【導(dǎo)讀】動化能大大減輕勞動強度，提高勞動生產(chǎn)效率。三軸立式高速加工中心X、Y工作臺。機電系統(tǒng)設(shè)計是一個開環(huán)控制系統(tǒng)，其結(jié)構(gòu)簡單，實現(xiàn)方便而且能保證一定的精度?，F(xiàn)對機床的控制，使機床的加工范圍擴大，精度和可靠性進一步提高。的發(fā)揮經(jīng)濟效益和社會效益。加工中心的類型及特點······························································9. 國內(nèi)高速加工中心發(fā)展動向······················································10

　　

【正文】 軸端。它既是一個帶半內(nèi)齒的半齒輪聯(lián)軸器，又是卷筒的一個輪轂。因此，可使減速器輸出軸扭矩借助聯(lián)接盤傳到卷筒上，而使卷筒旋轉(zhuǎn)。同時，卷筒上鋼絲繩的作用力可以通過聯(lián)接盤的輪轂傳遞給卷筒軸，再由卷筒軸的左軸承通過外齒 輪形輸出軸端作用到減速器機殼上。 聯(lián)接盤與卷筒的聯(lián)接型式，常見的有兩種：一種是連接鉸孔螺栓安裝在卷筒內(nèi)，另一種是連接鉸孔螺栓裝在卷筒之外的型式。前一種聯(lián)接型式用的最多，因為卷筒制造簡便，后一種型式只有在不得已的情況下使用。 卷筒輪轂 卷筒輪轂的型式有整體式和裝配式兩種。前者輪轂與卷筒做成一體，這種輪轂鑄造的工藝性較差，輪轂與輪輻過渡處鑄造時易產(chǎn)生裂縫，輪轂處易有鑄造缺陷，費工時多。后者輪轂與卷筒分別制成，然后裝配成一體。這種輪轂鑄造方便且易保證質(zhì)量，鑄造后也易于清砂。缺點是加工及裝配工時較多。 卷筒 軸、軸承及軸承座 30 卷筒軸在減速器一端，穿過聯(lián)接盤插入減速器輸出軸的喇叭口內(nèi)。根據(jù)喇叭口的大小，可以分別配置自位的的滾動軸承和特質(zhì)的球面滑動軸承來支承卷筒軸。卷筒軸的另一端，則用單獨的自位滾動軸承及軸承座來支持它（參看 [7]附表 47）。 卷筒軸的材料通常為調(diào)制的 45 號鋼。卷筒軸只承受輪轂傳遞的載荷（由于鋼絲繩拉力引起的）。因扭矩直接由減速器輸出軸端通過齒輪聯(lián)接盤傳到卷筒上，所以卷筒軸為兩支點的轉(zhuǎn)動心軸（不承受扭矩）。 卷筒軸承座可采用標(biāo)準(zhǔn)軸承座，另配上一焊接支架，也可以采用專用的高型軸承座（ [7]附圖 40）。 卷筒軸承座主要承受卷筒和卷筒軸的自重及鋼絲繩通過卷筒與軸專遞的作用力。為使軸承座定位，需要定位裝置。一般在卷筒部件安裝調(diào)整好后，用一小段角鋼焊在小車架上使軸承座定位。 鋼絲繩在卷筒上的固定位置 鋼絲繩在卷筒上的位置應(yīng)該保證工作可靠、便于檢查和容易拆換鋼絲繩，避免鋼絲繩在固定處受到過分彎曲?，F(xiàn)有的鋼絲繩固定裝置都是利用摩擦力來固定的?，F(xiàn)在常用的固定裝置及其固定方法有三種：利用壓緊螺釘及壓板的方法，利用蓋板的方法，利用楔形固定繩端的方法。 卷筒部件的設(shè)計與計算 題目和已知數(shù)據(jù)：起重重量 Q=8T，起 升高度 H=10m，起升速度 v=12m/min，小車的運行速度 Vxc=40m/min，工作級別均為 M5級，機構(gòu)接電持續(xù)率 JC=25%，小車質(zhì)量估計 Gxc=5T。 卷筒部件計算由第二章第四節(jié)計算已知數(shù)據(jù)有：卷筒名義直徑 D=400mm，螺旋節(jié)距 t=16mm。卷筒長度 L=1500mm；壁厚為 ? =15mm。 卷筒心軸計算 通過做草圖得到卷筒心軸的支點位置（ [7]圖 58），并參考有關(guān)資料，決定心軸的各段直徑。軸的材料用 45號鋼。 ?支座反力（如 [7]圖 58， a）： RA= 172 90 ( 200 656 188 ) 172 90 ( 656 200 )1660? ? ? ? ? ? =19790N RB=2 17290－ 19790=14790N 心軸右輪轂支承處最大彎矩： Mw=RB 20=14790 20=295800N ? 疲勞計算： 對于疲勞計算采用等效彎矩，由表 27查得等效系數(shù) ? =，等效彎矩： 31 Md=kd Mw= 295800=325380N cm 彎曲應(yīng)力： б w== 7?= 心軸的載荷變化為對稱循環(huán)。由上式式知許用彎曲應(yīng)力： 軸材料用 45號鋼，其 б b=600MPa； б s=300MPa；б 1w= b=258MPa； [б 1]w= nK 11 ???? 式中 n=—— 安全系數(shù) K—— 應(yīng)力集中系數(shù)， K=Kx Km= =； Kx=—— 與零件幾何形狀有關(guān)的應(yīng)力集中系 數(shù)（ Dd =7870 =， rd = 770 =， Km=—— 與零件表面加工粗糙度有關(guān)的應(yīng)力集中系 數(shù)，按粗糙度為 5查得。 故： [б 1]w= 258 ? =100MPa б w[б 1]w 通過 ?靜強度計算： 卷筒軸屬于起升機構(gòu)低速軸零件，其動力系數(shù)可由表 25查得， ? cⅡ = M max? =? cⅡ?M= 295800=354960N cm б max= dM?= 7?= 許用應(yīng)力： [б ]w=ns? = = б max[б ]? 通過 故卷筒軸的疲勞和靜強度計算通 過。 選擇軸承 由于卷筒軸心軸上的左軸承的內(nèi)、外座圈以同樣轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動，故無相對運動，可按照額定靜載荷來選擇。右軸承的外座圈固定，內(nèi)座圈與心軸一同旋轉(zhuǎn)，應(yīng)按照額定動載荷來選擇。 ?左端軸承 軸承的額定靜負荷 C0≥ n0P0 式中 C0—— 額定靜負荷； P0—— 當(dāng)量靜負荷； N0—— 安全系數(shù)，由表 197取 n0=. 參考 [3]附表 8，選用中型雙排滾珠軸承，型號 1311，由表 199查得軸承的額定靜負荷 C0=22900N,左軸承的當(dāng)量靜負荷： P0=fd RA= 19790=21770N 32 式中 fd=—— 動負荷系數(shù)，由表 196選取 n0 P0= 21770=22640N≤ C, 安全。 ?右端軸承： 令右端軸承也采用 [C]=40300N 右軸承的徑向負荷 Fr=fdRB= 14790=16270N 軸向負載 Fa=0 設(shè) M5級工作類型的軸承工作時數(shù) Lh=4000h，由表 1916查得 1311軸承的 e=，令raFF =0e，故 x=1， y=，當(dāng)量動負荷： P=xFr+yFa=1 16270+ 0=16270N 由（ 192）式： Lh= 361060 CnP?????? ∴ CP??????= 361060 hnL= 3660 400010??= 故動負荷 C= CP??????P= 16270=26150N[C] 安全 繩端固定裝置計算 根據(jù)鋼絲繩直徑為 ，由表 2311選擇壓板固定裝置（圖 41）并將壓板的繩槽改用 ? =40186。梯形槽。雙頭螺柱的直徑 M16。 圖 41繩端固定裝置 已知卷筒長度計算中采用的附加圈數(shù) Z0=2，繩索與卷筒繩槽間的摩擦系數(shù) f=。則在繩端固定處的作用力： S=faesmax= ??=2630N 壓板螺栓所受之拉力： P=1Sff? = ? =7560N 33 式中 f1—— 壓板梯形槽與鋼繩的換算摩擦系數(shù)。當(dāng) ? =40186。時： f1= sin cosff??? = 0 .1 50 .6 4 3 0 .1 5 0 .7 6 6??= 螺柱由拉力和彎矩作用的合成應(yīng)力： ZdMdZP???? 3121 4 ??? 式中 Z=2（螺柱數(shù)） d1=（螺紋內(nèi)徑） M? =S l=2630 =4730N cm（彎矩） 1 2 2 . 8 MP 47304 22 ?????? ??? 螺柱材料為 Q235，屈服極限 б s=240MPa，則許用拉伸應(yīng)力為：（由 [3]表 221取安全系數(shù) nⅡ =） [б ]l=??ns? = =150MPa ∵ б [б ]l ∴ 通過 34 第五章 橋式起重機吊鉤裝置的設(shè)計 吊鉤裝置時起重機最重要的一個承載部件。它要求強度足夠，工作安全可靠，轉(zhuǎn)動靈活，不會發(fā)生突然和鋼絲繩脫槽或楔在罩殼中等現(xiàn)象。 吊鉤裝置有長型和短型兩種。長型吊鉤裝置的構(gòu)造特點是：吊鉤裝在橫軸上，滑輪 裝在單獨的心軸上；而短型吊鉤裝置的特點是：吊鉤橫軸和滑輪心軸合二為一。長型吊鉤裝置的吊鉤較短；而短型吊鉤裝置的吊鉤較長。長型吊鉤裝置兩滑輪間距離要比短型吊鉤裝置的小些，故其卷筒也可以短些。由于長型吊鉤裝置上可裝平衡滑輪，故滑輪組的倍率可為偶數(shù)，也可為奇數(shù)。而短型吊鉤裝置上不能裝平衡滑輪，故其上的滑輪僅為偶數(shù)。由于長型吊鉤裝置本身的長度較大，故在相同條件，起升高度比短型的要小些。 吊鉤穿過橫軸與特制的圓螺母相連。在螺母與橫軸之間有推力滾動軸承，以保證吊鉤可繞其本身的垂直軸線轉(zhuǎn)動。螺母的下凸緣要罩住推力軸承，并 與橫軸上平面的凸環(huán)形成迷宮式密封，以防止灰塵等污物的侵入。吊鉤橫軸支撐在兩邊的拉板上，兩端用軸蓋或其他方式使橫軸固定，以防止橫軸沿軸向串動。但橫軸在兩側(cè)拉板孔內(nèi)可繞自身軸線自由轉(zhuǎn)動。 在滑輪和心軸之間安裝有滾動軸承，滑動軸承只有在平衡滑輪中才采用。一般在每個滑輪輪轂內(nèi)裝有兩個滾動軸承，這兩個滾動軸承可以使向心軸承也可以是向心推力軸承。優(yōu)勢在一個滑輪內(nèi)裝有一個螺旋滾柱軸，這種軸承更能吸收沖擊和振動。 在滑輪的兩個向心滾動軸承的內(nèi)外座圈之間，裝有兩個定位環(huán)。裝在軸上的定位環(huán)內(nèi)開有環(huán)形槽和幾個徑向通孔。裝在輪轂孔 上的定位環(huán)，是用來確定軸承在滑輪輪轂內(nèi)的位置，其側(cè)面與軸承外座斷面間應(yīng)留有 的間隙。 平衡滑輪因為不經(jīng)常轉(zhuǎn)動，一般不用滾動軸承而用滑動軸承。到那在一些大起重的吊鉤裝置中，考慮到平衡滑輪的頻繁擺動，因此也有采用滾動軸承，并且滑輪直徑也和其他工作滑輪一樣大。潤滑油可通過心軸的油孔，進入輪轂與心軸的接觸表面。 在滑輪心軸的兩端設(shè)有端蓋或止動插板，用來防止心軸的軸向串動。 將滑輪心軸與吊鉤軸連接起來的是拉板 2，它是受力很大的鋼板條。 在拉板之內(nèi)有夾板 3，擋在滑輪的外側(cè)面。在兩夾板的中間滑輪外圍有防護罩，罩殼 出用于放置滑輪上的鋼絲繩脫槽外，還有房子滑輪免受碰撞的作用。為了使鋼絲繩在滑輪與罩殼之間不致楔住，又不能使滑輪磨碰罩殼，因此在滑輪輪緣與罩殼之間留有間隙。間隙大小視鋼絲繩直徑而定，一般取鋼絲繩直徑的 ～ 。 35 滑輪的材料和卷筒的材料相同，一般用 HT150， HT200或 ZG230450,有時也用Q235的鋼板和型鋼焊接而成。 用于長型吊鉤裝置的吊鉤橫軸和拉板 吊鉤橫軸的計算： 吊鉤橫軸的初步確定： 通孔直徑： d1=d0+（ 2～ 5） mm 式中 d0—— 吊鉤頸 部上端的直徑。 座坑直 : 1 1D D mm?? 式中 D—— 推力軸承的外徑。 最大寬度： ? ?10 20B D m m?? 強度校核：橫軸受力按簡支梁及均布載荷考慮（如 [7]圖 512），并只進行靜強度校核。 橫軸中部最大計算彎矩為； 11 42jQ DML? ???????? 橫軸軸頸處的計算彎矩為： 22jjQ S SM? ?? 式中 Qj=φ2Q—— 計算載荷； φ2—— 動載荷系數(shù)，可由第二章圖 22查 得。 橫軸中部危險截面的曲應(yīng)力為： ? ?11 2MW?? ????? 橫軸軸頸處截面的彎曲應(yīng)力為： ? ?22 2MW?? ????? 式中 W1,W2—— 分別為計算截面處的抗彎截面模數(shù)； [σ]w—— 對于 45號鋼可取 ? ? w ??（ σs 為屈服限）。 為簡化計算起見，在進行橫軸靜強度校核時，也可以按簡支梁及集中載荷來確定最大計算彎矩。 36 軸頸和拉板之間的擠壓強度校核（夾板較薄可忽略不計），拉板和軸頸的平均擠壓應(yīng)力為： ? ?2 jj jQdS???? 式中 [σ]j為許用擠壓應(yīng)力，可取：工作時有相對轉(zhuǎn)動時 [σ]j= 56 ss ?? ? ；工作時無相對轉(zhuǎn)動時 [σ]j= 34 ss ?? ? 。對中小起重量取較小值，對大起重量可取較大值。 （ 2）拉板的計算 因夾板較薄，其承載作用可忽略不計，即假定全部拉力由拉 板承受，則 A1A2截面的平均拉應(yīng)力為： ? ? ? ?2 jl lQ kb d S????? 式中 k—— 應(yīng)力集中系數(shù)，可從圖 513中曲線查得； [σ]l—— 許用拉應(yīng) 力，對于 Q235可取 [σ]l= ? （ σs為材料屈服限）。 B1B2截面按照厚壁筒公式計算，軸孔內(nèi)表面拉應(yīng)力（切向）為： ? ?221 22424jB Q RddS R d?????? 式中 [σ]= 3s? 。 用于短型吊鉤裝置的橫軸 兩個滑輪的短型吊鉤裝置的橫軸。工作時鋼絲繩將滑輪提起，鋼絲繩的拉力經(jīng)滑輪傳到橫軸上。 強度計算時，考慮橫軸承受均布載荷，其橫軸中間的彎矩為： 0 1102 2 2 4jw Q l DM S S???? ? ? ? ????? 橫軸軸頸根部的計算彎矩為 2022jw QM S S???? ? ????? 截面模數(shù) W1,W2仍和長型吊鉤裝置的橫軸相同，其余的計算也和長型吊鉤裝置的 37 橫軸類似。至于推力軸承和向心軸承可按照機械零件課程介紹的方法進行。 題目：設(shè)計計算一套 8t 電動橋式起重機的吊鉤裝置。 已知數(shù)據(jù)：起重量 Q=8；起升速度 V=12m/min，雙聯(lián)滑輪組，倍率 ih=3；工作級別為 M5（ JC%=25）。 （ 1） 確定吊鉤裝置構(gòu)造方案 已知吊鉤裝置用于三倍率雙聯(lián)滑輪組，所以必須采用長型的構(gòu)造方案 (2)由 [3]表 1512選擇一個 8t 鍛造單面吊鉤，其基本尺寸如圖所示（圖 51），材料采用 20號鋼 圖 51 吊鉤 1． 吊鉤軸頸螺紋 M64處拉伸應(yīng)力： 112 2221. 1 80 00 0 33 .93. 14 5. 75444jl Q Q M Padd?? ?? ?? ? ? ?? 式中 d1—— 螺紋內(nèi)徑，由 [3]表 63查得 M64， d1= φ2—— 動力系數(shù)，由 [3]圖 22查得 φ2=。 由 [1]查得軸頸拉伸許用應(yīng)力： [σ]l=50MPa， σl＜ [σ]l故強度足夠 AA斷面的驗算： （ 1）圖解法求斷面重心，首先按比例繪出吊鉤的截面形狀圖及其曲率中心位置，并在下邊做出相應(yīng)的 LGK坐標(biāo)。用垂線將截面分為許多小格。再劃一垂線在斷面上均得兩個變數(shù) x和 y。若把每根垂線所得變數(shù)乘積 S=X Y為縱坐標(biāo)， X 為橫坐標(biāo)，繪出一點，并把各點連接起來，即得一條曲線。令在曲線下面的面積為 ?，則重心 C的橫坐標(biāo)為： 265200 4 7 .55600c fX F? ? ? （ 2）圖解法求系數(shù) K，（如 [7] 516圖 ） 由曲率中心 S 點與所作曲線上的 A點相連，再由 重心 C 點做 SA 的平行線 CB ，使其與相應(yīng)的垂線 AD 相交于 B點。如此，可將許多類似的 B點連成曲線，得面積 ?1各 ?2，即可算出系數(shù) k： 38 ? ? ? ?1222 5 1 0 2 5 5 0 . 0 9 15600k f fF? ? ? ? ? ? ? ? ? （ 3）計算 AA 截面上 1點的最大拉伸應(yīng)力： 11 1 . 1 8 0