臥式銑床主傳動三維設(shè)計-X6132萬能升降臺銑床主軸箱設(shè)計【三維PROE】【9張CAD圖紙+說明書資料完整】

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DNC 直接數(shù)字化控制 使用 添加了從主機(jī)下載 向主機(jī)上傳 零件加工程序 的功能 主機(jī)匯集了零件加工程序 可以被看作是一個文件服務(wù)器 這些操作仍 然完全在位于機(jī)床附近的人工操作員的控制下 在某些情況下 在遠(yuǎn)距離的操作 者之間可能會使用郵件服務(wù)器 這一類 CNC 使用方式 除了能向服務(wù)器傳輸零件 加工程序和刀具描述符之外 與前一種使用并沒有本質(zhì)上的不同 第三種使用方式與柔性化加工有關(guān)而且可以自我說明 它向 CNC 提供完全的 遠(yuǎn)程控制 CNC 必須可以控制和調(diào)節(jié)刀具和零件 可以發(fā)送收集到的足夠的內(nèi)部信 息來報告 CNC 運(yùn)作狀態(tài) CNC 也要可以接受控制指令并最終實(shí)現(xiàn)與外部程序的同步 所有這些新功能帶來了一些重要的需要定義的問題 比如 任務(wù)概念 備注 88 但 由于這些并非本論文的主要目的 此處不再贅述 從第三類使用中 得到的一個 重要事實(shí)是 在柔性化制造中 由于人工操作者只在有維護(hù)任務(wù)時才直接面對 CNC 所以對 CNC 來說人機(jī)交互界面變得無用了 事實(shí)上 在一個柔性化的制造環(huán) 境中 操作 CNC 的必需部分只是執(zhí)行器 現(xiàn)在我們可以說我們的主要目標(biāo)就是找到一種可以滿足以上三種使用方式的 體系 CNC 設(shè)計修改 雙體結(jié)構(gòu) 之前的設(shè)計思路將整個 CNC 劃分成兩個主要的部分 控制臺和執(zhí)行器 控制 臺的目的是作為一個精細(xì)的人機(jī)交互界面或改進(jìn)的終端 執(zhí)行器的目的是控制加 工過程 嚴(yán)格意義上說 在柔性制造環(huán)境中 控制臺不是必須的 事實(shí)上所有 CNC 控制和決策的的智能是集中在控制器上的 因此創(chuàng)建了一種只帶有開 閉開關(guān)和急 停按鈕的黑盒子 控制臺和執(zhí)行器應(yīng)具備哪些具體功能 怎樣選擇必須有一些表 述清楚的標(biāo)準(zhǔn) 控制臺的基本要求包括下列的功能 顯示加工參數(shù) 以 CNC 標(biāo)準(zhǔn)代碼生成 顯示和編輯零件加工程序 生成 顯示和編輯刀具描述符 對零件編程提供圖形幫助工具 以永久形式存儲 硬盤 零件加工程序和刀具描述符 在 CNC 設(shè)置階段能輔助自動調(diào)節(jié)并顯示狀態(tài) 調(diào)整軸向控制器的參數(shù) 設(shè)置執(zhí)行器的設(shè)置參數(shù) 向執(zhí)行器載入工作指令 為日后分析顯示和存儲統(tǒng)計信息 運(yùn)行預(yù)設(shè)的測試程序以便執(zhí)行器為今后追逐已報告過的問題提供診斷計劃 可以打印出所有顯示或存儲的信息 建造一個控制臺的最常用方式是選擇一個微電腦 微電腦的操作系統(tǒng)和繪圖 工具箱搭載適當(dāng)軟件后能夠滿足先前提到的要求 作為一個獨(dú)立的單元 控制臺 可以很容易的獨(dú)立于執(zhí)行器進(jìn)行升級 以跟上加工方式的新發(fā)現(xiàn) 比如新的人機(jī) 界面理念 和新的技術(shù)革新 比如新的具有更好性能的硬件 此外 讓控制臺獨(dú) 立是通用化控制臺設(shè)計的第一步 這種狀況下的分析和對錯誤的診斷沒有進(jìn)行錯誤分析的基礎(chǔ)上 我們可以對 CNC 和 PLC 來說 控制臺扮演著相同的角色 在柔性化制造環(huán)境中 沒有操作員 機(jī)床獨(dú)立工作 執(zhí)行器包含所有適用于 柔性化制造環(huán)境所需要的功能 更準(zhǔn)確地說 執(zhí)行器的功能有以下三個基本要求 執(zhí)行要求 將以 CNC 標(biāo)準(zhǔn)代碼寫成的零件加工程序翻譯為機(jī)床可以理解和處理的中介代 碼 根據(jù)加工程序所選的機(jī)床修正加工軌跡 管理不同加工步驟地序列 控制輔助部件 如潤滑液 換刀裝置 生成加工軌跡 控制軸向進(jìn)給 與現(xiàn)場總線 如果存在 通信 管理要求 在加工過程中 以合適的方式存儲當(dāng)前和下一步任務(wù) 以更新機(jī)床描述符 比如更新加工時間信息數(shù)據(jù) 以半永久方式存儲設(shè)置參數(shù) 更新和管理包含標(biāo)記為報告事件信息的日志 在適當(dāng)時間進(jìn)行自動診斷 獨(dú)立工作所需的附加要求 與管理計算機(jī)通信 探測刀具損壞 測量刀具磨損 確認(rèn)刀具 管理和識別托盤 確認(rèn)和測量加工零件 這些要求顯示執(zhí)行器幾乎受制于硬件的實(shí)時約束 與控制臺相反 由于執(zhí)行 器內(nèi)在的復(fù)雜性 CNC 設(shè)計的訣竅就在于執(zhí)行器 處理這一部分必須小心 尤其在 設(shè)計它的結(jié)構(gòu)時 分析到這一步 有人會說網(wǎng)絡(luò)作為第三方 顯然就是 DNC 或遠(yuǎn)程控制使用 事實(shí)上 考慮到類似加工自動化協(xié)議 MAP 這樣的網(wǎng)絡(luò) 潛在的復(fù)雜性和稱作加 工信息規(guī)范 MMS 的應(yīng)用層所提供的服務(wù)似乎會帶領(lǐng)我們闡述這個命題 但即便 如此 這個想法不在本論文范圍之列 執(zhí)行器設(shè)計 傳統(tǒng) 方式 設(shè)計一個計算機(jī)數(shù)字控制器 CNC 的傳統(tǒng)方式是裝置分為三個實(shí)體 一個可 編程控制器 PLC 一個可以稱之為 CNC 控制器 CNCD 一個包含 CNC 軸向控制 器 PLC 的主要功能是管理不同的機(jī)床附件 軸 潤滑液 CNCD 的主要任務(wù) 是翻譯 CNC 國際標(biāo)準(zhǔn)代碼 向軸向控制器輸出移動量 以及處理操作者的動作并 執(zhí)行 PLC 和 CNCD 每個都包含 CNC 的一部分 單獨(dú)任何一個都不能進(jìn)行 CNC 的控 制 他們共同控制整個 CNC 為了獲得一個控制命令 觸發(fā)器 可以是 PLC 或者 CNCD 必須知道整個 CNC 系統(tǒng)的狀態(tài) 因此 PLC 和 CNCD 共享狀態(tài)數(shù)據(jù) 這些數(shù) 據(jù)處于一個公共的雙通道存儲器中 或者 在處于最差的情況下 這些數(shù)據(jù)一直 不斷在 PLC 和 CNCD 間交換 因而 這信息交換所需要的高速數(shù)據(jù)傳輸率會造成嚴(yán) 重阻塞 因?yàn)閭鬏數(shù)奈锢斫橘|(zhì) 通常是專用總線 必須有十分先進(jìn)的性能 通常 只有十分尖端的技術(shù)才能達(dá)到 1984 年 瑞士聯(lián)邦理工學(xué)院開始研發(fā) CNC 系統(tǒng)原 型時 這一現(xiàn)象不十分明顯 在 1987 年 7 月 他們設(shè)計并實(shí)現(xiàn)了第一臺基于 傳 統(tǒng) CNC 體系的原型 在那時 進(jìn)一步的分析發(fā)現(xiàn) 這個系統(tǒng)原型有著嚴(yán)重的信息 傳輸問題 因此 他們決定重新設(shè)計這個體系 并且研制第二個原型 驗(yàn)證些新 出現(xiàn)的想法 在深入研究信息傳輸問題之后 他們著手開始工作 執(zhí)行者 PLC 核心 一個主要基于 Gregotre87 和 Gregotre89 理論的研究表明 執(zhí)行中心可以 設(shè)計成一個大型的有限狀態(tài)機(jī) 時序安排呼叫服務(wù) 圖 1 相比于傳統(tǒng)的體系相 比 單實(shí)體控制執(zhí)行 執(zhí)行狀態(tài)整體集中于這個單實(shí)體中 這個方法解決了先前 所提到的共有數(shù)據(jù)問題 圖 1 FSM 的作用在于 保證了不同服務(wù)器之間的同步問題 FSM 控制執(zhí)行并且建立 了強(qiáng)勁的結(jié)構(gòu) 它可以在任何時候做出準(zhǔn)確的決定 使適當(dāng)?shù)姆?wù)器工作 從執(zhí) 行的角度看整個 FSM 可以被認(rèn)為是一種 PLC 的核心 服務(wù)器是一種相當(dāng)獨(dú)立的程序?qū)嶓w 有著自己的數(shù)據(jù)結(jié)構(gòu) 也可以與其他服 務(wù)器共享 并且擁有代表服務(wù)器狀態(tài)的數(shù)據(jù)信息 從原理上講 每臺服務(wù)器 應(yīng) 該由自己的處理器執(zhí)行指令 然而 一些實(shí)際理念上 遵循的是編組原則 即將 一些服務(wù)器編為一組 然后分配給每一組一個單獨(dú)的處理器 實(shí)際上 服務(wù)器概 念所包含的內(nèi)容比它本身更廣泛 它包括所有 CNC 執(zhí)行所能找到的所有任務(wù) 例 如 將部分用 ISO 編碼寫的程序翻譯成中間碼 出于工具尺寸和磨損問題的考慮 更正軌跡 進(jìn)給和控制軸板塊 設(shè)備數(shù)據(jù)設(shè)置管理 恢復(fù)與存儲 其中一些服務(wù)器運(yùn)行十分繁重的計算程序 給執(zhí)行這些程序的執(zhí)行器造成很 大的負(fù)載系數(shù) 這主要是由于這些服務(wù)器用數(shù)字運(yùn)算 如刀具修正器 或者分列 運(yùn)算法 如 ISO 編譯器 由于性能原因 一個特定程序執(zhí)行可以將任務(wù)分配到高 速的特殊控制板和復(fù)雜的硬件 假定這些控制板存在于 PLC 擴(kuò)展板范圍中 只需 要一個軟件去調(diào)試 所以 現(xiàn)在的 PLC 硬件經(jīng)過少許的調(diào)整 就可以重新使用 服務(wù)器 的準(zhǔn)確定義是研究中新的焦點(diǎn)領(lǐng)域 可以假設(shè) 為了更精確 每一 個服務(wù)器的規(guī)范必須是正式的 由于服務(wù)器可以視為 CNC 可再使用部件的種類 有一些要求必須注意 而 FSM 集合了這些 這也可能引導(dǎo)正式的技術(shù)描述 實(shí)踐執(zhí)行 為了證實(shí)我們的理論 我們計劃在第二個 CNC 原型中執(zhí)行新提出體系 所選 用的程序語言為 ADA 因?yàn)樗绦蚍€(wěn)定 并且簡便 全面的項(xiàng)目設(shè)計按照 OO 論執(zhí) 行 在所有的設(shè)計方法中 這是最適合 ADA 所有的功能 軟件的功能實(shí)體分部在遵循以下表中要求的硬件中 控制臺 IBM 的 PC VME 板 可能在將來被 UNIX 工作站代替 它可以執(zhí)行所有控制臺的 功能 執(zhí)行 MOTOROLA MVME 133 XT cpu 板 MC68020 25MHz 用于控制臺的通訊和耗時 服務(wù) ISO 編譯器 修正工具和 MSD 管理 MOTOROLA MVME 133 XT cpu 板 MC68020 25MHz 用于 FSM 執(zhí)行 輔助設(shè)備與現(xiàn) 場總線的通訊 一些 MOTOROLA MVME 133 XT cpu 板 MC68020 25MHz 用于軸的分類機(jī) 每一個板塊執(zhí)行一個以上分類機(jī) 確切的數(shù)量視結(jié)構(gòu)而定 這些板塊支持軸的服 務(wù)器 一些 TMS320C25 板塊 用于軸控制器 這些板塊 在日后升級之后被取消 由特 殊的數(shù)字伺服控制器代替 一個管理所有加工刀具傳感器和制動器的現(xiàn)場總線板塊 與軸有關(guān)的除外 這些最新的約束 暫時的 是由于現(xiàn)場總線存在與軸控制要求時間的延遲 詳情 可參考 baguette et al 91 所有的硬件集中在 VME 架上 所有的板塊通過同一個總線連接 因此所有執(zhí) 行板塊的信息交流通過共享內(nèi)存 服務(wù)器的響應(yīng) 使用一種特定的遠(yuǎn)程程序響應(yīng) 這是專門為實(shí)現(xiàn)實(shí)時控制研發(fā)的 這個運(yùn)行在主執(zhí)行板塊 FSM 的軟件和一種 PLC 中心軟件十分相似 所以 這個板塊可以方便的用 PLC 來替換 上述關(guān)于軸的分布式差補(bǔ)的要求不會產(chǎn)生與我們第一個原型一樣的問題 因 為 我們已經(jīng)采用了分散分類機(jī) 它執(zhí)行著如 Debourse87 所描述的概念 只 需要升級和調(diào)整 如 Decotignie91 所描述的 在寫這篇論文的時候 第二臺原型機(jī)已經(jīng)處于測試階段 但已經(jīng)達(dá)到完全的 功能 結(jié)論 新介紹的 CNC 體系結(jié)構(gòu)與傳統(tǒng)的 PLC 體系結(jié)構(gòu)相比 有很多的相似之處 這 證明了 CNC 也是一種 PLC 或者 更確切點(diǎn)說 是一種進(jìn)化了的 PLC 因?yàn)樗兄?許多更高級的功能 實(shí)際上 這個新的體系結(jié)構(gòu)可以和一個 PLC 中心一起執(zhí)行命 令 一個帶有可視為協(xié)處理器的 CPU 板 隸屬于 PLC 中心 執(zhí)行服務(wù)軟件 和 PLC 標(biāo)準(zhǔn)軸板塊執(zhí)行分散分類機(jī)軟件 附件 2 外文原文 復(fù)印件 寧 XX 大學(xué) 畢 業(yè) 設(shè) 計 論 文 臥式升降臺主傳動系統(tǒng)設(shè)計 所 在 學(xué) 院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學(xué) 號 指 導(dǎo) 老 師 年 月 日 II 摘 要 本設(shè)計著重研究臥式銑床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法 根據(jù)已確定的運(yùn)動 參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo) 擬定變速系統(tǒng)的變速方案 以獲得最優(yōu) 方案以及較高的設(shè)計效率 在機(jī)床主傳動系統(tǒng)中 為減少齒輪數(shù)目 簡化結(jié)構(gòu) 縮短 軸向尺寸 用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算 湊算法 計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計 方案 本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點(diǎn)的分析與研究 繪制零件工作 圖與主軸箱展開圖及剖視圖 關(guān)鍵詞 傳動系統(tǒng)設(shè)計 傳動副 結(jié)構(gòu)網(wǎng) 結(jié)構(gòu)式 III Abstract The design focuses on the design steps and design method for horizontal milling machine main drive system according to the movement determined parameters to the gearbox developed view of the total center distance as the objective to develop the program shift transmission system to obtain the optimal solution as well as more high design efficiency In the machine tool main drive in order to reduce the number of gear structure is simplified shorter axial dimension with the gear design approach is a spreadsheet hash algorithm to calculate cumbersome and difficult to find a reasonable design Based on the main drive system features triple sliding gear analysis and research working drawings and drawing parts headstock developed view and a sectional view Keywords transmission system design transmission deputy network architecture structure IV 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第 1 章 緒論 1 第 2 章 銑床參數(shù)的擬定 2 2 1 銑床主參數(shù)和基本參數(shù) 2 2 2 確定級數(shù)主要其他參數(shù) 2 2 2 1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 2 2 2 2 主電機(jī)功率 動力參數(shù)的確定 2 2 2 3 確定結(jié)構(gòu)式 2 2 2 4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 4 2 2 5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 4 2 3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 6 第 3 章 傳動件的計算 9 3 1 帶傳動設(shè)計 9 3 1 1 計算設(shè)計功率 Pd 9 3 1 2 選擇帶型 10 3 1 3 驗(yàn)證帶速并確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 10 3 1 4 確定中心距離 帶的基準(zhǔn)長度并驗(yàn)算小輪包角 11 3 1 5 確定帶的根數(shù) z 12 3 1 6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 12 3 1 7 確定帶的張緊裝置 12 3 1 8 計算壓軸力 13 3 2 計算轉(zhuǎn)速的計算 14 3 3 齒輪模數(shù)計算及驗(yàn)算 15 3 4 傳動軸最小軸徑的初定 18 第 4 章 主要零部件的選擇 20 V 4 1 軸承的選擇 20 4 2 鍵的規(guī)格 20 4 3 主軸彎曲剛度校核 20 4 4 軸承校核 21 4 5 潤滑與密封 21 第 5 章 摩擦離合器 多片式 的計算 22 5 1 結(jié)構(gòu)設(shè)計 23 5 1 1 展開圖設(shè)計 23 5 1 2 截面圖及軸的空間布置 24 5 2 零件驗(yàn)算 24 5 2 1 主軸剛度 24 5 2 2 傳動軸剛度 29 5 2 3 齒輪疲勞強(qiáng)度 32 第 6 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 35 6 1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容 技術(shù)要求和方案 35 6 2 展開圖及其布置 35 結(jié)束語 36 參考文獻(xiàn) 37 1 第 1 章 緒論 機(jī)床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù) 他們是運(yùn)動傳動和結(jié)構(gòu)設(shè)計的依據(jù) 影響到 機(jī)床是否滿足所需要的基本功能要求 參數(shù)擬定就是機(jī)床性能設(shè)計 主參數(shù)是直接反 映機(jī)床的加工能力 決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù) 如車床的最大加工直徑 一般 在設(shè)計題目中給定 基本參數(shù)是一些加工件尺寸 機(jī)床結(jié)構(gòu) 運(yùn)動和動力特性有關(guān)的 參數(shù) 可歸納為尺寸參數(shù) 運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù) 通用車床工藝范圍廣 所加工的工件形狀 尺寸和材料各不相同 有粗加工又有 精加工 用硬質(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具 因此 必須對所設(shè)計的機(jī)床工藝范圍和使 用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計 依據(jù)某些典型工藝和加工對象 兼顧其他的可能工藝加 工的要求 擬定機(jī)床技術(shù)參數(shù) 擬定參數(shù)時 要考慮機(jī)床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機(jī) 床的對比 使擬定的參數(shù)最大限度地適應(yīng)各種不同的工藝要求和達(dá)到機(jī)床加工能力下 經(jīng)濟(jì)合理 機(jī)床主傳動系因機(jī)床的類型 性能 規(guī)格和尺寸等因素的不同 應(yīng)滿足的要求也 不一樣 設(shè)計機(jī)床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì) 合理的方式滿足既定的要 求 在設(shè)計時應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析 一般應(yīng)滿足的基本要求有 滿足機(jī)床使 用性能要求 首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動特性 如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級數(shù) 滿足機(jī)床傳遞動力的要求 主電動機(jī)和傳動機(jī)構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩 具有較高 的傳動效率 滿足機(jī)床工作性能要求 主傳動中所有零部件有足夠的剛度 精度和抗 震性 熱變形特性穩(wěn)定 滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性要求 傳動鏈盡可能簡短 零件數(shù)目要少 以便節(jié)約材料 降低成本 題目 臥式升降臺主傳動系統(tǒng)設(shè)計 參數(shù) 規(guī)格尺寸 和基本參數(shù)如下 1 X6132 萬能升降臺銑床主軸箱設(shè)計 電機(jī)額定功率 p 4kw nmin 33 5r min nmax 1320r min 轉(zhuǎn)速級數(shù) z 17 電動機(jī)轉(zhuǎn)速 no 1440r min 公 比 1 26 2 第 2 章 銑床參數(shù)的擬定 2 1 銑床主參數(shù)和基本參數(shù) 銑床的主參數(shù) 規(guī)格尺寸 和基本參數(shù)如下 2 X6132 萬能升降臺銑床主軸箱設(shè)計 電機(jī)額定功率 p 4kw nmin 33 5r min nmax 1320r min 轉(zhuǎn)速級數(shù) z 17 電動機(jī)轉(zhuǎn)速 no 1440r min 公 比 1 26 2 2 確定級數(shù)主要其他參數(shù) 2 2 1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 依據(jù)題目要求選級數(shù) Z 17 1 26 1 064考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中 故 采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動 各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出 按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列 為 33 5 42 5 53 67 85 106 132 5 170 212 267 335 425 535 670 850 1060 13 20 2 2 2 主電機(jī)功率 動力參數(shù)的確定 合理地確定電機(jī)功率 N 使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能 滿足生產(chǎn)需要 又不致使電 機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素 根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為 4KW 可選取電機(jī)為 Y112M 4 額定功率為 4KW 滿載轉(zhuǎn) 速為 1440r min 2 2 3 確定結(jié)構(gòu)式 對于 Z 17 可按照將主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) 分解因子 可能的方案有 18Z 第一行 9218 29 第二行 3332 在上面的兩行方案中 第一行方案是由 11 對傳動副組成的兩個變速組 這兩個變 速組串聯(lián)構(gòu)成了主軸的 17 級轉(zhuǎn)速 這樣的方案能夠省掉一根軸 但有一個傳動組內(nèi)將 出現(xiàn) 9 個傳動副 假如用一個九聯(lián)滑移齒輪 那么軸向尺寸會增大 假如采用若干個 雙聯(lián)滑移齒輪與若干個三聯(lián)滑移齒輪組合使用 那么 為了防止各滑移齒輪同時嚙合 3 操縱機(jī)構(gòu)必須實(shí)現(xiàn)互鎖 綜上所述 第一行中的方案一般不采用 對于第二行中的三個方案 將出現(xiàn)三個變速組 每個變數(shù)組中有 2 個或者 3 個傳 動副 我們能夠采用雙聯(lián)或者三聯(lián)滑移齒輪來變速 該行方案中總的傳動副數(shù)最少 軸向尺寸較小 操縱機(jī)構(gòu)也相對簡單 因此 在主軸轉(zhuǎn)速為 18 級的分級變速系統(tǒng)設(shè)計 中 通常采用第二行中的方案 根據(jù)公式 可得 傳動件所傳遞的功率 P 與它的計算轉(zhuǎn)速 決定了傳cnPT 950 cn 遞轉(zhuǎn)矩 T 一般情況下 從電動機(jī)到主軸為降速傳動 即所謂的 近電機(jī)高轉(zhuǎn)速 從 而計算轉(zhuǎn)速 也較高 那么需要傳遞的轉(zhuǎn)矩就較小 尺寸也較小 根據(jù)傳動副的 前cn 多后少 原則 即將傳動副較多的變速組安排在靠近電動機(jī)處 這樣可以多些小尺寸 的零件 少些大尺寸的零件 不僅可以節(jié)省材料 還可以使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊 因此 對于第二行中的三種方案 我們通常采用 的方案 它表示該傳動系統(tǒng)是由2318 3 個變速組共 8 對傳動副組成 不包含可能的定比傳動副 在方案 中 由于基本組與擴(kuò)大組之間的排列順序不同 又將衍生出 6231 種不同的方案 6 種方案的結(jié)構(gòu)式如下 1 1268 2 31628 3 16218 4 31 5 9 6 93 在這 6 個方案中 首先應(yīng)對各個方案變速組的變速范圍進(jìn)行驗(yàn)算 在一般情況下 變速范圍最大的是最后一個擴(kuò)大組 所以只需要對最后一個擴(kuò)大組的變速范圍進(jìn)行校 驗(yàn) 設(shè)計機(jī)床的變速系統(tǒng)中 在降速傳動時 為了避免從動齒輪的直徑過大而使徑向 尺寸隨之增大 通常使傳動副的最小傳動比 在升速傳動中 防止產(chǎn)生過大4 1min 的噪聲與震動 通常使傳動副的最大傳動比 對于斜齒圓柱齒輪傳動比較平穩(wěn) 2ax 所以取 故 在一般情況下變速組的變速范圍應(yīng)滿足以下條件 5 2max i 10 8 minax r 在 這四種方案中 最后一個擴(kuò)大組都是 其變速范圍 1 2 3 4 63 max6 13 13 1 226 2 rrxp 4 所以不滿足傳動組的極限變速范圍要求 在 這兩種方案中 最后一個擴(kuò)大組都是 其變速范圍 5 6 92 826 19 22 xpr 滿足傳動組的極限變速范圍要求 根據(jù)中間軸變速范圍最小的原則 即 前密后疏 方案 為最佳方案 結(jié)構(gòu)式為 5 9318 2 2 4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 畫出結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下 變速系統(tǒng)共需 4 根軸 其中 軸為主軸 133 92 圖 3 1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) 2 2 5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 1 選擇電動機(jī) 采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機(jī) 2 繪制轉(zhuǎn)速圖 5 3 畫主傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù) 畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2 3 1 2 軸最小中心距 A 1 2min 1 2 Zmaxm 2m D 軸最小齒數(shù)和 S zmin Zmax 2 D m 6 圖 2 3 主傳動系統(tǒng)圖 2 3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 1 Sz 100 120 中型機(jī)床 Sz 70 100 2 直齒圓柱齒輪 Zmin 18 20 7 齒輪齒數(shù)的確定 變速組內(nèi)取模數(shù)相等 據(jù)設(shè)計要求 Zmin 18 20 齒數(shù)和 Sz 100 120 由表 4 1 根據(jù)各變速組公比 可得各傳動比和齒輪齒數(shù) 各齒輪齒數(shù) 如表 2 2 1 確定各變速組內(nèi)齒輪齒數(shù) 由以上確定的各個傳動比 根據(jù)參考文獻(xiàn) 1 表 5 2 有 a 變速組 1 a1i1 26ia2 1 58i2a3 時 58 60 62 64 66 68 70 72 74 76 a1zS 時 56 59 61 63 65 66 68 70 72 74 26ia z 7 時 57 59 60 62 65 67 70 72 73 75 1 58ia3 zS 可知 70 和 72 是共同適用的 可取 72 再由參考文獻(xiàn) 1 表 5 2 查出各z zS 對齒輪副中小齒輪的齒數(shù)為 36 32 和 28 則 28 4i3a 32 40zi2a 32 40i2a1 b 變速組 2 1 6b 1 58b2 3 175b3 時 70 72 74 75 77 79 81 82 83 84 2ib1 zS 時 70 72 73 75 77 78 80 82 83 85 58b2z 時 66 67 70 71 75 79 80 83 84 87 317ib zS 可取 83 查出齒輪齒數(shù)為 37 32 和 20 zS 46 37i2b1 32 51zi2b 20 63zi3b c 變速組 3 41i6c1 12i3c2 時 80 84 85 95 96 99 100 104 105 c1zS 時 92 93 95 96 98 99 101 102 104 2ic z 可取 99 查出齒輪齒數(shù)為 24 和 33 則 zS 24 75ic1 6 3zi2c2 8 9 第 3 章 傳動件的計算 3 1 帶傳動設(shè)計 輸出功率 P 4kW 轉(zhuǎn)速 n1 1440r min n2 670r min 3 1 1 計算設(shè)計功率 Pd edAdPK 表 3 3 工作情況系數(shù) AK 原動機(jī) 類 類 一天工作時間 h工作機(jī) 10 10 16 16 0 10 16 16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機(jī) 離心式水泵 通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī) 離心式壓縮機(jī) 7 5kW 輕型運(yùn)輸機(jī) 1 0 1 1 1 2 1 1 1 2 1 3 載荷 變動小 帶式運(yùn)輸機(jī) 運(yùn)送砂石 谷物 通風(fēng)機(jī) 發(fā)電機(jī) 旋7 5k 轉(zhuǎn)式水泵 金屬切削機(jī)床 剪床 壓力機(jī) 印刷機(jī) 振動篩 1 1 1 2 1 3 1 2 1 3 1 4 載荷 變動較 大 螺旋式運(yùn)輸機(jī) 斗式上料 機(jī) 往復(fù)式水泵和壓縮機(jī) 鍛錘 磨粉機(jī) 鋸木機(jī)和 木工機(jī)械 紡織機(jī)械 1 2 1 3 1 4 1 4 1 5 1 6 載荷 變動很 大 破碎機(jī) 旋轉(zhuǎn)式 顎式等 球磨機(jī) 棒磨機(jī) 起重機(jī) 挖掘機(jī) 橡膠輥壓機(jī) 1 3 1 4 1 5 1 5 1 6 1 8 10 根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn) 兩班工作制 16 小時 查 機(jī)械設(shè)計 P 296表 4 取 KA 1 1 即 1 4 kWdAedPK 3 1 2 選擇帶型 普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按 機(jī)械設(shè)計 P297 圖 13 11 選取 圖 3 2 根據(jù)算出的 Pd 4 4kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1 1440r min 查圖得 d d 80 100 可知 應(yīng)選取 A 型 V 帶 3 1 3 驗(yàn)證帶速并確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 由 機(jī)械設(shè)計 P 298表 13 7 查得 小帶輪基準(zhǔn)直徑為 80 100mm 則取 dd1 100mm ddmin 75 mm d d1根據(jù) P295表 13 4 查得 表 3 4 V 帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 mind 槽型 Y Z A B C D Emind 20 50 75 125 200 355 50021 240 1 0 14 267dd 由 機(jī)械設(shè)計 查 V 帶輪的基準(zhǔn)直徑 得 200mm2d 11 誤差驗(yàn)算傳動比 為彈性滑動率 210 2 41 1 di 誤 誤差 符合要求1 04 5i 誤 帶速 113v 7 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 3 1 7 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 13 3 1 8 計算壓軸力 由 機(jī)械設(shè)計 P303 表 13 12 查得 A 型帶的初拉力 F0 123 31N 上面已得到 165 17o z 3 則1a 1a165 72sin 32 sinN 3 62ooFz 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(jìn)行動平衡 對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)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(yīng) 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 槽型 項(xiàng)目 符號 Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5 3 8 5 11 0 14 0 19 0 27 0 32 0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1 6 2 0 2 75 3 5 4 8 8 1 9 6 基準(zhǔn)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 0 3 12 0 3 15 0 3 19 0 4 25 5 0 5 37 0 6 44 5 0 7 第一槽對稱面 至端面的距離 f min 6 7 9 11 5 16 23 28 14 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(yīng)的 基準(zhǔn)直 徑 d d 80 118 190 315 475 600 輪 槽 角 極限偏差 1 0 5 表 3 7 普通 V 帶輪的輪槽尺寸 摘自 GB T13575 1 92 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(shí)心帶輪 用于尺寸較小的帶輪 dd 2 5 3 d 時 如圖 3 2a 2 腹板帶輪 用于中小尺寸的帶輪 dd 300mm 時 如圖 3 2b 3 孔板帶輪 用于尺寸較大的帶輪 dd d 100 mm 時 如圖 3 3c 4 橢圓輪輻帶輪 用于尺寸大的帶輪 dd 500mm 時 如圖 3 3d a b c d 圖 3 3 帶輪結(jié)構(gòu)類型 根據(jù)設(shè)計結(jié)果 可以得出結(jié)論 小帶輪選擇實(shí)心帶輪 如圖 a 大帶輪選擇腹板帶輪如圖 b 3 2 計算轉(zhuǎn)速的計算 1 主軸的計算轉(zhuǎn)速n j 由公式 n n 得 主軸的計算轉(zhuǎn)速n j 127 031r min jmi 13 z 取100r min 2 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 15 軸3 400 r min 軸2 630 r min 軸1 800r min 2 確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 表 3 1 各軸計算轉(zhuǎn)速 3 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速 3 2 表 3 2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速 序號 Z1Z 2Z3Z 4Z5 n j800 800 630 630 400 3 3 齒輪模數(shù)計算及驗(yàn)算 1 模數(shù)計算 一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù) 選取負(fù)荷最重的小齒輪 按 簡化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計算 即 mj 16338 可得各組的模數(shù) 如321 jjmnuzP 表 3 3 所示 表 3 3 模數(shù) 2 基本組齒輪計算 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 齒數(shù) 32 40 28 56 24 48 分度圓直徑 96 120 84 168 72 144 軸 號 軸 軸 軸 計算轉(zhuǎn)速 r min 800 630 400 組號 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組 模數(shù) mm 3 3 3 5 16 齒頂圓直徑 102 126 90 174 78 150 齒根圓直徑 88 5 112 5 76 5 160 5 64 5 136 5 齒寬 24 24 24 24 24 24 按基本組最小齒輪計算 小齒輪用 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 硬度 241HB 286HB 平均取 260HB 大齒輪用 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度 229HB 286HB 平均取 240HB 計算如下 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算 接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為 jfsj MPauBnNKzm 1 02832 彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為 wswPaBYnz 10923 5 式中 N 傳遞的額定功率 kW 這里取 N 為電動機(jī)功率 計算轉(zhuǎn)速 r min jn m 初算的齒輪模數(shù) mm m 3 mm B 齒寬 mm z 小齒輪齒數(shù) u 小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比 壽命系數(shù) sK sTnNKq 工作期限系數(shù) T 17 mTCnK016 T 齒輪工作期限 這里取 T 15000h 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r min 1n 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù) 接觸載荷取 彎曲載荷取 0C0C710C612 m 疲勞曲線指數(shù) 接觸載荷取 m 3 彎曲載荷取 m 6 轉(zhuǎn)速變化系數(shù) 查 5 2 上 取 0 60nKnK 功率利用系數(shù) 查 5 2 上 取 0 78N N 材料強(qiáng)化系數(shù) 查 5 2 上 0 60q q 工作狀況系數(shù) 取 1 13K3K 動載荷系數(shù) 查 5 2 上 取 12 齒向載荷分布系數(shù) 查 5 2 上 1 1 1K Y 齒形系數(shù) 查 5 2 上 Y 0 386 許用接觸應(yīng)力 MPa 查 4 表 4 7 取 650 Mpa j j 許用彎曲應(yīng)力 MPa 查 4 表 4 7 取 275 Mpa w w 根據(jù)上述公式 可求得及查取值可求得 635 Mpa j j 78 Mpaww 3 擴(kuò)大組齒輪計算 第一擴(kuò)大組 齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z4 Z4 Z5 Z5 Z6 Z6 18 齒數(shù) 46 37 32 51 20 63 分度圓直徑 138 111 96 153 60 189 齒頂圓直徑 144 117 102 159 66 195 齒根圓直徑 130 5 103 5 88 5 145 5 52 5 181 5 齒寬 24 24 24 24 24 24 第二擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5 Z6 Z6 齒數(shù) 66 33 24 75 分度圓直徑 231 115 5 84 262 5 齒頂圓直徑 238 122 5 91 269 5 齒根圓直徑 222 25 106 75 75 25 253 75 齒寬 24 24 24 24 按擴(kuò)大組最小齒輪計算 小齒輪用 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 硬度 241HB 286HB 平 均取 260HB 大齒輪用 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度 229HB 286HB 平均取 240HB 同理根據(jù)基本組的計算 查文獻(xiàn) 6 可得 0 62 0 77 0 60 1 1 nKNqK3 1 1 m 3 5 355 2K1j 可求得 619 Mpa j j 135Mpa ww 3 4 傳動軸最小軸徑的初定 由 5 式 6 傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算 19 d 1 64 mm 4 Tn 或 d 91 mm 4njN 式中 d 傳動軸直徑 mm Tn 該軸傳遞的額定扭矩 N mm T 9550000 JnN N 該軸傳遞的功率 KW 該軸的計算轉(zhuǎn)速jn 該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角 01 各軸最小軸徑如表 3 3 表 3 3 最小軸徑 軸 號 軸 軸 最小軸徑 mm 35 40 20 第 4 章 主要零部件的選擇 4 1 軸承的選擇 I軸 與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012 II軸 對稱布置深溝球軸承6009 III軸 后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C 中間布置角接觸球軸承代號7012C 4 2 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格 BXL 10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格 N d 8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格 BXL 14X90 4 3 主軸彎曲剛度校核 1 主軸剛度符合要求的條件如下 a 主軸的前端部撓度 0 250 1sy b 主軸在前軸承處的傾角 rad 容 許 值 軸 承 c 在安裝齒輪處的傾角 容 許 值 齒 2 計算如下 前支撐為雙列圓柱滾子軸承 后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距 L 450mm 當(dāng)量外徑 de 21D m2851045 主軸剛度 因?yàn)?di de 25 285 0 088 0 7 所以孔對剛度的影響可忽略 21 ks 2kN mm3 44424 10 5 1 02 3 1034 aldAie 剛度要求 主軸的剛度可根據(jù)機(jī)床的穩(wěn)定性和精度要求來評定 4 4 軸承校核 610 1739hCLThnP 4 5 潤滑與密封 主軸轉(zhuǎn)速高 必須保證充分潤滑 一般常用單獨(dú)的油管將油引到軸承處 主軸是兩端外伸的軸 防止漏油更為重要而困難 防漏的措施有兩種 1 密封圈 加密封裝置防止油外流 2 疏導(dǎo) 在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?使油能順利地流回到油箱 22 第 5 章 摩擦離合器 多片式 的計算 設(shè)計多片式摩擦離合器時 首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸 如為軸裝式時 外摩擦片的內(nèi)徑 d 應(yīng)比花鍵軸大 2 6mm 內(nèi)摩擦片的外徑 D 的確定 直接影響離合 器的徑向和軸向尺寸 甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局 故應(yīng)合理選擇 摩擦片對數(shù)可按下式計算 Z 2MnK f b p 20D 式中 Mn 摩擦離合器所傳遞的扭矩 N mm Mn 955 955 3 0 98 800 1 28 N mm 41djn410510 Nd 電動機(jī)的額定功率 kW 安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 r min jn 從電動機(jī)到離合器軸的傳動效率 K 安全系數(shù) 一般取 1 3 1 5 f 摩擦片間的摩擦系數(shù) 由于磨擦片為淬火鋼 查 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 表 2 15 取 f 0 08 摩擦片的平均直徑 mm 0D D d 2 67mm b 內(nèi)外摩擦片的接觸寬度 mm b D d 2 23mm 摩擦片的許用壓強(qiáng) N p2m 1 1 1 00 1 00 0 76 0 8360t vKmz 基本許用壓強(qiáng) MPa 查 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 表 2 15 取 1 1 0t 速度修正系數(shù)v n 6 2 5 m s p 02D41 根據(jù)平均圓周速度 查 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 表 2 16 取 1 00 pv 接合次數(shù)修正系數(shù) 查 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 表 2 17 取 1 00 mK 摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù) 查 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 表 2 18 取 0 76 z 23 所以 Z 2MnK f b p 2 1 28 1 4 3 14 0 08 23 0 836 11 0D510267 臥式銑床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗 確定 一般取kP 0 4 0 4 11 4 4 kPdN 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q 可按下式計算 Q b N 1 1 3 14 23 1 00 3 57 0tp 2DvK267510 式中各符號意義同前述 摩擦片的厚度一般取 1 1 5 1 75 2 mm 內(nèi)外層分離時的最大間隙為 0 2 0 4 mm 摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性 摩擦系數(shù)大 耐高溫 抗膠合性 好等特點(diǎn) 常用 10 或 15 鋼 表面滲碳 0 3 0 5 mm 淬火硬度達(dá) HRC52 62 圖 3 5 多片摩擦離合器 24 5 1 結(jié)構(gòu)設(shè)計 5 1 1 展開圖設(shè)計 5 1 1 1 齒輪布置 主傳動系統(tǒng)采用集中傳動方式 將全部傳動和變速機(jī)構(gòu)集中在同一個主軸箱內(nèi) 結(jié) 構(gòu)緊湊 便于實(shí)現(xiàn)集中操縱 安裝調(diào)整方便 電機(jī)軸與電動機(jī)采用彈性柱銷聯(lián)軸器連 接 可一定程度降低定心精度要求 隔離點(diǎn)擊震動 5 1 1 2 主軸組件設(shè)計 圓錐滾子軸承能同時承受徑向和軸向載荷 成對使用具有軸承數(shù)量少 支撐結(jié)構(gòu)簡 單 軸承間隙調(diào)整方便的特點(diǎn) 主軸采用單列圓錐滾子軸承的前中支承為主端深溝球 軸承的尾端支承為輔的三支撐結(jié)構(gòu) 用中支撐左側(cè)的螺母同時調(diào)整前中兩個軸承的間 隙 5 1 2 截面圖及軸的空間布置 由于滑移齒輪軸心離箱體壁距離較大 且滑移行程較長 故采用撥叉沿導(dǎo)向桿滑動 來操縱滑移齒輪 擺動撥叉通過滑塊與滑動撥叉尾端的槽接觸 滑塊做圓弧運(yùn)動轉(zhuǎn)化 為撥叉的滑動 實(shí)現(xiàn)滑移 使用鋼球彈簧作為定位的手柄座可以使操作桿撥動到指定 位置即停下并鎖緊 方便工人操作 5 2 零件驗(yàn)算 5 2 1 主軸剛度 5 2 1 1 主軸支撐跨距 的確定l 前端懸伸量 主軸前端的懸伸長度 即從主軸外側(cè)前支撐中點(diǎn) 滾錐軸承及向心C 推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點(diǎn)處 到主軸前端的距離 這里選定 60mC 一般最佳跨距 考慮到結(jié)構(gòu)以及支承剛度會因磨損而不02 3 108 ml 斷降低 應(yīng)取跨距 比最佳支承跨距 大一些 一般是 的 倍 再綜合考慮結(jié)l0l1 25 構(gòu)的需要 本設(shè)計取 76l 5 2 1 2 最大切削合力 P 的確定 最大圓周切削力 須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定t 25 4 8 4 9 429510 dtjNPDn 其中 電動機(jī)額定功率 dNKWd 主傳動系統(tǒng)的總效率 為各傳動副 軸承的效率 總效 1 ni i 率 由前文計算結(jié)果 取 0 7 85 90 8 0 3 0 8 主軸的計算轉(zhuǎn)速 由前文計算結(jié)果 主軸的計算轉(zhuǎn)速為jn r min 92r mi 計算直徑 對于臥式銑床 為最大端銑刀計算直徑 對于工作jD jD 臺面積為 的臥式銑床 其端銑刀的計算直徑及寬度分別為201 j 6B 可以得到 429510 83921 7N7tP 驗(yàn)算主軸組件剛度時 須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的最大切削合力 P 對于臥式升降臺銑床的銑削力 一般按端銑計算 不妨假設(shè)本銑床進(jìn)給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機(jī)構(gòu) 應(yīng)采用不對稱順銑 則各切削 分力 同 的比值可大致認(rèn)為VPHatP 0 95372 8NVtP 41H 6 at 則 即 與水平面成20 983HVtPP 4 t P 角 在水平面的投影與 成 角 60 H5 5 2 1 3 切削力作用點(diǎn)的確定 設(shè)切削力 的作用點(diǎn)到主軸前支撐的距離為 Ps m scw 其中 主軸前端的懸伸長度 c60 對于普通升降臺銑床 wB 可以得到 12s 26 4 11 4 10 5 2 1 4 齒輪驅(qū)動力 Q 的確定 齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力 的作用而產(chǎn)生彎曲變形 當(dāng)齒輪為直齒圓柱Q 齒輪時 其嚙合角 齒面摩20 擦角 時 其彎曲載荷5 7 72 10 N mzn 其中 齒輪傳遞的全功率 取 NKW4 該齒輪的模數(shù) 齒數(shù) mz 該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速 n r in 可以得到 740 82 13 6KN392Q 5 2 1 5 變形量允許值的確定 變形量允許值 對普通機(jī)床前端撓度的允許值 目前廣泛 使用的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)0 y 0 2myl 其中 主軸兩支撐間的距離 l 76l 可以得到 0 20 52y 5 2 1 6 主軸組件的靜剛度驗(yàn)算 圖 4 4 主軸組件縱向視圖力的分布 27 4 12 圖 4 5 主軸組件橫向視圖力的分布 選定如圖的直角坐標(biāo)系 求各力同時作用下 前后軸承負(fù)荷的大小及其方向角 并 判定象限 建立方程組計算主軸前后支撐處的支反力 的 方向 Fxcoscos0PBQAFxFx 的 方向 yininyy 在 點(diǎn)的水平投影 MB coscs0AQPFxabb 在 點(diǎn)的垂直投影 iniy 可以得到 1653 4NAFx 238 46NAFy 0B751B 即 方向與 軸正方向夾角 2864NAF A 方向與 軸正方向夾角 753BxBF 前后軸承的負(fù)荷大小與支反力大小相同 方向相反 故前后軸承的負(fù)荷為 方向與 軸正方向夾角 AR125 6AR 方向與 軸正方向夾角 2B x93B 按軸承的合成負(fù)荷 計算軸承的彈性位移 R C 滾動軸承的徑向剛度是支承剛度的主要部分 支承剛度還包括軸承環(huán)與軸頸及箱體 孔的配合表面間的接觸剛度 預(yù)緊的滾動軸承可以提高剛度 計算時可以忽略軸承環(huán)與軸頸以及箱體孔之間的接觸剛度 僅以滾動軸承的游隙為 零時 承受徑向載荷來計算軸承的徑向剛度 圓錐滾子軸承的徑向剛度 0 9 801 93cosCizlR 其中 28 4 13 4 14 4 15 滾動體列數(shù) I 每列中滾動體數(shù) Z 滾子有效長度 0l m 軸承的徑向負(fù)荷 RN 軸承的接觸角 deg 可以得到 0 9 0 80 1 963162c0 52os1AC 4B 前后支承軸承的彈性位移 63 8 0 51 8mAAR 7230BBC 分別計算各作用力對彈性主軸前端 點(diǎn)產(chǎn)生的撓度 c 由簡單載荷下簡支軸的變形公式 軸自身變形引起的軸 點(diǎn)撓度公式c P 2 6cpslyEI Qmcqlab 其中 載荷力 PQ N 材料的彈性模量 鋼的 E52 10 MPa E 分別為軸的 的抗彎慣性矩 lsI ls 44 6IDd 可以得到 44 705 81792mlI 636s 可以得到 P25384 03107120 624989cpy Q56876 4m cq 共同作用下 點(diǎn)的撓度分解 10 24os 20 1cos75 820 19cxy 29 10 6sin25 70 14sin75 820 9mcy 將軸承的彈性位移分解為直角坐標(biāo)分量 并計算它對主軸前端 點(diǎn)產(chǎn)生的相應(yīng)撓度c 值 點(diǎn) A 3cos 147 9 180Ax in5my 點(diǎn) B 4cos93 67 2810Bx 3iny 在水平面 方向 點(diǎn)產(chǎn)生的撓度 x 2 0 318 027660cxy 在垂直面 方向 點(diǎn)產(chǎn)生的撓度 yc2 9 9 452cy 可以得到 24 10mcxy 389 將主軸組件前端 c 點(diǎn)在直角坐標(biāo)上的各分量進(jìn)行代數(shù)疊加后 再合成綜合撓度值 并計算其方向角 分量 4 332 910 9 2 810mcxy 3 287 合成 221 40cxcyy 方向角 artn 8 cycyx 由綜合撓度 可見 故主軸通過校核 0 c 5 2 2 傳動軸剛度 5 2 2 1 齒輪驅(qū)動力 Q 的確定 齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力 和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力 的作用aQbQ 30 4 16 而產(chǎn)生彎曲變形 當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪 其嚙合角 齒面摩擦角 時 20 5 72 其彎曲載荷 72 10 N mznQ 其中 該齒輪傳遞的全功率 取 N KW 3 58K 該齒輪的模數(shù) 和齒數(shù) mz 該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速 n r in 該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速 aj m 該軸輸出扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速 bj r i 由于軸 上有三種不同的驅(qū)動力和三種不同的驅(qū)動阻力 故驅(qū)動力具體的計算結(jié) 果在下文討論 5 2 2 2 變形量允許值的確定 齒輪傳動軸的抗彎剛度驗(yàn)算 包括軸的最大撓度 滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角 驗(yàn)算 其值均應(yīng)小于允許變形量 及 允許變形量可由參考文獻(xiàn) 4 查得 0 y 0 5 390 15ml 6rad 由參考文獻(xiàn) 3 知 對于傳動軸 僅需要進(jìn)行剛度計算 無須進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算 5 2 2 3 主軸組件的撓度驗(yàn)算 圖 5 4 傳動軸 II 載荷分布 其中 是變速組 1 的驅(qū)動力 且 3 個驅(qū)動力不能同時作用 123aaQ 是變速組 2 的驅(qū)動阻力 且 3 個驅(qū)動阻力不能同時作用 12b3b 可以得到 31 4 17 4 18 713 582 010 38NaQ 2 6 542733 58 10194 0a 對于輸出驅(qū)動阻力 由于各種情況轉(zhuǎn)速不定 故應(yīng)在選定校核用軸 速度以后計算 為了計算上的簡便 可以近似地以該軸的中點(diǎn)撓度代替最大撓度 其最大誤差不超 過 3 由參考文獻(xiàn) 4 若兩支承的齒輪傳動軸為實(shí)心的圓形鋼軸 忽略其支承變形 在 單位彎曲載荷作用下 其中點(diǎn)撓度 334 0 75 1 9 mlNxyDzn 其中 兩支承間的跨距 l m l 該軸的平均直徑 D36 ixal 齒輪 的工作位置至較近支撐點(diǎn)的距離 iaiz m 輸入扭矩的齒輪在軸的中點(diǎn)引起的撓度 y 輸出扭矩的齒輪在軸的中點(diǎn)引起的撓度 b 其余各符號定義與前文一致 可以得到 175 390 4ax 226 3 115b2 90 3x 342b 可以得到 31 490 58 78 7 0 16m605ay 32 26 57 32 4 19 4 20 4 21 3 33 490 58 706 7 17 0 21m625ay 故 引起的中點(diǎn)撓度最大 在計算合成撓度時使用 進(jìn)行計算 1aQaQ ay 此時軸 轉(zhuǎn)速為 5r min 可以得到 713 582 0974 15N0bQ 2 6 21 733 58 107 4b 可以得到 3 3149 58 015 7 0 m69by 20 72 213 349 58 0 4 17 0 5635by 故 引起的中點(diǎn)撓度最大 在計算合成撓度時使用 進(jìn)行計算 1bQ 2bQ 2by 由參考文獻(xiàn) 4 中點(diǎn)的合成撓度 2cos m hababyy 其中 被驗(yàn)算軸的中點(diǎn)合成撓度 hy 在橫截面上 被驗(yàn)算的軸與其前 后傳動軸連心線的夾角 驅(qū)動力 和阻力 在橫截面上 兩向量合成時的夾角 aQb 2 可以得到 2 1805 7218 6 可以得到 20 16 3 6 3cos 07mhy 由綜合撓度 可見 滿足要求 hy 由參考文獻(xiàn) 4 傳動軸在支承點(diǎn) A B 處的傾角 A B rad hyl 可以得到 33 4 22 4 23 4 24 4 25 30 17 3rad9AB 可見 滿足要求 故不用計算傳動軸在齒輪處的傾角 綜上 傳動軸 通過校核 5 2 3 齒輪疲勞強(qiáng)度 驗(yàn)算變速箱中齒輪強(qiáng)度時 選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的及齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)行 接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力計算 一般對高速轉(zhuǎn)動的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力 對低速轉(zhuǎn)動的 齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力 對硬齒面軟芯的滲淬火齒輪 一定要驗(yàn)算彎曲應(yīng)力 因而此 處僅驗(yàn)算 與 這對齒輪 23 87 由參考文獻(xiàn) 4 齒面接觸應(yīng)力 3123s201Mpa j jjKNZmuBn 齒根彎曲應(yīng)力 5123s9 aw wjY 其中 初算得到的齒輪模數(shù) m m 傳遞的額定功率 NKW 齒輪的計算轉(zhuǎn)速 jnr in 35 7 92r ij 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比 外嚙合取 號 內(nèi)嚙合取 u 1u 號 小齒輪的齒數(shù) Z 齒寬 B m 許用接觸應(yīng)力 由參考文獻(xiàn) 5 表 13 16 齒輪材料選用 45 鋼 j Mpa 高頻淬火 可得 1370j 許用彎曲應(yīng)力 w 280paw 壽命系數(shù) sKsTNnpK 工作期限系數(shù) T 106mTC 齒輪在機(jī)床工作期限 內(nèi)的總工作時間 對于中型機(jī)床的齒輪 s h 34 取 統(tǒng)一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)150 2hsT 150hsT 為 為該變速組的傳動副數(shù) 取 則 sp 2p 750hT 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 取 1n r min 106 rmin 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù) 對于鋼和鑄鐵件 接觸載荷取 彎曲載荷取0C 701C 62 疲勞曲線指數(shù) 接觸載荷取 彎曲載荷對正火 調(diào)質(zhì)及整體淬硬m3 件取 對表面淬硬 高頻 滲碳 氮化等 件取 9 可以得到 93670175026 5 1 42 062TK 功率利用系數(shù) 取 N 8NK 轉(zhuǎn)速變化系數(shù) 取 n 9 n 材料強(qiáng)化系數(shù) 取 p 0 可以得到 1 428 3760 8s 699K 齒向載荷分布系數(shù) 取 1K1 動載荷系數(shù) 取 2 2 工作狀況系數(shù) 考慮載荷沖擊的影響 主運(yùn)動 中等沖擊 取3 4 齒形系數(shù) 取 Y0 4 51Y 可以得到 387 3 40693 2012147 2Mpa27j 5290 1 8 0830435w 可見 jj 綜上 齒輪通過校核 35 第 6 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 6 1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容 技術(shù)要求和方案 設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件 傳動軸 軸承 帶輪 齒輪 離合器和制動 器等 主軸組件 操縱機(jī)構(gòu) 潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置 用 一張展開圖和若干張橫截面圖表示 課程設(shè)計由于時間的限制 一 0 般只畫展開圖 主軸變速箱是機(jī)床的重要部件 設(shè)計時除考慮一般機(jī)械傳動的有關(guān)要求外 著重 考慮以下幾個方面的問題 精度方面的要求 剛度和抗震性的要求 傳動效率要求 主軸前軸承處溫度和溫 升的控制 結(jié)構(gòu)工藝性 操作方便 安全 可靠原則 遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則 主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機(jī)床設(shè)計的重點(diǎn) 由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜 設(shè)計中不可避免要 經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改 在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖 目的是 1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案 2 檢驗(yàn)傳動設(shè)計的結(jié)果中有無干涉 碰撞或其他不合理的情況 以便及時改正 3 確定傳動軸的支承跨距 齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置 以確 定各軸的受力點(diǎn)和受力方向 為軸和軸承的驗(yàn)算提供必要的數(shù)據(jù) 6 2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運(yùn)動的先后順序 假想將各軸沿其軸線剖開并將這些 剖切面平整展開在同一個平面上 I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪 有兩種布置方案 一是將兩級變速齒輪和離合 器做成一體 齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束 齒根圓的直徑必須大于離合器的外 徑 負(fù)責(zé)齒輪無法加工 這樣軸的間距加大 另一種布置方案是離合器的左右部分分 別裝在同軸線的軸上 左邊部分接通 得到一級反向轉(zhuǎn)動 右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn) 動 這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大 我們采用第一種方案 通過空心軸中的拉桿來操 縱離合器的結(jié)構(gòu) 總布置時需要考慮制動器的位置 制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸 上 制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上 以免制動扭矩太大 是制動尺寸增大 齒輪在軸上布置很重要 關(guān)系到變速箱的軸向尺寸 減少軸向尺寸有利于提高剛 度和減小體積 36 結(jié)束語 1 本次課程設(shè)計是針對專業(yè)課程基礎(chǔ)知識的一次綜合性應(yīng)用設(shè)計 設(shè)計過程應(yīng)用了 機(jī)械制圖 機(jī)械原理 工程力學(xué) 等 2 本次課程設(shè)計充分應(yīng)用了以前所學(xué)習(xí)的知識 并應(yīng)用這些知識來分析和解決實(shí)際問 題 3 本次課程設(shè)計進(jìn)一步掌握了一般設(shè)計的設(shè)計思路和設(shè)計切入點(diǎn) 同時對機(jī)械部件的 傳動設(shè)計和動力計算也提高了應(yīng)用各種資料和實(shí)際動手的能力 4 本次課程設(shè)計進(jìn)一步規(guī)范了制圖要求 掌握了機(jī)械設(shè)計的基本技能 5 本次課程設(shè)計由于學(xué)習(xí)知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻 以及缺乏實(shí)際 設(shè)計經(jīng)驗(yàn) 使得設(shè)計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處 誠請老師給予指正和教導(dǎo) 37 參考文獻(xiàn) 1 段鐵群 主編 機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計 科學(xué)出版社 第一版 2 于惠力 主編 機(jī)械設(shè)計 科學(xué)出版社 第一版 3 戴 曙 主編 金屬切削機(jī)床設(shè)計 機(jī)械工業(yè)出版社 4 戴 曙 主編 金屬切削機(jī)床 機(jī)械工業(yè)出版社 第一版 4 趙九江 主編 材料力學(xué) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 第一版 6 鄭文經(jīng) 主編 機(jī)械原理 高等教育出版社 第七版 7 于惠力 主編 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 科學(xué)出版社