T6112臥式鏜床設計含11張CAD圖帶開題

T6112臥式鏜床設計含11張CAD圖帶開題,t6112,臥式,鏜床,設計,11,十一,cad,開題 I T6112 臥式鏜床設計 Design of T6112 Horizontal Boring Machine 摘 要 在全面了解臥式鏜床的結構、工作原理、控制方法的基礎上，設計 T6112 臥式 鏜床傳動系統(tǒng)及其執(zhí)行機構。根據(jù)臥式鏜床的工作原理，即電動機作為工作機構的 動力源，結合機床的四個方向的運動，即主軸的上移和下移，工作臺的橫向和縱向 移動，進而完成對工件的全面加工。確定了臥式鏜床的結構與技術參數(shù)，給出了臥 式鏜床的總體結構設計方案。 根據(jù)臥式鏜床的設計方案，文中詳細敘述了 T6112 鏜床執(zhí)行機構設計，傳動系 統(tǒng)的設計：電動機規(guī)格的選取、主軸設計、主軸變速機構設計、床身與工作臺結構 設計。 關鍵詞：臥式鏜床；主軸箱；主軸變速機構；電機；工作臺 II ABSTRACT On the basis of the structure, principle, control method of the horizontal boring machine，the transmission system and implementing mechanism of T6112 horizontal boring machine are designed. According to the principle of the horizontal boring machine, in which the motor is the power source, combining with the four directional movements of the machine, that is the up and down movements of main shaft, the horizontal and vertical movement of work table, then complete the processing of the work piece. The structure and technical parameters of the horizontal boring machine are given and the overall structure is designed. According to the horizontal boring machine design, this paper describes the design of implementing mechanism and the transmission system, including the selection of motor specification, the design of spindle gearshift, bed and work table. Key words: Horizontal Machine; Spindle Box; Spindle gearshift; Motor; Worktable 目 錄 摘要 ...................................................................I Abstract ...............................................................II 第 1 章 緒論 ..........................................................1 1.1 選題的背景及意義 ..................................................1 1.2 國內外發(fā)展和現(xiàn)狀 ..................................................1 1.3 研究設想 ..........................................................3 1.4 總體設計方案 ......................................................3 1.5 預期結果 ..........................................................3 第 2 章 臥式鏜床總體設計方案 ........................................4 2.1 臥式鏜床的工作原理 ................................................4 2.2 臥式鏜床的總體布局 ................................................4 2.3 主要技術參數(shù) ......................................................5 2.4 臥式鏜床 ..........................................................6 2.4.1 組成部件及運動 .................................................6 2.4.2 主軸部件機構 ...................................................6 2.4.3 夾具 ...........................................................7 2.5 本章小結 ..........................................................8 第 3 章 臥式鏜床傳動系統(tǒng)設計.......................................9 3.1 主傳動系統(tǒng)的運動設計 ..............................................9 3.1.1 電機的選擇 .....................................................9 3.1.2 合理分配傳動比一般應注意以下幾點： ............................10 3.1.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) ..................................11 3.2 軸的設計及其校核 .................................................12 3.2.1 鏜軸的設計 ....................................................12 3.2.2 與主電機連接的軸的設計與校核 ..................................13 3.2.3 三聯(lián)齒輪（Ⅰ）上的軸的校核 ....................................16 3.2.4 蝸輪和蝸桿的計算與校核 ........................................19 3.3 齒輪的設計 .......................................................21 3.3.1 齒輪的設計計算方法與材料選擇原則 ..............................21 3.3.2 齒輪的失效形式 ................................................22 3.3.3 齒輪的結構設計及參數(shù)的確定 ....................................23 3.4 主軸軸承的設計與校核 .............................................27 3.5 鍵的設計與校核 ...................................................29 3.7 本章小結 .........................................................33 結論..................................................................34 參考文獻 .............................................................35 致謝..................................................................36 1 第 1 章 緒 論 1.1 選題的背景及意義 根據(jù)所學專業(yè)的需要，為了使所學知識得以運用，選擇臥式鏜床為我的畢業(yè) 設計題目。 鏜床類機床的主要工作是用鏜刀進行鏜孔，所以叫鏜床。鏜床主要分為臥式 鏜床、坐標鏜床、金剛鏜床等。 因為臥式鏜床除鏜孔外，還可鉆孔，擴孔，鉸孔。尤其適合大型，復雜的箱 體類零件的孔加工。一般情況下，零件可以在一次安裝中完成大部分甚至全部的 加工工序，所以臥式鏜床特別適合于加工形狀、位置要求嚴格的孔系和加工尺寸 較大、形狀復雜且具有孔系的箱體、機架床身等零件。因此，臥式鏜床也是我國 重點開發(fā)設計的主要機床產品之一。T6112 臥式鏜床就是在這種背景下應運而生 的。由于 T6112 臥式鏜床在性能與結構上的諸多優(yōu)點，它的應用領域越來越寬廣， 已形成了比較成熟的設計制造技術。 臥式鏜床主要由工作臺，主軸箱，前立柱，后立柱，下滑座，上滑座和床身等 部件組成。主要可以完成下列工作運動： 1、 鏜桿的旋轉運動； 2、 平旋盤的旋轉主運動； 3、 鏜桿的軸向進給運動 4、 主軸箱垂直進給運動 5、 工作臺縱向進給運動 6、 工作臺橫向進給運動 7、 平旋盤徑向刀架進給運動 8、 輔助運動：主軸箱，工作臺，在進給方向上的快速調位運動；后 立柱縱向調位運動，后支架垂直調位運動。 通過運用自己所學知識及大量的實際考察和查閱資料，對臥式鏜床的傳動系統(tǒng)、 主軸箱、平旋盤及主軸變速機構進行設計。最終實現(xiàn)臥式鏜床的各種加工。 1.2 國內外發(fā)展和現(xiàn)狀 1、國外鏜床行業(yè)發(fā)展的現(xiàn)狀 鏜削加工是一種比較傳統(tǒng)的加工方法。目前，在 21 世紀初期，美、德、日等 各國鏜床的發(fā)展歷史，大致可分為以下三個階段： 2 (1)二十世紀初期，即鏜床的誕生階段。 (2)到二次大戰(zhàn)前，這是鏜床行業(yè)從誕生到形成較完整體系的階段。 (3)從二次大戰(zhàn)到現(xiàn)在，是鏜床的質量、性能、水平大發(fā)展的階段。 目前，隨著電子技術、計算機、自動化、控制測量技術和材料工業(yè)的發(fā)展，國 外鏜床的控制技術、鏜削工藝、結構設計及外圍設備均有了新的發(fā)展，達到了與 70 年代明顯不同的新高度。其主要發(fā)展現(xiàn)狀和趨勢歸納如下： (1)鏜床數(shù)控技術得到迅速發(fā)展。 (2)臥式鏜床設計結構和工藝的發(fā)展。 (3)向柔性化、無人化、超精密化的開拓性研究。 國外數(shù)控鏜床及臥式加工中心產品大多以普通臥鏜為基型，發(fā)展成不同水平的 產品。如在普通臥鏜上配上不同水平的數(shù)控系統(tǒng)后成為不同的數(shù)控臥鏜。在數(shù)控臥 鏜的基礎上，再加上刀庫和機械手，成為自動換刀型的產品。最終都將會演變成不 同布局和不同精度水平的臥式加工中心產品。 在國外已普及用 CAD 對機床的基礎大件如床身、立柱、滑座等進行優(yōu)化設計。 這樣不僅可以大量節(jié)約原材料，同時還可縮短設計周期，提高機床的動態(tài)特性。更 為突出的是，在機床設計中普遍采用模塊化設計方法，可較快地開發(fā)新品種，滿足 不同用戶的需求。 當新技術、新結構、新材料在機床上大量應用時，使機床技術水平有明顯的提 高，促使加工零件高精度化，高效化和高速化。 2、我國鏜床行業(yè)發(fā)展的現(xiàn)狀 經過將近半個世紀的發(fā)展，我國鏜床行業(yè)已經發(fā)展成一個具有相當規(guī)模、門類 齊全、有一定技術水平以及生產能力的金屬切削機床行業(yè)。 目前，國內最大的 TK6925 數(shù)控落地銑鏜床在齊齊哈爾第二機床公司設計制造 完成。這次最大的銑鏜床是為武漢船用機械廠生產的。是目前同類產品中規(guī)格最大， 技術含量最高，具有自主知識產權且結構新穎的重型機床，具有十二軸控制，任意 四軸聯(lián)動功能。以落地銑鏜床為主體的高技術含量機電一體化重型金切機床裝備， 已成為齊二機床公司參與市場競爭，實現(xiàn)企業(yè)快速發(fā)展的支柱性主導優(yōu)勢產品，市 場占有率已達 85%以上，引領國內數(shù)控落地銑鏜床快速發(fā)展。 由交大昆機科技股份有限公司開發(fā)出的 TK6111 數(shù)控銑鏜床，填補了我國在臺 式數(shù)控臥式銑鏜床上的空白，各項技術性能指標達到國內鏜軸直徑 110mm 規(guī)格的 臺式數(shù)控臥式銑鏜床的領先水平，進一步縮短了與國外同類產品的差距。 我國機床工業(yè)已經取得了巨大的成就，但與世界先進水平相比，還有較大的差 3 距，因而我們必須奮發(fā)圖強、努力工作，學習和引進國外的先進科學技術，以便早 日趕上世界先進水平。 1.3 研究設想 本文仔細分析了臥式鏜床的組成結構及傳動系統(tǒng)圖，主要針對主軸箱進行了 全面細致的研究設計，針對主軸，平旋盤進行了改進，使臥式鏜床的應用更為廣泛， 功能更多，加工的零件精度更高。 1.4 總體設計方案 本機床主運動采用二個三聯(lián)滑移齒輪和一個雙聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速，電機運動 傳至空心主軸，由齒輪副傳動主軸得到 18 級低檔轉速，當其中一個齒輪 Z23 左移 時，又由另一組齒輪副傳動主軸得到 6 級高檔轉速，因此共有 24 級轉速，若 Z23 處于空擋位置，將軸 XV 上的滑移齒輪 Z27 和平旋盤主軸上 Z26 齒輪嚙合，運動 被傳到平旋盤上，使平旋盤獲得 18 級轉速。 1.5 預期設想 能夠順利完成設計，實現(xiàn)對臥式鏜床主軸和變速機構的創(chuàng)新與改進。 4 第 2 章 臥式鏜床總體設計方案 2.1 臥式鏜床的工作原理 臥式鏜床主要由工作臺，主軸箱，前立柱，后立柱，下滑座，上滑座和床身 等部件組成。主軸箱可沿前立柱的導軌上下移動。在主軸箱中，裝有主軸部件、主 運動和進給運動變速機構以及操縱機構。根據(jù)加工情況不同，刀具可以裝在鏜桿上 或平旋盤上。加工時，鏜桿旋轉完成主運動，并可沿軸向移動完成進給運動；平旋 盤只能做旋轉主運動。裝在后立柱上的后支架用于支撐懸伸長度較大的鏜桿的懸伸 端，以增加剛性。后支架可沿后立柱上的導軌與主軸箱同步升降，以保持鏜桿不同 長度的需要。工件安裝在工作臺上，可與工作臺一起隨下滑座或上滑座作縱向或橫 向移動。工作臺還可繞上滑座的圓導軌在水平平面內轉位，以便加工互相成一定角 度的平面或孔。當?shù)毒哐b在平旋盤的徑向刀架上時，徑向刀架可帶著刀具作徑向進 給，以車削端面。綜上所述，臥鏜具有下列工作運動： 1. 鏜桿的旋轉運動。 2. 平旋盤的旋轉主運動 3. 鏜桿的軸向進給運動 4. 主軸箱垂直進給運動 5. 工作臺縱向進給運動 6. 工作臺橫向進給運動 7. 平旋盤徑向刀架進給運動 8. 輔助運動：主軸箱，工作臺，在進給方向上的快速調位運動；后立柱 縱向調位運動，后支架垂直調位運動。 2.2 臥式鏜床的總體布局 1、本鏜床按照以下要求進行總體布局: （1）保證工藝方法所要求的工件和刀具的相對位置和相對運動； （2）保證機床具有與所要求的加工精度相適應的剛度和抗震性； （3）便于觀察加工過程；便于操作、調整和修理機床；便于輸送、裝卸工件 和排除切削，并保證工件安全； （4）經濟性好，如節(jié)省材料，減少占地面積。 2、 T6112 臥式鏜床的傳動形式 5 本鏜床采用機械傳動。機械傳動的優(yōu)點是：實現(xiàn)回轉運動的結構簡單；機械 故障一般容易發(fā)現(xiàn)。另外，機械傳動的傳動比較為準確，實現(xiàn)定比傳動較方便。 2.3 主要技術參數(shù) 機床的主要技術參數(shù)包括主參數(shù)和基本參數(shù)?；緟?shù)包括尺寸參數(shù)、運動 參數(shù)、動力參數(shù)。主參數(shù)，或稱主要規(guī)格，表示機床的加工范圍。機床的尺寸參數(shù) 是指機床的主要結構尺寸。 主要技術參數(shù)如下： 主軸直徑 125mm 主軸最大許用扭轉力矩 3432 N.m 主 軸 承 受 最 大 軸 向 進 給 抗 力 29420 N 平旋盤最大許用扭轉力矩 4987 N. m 主軸內錐孔 公制 80 主軸最大行程 1000 mm 平旋盤徑向刀架最大行程 300 mm 主軸中心線距工作臺距離 0~1400mm 主軸轉速范圍 （24 級） 4~800r/min 平旋盤轉速范圍（18 級） 2.5~125r/min 主軸每轉時進給量范圍 4~200mm/min 平旋盤每轉時進給量范圍 0.063~10mm/min 工作臺尺寸 1400× 1600mm 工作臺最大行程 縱向 1600mm 橫向 1400mm 工作臺機動回轉速度 1r/min 工作承受最大重量 5000kg 工作臺快速移動速度 2m/min 機床重量 約 23 噸 機床外形尺寸 7225×3350×3355mm 主電機： 功率 13 kW 轉速 970 r/min 快速移動電機： 6 功率 4kW 轉速 960r/min 后立柱快速電機 功率 1.1kW 轉速 960r/min 油泵電機: 功率 0.8kW 轉速 1380r/min 光學測量讀數(shù)精度 0.01mm 機床總量 5000kg 機床外型尺寸（長 寬 高） 2225×2300×2580 2.4 臥式鏜床 2.4.1 組成部件及運動 臥式鏜床的外形由下滑座、上滑座、和工作臺組成的工作臺部件裝在床身導 軌上。上滑座可沿下滑座的導軌作橫向移動，下滑座又可沿床身導軌作縱向移動， 從而組成水平面內 X,Y 兩個坐標方向的進給和定位移動系統(tǒng)。工作臺還可在上滑座 的環(huán)形導軌上繞垂直軸線轉位，使工件能在水平面內調整至一定角度，以便在一次 安裝中對相互平行或成一定角度的孔或平面進行加工。主軸軸線為水平方向布置， 主軸箱可沿前立柱上的導軌在垂直方向上下移動，以實現(xiàn)垂直進給運動或使主軸軸 線處在 Z 坐標方向上的不同位置。為了保證孔與孔以及孔與基準面的距離精度，機 床上具有坐標測量裝置，以實現(xiàn)主軸箱和工作臺的準確定位。 主軸箱內裝有主運動和進給運動的變速傳動機構及操縱機構等。根據(jù)加工情 況不同，刀具可以裝在鏜軸前端的錐孔中，或裝在平旋盤的徑向刀具溜板上。加工 時，鏜軸旋轉完成主運動，并可沿其軸線移動作軸向進給運動；平旋盤只能作旋轉 主運動，裝在平旋盤導軌上的徑向刀具溜板，除了隨平旋盤一起旋轉外，還可沿導 軌移動作徑向進給運動。裝在后立柱垂直導軌上可上下移動的后支架，用以支承長 刀桿（鏜桿）的懸伸端，以增加其剛性。后立柱可沿床身導軌調整縱向位置，以適 應支承不同長度的刀桿。 2.4.2 主軸部件機構 臥式鏜床主軸部件的結構形式較多。本床為三層主軸帶固定式平旋盤的主軸部 件，它由層層套裝的鏜軸、空心主軸和平旋盤主軸組成。鏜軸和平旋盤主軸用來安 裝刀具并帶動其旋轉，兩者可單獨轉動?？招闹鬏S用作鏜軸的支撐和導向，并傳動 7 其旋轉。平旋盤主軸由裝在主軸箱體左壁和中間壁孔內的兩個精密圓錐滾子軸承支 承，軸承間隙可用螺母調整?？招闹鬏S同樣用兩個圓錐滾子軸承支承，其前軸承裝 在平旋盤主軸前端的孔中，后軸承裝在主軸箱體右壁的孔中，軸承間隙用螺母調整。 在空心主軸的內孔中，裝有三個淬硬的精密襯套，用以支承鏜軸。鏜軸用 38crMoAlA 鋼經氮化處理制成。具有很高的表面硬度（1000~1200HV） ，它和襯套 的配合間隙很小（約 0.01mm 左右） ，而前后襯套間的距離較大，因而可長期地保 持較高的導向精度，并使主軸部件有較高的剛度。 鏜軸的前端有精密的莫氏錐孔，供安裝刀具和刀桿用。它由齒輪經空心主軸 和兩個導鍵傳動旋轉。導鍵固定在空心主軸上，其突出部分嵌在鏜軸的兩條長鍵槽 內，使鏜軸既能由空心主軸帶動旋轉，又可在襯套中沿軸向移動。鏜軸的后端通過 推力球軸承和圓錐滾子軸承與支承座連接。支承座裝在后尾筒的水平導軌上，可由 絲杠經螺母傳動移動，帶動鏜軸作軸向進給運動。鏜軸不做進給時，利用支承座中 的推力球軸承和圓錐滾子軸承使鏜軸實現(xiàn)軸向定位。其中圓錐滾子軸承還可以作為 鏜軸的附加徑向支承，以免鏜軸后部的懸伸端下垂。 平旋盤主軸的前端，用螺釘和定位銷固定地安裝著平旋盤，它由齒輪傳動旋轉。 平旋盤的端面上銑有四條徑向 T 型槽，供緊固刀架或刀盤之用；在它的燕尾導軌 上，裝有徑向刀具溜板。刀具溜板的左側面上銑有兩條供緊固刀架用 T 型槽，有 側面的矩形槽中固定著齒條，由與其嚙合的齒輪傳動，使刀具溜板作徑向進給運動。 燕尾導軌的間隙可用鑲條進行調整。當加工過程中刀具溜板不需作徑向進給時， 可擰緊螺塞，通過小丁將其鎖緊在平旋盤上。 平旋盤上裝有刀具溜板的進給機構。運動由齒輪 2 傳入，然后經齒輪 18、蝸 桿、蝸輪、齒輪 25、和齒條傳動刀具溜板移動。上述這些齒輪、蝸桿、蝸輪等， 在工作過程中一面隨平旋盤一起繞它的軸線旋轉---公轉運動；一面繞其自身的軸線 旋轉--- 自傳運動。齒輪 2 空套在平旋盤的輪轂上，由伸出在主軸箱體外面的齒輪 17 傳動旋轉。當齒輪 2 的轉速、轉向與平旋盤相同時，由于齒輪 18 與 2 之間無相 對運動，齒輪 18、蝸桿 19 和蝸輪 26 等不能產生自傳運動，因而刀具溜板不作進 給運動。當齒輪 2 的轉速與平旋盤不相等時，則齒輪 18 將沿著齒輪 2 滾動，產生 自傳運動。于是蝸桿 19、蝸輪 26、和齒輪 25 等也都被帶動作自傳運動，從而傳動 刀具溜板進給。 2.4.3 夾具 在機床上加工工件，要求將工件迅速準確的安裝在機床上并保證工件與刀具之 8 間有一個準確可靠的加工位置，這就需要用一種工藝裝置來實現(xiàn)，這種用來使工件 定位和夾緊的工藝裝備，簡稱夾具。 夾緊裝置是使工件在外力作用下仍能保持其正確位置的裝置。機床夾具采用機 械、液動、氣動夾緊裝置等。 為了使工件在加工過程中不產生位移和振動，必須將工件緊固的夾住，并具有 足夠的夾壓剛度。夾壓點的布置應使夾壓合力落在定位平面之內，接近定位平面的 中心。主切削力方向與夾緊方向一致，卡具的作用： （1） 保證加工精度。 （2） 擴大機床使用范圍。 （3） 減少輔助時間，提高生產效率。 （4） 減輕操作者勞動強度，有利于安全生產。 2.5 本章小結 本章就臥式鏜床做了大致的概括性的介紹，并介紹了重要的機構的傳動原理。 列出了本機床的各個主要部分的參數(shù)并說明了卡具的一些問題。 9 第 3 章 臥式鏜床傳動系統(tǒng)設計 臥式鏜床的主運動有：鏜軸和平旋盤的旋轉運動；進給運動有：鏜軸的軸向運 動，平旋盤刀具溜板的徑向進給運動，主軸箱的垂直進給運動，工作臺的縱向和橫 向進給運動;輔助運動有：工作臺的轉位，后立柱縱向調位，后支架的垂直方向調 位，以及主軸箱沿垂直方向和工作臺沿縱向、橫向的快速調位運動。 3.1 主傳動系統(tǒng)的運動設計 設計主傳動系統(tǒng)時，一般應滿足下列要求： 1) 機床的主軸需有足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)（對于主傳動系統(tǒng)為直線運動 的機床，則為直線速度的變速范圍和變速級數(shù)） ，以便滿足實際使用的要 求。 2) 主電動機和全部機構需能傳遞足夠的功率和扭矩，并具有較高的傳動功率。 3) 執(zhí)行件（如主軸組件）需有足夠的強度、剛度，具有較大的抗熱衰減性能 及較大的摩擦系數(shù)和耐磨壽命。 4) 操作要輕便靈活、迅速、安全可靠，并便于調整和維修。 5) 結構簡單、潤滑與密封良好，便于加工和裝配，成本低。 3.1.1 電機的選擇 根據(jù)動力源的不同，常用原動機可以分為四大類，即電動機，工業(yè)發(fā)展各有 不同，工業(yè)發(fā)展各有區(qū)別，但共同的是，都在大力加強科研。目前世界鏜床的科研 針對三大方向、6 大課題。三大方向是：（1）發(fā)展高精度、高效率鏜床；（2）保 護環(huán)境，發(fā)展省能、綠色的環(huán)保鏜床；（3）為發(fā)展高精度機器、裝置，加速研究 超精密加工技術，發(fā)展納米鏜床。結合當前現(xiàn)代化 NC 機床技術發(fā)展需求，其共同 的科研 6 大課題為：（1）先進高速主軸；（2）直線電機驅動；（3）復合加工技 術、進一步提高效率；（4）適應各種環(huán)境的保護，發(fā)展綠色鏜床；（5）超精密加 工技術；（6）發(fā)展各種新型并聯(lián)機構鏜床。 下一代新機床的發(fā)展動向將是：（1）在上述三個方向、六大課題完善的基礎 上，進一步開發(fā)出各色新工藝、新結構的機床；（2）今后 IT 與機床結合的智能化， 網(wǎng)絡化將成為主流；（3）不斷向納米技術進軍；（4）在單機技術基礎上，進而向 制造系統(tǒng)推進。 10 內燃機，液壓馬達和氣壓馬達等，在選擇原動機的類型時，主要應該從以下 三個方面進行考慮： （1）執(zhí)行構件的載荷特性，運動特性，機械的結構布局，工作環(huán)境，環(huán)保要 求等； （2）原動機的機械特性，適應的工作環(huán)境，輸出參數(shù)可控性，能源供應情等； （3）機械的經濟性，效率，重量，尺寸等。 由于電力供應的普遍性，且電動機具有結構簡單，價格便宜，效率高，控制使 用方便等優(yōu)點，目前，大部分固定機械均優(yōu)先選用電動機作為原動機。 電動機是一種標準系列產品，使用時只需合理選擇其類型和參數(shù)即可。電動機 的類型有交流電動機，直流電動機，步進電動機和伺服電動機等。直流電動機和伺 服電動機造價高，多用于一些有特殊需求的場合；步進電動機常用于數(shù)控設備中。 由于交流異步電動機結構簡單，成本低，工作穩(wěn)定可靠，容易維護，且交流電源易 于獲得，故是機械設備最常用的 原動機。 電動機容量用額定功率表示，對于標準電動機，要求其額定功率等于或大于工 作機所需的電動機功率。根據(jù)此原則選擇電動機的容量。 同步轉速低的電動機，磁極數(shù)多，其外廓尺寸及重量大，價格高；而同步轉速 高的電動機，磁極數(shù)少，尺寸和重量小，價格低。因此，確定電動機轉速時，應該 從電動機和傳動裝置的總費用，機械傳動系統(tǒng)的復雜程度及其機械效率等綜合考慮。 當執(zhí)行構件的轉速較高時，選用高速電動機能縮短運動鏈，簡化傳動環(huán)節(jié)，提高傳 動效率。但如果執(zhí)行構件的速度低，則選用高速電動機時會使減速裝置增大，機械 傳動部分的成本會大幅度增加，且機器的機械效率也會降低很多。因此，電動機的 轉速的選擇，必須從整機的設計要求出發(fā)。 根據(jù)選定的電動機類型，結構，功率和轉速，從標準中查出電動機型號后，應 該將其型號，額定功率，滿載轉速，電動機中心高，軸身尺寸，鍵槽尺寸記錄下備 用。 根據(jù)以上敘述原則和條件，對整個設計的動力部件進行設計。 該機床是一般的金屬切削機床，無特殊的性能要求，采用 Y 系列封閉自扇冷 式鼠籠型三相異步電機具有高效低能耗起動轉矩大、噪音低、振動小、運行安全可 靠的特點。工作條件：環(huán)境溫度不超過+40C;相對濕度不超過 95%；海拔不超過 1000m；額定電壓 380V，頻率 50Hz。根據(jù)臥式鏜床加工的技術要求，選定 13kW 主電機：P =13kW ，轉速 n =970r/min。 00 11 3.1.2 合理分配傳動比 合理分配傳動比一般應注意以下幾點： （1）各級傳動機構的傳動比應盡量在推薦范圍內選取。 （2）應使傳動裝置結構尺寸較小、重量較輕。 （3）應使各傳動件尺寸協(xié)調，結構勻稱合理，避免干涉碰撞。 （4）各傳動副的傳動比應盡可能不超過極限傳動比 , 。maxiin （5）各中間傳動軸應有適當轉速。 （6）為了便于設計使用，傳動比最好取標準公比的整數(shù)次冪。 3.1.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 設計計算傳動件時，需要知道各軸的轉速、轉矩或功率，因此應將工作 機上的轉速、轉矩或功率推算到各軸上。 傳動裝置從電動機到工作機有六軸，依次為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ軸， 已知：功率 P =13kW ，轉速 n =970r/min。 00 1.各軸轉速 = = =413.4r/min210i697 = = =129.2 r/min3n2i04. = = =50.7 r/min43i51.9 = = =92.3 r/min5n4i187.0 = = =27.9 r/min65i237.9 2.各軸功率 = =13×0.97=12.61 kW1p01??d = =12.61× =11.63KW224)98.( = =11.63× =10.51KW335 = =10.51× =9.50KW4p4?).0( 12 = =9.50× =8.94KW5p45??3)98.0( = =8.94×0.97× =7.68KW666 3.各軸轉矩 =9550× =9550× =128N.mdTmdnP97013 = =128×1×0.97=124.16101??i mN. .682)4(26.422 ??? iT .1579.08.533 mN29)(15744?? i .4..2955 ??? T 843560)(9703.66 3.2 軸的設計及其校核 軸的結構設計包括定出軸的合理外形和全部結構尺寸。 擬定軸上零件的裝配方案。 擬定軸上零件的裝配方案是進行軸的結構設計的前提，它決定著軸的基本形式。 所謂裝配方案，就是預定出軸上各零件的裝配方向，順序和相互關系。 軸上零件的定位： 為了防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向或周向的相對運動，軸上零件除了有游動 或空轉的要求者外，都必須進行軸向和周向定位，以保證其準確的工作位置。 零件的軸向定位： 軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、軸端擋圈和圓螺母等來保證的。軸肩分 為定位軸肩和非定位軸肩兩類。利用軸肩定位是最方便可靠的方法，但采用軸肩就 必然會使軸的直徑加大，而且軸肩處將因截面突變而引起應力集中。因此，軸肩位 多用于軸向力較大的場合。定位軸肩的高度 h 一般取為 h=（0.07～0.1）d, d 為與 零件相配處的軸的直徑，單位為 mm。流動軸承的定位軸肩高度必須低于軸承內圈 端面的高度，以便拆卸軸承。非定位軸肩是為了加工和裝配方便而設置的，其高度 一般取為 1～2mm。 3.2.1 鏜軸的設計 1、 軸的計算準則 軸的計算準則是滿足軸的強度或剛度要求，必要時還應校核軸的振動穩(wěn)定性。 13 軸的扭轉強度條件為： （3.1）][2.0 953?????dnPWT 式中： ——扭轉切應力單位為 MPa；r? T——軸所受的扭矩，單位為 N·mm； ——軸的抗扭截面系數(shù)，單位為 mm3； n——軸的轉速，單位為 r/min； P——軸傳遞的功率，單位為 kW； d——計算截面處軸的直徑，單位為 mm； ——許用扭轉切應力，單位為 MPa。??T? 由上式可得軸的直徑 d≥ （3.2）???? 3 3950950.2.2TTPPAnn?????? 式中，A= , ， , 即空心軸的內徑 d1 與外徑 d 之30.T 341A???????1d 比，通常取 =0.5～0.6。 ? （1） 選擇軸的材料，確定許用應力 鏜軸用 38crMoAlA 鋼經氮化處理制成。具有很高的表面硬度 （1000~1200HV） ，HBS=229，δb=1000MPa ，δs=850 MPa,δ-1=495 MPa,τ- 1=285 MPa. （2） 初步估算軸的最小直徑 由文獻[1]查得，取 A=98~106 由公式（3.2） 341Pdn??????? 代入數(shù)據(jù)：n=27.9r/min， P=7.68kw，得 d≥68.95mm 考慮軸上同一截面有兩個鍵槽需將軸頸加大 7%，d=d ＇ （1+7﹪ ）=73.8 mm， 因機床主軸部件由主軸和軸套等組成。軸套采用三支撐，前支承由軸承產品目錄中 初步選取雙列向心短圓柱滾子軸承，相應的軸套直徑為 d =190，中間和后支承為 單列圓錐滾子軸承 32032，相應的軸套直徑為 d =160，又考慮主軸上開有兩個長鍵 14 槽，用一對鍵將軸套和主軸相連接，故主軸軸頸 d =125mm。 3.2.2 與主電機連接的軸的設計與校核 1、與主電機連接的軸的設計 540ABC0.8.63C-D145??30.8? 145???3?520?50 圖 3.1 與主電機連接的軸 1）選擇軸的材料，確定許用應力 因傳遞的功率屬中小功率，對材料無特殊要求，故選用 45 鋼并經調質處 理。由文獻查得強度極限 ，許用彎曲應力 =60 。MPaB637????b1??MPa 2） 初步估算軸的最小直徑 由文獻[1]查得，取 A=107~118 由公式（3.2） 341dn??????? 代入數(shù)據(jù)：n=970r/min ，P =12.61kw，得 d≥27.8mm （1）初步選擇滾動軸承 因左端軸端的軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。由軸承產品 目錄中初步選取（1）0 尺寸系列，標準精度的深溝球軸承 6010。其尺寸 為 d× × =50×80×16.(mm)，故 =50mm；DB1d （2）根據(jù)已選定的齒輪內花鍵 =62mm，d =56mm，可確定花鍵軸 =62mm D2D ， =55mm，精度等級為 h6。2d 所以與主電機連接的軸的直徑取為 d=55mm。 2、與主電機連接的軸的校核 軸的載荷分析見圖 3.1。 按彎扭合成強度條件計算 1）作軸的計算簡圖 15 通常將軸當作置于鉸鏈上的雙支點梁，其支點位置可根據(jù)軸承類型及組合方 式，確定：由傳動件（如齒輪、聯(lián)軸器等）傳遞到軸上的載荷，通常簡化為作用 于零件輪緣寬度中央的集中力，軸上轉矩則假定從傳動件輪轂寬度的中點算起； 若各載荷構成空間力系，則將其分解到兩個互相垂直的平面內。 圖 3.2 軸的載荷分析 2）作軸的彎矩圖 根據(jù)軸的受力簡圖，分別計算軸上的水平面內的彎矩 M 、豎直面內的彎矩 MH 在按矢量法合成彎矩 M（N·mm）V 由齒輪所傳遞的轉矩計算軸所受徑向力： F = （3.3）tdT2 16 F =F tan （3.4）rt? 推出軸向力 F = =4.5 Nt5 106.243?3 徑向力 F = tan = ×0.364=1638 NrdT2?5 106.243? 進而求得 M =157.5N·mH M =48.3 N·mV M =164.7 N·m 3）作軸的扭矩圖 扭矩 T T=124.2 N·m 4）作軸的相當彎矩圖 由已求得的合成彎矩和轉矩，根據(jù)第三強度理論計算相當彎矩 M ，并作出eq 相當彎矩圖。 M = N·m （3.5）eq22)(T?? 式中， ——考慮彎矩和轉矩所產生的應力的循環(huán)特性不同而引入的修正系數(shù)。? M = = =180.8 N·meq22)(??22.146.07.14?? 按強度條件校核 = （3.6）eq?W eq = =10.87MPa <[ ]=60MPa 351.08?? 結論：經校核該軸滿足工作條件，合格。 3.2.3 三聯(lián)齒輪（Ⅰ）上的軸的校核 1350AB50C0.8145??31.845??14??14??3D50 ?45 ?50 ?45 17 圖 3.3 三聯(lián)滑移齒輪所在的軸 軸受力分析圖見圖 3.4。 18 圖 3.4 軸的載荷分析 按彎扭合成強度條件計算 1、作軸的計算簡圖 通常將軸當作置于鉸鏈上的雙支點梁，其支點位置可根據(jù)軸承類型及組合方式， 確定；由傳動件（如齒輪、聯(lián)軸器等）傳遞到軸上的載荷，通常簡化為作用于零件 輪緣寬度中央的集中力，軸上轉矩則假定從傳動件輪轂寬度的中點算起；若各載荷 構成空間力系，則將其分解到兩個互相垂直的平面內。 2、作軸的彎矩圖 根據(jù)軸的受力簡圖，分別計算軸上的水平面內的彎矩 M 、豎直面內的彎矩 MH 在按矢量法合成彎矩 M（N·m）V M = （3.7） 2VH? 由齒輪所傳遞的轉矩計算軸所受徑向力： F =F tan （3.8） rt? F = （3.9）tdT2 推出軸向力 F = =3350N （3.10）t1608.2 5? 徑向力 F = tan = ×0.364=1219.4N （3.11）rdT2?1608.2 5? 進而求得 M =318.25 N·mH M =115.84 N·mV M = =338.7 N·m （3.12）2V? 3、作軸的扭矩圖 扭矩 T T =2.67×10 N·m4 4、作軸的相當彎矩圖 由已求得的合成彎矩和轉矩，根據(jù)第三強度理論計算相當彎矩 M ，并作出eq 相當彎矩圖。 19 M = N·m （3.13）eq22)(T?? 式中的 —是考慮彎矩和轉矩所產生的應力的循環(huán)特性不同而引入的修正系? 數(shù) M =eq22)( = =2.67×10 N·m （3.14）??5108.37854??4 按強度條件校核 = =2.14 <[ ]=60MPa （3.15）Weqe??3 4.062? 結論：經校核該軸滿足工作條件，合格。 3.2.4 蝸輪和蝸桿的設計與校核 根據(jù)蝸桿傳動的失效形式可得出其設計計算準則為： 對于閉式蝸桿傳動，一般按齒面接觸強度進行設計，按齒根彎曲強度進行校 核。為保證蝸桿傳動散熱狀態(tài)良好，工作可靠，還應進行熱平衡計算。 對于開式蝸桿傳動，通常只需按齒根彎曲強度進行設計。 對于跨度大，剛性差的蝸桿軸，過大的彎曲變形會造成齒向載荷分布不均，因 此，還需進行蝸桿軸的剛度校核。 1、選擇材料并確定許用應力 （1）查文獻[1]中表 12.5，蝸桿選用 40Cr，表面淬火 45~55HRC。 （2）查文獻[1]中表 12.6，蝸輪選用錫青銅 ZCuSn10P1,砂模鑄造，[ ]H? =180MPa，[ ]=51MPa。F? 2、按蝸輪齒面接觸疲勞強度設計 （1）確定蝸桿頭數(shù) 蝸輪齒數(shù)1Z2 查文獻[1]中表 12.2 選 =2,則 = =18 2=36i1Z? （2）初估效率 ? 由文獻[1]中 12.3.3 推薦,初估效率 =0.8? （3）蝸輪轉矩 2T =4987N.m2T （4）確定載荷系數(shù) K 查文獻[1]表 12.8 取工作情況系數(shù) =1.0,由 12.5.2 推薦取載荷分布系數(shù)A =1.0,取動載荷系數(shù) =1.05(初估 3m/s)。則?Kv2v? 20 = = =1.05 （3.16）KvA??05.1.? （5）確定模數(shù) 和蝸桿分度圓直徑 ，蝸輪分度圓直徑md2d mm =27199.6 mm （3.17）?? 22212 18037449805.1480???????????????HzTdm?33 查表 12.1 得 =28672 mm ， =6.3mm， =10， =63mm12dq1d 則 = =6.3 37=233mm 2 （6）計算蝸桿導程角 ，滑動速度 ，蝸輪切向速度?sv2v = （3.182.01tan?qz?31.?68? ） m/s=3.3m/s ???31.cos10625cos061??ndvs （3.19） m/s=0.08m/s 823106222 ????indv （3.20） m/s<3m/s,初選 =1.05 合適8.2 vK （7）計算總效率 根據(jù) =1.3m/s，查表 12.4 得 = = （錫青銅蝸輪，蝸輪齒面硬度svv?031??5. <45HRC） =0.825 ??????????5.13.tan96.tan96.0.1v?? （3.21） 總效率 =0.825 與初估效率 =0.8 有一定偏差，需復核 ，? 12dm （8）復核 12dm mm ?? 222 180374.08549705.148 ??????????????????????HzKT? 3 （3.22） =26700mm 28672 mm3?3 原設計合用。 3、校核蝸輪齒根彎曲疲勞強度 21 （1）確定蝸輪螺旋角系數(shù) SY 當量齒數(shù) 39.3 ???31.cos5032?zv （3.23） 根據(jù) 39.3， ，按插值法，查表 12.9 得 2.25?vz?31.?FY （2）確定蝸輪螺旋角系數(shù) ?Y =1- =0.92 ??1403. （3.24） （3）復核蝸輪轉矩 2T N.mm=5142844 N.mm 8.025497???? （3.25） （4）校核蝸輪彎曲強度 MPa=21.5 MPa 92.053.62514.164.12 ??????YmdKTFF （3.26） MPa<[ ]=51 MPa （3.27）5.FF? 彎曲強度足夠。 3.3 齒輪的設計 3.3.1 齒輪的設計計算方法與材料選擇原則 齒輪傳動是應用最為廣泛的一種機械傳動。它是依靠齒輪輪齒齒廓直接接觸 來傳遞運動和動力的，具有傳動比恒定，傳動效率高，使用壽命長以及承載能力高 等優(yōu)點，但也存在對制造和安裝精度要求較高以及成本較高等缺點。 齒輪傳動在不同的工況條件下，有著不同的失效形式，故對應有不同的設計準 則。因此在設計齒輪傳動時，應根據(jù)實際情況，分析其主要的失效形式，確定相應 的設計準則。但是，目前對齒面磨損、塑性變形尚未建立起廣為工程實際使用而且 行之有效的計算方法及設計數(shù)據(jù)，所以目前設計一般實用的齒輪傳動時，通常只按 保證齒根抗彎強度和保證齒面接觸疲勞強度兩準則進行計算。對于高速大功率的齒 輪傳動（如航空發(fā)動機主傳動、汽輪發(fā)電機主傳動等） ，還要按保證齒面抗膠合能 力的準則進行計算。 由實踐得知，在閉式齒輪傳動中，主要失效形式是齒面點蝕和齒根彎曲疲勞折 22 斷，齒面硬度小于 350HBS 的軟齒面發(fā)生點蝕的可能性更大。設計時應選擇外硬內 韌的材料，并保證齒面的接觸強度和齒根的抗彎強度。開式齒輪的主要失效形式是 磨損和輪齒折斷，一般不會發(fā)生點蝕。設計時應選擇耐磨材料，并進行齒根彎曲疲 勞強度計算。 齒輪常用材料為優(yōu)質碳素鋼、合金鋼、鑄鐵和非金屬材料等。一般多用鍛件， 較大直徑齒輪不宜鍛造，需采用鑄鋼或鑄鐵。 齒輪材料的選擇原則為： （1） 滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。 但對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒 芯韌。 （2） 合理選擇材料配對 如對硬度小于 350HBS 的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪應略高于大 齒輪，而且是兩輪硬度差在 30-50HBS 左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用 不同鋼號的材料。 根據(jù)上述原理、原則我們進行軸和齒輪的設計計算 齒輪傳動類型很多。根據(jù)一對齒輪在嚙合過程中，其傳動比是否恒定，將齒輪 傳動分為圓形（圓柱形或圓錐形）齒輪傳動和非圓（如橢圓）齒輪傳動。在各種機 械中應用最廣泛的是圓形齒輪傳動，而非圓齒輪傳動則用于一些具有特殊要求的機 械中。 根據(jù)兩齒輪嚙合傳動時其相對運動是平面運動還是空間運動，可將其分為平面 齒輪傳動和空間齒輪傳動兩類。平面齒輪傳動用于傳遞兩平行軸之間的轉動，其形 狀為圓柱。根據(jù)輪齒形狀的不同，又分為直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪以及人字齒 圓柱齒輪傳動，其嚙合形式又有外嚙合、內嚙合和齒輪齒條嚙合三種?？臻g齒輪傳 動用于傳遞兩相交或相錯之間的轉動，常見的形式有圓錐齒輪傳動，準雙面齒輪傳 動，交錯軸斜齒輪傳動及渦輪蝸桿傳動等。這里我選用的是直齒圓柱齒輪。 在生產實踐中，對齒輪傳動的要求是多方面的，但歸納起來不外乎下列兩項基 本要求： （1）傳動要準確平穩(wěn) 即要求齒輪傳動在工作過程中，瞬時傳動比要恒定， 且沖擊小，振動小。 （2）承載能力提高 即要求齒輪傳動能傳遞較大的動力，且體積小，重量輕， 壽命長。為了建立齒輪傳動工作能力設計準則，就應掌握齒輪傳動在工作中的失效 23 形式。一般地說，齒輪傳動的失效主要是齒輪的失效，而其它部分（如齒圈、輪輻、 輪轂等） ，通常只按經驗設計。 3.3.2 齒輪的失效形式 1、輪齒折斷 輪齒折斷有多種形式，在正常工況下，主要是齒根彎曲疲勞折斷, 在輪齒受載 時，齒根處產生的彎曲應力最大，再加上齒根過渡部分的截面突變及加工刀痕等引 起的應力集中作用，當輪齒重復受載時，齒根處就會產生疲勞裂紋，并逐步擴展， 導致輪齒疲勞折斷。此外，在輪齒受到突然過載時，也可能出現(xiàn)過載折斷或剪斷； 在輪齒經過嚴重磨損后齒厚過分減薄時，也會在正常載荷作用下發(fā)生折斷。 避免輪齒折斷和提高輪齒抗折斷能力的措施有限制齒根彎曲應力，增大齒根過 度圓角半徑或降低表面粗糙度以減少應力集中，提高齒芯材料的韌性，在齒根處施 行噴丸、滾壓等強化處理。 2、齒面點蝕 點蝕就是齒面材料在交變接觸應力作用下，由于疲勞而產生的麻點狀剝蝕損 傷現(xiàn)象。齒面上最初出現(xiàn)的點蝕僅為針尖大小的麻點，隨著應力循環(huán)次數(shù)的增加， 麻點逐漸擴大，特別是潤滑油的滲入，受壓擠脹，加速麻點的擴展，導致齒面材料 脫落而形成凹坑。齒面點蝕會嚴重影響齒輪傳動的平穩(wěn)性，產生振動和噪聲，以致 齒輪不能正常工作。 疲勞點蝕首先出現(xiàn)在節(jié)線附近的齒根面上。這是由于齒面節(jié)線附近相對滑動速 度較小，難于形成潤滑油膜，摩擦力較大；節(jié)線附近參于嚙合的輪齒對數(shù)少，故接 觸應力較大。 點蝕為閉式齒輪傳動的常見齒面失效形式。在開式齒輪傳動中，由于齒面磨損 較快，一般不會出現(xiàn)點蝕。 避免或減緩點蝕產生的措施，是限制齒面接觸應力，提高齒面硬度和增加潤滑 油粘度等。 3、齒面磨損 齒面磨損主要是磨粒磨損。當輪齒工作面間落入外部硬質顆粒（如沙粒、鐵屑 等）時，齒面即被逐漸磨損而致報廢。它是開式齒輪傳動的主要失效形式之一。改 用閉式齒輪傳動是避免齒面磨粒磨損最有效的辦法。 4、齒面膠合 膠合是接觸齒面在一定壓力作用下金屬發(fā)生粘著，同時隨吃面的相對滑動使金 屬從齒面撕劃出溝槽的現(xiàn)象。 24 高速重載齒輪傳動中，常因接觸區(qū)局部溫度升高而導致潤滑油膜破裂，使兩齒 面金屬直接接觸而粘著，稱為熱膠合。而低速重載時則因接觸點局部壓力很高，使 接觸表面油膜破壞而粘著，稱為冷膠合。 減輕或防止膠合的措施有：選擇合適的參數(shù)（如適當減小模數(shù)） ，減少齒面相 對滑動速度，提高齒面硬度，降低表面粗糙度值，合理匹