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溫 州 大 學 甌 江 學 院 WENZHOU UNIVERSITY OUJIANG COLLEGE 本科畢業(yè)設計 題 目 機器人筑砌磚墻專用泥漿泵設計 專 業(yè) 機械工程及其自 動化 班 級 學生姓名 學 號 指導教師 職 稱 溫州大學甌江學院教務部制 摘 要 液壓泵作為液壓系統(tǒng)的動力裝置 越來越受到人們的關注 因為它的性能 的好壞直接影響整個液壓系統(tǒng)的工作可靠性 被廣泛應用于冶金 礦山 鍛壓 注塑 船舶 重型等機械設備中 但在實際生產(chǎn)中還不能解決很好地流量脈動 剛性和柔性沖擊等問題 平衡式徑向柱塞泵的設計可以很好地解決流量脈動 剛性和柔性沖擊等問題 通過設計使此泵在結(jié)構(gòu)功能上能夠適應現(xiàn)代化生產(chǎn)高 要求的專用泥漿泵 泥漿泵 Mud Pump 也是一種寬泛的泵的一個通俗概念 不同的地域 習慣 最終涉及的泵型不會一樣 本詞條所闡述的泥漿泵是多數(shù)意義上的的一種泵型 事實上 污水泵 渣漿泵等一些非清水泵和泥漿泵在叫法上也有通用的時候 本設計是根據(jù)給定設計參數(shù)完成專用泥漿泵泵結(jié)構(gòu)設計 主要包括帶輪 泵 的結(jié)構(gòu)設計 確定出幾何參數(shù) 繪制并檢查投影圖 采對泵進行結(jié)構(gòu)設計 繪 制了裝配圖和部分零件圖 并對軸進行了強度校核計算 關鍵詞 泥漿泵 專用泥漿泵 結(jié)構(gòu)設計 Abstract The hydraulic pump as the power device of hydraulic system more and more attention because of its working reliability will directly influence the performance of the whole hydraulic system Widely used in metallurgy mining forging injection molding shipbuilding heavy machinery and other equipment But in actual production is not properly resolve the flow pulsation rigid and flexible impact problems Better solve the problem of flow pulsation rigid and flexible impact design balanced radial piston pump can Through the design of the pump 2X 70 rotary vane vacuum pump can meet the high requirements of the modernized industry structure function Vacuum pump with mechanical physical chemical physical and chemical method for pumping the container in order to obtain and maintain a vacuum device Vacuum pumps and other equipment such as a vacuum container vacuum valve vacuum measuring instruments the connection pipelines consists of vacuum system widely used in electronics metallurgy chemical industry food machinery pharmaceuticals aerospace and other departments The design is based on the rotary vane vacuum pump structure design to complete a given design parameters including the structure design of belt wheel pump To determine the geometric parameters and check the projection mapping mining design the structure of the pump drawing the assembly drawing and parts drawing and for the strength calculation Keywords pump design structure IV 目 錄 摘 要 II ABSTRACT III 緒 論 1 1 1 泥漿泵簡介 1 1 2 工作原理 1 1 3 泥漿泵的性能 2 1 4 泥漿泵的分類 2 第 2 章 結(jié)構(gòu)與工作原理 3 2 1 結(jié)構(gòu) 3 2 2 工作原理 3 第 3 章 泥漿泵總體設計 5 3 1 設計參數(shù) 5 3 2 電動機的選擇 5 3 3 總體傳動結(jié)構(gòu)設計 6 第 4 章 泥漿泵主要零部件的設計 7 4 1 帶傳動設計 7 4 2 選擇帶型 8 4 3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 8 4 4 確定中心距離 帶的基準長度并驗算小輪包角 9 4 5 確定帶的根數(shù) Z 10 4 6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 10 4 7 帶輪結(jié)構(gòu)設計 11 4 8 確定帶的張緊裝置 13 4 9 計算壓軸力 13 4 10 軸的結(jié)構(gòu)設計計算 21 4 10 1 按扭轉(zhuǎn)強度條件計算 24 4 10 2 按剛度條件計算 25 4 10 3 精確校核軸的疲勞強度 25 4 11 軸承選取設計計算 28 4 11 1 軸承的設計參數(shù) 28 4 11 2 軸承的當量動載荷計算 28 4 12 鍵的選擇 鍵的校核 29 第 5 章 典型零件 帶輪 加工工藝設計 31 5 1 零件的分析 31 5 1 1 零件的作用 31 5 1 2 零件的工藝分析 31 5 2 工藝規(guī)程的設計 32 5 2 1 基準的選擇 32 V 5 2 2 制定工藝路線 32 5 2 3 機械加工余量 工序尺寸及毛坯尺寸的確定 32 5 3 確定切削用量及基本工時 32 第 6 章 泥漿泵的保養(yǎng)與維護 40 6 1 泥漿泵的保養(yǎng) 40 6 2 泥漿泵防止過載的方法 41 6 3 常見故障及消除方法 42 總 結(jié) 44 參考文獻 45 謝 辭 46 1 緒 論 1 1 泥漿泵簡介 泥漿泵 是指在鉆探過程中向鉆孔里輸送泥漿或水等沖洗液的機械 泥漿 泵是鉆探設備的重要組成部分 在常用的正循環(huán)鉆探中 它是將地表沖洗介質(zhì) 清水 泥漿或聚合物沖洗液 在一定的壓力下 經(jīng)過高壓軟管 水龍頭及鉆桿柱中心孔直送鉆頭的底端 以達 到冷卻鉆頭 將切削下來的巖屑清除并輸送到地表的目的 常用的泥漿泵是活塞式或柱塞式的 由動力機帶動泵的曲軸回轉(zhuǎn) 曲軸通 過十字頭再帶動活塞或柱塞在泵缸中做往復運動 在吸入和排出閥的交替作用 下 實現(xiàn)壓送與循環(huán)沖洗液的目的 1 2 工作原理 泥漿泵是在鉆探過程中 向鉆孔輸送泥漿或水等沖洗液的機械 泥漿泵 是鉆探機械設備的重要組成部分 它的主要作用是在鉆進過程中將泥漿隨鉆頭 鉆進注入井下 起著冷卻鉆頭 清洗鉆具 固著井壁 驅(qū)動鉆進 并將打鉆后 巖屑帶回地面的作用 在常用的正循環(huán)鉆探中 泥漿泵是將地表沖洗介質(zhì) 清水 泥漿或聚合物沖洗液在一定的壓力下 經(jīng)過高壓軟管 水龍頭及鉆桿柱中心孔直送 鉆頭的底端 以達到冷卻鉆頭 將切削下來的巖屑清除并輸送到地表的目的 常用 的泥漿泵是活塞式或柱塞式的 由動力機帶動泵的曲軸回轉(zhuǎn) 曲軸通過十字頭再帶 動活塞或柱塞在泵缸中做往復運動 在吸入和排出閥的交替作用下 實現(xiàn)壓送與 循環(huán)沖洗液的目的 2 1 3 泥漿泵的性能 泥漿泵性能的兩個主要參數(shù)為排量和壓力 排量以每分鐘排出若干升計算 它與鉆孔直徑及所要求的沖洗液自孔底上返速度有關 即孔徑越大 所需排量越大 要求沖洗液的上返速度能夠把鉆頭切削下來的巖屑 巖粉及時沖離孔底 并可靠地 攜帶到地表 地質(zhì)巖心鉆探時 一般上返速度在 0 4 1 米 分左右 泵的壓力大 小取決于鉆孔的深淺 沖洗液所經(jīng)過的通道的阻力以及所輸送沖洗液的性質(zhì)等 鉆孔越深 管路阻力越大 需要的壓力越高 隨著鉆孔直徑 深度的變化 要求泵的 排量也能隨時加以調(diào)節(jié) 在泵的機構(gòu)中設有變速箱或以液壓馬達調(diào)節(jié)其速度 以 達到改變排量的目的 為了準確掌握泵的壓力和排量的變化 泥漿泵上要安裝流 量計和壓力表 隨時使鉆探人員了解泵的運轉(zhuǎn)情況 同時通過壓力變化判別孔內(nèi)狀 況是否正常以預防發(fā)生孔內(nèi)事故 1 4 泥漿泵的分類 泥漿泵分單作用及雙作用兩種型式 單作用式泥漿泵在活塞往復運動的一個 循環(huán)中僅完成一次吸排水動作 而雙作用式泥漿泵每往復一次完成兩次吸排水 動作 若按泥漿泵的缸數(shù)分類 有單缸 雙缸及三缸 3 種型式 污水泥漿泵 是單級單吸立式離心泵 主要部件有蝸殼 葉輪 泵座 泵殼 支撐筒 電機座 電動機等組成 蝸殼 泵座 電機座 葉輪螺母是生鐵鑄造 耐腐蝕性較好 加 工工藝方便 葉輪為三片單園弦彎葉 選用半封閉葉輪 并采用可鍛鑄鐵 所以強 度高 耐腐蝕 加工方便 通過性好 效率高 為了減輕重量和減少車削量 泵軸是 優(yōu)質(zhì)碳素鋼冷拉園鋼制造 泥漿泵座中裝有四只骨架油封和軸套 防止軸磨損 延 長軸的使用壽命 本泥漿泵可垂直或傾斜使用 占地面積小 蝸殼需埋在工作介質(zhì) 中工作 容易啟動 不需引水 旋轉(zhuǎn)方向應從電機尾部看是順時針方向工作 總機 長度備有各種規(guī)格 以便使用單位根據(jù)用途因地制宜地選用 3 第 2 章 結(jié)構(gòu)與工作原理 2 1 結(jié)構(gòu) 泥漿泵由動力段和液力端兩大部分組成 動力端的功能 是將動力機的回 轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榛钊?或柱塞 的直線往復運動 它包括傳動離合裝置 變速減速 裝置和曲柄連桿 它們的相互位置與安排決定著泵的總體結(jié)構(gòu)型式 決定著泵 的驅(qū)動方案及結(jié)構(gòu)方案的選擇 動力端的主要零部件包括皮帶輪 離合器曲軸 箱體及其中的傳動軸 齒輪副 曲軸 連桿及十字頭滑塊 液力端油泵頭體 缸套 活塞 活塞桿吸入閥和排出閥等組成 它的作用是通過活塞在缸套中作 往復運動形成液缸容腔變化 完成能量轉(zhuǎn)化 實現(xiàn)吸入和排出液體 此泵曲軸箱由兩極齒輪變速機構(gòu)和曲柄連桿機構(gòu)組成 曲軸箱的輸入軸和 輸出軸通過牙鉗聯(lián)軸器對接傳動 當曲軸箱的輸入軸上的雙聯(lián)變速齒輪分別和 曲軸上的對應齒輪相嚙合 曲軸可得到快慢兩級轉(zhuǎn)速 加上變速箱的四級變速 曲軸上總共可獲得 8 級轉(zhuǎn)速 實現(xiàn) 8 級變速 液力端屬于直通式結(jié)構(gòu) 便于制 造 裝配精度高 2 2 工作原理 對單作用泵來說其工作原理可簡化下圖說明 圖 2 1 為單缸單作用泵工作原理示意圖 它由濾水器 l 吸入閥 2 泵缸 3 即工作腔室 活塞 4 活塞桿 5 十字頭 6 連桿 7 曲柄軸 8 曲柄銷 9 排出閥 10 排出管道 11 等主要零部件組成 圖 2 1 工作原理示意圖 1 濾水器 2 吸入閥 3 泵缸 4 活塞 5 活塞桿 6 十字頭 7 連桿 8 曲柄軸 9 曲柄 10 排出閥 11 排出管道 通常以十字頭為分界線 靠近泵缸一端稱為泵的液力端 靠近動力輸入一 端稱為泵的動力端 動力機通過皮帶 皮帶輪 齒輪等傳動件帶動主軸旋輪 曲柄軸 8 以角速 4 度 隨主軸一起轉(zhuǎn)動 同時曲柄軸一端相連的連桿 7 隨著曲柄軸的轉(zhuǎn)動帶動 連桿另 端的十字頭 6 作往復運動 十字頭通過與它相連的活塞桿 5 帶動活塞 4 作往復運動 從而實現(xiàn)容腔 3 的容積有規(guī)律地變化 當活塞由泵缸的左端位置 左死點 向右方移動時 活塞左端泵缸容積不斷變 化 由于泵缸是密閉容腔 不與外界大氣相通 所以左邊缸室內(nèi)壓力降低 形 成負壓 低于大氣壓力 吸水池中的液體在液面大氣壓力的作用下 擠開吸入 閥進入泵缸 擠開吸入閥進入泵缸 直到活塞移至最右邊位置 右死點 為止 這一工作過程稱為泵的吸入過程 當活塞到達右死點后 即曲柄轉(zhuǎn)過 rad 工作 液停止吸入 吸入閥在自重和彈簧力作用下被關閉 活塞向左方 向液力端 移 動 這時液力端一邊泵缸的容積縮小工作液受擠壓 缸內(nèi)壓力逐漸加大 擠開 排出閥 液體排出 進入排出管道 這 過程稱為泵的排出過程 活塞在一次 往復過程中 此單作用泵吸入和排出液體一次 活塞不斷循環(huán)往復運動使液以 體不斷吸入和排出 由泥漿泵的工作過程可以得出 泥漿泵是一個往復泵 它之 所以能夠?qū)崿F(xiàn)吸 排液體 是由于活塞在泵頭體內(nèi)作往復運動 使泵頭體工作腔 的容積發(fā)生周期性變化 從而使吸入管產(chǎn)生真空 使排出管壓力升高 由于泥 漿泵是借助于工作腔容積變化進行吸 排液體的 所以泥漿泵也是一種容積式 泵 泥漿泵屬于往復泵 往復泵的突出優(yōu)點是 高泵壓 泵壓不隨流量 排量 變 化 泵的效率高 并且不隨流量變化 能輸送高粘度 高含砂量及含磨礪性固 體顆粒的液體 同其它類型泵相比 往復泵的缺點是 流量比較小 瞬時流量和 泵壓是脈動的 泵的體積大 易損件較多 維修工作量大 盡管往復泵有上述不足 但是 這并不意味著往復泵有全部被其它類型泵 所取代的趨勢 今后往復泵發(fā)展的趨勢是 充分發(fā)揮往復泵配套性強 適應介質(zhì) 廣泛的優(yōu)勢 充分發(fā)揮往復泵在流量較小而排出壓力很高時整機效率高及運轉(zhuǎn) 性能好的優(yōu)勢 充分發(fā)揮往復泵的流量與排出壓力無關的優(yōu)勢 當然 要使往復 泵不斷發(fā)展 不僅要充分發(fā)揮它的優(yōu)勢 而且還要不斷地克服它的缺點 5 第 3 章 泥漿泵總體設計 3 1 設計參數(shù) 技術指標 輸送泥漿能力 2 0 4 0 m3 h 輸送泥漿額定壓力 2 0 MPa 泥漿最高壓力 2 5 MPa 柱塞直徑 140 mm 柱塞調(diào)定行程 250 mm 泥漿吸入高度 4 m 傳動形式 液壓 冷卻水 20 耗量 20 L min 電機功率 5 5 kW 外形尺寸 1760 1242 1985 mm 長 寬 高 設備總重 922 kg 用途 輸漿 泥漿工作壓力范圍 0 5 2 0 Mpa 壽命 連續(xù)運轉(zhuǎn) 500 小時性能不變 3 2 電動機的選擇 泵的潤滑部位僅限于軸承和齒輪 以及動密封處 泥漿泵沒有往復運動不 見 故可實現(xiàn)良好的動平衡 因此 泥漿泵運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 轉(zhuǎn)速高 尺寸小可獲得 大的抽速 故選用 Y132M 4 型異步電動機 根據(jù) Y 系列三相異步電動機的技術數(shù)據(jù) Y 系列三相異步電動機為一般用途 全封閉自扇冷式籠型異步電動機 具有防塵埃 鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi) 部的特點 B 級絕緣 工業(yè)環(huán)境溫度不超過 40 相對濕度不超過 95 海拔 高度不超過 1000m 額定電壓 380V 頻率 50Hz 適用于無特殊要求的機械上 如機床 泵 風機 攪拌機 運輸機 農(nóng)業(yè)機械等 根據(jù)以上計算 為滿足轉(zhuǎn)速和功率要求 選擇 Y 系列三相異步電動機型號 為 Y100L2 4 其技術參數(shù)見下表 3 1 6 表 3 1 Y132M 4 型電動機技術數(shù)據(jù) 電動機型 號 額定功率 KW 滿載轉(zhuǎn)速 rmp 額定轉(zhuǎn)矩 N m 最大轉(zhuǎn)矩 N m Y132M 4 5 5 1440 2 2 2 2 1 傳動比的分配 因為電機軸的轉(zhuǎn)速 1440r min 假設本課題需要的柱塞泵往復次數(shù)為 120 次 分 n電 即 12 120 minr 總 i帶 減 速 器 n電柱 2 6 i帶 行 3 3 總體傳動結(jié)構(gòu)設計 電動機功率 P 5 5kW 轉(zhuǎn)速 n1 1440r min 大帶輪輸出轉(zhuǎn)速 n2 720r min 1 總體傳動比 3 3i01427wn 2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 軸 3 405 Pk014 minnr 3 5 3005 9 6 5TN 軸 3 61 9 4kw 3 70472 minnri 3 8 3115 109 572 PTN 3 故定最小軸徑 3 9 mdd 38 4 09 80 80 電 機 所以選取聯(lián)軸器軸孔 1電 機 d52 7 圖 3 3 聯(lián)軸器示意圖 第 4 章 泥漿泵主要零部件的設計 4 1 帶傳動設計 輸出功率 P 5 5kW 轉(zhuǎn)速 n1 1440r min n2 720r min 計算設計功率 Pd edAdPK 表 4 工作情況系數(shù) AK 原動機 類 類 一天工作時間 h 工作機 10 10 16 16 0 10 16 16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機 離心式水泵 通風機和鼓風機 離心式壓縮機 7 5kW 輕型運輸機 1 0 1 1 1 2 1 1 1 2 1 3 載荷 變動小 帶式運輸機 運送砂石 谷物 通風機 發(fā)電機 旋 k 轉(zhuǎn)式水泵 金屬切削機床 剪床 壓力機 印刷機 振動篩 1 1 1 2 1 3 1 2 1 3 1 4 8 載荷 變動較 大 螺旋式運輸機 斗式上料 機 往復式水泵和壓縮機 鍛錘 磨粉機 鋸木機和 木工機械 紡織機械 1 2 1 3 1 4 1 4 1 5 1 6 載荷 變動很 大 破碎機 旋轉(zhuǎn)式 顎式等 球磨機 棒磨機 起重機 挖掘機 橡膠輥壓機 1 3 1 4 1 5 1 5 1 6 1 8 根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn) 兩班工作制 16 小時 查 機械設計 P 296表 4 取 KA 1 1 即 1 56 05kWdAedPK 4 2 選擇帶型 普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按 機械設計 P297 圖 13 11 選取 根據(jù)算出的 Pd 6 05kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1 1440r min 查圖得 dd 80 100 可知應選取 A 型 V 帶 4 3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 初步選擇 dd1 140mm ddmin 75 mm d d1根據(jù) P295表 13 4 查得 表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind 槽型 Y Z A B C D Emind 20 50 75 125 200 355 500 9 21 240 140 8m7ddi 所 以 由 機械設計 P 295表 13 4 查 V 帶輪的基準直徑 得 280mm2d 誤差驗算傳動比 為彈性滑動2180 48 4 12 di 誤 率 誤差 符合要求12 08 5i 誤 帶速 141v 9 606dnms 滿足 5m s v300mm 所以宜選用 E 型輪輻式帶輪 總之 小帶輪選 H 型孔板式結(jié)構(gòu) 大帶輪選擇 E 型輪輻式結(jié)構(gòu) 帶輪的材料 選用灰鑄鐵 HT200 11 4 7 帶輪結(jié)構(gòu)設計 帶輪的材料 常用的 V 帶輪材料為 HT150 或 HT200 轉(zhuǎn)速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖 壓焊接而成 小功略時采用鑄鋁或塑料 帶輪結(jié)構(gòu)形式 V 帶輪由輪緣 輪輻和輪轂組成 根據(jù)輪輻結(jié)構(gòu)的不同可以分為實心式 機械制圖 圖 8 14a 腹板式 機械制圖 圖 8 14b 孔板式 機械 制圖 圖 8 14c 橢圓輪輻式 機械制圖 圖 8 14d V 帶輪的結(jié)構(gòu)形式與 基準直徑有關 當帶輪基準直徑 d 為安裝帶輪的軸的直徑 mm 時 d5 2 可以采用實心式 當 可以采用腹板式 md30 時可以采用孔板式 當 時 可以Dmd1 301 同 時 md30 采用輪輻式 帶輪寬度 fezB129 5 2 D 90mm 是深溝球軸承 6210 軸承外徑 其他尺寸見帶輪零件圖 V 帶輪的論槽 V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號相對應 見 機械制圖 表 8 10 d 與 相對應得 槽 型 dbminahinfeminfo32 o4o36 o8 B 14 0 3 50 10 8 4 019 11 5 019 019 V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號 V 帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形 使 V 帶工作面夾角發(fā)生變化 為了使 V 帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合 將 V 帶輪輪槽的工作面得夾角做 成小于 o40 12 V 帶安裝到輪槽中以后 一般不應該超出帶輪外圓 也不應該與輪槽底部 接觸 為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度 minifah和 輪槽工作表面的粗糙度為 2 36 1R或 V 帶輪的技術要求 鑄造 焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣 腹板 輪輻及輪轂上不允許有沙眼 裂縫 縮孔及氣泡 鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應力的前提下 允許對輪緣 凸臺 腹板及輪轂的表面缺陷進行修補 轉(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡 反之 做動平衡 其他條件參見 中的規(guī)定 921 357 TGB 對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻 工藝性好 與帶接觸的工作表面加 工精度要高 以減少帶的磨損 轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡 對于鑄造和焊接帶輪 的內(nèi)應力要小 帶輪由輪緣 腹板 輪輻 和輪轂三部分組成 帶輪的外圈環(huán) 形部分稱為輪緣 輪緣是帶輪的工作部分 用以安裝傳動帶 制有梯形輪槽 由于普通 V 帶兩側(cè)面間的夾角是 40 為了適應 V 帶在帶輪上彎曲時截面變形 而使楔角減小 故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32 34 36 38 按帶的 型號及帶輪直徑確定 輪槽尺寸見表 7 3 裝在軸上的筒形部分稱為輪轂 是 帶輪與軸的聯(lián)接部分 中間部分稱為輪幅 腹板 用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整 體 表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸 摘自 GB T13575 1 92 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5 3 8 5 11 0 14 0 19 0 27 0 32 0 基準線上槽深 h amin 1 6 2 0 2 75 3 5 4 8 8 1 9 6 基準線下槽深 h fmin 4 7 7 0 8 7 10 8 14 3 19 9 23 4 槽間距 e 8 12 15 19 25 5 37 44 5 13 0 3 0 3 0 3 0 4 0 5 0 6 0 7 第一槽對稱面 至端面的距離 f min 6 7 9 11 5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5 5 6 7 5 10 12 15 帶輪寬 B B z 1 e 2 f z 輪槽數(shù) 外徑 d a 32 60 34 80 118 190 315 36 60 475 600 38 對應的 基準直 徑 d d 80 118 190 315 475 600 輪 槽 角 極限偏差 1 0 5 V 帶輪按腹板 輪輻 結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式 1 實心帶輪 用于尺寸較小的帶輪 dd 2 5 3 d 時 如圖 7 6a 2 腹板帶輪 用于中小尺寸的帶輪 dd 300mm 時 如圖 7 6b 3 孔板帶輪 用于尺寸較大的帶輪 dd d 100 mm 時 如圖 7 6c 4 橢圓輪輻帶輪 用于尺寸大的帶輪 dd 500mm 時 如圖 7 6d 根據(jù)設計結(jié)果 可以得出結(jié)論 小帶輪選擇實心帶輪 如圖 a 大帶輪選 擇腹板帶輪如圖 b a b c d 圖 7 6 帶輪結(jié)構(gòu)類型 4 8 確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單 調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置 14 4 9 計算壓軸力 由 機械設計 P303 表 13 12 查得 A 型帶的初拉力 F0 149 67N 上 面已得到 153 36o z 3 則1a153 72sin 649 sinN 89 12ooFz 行星齒輪傳動的配齒計算 1 傳動比的要求 傳動比條件 即 1 baHiza 可得 1 63 5 21 5 4 2 b baHi 所以中心輪 a 和內(nèi)齒輪 b 的齒數(shù)滿足給定傳動比的要求 2 保證中心輪 內(nèi)齒輪和行星架軸線重合 同軸條件 為保證行星輪 與兩個中心輪 同時正確嚙合 要求外嚙合齒輪 a gzazb g 的中心距等于內(nèi)嚙合齒輪 b g 的中心距 即 w a g w 稱為同軸條件 對于非變位或高度變位傳動 有 m 2 m 2 azgbzg 得 2 63 15 2 24b 3 保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間 裝配條件 想鄰兩個行星輪所夾的中心角 2 H wn 中心輪 a 相應轉(zhuǎn)過 角 角必須等于中心輪 a 轉(zhuǎn)過 個 整數(shù) 齒所對1 的中心角 即 2 1 az 式中 2 為中心輪 a 轉(zhuǎn)過一個齒 周節(jié) 所對的中心角 az n 1 piHn1ba 將 和 代入上式 有 1 H 2 2 1 azwnbza 經(jīng)整理后 15 63 2 24 azb 15 滿足兩中心輪的齒數(shù)和應為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件 4 保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰 鄰接條件 在行星傳動中 為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰 相鄰兩行星輪的中 心距應大于兩輪齒頂圓半徑之和 如圖 1 2 所示Re 圖 5 1 行星齒輪 可得 l 2 wasin 180 ow agd l 2 2 m sin 39 2mazg60o3 d 2 17m agdh 滿足鄰接條件 三 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算 按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù) m 齒輪模數(shù) m 的初算公式為 m 2311li AFPadFKTYz 式中 算數(shù)系數(shù) 對于直齒輪傳動 12 1 m mK 嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 N m 1T 9549 n 9549 0 15 3 1600 0 2984N mawn1w 使用系數(shù) 由 參考文獻二 表 6 7 查得 1 AK A 16 綜合系數(shù) 由 參考文獻二 表 6 5 查得 2 FK FK 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) 由 參考文獻二 P 公式 6 5 得 1 85 小齒輪齒形系數(shù) 1FaY 圖 6 22 可得 3 15 1Fa 齒輪副中小齒輪齒數(shù) 15 1z1za 試驗齒輪彎曲疲勞極限 按由 參考文獻二 圖 6 limF 2 Nm 26 6 30 選取 120li 2 所以 m 12 1 2311lim mAFPadFKTYz 30 2984 50 85 0 658 取 m 0 9 1 分度圓直徑 d m 0 9 15 13 5mm az m 0 9 24 21 6mm g m 0 9 63 56 7mm bd z 2 齒頂圓直徑 a 齒頂高 外嚙合 m m 0 9h1a h 內(nèi)嚙合 m 1 7 55 m 0 792 2 2z 2 13 5 1 8 15 3mm ad a 2 21 6 1 8 23 4mm g h 2 56 7 1 584 55 116mm abd a 3 齒根圓直徑 f 齒根高 m 1 25m 1 125fh ac 2 13 5 2 25 11 25mm fd f 17 2 21 6 2 25 19 35mm fgd fh 2 56 7 2 25 58 95mm fb f 4 齒寬 b 參考三 表 8 19 選取 1d 1 13 5 13 5mm ad a 5 13 5 5 18 5mm b 13 5 5 10 13 5 5 8 5mm 5 中心距 a 對于不變位或高變位的嚙合傳動 因其節(jié)圓與分度圓相重合 則嚙合 齒輪副的中心距為 1 a g 為外嚙合齒輪副 m 2 0 9 2 15 24 17 55mmazg 2 b g 為內(nèi)嚙合齒輪副 m 2 0 9 2 63 24 17 55mmab 中心輪 a 行星輪 g 內(nèi)齒圈 b 模數(shù) m 0 9 0 9 0 9 齒數(shù) z 15 24 63 分度圓直徑 d 13 5 21 6 56 7 齒頂圓直徑 a15 3 23 4 54 9 齒根圓直徑 fd11 25 19 35 58 95 齒寬高 b 18 5 18 5 8 5 中心距 a 17 55mm 17 55mm ag bga 四 行星齒輪傳動強度計算及校核 1 行星齒輪彎曲強度計算及校核 18 1 選擇齒輪材料及精度等級 中心輪 a 選選用 45 鋼正火 硬度為 162 217HBS 選 8 級精度 要求齒面 粗糙度 1 6R 行星輪 g 內(nèi)齒圈 b 選用聚甲醛 一般機械結(jié)構(gòu)零件 硬度大 強度 鋼性 韌性等性能突出 吸水性小 尺寸穩(wěn)定 可用作齒輪 凸輪 軸承材料 選 8 級精度 要求齒面粗糙度 3 2 aR 2 轉(zhuǎn)矩 1T 9549 n 9549 0 15 3 1600 0 2984N m 298 4N mm awn1Pw 3 按齒根彎曲疲勞強度校核 由 參考文獻三 式 8 24 得出 如 則校核合格 F F 4 齒形系數(shù) FY 由 參考文獻三 表 8 12 得 3 15 2 7 2 29 FaYFgFbY 5 應力修正系數(shù) s 由 參考文獻三 表 8 13 得 1 49 1 58 1 74 sasgsb 6 許用彎曲應力 F 由 參考文獻三 圖 8 24 得 180MPa 160 MPa lim1Flim2F 由表 8 9 得 1 3 由圖 8 25 得 1 s1NY2 由 參考文獻三 式 8 14 可得 180 1 3 138 MPa 1F NYlim1F 160 1 3 123 077 MPa2li2s 2K b 2 1 1 298 4 13 5 15 3 15 1 491F TmazFsa 20 9 18 78 Mpa 138 MPa 1 18 78 2 7 1 587 3 15 1 74 14 62limHSlim 查 參考文獻二 表 6 11 可得 1 3liHS 所以 1 3 3 有關系數(shù)和接觸疲勞極限 1 使用系數(shù) AK 查 參考文獻二 表 6 7 選取 1AK 2 動載荷系數(shù) V 查 參考文獻二 圖 6 6 可得 1 02V 3 齒向載荷分布系數(shù) HK 對于接觸情況良好的齒輪副可取 1H 4 齒間載荷分配系數(shù) HaF 由 參考文獻二 表 6 9 查得 1 1 1 21HaKF2HaKF 5 行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) p 由 參考文獻二 式 7 13 得 1 0 5 1 H Hp 由 參考文獻二 圖 7 19 得 1 5 pK 20 所以 1 0 5 1 1 0 5 1 5 1 1 251HpK Hp 仿上 1 752 6 節(jié)點區(qū)域系數(shù) HZ 由 參考文獻二 圖 6 9 查得 2 06HZ 7 彈性系數(shù) E 由 參考文獻二 表 6 10 查得 1 605E 8 重合度系數(shù) Z 由 參考文獻二 圖 6 10 查得 0 82Z 9 螺旋角系數(shù) 1Zcos 10 試驗齒的接觸疲勞極限 limH 由 參考文獻二 圖 6 11 圖 6 15 查得 520MpalimH 11 最小安全系數(shù) limHSliF 由 參考文獻二 表 6 11 可得 1 5 2limHSlimHF 12 接觸強度計算的壽命系數(shù) NTZ 由 參考文獻二 圖 6 11 查得 1 38 13 潤滑油膜影響系數(shù) LVR 由 參考文獻二 圖 6 17 圖 6 18 圖 6 19 查得 0 9 0 952 0 82LZVRZ 14 齒面工作硬化系數(shù) w 由 參考文獻二 圖 6 20 查得 1 2wZ 15 接觸強度計算的尺寸系數(shù) x 由 參考文獻二 圖 6 21 查得 1x 21 所以 2 06 1 605 0 82 1 0H 1 EtZFdbu 2 95 32 65 2 95 3 51H 012AVHaPK 1 02 15 2 95 4 322 7 Hp limli HS 520 1 3NTLVRwxZ 1 38 0 9 0 95 0 82 1 2 1 464 4 所以 齒面接觸校核合格H p 4 10 軸的結(jié)構(gòu)設計計算 軸的強度計算 1 軸的受力分析 由軸的初步結(jié)構(gòu)圖可知軸為一簡支梁結(jié)構(gòu) 轉(zhuǎn)矩 其受力分析圖如下 2 由前面計算知 mNT 39 1 mNT 67 12 mNT 06 823 36591 dFt 12748 031 dFt 5206 2901323 Nntr 8659costan a 22 NFntr 207136591costan a 3 tat274 1t a50 3 3 求支座反力 鉛直面支座反力 31 rBVAFF0865 423rr 解聯(lián)立方程得 NAV92 NFBV08 173 水平面支座反力 031 BHttAHFF865 4231ttB 解聯(lián)立方程得 NAH59 NFBH41 5 4 計算彎矩和扭矩 鉛直面彎矩 mFMAVCV 36105 mMBVD 830 水平面彎矩 mNFMAHC 4765 mNFMBHD 19804 23 總彎矩 mNMC 36407361022D1598 扭矩 mNT 17602 24 當量彎矩 單向旋轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán) 取 6 0 mNT 106276 0 TMcec 472D 2 5 分別校核 C 點和 D 點截面 mMdbcec 36 2751 041 033 bDe 331 因為實際軸徑遠大于計算軸徑 且兩軸承跨度也不大 所以剛度也足夠 4 10 1 按扭轉(zhuǎn)強度條件計算 1 電機功率 kwP5 2 軸傳扭矩 3 515 9036 2140TNmn 3 軸的直徑計算 3 523305 12640PdAmn 25 4 10 2 按剛度條件計算 max 經(jīng)查表得鑄鐵剪切彈性模量 所以PG91045 5 3 53265 014 3828324294 Td 所以轉(zhuǎn)子軸最小直徑取 D 35 4 10 3 精確校核軸的疲勞強度 1 判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度影響來看 截面 處的過盈配合引起的應力集 中最嚴重 從受載的情況來看 截面 和 之間上的應力大 但應力集中不打 而且這里軸的直徑最大 所以不用校核 因而該軸只需校核截面 左右兩側(cè)即 可 軸的結(jié)構(gòu)與裝配如下圖 2 截面 的左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3 543336401 0 mdW 抗扭截面系數(shù) 3 5533328 2 T 彎矩 M 及彎曲應力為 3 56mN 1795 67098 3 57PaWb024 扭矩 T 及扭轉(zhuǎn)切應力為 N 182 3 58MPaT41 0 26 軸的材料為 45 正火處理 查得 MPaB70 Pa2301 MPa187 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 和 因 031 652 dr 經(jīng)查得 可得軸的材料的敏系數(shù)為08 1657 dD2 a31 2 q5 過盈配合處的 值 由表查出取 3 16 k 3 5953 216 80 k 軸按磨削加工 表面質(zhì)量系數(shù)為 92 0 故綜合系數(shù)為 3 605 3192 06 31 kK 3 616 5 所以軸在截面 左側(cè)的安全系數(shù)為 3 6204 18 89 32501 maKS 3 635 7 6 11 a 3 64 801 4 8222 Sc 5 1 ca 所以截面 左側(cè)強度足夠 2 截面 右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3 543331250 01 mdW 27 抗扭截面系數(shù) 3 55333250 02 mdWT 截面 右側(cè)的彎矩為 3 56NM 179 8679 截面 右側(cè)的扭矩 mNT 12 截面上的彎曲應力 3 57MPaWb83 15079 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 3 65pTb72 故有效應力集中系數(shù)為 3 66 82 182 011 aqk 3 67635 軸表面未經(jīng)表面強化處理 即 得綜合系數(shù)值為q 3 688 219 067 821 kK 3 696 計算安全系數(shù)為 3 7079 160 86 4231 maKS 3 718 24 57 1 a 3 721 08 29 612 Sc 5 1 ca 28 故該截面右側(cè)的強度也足夠 4 11 軸承選取設計計算 4 11 1 軸承的設計參數(shù) 軸承類型 深溝球軸承 軸承型號 6310 軸承內(nèi)徑 d 50 mm 軸承外徑 D 110 mm B T 27 基本額定動載荷 C 47500 N 基本額定靜載荷 Co 35600 N 極限轉(zhuǎn)速 油 7500 r min 4 11 2 軸承的當量動載荷計算 軸承類型 深溝球軸承 1 計算徑向載荷和軸向載荷 3 73kwP5 140 minnrd50 3 74 90182TNm 3 75dFt 72582 3 76ntr 54 689 034cosa 3 77NFta 18 72 徑向載荷 Fr 268 54 N 軸向載荷 Fa 140 55 N 額定靜載荷 Co 35600 N 徑向載荷系數(shù) X 0 4 2 計算當量動載荷 3 78039 356 140 CFA 29 3 79523 04 681 rAF 3 80 NYXfPArd 3 81NnLfCht 51381029640213636 所以 故符合要求 3 壽命校核 額定動載荷 C 47500 N 當量動載荷 P 402 N 軸承轉(zhuǎn)速 n 2900 r min 工作溫度 T 20 溫度系數(shù) ft 1 要求壽命 Lh 4500 h 計算壽命 Lh 16122 h 3 82 PCfnt60 所以 軸承壽命合格 hL 4 12 鍵的選擇 鍵的校核 查 機械設計手冊 表 6 1 選擇軸 上的鍵 根據(jù)軸的直徑 30 2 d 鍵的尺寸選擇 鍵的長度 L 取 22 主軸處鍵的選擇同上 78 取鍵 高鍵 寬 hb 鍵的尺寸為 鍵的長度 L 取 100 162取鍵 高鍵 寬 7 傳動軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度 驗算傾角時 若支撐類型相同 則只需驗算支反力最大支撐處傾角 當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時 則齒輪處傾角不必驗算 驗算撓度時 要求驗算受力最大的齒輪處 但通?？?驗算傳動軸中點處撓度 誤差 3 當軸的各段直徑相差不大 計算精度要求不高時 可看做等直徑 采用平 均直徑 進行計算 計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度 花鍵軸還應進行1d 鍵側(cè)擠壓驗算 彎曲剛度驗算 的剛度時可采用平均直徑 或當量直徑 一1d2d 30 般將軸化為集中載荷下的簡支梁 其撓度和傾角計算公式見 金屬切削機床設 計 表 7 15 分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角 然后疊加 注意方 向符號 在同一平面上進行代數(shù)疊加 不在同一平面上進行向量疊加 軸的校核 通過受力分析 在一軸的三對嚙合齒輪副中 中間的兩對 齒輪對 軸中點處的撓度影響最大 所以 選擇中間齒輪嚙合來進行校核 NdTF mNnPr 2101260 2 12608 9 35 9 5 966 最大撓度 mEIllF4492222max106 2630815 34 6 39740614 4dII MPaEE 軸 的 材 料 彈 性 模 量 式 中 查 機械制造裝備設計 表 3 12 許用撓度 my12 03 所 以 合 格 yYB 軸 軸的校核同上 鍵和軸的材料都是鋼 由 機械設計 表 6 2 查的許用擠壓應力 取其中間值 鍵的工作長度MPap120 MPap10 鍵與輪榖鍵槽的接觸高度mbLl 168 由 機械設計 式 6 1 可得hk5 37 5 PaakldT pp 10 3 0216 20 3 式 中 鍵 機 械 設 計 表 弱 材 料 的 許 用 擠 壓 應 力鍵 軸 輪 轂 三 者 中 最 鍵 的 直 徑 為 鍵 的 寬 度 為 鍵 的 公 稱 長 度 圓 頭 平 鍵鍵 的 工 作 長 度 為 鍵 的 高 度此 處度鍵 與 輪 轂 鍵 槽 的 接 觸 高傳 遞 的 轉(zhuǎn) 矩 26 5 p MPamd mbmLbll hkkN 31 可見連接的擠壓強度足夠了 鍵的標記為 20319680 TGB鍵 第 5 章 典型零件 帶輪 加工工藝設計 5 1 零件的分析 5 1 1 零件的作用 本零件是的小帶輪 它位于電動機上 主要是在傳遞動力的過程中起到減 速的作用 零件的內(nèi)孔 與軸相配合 其動力通過帶傳遞 短軸的兩端支承38 在軸承座內(nèi) 5 1 2 零件的工藝分析 帶輪的制造和加工精度要求都不是很高 其具體的要求先分述如下 1 內(nèi)孔的加工 在加工過程中 需要注意的是孔與端面的垂直度要求 由于內(nèi)孔為配合表面 所以其表面粗糙度要求較高 以及輪轂的左右端面的加 工 輪緣的左右端面的加工 倒角 2 孔的加工 以及偏心塊與帶輪連接處的長為 85 的小平面的銑削38 加工 由于此處只是作為連接作用 所以在加工過程中 其表面粗糙度要求不 高 3 外圓的加工 以及帶輪 V 形槽的加工 帶輪的外圓表面粗糙度15 要求不是很高 其植為 12 5 而 V 形槽的兩表面有較高的加工要求 其粗糙度 為 3 2 4 鍵槽 的配合表面的加工 由于普通平鍵是通過鍵的兩側(cè)面20 傳遞轉(zhuǎn)矩 所以鍵的兩側(cè)面的加工要求較高 其表面粗糙度為 3 2 而鍵的底 部的粗糙度要求僅為 6 3 32 5 2 工藝規(guī)程的設計 5 2 1 基準的選擇 帶輪的材料為 HT200 其生產(chǎn)形式為單件小批量生產(chǎn) 由于零件在工作過 程中受到交變載荷的作用 故在加工前應對零件進行時效處理使其硬度達到 190 210HBS 在設計工藝規(guī)程的時候應充分考慮加工的可行性 并保證各加工 表面的精度要求 粗基準的選擇 對于一般的盤類零件而言 主要應考慮其自身較大的表面作為粗基準 由 于本零件外圓表面的寬度為 68mm 在選擇三爪卡盤夾持加工外圓時能滿足加工 要求 精基準的選擇 精基準的選擇主要應考慮基準統(tǒng)一的問題 在加工帶輪 V 形槽的過程中 應選擇已經(jīng)加工了的內(nèi)孔作為精基準 5 2 2 制定工藝路線 零件在加工過程中 需要對長為 85mm 的平面進行銑削加工 同時鉆 的18 孔 在加工 V 形槽時 需要設計專用的夾具 在本設計中 采用的是心軸 工序 1 車 內(nèi)孔 同時加工輪轂的左右端面 輪緣的左右端面 倒角 38 工序 2 平面進行銑削加工 工序 3 外圓表面的車削加工 以及帶輪 V 形槽的加工 工序 4 對寬 12mm 的鍵槽進行插削加工 5 2 3 機械加工余量 工序尺寸及毛坯尺寸的確定 內(nèi)孔的加工余量的選擇 查 機械加工工藝設計手冊 得 灰口鑄鐵 5 CT 13 15 干濕砂型 MA 為 H 本設計中選擇 CT 14 處的加工余量 單側(cè)余量 由于本零件加工型面簡單 加工工序較少 且加工類型為單件小批量生產(chǎn) 在計算工序尺寸的時候采用查表修正法 33 5 3 確定切削用量及基本工時 工序 1 車內(nèi)孔 同時加工輪轂的左右端面 輪緣的左右端面 倒角 加工條件 工件材料 HT200 加工要求 粗 精車內(nèi)孔 其表面粗糙度為 3 2 m 半精車輪轂左端面 aR 其表面粗糙度為 6 3 m 粗車輪緣左端面 其表面粗糙度為 12 5 m aR a 工件調(diào)面 半精車輪轂右端面 其表面粗糙度為 6 3 m 粗車輪緣右端面 a 其表面粗糙度為 12 5 m a 機床 C6150 臥式車床 刀具 1 刀具材料為 YG8 車刀型號 TGNR4032 22 L 200mm rk 右偏 90 06 5s 06 2 刀具材料為 YG8 車刀型號 SSNR2520 12 刀桿尺寸 b h 20 25mm L 150mm rk4 0 5s 01 計算切削用量 工步 1 粗車 內(nèi)孔 0 26 確定 內(nèi)孔的最大加工余量 由前計算可得 2Z 10 02mm 由于內(nèi)孔0 2 的粗糙度要求較高 故采用粗車 精車以達到要求 粗車時取 3mm 精車時取pa 2 01mm maxp 確定進給量 f 查 機械加工工藝手冊 由 b h 32 40mm 切削深度 3mm 工件直徑 D 60mm 得 f 0 6 0 8mm r 查 C6150 車床說明書取p f 0 71 mm r 計算切削速度 按 機械加工工藝手冊 切削速度的計算公式為 壽命選 T 60min 7 1 0 82 156vypCvTafVK 其中 158 0 4 vvy 7 2 vrvMVTKtSvK 1 0 1 0 0 73 0 83 0 83 0 5029 經(jīng)計算 V 77 2 m min 34 確定機床主軸轉(zhuǎn)速 492 r min 7 3 10wVsdn 7 250 查 C6150 車床說明書取 500r mins 則實際切削速度為 78 5 r min 7 4 10wsdn 50 計算切削工時 7 5 123llLjfnftii 其中 4mm 5mm 則 1l2l 0 34 min10845 7jt 工步 2 精車內(nèi)孔 確定進給量 f 查 機械加工工藝手冊 切削深度 2 01mm 工件直徑pa D 60mm 得 f 0 6 0 8mm r 查 C6150 車床說明書取 f 0 71 mm r 計算切削速度 按 機械加工工藝手冊 切削速度的計算公式為 壽命選 T 60min 0 82 156vypCvTafVK 其中 158 0 4 vvy vrvMVTKtSvK 1 0 1 0 0 73 0 83 0 83 0 5029 經(jīng)計算 V 81 5 m min 機床主軸轉(zhuǎn)速同上 取 500r minsn 檢驗機床功率 主切削力 按 機械加工工藝手冊 所示 zF 7 6 9 8160Z FznKxzyzZpCafV 其中 92 1 0 75 0 0 91FzCzxzyzzk 經(jīng)計算 2094 N 切削時消耗的功率 KW 7 7 310mzPV 2 69 KW20947 6 35 查 機械加工工藝手冊 表 3 1 17 中臥式車床 C6150 型號可知 其主電機 功率為 5 5 KW 所以可以正常加工 輪轂右端面的加工 工步 3 粗車輪轂右端面 選擇刀具如前 車刀 切削余量為 6 粗車時取 4mm rk45 pa 確定進給量 查 機械加工工藝手冊 由 b h 20 25mm f 0 5 0 8mm r 查 C6150 車床說明書取 f 0 7 mm r 計算切削速度 按 機械加工工藝手冊 切削速度的計算公式為 壽命選 T 60min 0 82 156vypCvTafVK 其中 158 0 4 vvy vrvMVTKtSvK 1 0 1 0 1 0 0 83 0 83 0 689 經(jīng)計算 V 87 7 m min 確定機床主軸轉(zhuǎn)速 233 r min10wVsdn 87 120 查 C6150 車床說明書取 250r mins 則實際切削速度為 94 2 r min10wsdn 205 計算切削工時 123llLjfnftii 其中 1tan prKl 6 5 4mm 5mm 則 4t52l 3l 0 27 min306 54721j 工步 4 半精車輪轂右端面 半精車時取 2mm pa 確定進給量 查 機械加工工藝手冊 由 b h 20 25mm f 0 9 1 3mm r 查 C6150 車床說明書取 f 1 0 mm r 36 計算切削速度 按 機械加工工藝手冊 切削速度的計算公式為 壽命選 T 60min 0 82 156vypCvTafVK 其中 158 0 4 vvy vrvMVTKtSvK 1 0 1 0 1 0 0 83 0 83 0 689 經(jīng)計算 V 98 1 m min 確定機床主軸轉(zhuǎn)速 260r min10wVsdn 98 120 查 C6150 車床說明書取 250r mins 則實際切削速度為 94 2 r min10wsdn 205 計算切削工時 123llLjfnftii 其中 1tan prKl 4 5 4mm 5mm 則 2t452l 3l 0 174 min304 512j 工步 5 倒角 右端 2 45 其切削用量同上 只是切削時間有所改變 0 062 min24 510jt 工步 6 粗車輪緣右端面 選擇刀具如前 車刀 切削余量為 5 rk 確定進給量 查 機械加工工藝手冊 得 f 1 2 1 8mm r 查 C6150 車 床說明書取 f 1 62 mm r 計算切削速度 按 機械加工工藝手冊 切削速度的計算公式為 壽命選 T 60min 0 82 156vypCvTafVK 37 其中 158 0 4 vCvy vrvMVTKtSvK 1 0 1 0 1 0 0 83 0 83 0 689 經(jīng)計算 V 70 5 m min 確定機床主軸轉(zhuǎn)速 49 2 r min10wVsdn 70 546 查 C6150 車床說明書取 50 r mins 則實際切削速度為 71 6 r min10wsdn 4560 計算切削工時 123llLjfnftii 其中 l 5mm 1ta prKl 32 5 4mm 5mm 則 30tan452l 3l 0 574 min2 54160j 工件調(diào)頭 加工輪轂的左端面 倒角 輪緣左端面 其切削用量同上工步 4 工步 5 工步 6 在這里不作累述 工序 3 外圓表面的車削加工 以及帶輪 V 形槽的加工 機床 C6150 臥式車床 刀具 刀具材料為 YG8 硬質(zhì)合金 車刀型號 SSNR2520 12 刀桿尺寸 b h 20 25mm L 150mm rk45 06 5s 01 加工條件 由于加工余量為 11 mm 其表面粗糙度為 12 5 m 由于粗糙aR 度要求不高 故采用粗車就可以達