大型立式數(shù)控車床主傳動機構設計

大型立式數(shù)控車床主傳動機構設計,大型,立式,數(shù)控車床,傳動,機構,設計 1 大型立式數(shù)控車床主傳動機構設計 摘 要 本文研究的主要是立式數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)，這類主傳動系統(tǒng)的設計可用于 以適應當前我國機床工業(yè)發(fā)展的現(xiàn)狀，具有一定的經濟效益和社會效益。 本文完成的設計主要包括根據(jù)一些原始數(shù)據(jù)（其中包括機床電機的滿載功率、 最高轉速等）結合實際條件和情況對立式車床一些參數(shù)進行擬定，再根據(jù)擬定的參 數(shù)，進行傳動方案的比較，確定傳動方案，繪制出此主傳動的機構圖，并進行主軸 的設計。除此之外，對該立式數(shù)控車床進行了夾緊工件的裝置設計，本文設計的夾 緊工件裝置采用的是自動夾緊裝置。 關鍵詞：數(shù)控立式車床 主傳動系統(tǒng) 夾緊裝置 主軸 2 Abstract This paper is mainly about the main drive system of CNC vertical lathe, the main design of transmission can be used to adapt to the current status of China's machine tool industry development, has certain economic and social benefits. The design of the main including according to some original data ( including machine tool motor full-load power, the highest speed etc. ) combined with the actual conditions and situation of vertical lathe to some of the parameters, and then according to the parameters, compared the transmission scheme, determine the transmission scheme, draw the main driving mechanism, design and carries on the main spindle. In addition, the design of device for clamping workpiece on the vertical CNC lathe, workpiece clamping device designed in this paper is used in the automatic clamping device. Keywords：NC machine vertical lathe tool; main driving system; clamping workpice main axie 3 目錄 概述 ...................................................................04 第一章 總體設計方案擬定 ................................................06 1.1 擬定主運動參數(shù) .....................................................06 1.2 運動設計 ...........................................................06 1.3 動力計算和結構草圖設計 .............................................06 1.4 軸和齒輪驗算 .......................................................06 第二章 參數(shù)擬定 .......................................................07 2.1 數(shù)控立式車床主參數(shù)和基本參數(shù) .......................................07 2.2 各級轉速確定 .......................................................07 第三章 主傳動機構設計 ..................................................08 3.1 擬定主傳動方案 .....................................................08 3.2 傳動方案的比較 .....................................................10 3.3 各級傳動比的計算 ...................................................12 3.4 各級轉速的確定方法 .................................................13 第四章 主軸的動力計算 ..................................................14 第五章 主軸的設計和驗算 ................................................22 5.1 主軸的結構設計 .....................................................23 5.2 主軸的強度校核 .....................................................26 第六章 自動夾緊裝置的設計 ..............................................29 6.1 步進電機的設計 .....................................................29 6.2 滾珠絲桿的設計 .....................................................31 6.3 直線軸承和光桿的設計 ...............................................35 6.4 聯(lián)軸器的設計 .......................................................39 第七章 結論 ............................................................41 致謝 ...................................................................42 參考文獻 ...............................................................43 4 概述 這次畢業(yè)設計中,我所從事設計的課題是大型立式數(shù)控車床主傳動機構設計。此 類數(shù)控車床屬于經濟型中檔精度機床，這類機床的傳動要求采用手動與電控雙操縱 方式，在一定范圍內實現(xiàn)電控變速?？傮w的設計方案就是對傳動方案進行比較，繪 出轉速圖，對箱體及內部結構進行設計，包括軸和齒輪的設計、校核等。 為什么要設計此類數(shù)控車床呢？因為隨著我國國民經濟的不斷發(fā)展，我國制造 業(yè)領域涌現(xiàn)出了許多私營企業(yè)，這些企業(yè)的規(guī)模普遍不大，沒有太多的資本。一些 全功能數(shù)控系統(tǒng)，其功能雖然豐富，但成本高，對于這些中小型企業(yè)來說購置困難， 但是中小型企業(yè)為了發(fā)展生產，希望對原有機床進行改造，進行數(shù)控化、自動化， 以提高生產效率。我國機床工業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀是機床擁有量大、工業(yè)生產規(guī)模小，突 出的任務就是用較少的資金迅速改變機械工業(yè)落后的生產面貌，使之盡可能提高自 動化程度，保證加工質量，減輕勞動強度，提高經濟效益。我國是擁有 300 多萬臺 機床的國家，而這些機床又大量是多年累積生產的通用機床，自動化程度低，要想 在近幾年內用自動和精密設備更新現(xiàn)有機床，不論是資金還是我國機床廠的能力都 是辦不到的。因此，普通機床的數(shù)控改造，大有可為。它適合我國的經濟水平、教 育水平和生產水平，已成為我國設備技術改造主要方法之一。目前，我國經濟型數(shù) 控系統(tǒng)發(fā)展迅速，研制了幾十種簡易數(shù)控系統(tǒng)，有力地促進了我國數(shù)控事業(yè)的發(fā)展。 經濟型數(shù)控機床系統(tǒng)就是結合現(xiàn)實的生產實際，我國的國情，在滿足系統(tǒng)基本功能 的前提下，盡可能地降低價格。 立式數(shù)控車床有許多優(yōu)點。1）其降格便宜，且性能價格比適中，與進口標準數(shù) 控車床相比，前者只需一萬元左右，后者則需十萬甚至幾十萬元。因此，它特別適 合于改造在設備中占有較大比重的普通車床，適合在生產第一線大面積推廣。從提 高資本效率出發(fā)，改造閑置設備，能發(fā)揮機床的原有功能和改造后的新增功能，提 高機床的使用價值。2）適用于多品種、中小批量產品的適應性強。在普通車床上加 工的產品，大都可在經濟型數(shù)控車床上進行。加工不同零件，只要改變加工程序， 很快適應和達到批量生產的要求。3）相對于普通車床，經濟型數(shù)控車床能提高產品 質量，降低廢品損失。數(shù)控有較高的加工精度，加工出的產品尺寸一致性好，合格 率高。4）采用數(shù)控車床，能解決復雜的加工精度，還能節(jié)約大量工裝費用，降低生 產成本。5）采用此類車床，還能減輕工人勞動強度將工人從緊張、繁重的體力勞動 中解脫出來。6）可以提高工人素質，促進技術進步。數(shù)控系統(tǒng)的出現(xiàn)擴大了工人的 視野，帶動了學習微電子技術的熱潮，為工人由“體力型”向“智力型”過渡創(chuàng)造 了條件，促進了工廠的技術進步。7）增強了企業(yè)應變能力，為提高企業(yè)競爭能力創(chuàng) 造了條件。企業(yè)應用經濟型數(shù)控設備對設備進行改造后，提高了加工精度和批量生 5 產的能力，同時又保持“萬能加工”和“專用高效”這兩種屬性，提高設備自身對 產品更新?lián)Q代所需要的應變能力，增強企業(yè)的競爭能力。 本設計中的立式數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的特點就是主電機采用雙速電機，這樣可 以簡化箱體內的結構。操縱方式并非是完全數(shù)控，而是采用采用手動與電控雙操縱 方式，在一定范圍內實現(xiàn)電控變速。實踐證明，把這種車床改造為數(shù)控車床，已經 收到了良好的經濟效益。 總體的設計方案就是對傳動方案進行比較，繪出轉速圖，對箱體及內部結構進 行設計，包括軸和齒輪的設計、校核等。設計時一要注意設計的科學性和條理性， 另一點就是要注意和實際的結合。設計的依據(jù)主要是以經驗或類比為基礎的傳統(tǒng)(經 驗)設計方法。作為一名尚未畢業(yè)的大學生，經驗自然是我們所欠缺的，所以除了老 師的指導，最主要的就是借鑒書上的設計方法。書上雖然不會有完全相同的示例， 但一些其他類型的主軸箱設計方法在這個課題上同樣適用，適用也只是大體上的適 用，具體到一些細節(jié)的設計就需我們自己查設計手冊了。比如說其中涉及到電磁離 合器的設計就需自己解決。雖然我們很缺乏設計的經驗，但還應處處從實際出發(fā)。 從大處講，聯(lián)系實際是指在進行機床工藝可能性的分析、參數(shù)擬定和方案確定中， 既要了解當今的先進生產水平和可能趨勢，更應了解我國實際生產水平，使設計的 機床、機器在四化建設中發(fā)揮最佳的效益。從小處講，指對設計的機床零部件的制 造、裝配和維修要進行認真的、切實的考慮和分析，對推薦的設計數(shù)據(jù)和資料要結 合實際情況進行取舍。通過設計實踐，了解和掌握結合實際、綜合思考的設計方法。 6 第一章 總體設計方案擬定 1.1 擬定主運動參數(shù) 機床設計的初始，首先需要確定有關參數(shù)，它們是傳動設計和結構設計的依據(jù)， 影響到產品是否能滿足所需要的功能要求。根據(jù)擬定的參數(shù)、規(guī)格和其他特點，了 解典型工藝的切削用量，了解極限轉速 、 和級數(shù) Z、主傳動電機功率 N。maxnin 1.2 運動設計 根據(jù)擬定的參數(shù)，通過結構網(wǎng)和轉速圖的分析，確定傳動結構方案和傳動系統(tǒng) 圖。傳動方案有多種，傳動型式更是式樣眾多，比如：傳動型式上有集中傳動的主 軸變速箱。分離傳動的主軸箱與變速箱；擴大變速范圍可以用增加傳動組數(shù)，也可 用背輪機構、分支傳動等型式；變速型式上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑 移齒輪、公用齒輪等。然后計算各傳動比及齒輪的齒數(shù)。 1.3 動力計算和結構草圖設計 估算齒輪模數(shù) m 和軸頸 d，選擇和計算離合器。 將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排、布置和設計。 1.4 軸和齒輪的驗算 在結構草圖的基礎上，對一根傳動軸和齒輪的剛度、強度進行校核。 7 第二章 參數(shù)擬定 2.1 數(shù)控立式車床主參數(shù)和基本參數(shù) 此數(shù)控車床是大型立式數(shù)控車床，根據(jù)任務書上提供的條件：此車床最大轉數(shù) 1800RPM，電機滿載功率 5.5Kw。 此數(shù)控車床的主軸轉速可分高低兩檔,共有 12 級轉速：其中高低兩檔各有 6 級轉 速，低速檔時 =340/, =45r/min;高速檔時 =1800 r/min， =235 maxnin maxnmin r/min； 此車床床身上最大回轉直徑為 400mm,主軸端部型式為 C6；主軸通孔直徑為 20 ? ? mm； 主軸孔錐度為公制 70；其中 電機的轉速和功率分別為 1000/1500 r/min，4/5.5KW。 2.2 各級轉速的確定 已知主軸的轉速分為 12 級，又分為高低兩檔，其中高檔最大轉速 為maxn 1800r/min，最小轉速 為 235 r/min；R1= / =1800/235=7.66minmaxnin R= [1]1?z? 當機床處于低速檔時,主軸共有 6 級，轉速范圍 = = =7.556nRmiax4530 = ，即 = = =1.499，取 =1.449≈ ,已知 =45,查標nR1?z?1?znR5.776.1min 準數(shù)列表(見參考文獻 1 第 6 頁).從表中找到 =45,就可每隔六個數(shù)取得一個數(shù),min 得低速檔的 6 級轉速分別為 45,67,103,154,230,340 r/min; 當車床處于高速檔時, 主軸共有 6 級，轉速范圍 = = =7.659nRmiax235180 = ，即 = = =1.50,取 =1.50≈ ,已知 =1800 ,查標nR1?z?1?znR59.7?76.ax 準數(shù)列表(見參考文獻 1 第 6 頁). 從表中找到 =1800, 就可每隔六個數(shù)取得一個數(shù),得高速檔的 6 級轉速分別max 8 為 236,354,543,815,1200,1800 r/min。 第三章 主傳動機構設計 3．1 主擬定傳動方案 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動 系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及其組成、安排不同特點的 傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也 有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟性等多方面統(tǒng) 一考慮。 3.2 傳動方案的比較 3.2.1 采用單速電機 已知變速級數(shù)為 Z=12。 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目。 級數(shù)為 Z 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有 Z1、Z2、Z3、...各傳動副，即 Z=Z1Z2Z3… 傳動副數(shù)由于結構的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數(shù) Z 應為 2 和 3 的因子 Z= ×3。a2 可以有兩種方案 方案一 12=2×3×2 傳動齒輪數(shù)目 2×（2+3+2）=14。 軸向尺寸為 15b。 傳動軸數(shù)目為 4 根。 操縱機構較為簡單：兩個滑移齒輪和一個三聯(lián)滑移齒輪，可單獨也可集中操縱。 方案二 12=3×4 傳動齒輪數(shù)目 2×（3×4）=14 個。 軸向尺寸為 19b。 9 傳動軸數(shù)目為 3 根。 操縱機構較復雜：四聯(lián)滑移齒輪作為整體式，滑移長度為 12b；如拆為 2 個雙 聯(lián)滑移齒輪，需要有自鎖，以保證只有一個齒輪副嚙合。 相比之下，還是傳動副數(shù)分別為 2，3，2 的三個傳動組方案為優(yōu)。 3.2.2 采用雙速電機 車床上，有時采用雙速電機，雙速電機的轉速比： =2，傳動系統(tǒng)的公比電? 應當是 2 的整次方根，本設計中的雙速電機的公比 = =1.41。這時電機的轉速? 2 變換起著系統(tǒng)中第一擴大傳動組的作用相應基本組的傳動級數(shù)應為 2，這樣使傳動 系統(tǒng)的機械結構簡化。本設計是經濟型數(shù)控車床，采用電控和手動兩種方式，為了 結構設計的需要，本設計采用雙速電機。 3.3 各級傳動比的計算 假設結構如圖： 由于已經設計了各軸之間的相對位置關系，由傳動系統(tǒng)草圖知共有六個傳動比。 10 分別設齒輪 1 和齒輪 4 之間的傳動比為 ,齒輪 2 和齒輪 5 之間的傳動比為 ,齒輪14i 25i 8 和齒輪 9 之間的傳動比為 ,齒輪 3 和齒輪 6 之間的傳動比為 36i,齒輪 7 和齒輪89i 10 之間的傳動比為 ,帶輪傳動比為 。710i輪 帶i 設其中 < < 。25i436 當處于低檔時，手動操作使得齒輪 8 和齒輪 9 嚙合。 當中間的電磁離合器得電，齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合，當時的主軸轉速最小， 為 45 或 67 r/min。 可得 × × ×1000=45r/min25i89輪 帶i × × ×1500=67 r/min輪 帶 當左側的電磁離合器得電，齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合，當時的主軸轉速最大， 為 226 或 340 r/min。 可得 × × ×1000=230 r/min36i89輪 帶i × × ×1500=340 r/min輪 帶 當右側的電磁離合器得電，齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合，當時的主軸轉速為 100 或 150 可得 × × ×1000=100 r/min14i89輪 帶i × × ×1500=150 r/mini輪 帶 當處于高檔時，手動操作使得齒輪 7 和齒輪 10 嚙合 當中間的電磁離合器得電，齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合，當時的主軸轉速最小， 為 236 或 354 可得 × × ×1000=235 r/min25i710輪 帶i × × ×1500=354 r/min輪 帶 當左側的電磁離合器得電，齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合，當時的主軸轉速最大， 為 1200 或 1800 可得 × × ×1000=1200 r/min36i710輪 帶i 11 × × ×1500=1800 r/min36i710輪 帶i 當右側的電磁離合器得電，齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合，當時的主軸轉速為 543 或 816 可得 × × ×1000=543 r/min14i70輪 帶i × × ×1500=815 r/min輪 帶 由這 6 各方程聯(lián)列可解得 ≈0.3226 ≈0.7447 ≈1.645225i 14i 36i ≈0.2576 ≈1.3659 ≈0.53489 70 輪 帶 傳動比的選用時，應注意的幾個問題，充分使用齒輪副的極限傳動比 =1/4， =2，minuax 雖然可以最大限度地獲得變速箱范圍或減少傳動件數(shù)，但會導致齒輪和箱體尺 寸過大，齒輪線速度增大，容易產生振動和噪音，要求精度提高。在實踐中，往往 不采用降速很小、升速很大的傳動比，特別是中間軸的傳動。因此，從系統(tǒng)的角度 考慮，寧可適當增加串聯(lián)傳動組的數(shù)目，或者用并聯(lián)式的分支傳動滿足變速范圍的 要求，而避免用極限傳動比的傳動副。 以上幾個傳動比都符合要求。 3.4 各軸轉速的確定方法 由傳動比和電機的轉速，可以計算出各軸的轉速； 3.4.1 Ⅰ軸的轉速 Ⅰ軸從電機得到運動，經傳動系統(tǒng)轉化成各級轉速。電機轉速轉速和主軸最高 轉速應相接近。顯然，從傳動件在高速運轉下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮， Ⅰ軸不宜將電機轉速降得太低。但如果Ⅰ軸上裝有摩擦離合器一類部件時，高速下 摩擦損耗、發(fā)熱都將成為突出矛盾，因此，Ⅰ軸轉速也不宜太高車床的Ⅰ軸轉速一 般取 700～1000 r/min 左右比較合適。另外也要注意到電機與Ⅰ軸的傳動方式，如 用帶輪傳動時，降速比不宜太大，和主軸尾部可能干涉。 3.4.2 中間傳動軸的轉速 對于中間傳動軸的轉速的考慮原則是：妥善解決結構尺寸大小與噪音、振動等 12 性能要求之間的矛盾。 中間傳動軸的轉速較高時，中間傳動軸和齒輪承受扭矩小，可以使軸徑和齒輪 模數(shù)小些，從而可以使結構緊湊。但是，這將引起空載功率和噪音加大。從經驗知： 主軸轉速和中間傳動軸的轉速時，應結合實際情況作相應修正：1、對于功率較大的 重切削機床，一般主軸轉速較低，中間軸的轉速適當取高一些對減小結構尺寸的效 果較明顯。2、對高速輕載或精密機床，中間軸轉速宜取低一些。3、控制齒輪圓周 速度 ，在此條件下，可適當選用較高的中間軸轉速。smV/8? 3.5 轉速圖擬定 運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉速就已經知道了，而且根據(jù)設計出來的各級齒 輪的傳動比，這樣就可以擬定主運動的轉速圖，使主運動逐漸具體化。 電 動 機 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 主 軸 45103268510150.34： ： ：： 7： 4： 此車床集中傳動:公比為 ,級數(shù) Z=12,變速范圍 R=1800/45=40。41.?? 13 第四章 主傳動動力計算 4.1 齒輪的計算 4.1.1 確定齒輪齒數(shù)和模數(shù)（查表法） 可以用計算法或查表法確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便。根據(jù)上面計算的傳動比 和初步定出的小齒輪齒數(shù)，查表即可求出齒輪副齒數(shù)之和，再減得大齒輪的齒數(shù)。 用查表法求Ⅰ軸和Ⅱ軸上的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪） （見參考書 1 第 20 頁） 。 選取時應注意： 不產生根切。一般取 Zmin≥18～20； 保證強度和防止熱變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 δ≥2m,一般取 δ＞5mm 則 Zmin≥6.5+2T/m。 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應當相等。若模數(shù)相同，則齒數(shù)和亦應相等。 但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求。 機床上可用修正齒輪，在一定范圍內調整中心距使其相等。但修正量不能太大，一 般齒數(shù)差不能超過 3～4 個齒。 防止各種碰撞和干涉。 三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩齒輪的齒數(shù)差應大于 4。 14 所以，可以假設其中最小的齒輪 2 齒數(shù)為 20，而且由上可知，齒輪 2 和齒輪 5 之間的傳動比為 3.1，查常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪）表，可找到最接近的傳 動比為 3.15，當時的齒數(shù)之和為 82。可得大齒輪齒數(shù)為 62。 齒輪模數(shù)的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)比較復雜,而且有些系數(shù)只有在齒輪各 參數(shù)都已經知道后方可確定,所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算， 再選用標準齒輪模數(shù)。 齒輪彎曲疲勞的估算： ≥32 mm [1] ?m3znjN 其中 N--------------計算齒輪傳遞的額定功率 N=η×N d 齒輪點蝕的估算： A≥370 mm[1]3njN 其中 為大齒輪的計算轉速,A 為齒輪中心距。nj 由中心距 A 及齒數(shù) z1、z2 求出模數(shù)： [1]21z Amj?? 根據(jù)估算所得 和 中較大得值,選取相近的標準模數(shù)?j 以齒輪 2 和齒輪 5 為例 = ×n=1500×0.534=801 r/minnj輪 帶i N=5.5×0.95=5.225kw ≥32 ≈1.509?m3534.0162? A≥370 ≈69.133mm3. ≈1.68662019??j 所以,根據(jù) 選取,為了保證模數(shù)一定滿足要求,假設齒輪 2 和齒輪 5 的模mj 數(shù)為 3 15 由此可知,輸入軸 1 和傳動軸 2 之間的中心距為 A= = =112.5mm2)5(zm??)34( 同理且根據(jù) 1 軸和 2 軸之間的距離始終為 112.5mm,可得出 1 軸和 2 軸之間 其余的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 分別為 z1=30 m1=3 z4=48 m4=3 z3=24 m3=3 z6=47 m6=3 4.1.2 確定齒輪的齒數(shù)和模數(shù)（計算法）并校核 以齒輪 8 和 9 為例, 設計時采用最高轉速，即齒輪 10 的轉速為 1800r/min,已知該組齒輪傳遞的功 率為 5.5KW,已知傳動比為 ≈0.2576,假設齒輪對稱布置,使用壽命為 8 年,每年以89i 300 工作日計,兩班制,中等沖擊,齒輪單向回轉。 1、齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇 因傳遞功率不大、轉速不高、材料按 表 7-1 選取，都采用 55 鋼，鍛造毛坯，大齒輪正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。 齒輪精度用 6 級，軟齒表面粗糙度為 1.6。aR 軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)性， ，取齒輪 8 的齒數(shù)為 17，則齒輪 9 為 17/0.2576=66 2、設計計算 （1） 、設計準則 按齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （2） 、按齒面接觸疲勞強度設計 [2] 311][)(2uKTZddHEt ????? =9.551T? mNnp .13290.78065..9066 ?? 由圖 7-6 選取材料的接觸疲勞極限應力為: ,aHMP58lim2??aHPmin2?? 由圖 7-7 選取材料的彎曲疲勞極限應力為: , aF30li1 aF10li2 16 應力循環(huán)次數(shù) N 由式(7-3)計算 =6/830178061 ???9107.2u9.26.? 由圖 7-8 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) , 1.021?NZ2 由圖 7-9 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) , 1,1Y 由表 7-2 查得接觸疲勞安全系數(shù) 1,彎曲疲勞安全系數(shù) 1.4,又minHS?minFS =2.0,試選 1.3STY?tK 由前面的式子求得許用接觸應力和許用彎曲應力 [2] aNHmMPZS580][1li?? [2] alin7][212 [2] ?? aNFST PY32814.01lim1 ???? [2] aFSTM2li2 將有關值代入式子 得 = =59.17 [2]311][)(2uKZddHEt ?????326831903.57190.8. ???????? 則 1.44?0611nVt?sm/ 查圖 7-10 得 ; 由表 7-3 查得 ;由表 7-4 查得 ;取9.?v 2.?AK05.1??K ;則?K 4310519.2???KVAH 修正 [2]mdt .603.17593.141?zm8./60/1?? 17 由表 7-6 取標準模數(shù) 5.3?m 3．校核齒根彎曲疲勞強度 由圖 7-18 查得 2.41FSY0.42FS 取 7.0?? 由式（7-12）校核大小齒輪的彎曲強度 [2] ??121321 87.6.0453.719FaFSdF MPYmZKTI ???? ????? [ [2] ][..408.62122 FaFSF P??? 所以，初選的齒輪齒數(shù)和計算出的模數(shù)符合要求。 求得齒輪 8 和 9 的齒數(shù)和模數(shù)分別為 z8=17 m8=3.5 z9=66 m9=3.5 其中齒輪 8 的齒數(shù)為 17，有可能會發(fā)生根切現(xiàn)象，所以要修正齒輪，用變位修 正法求得 8 齒輪的變位系數(shù)為+0.218。用同樣的方法可以求得其他齒輪的變位系數(shù)。 列出各齒輪的齒數(shù)、模數(shù)、和變位系數(shù) 編號 模數(shù) 齒數(shù) 齒形角 變位系數(shù) 1 3 30 ?20+0.5 2 3 42 ?+0.8 3 3 24 ?0 4 3 48 ?20-0.5 5 3 33 ?0 6 3 47 ?0 7 3 27 ?200 8 3 54 ?+0.218 9 3 21 ?0 18 10 3 59 ?20+0.169 11 3 35 ?0 12 3 69 ?0 13 3 21 ?200 14 3 83 ?0 齒輪材料為 45 鋼,熱處理為齒部淬火處理 HRC40-45。 4.1.3 齒輪的精度設計； 齒輪精度設計的方法及步驟：1、確定齒輪的精度等級； 2、齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定； 3、計算齒輪副側隙和確定齒厚極限偏差代號； 4、確定齒坯公差和表面粗糙度； 5、公法線平均長度極限偏差的換算； 6、繪制齒輪零件圖。 以齒輪 9 為例：齒數(shù)為 66，模數(shù)為 3.5,變位系數(shù)為 0。 確定齒輪的精度等級 由于該齒輪是主軸箱內的齒輪，對傳動精度和穩(wěn)定性的要求都比較高，主要要 求的是傳動平穩(wěn)性精度等級。據(jù)圓周速度 ??106dnv?sm/1.46035.?? 對于如此要求高的齒輪采用 6 級精度。 齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定 該齒輪屬中等精度，且為批量生產查表 12-3 選定 、 、 、iF"?Wif"?F 組成檢驗方案。根據(jù) 及mmzd23165.1???b271? 查表 12-13、表 12-14、表 12-15 可得公差值： 第Ⅰ公差組 36rF?45pF 第Ⅱ公差組 ± 9?f 1ptf 10??bf 第Ⅲ公差組 ? 計算齒輪副側隙和確定齒厚極限偏差代號代號 19 計算齒輪副的最小極限側隙 由表 12-10 按油池潤滑和 查得minj smv/1.4?035.1.0.1 ???nj [6]??si)(221tta?? 根據(jù)齒輪和箱體的材料，從材料手冊上查得，鋼和鑄鐵的線膨脹系數(shù)分別為 ， 。c????/105.61?c????/05.62 傳遞的中心距 [6]mzma25.14)7(3)1(??? 所以， jn 8.0.254? 確定齒厚極限偏差代號 齒厚上偏差 由式（12-15） [6]?? ???? ????nbnnas FfjfE???cos2104.2t' 11 式中 前面已查得?F9??m? 由表 12-14 按 6 級精度查得pbf m?1?fpb2 由表 12-17 按 145.5，6 級精度查得 ，mfa?20? 所以，代入數(shù)據(jù)得 ，Es?5'?? 因為 ± 1?ptf56'?ptsfE 由圖 12-29 或者 12-9 查得齒厚的上偏差代號為 G，因此6?ptsf 齒厚下偏差 可知 [6]2'tan2rSbFT?? 查表 12-13，6 級精度齒輪 ，查表 12-11，mr?36? 20 ，所以mITbr ?91726.182. ???s 24.730tan' ??ESsi'' ???5.123'ptsifE 由圖 12-29 或表 12-9 查得齒厚下偏差代號為 K，因此mEsi ?132??? 至此，小齒輪的精度為：6GK GB10095-88 確定齒坯公差、表面粗糙度 齒輪內孔是加工、檢驗及安裝的定位基準，對 6 級精度的齒輪，由表 12-18 查 得：內孔尺寸公差為 IT7，內孔直徑為 85mm,偏差按基準孔 H 選取，即齒輪內孔的下 偏差為 0，上偏差為+0.022。內孔的形狀公差按 6 級決定或遵守包容原則。 定位端面的端面圓跳動公差由表 12-19 查得為 0.014mm。 齒頂圓只作為切齒加工的找正基準，不作為檢驗基準，故其公差選用 IT11，齒 頂圓直徑 ，偏差按基準軸 h 選取,即下偏差為-0.290，上偏mhdaa2381??? 差為 0。 齒輪的表面粗糙度按 7 級查表 12-20，各表面粗糙度 分別為：齒面 =1.6,aRaR 內孔 =1.6,基準端面 =3.2,齒頂圓 =6.3。aRaRaR 公法線平均長度極限偏差的換算 公法線的公稱長度 W 及其跨齒數(shù) k,可從機械設計有關手冊中查得或按式 12-7 和式 12-8 求得 跨齒數(shù) 85.09/6./???zk [6]724.80]614.0)6(471[3])12(47.[ ???????zm 該齒輪為中模數(shù)齒輪，控制側隙的指標宜采用公法線平均長度極限偏差 ，wisE 按換算式 12-20、式 12-21、式 12-22 得 [6]mFEnrnswm ??9.702sin367.02cos6si72.0co ?????????? [6]rsii 1513?? 21 第五章 主軸的設計和驗算 5.1 主軸的結構設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支承。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。 傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。 傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承 工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大。 兩軸中心距誤差和軸心線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 所以，在設計軸時要充分考慮軸的強度剛度等因素。在選擇材料和估算直徑都 要滿足條件，估算完以后還要對軸的強度和剛度進行校核。 軸的結構設計主要是使軸的各部分具有合理的結構和尺寸。 影響軸的結構的因素很多，因此軸的結構沒有標準形式。設計時，必須針對軸 的具體情況作具體分析，全面考慮解決。 軸的結構設計的主要要求是： 裝在軸上的零件有確定的位置。且布置合理。 軸受力合理，能可靠地傳遞力和轉矩，有利于提高強度和剛度。 具有良好的工藝性。 便于安裝和調整。 節(jié)省材料，減輕質量。 Ⅰ軸（輸入軸）的設計 Ⅰ軸的特點:1．將運動傳入變速箱的齒輪，一般都安裝在軸端，軸變形較大， 結構上應注意加強軸的剛度或使軸不受帶的拉力（帶輪卸荷）;2．若Ⅰ軸上安裝正 反向的離合器，由于組成離合器的零件很多，在箱內裝配很不方便，一般都希望在 箱外將Ⅰ軸組裝好后在整體裝入箱內（最好連皮帶輪也組裝在上面） 。 22 卸荷裝置:帶輪將動力傳到Ⅰ軸有兩類方式：一類是帶輪直接裝在Ⅰ軸上。除了 傳遞扭矩外，帶的拉力也作用在軸上。另一類是帶輪裝在軸承上，軸承裝在套筒 （法蘭盤）上，傳給軸的只是扭矩，徑向力由固定在箱體上的套筒承受。這種結構 稱為卸荷裝置。 5.2 主軸的強度校核 5.2.1 選擇軸的材料 由于這個車頭箱傳動的功率不大，分別為 4 和 5.5KW，對其重量和尺寸也無特 殊要求，故此輸入軸采用 45 鋼。 5.2.2 初估軸徑 按扭矩初估軸的直徑，查表 10-2(見參考書 2)得 C=106～117，考慮到安裝帶輪 的軸段僅受扭矩作用，取 C=106,則 [2] mnpCd06.2354.10633mi ?? 5.2.3 結構設計 (1) 各軸段直徑的確定 初估直徑后就可按照軸上零件的安裝順序 ,從 處開mind 始逐段確定直徑。考慮到軸段 1 上安裝帶輪，上面將安裝有軸承為了符合軸承內徑 系列，即軸段的直徑應與軸承型號的選擇同時進行，取軸承代號為 6306 的深溝球軸 承，其內孔直徑為 30，同理可取其他各段軸的內徑； （2）各軸長度的選擇 軸段一處上要安裝有帶輪、軸承、密封圈等，根據(jù)這些 部件的尺寸，可以得出各段軸段的長度。各個軸段尺寸的確定主要是根據(jù)軸上零件 的轂長或軸上零件配合部分的長度確定。而另一些軸段的長度除與軸上零件有關外， 還與箱體及軸承蓋等零件有關。通常從齒輪端面開始，為避免轉動零件與不動零件 干涉，取齒輪端面與箱體內壁的距離 H=15mm,考慮箱體的鑄造誤差，軸承內端面應 距箱體內壁一段距離，取 ，考慮上下軸承座的聯(lián)接，取軸襯座寬度為m5?? 45mm。 （3）軸上倒角及圓角為了保證軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊 推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm。為方便加工，其他軸肩圓角半徑均取為 1mm，根據(jù)標 23 準 ，軸的左右端倒角均為 。4.603/TGB??451 上述確定尺寸和結構的過程，與畫草圖同時進行，結構設計草圖（見下圖-a） fedFR1VL=40.5帶 輪cba軸 承 H29MVFR2aL3=7.1齒 輪 HTtr 5.2.4 軸的受力分析 2.740???tgFr (1)畫軸的受力簡圖(見上圖-b)，因為齒輪為直齒圓柱齒輪，所以,齒輪上不存 在軸向力。 (2)計算支承反力 在水平面上 NLFrHR 06.2435.96107231 ????Hr 1.9.412 ?? 在垂直面上 NFtVR 5.02/39/21 ??? (3)畫彎矩圖（見上圖-c d e） NmTt 3951368? 24 在水平面上 ，a-a 剖面左側 mNLFMHRa .486.1906.2431??? a-a 剖面右側 Ra ..7.'2 在垂直面上 mNLFVRAvaV .45983.10.93'2???? 合成彎矩 a 剖面左側和右側的彎矩相同 MMaVaHa .5410243.9846' 222 ????? (4)畫彎矩圖（見上圖-f） 轉矩 T= mNdFt .1503/68/? (5)判斷危險截面 顯然，a-a 面處無論是彎矩還是扭矩都為最大，a-a 面為危險截面 (6)軸的彎扭合成強度校核 由表 10-1 查得 ，??abMP51?????abP10?? 在 a-a 截面左側 [2]?????????????? aMmdtbW63.2402)5(40.2)(1.0 333 合適。 (7)軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 由表 10-1 查得 ， ， ； ，aBMP650??aP301???aP15???2.0??? 。1.0??? 在 a-a 截面左側 [2]3 223 1094)5(12640.)(2. mdtbWT ???????????? 由附表 10-1 查得 ， ；由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù) ，1?K3.? 81.0??? ；軸經磨削加工，由附表 10-5 查得表面質量系數(shù) 。則76.0??? 0.1?? 25 彎曲應力 ab MPWM1.9203/??? 應力幅 aa. 平均應力 m 切應力 aTPW90.12356??? ama M45.. 安全系數(shù) 67.21????mKS????? 45.1??m??? 6.92????S 查表 10-6 得許用安全系數(shù) ，顯然 ，故，a-a 截面安全,即整個??5.13～s???s? 軸都是安全的，其彎扭合成強度和疲勞強度均是足夠的。 5.3 主軸的剛度校核 軸受載后要發(fā)生彎曲和扭轉變形，如果變形過大，會影響軸上零件正常工作。 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷 和扭轉載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大 變形。剛度要求保證軸在（彎曲、軸向、扭轉）不致產生過大的變形（彎曲、失穩(wěn)、 轉角） 。如果剛度不足，軸上的零件如齒輪、軸承等將由于軸的變形過大而不能正常 工作，或者產生振動和噪聲、發(fā)熱、過早磨損而失效。因此，必須保證傳動軸有足 夠的剛度。通常，先按扭轉剛度估算軸的直徑，畫出草圖之后，再根據(jù)受力情況、 結構布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度。 Ⅰ軸的直徑按扭轉剛度估算，上文已完成，估算出的直徑為 40mm. 車床傳動軸的彎曲剛度驗算，主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的撓度 y 和傾角 θ。各類軸的撓度 y 和傾角 θ，應小于彎曲剛度的許用值[Y]和[θ]值，即： 26 y≤[Y]；θ≤[θ]值，即： 軸的彎曲變形的允許值： 安裝齒輪的軸允許的撓度為（0.01～0.03）m 計算軸本身彎曲變形產生的撓度 y 和傾角 θ 時,一般常將軸簡化為集中載荷下 的簡支梁,當軸的直徑相差不大且計算精度要求不高時,可把軸看作等徑軸,采用平均 直徑（ )來計算。計算公式為：圓軸：平均直徑id id??1 慣性矩 641I?? Ⅰ軸為圓軸,其平均直徑 mid403501 ??? 慣性矩 4 4411266I??l=296.5c40 xb1軸 承帶 輪 a7x齒 輪 yp 計算撓度: a 段內: [1])4.195.26(14026.95)(6 2722 xxxblEIPxyx ????? 其中 P----力載荷(N) I----截面慣性矩 M---彎矩載荷 θ----傾角 y----撓度 x----所求之點距離 E-----軸材料的彈性模量,鋼材 E= aMP 7 b 段內: [1]])([6)(22xlEIlPayx ??? 27 c 段內: [1])1(62)1(????xEIlbaPxyBx? 由圖分析得, a 段內撓度 [1])4.195.26(402.95)(6 272 xblIx ?? x 的值為 0 和 97.1 之間由求導得 x 的值為 97.1 時,撓度最大,其撓度值為 0.0025081,而軸的撓度的允許值為(0.01～0.03)m,其中 m 為齒輪模數(shù), 所以,[y]=0.03～0.09mm 可知 a 段內撓度<[y] b 段內撓度 = ])([6)(22axlEIlPyx ??? [1]]1.97)5.6(.91540. 227 ??x 對式子求導,得到撓度為最大時, 求得 其撓度值也<[y] 再由公式計算得到幾個受力端點處的撓度,由計算可得同樣<[y] 所以,撓度符合要求 傾角的校核 由分析可知,最大傾角出現(xiàn)在左支承點處 其傾角為 弧度67 10.25.9612406)7(..9156)( ???????????EIlaPb? 左支承處裝有深溝球軸承,其許用傾角為[θ]=0.0025rad 可得最大傾角<許用傾角[θ] 所以軸的剛度符合要求. 28 第六章 自動夾緊裝置的設計 本次設計的夾緊工件的裝置采用自動夾緊裝置，主要是靠步進電機驅動滾珠絲 桿，在數(shù)控車床的回轉工作臺上安裝此自動夾緊裝置?？款愃扑淖サ臋C構，有四個 相同的壓緊機構分布在工件四周，四周的四個機構都相同，四個安裝的夾緊壓塊便 裝置在四個相同的機構上。 6.1 步進電機的設計 1、確定運行時間 本次設計加速時間 01(t-)6?Vl 負載速度（m/min）Vl 有速度可知每秒上升 50mm， .032=1.6??ls 2.電機轉速 電 機 ? VlnPBm為 絲 桿 導 程 ， 本 次 設 計 的 絲 桿 導 程 我 們 取 5，=5.0m240/in.5電 機 ?VlnrPB 3.負載轉矩 .312.51.73209??BgMTLNm???? 29 式中： :0.32g.5m9摩 擦 系 數(shù) ， ?。?負 載 重 量 ，： 絲 桿 導 程 ，： 傳 動 效 率 ， 取MKPB?? 4.負載慣量 上下垂直運動 22 20.5().01679(.)????????PBJLMkgm? 絲桿螺母慣量 434527.8.23.0(.)322???BD? 式中 :7.804m.25BLD?密 度 ， ?。?絲 桿 長 度 ， ?。?絲 桿 直 徑 ， 取 總慣量 23(.)??LMBJkg 5.電機轉矩 啟動轉矩 12()263.9(0.32)1.5601??????SNJLJMT Nmt?? 必須轉矩 ??.MTSNm S 為安全系數(shù)，這里取 1.0 根據(jù)以上得出數(shù)據(jù)， 我們選用步進電機型號為 130D-0105-20AAK-2LS。選擇的廠家為松下電機。 電機額定功率為 0.75KW， 額定轉矩為 1.3N.m， 最大轉矩為 2.6N.m， 30 額定轉速為 3000r/min。 外形尺寸 130 x130 x214，電機輸出軸徑為 22mm。 6.2 滾珠絲桿的設計 滾動螺旋傳動主要承受軸向力。由于螺母和螺桿間有較大的滑動摩擦，因而磨 損是其主要的失效形式。滾動螺旋的基本尺寸（螺桿的直徑和螺母的高度），通常 是根據(jù)耐磨性條件來確定的。受力較大的螺旋傳動，還應校核螺桿危險截面和螺母 螺紋牙的強度，以防止發(fā)生塑性變形或斷裂；要求自鎖的螺桿，要求校核其自鎖性； 精密的傳導螺桿，應該校核其剛度，以免因受力導致螺距變化引起傳動精度降低； 長徑比較大的螺桿，應校核其穩(wěn)定性，以防止軸向受載后失穩(wěn)；高速的長螺桿還應 校核起臨界轉速，以防止過大的橫向振動。具體設計時應根據(jù)傳 動的類型、工作條件及其失效形式等，選擇不同的設計準則，而不必逐項進行校核。 表 6.1 滾珠絲桿螺旋傳動的材料選擇 螺旋副 材料牌號 應用范圍 Q235、Q275、45、50 材料不經熱處理，使用于經常運動，受力不 大，轉速較低的傳動 40Cr、65Mn、T12、40WMn 、18CrMnTi 材料需經熱處理，以提高其耐磨性，適用于 重載、轉速較高的重要傳動 螺桿 9Mn2V、CrWMn、38CrMo Al 材料需經熱處理，以提高其尺寸的穩(wěn)定性， 適用于精密傳導螺旋傳動 螺母 ZCu10P1、ZCu5Pb5Zn5 材料耐磨性好，適用于一般傳動 31 ZCuAl9FeNi4Mn2 ZCuZn25Al6Fe3Mn3 材料耐磨性好，強度高，適用于重載、低速 的傳動。對于尺寸較大或高速傳動，螺母可采用 鋼或鑄鐵制造，內孔澆注青銅或巴氏合金 1、滾珠絲桿的設計 （1）滾珠絲桿螺母副，橫向絲桿的最大軸向載荷為 2000N，支承間最大距離為 400mm，，要求定位精度為 0.001mm，滾珠絲桿的負荷包括運動部件的重量所 引起的進給抗力。應按額定靜載荷選用。 '0maxdHCfP? 載荷性質系數(shù)為 1df —動載荷硬度影響系數(shù)， =1 'H'f —最大軸向載荷maxP 定靜載荷為 C0 2000N，查表得使用壽命時間 T=15000h，初選絲桿螺距? t=5mm，得絲桿轉速 n/min10a102Vnt′== 由于絲桿螺距為 5，可選 W 系列完循環(huán)絲桿副尺寸系列 W2005-2.5 圈一列滾珠 絲桿螺母副的幾何參數(shù)計算，見表 6.2 所示： 表 6.2 滾珠絲桿螺母副幾何參數(shù) 名 稱 符 號 計算公式和結果（mm） 公稱直徑 0d25 螺 距 t 5 接觸角 ??4 鋼球直徑 qd3.175 螺紋滾道法面半徑 R0.521.6qd= 偏心距 e()sin049b- 螺紋滾道 螺紋升角 ?0.37tarcgdp? 32 螺桿外徑 d0(.2~5)19.4qd=-= 螺桿內徑 l 678fdeR+螺桿 螺桿接觸直徑 z0cos.zqb- 螺母螺紋外徑 D23.12e== 螺母 螺母內徑（外循環(huán)） 110(.~5)qdd+ 螺母長度 Ln 33 （2）傳動效率計算 （2.23）()tghj=+ 式中： —摩擦角； —絲桿螺紋升角。??0.96()tgj （3）剛度驗算，滾珠絲桿受工作負載 P 引起的導程 的變化量pL （2.24）1pLEF??? Y向所受牽引力大，故應用Y向參數(shù)計算 （N） （cm）40?P0.5pL= ( ) (材料為 45 鋼)62.1E=′2cm （ ）.3.13FRp2c 所以 （cm） 6620.512.1940.3????????L 絲桿因受扭矩而引起的導程變化量 很小，可以忽略。所以導程誤差2LD 33 610102.944.975?????L )/(m? 查表知 C 級精度的絲桿允許誤差 6 ，故剛度足夠。m? （4）穩(wěn)定性驗算，由部件自重產生的使絲桿回轉的扭矩 為fM'2fGSMhp='20.5961.28734???f?? 式中 G——移動部件自重 S——導程（ cm） ——逆?zhèn)鲃有?，由于滾珠絲桿副的正傳動效率和逆?zhèn)鲃有式葡嗟龋?h 因此，一般用正傳動效率 代替 。h' N.cm 可知 110BF004 反應式步進電動機帶'20.5961.28734???fM?? 動絲桿螺母副時不會發(fā)生逆向傳動 （5）軸承的選擇，初選 6005，工作時為輕度沖擊，正常工作溫度，預期壽命 為 5000h，絲桿在工作的過程中受軸向載荷作用，且最大軸向載荷為 Fa=200N.查手 冊可知道 6005 的基本額定負載 Cr=4.32kN,基本額定負載荷 Cor=2.50Kn。 為了能安裝方便本次設計中 6005 軸承可以用帶座軸承代替，選用軸承的型號為 UCFU203 軸承。 Fa/Cor=e=0.228 查表可知道 e=0.38 當量負載的計算 P=200N 可算得軸承壽命 [6]