數(shù)控車床主傳動機構設計【φ400mm】

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為什么要設計此類數(shù)控車床呢？因為隨著我國國民經(jīng)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(chǎn)，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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(jīng)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(chǎn)的通用機床，自動化程度低，要想在近幾年內(nèi)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(jīng)濟水平、教育水平和生產(chǎn)水平，已成為我國設備技術改造主要方法之一。目前，我國經(jīng)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(jīng)濟型數(shù)控機床系統(tǒng)就是結合現(xiàn)實的生產(chǎn)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。 經(jīng)濟型數(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(chǎn)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(chǎn)品的適應性強。在普通車床上加工的產(chǎn)品，大都可在經(jīng)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(chǎn)的要求。3）相對于普通車床，經(jīng)濟型數(shù)控車床能提高產(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(jīng)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產(chǎn)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(chǎn)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(nèi)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(nèi)實現(xiàn)電控變速。本設計就是對在我國應用非常廣泛的C6型數(shù)控車床進行的改造，具有廣泛的適應性。C6型車床是一種加工效率高，操作性能好，社會擁有量大的普通車床。實踐證明，把這種車床改造為數(shù)控車床，已經(jīng)收到了良好的經(jīng)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(nèi)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(jīng)驗或類比為基礎的傳統(tǒng)(經(jīng)驗)設計方法。作為一名尚未畢業(yè)的大學生，經(jīng)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(jīng)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(chǎn)水平和可能趨勢，更應了解我國實際生產(chǎn)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。 1 總體設計方案擬定 1．1 擬定主運動參數(shù)(、、Z) 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(chǎn)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。 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。 1．5 主軸變速箱裝配設計 主軸變速箱裝配圖是以結構草圖為“底稿”，進行設計和繪制的。圖上各零部件要表達清楚，并標明尺寸和配合。 2 參數(shù)擬定 2.1 車床主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù) 此經(jīng)濟型數(shù)控車床是由C6140普通車床改裝而來，根據(jù)任務書上提供的條件： 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 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65 mm； 主軸孔錐度為公制70；采用雙速電機: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1800r/min，最小轉速為235 r/min；R1=/=1800/235=7.66 R=[1] 當機床處于低速檔時,主軸共有6級，轉速范圍===7.556 =，即===1.499，取=1.449≈,已知=45,查標準數(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),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===7.659 =，即===1.50,取=1.50≈,已知=1800 ,查標準數(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級轉速分別為 236,354,543,815,1200,1800 r/min。 3． 運動設計 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(jīng)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。 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。 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(jīng)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(jīng)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。 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,齒輪7和齒輪10之間的傳動比為,帶輪傳動比為。 設其中<<。 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/min ×××1500=67 r/min 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/min ×××1500=340 r/min 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/min ×××1500=150 r/min 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/min ×××1500=354 r/min 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/min ×××1500=1800 r/min 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/min ×××1500=815 r/min 由這6各方程聯(lián)列可解得 ≈0.3226 ≈0.7447 ≈1.6452 ≈0.2576 ≈1.3659 ≈0.534 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， 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(chǎn)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(jīng)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(jīng)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。 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(jīng)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。 此車床集中傳動:公比為,級數(shù)Z=12,變速范圍R=1800/45=40。 4 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(chǎn)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(nèi)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。 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?？傻么簖X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(jīng)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： ≥32mm [1] 其中N--------------計算齒輪傳遞的額定功率N=η×N 齒輪點蝕的估算： A≥370mm[1] 其中為大齒輪的計算轉速,A為齒輪中心距。 由中心距A及齒數(shù)z1、z2求出模數(shù)： [1] 根據(jù)估算所得和中較大得值,選取相近的標準模數(shù) 以齒輪2和齒輪5為例 =×n=1500×0.534=801 r/min N=5.5×0.95=5.225kw ≥32≈1.509 A≥370≈69.133mm ≈1.686 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的模數(shù)為3 由此可知,輸入軸1和傳動軸2之間的中心距為 A===123mm 同理且根據(jù)1軸和2軸之間的距離始終為123mm,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=35 m1=3 z4=47 m4=3 z3=51 m3=3 z6=31 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。 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] =9.55 由圖7-6選取材料的接觸疲勞極限應力為: , 由圖7-7選取材料的彎曲疲勞極限應力為: , 應力循環(huán)次數(shù)N由式(7-3)計算 = 由圖7-8查得接觸疲勞強度壽命系數(shù),1.02 由圖7-9查得彎曲疲勞壽命系數(shù),1, 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=2.0,試選1.3 由前面的式子求得許用接觸應力和許用彎曲應力 [2] [2] [2] [2] 將有關值代入式子 得 ==59.17 [2] 則1.44 查圖7-10得;由表7-3查得;由表7-4查得;取;則 修正[2] 由表7-6取標準模數(shù) 3．校核齒根彎曲疲勞強度 由圖7-18查得 取 由式（7-12）校核大小齒輪的彎曲強度 [2] [ [2] 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 35 +0.5 2 3 20 +0.8 3 3 51 0 4 3 47 -0.5 5 3 62 0 6 3 31 0 7 3 56 0 8 3．5 17 +0.218 9 3．5 66 0 10 3 41 +0.169 齒輪材料為55鋼,熱處理為齒部G58±0.2,深0.5 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(nèi)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 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(chǎn)查表12-3選定、、、 組成檢驗方案。根據(jù)及 查表12-13、表12-14、表12-15可得公差值： 第Ⅰ公差組 第Ⅱ公差組 ± 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 計算齒輪副的最小極限側隙 由表12-10按油池潤滑和查得 [6] 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 ， 。 傳遞的中心距 [6] 所以， 確定齒厚極限偏差代號 齒厚上偏差 由式（12-15） [6] 式中前面已查得 由表12-14按6級精度查得 由表12-17按145.5，6級精度查得 ， 所以，代入數(shù)據(jù)得， 因為 ± 由圖12-29或者12-9查得齒厚的上偏差代號為G，因此 齒厚下偏差 可知 [6] 查表12-13，6級精度齒輪，查表12-11，，所以 由圖12-29或表12-9查得齒厚下偏差代號為K，因此 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(nèi)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(nèi)孔尺寸公差為IT7，內(nèi)孔直徑為85mm,偏差按基準孔H選取，即齒輪內(nèi)孔的下偏差為0，上偏差為+0.022。內(nèi)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,內(nèi)孔=1.6,基準端面=3.2,齒頂圓=6.3。 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) [6] 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，按換算式12-20、式12-21、式12-22得 [6] [6] 齒輪工作圖 下圖為本例齒輪零件圖。 4.2 電磁離合器的選擇和使用 隨著機床設備向自動化趨勢發(fā)展,電磁離合器和制動器的應用越來越廣泛,本設計為經(jīng)濟型數(shù)控車床,采用手動和電動相結合的方式,其中的電控就是用電磁離合器來實現(xiàn)的,電磁離合器是自動化控制的主要元件之一,它具有結構緊湊、易于實現(xiàn)遠距離操縱和自動控制等特點，同時能滿足簡化機床結構，提高齒輪箱的傳動剛度和加工精度，實現(xiàn)機床高響應性、高頻率動作等方面的要求。 我設計的主軸箱采用了3個電磁離合器，大大簡化了主軸箱內(nèi)結構。離合器的類型很多，有通電工作的，也有失電工作的。按其傳遞扭矩形式可分為摩擦式離合器、牙嵌式離合器，磁粉式離合器以及轉差式離合器；按其工作條件可分為濕式離合器和干式離合器；按其電流饋入的方式可分為有滑環(huán)離合器和無滑環(huán)離合器。 選擇離合器的型號規(guī)格之前，必須充分了解各種離合器的動作特性及其優(yōu)缺點。在選擇離合器過程中最重要的因素是扭矩，扭矩表示所傳遞的動力，假如摩擦片數(shù)一定，則所傳遞扭矩大小和離合器有效半徑相對應。但在實際上，速度、溫度、摩擦片的磨損情況，污染情況都影響工作扭矩。 在設計過程中，計算扭矩是工作載荷的慣性和運動載荷的慣性之和，用T表示計算扭矩可用下式求出： [7] 式中 -----旋轉組件的重量 K-------旋轉組件的回轉半徑 N----回轉轉速 S----工作安全系數(shù) ---直線運動組件的重量 V-----線性速度 R-----變旋轉運動為直線運動皮帶輪的半徑 g-----9.8 t-----機器啟動所需時間 ----電磁離合器吸合時間 但在實際工作中,很多設備的精確載荷難以計算。一般是根據(jù)輸入動力確定所需扭矩。 [7] 式中P---輸入功率 S---工作安全系數(shù) N---輸入轉數(shù) 從上式中看出，對扭矩影響最大的是安裝離合器軸的回轉轉數(shù)。因此。一定動力下，較高的轉數(shù)對應低的扭矩，因此，在設計中盡可能將離合器裝在傳動鏈中轉速較高的位置，這通常要求離合器和電機同軸。 本設計中的主軸箱采用的是油潤滑，所以選用的電磁式離合器是濕式的。 根據(jù)軸的結構和相互關系，而且Ⅰ軸的扭矩小于Ⅱ軸的扭矩，分析后，選擇在Ⅰ軸上的兩個離合器均為DLM5系列離合器，其型號為DLM5-10；Ⅱ軸上的扭矩大于Ⅰ軸，其型號可選為DLM5-25。 5 軸的設計和驗算 5.1 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(nèi)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(nèi)（最好連皮帶輪也組裝在上面）。 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 軸的強度校核(以Ⅰ軸為例) 由鹽城市機床廠1997-10-01發(fā)布的臥式車床企業(yè)標準表9知主軸轉速為103時,扭矩為468N.m,這時Ⅰ軸的轉速為 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] 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,從處開始逐段確定直徑?？紤]到軸段1上安裝帶輪，上面將安裝有軸承為了符合軸承內(nèi)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(nèi)孔直徑為30，同理可取其他各段軸的內(nèi)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(nèi)壁的距離H=15mm,考慮箱體的鑄造誤差，軸承內(nèi)端面應距箱體內(nèi)壁一段距離，取，考慮上下軸承座的聯(lián)接，取軸襯座寬度為45mm。 （3）軸上倒角及圓角為了保證軸承內(nèi)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)標準，軸的左右端倒角均為。 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） 5.2.4 軸的受力分析 (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 在垂直面上 (3)畫彎矩圖（見上圖-c d e） 在水平面上 ，a-a剖面左側 a-a剖面右側 在垂直面上 合成彎矩 a剖面左側和右側的彎矩相同 (4)畫彎矩圖（見上圖-f） 轉矩 T= (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， 在a-a截面左側 [2] 合適。 (7)軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 由表10-1查得，，；，。 在a-a截面左側 [2] 由附表10-1查得，；由附表10-4查得絕對尺寸系數(shù)，；軸經(jīng)磨削加工，由附表10-5查得表面質量系數(shù)。則 彎曲應力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數(shù) 查表10-6得許用安全系數(shù)，顯然，故，a-a截面安全,即整個軸都是安全的，其彎扭合成強度和疲勞強度均是足夠的。 5.3 軸的剛度校核(以Ⅰ軸為例) 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(chǎn)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(chǎn)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： 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(chǎn)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 慣性矩 Ⅰ軸為圓軸,其平均直徑 慣性矩 計算撓度: a 段內(nèi): [1] 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= b段內(nèi): [1] c段內(nèi): [1] 由圖分析得, a 段內(nèi)撓度[1] 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(nèi)撓度<[y] b段內(nèi)撓度 =[1] 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 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. 6 主軸變速箱的裝配設計 箱體內(nèi)結構的設計:設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）。 6.1 箱體內(nèi)結構設計的特點 主軸變速箱是機床的主要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題: (1)精度:車床主軸部件要求比較高的精度。如：主軸的徑向跳動＜0.01mm;主軸的軸向竄動＜0.01mm。 (2)剛度和抗振性:綜合剛度（主軸與刀架之間的作用力與相對變形之比）： N/mm; 其中D為最大回轉直徑mm。 (3)傳動效率的要求：等級1 效率≥0.85 等級2 效率≥0.8 等級3 效率為0.75 (4)主軸前軸承處溫度和溫升應控制在一定范圍內(nèi)，噪音也應控制在一定范圍之內(nèi)： 等級1 dB≤78 等級2 dB≤80 等級3 dB≤83 結構應盡可能簡單、緊湊，加工和裝配工藝性好，便于維修和調整。 操作方便，安全可靠。 遵循標準化和通用化的原則。 6.2 設計的方法(以軸的布置為例) 主軸箱結構設計由于是整個機床設計的重點。由于結構比較復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在畫正式圖之前，最好能先畫草圖。目的是： 布置傳動件及選擇結構方案。 檢驗傳動設計的結果中有無相互干涉，碰撞或其它不合理的情況，以便及時改正。 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和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。 為達到上述目的，草圖的主要輪廓尺寸和零件之間的相對位置尺寸一定要畫得準確，細部結構可不必畫出。 各部分結構經(jīng)過反復推敲修改，經(jīng)過必要得驗算，確定了結構方案以后，才能開始畫正式裝配圖。 展開圖和橫截面圖應該盡量交叉進行，這樣容易及時發(fā)現(xiàn)問題。 傳動軸設計 特點:機床的傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支承。軸上要安排齒輪，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。 首先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。 軸的結構 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。 軸的空間布置 軸系布置的一般程序是：先確定主軸在變速箱中的位置，在確定傳動軸的軸以及與主軸上的齒輪有嚙合的關系的軸，第三步確定電動機軸或運動輸入軸（1軸）的位置，最后確定其他各傳動軸的位置。 車床主軸（圖6-20） 1、垂直方向（高度） H=1/2D---由車床主參數(shù)D決定。 2水平方向 a≤b－主軸中心在尾架導軌中間，也有稍偏向前導軌的，也有偏向后導軌的，為降低床身導軌的變形，切削力的方向盡可能在前、后導軌之間，主軸中心越往后越好；但從便于裝卸工件、減輕勞動強度的角度講，主軸中心越往前越好。一般中型車床取尾架導軌中央或稍偏后，這樣，既便于操作，又可使切削力均勻地作用于刀架地兩導軌面上。 傳動主軸的軸 由于切削力P切和轉動力P齒的作用，主軸及其軸承將產(chǎn)生變形。 從實驗的結果分析，中型車床主軸部件的變形及其組成比為：主軸本身變形約占45至65%，主軸軸軸承的變形約占30至45%，軸承的支承件（箱體）變形很少。因此，可以認為主軸部件的剛度主要取決于主軸及其軸承。然而，主軸傳動齒輪與其嚙合的齒輪之間不同的位置，將致使主軸及其主軸軸承承受力有著很大上午變化。通過分析兩種極限情況，就可以了解一般情況下的主軸部件受力和變形方法，以選擇和確定合適的主軸上齒輪傳動力的位置和方向。 Ⅰ軸（輸入軸）的位置1．Ⅰ軸上往往裝有摩擦離合器等機構，這些部件的位置安排應便于調裝。2． 摩擦離合器或摩擦式制動器，需要考慮便于冷卻與潤滑，離主軸部件要遠一些，以減少由于摩擦發(fā)熱對主軸部件熱變形的影響。3．Ⅰ軸的端部常裝有皮帶輪，而主軸尾端外伸，有可能裝自動卡盤的操縱氣缸或油缸，布置Ⅰ軸位置時，必須保證兩者不會相碰，Ⅰ軸上帶輪外緣不能高出箱體，以免影響外觀。 綜述以上各點，車床上Ⅰ軸一般多安排在變速箱后壁靠近箱蓋處。 中間各傳動軸的位置:主軸和Ⅰ軸位置既定，中間各傳動軸位置即可按傳動順序進行安排，應考慮滿足以下要求： (1)裝有離合器的軸：要便于裝調、維修和潤滑。 (2)裝有制動裝置的軸：要便于裝調、維修，該軸應布置在靠近箱蓋或箱壁處，同時還應考慮與起、停裝置的互鎖。 (3)裝有潤滑油泵的軸：要有足夠的空間安裝潤滑油泵，其高度要便于油泵吸油和排油，并便于裝卸和調整油泵，裝有濺油輪或濺油齒輪的軸應注意圓周速度和浸入油面的深度。 (4)與相關部件有聯(lián)系的軸：車床主運動與進給運動間的內(nèi)在聯(lián)系是通過變速箱內(nèi)的進給運動輸出軸聯(lián)系，它應布置在主軸前下方靠近進給箱處。 (5)其他：使箱體截面尺寸緊湊、比例協(xié)調，各操縱機構安排得當?shù)鹊取? : 7 結論 通過本次畢業(yè)設計，完成了對經(jīng)濟型數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的設計，這類主傳動系統(tǒng)是應用于經(jīng)濟型中檔精度數(shù)控車床的。這類車床共有12級轉速，分高低兩檔，高低兩檔的切換是通過手柄來實現(xiàn)的，而在同一檔內(nèi)的6級轉速，是通過電磁離合器來實現(xiàn)的電動控制。 此類數(shù)控車床既不同于一般的數(shù)控車床,也不同于普通車床,是兩者的結合。這類數(shù)控車床比一般的全功能數(shù)控機床便宜，能節(jié)約成本，其性能價格比適中。相對于普通車床，用此類主傳動裝置，其加工的精度更高，能提高產(chǎn)品質量，降低廢品損失。因為此傳動系統(tǒng)部分采用電控，還能減輕工人的勞動強度。所以，此類主傳動設計適應我國國情。 由于這次設計時間較為倉促，沒有對所有重要部件進行校核，有的只是進行了簡單的選型，而不是經(jīng)過嚴格計算得到。而且由于缺乏實踐經(jīng)驗的積累，設計的很多方面都缺乏工藝性。 致謝 我進行了將近一個學期的畢業(yè)設計，我學到了很多東西，不但包括一些設計的方法，更重要的是，我學會了如何獨立思考，解決問題。在設計中，會不斷地遇到問題，這是就要我們?nèi)ハ朕k法解決，讓我們?nèi)ゲ橘Y料，查手冊。在這次畢業(yè)設計中，我學會的一個解決問題的重要方法就是查設計手冊。 畢業(yè)設計是一個系統(tǒng)的過程，通過這個過程，我們學會了分析問題、解決問題的一些基本的方法，讓我們系統(tǒng)回顧了大學四年學過的知識，也為我們將來的工作打下了基礎。 指導我們設計的是鹽城市機床廠的沙愛民高級工程師，沙老師雖然不是我們學校的老師，但為了指導我們設計，沙老師一個星期三次過來給我們指導。沙老師家離我們學校又很遠，但她為了我們的設計還是每次都過來。沙老師不但有機械的理論知識，更有非常豐富的實踐經(jīng)驗，回答我們問題都能聯(lián)系實際，給我們以啟示。 通過指導老師的悉心指導，我覺得在設計過程中自己積累了不少的設計經(jīng)驗，但同樣存在著很多不足。設計過程中有一些很簡單的問題我有時也解決不了，需要老師幫助才能解決。有時看見老師在，一些自己能解決的問題，也懶于去思考，都拿去問老師。 通過畢業(yè)設計，我學到了不少東西，也發(fā)現(xiàn)了自身很大的不足。感謝我們指導老師的幫助，也感謝系部給我們提供了這么多的便利條件。 參考文獻 1 曹金榜，易錫麟，張玉峰，陳田養(yǎng)，王長春.機床主軸變速箱設計指導.北京:機械工業(yè)出版社,1987 2 徐錦康,蔡慧官,蔣同洋.機械設計.北京:機械工業(yè)出版社,2001 3 張新義.經(jīng)濟型數(shù)控機床系統(tǒng)設計.北京:國防工業(yè)出版社,1993 4 北京航空學院機械加工教研室.北京:國防工業(yè)出版社館 5 王愛玲.現(xiàn)代數(shù)控機床結構與設計.北京:兵器工業(yè)出版社 6 王伯平.互換性與測量技術基礎.北京:機械工業(yè)出版社,1999 7 吳宗澤,羅建國.機械設計課程設計手冊.北京:高等教育出版社 8 機械工業(yè)出版社編輯組編.機械設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社 9 中國農(nóng)業(yè)機械化科學研究院編.實用機械設計手冊.北京:農(nóng)業(yè)機械出版 社,1989 10 楊黎明.機械零件簡明設計手冊.北京:兵器工業(yè)出版社,1992 附件清單 1 數(shù)控車床總裝圖 CK-000 A3 一張 2 主傳動系統(tǒng)裝配圖 CK-001 A0 一張 3 內(nèi)隔套零件圖 CK-101 A4 一張 4 齒輪零件圖 CK-102 A3 一張 5 齒輪零件圖 CK-103 A3 一張 6 齒輪零件圖 CK-108 A3 一張 7 擋油環(huán)零件圖 CK-114 A4 一張 8 擋油環(huán)零件圖 CK-115 A3 一張 9 主軸零件圖 CK-116 A1 一張 10 軸承透蓋零件圖 CK-117 A3 一張 11 齒輪零件圖 CK-118 A3 一張 12 齒輪零件圖 CK-120 A3 一張 13 Ⅰ軸零件圖 CK-121 A3 一張 14 內(nèi)隔套零件圖 CK-122 A4 一張 15 內(nèi)隔套零件圖 CK-123 A4 一張 16 帶輪零件圖 CK-124 A3 一張 17 軸承透蓋零件圖 CK-125 A4 一張 18 外隔套零件圖 CK-126 A4 一張 19 齒輪零件圖 CK-127 A4 一張 20 內(nèi)隔套零件圖 CK-129 A4 一張 21 齒輪零件圖 CK-131 A3 一張 22 內(nèi)隔套零件圖 CK-132 A4 一張 23 齒輪零件圖 CK-133 A3 一張 24 外隔套零件圖 CK-134 A4 一張 25 內(nèi)隔套零件圖 CK-135 A4 一張 26 床頭箱零件圖 CK-139 A0 一張 27 端蓋零件圖 CK-140 A4 一張 28 外隔套零件圖 CK-143 A4 一張 29 軸承透蓋零件圖 CK-146 A3 一張 30 傳動鍵零件圖 CK-147 A4 一張 31 卡口墊零件圖 CK-148 A3 一張 32 甩油環(huán)零件圖 CK-150 A3 一張 33 定位套零件圖 CK-157 A4 一張 35