 （2）小齒輪結構設計 因為小齒輪的分度圓為140mm，根據公式 得齒根圓直徑為125mm，為安放齒輪，如果在軸上開鍵槽，則齒根圓到鍵槽底部的距離e=125-125=5< 所以該齒輪應做成齒輪軸的形式。 （2）確定軸各段的直徑和長度 ①根據輪轂的直徑為100mm，長度為103mm，為了便于安裝齒輪，軸的長度一般比輪轂的長度短3～ 4mm，取4mm，所以II-III處的直徑為100mm，長度為99mm。 該齒輪上端用鎖緊螺母鎖緊，下端用套筒定位，其中鎖緊螺母的公稱直徑為90mm，所以選擇I-II的公稱直徑為90mm，螺紋長度加退刀槽的長度總共為34mm。 ②根據所選軸承的徑為110mm，IV-V處的直徑為110mm, 該處軸承用脂密封，選擇的密封裝置為油氈密封。根據軸承內圈定位尺寸，確定油氈的尺寸為內圈110mm，長度為15mm。選擇的軸承為角接觸球軸承，一般成對使用，所以VIII-IX處的直徑也為110mm。 ③密封裝置的用軸肩定位，取軸肩的定位高度5mm，則V-VI、VII-VIIII處軸頸的尺寸為120mm。 取齒輪距箱體內壁之間的距離為大于13mm，同時為了保證后面設計的結構合理，所以去II-III處、V-VI處的分別為長度為37.5mm、37.5mm。 ④VIII-IX處是安放軸承及定位套筒的，因為軸承的寬度為28mm，定位套筒的長度為15，所以取長度為43mm。因為為了便于軸承的拆分，所以軸的長度應比安放軸承處的長度小，所以取長度為40mm。 ⑤V-VI處是安放軸承，套筒及密封裝置的。軸承的寬度為28mm，密封裝置的厚度為15mm，為了使高速級大齒輪與上箱蓋內壁有一定距離，所以該處的總長度為84mm，其中套筒的長度為41mm。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的連接時依靠鍵連接，根據連接處軸頸的直徑為100mm,查有關標準得應該選的平鍵。軸與軸承的周向定位是由他們之間的過渡配合來確定的，此處選軸的直徑尺寸公差為f6。 通過上述計算得出軸的總長為L=40+37.5+145+37.5+84+99+34=477mm。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為軸上各圓角處半徑為2mm。 其結構圖如下圖6所示： 圖6 軸II結構圖 3 軸III設計 1）結構設計 主軸是機床上的輸出部件，主軸輸出精度的高低、主軸的剛度的大小對加工過程中有至關重要的影響。主軸的結構類型主要取決于主軸上安裝的傳動件、軸承、密封裝置的類型、數(shù)目、安裝定位方法等。為了滿足這些零件的安裝、定位的要求，所以主軸一般都是做成階梯軸，其主軸的軸頸一般是從前端到后端逐漸減小。 本次設計的主軸主要是用來傳動扭矩的，所以通常在主軸上開有鍵槽，為了便于安裝夾緊刀具，一般在主軸上設有拉緊機構，所以主軸一般做成空心的，同時空心主軸的剛度比同直徑的實心主軸的剛度大。所以本次設計的主軸是空心軸，同時在主軸的前端開有鍵槽孔。 2）材料選擇 機床主軸的材料主要根據主軸所受的載荷特點決定的，本次設計的機床的精度不高，所以按照一般機床的材料進行類比選擇主軸的材料為45鋼，調質到220～250HBS,主軸前端的錐孔局部淬硬到HRC50～55。 3）支撐方式的選擇 合理選擇推力支撐的位置和類型，能夠極大地提高主軸的軸向精度。通常一對角接觸球球軸承成對安裝時，一個軸承相當于徑向支撐，另一個軸承相當于推力支撐。如果推力支撐安放在主軸后端，則軸向載荷是由后端支撐承受，但是當主軸受熱膨脹，影響主軸的軸向精度。所以合理的選擇軸承及支撐方式對主軸傳動精度有極大地影響。所以本次設計中主軸的前端用的是角接觸球軸承，中間用圓柱滾子軸承，后端用圓錐滾子軸承，圓錐滾子軸承與角接觸球軸承都能承受較大的軸向力，同時角接觸球軸承和圓柱滾子軸承能承受較大的徑向載荷。同時因為主軸的長度較長，所以圓柱滾子軸承還可以起到輔助支撐的作用。 4）主軸直徑的選擇 主軸直徑尺寸的增大能夠極大地提高主軸的剛度，但是過大的主軸軸頸會增大主軸軸上傳動件和軸承的徑向尺寸，這樣不僅導致整個機床主軸箱尺寸的變大，同時還會增大系統(tǒng)的發(fā)熱量，從而影響主軸的精度。所以要合理的選擇主軸的軸頸尺寸，達到既滿足剛度要求，又能優(yōu)化機床的結構尺寸。 確定主軸軸頸尺寸可以根據機床主參數(shù)確定。本次機床設計的主參數(shù)是機床裝配工件的大小即Dmax=300mm,根據經驗公式得D=90mm。 同時主軸的設計還應該滿足主軸設計最小尺寸經驗設計公式 其中A0取決于所選軸的材料，假設該軸的選用的材料為 45鋼,根據經驗取A0 =100，于是得 綜合比較兩者結果，取兩者最大值即軸最小尺寸為110mm。 5）主軸內孔直徑的選擇 由材料力學的知識軸的剛度K與截面慣性矩I成正比，與直徑之間有以下關系： 由上式可知，當時，空心主軸的剛度與主軸的實心剛度相差不大,所以 取d空=60mm。 5 升降系統(tǒng)設計 5.1 絲杠設計 5.1.1工況分析 根據機床工作過程，主軸進給過程的進給速度及所受力和占用時間比例如下表4所示： 表4 機床滾珠絲杠基本參數(shù) 切削方式 軸向載荷/N 進給速度/(m/min) 時間比例/(%) 快進 2250 0.8 0.25 工進 2500 0.04 0.60 快退 3000 1 0.15 本次設計中選定絲杠螺母副材料硬度58~60HRC，工作溫度小于100℃，溫升3.5℃，可靠性要求為95%。工作臺的快速進給的定位精度為25/300mm，工進的定位精度為20/300mm；機床的工作壽命為15000h，工作裝置總重為WZ=2000N。機床采用主軸伺服電機，額定功率P=0.25KW。 5.1.2.總體方案設計 1）對滾珠絲杠螺母副采用預緊措施，并對滾珠絲杠進行預拉伸。 2）采用伺服電動機驅動。 3）采用升降機與滾珠絲杠直連。 5.1.3設計絲杠 1.)確定滾珠絲杠的導程 根據已知條件，取電動機的最高轉速，則由公式得： mm 取L0為4mm 2.計算滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的轉速。 3.按式（2-17）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速ne。 %+%+%= 4.按式（2-18）計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷Fe。 =1945.1 N 5.初選絲杠 取 Lh=15000 h 根據工作條件查得：ft=1，fa=1，fw=1.2，fh=1，fk=0.62 Caj= N 查有關插管埋入式雙螺母墊片預緊滾珠絲杠螺母副標準，查得型號為FYND3205-4的額定動載荷Fa=16KN，額定靜載荷Fo=44.9KN，Kc=1340N/m，螺母長度為l=92mm，導程 Tsp=4mm，余程為16mm。 螺紋長度 lu=600+92+2×16=724mm，取750mm 絲杠全長 Ls=1mm F-O支撐方式的絲杠一般不會受壓縮力作用，所以可以不用校核壓桿的穩(wěn)定性。 絲杠彎曲振動臨界轉速 查表得 f2=1.875 mm 取溫升為3.5℃ 螺紋伸長量為 絲杠全長伸長量 取預拉伸量 滾珠絲杠螺母副的預緊力Fp 預拉伸力為 N﹥﹥1000N 6.確定滾珠絲杠螺母副支撐用軸承的規(guī)格型號 1）按式2-33計算軸承所承受的最大軸向載荷。 2）計算軸承的預緊力。 3）計算軸承的當量軸向載荷 4）按式2-15計算軸承的基本額定動載荷C。 已知軸承的工作轉速，軸承所承受的當量軸向載荷，軸承的基本額定壽命L=3000h。則軸承應有的基本額定動載荷值： 按軸承樣本或設計手冊選擇C=31KN代號為7304c的軸承。其尺寸參數(shù)為d=20、D=47、B=14。技術參數(shù)為C=31KNN，C0=19.2N，極限轉速nmax=7500r/min。剛度按差值法算得：KB=2200。 7.校核絲杠 1)定位精度驗算 （1）絲杠在拉壓負荷下的最大彈性變形δSfmax 快進 工進 快退 (2) 絲杠螺母的接觸變形 查所選的滾珠絲杠副的 KC=1340/μm 快進 工進 快退 (3)軸承的接觸變形 快進 工進 快退 (4) 螺母座剛度 KH 取KH=1000 N/μm 快進 工進 快退 (5)絲杠系統(tǒng)總位移 快進 工進 快退 (6) 定位精度 F-0支撐方式的在絲杠的末端，應驗算此處的定位精度。 1,2,3級精度的絲杠在任意300mm行程內行程變動量分別為6 、8 、12 若取1級精度，快進的總誤差為（10.65+6）=16.65,滿足快進要求。工進的總誤差為（12.2+6）=18.28，滿足工進的要求。- 2）拉壓振動和扭轉振動的固有頻率 （1）F-O型支撐方式的拉壓總剛度Ke按下式算 （2）軸向拉壓振動的固有頻率 （3）扭轉剛度 拉壓總剛度KT按下式算 工作臺的等效轉動慣量為 取絲杠中徑dm 計算轉動慣量 （4）扭轉振動的固有頻率 5.2導軌截面選擇 導軌主要用于導向和承載。導軌按截面形狀分有燕尾型導軌、矩形導軌、V型導軌等多種形式。V型導軌和矩形導軌依靠移動部件本身的自重就可保證工作臺與導軌面的接觸，但這樣的導軌只能用于水平或傾斜配置的部件，而且也不能承受向上的載荷或傾覆力矩。選用燕尾型導軌因為導軌面接觸形成一種閉式導軌，這樣的導軌可以承受傾覆力矩，所以選擇的導軌截面是燕尾型導軌。 設計總結 畢業(yè)設計是我們大學階段最后一次設計實踐工作，它不僅是對我們四年大學學習知識的總結，也是我們步入職場、走進社會的一次預演，通過在設計過程中鍛煉自己查找資料、總結資料的能力、鍛煉自己與他人共同合作解決問題的能力。 本次畢業(yè)設計我的題目是液壓式半球閥閥座裝配機設計，初步拿到這個設計題目的時候，我一直以為我所設計的要點是液壓系統(tǒng)的設計，所以看了很多關于液壓系統(tǒng)的書，且在設計的初期也一直在做液壓方面的準備，后來通過與老師的交流發(fā)現(xiàn)我設計的重點不是液壓系統(tǒng)方向，而是怎么實現(xiàn)機床工作需要動作的，液壓系統(tǒng)只是用于我設計初期選擇執(zhí)行元件的，至此我才明白我設計的要點。所以以后遇到問題一定要明白設計的要點，不然的話就會適得其反。 在設計過程中，機床的工作原理是很容易的，就是通過液壓馬達驅動減速器工作，實現(xiàn)減速增大扭矩的目的。但是在設計過程中遇到了各種各樣的問題。首先就是如何選擇液壓馬達，大學學過的教材都是介紹各種液壓元件的性能及參數(shù)，很少有提到如何選擇液壓馬達、怎么估算液壓系統(tǒng)的壓力的資料。我通過翻閱各種液壓系統(tǒng)設計資料終于找到了如何選擇液壓馬達的資料，就是根據機床的類型初步估計系統(tǒng)壓力，然后根據設計要求選取液壓馬達的排量和壓力，這是選擇液壓馬達的基本參數(shù)。但是本次設計過程中用到了減速裝置，我們可以通過不同傳動比的減速裝置實現(xiàn)需要的輸出，那么那一種傳動比是最合適的呢？通過查取有關資料，發(fā)現(xiàn)徑向柱塞馬達的質量隨著輸出轉矩的增大而增大，同時結構尺寸也隨之增大，如果選擇的馬達的輸出扭矩太小的話就需要較大的傳動比，如果選擇馬達輸出轉矩太大的話減速裝置的整體結構尺寸也會增大，如何在兩者之間找到一種平衡呢？通過各種實踐，發(fā)現(xiàn)用傳動為為15的二級減速裝置較合適，這時液壓馬達輸出扭矩、質量、尺寸都比較合適，同時減速裝置的整體尺寸也在可控的范圍內。還有一個問題就是怎么把液壓馬達與減速裝置連接起來，一種方法是通過聯(lián)軸器連接，但是因為液壓馬達輸出轉矩太大，需要聯(lián)軸器的公稱轉矩比較大，但過大的公稱轉矩必然導致質量、尺寸的增大，通過查閱各種資料發(fā)現(xiàn)液壓馬達可以與含有鍵槽孔的軸直接相連，這樣就省去了聯(lián)軸器的尺寸和質量，機床的結構就得到了極大地優(yōu)化。 本次設計中遇到的各種問題通過與老師的交流、同學的探討、自己的摸索都得到了很好的解決。這也告訴我們在以后的工作中要多與專業(yè)人士交流，多參照別人的設計，這樣才能豐富自己的視野，使自己在以后的工作中游刃有余。 本次設計中還有一個問題就是怎么實現(xiàn)在裝配出現(xiàn)誤差的情況下機床能夠快速停止并反轉，雖然液壓馬達能夠在方向控制閥的作用下實現(xiàn)正反轉，但是肯定存在各種誤差，所以能不能通過機械的方式實現(xiàn)呢，但是由于本人能力有限，所以沒有很好的解決這方面的問題。 但是本次畢業(yè)設計還是讓我們學習到了很多原來學習過程沒有注意到的問題，鍛煉了自己分析問題、總結問題的能力，同時也規(guī)范了我們以后在設計工作中的設計思路，為我們以后的工作打下了堅實的基礎。 致謝 本次畢業(yè)設計是在李鐵成老師的親切指導下逐步完成的，每當設計遇到難題的時候李老師總能以循序漸進的方法指導我們解決問題。在李老師的指導下，我們對機械設計的一般過程、設計中應該注意的事項等有了初步了解，這為我們以后步入工作打下了良好的基礎。 同時由于本次設計是和魯鵬我們兩個人一起設計的，所以在設計過程中我們需要兩個人一起討論、分析。在討論過程中難免會有一些分歧，我們都會努力消除分歧，從而完成畢業(yè)設計。在以后的工作中我們是和同事一起工作的，在工作中難免會有各種問題，通過本次設計我學會了在遇到問題時怎么處理分歧的方法，這對我們以后的職業(yè)發(fā)展有很大的幫助。 還有本次設計還要感謝黑馬實業(yè)有限公司，是該公司提供我們參觀的機會，使我們對本次設計的要點有了充分的認識。還有就是要感謝何文平老師，是何老師教會我們怎么調用標準件，極大地簡化了我們繪圖的工作量。 參考文獻 1 徐灝等主編.機械設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1999 2 實用機械設計手冊編寫組編.實用機械設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1995 3 曲繼方，安子軍，曲志剛主編.機構創(chuàng)新原理.北京.科學出版社.2001 4 朱張校主編．工程材料．北京：清華大學出版社，2001 5 機械設計課程設計．北京：機械工業(yè)出版社，2003 6 陸慶主編．機械設計手冊．北京：機械工業(yè)設計出版社，1987 7 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