加工中心復合排屑器結構設計

畢業(yè)設計（論文）論文題目 加工中心復合排屑器結構設計 院 系 機械工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學生姓名 指導教師 年 6 月 8 日I加工中心復合排屑器結構設計摘 要此次畢業(yè)設計題目是加工中心復合排屑器結構設計。目前，加工中心最廣泛實用的自動排屑裝置是刮板排屑器，這種排屑器排屑效率較高，排屑能力較強，且整體區(qū)域沒有積屑死區(qū)，因而適應能力較強。但它排屑精度不高，較小的顆粒狀切屑容易經刮板上的孔進入切削液的循環(huán)系統(tǒng)，從而影響加工。對于微小顆粒切屑的排屑方案，目前主要有紙帶過濾與磁性分離兩種。本課題目的是通過對幾種排屑方式結構上的分析，比較其各自優(yōu)缺點，并對其組合、改進使其能夠實現應用在加工中心上的較為徹底的切屑過濾。在此過程中熟悉掌握一般機械結構的結構設計過程，并通過三維及二維圖的形式呈現出來。本人主要進行整個機械系統(tǒng)的結構設計、傳動設計，具體內容包括減速機的選型、V 帶傳功設計、鏈條刮板結構設計、磁性排屑結構設計、濾紙排屑結構設計及排屑器外觀、水箱結構設計。設計思路是從排屑機的性能和動作要求出發(fā)，并以國內的質量和技術性能接近設計要求的排屑機為基礎，希望設計出市場需求的適用于加工中心的復合排屑裝置。關鍵詞 加工中心；排屑裝置；機械系統(tǒng)IIStructure design of composite chip in machining centerAbstractThe graduation design topic is the processing center compound chip breaker structure design. At present, machining center most widely practical automatic chip removal device is scraper chip this rejection chip chip removal efficiency is higher, row crumbs ability is stronger, and the region as a whole did not accumulate chip dead, and strong ability to adapt. However, the chip is not high, the smaller granular chip is easy to cut into the cutting fluid through the hole in the scraper, and thus the machining process is affectedChip solution for small particles of chips, there are mainly two kinds of magnetic separation and filtration. The purpose of this paper is based on several rows of chip structure analysis, compares their respective advantages and disadvantages, and the combination, improve the application in machining center thoroughly swarf filtration can be achieved. In this process, familiar with the structure of the general mechanical structure design process, and through the form of three-dimensional and two-dimensional map.My main design content for the entire mechanical system, the structure, the transmission design, selection including motor, reducer selection, V belt transmission design, scraper chain transmission design, magnetic row chip structure design, filter paper scraps discharge structure design and row chip appearance, water tank node structure design. Design thinking is starting from the row removal machine performance and the movement, and to the national quality and technical performance close to the design requirements of chip machine based, and hope to IIIdesign market demand for machining center composite chip removal device.Key word： Machining center，Chip device，Mechanical systemIV目 錄第一章 緒論 11.1 研究目的與意義 11.2 排屑器發(fā)展現狀 11.3 排屑裝置的發(fā)展趨勢 3第二章 粗屑排屑設計 42.1 總體方案的確定 42.2 電動機、減速機的選擇： 52.3 V 帶的設計計算 62.4 帶傳動方案的確定 62.5 帶傳動設計計算 62.6 帶輪的結構設計 82.7 鏈傳動設計計算 102.8 鏈輪結構設計 122.8.1 主動鏈輪結構設計 122.9 刮板鏈設計 .152.10 鏈輪軸的設計 .172.10.1 各軸運動與動力參數 .172.10.2 軸 4 結構設計計算 .182.10.3 軸 5 的設計計算 .192.10.4 軸 6 的設計計算 .202.10.5 軸 6 的校核 .222.11 軸承的校核 23軸 4 上軸承的校核 .242.12 鍵的選擇和校核 24軸 4 上鏈輪處的鍵 .242.13 排屑裝置鈑金結構設計 .25第三章 鐵磁性屑排屑設計 263.1 磁性分離器簡介 .263.2 磁性分離器結構設計 .263.2.1 總體方案設計 26V3.2.2 工作原理 273.2.3 電動機、減速機的選擇 273.3 傳動結構設計 .29第四章 微小切屑排屑設計 304.1 紙帶過濾機介紹 .304.2 方案設計 .30第五章 復合排屑結構設計 32水箱結構設計 .32結 論 34致 謝 35參考文獻 360第一章 緒論1.1 研究目的與意義在進行加工的過程中，加工中心會產生大量切屑。精密加工時，切削液中若是含有未過濾干凈的切屑，可能會破壞已加工表面，影響加工精度。若切屑卡在刀具上，阻礙刀具運動，甚至有可能會使刀具折斷。所以，加工中心的排屑系統(tǒng)對其加工精度、加工安全、機床壽命都有一定影響。這使得加工中心的排屑設計顯得尤為重要。排屑裝置的主要作用是將加工過程中產生的切屑收集起來，并送至外部區(qū)域。另外，由于切屑中往往參雜著切削液，排屑裝置需將其從切屑中分理處，并讓其回到切削液循環(huán)系統(tǒng)，而將切屑送到集屑小車或其他容器中。這一過程由排屑裝置自動實現，操作人員需要無需或較少參與。所以，排屑裝置主要要用于數控機床、加工中心等高效率的機械。目前，在加工中心上應用最為廣泛的為刮板排屑器，這種排屑器排屑效率較高，且整體區(qū)域沒有積屑死區(qū)，因而適應能力較強。但它排屑精度不高，較小的顆粒狀切屑容易經刮板上的孔進入切削液的循環(huán)系統(tǒng)，從而影響加工。目前，對于微小顆粒切屑的排屑方法主要有磁性分離及紙帶過濾。紙帶過濾機是帶有切屑的液體，利用自身的重力穿過濾紙，并過濾掉其中雜物，從而達到凈化液體目的，對于各種物理切屑都有過濾作用。磁性分離器通過分離器的磁性滾筒把冷卻液中的鐵屑吸出，使冷卻液保持干凈。這兩種排屑方式目前主要應用于磨床。本課題目的是通過對幾種排屑方式結構上的分析，比較其各自優(yōu)缺點，并對其組合、改進使其能夠實現應用在加工中心上的較為徹底的切屑過濾。在此過程中熟悉掌握一般機械結構的結構設計過程，并通過三維及二維圖的形式呈現出來。1.2 排屑器發(fā)展現狀加工中心排屑器，是隨著加工中心的發(fā)展而日益發(fā)展的，但長期以來，由于加工中心重視主機性能、輕視配套機構的情況，使得自動排屑處理技術及其設備的發(fā)展相對于加工中心有所滯后。直到 80 年代，機床工具行業(yè)才對加工中心重主機輕配套的情況起了重視，此后 20 多年，加工中心排屑裝置及其相關設1備得到了長足發(fā)展，現階段常見的機床排屑裝置主要有以下幾種：1、螺旋式排屑裝置螺旋式排屑裝置的工作原理為：電機經減速傳動裝置帶動溝槽中的螺旋桿轉動，使得切屑被排到切屑收集盒中，它主要由螺旋裝置、萬向聯軸器、減速機等機構組成。螺旋式排屑裝置工作時，螺旋桿將落入其中的切屑連續(xù)推入切屑收集盒中，收集盒中的切屑則定期清理。由于這種裝置結構較為簡單，同時節(jié)省空間，因而適合安裝在機床立柱間空間狹小的、不易清理到的位置上。螺旋式排屑裝置性能較好，不易發(fā)生故障。但他只能沿水平或小角度傾斜方向安裝，否則排屑能力將大大下降，而且排屑效率低。2、鏈板式排屑器鏈板式排屑器是用鏈條帶動平板在排屑機中運動，將加工中產生的切屑用平板帶出，送至切屑收集裝置中。車削類機床使用該種排屑器時，往往將其與機床本身的切削液循環(huán)系統(tǒng)做成一體，以節(jié)省空間，使機床結構緊湊。鏈板式排屑器對于切屑的材料種類并沒有特殊要求，但一般用于帶狀及團狀切屑，對顆粒狀切屑排屑能力較低。鏈板分為不銹鋼及冷軋板兩種，排屑效率取決于鏈條節(jié)距，鏈條節(jié)距越大，排屑效率也就越高。3、刮板式排屑裝置刮板式排屑器傳動原理與平板式基本相同，由鏈輪、鏈條和刮板等機構組成，只不過刮板式排屑器帶有刮板。除了對帶狀及團狀切屑使用，刮板式排屑器還適用于不帶磁性的顆粒狀、小帶狀切屑，這些切屑將由刮板刮下。排屑效率同樣取決于鏈條節(jié)距，鏈條節(jié)距越大，排屑效率也就越高。4、磁性分離器磁性分離器主要用于磨床。通過磁性分離器中的磁鼓，將切屑中的鐵磁性切屑分離出來，并吸附在磁鼓上，磁鼓轉動，另一邊的刮板將切屑刮下，進入切屑收集裝置，從而凈化切削液。這種排屑裝置對鐵磁性切屑過濾效果極好，但當切屑中混有其他種類切屑時，只能將鐵磁性切屑進行分離，而對其他種類切屑幾乎沒有影響。5、紙帶過濾機紙帶過濾機同樣是主要用于金屬磨削加工的冷卻液過濾，通過過濾無紡布（通稱濾紙）將通過它的冷卻液中的細小雜質過濾出來。這也是目前在機加工切削液過濾手段中比較徹底的一種過濾方法，特點是過濾干凈，適用于幾乎所有種類切屑，但由于濾紙本身較為細密，使得切削液在通過濾紙時流速變緩，因而濾紙排屑器一般效率很低。21.3 排屑裝置的發(fā)展趨勢由于機床的排屑系統(tǒng)對其加工精度、加工安全、機床壽命都有一定影響。使得對排屑器的設計改進研究得到很大重視，機床排屑器現階段的發(fā)展也較為迅速，其主要的發(fā)展趨勢有以下幾個特點：1、復合排屑器的需求將大大增加。理想的復合型排屑機具有以下特點：（1）能處理各種形狀切屑；（2）能處理各種大小切屑，保證處理效率的同時確保處理精度；（3）有著完善的切削液循環(huán)處理系統(tǒng)，切削液循環(huán)流暢；(4)各種機床均能使用，包括車床、銑床、鉆床、磨床及各種特種加工機床。今后一段時間，復合排屑裝置將得到迅速發(fā)展并將很快投入市場使用。2、排屑器維修難度將大大降低。由于一般排屑器屬于機床配件，因而很難得到重視，使得排屑器平時的保養(yǎng)很難做到位，當排屑器有一些小問題時，無法得到及時處理，使得排屑器在維修時的難度也大大提高。因而，隨著排屑器的日益普遍，排屑器設計時對維修方便與否的考慮也會越來越多。3、更好的環(huán)境友好性?，F在，每個行業(yè)都在提高自身產品的綠色環(huán)保性，排屑器也不例外。可以從以下幾方面著手考慮：（1）降低排屑器功率，減少工作過程中功率損失；（2）提高密封程度，減少油液泄漏，提高利用率，同時也能減少對周圍環(huán)境的污染；（3） 減少噪聲，對大的噪聲源進行隔離和封閉。3第二章 粗屑排屑設計2.1 總體方案的確定粗屑排屑，選取目前較為常見的刮板排屑器進行設計，系統(tǒng)總體傳動方案為:減速機V 帶傳動鏈傳動該方案的優(yōu)缺點：采用電動機、減速器一體式結構的 R 系列斜齒輪硬齒面減速機。這種減速機結構緊湊，密封性好，方便在排屑器上選擇位置安放。承受過載能力高，可有效起到過載保護作用，且噪聲較低有利環(huán)保。該工作機有輕微振動，由于帶傳動具有緩沖吸震特點，且結構簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉、還能起過載保護的作用。該工作機為小功率工作機，使用 V 帶傳動能顯著節(jié)約成本，由于其標準化程度高，也易于選用。鏈傳動的鏈條的磨損伸長比較緩慢，張緊調節(jié)量較小。不過鏈傳動不均勻，有沖擊，傳動末端可有效減輕該狀況?？傮w來說，該傳動方案能夠滿足工作機的性能要求。總體傳動方案如下圖：圖 1.總體傳動方案42.2 電動機、減速機的選擇：1、電動機功率的選擇由使用條件可知，排屑器承受切屑重量 100 千克，即承受重力 1000N，同時排屑器還受到摩擦力 f 和排屑器自身重力 F1。由已知條件得出傳動機構總的載荷為 。設所選鏈節(jié)型號為10+Ff=08A ,單排質量 ，節(jié)距為 12.7mm ，所用鏈節(jié) 1260 個。刮板尺寸kg/m 0.6=q為：168mm×20mm×2mm ,選用普通碳素鋼，數量 157 個。由此估算所受摩擦力為 60N，鏈板重力 200N。則工作機有效功率為： 。0.63KW=V×FP由已知條件得電動機有效功率 ，式中 a 為系統(tǒng)總的傳動效率。awdp/電動機到鏈傳動機構總傳動效率 ，式中： 為閉式減546321a ×=1速機傳動效率， 為 V 帶傳動的效率， 為調心球軸承的傳動效率， 為聯2 4軸器的傳動效率， 為鏈傳動傳動效率。取 ， ， ，5 0.971.=20.9839， 。代入上式可得0.=4.6.23=a所選減速機所配電機額定功率應大于有效功率即 0.087KW。根據條件，鏈條刮板輸送切屑的運動速度為： p10/z×6v=nw式中 z1 為小鏈輪齒數， p 為鏈節(jié)的節(jié)距，取 z1=1714r/min=2.7/3取 V 帶傳動比 ，則減速器轉速 n1=42 r/min3i12、選取減速機本文采用電動機、減速器一體式結構的 R 系列斜齒輪硬齒面減速機。該種減速具有以下特點：1、減速機占用空間小，工作可靠，持久耐用，承受過載能力高；2、能耗低，振動小，噪音低，安靜節(jié)能；3、集成斜齒輪傳動，自配各種電機，達到機電一體化，集成度高，無需另外設計減速器，更換方便，保證使用質量。5根據電動機所需功率及輸出轉速要求，選取減速機型號為：R17-Y0.25-47-33.18-M1-I，外伸軸直徑 24mm。所配電動機同步轉速 1390r/min 外伸軸直徑 14mm，減速機外伸軸直徑24mm。2.3 V 帶的設計計算 2.3.1 傳動比的分配:帶傳動傳動比取 , 31i2.4 帶傳動方案的確定外傳動帶選為 普通 V 帶傳動，首先計算功率，其結果為 0.0957kw，再根據所得的功率與轉速情況，選擇型號為 A 型。1、計算功率取決于工作情況系數，其值通過查表確定，為 1.1。故式（2.1）0.957kw=.81P×K=ca A2、帶型的選擇是根據所得的功率數值與轉速，代入圖 8-1，可根據圖中建議優(yōu)選型號為 A 型。2.5 帶傳動設計計算1、首先對小帶輪基準直徑進行初步選取并驗算是否合適，再通過小帶輪直徑與傳動比，可計算出大帶輪基準直徑。（1）小帶輪的基準直徑可由其工作情況，查取表確定。根據表 8-6 以及表 8-8,初步取值 50mm。（2）根據機械設計所提供公式對帶速 v 進行驗算式（2.2）smsndv /25/1./10642501 故此帶速適用于所需環(huán)境。（3）大帶輪基準直徑由小帶輪直徑與傳動比相乘所確定，根據機械設計所提供的公式，即方案減速機型號 額定功率（KW）輸出扭矩（Nm）使用系數 傳動比i輸出轉速（r/min）1 R17-Y0.25-47-33.18-M1-I 0.25 750 1.46 33.18 426式mdi150312（2.3）2、由兩個帶輪直徑，可以初步確定帶輪中心距，在初步選值得基礎上，得出帶的計算長度，進而可計算準確的實際中心距。 （1）根據機械設計式（8-20），初步選定帶輪中心距為 300mm：式（2.3）)d+2(a0)d+0.7( 2121即 ， 取 a0=300mm4 （2）計算長度 由所選中心距及基準直徑共同決定。dL式（2.4）21120 0()()45(23)39ddcaLamm在所計算得出的數據基礎上，根據機械設計所提供的表格對長度進行取整，取 1000mm。(3)、按機械設計 式 8-23 計算實際中心距 a。式09210(3)2612dcLam（2.5）(4)、確定中心距調整范圍amax=a+0.03Ld=(261+0.03×1000)mm=291mm 式（2.6）amin=a-0.015Ld=(261-0.015×1000)mm=246mm 3、驗算小帶輪上的包角 1式211806057.8120da（2.7）4、最后，確定所需 V 帶根數 Z由機械設計所提供表格中公式，所需用到數值有帶長及小帶輪包角的修正系數，V 帶基本額定功率 p0 及其增量。所用公式為：式（2.8）0()caLPZK7其中：p 0 與 p 0 分別為基本額定功率及其增量，K L 及 K 分別為帶長和小帶輪所用的修正系數。由機械設計表 8-1-33，p0=0.4kw， p0=0.99kw ；K L 及 K 的值同樣可通過查表確定，分別取 0.93 與 0.94。將查表所得數據代入式（2.8），最后選擇結果為：2 根。5、由以上所計算的數據，可以確定帶輪在啟動時的所需最小拉力 。min)(0F式（2.9）20.5(1)5caPqNvFvzK其中，q 是所用型號帶的單位長度質量，此數值由機械設計所提供表格可查得，為 。mkg/6.實際中，所用的初拉力要比這里計算所得數據要大。6、帶輪在工作過程中，由于所受的力，會對軸產生復合的壓力 ，需要pF對其計算：式（2.10）10 157.082sin(2sin).2pZNF2.6 帶輪的結構設計1、首先對小帶輪的結構進行設計由于小帶輪直徑較小， ，因而整體結構上，采用實心30m5=d1輪式。帶輪結構上，所需用到的參數以經驗公式的方式進行計算，所依據公式由機械設計課程設計所提供。所用帶輪輪寬： 式（2.11）35=10 2+（-=2f+1)e-(ZB根據所提供經驗公式，式中所用參數取值如下表所示：槽間距：e 第一槽對稱面至端面的距離：f輪槽數：z815mm 10mm 2帶輪其他參數，同樣由經驗公式計算所得，其公式及計算結果如下表所示：輪轂寬：L 輪轂外直徑：d1 帶輪外徑：d2 輪緣寬 準線下槽深 hf（1.5 2）d 1.9d dd+2h43.2mm 45.6mm 55.5mm 8mm 10mm由以上表格中所得數據，設計小帶輪結構圖如下：2、大帶輪設計由于大帶輪直徑較大 dd2=150mm300mm，故在整體結構上可采用腹板式，以減輕帶輪重量。查機械設計圖 8-12 中帶輪結構參數經驗公式：帶輪寬：B輪轂寬：L輪轂外直徑：d1帶輪外徑：da輪緣寬：基準線下槽深：hf(Z-1)e+2 （1.52）d 1.9d dd+2h35mm 27mm 28.5mm 155.5mm 8mm 10mm由以上數據，大帶輪結構簡圖及三維結構圖如下：圖 2 小帶輪結構圖92.7 鏈傳動設計計算傳動方案上，采用鏈輪鏈條傳動。具體為帶輪帶動鏈輪軸轉動，主動鏈輪隨之轉動，在不改變傳動比的情況下，經惰輪轉向，再回到主動輪，形成鏈條的循環(huán)運動。鏈傳動的設計計算鏈輪傳動比為 1，運動速度 3m/min，由這些，根據機械設計提供表格，選擇主動鏈輪齒數為 17。1、從動鏈輪齒數為主動鏈輪與傳動比的乘積，由于傳動比為 1，因而主動鏈輪齒數同樣為 17。2、在鏈輪傳動過程中，需要改變鏈條的運動方向而保持傳動比不變，也就是需要惰輪傳動。因而惰輪的大小在大于最小值的前提下應取得越小越好，這里，惰輪齒數取 15。3、確定鏈輪計算功率鏈輪工作時運行平穩(wěn)，根據這個條件，查取機械設計實用手冊，得到，鏈輪工況系數 ，由于采用單排鏈，故多排鏈排數系數 為 1，再有需要傳Ak mk遞的功率 p 為 0.063kw。根據以上數據，由下面的公式計算式（2.14）10.63.78AdP=KWkzm4、選擇鏈條節(jié)距由上式可知鏈條計算功率，再結合鏈條轉動速度，查表，選擇鏈條型號為08A 型，此鏈條節(jié)距為 12.7mm。5、根據所得的鏈輪齒數及鏈輪節(jié)距，計算鏈輪結構參數mm 式（2.15）0102.714sin(8)sin(8/1)pdz圖 3b 大帶輪三維結構圖圖 3a 大帶輪結構簡圖10mm0223 01.763.5sin(18)sin(8/)pdz6、對鏈輪中心距初步計算 51108.962xdm737.68(0)386.242x m對所計算數據圓整，?。?810.xx代入公式計算： 2213813()4axd22(763.5)1804m222234643()0.(.)63.4由計算結果可知，主動輪與惰輪中心距為 180mm，惰輪與從動輪中心距為 2863.24mm。7、根據鏈條長度及鏈條節(jié)距，計算所需的鏈節(jié)數：鏈節(jié)數： 式（2.15）80629.1.7Lp對計算結果進行圓整，取 630 節(jié)。8、實際安裝鏈條時，鏈輪節(jié)距應有一定的可調節(jié)量，而實際鏈輪中心距為計算中心距與可調值得差值。鏈輪中心距可調節(jié)大小查取機械設計手冊獲得。 13'80.4180792.am4'26.563.59、鏈速式（2.16）17412.n04/0.6/606pzVs11鏈條運動速度較低，可傳遞較大轉矩。2.8 鏈輪結構設計2.8.1 主動鏈輪結構設計根據鏈輪使用條件，由機械設計可知：鏈輪材料用 40Cr，調質處理，硬度 40-50HRC。1、鏈輪結構和尺寸鏈輪結構簡圖如下：鏈輪結構參數尺寸由機械設計所提供表格中公式計算而得輪轂厚度：h 輪轂長度：L 輪轂直徑： hd齒寬： 1fbdKk01.63.3h k293.010.6mm 34.98mm 52.2mm 7.3mm齒側倒角： ab齒側半徑： xr齒全寬：fmb0.13p p 1)(ftp1.65mm 12.7mm 7.3mm圖 4 主動鏈輪結構簡圖122、鏈輪基本參數分度圓直徑： 1d齒頂圓直徑：d a 齒根圓直徑：df分度圓弦齒高：h a4 125.p115.0)8.625.0(dpZ69.4mm 75.2mm 61.48mm 3.854mm最大齒根距高：L x 齒輪凸緣直徑：d g 滾子外徑：d 1190cosZd 76.04.18cot2hZp61.18mm 55.4mm 7.92mm3、鏈輪公差參考機械精度設計與檢測技術基礎表 5-1。確定齒表面粗糙度：mRa.6由齒根圓數值： ，查得齒根圓公差值 mm。125.3fdm025.31鏈輪孔和根外徑相對于孔軸線的圓跳動公差為 0.15mm：鏈輪端面相對于孔軸線的垂直度公差為 0.14mm。鏈輪孔與軸為基孔制配合，公差等級 8 級齒頂圓直徑為 11 級公差 齒寬為 14 級公差。由于公差等級較大，一般加工都可保證，故公差值無需標出。2.8.2 惰輪設計1、惰輪材料和工藝根據鏈輪使用條件，由機械設計可知：鏈輪材料用 40Cr，調質處理，硬度 40-50HRC。2、惰輪結構和尺寸由前面設計可知， ，P=12.7mm， ,根據機63.52dm2315Z械設計圖 9-6 中 鏈輪結構，三維結構圖如下：()a13所用參數計算公式及結果如下輪轂厚度：h 輪轂長度：L 輪轂直徑： hd齒寬： 1fbdKk01.63.3h k293.09.6mm 31.68mm 50.2mm 7.3mm齒側倒角： ab齒側半徑： xr齒全寬：fmb0.13p p 1)(ftp12.7mm 12.7mm 7.3mm3、基本參數和主要尺寸分度圓直徑： 1d齒頂圓直徑：d a 齒根圓直徑：df分度圓弦齒高：h a4 125.p115.0)8.625.0(dpZ63.5mm 69.23mm 55.58mm 3.58mm最大齒根距高：L x 齒輪凸緣直徑：d g 滾子外徑：d 1圖 5 惰輪三維結構圖14190cosdZ 76.04.18cot2hZp55.23mm 47mm 7.92mm4、鏈輪公差參考機械精度設計與檢測技術基礎表 5-1。確定齒表面粗糙度：mRa3.6由齒根圓數值： ，查得齒根圓公差值 mm。mdf95.8025.98鏈輪孔和根外徑相對于孔軸線的圓跳動公差為 0.15mm：鏈輪端面相對于孔軸線的垂直度公差為 0.14mm。鏈輪孔與軸為基孔制配合，公差等級 8 級齒頂圓直徑為 11 級公差 齒寬為 14 級公差。由于公差等級較大，一般加工都可保證，故公差值無需標出。2.9 刮板鏈設計1、由上文可知，鏈節(jié)為 08A 號鏈節(jié)，其參數由表可得：P=12.7mm, =3.98mm2d2、鏈板結構設計圖 6（a）刮板鏈前視圖15刮板寬： 12.743.986.2Bnpdm上述表達式中 n 為刮板所跨過鏈節(jié)數，此處取 4。250.8m刮板長度尺寸： 1b1b1b1b1b1b46mm 48mm 96mm 96mm 94mm 200mm刮板排屑器鈑金部分結構尺寸如下表所示：圖 6（b）刮板鏈俯視圖圖 6（c）刮板鏈側視圖圖 6 刮板鏈圖16絞鏈板厚：t 側鏈板高: 21h側鏈板長： 321L側鏈板厚： 2mm 40mm× 10mm 60.8mm×46.82mm×50.8mm 4mm刮板間距：P 刮板長：L 刮板厚： 50.8mm 174mm 2mm2.10 鏈輪軸的設計2.10.1 各軸運動與動力參數鏈傳動結構中，傳動所需軸為：主動鏈輪軸（輸入軸）、惰輪鏈輪軸及從動鏈輪軸。記為軸 4、軸 5 與軸 6。已知輸入軸轉速與大帶輪轉速相同，為 14r/min，根據各軸上所配鏈輪齒數之比，可計算各軸轉速為：， ， 41/minr51748.3/minr641/minr軸 4 輸入功率為 0.07KW，為大帶輪輸出功率，由各軸傳動效率，可求出對應功率： P0.KW225435.7098.60.5KW6.6.主動鏈輪軸扭矩已知，為 47.75N.m。由上述所求各軸功率及轉速，可求出相應扭矩為： 47.5TNm=590Pn.0653.918NM66 .4.T軸 4、軸 5、軸 6 計算所得運動及動力參數如下表所示：17表 2 各軸的運動與動力參數軸號 轉速（r/min）功率(KW)扭矩（Nm）4 14 0.07 47.755 183 0.065 33.96 14 0.06 40.932.10.2 軸 4 結構設計計算1、確定軸的最小直徑先對軸的最小直徑進行初步估算，根據表中所需信息，確定軸選用 45 鋼經調質處理，由此取表中建議值 ，軸的最小直徑可由公式計算得出：017A433min0.712PdAm軸 4 直徑最小處需安裝聯軸器，以連接大帶輪。在這里，對聯軸器的型號也進行選取。首先確定聯軸器的計算轉矩，其值為工作情況系數與公稱轉矩的乘積。根據軸 4 工作情況及動力源，選取工作情況系數為 1.3，最后算得聯軸器計算轉矩為 mN.62075聯軸器型號選取 HL4 型，查取機械設計手冊可知其公稱轉矩為，大于前面所得的計算轉矩，因而所選聯軸器較為合適。.12502、軸的結構設計（1）確定軸的各段尺寸值1）按照前一步中計算結果，取軸的前段最小直徑為 ，即m20圖 7 軸 4 的結構圖18,聯軸器安裝在軸端，其端面需要定位，故在后一段軸處留出軸肩，20m=d1以滿足聯軸器軸向定位要求，根據公式可知，軸肩段與前一段半徑差值為：h=(0.070.1)d。2）軸上 34 段及 56 段需安裝軸承，對軸的轉動起保持支撐作用，因而軸承收到徑向力較大，在這里，初步選用 10000 型調心球軸承，初步選取軸承，因主要受徑向載荷力，且受力較大，故選用圓柱孔調心球軸承 10000 型 23 系列，軸最小直徑為 ，結合軸的結構形狀查取機械設計手冊選取軸承m20牌號為 2205，軸承規(guī)格： ，所以，2518dDTm，采用套筒定位軸承右端面與鏈輪左端面，所以取兩段半徑差34561d值為半 h=4mm,所以 =39mm。45輸入軸安裝聯軸器段端面處，應安裝軸端擋圈以固定聯軸器，軸端擋圈只壓在聯軸器孔端面上，因而這一段軸的長度因比聯軸器孔長度略小，取 。m56軸 4 需要與其他部件進行裝配尺寸為：2017.8.Lm4563) 聯軸器與鏈輪處的圓周方向的定位均選用平鍵定位，選擇 A 型。軸 12 段，根據機械設計所提供表格，結合此段軸直徑為 ，可以m20取健的規(guī)格為 ，由于此段軸與聯軸器配合，已知聯軸器孔的6bhm長度為 ，鍵的長度應比孔的長度略小，在長度系列中優(yōu)選長度 。38 3L軸 34 段與軸 56 段，根據機械設計所提供表格，結合此段軸直徑為，可以取健的規(guī)格為 ，由于此段軸與鏈輪配合，已知m1 mhb810鏈輪孔的長度為 ，鍵的長度應比孔的長度略小，在長度系列中優(yōu)選長度m34。L22.10.3 軸 5 的設計計算1、確定軸的最小直徑先對軸的最小直徑進行初步估算，根據表中所需信息，確定軸選用 45 鋼19經調質處理，由此取表中建議值 ，軸的最小直徑可由公式計算得出：106A533min00.651.78PdAm2、軸的結構設計（1）軸上 12 段及 56 段需安裝軸承，對軸的轉動起保持支撐作用，因而軸承收到徑向力較大，在這里，初步選用 10000 型調心球軸承，初步選取軸承，因主要受徑向載荷力，且受力較大，故選用圓柱孔調心球軸承 10000 型 23 系列，軸最小直徑為 ，結合軸的結構形狀查取機械設計手冊選取軸承m20牌號為 2205，軸承規(guī)格： ，所以，2518dDTm，采用套筒定位軸承右端面與鏈輪左端面，所以取兩段半徑差d314523值為半 h=4mm,所以 。394（2）確定各段的長度軸 23 段與軸 45 段安裝惰輪，軸 12 段與 56 段套上套筒以定位惰輪端面與軸承端面為了讓套筒壓在鏈輪端面上，根據惰輪孔的長度，軸 23 段與軸 45 段長度為 ，軸 12 段與 56 段長度為 。m4m52軸 5 需要與其他部件進行裝配尺寸為：L.238174（3）軸 23 段與軸 45 段，根據機械設計所提供表格，結合此段軸直圖 8 軸 5 的結構圖20徑為 ，可以取健的規(guī)格為 ，由于此段軸與惰輪配合，m31 mhb810已知惰輪孔的長度為 ，鍵的長度應比孔的長度略小，在長度系列中優(yōu)選m31長度 。L82.10.4 軸 6 的設計計算1、確定軸的最小直徑先對軸的最小直徑進行初步估算，根據表中所需信息，確定軸選用 45 鋼經調質處理，由此取表中建議值 ，軸的最小直徑可由公式計算得出：106A33min00.617.24PdAm2、軸的結構設計（1）確定各段的直徑軸上 12 段及 56 段需安裝軸承，對軸的轉動起保持支撐作用，因而軸承收到徑向力較大，在這里，初步選用 10000 型調心球軸承，初步選取軸承，因主要受徑向載荷力，且受力較大，故選用圓柱孔調心球軸承 10000 型 23 系列，軸最小直徑為 ，結合軸的結構形狀查取機械設計手冊選取軸承牌號m20為 2205，軸承規(guī)格： ，所以，2518dDTm，采用套筒定位軸承右端面與鏈輪左端面，所以取兩段半徑差d314523值為半 h=4mm,所以 。394（2）確定各段的長度軸 23 段與軸 45 段安裝鏈輪，軸 12 段與 56 段套上套筒以定位鏈輪端面與軸承端面為了讓套筒壓在鏈輪端面上，根據鏈輪孔的長度，軸 23 段與軸 45 段長度為 ，軸 12 段與 56 段長度為 。m30m52圖 9 軸 6 的結構圖21軸 6 需要與其他部件進行裝配尺寸為： mL8.2175343) 軸 23 段與軸 45 段，根據機械設計所提供表格，結合此段軸直徑為 ，可以取健的規(guī)格為 ，由于此段軸與惰輪配合，已1 mhb810知鏈輪孔的長度為 ，鍵的長度應比孔的長度略小，在長度系列中優(yōu)選長m31度 。L82.10.5 軸 6 的校核由機械設計式 9-10 有：1f2ecF當 時， 可不計， 4m/sVcF' 2212'0.6180.8“(sin).5ax,“.ffffFKqNN1f2140.26.ecF則經受力分析有： t1t2t1240.16238FNrrr .40.F1畫軸的空間受力圖將鏈輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。22NV12r140.FNr.89657.2HMxm4093Tm3按彎扭合成應力校核軸的強度已知材料為 45 鋼調質，查機械設計表 151 查得 ，由MPa601已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（鏈輪截面）的強度進行校核。根據機械設計式 15-5 以上表中的數據，并取 ，軸的計算應力：.222216()9587.(0.6493)145.390caMTWPa結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠。2.11 軸承的校核排屑器軸承使用環(huán)境應與加工中心使用環(huán)境相似，每天八小時或連續(xù)長時間工作，加工中心運轉時，有輕微沖擊，軸承類型為調心球軸承，根據機械圖 10 軸 6 各危險面的載荷圖23設計所提供表格，估算其使用壽命 h240軸 4 上軸承的校核 （1）求兩個軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知 12140.rrFN（2）計算軸承的軸向力由于軸向力 相當小，可知 ，查機械設計表（GB/T281-1994）aarFe6-1-50 有圓柱孔調心球軸承 ，12.5,.3Y4280orCN查機械設計表 13-6 取沖擊載荷因數 1.pf（3）計算軸承的壽命根據機械設計式 13-6121420.raPFYN所以66103121428()()658240.hCL hnP 所以軸承滿足壽命要求，可知，其他軸承也滿足壽命要求。2.12 鍵的選擇和校核軸 4 上鏈輪處的鍵（1）確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接，選用 A 型普通平鍵。鏈輪的的周向定位采用平鍵，按，查機械設計表 6-1（GB/T1095-1979）取得：3456dmb×h=10mm×8mm。由于軸上是兩個鍵，且設計時兩鍵的 b×h 都為 10×8，參照鏈輪與軸的配合關系和普通平鍵的長度系列，取鍵長 。12Lm（2）強度驗算