五軸高速數控雕銑機銑頭設計畢業設計論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 頭的結構緊湊，此外蝸桿傳動方式還有傳動比大，工作平穩，躁聲低，可以自鎖等優點。具體設計計算輸入功率P=750W，蝸桿轉速為n1=1500轉/分，傳動比在50~80范圍之內。工作載荷較穩定。 根據GB/T10085——1988的推薦，采用阿基米德蝸桿（ZA蝸桿）.蝸桿傳動傳遞的功率不大,速度只是中等,故蝸桿用45鋼。因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,.蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1 ,金屬模鑄造.根據閉式蝸桿傳動設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再較核齒根彎曲疲勞強度.傳動中心距 1) 確定作用在蝸輪上的轉距 按=1,估取效率為=， 估取i=65 2) 確定載荷系數K因工作載荷較穩定,故取載荷分布不均系數,選取使用系數,由于轉速不高,沖擊不大,可取動載荷系數3) 確定彈性影響系數.因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故4)確定接觸系數 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比值,可查得=.5)確定許用接觸應力 因蝸輪材料選用的是鑄錫磷青銅ZCuSn10P1, 金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度為45~55HRC,可查得蝸輪基本許用應力為.6)計算中心距取中心距a=125mm,i=69,查表選取模數m=,蝸桿分度圓直徑,這時,查得接觸系數1) 蝸桿蝸桿頭數 z1 1模 數 m (mm) 蝸桿分度圓直徑 d1 (mm)蝸桿導程角 γ 176。 蝸桿齒高 h1 (mm) 蝸桿齒頂圓直徑 da1 (mm) 蝸桿齒根圓直徑 df1 (mm) 2）蝸輪 蝸輪分度圓直徑 d2 (mm) 蝸輪喉圓直徑 da2 (mm) 蝸輪齒根圓直徑 df2 (mm) 蝸輪齒高 h2 (mm) 蝸輪外圓直徑 de2 (mm) 中心距a 125 (mm)查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用應力’=56MPa彎曲強度滿足要求同步帶傳動綜合了帶傳動和鏈傳動的優點,傳動時無滑動,能保證固定的傳動比和同步傳動,預緊力較小,軸和軸承上所受的載荷小,帶的厚度小,單位長度的質量小,故允許的線速度較高額定額定功率P=750W,n=3000r/min 1）選擇帶型設計功率 i=2查得工作情況系數= 故=*750=1125W根據GB/T11362—1989），選擇帶型為L型節距為2）大小帶輪的齒數及節圓直徑由于所設計的銑頭結構要求緊湊，所以小帶輪的齒數為小帶輪節圓直徑大帶輪齒數 大帶輪節圓直徑 帶速：3）初定軸間距根據 初步確定軸間距為計算帶長及齒數選擇標準帶長實際軸間距 小帶輪嚙合齒數4）計算基本額定功率、帶寬和作用在軸上的力基本額定功率 帶寬作用在軸上的力4 電機和聯軸器的選用 由于本次設計的數控雕銑機必須滿足高速的要求，所以電機采用伺服電機，伺服電機不僅可以滿足較高的機械性能和生產效率的要求，同樣在高速響應性、高速、高精度控制方面，具有更高的水準。本次設計中選用的伺服電機為株式會社安川電機的SGMAH型額定功率為750W。 選用的聯軸器為LK5系列的單接夾緊螺絲固定的聯軸器，可以傳遞的扭矩為6NM 本次設計中對A軸的結構設計的特點是銑頭的頭套設計，將A軸的驅動電機放入滑枕中，從而減小了銑頭的體積，此外在銑頭的內部結構設計中，還注意到了排線的問題 C軸傳動的設計及計算 C軸的結構設計主要采用齒輪傳動方式，C軸的驅動電機也采用與A軸同樣型號的電機，由于C軸的轉速要求不高，所以采用降速傳動。其中小齒輪設計成齒輪軸通過聯軸器與電機相連，然后安裝在滑枕上，大齒輪安裝在銑頭的頭套上，帶動銑頭沿C軸方向轉動 齒輪傳動具體的設計計算如下：在確定齒輪齒數時應該注意以下幾點：1：不產生根切。一般取Zmin≥18~20。2：保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚δ≥2mm。3：同一傳動組的各對齒輪副的中心距應當相等。若模數相同時，則齒數和也相等。但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求。機床上可用修正齒輪，在一定范圍內調整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齒數差不能超過3~4個齒。4：防止各種碰撞和干涉。齒輪的設計計算1：選定齒輪類型、精度等級、材料以及齒數 1）：選用直齒圓柱齒輪傳動，2）：整個機構主要通過齒輪來傳動，因此對齒輪的要求比較高，因此選用6級精度的齒輪。3）：材料的選擇。由表101選擇兩個齒輪的材料都為40Cr（調質處理），硬度為280HBS。4）：按表選取齒數，暫時選小齒輪的齒數為20，第二個齒輪的齒數為76。2：按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（109a）進行試算，即d1t 1） 確定公式內的各計算數值（1） 試選載荷系數Kt=（2） 計算和送料輥子連接的齒輪的轉矩T1=（3） 由表107選齒寬系數=（4） 由表106查的材料的彈性影響系數ZE=（5） 由圖1021d按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限為=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限也為=600MPa。（6） 由式1019計算應力循環次數N1=60j=609601（2830010）=N2=（7） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數=。=（8） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，由式（1012）得===528Mpa== Mpa=528Mpa2) 計算(1)試算齒輪分度圓直徑，代入中較小的數值 =（2） 計算圓周速度v ==（3） 計算齒寬b b= ，故b==（4）計算齒寬與齒高之比b/h 模數 =/= 齒高 h=== b/h=（5） 計算載荷系數根據v=，6級精度，由圖108查得動載荷系數=；由于是直齒輪，假設/b100N/mm。由表103查得== 由表102查得使用系數= 由表104查得6級精度 =+（1+）+ 將數據代入以后得到： =+（1+）+= 由b/h=，==因此載荷系數為： K===（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 ===（7） 計算模數m m==3 按齒根彎曲強度設計由公式（105）得彎曲強度的設計公式為 m1） 確定公式內的各計算數值 （1）由圖1020c查得下面齒輪的彎曲疲勞強度極限=480Mpa；由于是相同的材料，故上面一個齒輪的彎曲疲勞強度極限也為=480Mpa（2）由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數=，=；（3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=，由式（1012）得 ==MPa=288MPa ==MPa=