球面零件專用切削機床設計[機+電]

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Operation principle of main basis profile modelling turning of design plan of this dedicated device . Include the design of the bedside case and enter to the design of the organization. The bedside case wants satisfied 4 grades to change speed, and can apply the brake rapidly while changing the work piece . Enter to the organization including getting vertical, trough of slippery organizations of crank and type. The vertical , two horizontal directions of the lathe tool move and adopt the hydraulic pressure to urge , so the design systematic in hydraulic pressure influences the working performance of the lathe directly rationally. Among hydraulic pressure system, bed saddle slip sport direction of piece control by one's own 3 electromagnetic reversing valve of Stone separately, sport its speed install in each cylinder going back to transfer speed valve and 2 electromagnetic reversing valves 2 times jointly control oil passaging. Is it flow valve adjust systematic oil pressure , adjust number value after can be measured by the manometer to overflow. A fine dedicated device should reach : 1)Boost productivity and worker labor productivity, lighten worker work strong notably. 2)It is reliable that the work is steady, have long performance life. 3)Easy to maintain, with low costs. Verify according to theory above-mentioned schemes reach demanding basically. Keyword: copying lathe ； hydraulic pressure system ；PLC II 沈陽理工大學學士學位論文 第1章 球面車削專用設備總體設計 1 1.1被加工零件方案設計分析 1 1.2機床的運動的確定 1 1.3機床主要技術參數的確定 1 1.3.1主軸轉速的確定 1 1.3.2進給量的確定 1 1.3.3主運動驅動電動機功率的確定 1 第二章 主傳動設計 3 2.1主傳動的運動設計 3 2.1.1選定公比 3 2.1.2齒輪齒數的計算 4 2.2主傳動的結構設計 5 2.3各齒輪的設計計算 6 2.3.1齒輪接觸疲勞強度計算 6 2.3.2 確定主要幾何參數和尺寸 7 2.4主軸組件的設計 10 2.4.1主軸組件的功用 10 2.4.2主軸組件的基本要求 10 2.4.3主軸組件的布局 10 2.4.4主軸的設計計算 10 2.5傳動軸的設計計算 13 第三章 主軸箱展開圖的設計 13 3.1各零件結構和尺寸設計 13 3.1.1設計內容和步驟 13 3.1.2有關零件結構和尺寸的確定 13 3.1.3各軸結構的設計 15 3.1.4主軸組件的剛度和剛度損失的計算 16 3.1.5軸承的校核 18 3.2裝配圖的設計 20 第4章 液壓進給機構設計 20 4.1進給機構結構設計 20 4.2縱向進給液壓缸性能參數的計算 20 4.2.1縱向進給液壓缸主要尺寸的確定 20 4.2.2縱向進給液壓缸活塞桿的穩(wěn)定性驗算和強度校核 22 4.3橫向進給液壓缸主要參數的確定 23 第5章 液壓系統(tǒng)的設計 23 5.1液壓系統(tǒng)的組成 23 5.2 液壓缸的結構設計 23 5.3計算在各工作階段液壓缸所需流量 24 5.3.1縱向進給液壓缸 24 5.3.2橫向進給液壓缸 25 5.4油泵電機的選擇 25 第6章 電氣部分設計 25 6.1電氣設備概述 25 6.1.1電氣控制的主電路部分設計 26 6.1.2電氣控制的變壓系統(tǒng)部分設計 26 6.2 PLC在本課題中的應用 26 6.2.1采用PLC的控制對象分析 26 6.2.2選用和確定I/O設備 27 6.2.3選擇PLC的型號及I/O點數的分析 27 6.2.4控制程序設計 28 6.2.5上述控制程序中所應用列的主要元器件介紹 32 致 謝 33 參考文獻 35 2 沈陽理工大學學士學位論文 第1章 球面車削專用設備總體設計 1.1被加工零件方案設計分析 本次畢業(yè)設計我的課題是《球面車削專用設備設計》，指定的被加工零件為“螺桿保護帽”，零件圖見圖。工件的材料為鋼，被加工的部位是R90的球面，要求加工后表面粗糙度達到Ra6.3，年生產率為50萬件。由于其表面粗糙度要求不高，因此采用粗車加工一次走刀完成。 1.2機床的運動的確定 一般來說，工藝方法決定機床的運動。由上述分析確定出主軸回轉為主運動，由主電動機帶動，經床頭箱中齒輪傳動形成4級轉速；縱向進給液壓缸及橫向進給液壓缸形成縱、橫兩方向運動，由液壓泵電機帶動。 1.3機床主要技術參數的確定 1.3.1主軸轉速的確定 專用機床用于完成特定的工藝，當該工藝長期穩(wěn)定時，主軸只需一種固定的轉速，但某些專用機床為了工藝上有靈活性和留有一定的技術儲備（適應工藝的改變，采用先進刀具，加工其它類似的零件等），也要求主軸變速，但一般變速級數不多。因此，轉速范圍初定為350~700r/min。 1.3.2進給量的確定 由于主軸轉速為等比數列，因此進給量也為等比數列排布。該工序為粗車。由《新編車工計算手冊》表4-1取最大進給量=0.9mm/r,最小進給量為=0.6mm/r 1.3.3主運動驅動電動機功率的確定 電動機功率是計算機床零件和決定結構尺寸的主要依據。機床主運動驅動電動機功率，常采用計算和統(tǒng)計分析相結合的方法來確定。這里主要依據計算法。 機床主運動驅動電動機的功率N為： N=++ 式中：——消耗于切削的功率，又稱為有效工率（千瓦） ——空載功率（千瓦） ——載荷附加功率（千瓦） =V/6000 式中：——切削力的切削分力（牛） =Paf=200050.4=4000牛 V——切削速度（米/分） = V/6000=4000100/6000=6.7千瓦 （2）空載功率包括傳動件摩擦、克服空氣阻力等消耗的功率，它與有無載荷以及載荷的大小無關，而隨傳動件的增加而增大。 =（+C）(千瓦) 式中： K——系數，K=30~50之間，其中較小的值用于潤滑良好、運轉靈活的傳動件，取K=35 ——除主軸外所有傳動軸軸頸的平均直徑（厘米） =（4+4）/2=4（厘米） ——參加空運轉的各傳動軸轉速之和（轉/分） ——空運轉時主軸轉速（轉/分） =700（轉/分） C——系數，C= ——系數，對于滾動軸承=1.5 ——主軸直徑（厘米） 取9厘米 所以 C=1.59/4=3.375 因此 =354(1187+3.375700)/955000=0.52(千瓦) （3）載荷附加功率 是指加上切削載荷后所增加的傳動件摩擦功率,它隨切削功率的增加而增大。 =- 式中： ——主傳動鏈的機械效率 因此，主傳動驅動電動機功率為 N=++= ++(-) N=+ 粗略計算可用經驗公式 N= 式中： ——機床總機械效率，對于主運動為回轉運動的機床 =0.7~0.85 則：N===9.58（千瓦） 由《中小型電機選型手冊》表3-8選取主運動驅動電動機為Y180M-8型,功率11KW,轉速727r/min,效率87.5%,功率因數0.85,額定轉矩1.8N.mm,額定電流6.0A,凈重150kg。 第二章 主傳動設計 2.1主傳動的運動設計 機床的主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格尺寸等因數的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析。一般應滿足下述基本要求： （1）滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床的主軸有足夠的轉速范圍和轉速級數（對于主傳動為直線運動的機床，則有足夠的每分鐘雙行程數范圍及邊速級數）。傳動系設計合理，操作方便靈活、迅速、安全可靠等。 （2）滿足機床傳遞力要求。主電動機和傳動機構能提供和傳遞足夠的功率和扭矩，具有較高的傳動效率。 （3）滿足機床的工作性能的要求。主傳動中所有零、部件要有足夠的剛度、精度和抗振性，熱變形特性穩(wěn)定。 （4）滿足產品設計經濟性的要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節(jié)省材料。降低成本。 （5）調整維修方便，結構簡單、合理，便于加工和裝配。防護性能好，使用壽命長。 2.1.1選定公比 （1）本次課題中被加工的零件“螺桿保護帽”的年產量為50萬件，屬于大批量生產，對于此類專用機床，公比應取小一些，所以取公比為1.26 由前提可知：最高轉速為=700r/min , 最低轉速為=350r/min. 則變速范圍為=/=700/250=2 則變速級數為Z=1+=4 按標準轉速數列為350、441、556、700r/min （2）選擇結構式 1確定變速組的數目和各變速組中傳動副的數目 4=22 共需要兩個變速組 2確定不同傳動副數的各變數組的排列次序。 根據“前多后少”的原則，選擇4=22的方案 3確定變速組的擴大順序 根據“前密后疏”的原則，選擇4=22的結構式 4驗算變速組的變速范圍 最后擴大組的變速r==1.26=1.5876<8 在允許的變速范圍之內，因此選擇的公比合理。 （3）分配各變速組的傳動比 根據“前緊后松（前緩后急）”的原則，確定各變速組的最小傳動比，一般最后擴大組取極限傳動比。 各變速組所取最小傳動比如下： Ⅰ-Ⅱ軸之間= Ⅱ-Ⅲ軸之間= （4）畫轉速圖 2.1.2齒輪齒數的計算 根據各傳動副的傳動比，由《機械制造裝備設計》表3-6確定各齒輪齒數 Ⅰ-Ⅱ軸之間：== =1 取=38 =86 則=48 =43 =86 則=43 Ⅱ-Ⅲ軸之間：== =1 取=34 =88 則=54 =44 =88 則=44 2.2主傳動的結構設計 機床的主傳動是用來實現機床主運動的，它對機床的使用性能、結構和制造成本都有明顯的影響。因此，在設計機床的過程中必須給予充分的重視。 主傳動包括從動力源（電動機）至機床工作的執(zhí)行件（主軸或工作臺）等幾部分組成： （1）定比傳動機構 即具有固定的傳動比的傳動機構，用來實現降速或升速，一般常用齒輪、膠帶及鏈傳動等，有時也可采用聯軸帶直接傳動。本次課題中主電機與Ⅰ軸采用帶傳動，其余各軸間采用齒輪傳動。 （2）變速裝置 機床中的變速裝置有齒輪變速機構，機械無級變速機構以及液壓無級變速裝置等。本課題采用兩個雙列滑移齒輪變速。 （3）主軸組件 機床的主軸組件是執(zhí)行件，它由主軸、主軸支承和安裝在主軸上的傳動件等組成。本課題中主軸及與其相配的軸承和齒輪等見圖。 （4）開、停裝置 用來控制機床主運動執(zhí)行件（如主軸）的啟動和停止。通常采用離合器或直接開停電動機。本課題采用在電動機不停的狀態(tài)下通斷一個電磁離合器的方法來實現主軸的開、停。 （5）制動裝置 用來使機床主運動執(zhí)行件（如主軸）盡快的停止運動，以減少輔助時間，通常采用機械的、液壓的、電氣的或電動機的制動方式。本課題在傳動軸上安裝一個電磁式制動器來實現主軸的制動。 （6）操作機構] 機床的開、停、變速、制動等都需要通過操作機構來控制。本課題中機床的變速采用撥叉撥動滑移齒輪來實現，而開、停及制動均采用操作面板上的按鈕來控制相應的電磁閥來實現。 （7）潤滑與密封裝置 為了保證主傳動裝置的正常工作和使用壽命，機床須配有良好的潤滑裝置與可靠的密封裝置。 （8）箱體 用來安裝上述各組成部分。 2.3各齒輪的設計計算 2.3.1齒輪接觸疲勞強度計算 =34, =54 (1)確定公式內的各計算數值 1 =1.32 2計算小齒輪名義轉速 T=9.5510=9.5510N.mm=1.02310N.mm 3查表=0.8（齒寬系數） 4節(jié)點區(qū)域系數=2.5 5由表12-12查取彈性系數=189.8 6由圖12-20和圖12-21查得 =590mpa, =480mpa, =450mpa,=390mpa 7計算應力循環(huán)次數 =60kth=607001(2830010)=2.01610 ===1.610 8由圖12-22查取接觸疲勞強度壽命系數 =1, =1 9計算許用應力。 取失效概率為1%，接觸疲勞強度最小安全系數=1 ===590mpa ===480mpa (2)設計計算 1計算小齒輪分度圓直徑d =83.533mm 2圓周速度 v===3.06m/s 3確定載荷系數 =1 ==1 =1.14, =0.17 (=46.062) 所以== +=1.14+0.17=1.31 =39.07,=0.0193 所以=1+（=1.61874 k==11.618741.311=2.12 4按實際載荷系數校正小齒輪分度圓直徑計算值 ==83.533=98.323mm 2.3.2 確定主要幾何參數和尺寸 (1)模數 m===2.89 取整標準值為m=3 (2)分度圓直徑 =m=334=102mm =m=354=162mm (3)中心矩a=0.5m(+)=0.53(34+54)=132mm (4)齒寬 取==30mm 同理 =44,=44 =1.023N.mm ==2.016 =80.4259mm ===2.95m/s =1+(+0.0193)=1.696 k==11.6961.311=2.22176 ==80.4259=96.16mm (1)模數m===2.4取m=3 (2)分度圓直徑 =m=344=132mm =m=344=132mm (3)中心矩a=0.5m(+)=0.53(44+44)=132mm (4)齒寬 取==30mm =38,=48 =1.023N.mm =2.016 ==1.6 =83.533mm ===2.95m/s =1+(+0.0193)=1.49 k==11.491.311=1.9519 ==96.16=114.7mm (1)模數m===3.01 取m=3 (2)分度圓直徑 =m=338=114mm =m=348=144mm (3)中心距a=0.5m(+)=0.53(38+48)=129mm (4)齒寬 取==30mm =43,=43 =1.023N.mm ==2.016 =80.4259mm ===2.95m/s =1+(+0.0193)=1.696 k==11.6961.311=2.22176 ==80.4259=96.16mm (1)模數m===2.32 取m=3 (2)分度圓直徑 =m=343=129mm =m=343=129mm (3)中心距a=0.5m(+)=0.53(43+43)=129mm (4)齒寬 取==30mm 2.4主軸組件的設計 2.4.1主軸組件的功用 主軸組件是機床的執(zhí)行件。它的功用是支承并帶動工件或刀具，完成表面成形運動，同時還起到傳遞運動和扭矩、承受切削力和驅動力的作用。由于主軸組件的工作性能直接影響到機床的加工質量和生產率，因此它是機床中的一個關鍵組件。 2.4.2主軸組件的基本要求 對主軸組件總的要求是，保證在一定的載荷與轉速下，帶動工件或刀具精確而穩(wěn)定的繞其軸心線旋轉，并長期的保持這種性能。為此，主軸組件應滿足旋轉精度、剛度、抗振性、溫升及熱變形、精度保持性等方面的基本要求。 2.4.3主軸組件的布局 為提高剛度和抗振性，主軸組件采用三支承主軸軸承的配置型式。主軸前支承采用雙列向心短圓柱滾子軸承和兩個推力球軸承組合而成。松開右端螺母和左端緊定螺釘，擰動螺母，就可以調整軸承的徑向間隙或欲緊程度，同時兩推力球軸承也得到欲加負荷。調整后，擰緊螺母，并略松螺母使推力球軸承有適當間隙，最后將螺釘鎖緊。后軸承也采用雙列向心短圓柱滾子軸承，間隙用螺母調整，由螺釘鎖緊。用一只單列向心短圓柱滾子軸承作為中間輔助支承。 主軸上的兩個傳動齒輪布置在前中支承之間，為了減少主軸的彎曲變形和扭矩變形，盡可能縮短主軸受扭部分的長度，且將傳遞扭矩較大的齒輪放在靠近前支承端。 2.4.4主軸的設計計算 (1)由《金屬切削機床設計》表5-5選取主軸材料牌號為45鋼，調質熱處理，硬度為HB220~250,許用彎曲應力[]=55Mpa (2)由表5-12選取主軸前徑直徑=110mm 則主軸后軸徑為=（0.7~0.8）=0.7110=77mm 主軸的平均直徑為===93.5mm 取主軸的孔徑為d=60mm 校核壁厚 ==0.64在0.6~0.65在范圍內，所以主軸壁厚合格。 （3）主軸前端懸伸量a的確定 主軸懸伸量a指的是主軸前端面到前軸承徑向反力作用(中點或前徑向支承中點)的距離。它主要取決于主軸端部的結構、前支承配置和密封裝置的形式和尺寸，由結構設計確定。由于前端懸伸量對主軸部件的剛度、抗振性的影響很大，因此在滿足結構要求的前提下，設計時應盡量縮短該懸伸量。 由表5-14選取類型Ⅰ，即=1.1， 則懸伸量a=1.193.5=102.85mm （4）主軸主要支承間跨距L的確定 合理確定主軸主要支承見間的跨距L，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距越小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前軸端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前軸端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前端較大的位移。因此存在一個最佳跨距，在該跨距時，因主軸彎曲變形和支承變形引起主軸前端的總位移量為最小。一般取=(2~3.5）。但是在實際結構設計時，由于結構上的原因，以及支承剛度因磨損會不斷降低，主軸主要支承間的實際跨距L往往大于上述最佳跨距。 （5）主軸傳動件位置的合理布局 1傳動件在主軸上軸向位置的合理布局 合理布置傳動件在主軸上的軸向位置，可以改善主軸的受力情況，減小主軸變形，提高主軸的抗振性。合理布置的原則是傳動力引起的主軸彎曲變形要??；引起主軸前軸端在影響加工精度敏感方向上的位移要小。因此主軸上傳動件軸向布置時，應盡量靠近前支承，有多個傳動件時，其中最大傳動件應靠近前支承。 2驅動主軸的傳動軸位置的合理布局 主軸受到的驅動力相對于切削力的方向取決于驅動主軸的傳動軸位置。應盡可能將該驅動軸布置在合適的位置，使驅動力引起的主軸變形可抵消一部分因切削力引起的主軸軸端精度敏感方向的位移。 （6）按彎扭合成強度校核軸的強度 1繪制軸受力簡圖(圖a) 2繪制垂直面彎矩圖(圖b) 軸承支承反力 ===181.4N =+=1016+181.4=1197.4N 計算彎矩 截面c右側彎矩 ==1197.4=90.37N.m 截面c左側彎矩 ==181.4=13.69N.m 3繪制水平彎矩圖(圖c) 軸支承反力====1393N 截面c處彎矩==1393=109.35N.m 4繪制合成彎矩圖(圖d) ===148.4N.m ===121.43N.m 5繪制轉矩圖(圖e) T=9.55=9.55=297.14N.m 6繪制當量彎矩圖(圖f) 轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取=0.6,截面c處的當量彎矩為===237.62N.m 7校核危險截面的強度 ===3.25Mpa<55Mpa 2.5傳動軸的設計計算 (1)Ⅰ軸直徑的計算 D=108=108=37.3mm 取D=40mm (2)Ⅱ軸直徑的計算 D=108=108=37.3mm 取D=40mm 第三章 主軸箱展開圖的設計 主軸箱展開圖是反應各個零件的相互關系，結構形狀以及尺寸的圖紙，并以此為依據繪制零件工作圖。 3.1各零件結構和尺寸設計 3.1.1設計內容和步驟 通過繪圖設計軸的結構尺寸以及選出軸承的型號，確定軸的支點距離和軸上零件力的作用點，計算軸的強度和軸承的壽命。 3.1.2有關零件結構和尺寸的確定 傳動零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其他零件的結構尺寸是根據主要零件的位置和結構而定。 1） 傳動軸的估算 見前一節(jié) 2） 齒輪相關尺寸的計算 齒寬影響齒的強度。輪齒越寬承載能力越高。但如果太寬，由于齒輪的制造誤差和軸的變形，可能接觸不均，反而容易引起振動和噪聲，一般取齒寬系數=（6-10）m.這里取齒寬系數=10，則齒寬B=X m=10x3=30mm.各個齒輪的齒厚確定如表3-1. 表3-1 各齒輪的齒厚 齒輪 Z1 Z1’ Z2 Z2’ Z3 Z3’ Z4 Z4’ 齒厚 25 20 35 30 35 30 30 30 由計算公式； 齒頂： 齒根：得到下列尺寸表 齒輪的直徑決定了各軸之間的尺寸。各主軸部件中各個齒輪的尺寸計算如下表3-2 表3-2 各齒輪的直徑 齒輪 Z1 Z1’ Z2 Z2’ Z3 Z3’ Z4 Z4’ 分度圓直徑(mm) 48 136 225 90 144 171 66 249 齒頂圓直徑(mm) 52 140 231 96 150 177 72 255 齒根圓直徑（mm） 43 131 217.5 82.5 136.5 163.5 58.5 241.5 由表3-2可以計算出各軸之間的距離，現將它們列出如表3-3所示 表3-3 各軸的中心距 軸 I-II II-III 距離 230 160 3)確定齒輪的軸向布置 為避免同一滑移齒輪變速組內的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距應大于滑移齒輪的寬度。一般留有間隙1-2mm，所以首先設計滑移齒輪。 II軸上的滑移齒輪的兩個齒輪輪齒之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時，當模數在1-2mm范圍內時，間隙必須不小于5mm,當模數在2.5-4mm范圍內時，間隙必須不小于6 mm，且應留有足夠的空間滑移，據此選出三片齒輪間的間隙分別為d1=17.5mm,d2=15mm. 由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的兩個齒輪間的距離至少是60mm，現取齒輪間的間距為64mm和70mm. 4） 軸承的選擇及其配置 主軸組件的滾動軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號選用主要根據主軸的剛度，承載能力，轉速，抗振性及結構要求合理的進行選定。 同樣尺寸的軸承，線接觸的磙子軸承比點接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉速要低，多個軸承的承載能力比單個軸承的承載能力要大，不同軸承承受載荷類型及大小不同。為了 提高主軸組件的剛度，通常采用輕型或特輕型系列軸承。 通常情況下，中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承，或者成對圓錐滾子軸承，其結構簡單，但是極限轉速較低。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據軸向載荷的大小分別選用25度或15度的接觸角。軸向載荷為主且精度要求不高時，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時，選用向心推力軸承。 本設計的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉速高的要求，所以在選擇主軸軸承時，剛度和速度這兩各方面必須考慮。 3.1.3各軸結構的設計 Ⅰ軸的一端與帶輪相連，將Ⅰ軸的結構草圖繪制如圖3-2 圖3-2 Ⅱ軸其結構完全按標準確定，根據其周詳的尺寸可將結構簡圖繪制如圖3-3 所示： 圖3-3 3.1.4主軸組件的剛度和剛度損失的計算 最佳跨距的確定： 取彈性模量E=N/， D=（90+65）/2=77.5mm； 主軸截面慣距： 截面面積；A=3459.9 主軸最大輸出轉矩： 故總切削力為： 估算時，暫取即取270mm 前后支承支反力 取=1033000N/mm 則 則=225mm 因在上式計算中，忽略了ys的影響，故=225mm 主軸端部撓度的計算： 已知齒輪最少齒數為30，模數為3，則分度圓直徑為90mm‘ 則齒輪的圓周力： 徑向力： 則傳動力在水平面和垂直面內有分力為： 水平面： 垂直面： 去計算齒輪與前支承的距離為66mm，其與后支承的距離為384mm。 切削力的計算：已知車床拖板最大回轉直徑。 則主切削力： 徑向切削力： 軸向切削力： 當量切削力的計算： P=（a=B）/a＝3639對于車床 B=0.4=160mm 則水平面內： 垂直面內： 主軸端部的撓度計算： ， 傳動力的作用下，主軸端位移的計算公式見下式： 式中：“－”號表示位移方向上與力反向，b表示齒輪與前支承的距離，c表示齒輪與后支承的距離，將各值帶入，得 水平面內： 垂直面內： 則主軸最大端位移為： 已知主軸最大端位移許用值為＝0.0002L＝0.09mm 則<，符合要求。 主軸傾角的驗算： 在切削力p的作用下主軸前軸承處的傾角為： 水平面： 垂直面內： 傳動力Q作用下主軸傾角為： 水平面內：rad 垂直面內：rad 則主軸前軸承處的角為 垂直面內： rad 故符合要求。 3.1.5軸承的校核 齒輪受切向力 徑向力：；切削力F=1310N，徑向切削力 軸向切削力， 轉速n=4000r/min d=90mm 垂直面內的受力分析： 水平面內的受力分析： 故合力： 求兩軸承的軸向力:對70000AC型軸承 兩次計算的差值不大，因此，確定， 當量動載荷： 對兩軸承取X=1，Y=0； X=1，Y=0； 由載荷性質，輕載有沖擊故取 當量載荷： 。 因為所以可知其壽命 軸承也符合剛度要求。 3.2裝配圖的設計 根據主軸展開圖第一階段的設計，已將主軸部件的各個部分的零件確定下來，展開圖在設計中附。 第4章 液壓進給機構設計 4.1進給機構結構設計 進給傳動有機械、液壓與電氣等方式，機械傳動方式簡單可靠，目前在機床上用得最多.但是，由于液壓傳動工作平穩(wěn)，在工作過程中能無級變速,便于實現自動化，能很方便地實現頻繁往復運動，在同等功率情況下，液壓傳動裝置的體積小，重量輕,機構進湊,慣性小，動作靈敏，因此，目前在機床的進給傳動中得到廣泛應用。本機床的進給機構就采用液壓傳動. 4.2縱向進給液壓缸性能參數的計算 4.2.1縱向進給液壓缸主要尺寸的確定 （1）縱向進給液壓缸工作壓力的確定 液壓缸工作壓力主要根據液壓設備的類型來確定,對不同用途的液壓設備,由于工作條件不同,通常采用的壓力范圍也不同.設計時,可用類比法來確定。 縱向進給液壓缸的工作壓力初步確定為=2。 （2）液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定 F=P 式中 F——作用在活塞上的最大機械載荷,F約為2000N； P——作用在活塞上的實際工作載荷； ——液壓缸的機械效率，一般=0.9～0.97,取=0.95 則P==≈2105N 又P= 按液壓缸工作壓力=2,選取=0.48 則2105=［］5 得D=48.34mm 經圓整取液壓缸內徑D=50mm 則活塞桿直徑d=0.48D=0.4850=24mm. （3）縱向進給液壓缸壁厚δ和外徑的計算 液壓缸的壁厚δ由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知, 液壓缸的壁厚可按下面的公式計算: 式中 δ——液壓缸壁厚(mm)； D——液壓缸內徑（mm）； Py——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25～1.5）倍, 取Py=1.3P=1.3×2=2.6； ——缸筒材料的許用應力，其值為：鍛鋼=110～120；鑄鋼=100～110；無縫鋼管=100～110；高強度鑄鐵=60；灰鑄鐵=25。夾緊缸缸體材料為45鋼,采用模鍛進行鍛造,其許用應力=115。 則mm 取壁厚δ=10mm 則缸筒外徑50+10×2=70mm （4）縱向進給液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度,可根據執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，本機床液壓缸的實際工作最大行程為600mm。因此它的工作行程為600mm。 （5）縱向進給液壓缸缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋,其有效厚度t按強度要求可用下面公式進行近似計算。 式中 t——缸蓋有效厚度(mm)； D2—— 缸蓋止口內徑(mm)； 取D2=50mm d0——缸蓋孔的直徑(mm)； ——缸蓋材料的許用應力,其材料為HT200, =25。 夾緊缸缸蓋無孔,按公式(2.10)計算得: mm 取t=15mm （5）縱向進給液壓缸缸體長度的確定 液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和.缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的20～30倍。因此取縱向液壓缸缸體長度L為800mm。 4.2.2縱向進給液壓缸活塞桿的穩(wěn)定性驗算和強度校核 （1）活塞桿的穩(wěn)定性驗算 根據材料力學的理論,一根受壓的細長直桿,在其軸向負載Fr超過穩(wěn)定性臨界力Fk時,失去原有直線狀態(tài)下的平衡,稱為失穩(wěn)。 因此,受軸向壓力的活塞桿的穩(wěn)定條件可表示為: 式中 ——穩(wěn)定性安全系數,一般取=2～4，本設計取=2. 活塞桿的臨界力Fk,可按材料力學中下面公式計算： ==1068N 2000<=534N 因此活塞穩(wěn)定性合格。 （2）活塞桿強度校核 活塞桿強度的計算可由下面公式算出： 式中 d1——空心活塞桿內徑,對實心活塞桿d1=0； ——活塞桿材料的許用應力，其材料為45鋼，則=270。 則< =270 因此，活塞桿的強度滿足要求。 4.3橫向進給液壓缸主要參數的確定 根據縱向進給液壓缸的設計要求，可以算出橫向進給液壓的主要參數如下： 橫向進給液壓缸的工作壓力P=1.5MPa 橫向進給液壓缸內徑D=45mm 活塞桿直徑d=20mm 橫向進給液壓缸壁厚δ=8mm 外徑=56mm 橫向進給液壓缸工作行程為60mm 橫向進給液壓缸缸蓋厚度t=14mm 橫向進給液壓缸缸體長度L=200mm 第5章 液壓系統(tǒng)的設計 5.1液壓系統(tǒng)的組成 本液壓系統(tǒng)由從縱向進給液壓缸及橫向進給液壓缸兩大部分組成。液壓油從油缸流出后進入濾油器從而進入液壓泵，由液壓泵打出的油經溢流閥調節(jié)壓力，其壓力的調節(jié)結果可由壓力表查出。為防止油液倒流，用單向閥形成背壓。經過單向閥后，油路一分為二，分別進入縱向進給液壓缸部分和橫向進給液壓缸部分。 5.2 液壓缸的結構設計 液壓缸主要尺寸確定以后,就進行各部分的結構設計。主要包括:缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件不同,結構形式也各不相同。設計時根據具體情況進行選擇。 （1）缸體與缸蓋的聯接形式 缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關.本次設計采用法蘭連接。在鋼管的缸體上焊接上法蘭盤，再用螺釘與端蓋固緊。這種連接結構簡單，加工和裝拆都很方便。 (2)活塞與活塞桿的聯接 活塞與活塞桿的聯接主要有螺紋聯接和卡鍵聯接兩種。本設計采用卡鍵聯接。這種聯接的方法可以使活塞在活塞桿上浮動，使活塞與缸體不易卡住，它比螺紋聯接要好，但結構稍微復雜。 (3)活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構,包括活塞桿與端蓋導向套的結構,以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結構可以做成端蓋整體式直接導向,也可以做成與端蓋分開的導向套結構。后者導向套磨損后便于更換,所以應用較普遍。導向套的位置可安裝在密封圈的內側,也可以裝在外側。機床和工程機械中一般采用裝在內側的結構,有利于導向套的潤滑；而油壓即常采用裝在外側的結構,在高壓下工作時,使密封圈有足夠的油壓將唇邊張開,以提高密封性能。 活塞桿處的密封形式有O形、V形、Y形和Yz形密封圈.為了清除活塞桿處外露部分沾附的灰塵,保證油液清潔及減少磨損,在端蓋外側增加防塵圈。常用的有無骨架防塵圈和J形橡膠密封圈,也可用毛氈圈防塵。為了結構簡單,本設計采用防塵圈。 (4)活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處的密封圈的選用,應根據密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈?；钊盎钊麠U與密封腔體處的密封采用O形密封圈與Y形密封圈相配合使用進行密封。 (5)液壓缸的緩沖裝置 當液壓缸帶動工作部件作快速往復運動時,由于運動件的質量較大,運動速度較高,則在到達行程終點時,會產生液壓沖擊,甚至使活塞與缸筒端蓋之間產生機械碰撞。為了防止這種現象的發(fā)生，保證安全，應采取緩沖措施，在行程末端設置緩沖裝置。 (6)液壓缸的排氣裝置 液壓傳動系統(tǒng)往往會混入空氣，使系統(tǒng)工作不穩(wěn)定，產生振動、爬行或前沖等現象，嚴重時會使系統(tǒng)不能正常工作。因此，設計液壓缸時，必須考慮空氣的排除。液壓缸若無專用的排氣裝置，進、出油口應設在液壓缸的最高處，以便空氣能首先從液壓缸排出。 5.3計算在各工作階段液壓缸所需流量 5.3.1縱向進給液壓缸 (1)確定縱向進給液壓缸的三個工作狀態(tài)(快進、工進、快退)的速度 參考同類機床，確定縱向進給液壓缸的三種速度分別為: ==3m/min =40mm/min (2)確定相應的流量 由流量公式Q=VA算出 ==3.14() =0.018=18L/min ==3.14=0.024=24L/min ==3.14 =0.0024=2.4L/min 式中D為液壓缸內徑，d為活塞桿直徑 5.3.2橫向進給液壓缸 (1)確定橫向進給液壓缸的兩個工作狀態(tài)(工進、快退)的速度 參考同類機床，確定橫向進給液壓缸的兩種速度分別為: =3m/min =50mm/min (2)確定相應的流量 由流量公式Q=VA算出 ==3.14=0.019=19L/min ==3.14 =0.0026=2.6L/min 5.4油泵電機的選擇 本機床的油箱裝油約400升，油箱頂蓋上安裝一個電機用來驅動葉片泵，其吸油管的前端裝有濾油器，泵的壓力分別供機床的各部分使用。 （1）確定油泵的型號 因系統(tǒng)在縱向快退時所需流量最大，為Q=24L/min。因此,油泵的流量=1.1Q=1.1=26.4L/min 由第三章知，兩液壓缸中最大的工作壓力為P=2MPa 由液壓系統(tǒng)圖知 =3MPa（單向閥1MPa，背壓閥2MPa） =72 因此P++=2+3+0.36=5.36MPa 由及選取CB-B50型齒輪泵( 轉速1450轉/分) （2）確定油泵電機 油泵電機的功率N= 選用Y90L-4型三相異步電動機， 質量27kg. 第6章 電氣部分設計 6.1電氣設備概述 本機床的程序控制采用可編程序控制器，即PLC，程序的選擇可在電氣操作的轉換由要安裝在機床上的行程開關進行控制。 6.1.1電氣控制的主電路部分設計 本系統(tǒng)的主電路部分由三臺電機組成，所有電機均采用直接啟動，主軸電機由作為機床電源引入開關的熔斷器和熱繼電器作為短路保護和長期過載保護，油泵電機及冷卻電機也由各自的熔斷器和熱繼電器作短路保護及長期過載保護。 機床的電源為三相50赫茲380伏交流電，通過自動空氣短路器與車間電網相連接。 6.1.2電氣控制的變壓系統(tǒng)部分設計 根據PLC輸出端的特點，本系統(tǒng)共需以下四種電壓： （1）作為PLC電源的交流220伏 （2）線圈所需電源交流100伏 （3）電磁鐵所需電源直流24伏 （4）原點指示燈所需電源交流6.3伏 變壓系統(tǒng)的左右兩端均采用空氣斷路器作為短路保護及長期過載保護，其中直流24伏需要安裝整流器。 6.2 PLC在本課題中的應用 6.2.1采用PLC的控制對象分析 在本套專用設備中，PLC需控制以下部分的動作過程：拖板的縱向快進、工進、快退，滑塊及刀架的工進、快退，同時還需要控制主軸的啟動和停止等。機床的動作過程如下： 打開機床的電源后，按下啟動按鈕使主軸旋轉，滑塊及刀架所在的床鞍在縱向進給液壓缸的推動下進行縱向快進，當其上的擋塊撞上快進限位開關時，床鞍由快進改變?yōu)楣みM，并逐漸接近工件端面，當擋塊撞上工進限位開關時，縱向進給停止。同時橫向進給液壓缸啟動，其活塞桿通過鉸鏈拖動滑塊沿靠模的型槽進行運動，車削出球面。當滑塊上的擋鐵撞上橫向工進限位開關時，工進停止。床鞍快速后退到機床原點?；瑝K再快速退回到剛才的起點，由此，機床完成一個工件的加工循環(huán)。 該機床的控制方式分為自動和手動。其自動中各動作的連續(xù)由各相關位置的限位開關控制；而手動過程中各部分的動作由安放在床頭箱上方的電氣操作臺上的控制按鈕實現。 在加工過程中，若出現緊急情況，可以按下急停按鈕；同時，面板上還設置了復位按鈕，以便將仿形刀架及床鞍移回原點，當其到達原點時，面板上的原點指示燈將發(fā)亮，以發(fā)出到達原點的指示信號。 此外，機床的照明在接通機床電源的同時隨即打開。冷卻液由安放在操作面板上的按鈕控制。 6.2.2選用和確定I/O設備 根據上述對控制對象的分析，本機床所需的I/O設備及點數見下表： 信號 I/O設備 I/O點數 輸入 操作方式選擇旋轉開關 平動時運動方向選擇開關 位置檢測（縱快進、工進、快退、橫工進、快退） 按鈕（啟動、停止、復位、急停） 冷卻液開、關按鈕 2 5 5 4 2 輸出 電磁閥 原點指示 7 1 6.2.3選擇PLC的型號及I/O點數的分析 PLC機型選擇的基本原則是，在功能滿足的前提下，保證可靠、維護使用方便，以獲得最佳的性能價格比。PLC的型號種類很多，在選用PLC時還需考慮以下問題。 （1）選用規(guī)模適當的PLC 輸入、輸出點數是衡量PLC規(guī)模大小的重要指標。因此，在選用PLC時，首先要確保有足夠的I/O點數，并留有一定的余地，一般考慮10%~15%的備用量。另外，如果只是為了實現單機自動化或機電一體化產品，可選用小型PLC；若控制系統(tǒng)較大，I/O點數較多，被控制設備較分散，則可選用大、中型PLC。 （2）PLC的容量要滿足用戶要求 PLC用戶程序所需內存容量一般與開關量輸入輸出點數、模擬量輸入輸出點數以及用戶程序的編寫質量等有關。 對PLC用戶程序存儲器容量的估算，有以下經驗公式： 存儲器總字數=（開關量I/O點數10）+（模擬量點數150） 本系統(tǒng)中無模擬量，所以該公式變?yōu)椋? 存儲器總字數=(開關量I/O點數10)=2610=260 按經驗公式所算得的存儲器字數還要留有25%的余量，即 存儲器總字數為260（1+0.25）=325 （3）功能要相當、結構要合理 對只要求用于繼電器控制功能的系統(tǒng)，控制一臺或幾臺小設備，或者用于對原有設備的改造，加強完善其功能等場合，選擇一般小型機即可，若被控制對象是開關量和模擬量并存，則要選擇有相應功能的PLC。 此外，還要考慮PLC的結構。在單機自動化和一些小型控制系統(tǒng)中易選整體式PLC。 （4）輸入/輸出模塊的選擇 選擇哪一種功能的輸入輸出模塊和哪一種輸出形式，取決于控制系統(tǒng)中輸入輸出信號的種類、參數要求和技術要求。 輸入模塊分為直流5V/12V/24V/48V/60V幾種；交流115V/220V兩種。一般應根據現場設備與模塊之間的距離來選擇電壓的大小。本系統(tǒng)中選用直流24V。 輸出模塊按方式不同又有繼電器輸出、晶體管輸出和雙閘管輸出三種。對開關頻繁、低功率因數的感性負載，可使用晶閘管輸出（交流輸出）。繼電器輸出模塊承受過電壓和過電流的能力較強，價格比較便宜，但響應速度較慢，在輸出變化不是很快、很頻繁時，可優(yōu)先考慮使用。 6.2.4控制程序設計 因為在手動操作方式下，各種動作都是用按鈕控制來實現，其程序可獨立與自動操作程序而另行設計。因此，總程序可分為兩段獨立的部分:手動操作程序和自動操作程序。程序的總結構如圖。當選擇手動操作方式，則輸入點X407接通，其常閉觸點斷開，執(zhí)行手動程序，并由于X410的常閉觸點為閉合，則跳過自動程序段。若選擇自動操作方式，將跳過手動程序段而執(zhí)行自動程序。 （1）手動操作程序的設計 手動操作控制簡單，可按照一般繼電器控制系統(tǒng)的邏輯設計法來設計。手動操作的梯形圖如圖所示。 （2）自動操作程序設計 自動操作控制比較復雜，可先繪出控制流程圖（功能表圖），以表示程序執(zhí)行的順序和條件如下圖: 本例是一個按順序動作的步進控制系統(tǒng)，可以用一般PC都具有的位移寄存器編程，當然也可以用步進梯形指令編程，本例采用位移寄存器編程的方法設計自動程序。由流程圖可知，位移寄存器的M100~M105各位代表機床一個動作循環(huán)6步，當兩步之間的轉換條件得到滿足時，轉換到下一工步，即機床的動作前進一工步。 圖7中所示為自動操作程序的梯形圖。圖中，位移寄存器的數據輸入電路由M101~M110各位的常閉觸點與輔助繼電器M120的常開觸點串聯而成，位移信號由若干條串聯支路并聯后獲得，并經M100和T450的常開觸點接到SFT端，而位移寄存器的復位有兩條路，其一是急停信號X502直接復位，其二是通過X410的常開觸點與M106、X406的常開觸點串聯而提供復位信號。 自動操作程序的控制原理及工作過程分析如下： 當選擇連續(xù)工作方式，啟動后輔助繼電器M120接通，程序可自動循環(huán)。 1原點狀態(tài) 當進給機構處于原點，X405和X406是接通的。Y530線圈接通，原點指示燈亮。 2啟動 按下啟動按鈕，X400接通 ，使M120線圈通電并自保持，移位寄存器首位M100置“1”，Y430線圈接通，啟動電磁閥得電，執(zhí)行主軸旋轉動作。同時，計時器T450接通，延時3秒。 3縱向快進 當計時器T450延時3秒后，T450常開觸點閉合，發(fā)出移位信號，M100的“1”態(tài)移位到了M101。M101的常開觸點一方面接通Y434，使拖板縱向工進，另一方面啟動Y433，使拖板快速縱向進給。 應當提出的是，因M101的常閉觸點把移位寄存器的數據輸入端打開，M100由“1”變?yōu)椤?”。不難分析，在本程序中，移位寄存器的后一位總是把前一位置“0”，也就是說位移寄存器的各位中，總是只有一位的狀態(tài)為“1”。 4縱向工進 當床鞍縱向快進到位，撞上縱向快進限位開關X402時，其常閉觸點斷開，使縱向快進動作停止。同時X402的常開觸點閉合，發(fā)出移位信號，M101的“1”態(tài)移到了M102，M102的常開觸點閉合接通Y434，縱向工進開始。 5橫向工進 當床鞍縱向工進到位，撞上縱向工進限位開關X403時，其常閉觸點斷開，縱向工進動作停止。同時X403的常開觸點閉合，發(fā)出移位信號，M102的“1”態(tài)移到了M103，M103的常開觸點閉合，接通Y435，橫向工進開始。 6橫向工進終點延時 當橫向工進到位，縱向工進限位開關閉合，使輸入點X404接通，其常開觸點將計時器T451接通，延時3秒。 7縱向快退 當延時倒3秒后，其常開觸點閉合，發(fā)出位移信號，M103的“1”態(tài)移到了M104，其常開觸點一方面將Y436接通，使床鞍縱向后退，另一方面接通Y433，使床鞍縱向快速后退。 8橫向快退 床鞍縱向快退到位時，撞上縱向快退限位開關X405，其常閉觸點將Y436和Y433同時斷開，縱向快退停止。同時X405的常開觸點接通，發(fā)出移位信號，使M104的“1”態(tài)移到了M105，M105的常開觸點閉合，使Y437和Y433同時接通，橫向快退停止。 9回到原點 橫向快退到位后，其限位開關閉合，使輸入點X406接通，產生移位信號將M105的“1”態(tài)移到M106。發(fā)出復位信號，“1”態(tài)重新回到M100。至此，機床完成了一個周期的動作又回到原點，原點指示燈亮。 10主軸制動 當原點指示燈亮后，X405、X406均閉合，此時，若按下停止按鈕，X401常開觸點閉合，常閉觸點斷開，Y430斷電,Y431帶電，分別控制床頭箱中的兩個電磁離合器，使主軸迅速制動，此時可更換工件。 值得注意的是，為保證安全，只有當拖板退回到機床原點時，按下停止按鈕才可以使主軸停轉。 （3）編寫控制程序的語句表 手動和自動程序設計好后，按總程序結構框圖，將兩段程序嵌入，就可得到整個系統(tǒng)的應用程序。 根據這個總程序的梯形圖，編寫出語句表。 步序 指令 步序 指令 1 LDI X407 2 CJP 700 3 LD X400 4 AND X405 5 AND X406 6 ANI X401 7 OUT Y430 8 LD X401 9 OUT Y431 10 LD X411 11 AND X501 12 ANI X402 13 OUT Y433 14 LD X411 15 ANI X403 16 OUT Y434 17 LD X413 18 ANI X404 19 OUT Y435 20 LD X412 21 ANI X405 22 OUT Y436 23 LD X501 24 OUT Y433 25 ORB 26 LD X500 27 ANI X406 28 OUT Y437 29 LD X501 30 OUT Y433 31 ORB 32 LD X504 33 OR Y432 34 ANI X505 35 OUT Y432 36 EJP 700 37 LDI X410 38 CJP 700 39 LD X405 40 AND X406 41 OUT Y530 42 LD X400 43 AND X405 44 AND X406 45 OR M120 46 ANI X502 47 OUT M120 48 OUT T450 49 K 3 50 LD M120 51 ANI M101 52 ANI M102 53 ANI M103 54 ANI M104 55 ANI M105 56 ANI M106 57 OUT M100 58 LD M100 59 AND T450 60 LD M101 61 AND X402 62 ORB 63 LD M102 64 AND X403 65 ORB 66 LD M103 67 LD M103 68 AND T451 68 ORB 70 AND X405 71 ORB 72 LD M105 73 AND X406 74 ORB 75 SFT M100 76 LD M106 77 AND X406 78 AND X410 79 OR X502 80 RST M100 81 LD M100 82 ANI X401 83 OUT Y430 84 OUT T450 85 K 3 86 LD X401 87 ANI X405 88 ANI X406 89 OUT Y431 90 LD M101 91 ANI X402 92 OUT Y434 93 OUT Y433 94 LD M102 95 ANI X403 96 OUT Y434 97 LD M103 98 LDI X404 99 OUT Y435 100 LD X404 101 OUT T451 102 K 3 103 LD M104 104 OR X503 105 ANI X405 106 OUT Y436 107 OUT Y433 108 LD M105 109 OR X503 110 ANI X406 111 OUT Y437 112 OUT Y433 113 EJP 700 6.2.5上述控制程序中所應用列的主要元器件介紹 （1）輸入繼電器X 輸入繼電器是接收外部信號的窗口，它與PLC的輸入端子相連。PLC通過光電耦合器將外部輸入信號的狀態(tài)讀入并存儲在輸入映象寄存器中。輸入繼電