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1 第 1 章 緒 論 1 1 項目的研究意義 在當今時代 任何一個具備完整工業(yè)體系的國家 都會有相當數(shù)量的制造 業(yè) 如汽車 機車 電力 船舶 航空航天 冶金礦山 石油化工 機床工具 通信 輕工 建材 家電 食品 儀器 儀表等 上述這些部門大多與機械工 業(yè)有關(guān) 有的是實質(zhì)上就是機械工業(yè) 它們都是用機械設(shè)備制造各種各樣的產(chǎn) 品 所以說機械工業(yè)是國民經(jīng)濟的裝備部 是國民經(jīng)濟的先導 是國家重要的 基礎(chǔ)工業(yè) 如果一個國家的機械工業(yè)水平不高 它生產(chǎn)的產(chǎn)品在國際市場上是 很難有競爭力的 也是很難立于世界民族之林的 美國是世界工業(yè)強國 70 年代美國曾認為制造業(yè)是 夕陽工業(yè) 經(jīng)濟重心應(yīng)由制造業(yè)轉(zhuǎn)向高科技產(chǎn)業(yè) 及服務(wù)業(yè)等第三產(chǎn)業(yè) 科研重理論成果 不重視實際應(yīng)用 政府不支持產(chǎn)業(yè)技 術(shù) 使美國制造業(yè)產(chǎn)生衰退 而同期日本重視制造技術(shù) 重視高素質(zhì)人才的培 養(yǎng) 注重將高科技成果應(yīng)用于制造業(yè) 加之嚴密的社會組織 很快把原來美國 占絕對優(yōu)勢的產(chǎn)業(yè)如汽車 照相機 家電 機床 復印機 半導體等變成自己 的主導產(chǎn)業(yè) 占領(lǐng)了世界市場 這很快引起了美國政界 科技界 企業(yè)界有識 之士的關(guān)注 為此 80 年代后期 美國政府和企業(yè)迅速組織調(diào)查 MIT 在調(diào) 查報告中指出 一個國家要想生活的好 必須生產(chǎn)的好 振興經(jīng)濟的出路在 于振興制造業(yè) 當前國際間 經(jīng)濟的競爭歸根到底是制造技術(shù)和制造能力的 競爭 鏜床是一種主要用鏜刀在工件上加工孔的機床 通常用于加工尺寸較大 精度要求較高的孔 特別是分布在不同表面上 孔距和位置精度要求較高的孔 如各種箱體 汽車發(fā)動機缸體等零件上的孔 所以對其進行合理設(shè)計 其意義 十分重大 1 2 國內(nèi)外的科技現(xiàn)狀 國外現(xiàn)狀 德國政府一貫重視機床工業(yè)的重要戰(zhàn)略地位 在多方面大力扶植 特別 講究 實際 與 實效 堅持 以人為本 師徒相傳 不斷提高人員素質(zhì) 在發(fā) 展大量大批生產(chǎn)自動化的基礎(chǔ)上 于 1956 年研制出第一臺數(shù)控機床后 一直 堅持實事求是 講求科學精神 不斷穩(wěn)步前進 德國特別注重科學試驗 理論 與實際相結(jié)合 基礎(chǔ)科研與應(yīng)用技術(shù)科研并重 企業(yè)與大學科研部門緊密合作 2 對用戶產(chǎn)品 加工工藝 機床布局結(jié)構(gòu) 數(shù)控機床的共性和特性問題進行深入 的研究 在質(zhì)量上精益求精 德國的數(shù)控機床質(zhì)量及性能良好 先進實用 貨 真價實 出口遍及世界 尤其是大型 重型 精密數(shù)控機床 德國特別重視數(shù) 控機床主機及配套件之先進實用 其機 電 液 氣 光 刀具 測量 數(shù)控 系統(tǒng) 各種功能部件 在質(zhì)量 性能上居世界前列 如西門子公司之數(shù)控系統(tǒng) 和 Heidenhain 公司之精密光柵 均為世界聞名 競相采用 國內(nèi)現(xiàn)狀 在產(chǎn)品開發(fā)上 國內(nèi)支柱企業(yè)重點放在數(shù)控機床上 年生產(chǎn)機床臺數(shù)和 數(shù)控機床所占比例逐年上升 據(jù)不完全統(tǒng)計 2004 年鉆鏜床行業(yè)共開發(fā)新產(chǎn) 品 81 種 其中數(shù)控機床新產(chǎn)品 61 種 占開發(fā)新產(chǎn)品的近 80 數(shù)控產(chǎn)品中在 國內(nèi)具有領(lǐng)先水平的有 36 種 包括車銑鏜等復合加工中心 高速 最高轉(zhuǎn)速 在 15000r min 至 36000r min 立 臥式加工中心 高速銑削中心 大型臥式 加工中心 工作臺尺寸 2000mm 4000mm 及以上 龍門式加工中心 龍門五面 龍門五軸 五軸聯(lián)動加工中心 高精度數(shù)控機床等 1 3 設(shè)計產(chǎn)品的用途和應(yīng)用領(lǐng)域 該產(chǎn)品主要用于加工尺寸較大 精度要求較高的孔 特別是分布在不同表 面上 孔距和位置精度要求較高的孔 如各種箱體 汽車發(fā)動機缸體等零件上 的孔 臥式鏜床的主軸水平布置并可軸向進給 主軸箱沿前立柱導軌垂向運動 工作臺可縱向或橫向運動 可鉆 擴 鉸 和鏜孔及車削內(nèi) 外螺紋 攻螺紋 車外圓柱面 端面及用端銑刀 圓柱銑刀銑平面等 1 4 設(shè)計方案 1 4 1 設(shè)計目標 研究內(nèi)容和擬解決的關(guān)鍵問題 設(shè)計目標 完成對 T611 型鏜床主軸箱體傳動設(shè)計以及尾柱設(shè)計 研究內(nèi)容 1 T611 鏜床主軸箱設(shè)計 2 T611 鏜床尾柱設(shè)計 解決的關(guān)鍵問題 T611 型鏜床主軸箱體傳動設(shè)計 1 4 2 設(shè)計方案 3 對 T611 型鏜床主軸箱體傳動設(shè)計以及尾柱設(shè)計 1 4 3 題目的可行性分析 當今世界 工業(yè)發(fā)達國家對機床工業(yè)高度重視 競相發(fā)展機電一體化 高 精 高效 高自動化先進機床 以加速工業(yè)和國民經(jīng)濟的發(fā)展 中國加入 WTO 后 正式參與世界市場激烈競爭 今後如何加強機床工業(yè)實力 加速數(shù) 控機床產(chǎn)業(yè)發(fā)展 實是緊迫而又艱巨的任務(wù) 1 4 4 本項目的創(chuàng)新之處 對主軸箱傳動進行優(yōu)化設(shè)計 提高生產(chǎn)效率和降低生產(chǎn)成本 第 2 章 機床總體設(shè)計 4 該型號鏜床是一種主要用鏜刀在工件上加工孔的機床 通常用于加工尺寸 較大 精度要求較高的孔 特別是分布在不同表面上 孔距和位置精度要求較 高的孔 如各種箱體 汽車發(fā)動機缸體等零件上的孔 臥式鏜床的主軸水平布 置并可軸向進給 主軸箱沿前立柱導軌垂向運動 工作臺可縱向或橫向運動 可鉆 擴 鉸 和鏜孔及車削內(nèi) 外螺紋 攻螺紋 車外圓柱面 端面及用端 銑刀 圓柱銑刀銑平面等 根據(jù)機床的精度等級和工作性能要求 構(gòu)思主傳動系統(tǒng) 初步擬定采用集 中傳動 采用三相異步電動機 經(jīng)分級變速箱實現(xiàn)主軸所需的各級轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)速 范圍 1 確定變速組傳動副數(shù)目 實現(xiàn) 18 級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動 2 1 確定電機 根據(jù)功率要求查表選取電動機型號 Y160M 4 11kw n 1460r min 2 2 機床布局 確定結(jié)構(gòu)方案 主軸傳動系統(tǒng)采用普通 V 帶 齒輪傳動 傳動型式采用集中傳動 主軸正反轉(zhuǎn)方向 制動采用能耗制動器 變速齒輪系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪 潤滑系統(tǒng)采用飛濺油潤滑 2 布局 采用臥式鏜床常規(guī)的布局型式 機床主要組成部件有床身 前立柱 主軸 箱 工作臺和后立柱等 此次設(shè)計主傳動系統(tǒng)包括 軸及相關(guān)部 件 第 3 章 主傳動系統(tǒng)設(shè)計 3 1 擬定結(jié)構(gòu) 5 1 確定變速組傳動副數(shù)目 18 3 3 2 2 確定基本組和擴大組 18 3 3 2139 3 驗算最后擴大組變速范圍 826 1 9 1 22 pxr maxR 所以符合設(shè)計原則 3 2 分配降速比 該鏜床主軸系統(tǒng)共設(shè)有四個傳動組 其中有一個是帶傳動 根據(jù)降速比 分配應(yīng) 前快后慢 的原則 確定各傳動組最小傳動比 u總 6 1min234 6105 E6536 26 1 3 3 繪制轉(zhuǎn)速圖 由 1 26 1 06 查表 4 2 1 文獻 13 轉(zhuǎn)速有4 31 5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 8 00 1000 1250 1600 6 3 4 確定齒輪齒數(shù) 利用查表法及各對齒數(shù)比求出個傳動組齒輪齒數(shù) 26 1 1 Z401 Z502 58 43 34 216 365 0560 7 1 26 87 Z537 Z428 58 109 9510 1 326 23172 3143 Z6 Z314 4126 65 2015796 變 速 組 一 二 三 齒 數(shù) 和 90 95 99 齒 輪 1Z2345Z6789Z1012Z3145Z16 齒 數(shù) 40 50 35 55 30 60 53 42 37 58 23 72 66 33 20 79 3 5 確定帶輪直徑 帶傳動是機械傳動學科的一個重要分支 主要用于傳遞運動和動力 它是 機械傳動中重要的傳動形式 也是電機設(shè)備的核心 聯(lián)接部件 種類異常繁多 用途極為廣泛 其最大的特點是可以自由變速 遠近傳動 結(jié)構(gòu)簡單 更換方 便 設(shè)計功率 由表 3 2 5 文獻 2 查得載荷修正系數(shù)dP 3 1 AK kw3 14 KA 8 查表 2 4 3 圖 2 4 1 文獻 1 取小帶輪基準直徑 mm120 d 大帶輪直徑由公式 求得 12 d mm498 06 1 2 d 3 6 驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 主軸各級實際轉(zhuǎn)速值由公式 cbadEun 1 2 實 其中 分別為第一 二 三變速齒輪傳動比 aubc1n 98 0246326 15 62 15 3 2 8 9 50 13n98 014626 5 162 63 14 23 79 65n98 01626 2 16 100 224 1 26 126 37n 98 016326 62 1 1 26 159 1824 9 1 26 200 59n 98 0214626 6 1 252 610 3 5 32 318 3 n98 024626 1 401 112 5 36 1 505 43n98 046326 12 636 8142 36 1 802 35n 98 0626 12 1 26 1010 91243 36 1 1 26 1273 87n98 0626 1 1 26 1604 918 24 3 轉(zhuǎn)速誤差 4 1 標 準 標 準實 際 n 10 所以轉(zhuǎn)速誤差表為 主軸轉(zhuǎn) 速 1n23 n45n67n89n 標準轉(zhuǎn) 速 r min 31 5 40 50 63 80 100 125 160 200 實際轉(zhuǎn) 速 31 56 39 8 50 1 63 1 79 6 100 2 126 3 159 1 200 5 10 r min 轉(zhuǎn)速誤 差 0 2 0 5 0 2 0 2 0 5 0 2 1 0 0 6 0 3 主軸轉(zhuǎn) 速 10 n12n134n1516n1718n 標準轉(zhuǎn) 速 r min 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 實際轉(zhuǎn) 速 r min 252 6 318 3 401 1 505 4 636 8 802 3 1010 9 1273 8 1604 9 轉(zhuǎn)速誤 差 1 0 1 0 0 3 1 1 1 1 0 3 1 1 1 9 0 3 易知轉(zhuǎn)速誤差滿足要求 3 7 繪制傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)傳動情況及齒輪分布情況 繪制傳動系統(tǒng)圖如下 11 12 第 4 章 估算傳動件參數(shù)并確定其結(jié)構(gòu)尺寸 4 1 確定傳動件轉(zhuǎn)速 由轉(zhuǎn)速圖可得各軸轉(zhuǎn)速及各齒輪轉(zhuǎn)速 傳動件 計算轉(zhuǎn)速 800 400 125 軸 1001Z 8002 6303 8004Z 5005 8006 4007Z 6308 8009 50010Z 315 齒 輪 400 13 12Z1253 80014 1600 5Z 125 16 31 5 4 2 確定主軸支承軸頸尺寸 參照圖 2 3 2 文獻 1 選取前支承軸頸直徑 100mm1D 后支承軸頸直徑 0 7 0 8 70 85mm21D 取 80mm 4 3 估算傳動軸直徑 mm 491 cnPd 其中 為軸危險截面的直徑 mm P 為該傳動軸的載入功率 kw P kw E 計算公式 軸 號 計算 轉(zhuǎn)速 cn傳動效率 輸入功率 P kw 允許扭 轉(zhuǎn)角 傳動軸長 估計軸直 花鍵軸尺寸N d D B 14 r min deg m 度 mm 徑 mm 800 0 96 10 56 1 5 400 35 0 8 36 42 7 400 0 96 0 995 10 51 1 5 400 41 6 8 42 48 8 491 cnPd 125 0 96 0 995 0 99 10 4 1 5 500 52 5 8 52 60 10 4 4 估算傳動齒輪模數(shù) 許用接觸應(yīng)力 0 96 查表 2 4 17 圖 2 4 8 文獻 1 HP Lim 得 1100N 2 由表 2 4 17 文獻 1 有 查圖 2 4 13 文獻 1 取FP Lim 518 N FP 2 查表 2 4 17 取齒寬系數(shù) b m 7 m 由圖 2 4 10 文獻 1 取 30 時 4 1 5ZFSY 23 時 4 24 1 20 時 4 345FS 按齒面疲勞強度 321 267HmcHPKuAnZ 按輪齒彎曲疲勞強度 15 31267FSFmcPKYAnZ 可得下表 傳 動 組 小 齒 輪 齒 數(shù) 比 1 齒 寬 系 數(shù) m 傳 遞 功 率 P 載 荷 系 數(shù) K 系 數(shù) HA 系 數(shù) F 許 用 接 觸 應(yīng) 力 P 許 用 齒 根 應(yīng) 力F 計 算 轉(zhuǎn) 速 cn 系 數(shù) FSY 模 數(shù) Hm 模 數(shù) F 選 取 模 數(shù) 第 一 變 速 組 5Z 30 2 7 10 56 1 61 1 1100 518 800 4 1 2 23 2 12 2 5 第 二 變 速 組 1Z 23 3 17 7 10 51 1 61 1 1100 518 400 4 24 3 22 2 94 3 5 第 三 變 速 組 15Z 20 4 9 10 4 1 61 1 1100 518 125 4 34 3 96 4 19 4 5 4 5 制動器的選擇與計算 選擇電機能耗制動方式 特點是制動比較平穩(wěn) 制動時間可以調(diào)整 簡化 16 機床結(jié)構(gòu) 但需要直流電源 功率大 設(shè)備復雜 由于電機制動采用電氣方法直接制動電動機使機床結(jié)構(gòu)簡化 制動器安裝 位置應(yīng)根據(jù)機床具體結(jié)構(gòu) 使用條件 綜合全面考慮來確定 一般情況下 力 爭將制動器安放在靠近主軸 或其他執(zhí)行元件上 且轉(zhuǎn)速較高 變速范圍較 小的軸上 可達到制動時間短 沖擊小 制動靈敏 結(jié)構(gòu)尺寸小 制動轉(zhuǎn)矩小 的綜合效果 因此將制動器放在 軸上 4 6 普通 V 帶的選擇與計算 計 算 內(nèi) 容 符 號 單 位 計算公式 計算過程 結(jié)果 設(shè) 計 功 率 dPkw 表 2 4 2 文獻dAKP 1 1 3 11dP14 3 帶 型 選 擇 mm 圖 2 4 1 文獻 1 120mm 1d r mm460En A 型 初 選 中 心 距 0amm 根據(jù)機床的布局及結(jié)構(gòu)方案 120120 7 dda 600 計 算 帶 的 基 0d L mm 0122 dda 06 1204 dL 1728 3 17 準 長 度 210 4da 2 140 6 選 擇 的 帶 的 基 準 長 度 dLmm 表 2 4 4 文獻 1 1800 實 際 中 心 距 amm 21 8dB 124ddLA 21 8dB 1 dalPZK 318 82 40 4 58B231 1 a 635 9 V 帶 輪 包 角 0a 1211sind 0 14080sin635 9 171 5合格 帶 速 vdL 16dnv 5 25m s 12046v 9 17 合格 帶 的 撓 1s 10 2 18 曲 次 數(shù) u104dmvL 1029 78u 合格 帶 的 根 數(shù) Z 1 aL PK 表 2 4 6 表 2 4 9 表 2 4 10 文 獻 1 4 3 1 9205 91 0Z 8 16 取 8 其中 表示接觸弧的包角修正系數(shù) aK 表示帶長修正系數(shù) L 4 7 幾何計算 計算 的尺寸 2Z 端面齒形角 20 ta 分度圓直徑 mm250 12dzm 齒頂高 mm ah 齒根高 mm1 253 fm 全齒高 mm 125 6afh 齒頂圓直徑 19 125 2 2 5 130 mm2aadh 齒根高直徑 125 2 3 125 118 75 mmff 中心矩 112 5 mm12 405 2 zma 同理算出 的幾何尺寸 4Z 20 ta mm452 137 5dzm mm ah mm1 253 f mm 125 6afh 137 5 2 2 5 142 5 mmd 137 5 2 3 125 131 25 mm2ffh 的幾何尺寸 6Z 20 ta mm602 51dzm mm ah mm1 253 f 20 mm2 531 625afh 150 2 2 5 155 mmd 150 2 3 125 143 75 mm2ffh 21 第 5 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計 5 1 帶輪設(shè)計 根據(jù) V 帶計算選用 8 根 A 型 V 帶 由于 軸安裝制動器及傳動齒輪 為 了改善它們的工作條件 保證加工精度 采用卸荷帶輪結(jié)構(gòu) 5 2 齒輪塊設(shè)計 齒輪采用滑移齒輪變速機構(gòu) 根據(jù)各傳動組的工作特點 第一擴大組的滑 移齒輪采用銷釘聯(lián)接裝配式結(jié)構(gòu) 基本組采用了整體滑移式齒輪 第二擴大組 由于傳遞轉(zhuǎn)矩較大 采用鏈接裝配式齒輪 所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花 鍵聯(lián)接 5 3 軸承選擇 為了簡化結(jié)構(gòu) 主軸采用了軸向后端定位的兩支承軸組件 前支承采用雙 列圓柱滾子軸承 后支承采用角接觸球軸承和推力軸承 為了保證主軸的回轉(zhuǎn) 精度 主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙 5 4 操縱機構(gòu) 為了適應(yīng)不同的加工狀態(tài) 主軸的轉(zhuǎn)速經(jīng)常需要調(diào)整 根據(jù)各滑移變速傳 動組的特點 分別采用了集中變速操縱機構(gòu)和單獨操縱機構(gòu) 5 5 潤滑系統(tǒng)設(shè)計 主軸內(nèi)采用飛濺式潤滑 卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式 5 6 密封裝置 為了保證密封效果 采用接觸密封 主軸直徑大 線速度高 采用非接觸 式密封 卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封以防止雜物進入 22 第 6 章 傳動件驗算 6 1 驗算軸彎曲剛度 1 受力分析 軸上的齒輪為滑移齒輪 根據(jù)本鏜床齒輪排列特點 主軸轉(zhuǎn)速為 100r min 時 軸受力變形最大 故采用此時的齒輪位置為計算位置 2 計算撓度 傾角 齒輪受力計算 齒輪 2z齒輪 9z 69 510PTn 2tFd cost ar 傳 遞 功 率 轉(zhuǎn) 速 傳 動 轉(zhuǎn) 矩 齒 輪 壓 力 角 齒 面 摩 擦 角 切 向 力 合 力 1F 在 X 軸 上 的 投 影 在 Z 軸 上 的 投 影 分 度 圓 直 徑 切 向 力 合 力 1F 在 X 軸 上 的 投 影 在 Z 軸 上 的 投 影 分 度 圓 直 徑 23 P kw n r min T N mm a r 1t F N N 1x N z N d mm 2tF N N 2x N z N d mm dmz 10 51630 15931820 6 2317 42578 3359 82554 3137 52460 52737 6 1515 2280 2129 5 6 2 花鍵鍵側(cè)擠壓應(yīng)力計算max28 jy jyTDdlNk 其中 為計算擠壓應(yīng)力jy 為許用擠壓應(yīng)力j 為花鍵軸傳遞的最大轉(zhuǎn)矩maxT 為花鍵軸的大徑D 為花鍵軸的小徑d 為花鍵的赤數(shù)N 為載荷分布不均系數(shù) 0 7 0 8kk 24 計算公式 最 大 轉(zhuǎn) 矩maxT N mm 花 鍵 軸 小 徑d mm 花 鍵 軸 大 徑D mm 花 鍵 數(shù)N 載 荷 系 數(shù)k 工 作 長 度l mm 許 用 擠 壓 應(yīng) 力 jy MPa 計 算 擠 壓 應(yīng) 力 jy MPa 結(jié) 論6max9 510cPTn ax28 jy jyDdlNk 250926 3 42 48 8 0 8 70 30 8 30 合格 6 3 驗算齒輪模數(shù) 按齒面接觸疲勞強 度 2231cos 1 267 AHPntvHaHn HEmPKumZZ 驗 算 公 式 按齒輪彎曲疲勞強 度 31AFntvFaFSFncP KY 計算內(nèi)容序 號 名 稱 符號 單位 計算用圖表或公式 計算過程 結(jié)果 1 齒 數(shù) Z 23 2 使 用 系 A K表 3 4 31 文獻 2 1 0 25 數(shù) HPK 表 3 4 32 文獻 2 0 84 3 功 率 系 數(shù) F 表 3 4 32 文獻 2 0 83Hn 表 3 4 33 文獻 2 0 97 4 轉(zhuǎn) 速 變 化 系 數(shù) FnK表 3 4 33 文獻 2 0 97HPntHPntHntK 0 84 0 97 1 27HPnt 1 03 5 變 動 工 作 用 量 系 數(shù) FPntKFPntFnt 0 83 0 97 2 02FPnt 取 1Ht HtK6 704105 1 27 6 工 作 期 限 系 數(shù) FtKmin60 pHtFtKN Ft6 2563102 02 7 名 義 切 向 力 tFN 71 90tcPn E t7 9 45 10 分 度 圓 26 6 26 8 圓 周 速 度 vm s max60cosnzv 6302 5v 9 動 載 系 數(shù) v K112 vtAKzvFb 21u 512 0 4 236 7 9 1 12 10 齒 向 載 荷 分 布 系 數(shù) K 1SMK 1 0 2 0 17K 1 37Ha 表 3 4 38 文獻 2 1 1 11 齒 間 載 荷 分 配 系 數(shù) FaK表 3 4 38 文獻 2 1 1 12 節(jié) 點 區(qū) 域 系 數(shù) HZ圖 3 4 7 文獻 2 2 5 彈 27 13 性 系 數(shù) EZ Nm表 3 4 39 文獻 2 189 8 14 接 觸 強 度 重 合 度 及 螺 旋 角 系 數(shù) Z 圖 3 4 8 文獻 2 0 9 15 許 用 接 觸 應(yīng) 力 HP N mm 2 HP LimVRZ 1200 0 89HP 1068 16 復 合 齒 形 系 數(shù) FSY插齒 滾齒查圖 3 4 10 文獻 2 剃齒 磨齒查圖 3 4 11 文獻 2 4 0 彎 曲 強 度 重 28 17 合 度 及 螺 旋 角 系 數(shù) Y 圖 3 4 12 文獻 2 0 8 18 許 用 齒 根 應(yīng) 力 FP N mm 2lim1 3FP 1 3 446FP 579 8 19 接 觸 強 度 模 數(shù) Hnmmm 3 24 20 彎 曲 強 度 模 數(shù) Fnmmm 3 31 6 4 滾動軸承驗算 根據(jù) 軸的受力狀態(tài) 分別計算出左 A 端 右 B 端 兩支承端支反 力 29 在 xoy 平面內(nèi) N215639 81530 4xxAFfbRl N74 6 9xBca 在 zoy 平面內(nèi) N2180 2165 315 9zZAFfbRl N 74 48 zBca 左 右端支反力為 N222530 9 60 AAR N64 8 3 BB 兩端支承受力相同 左端受力大 所以只驗算左端軸承 軸承驗算 30 疲勞壽命驗算 h 50 nhAHPl CfLTKF 計 算 公 式 靜負荷驗算 N 0oj 計算內(nèi)容序 號 名 稱 符號 單位 計算用表或公式 計算過程 結(jié)果 1 額 定 動 負 荷 C N 查軸承手冊 20000 2 速 度 系 數(shù) nf103cn 3 104nf 0 47 3 使 用 系 數(shù) AK表 2 4 19 文獻 1 1 0 4 功 率 利 用 系 數(shù) HP表 2 4 20 文獻 1 0 80 5 轉(zhuǎn) 速 變 化 系 HnK表 2 4 21 文獻 1 0 97 31 數(shù) 6 齒 輪 輪 換 工 作 系 數(shù) lK表 2 4 27 文獻 1 0 75 7 當 量 動 負 荷 FN 640 8 8 許 用 壽 命 Th 10000 9 壽 命 指 數(shù) 3 33 10 額 定 壽 命 hLh 將上述參數(shù)代入 公式 計算得 hL 6810T 合格 11 額 定 靜 負 荷 0CN 查軸承手冊 15200 12 安 全 表 2 4 32 1 2 32 系 數(shù) 0 K 文獻 1 13 當 量 靜 負 荷 0FN 0Fr 已計算求得 640 8 14 靜 負 荷 ojCN 0ojCKF ojC01 2640 879 合格 6 5 尾柱設(shè)計 尾柱安裝在床身的左端 它由后立柱和支架組成 支架用來支承懸伸較 長的刀桿 以增加刀桿的剛度 后立柱還可沿床身導軌作縱向移動 以調(diào)整位 置 尾柱的動力來源于主軸箱 通過安裝在床身導軌上的光杠 再經(jīng)由一對錐 齒輪傳遞過來 支架的上下移動是通過立柱上的絲杠來實現(xiàn)的 尾柱對于提高加工精度有很大作用 加工大型缸體 特別是對于加工深 孔 其高度為 1280mm 具體參數(shù)見圖 33 34 第 7 章 技術(shù)經(jīng)濟分析 技術(shù)與經(jīng)濟之間存在著極為密切的關(guān)系 它們既相互聯(lián)系 相互制約 又 相互促進 技術(shù)進步是推動社會發(fā)展的強大動力 經(jīng)濟條件是技術(shù)進步的必要 前提 技術(shù)經(jīng)濟分析就是研究怎么把一項技術(shù)政策 技術(shù)設(shè)施或技術(shù)方案在技 術(shù)上的先進性和經(jīng)濟上的合理性 有機結(jié)合起來 科學的加以評定 使之達到 完善統(tǒng)一的一門科學 制定機械加工工藝規(guī)程時 通常應(yīng)提幾種方案 這些方案都應(yīng)滿足工件的 設(shè)計要求 精度 表面質(zhì)量和其他技術(shù)要求 而其生產(chǎn)率和成本則有所不同 為了選取最佳方案 就必須要進行技術(shù)經(jīng)濟分析 工藝過程的技術(shù)經(jīng)濟分析有兩種方法 一是對不同的工藝過程進行成本的 分析和評比 二是按相對技術(shù)經(jīng)濟指標進行宏觀比較 經(jīng)濟性是機械產(chǎn)品的重要指標之一 從產(chǎn)品設(shè)計到產(chǎn)品的加工制造 應(yīng)始 終貫徹經(jīng)濟性原則 投資回收期計算 按動態(tài)投資回收計算 公式 0 1 TtKRAPititAPit 1 1tti 該鏜床初步定價為 20 萬元 預期年凈收益為 5 萬元 貼現(xiàn)率 12 0KRi 由表 7 1 3 文獻 2 12 且 20 5 4i0 有 A P 12 5 3 805 A P 12 6 4 1117 R0 KR 可見 5t 所以 43 8051T 35 5 0 64 5 64 年 經(jīng)過 5 64 年 能收回投資 圖紙聯(lián)系 QQ 81656512 36 第 8 章 綠色制造技術(shù) 機械制造業(yè)為社會生產(chǎn)機器的同時 也產(chǎn)生了大量的工業(yè)廢液 廢氣 固 體廢氣物等污染 隨著全社會保健意識的增長 企業(yè)家和技術(shù)人員也都意識到 若在延伸用這種粗放式的機械制造模式 將不利于整個行業(yè)和社會的可持續(xù)法 展 因此急需探索符合環(huán)保要求的節(jié)能 降耗 少污染的綠色機械制造模式 采取相應(yīng)的綠色模式 適應(yīng)社會發(fā)展的要求 綠色制造是龐大的系統(tǒng)工程是一 個綜合考慮環(huán)境影響和資源消耗的制造技術(shù) 它著眼在產(chǎn)品的制造過程中 對 環(huán)境的負面影響最小 與環(huán)境協(xié)調(diào)發(fā)展 促進企業(yè)經(jīng)濟效益和社會效益共同提 高的制造模式 目前機械制造工業(yè)存在的主要問題有 1 廢舊或閑置設(shè)備回收和再利用率較低 2 能源和原材料的浪費現(xiàn)象十分嚴重 3 環(huán)境保護意識在機制工業(yè)廠家頭腦中還比較淡薄尤其是一些中小企 業(yè)對環(huán)境的污染還比較嚴重 4 產(chǎn)品的回收利用率很低 近幾年開始開發(fā)的綠色制造 正是針對以上這些現(xiàn)象 提出綜合考慮環(huán)境 因素和資源利用效率的現(xiàn)代制造模式 傳統(tǒng)制造和綠色制造的最大區(qū)別就是傳 統(tǒng)制造只是根據(jù)市場信息設(shè)計生產(chǎn)和銷售產(chǎn)品 而其余就考慮得較少 綠色制 造則通過綠色生產(chǎn)過程 綠色設(shè)計 綠色材料 綠色設(shè)備 綠色工藝 綠色包 裝 綠色管理 生產(chǎn)出綠色產(chǎn)品 產(chǎn)品使用完以后再通過綠色處理后加以回收 利用 采用綠色制造能最大限度地減少對環(huán)境的負面影響 同時原材料和能源 的利用效率能達到最高 目前已經(jīng)頒布的 ISO9000 系列國際質(zhì)量標準和 ISO14000 國際環(huán)保標準更為綠色制造提供了廣闊的應(yīng)用空間 一 低物耗的綠色制造技術(shù) 原材料 尤其是一些不可再生的金屬材料 大量消耗 將不利于全社會的 可持續(xù)發(fā)展 因此 機械工業(yè)應(yīng)積極推廣資源消耗少的綠色技術(shù) 也就是在機 械制造中 優(yōu)化工藝方案 采用先進的加工技術(shù) 可采取以下綠色工藝技術(shù) 1 綠色材料 綠色設(shè)計與制造所選擇的材料既要有良好的適用性能 又 要與環(huán)境有較好的協(xié)調(diào)性 為此 可改善機械產(chǎn)品的功能 簡化結(jié)構(gòu) 減少所 用材料的種類 選用易加工的材料 低耗能 少污染的材料 可回收再利用的 材料 2 少無切削 隨著新技術(shù) 新工藝的發(fā)展 精鑄 冷擠壓等成型技術(shù)和 37 工程塑料在機械制造中的應(yīng)用日趨成熟 從近似成形向凈成形仿形發(fā)展 有些 成形件不需要機械加工 就可直接使用 不僅可以節(jié)約毛坯制造時的能耗 物 耗 也大大減少了產(chǎn)品的制造周期和生產(chǎn)費用 3 節(jié)水制造技術(shù) 水是寶貴的資源在機械制造中起著重要作用 但由于 我國北方缺水 從綠色可持續(xù)發(fā)展的角度 應(yīng)積極探討節(jié)水制造的新工藝 干 式切削就是一例 它可消除在機加工時使用切削液所帶來的負面效應(yīng) 是理性 的機械加工綠色工藝 它的應(yīng)用不局限于鑄鐵的干銑削 也可擴展到機加工的 其它方面 但要有其特定的邊界條件 如要求刀具具有較高的耐熱性 耐磨性 和良好的化學穩(wěn)定性 機床則要求高速切削 有冷風 吸塵等裝置 4 減少加工余量 若機件的毛坯粗糙 機加工余量較大 不僅消耗較多 的原材料 而且生產(chǎn)效率低下 因此 有條件的地區(qū)可組織專業(yè)化毛坯制造 提高毛坯精度 另一方面 采用先進的制造技術(shù) 如高速切削 隨著切削速度 的提高 則切削力下降 且加工時間短 工件變形小 以保證加工質(zhì)量 5 新型刀具材料 減少刀具 尤其是復雜 貴重刀具材料的磨耗是降低 材料消耗的另一重要途徑 對此可采用新型刀具材料 發(fā)展涂層刀具 6 回收利用 綠色設(shè)計與制造 非常看重機械產(chǎn)品廢棄后回收利用 它 使傳統(tǒng)的物料運行模式從開放式變?yōu)椴糠珠]環(huán)式 二 低能耗的綠色制造技術(shù) 機械制造企業(yè)在生產(chǎn)機械設(shè)備時 需要大量鋼鐵 電力 煤炭和有色金屬 等資源 隨著地球上礦物資源的減少和近期國際市場石油的不斷波動 節(jié)能降 耗已經(jīng)是不爭的事實 對此可采取以下綠色技術(shù) 1 技術(shù)節(jié)能 加強技術(shù)改造 提高能源利用率 如采用節(jié)能型電機 風 扇 淘汰能耗大的老式設(shè)備 2 工藝節(jié)能 改變原來能耗大的機械加工工藝 采用先進的節(jié)能新工藝 和綠色新工裝 3 管理節(jié)能 加強能源管理及時調(diào)整設(shè)備負荷 消除滴 漏 跑 冒等 浪費現(xiàn)象 避免設(shè)備空車運轉(zhuǎn)和機電設(shè)備長期處于待電狀態(tài) 4 適度利用新能源 可再生利用 無污染的新能源是能源發(fā)展的一個重 要方向 如把太陽能聚焦 可以得到利用輻射加工的高能量光速 太陽能 天 然氣 風扇 地熱能等新型潔凈的能源還有待于進一步開發(fā) 5 綠色設(shè)備 機械制造裝備將向著低能耗 與環(huán)境相協(xié)調(diào)的綠色設(shè)備方 向發(fā)展 現(xiàn)在已出現(xiàn)了干式切削加工機床 強冷風磨削機床等 綠色化設(shè)備減 少了機床材料的用量 優(yōu)化了機床結(jié)構(gòu) 提高了機床性能 不使用對人和生產(chǎn) 38 環(huán)境有害的工作介質(zhì) 三 廢棄物少的綠色制造技術(shù) 機械制造目前多是采用材料去除的加工方式 產(chǎn)生大量的切屑 廢品等廢 棄物 既浪費了資源 有污染了環(huán)境 對此可采取以下綠色技術(shù) 1 切削液的回收再利用 已使用過的廢乳化液中 一般含油 此外還含 有 S P 等化學添加劑 如直接排放或燃燒 則將造成嚴重的環(huán)境污染 綠色制 造對切削液的使用 回收利用或再生非常重視 2 磨屑二次資源利用 在磨削中 磨屑的處理有些困難 若采用干式磨 削 磨削處理則較為方便 由于 CBN 砂輪的磨削比較高 磨屑中很少有砂輪的 微粒 磨屑純度很高 可通過一定的裝置 搜集被加工材料的磨粒 作二次資 源利用 一臺機器的全生命周期要經(jīng)歷設(shè)計 毛坯制造 機械加工 熱處理 裝配 包裝 使用和維修 報廢回收等階段 每一個階段都與環(huán)境保護緊密相連 都 有可能造成環(huán)境污染 結(jié) 論 39 時光如水 畢業(yè)設(shè)計的完成代表大學生活的即將結(jié)束 同時也是對我四年 學業(yè)的綜合檢驗 本次我設(shè)計的是 T611 鏜床主軸箱傳動及后立柱 鏜床通常 用于加工尺寸較大 要求精度較高的孔 如各種箱體 汽車發(fā)動機等 對于一臺機床來講 主軸箱是其最重要的部件 它關(guān)系到傳遞各種轉(zhuǎn)速 扭矩 而再設(shè)計它的傳動系統(tǒng) 目的主要有 提高其工作效率 減少各種損耗 降低成本 減小噪音 盡管目前數(shù)控機床大量的使用 效率也大大高于普通機 床 但價格相對便宜的普通機床還是有其廣闊的市場 如何提高競爭就只能在 提高工作效率和降低成本上做文章 因此就有必要不斷地對設(shè)計進行改進 在近三個月的設(shè)計過程中 設(shè)計的每個過程 我都嚴格按照國家的標準進 行制圖和設(shè)計 同時也發(fā)現(xiàn)自己很多方面的不足 只有通過長期的實踐 通過 設(shè)計 生產(chǎn) 再設(shè)計 才能最終設(shè)計出滿意的產(chǎn)品 幾個月的設(shè)計 最大的收獲是對機械產(chǎn)品的研發(fā)有了很高的認識以及極大 的鍛煉了自己的自主設(shè)計能力 為以后步入工作崗位打下了很好的基礎(chǔ) 由于缺乏經(jīng)驗 在設(shè)計過程中難免會存在不合理之處 還請各位老師指出 深表謝意 40 參考文獻 1 李洪 機械制造工藝金屬切削機床設(shè)計指導 東北工學院出版社 1989 2 李洪 實用機床設(shè)計手冊 遼寧科學技術(shù)出版社 1999 3 成大先 機械設(shè)計手冊 化學工業(yè)出版社 2002 4 陳宏鈞 鏜工操作技能手冊 機械工業(yè)出版社 2004 5 劉維民 夏延秋 付興國 齒輪傳動潤滑材料 化學工業(yè)出版社 2005 6 齒輪手冊編委會 齒輪手冊 機械工業(yè)出版社 2001 7 張展 減速器設(shè)計選用手冊 上?？茖W技術(shù)出版社 2002 41 8 羅善明 余以直 郭迎福 諸世敏 帶傳動理論與新型帶傳動 國防工業(yè)出 版社 2006 6 9 張松林 軸承手冊 江西科學技術(shù)出版社 2005 10 朱孝錄 機械傳動裝置選用手冊 機械工業(yè)出版社 1999 11 卜炎 機械傳動裝置設(shè)計手冊 機械工業(yè)出版社 1999 12 王旭 王積森 機械設(shè)計課程設(shè)計 機械工業(yè)出版社 2003 13 杜君文 機械制造技術(shù)裝備及設(shè)計 天津大學出版社 1998 14 濮良貴 紀名剛 機械設(shè)計 高等教育出版社 2001 15 汪星橋 機床設(shè)計手冊 機械工業(yè)出版社 1986 16 陳于萍 互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ) 機械工業(yè)出版社 2000 17 王憲軍 趙存友 機械設(shè)計 哈爾濱工程大學出版社 2002 18 王知行 劉廷榮 機械原理 高等教育出版社 2004 19 張躍峰 陳通編著 AutoCAD2006 入門與提高 第 1 版 北京 清華大學 出版社 2006 20 陳于萍 互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ) 機械工業(yè)出版社 2000 21 李澄 吳天生 聞百橋 機械制圖 高等教育出版社 1998 22 Richard P Paul Robot Manipulators Mathematics Programming and Control MIT Press 1981 23 Sors L Fatigue Design of Machine Components Oxford Pergamon Press 1971 24 Richard P Groover Mitchell Weiss Roger N Nagel and Nicholas G Odrey Industrial Robotics Technology Programming and Applications Mcgraw Hill Book company 1989 42 附錄 1 NOVEL METHOD OF REALIZING THE OPTIMAL TRANSMISSION OF THE CRANK AND ROCKER MECHANISM DESIGN Abstract A novel method of realizing the optimal transmission of the crank and rocker mechanism is presented The optimal combination design is made by finding the related optimal transmission parameters The diagram of the optimal transmission is drawn In the diagram the relation among minimum transmission angle the coefficient of travel speed variation the oscillating angle of the rocker and the length of the bars is shown concisely conveniently and directly The method possesses the main characteristic That it is to achieve the optimal transmission parameters under the transmission angle by directly choosing in the diagram according to the given requirements The characteristics of the mechanical transmission can be improved to gain the optimal transmission effect by the method Especially the method is simple and convenient in practical use Keywords Crank and rocker mechanism Optimal transmission angle Coefficient of travel speed variation INTRODUCTION By conventional method of the crank and rocker design it is very difficult to realize the optimal combination between the various parameters for optimal transmission The figure table design method introduced in this paper can help achieve this goal With given conditions we can by only consulting the designing figures and tables get the relations between every parameter and another of the designed crank and rocker mechanism Thus the optimal transmission can be realized The concerned designing theory and method as well as the real cases of its application will be introduced later respectively 43 1 ESTABLISHMENT OF DIAGRAM FOR OPTIMAL TRANSMISSION DESIGN It is always one of the most important indexes that designers pursue to improve the efficiency and property of the transmission The crank and rocker mechanism is widely used in the mechanical transmission How to improve work ability and reduce unnecessary power losses is directly related to the coefficient of travel speed variation the oscillating angle of the rocker and the ratio of the crank and rocker The reasonable combination of these parameters takes an important effect on the efficiency and property of the mechanism which mainly indicates in the evaluation of the minimum transmission angle The aim realizing the optimal transmission of the mechanism is how to find the maximum of the minimum transmission angle The design parameters are reasonably combined by the method of lessening constraints gradually and optimizing separately Consequently the complete constraint field realizing the optimal transmission is established The following steps are taken in the usual design method Firstly the initial values of the length of rocker and the oscillating angle of rocker are given 3l Then the value of the coefficient of travel speed variation is chosen in the K permitted range Meanwhile the coordinate of the fixed hinge of crank possibly A realized is calculated corresponding to value K 1 1 Length of bars of crank and rocker mechanism As shown in Fig 1 left arc is the permitted field of point The GC2 coordinates of point are chosen by small step from point to point A2CG 44 The coordinates of point areA 1 02hyc 2 ARx where the step is increased by small increment within range 0 If the 0h H smaller the chosen step is the higher the computational precision will be is the R radius of the design circle is the distance from to d2CG 3 cos 2cos cs33 lRl Calculating the length of arc and the length of the bars of the 1A2 mechanism corresponding to point is obtained 1 2 1 2 Minimum transmission angle min Minimum transmission angle see Fig 2 is determined by the equations 3 i 45 4 32 214min cosll 5 32 214ax ll 6 maxmin180 where Length of crank mm 1l Length of connecting bar mm 2 Length of rocker mm 3l Length of machine frame mm 4 Firstly we choose minimum comparing with And then we record all min in values of greater than or equal to and choose the maximum of them min 40 46 Secondly we find the maximum of corresponding to any oscillating angle min which is chosen by small step in the permitted range maximum of is min different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation K Finally we change the length of rocker by small step similarly Thus we 3l may obtain the maximum of corresponding to the different length of bars min different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation Fig 3 is accomplished from Table for the purpose of diagram design 47 It is worth pointing out that whatever the length of rocker is evaluated the 3l location that the maximum of arises is only related to the ratio of the length of min rocker and the length of machine frame while independent of 3l4 3l 2 DESIGN METHOD 2 1 Realizing the optimal transmission design given the coefficient of travel speed variation and the maximum oscillating angle of the rocker The design procedure is as follows 1 According to given and taken account to the formula the extreme K included angle is found The corresponding ratio of the length of bars is 3l4 obtained consulting Fig 3 48 7 180K 2 Choose the length of rocker according to the work requirement the length 3l of the machine frame is obtained from the ratio 3l4 3 Choose the centre of fixed hinge as the vertex arbitrarily and plot an D isosceles triangle the side of which is equal to the length of rocker see Fig 4 3l and Then plot draw and make angle 21DC212CM N1 Thus the point of intersection of and is gained 902NM2C1 Finally draw the circumcircle of triangle 1P 4 Plot an arc with point as the centre of the circle as the radius The arc D4l intersections arc at point Point is just the centre of the fixed hinge of the GC2A 49 crank Therefore from the length of the crank 8 2 11ACl and the length of the connecting bar 9 12ll we will obtain the crank and rocker mechanism consisted of and Thus 1l234l the optimal transmission property is realized under given conditions 2 2 Realizing the optimal transmission desig