C620型普通车床传动系统结构设计【含CAD图纸、文档和三维通用格式】
喜欢这个资料需要的话就充值下载吧。资源目录里展示的全都有预览可以查看的噢,下载就有,请放心下载,原稿可自行编辑修改=【QQ:11970985 可咨询交流】=喜欢就充值下载吧。资源目录里展示的全都有,下载后全都有,请放心下载,原稿可自行编辑修改=【QQ:197216396 可咨询交流】=
本科毕业论文(设计)开题报告论 文 题 目: C620 机床传动系统结构设计学 院:专 业 、 班 级:学 生 姓 名: 毕业论文(设计)开题报告要求开题报告既是规范本科生毕业论文工作的重要环节,又是完成高质量毕业论文(设计)的有效保证。为了使这项工作规范化和制度化,特制定本要求。 一、选题依据1。论文(设计)题目及研究领域;2。论文(设计)工作的理论意义和应用价值;3。目前研究的概况和发展趋势。二、论文(设计)研究的内容1。重点解决的问题;2。拟开展研究的几个主要方面(论文写作大纲或设计思路);3。本论文(设计)预期取得的成果。三、论文(设计)工作安排1。拟采用的主要研究方法(技术路线或设计参数);2。论文(设计)进度计划。四、文献查阅及文献综述学生应根据所在学院及指导教师的要求阅读一定量的文献资料,并在此基础上通 过分析、研究、综合,形成文献综述。必要时应在调研、实验或实习的基础上递交相 关的报告。综述或报告作为开题报告的一部分附在后面,要求思路清晰,文理通顺, 较全面地反映出本课题的研究背景或前期工作基础。五、其他要求1. 开题报告应在毕业论文(设计)工作开始后的前四周内完成;2. 开题报告必须经学院教学指导委员会审查通过;3. 开题报告不合格或没有做开题报告的学生,须重做或补做合格后,方能继续论 文(设计)工作,否则不允许参加答辩;4. 开题报告通过后,原则上不允许更换论文题目或指导教师;5. 开题报告的内容,要求打印并装订成册(部分专业可根据需要手写在统一纸张 上,但封面需按统一格式打印)。13一、选题依据 1、研究领域 金属切削机床设计 2、论文(设计)工作的理论意义和应用价值 金属切削机床是刀具或磨具对金属工件进行切削加工的机器。在一般机械制造工 厂中,机床约占机器设备总数的 50%70%.现代化工业生产的特征主要表现在高生产和先进的技术经济指标两方面。而这些首先取决于机械制造工业提供的装备的技术水 平。机床工业是机器制造业的重要部门,担负着为农业、工业、科学技术和国防现代 化提供技术装备的任务在整个国民经济中占有重要地位。 关于 C620 车床,C 代表车床类,6 代表普通车床,20 代表车床最大旋转半径为200 毫米,也就是最大旋转直径 400mm,最大加工直径 400 毫米。车床主要组成部件有床头箱、进给箱、溜板箱等。床头箱是机床的重要的部件,是用于布置机床工作主 轴及其传动零件和相应的附加机构的。主轴箱是一个复杂的传动部件,包括主轴组件、 换向机构、传动机构、制动装置、操纵机构和润滑装置等。其主要作用是支承主轴并 使其旋转,实现主轴启动、制动、变速和换向等功能。机床进给箱是用以改变机床切 削时的进给量或改变表面形成运动中刀具与工件相对运动关系的机构。溜板箱是将丝 和光杠传来的旋转运动转变为溜板箱的直线运动并带动刀架进给,控制刀架运动的接 通、断开和换向的机构。 因此,设计机床传动系统图、床头箱、进给箱、溜板箱意义重大。机械制造中, 机床所负担的加工工作量约占机械制造总工作量的 40%60%。从质的方面来说,既然机床是制造各种装备和机器的,那么改善机床的机构性能就必然直接影响机械产品的性 能、质量和经济性。 3、目前研究的概况和发展趋势 (1) 行业标准化工作现状 经过近六十年标准化工作者的辛勤耕耘,尤其是全国金属切削机床标准化技术委 员会组建 ( 1986 年) 以来, 我国金属切削机床行业的标准化工作从无到有,并伴随着我国机床制造业的发展而得到了长足的发展,取得了令人瞩目的成绩,尤其是数控 机床标准化工作近 10 年来得到了高度重视,市场流通的普通级加工中心、精密级加工中心、高精度加工中心和车削中心标准相继颁布实施。到目前为止,我国金属切削机 床行业现有标准近 900 项, 其中国家标准 80 多项,行业准 800 多项。在这些标准中,通用基础标准 200 多项、型式与参数标准 100 多项、精度标准 300 多项、技术条件标准 300 多项这些标准基本覆盖了国内金切机床的产品种类,形成了我国金切机床的标准体系,为我国金属切削机床制造业的发展、整机标准化水平、可靠性水平、可 安全防护技术水平的提高起到了重要的技术支撑作用。经过两代标准化工作者 20 多年的辛勤工作,金切机床行业的国际标准化工作从积极引进、消化国际标准和国外先 进标准, 到逐步与国际惯例接轨,机床行业都做了大量工作,尤其是第四次全国采用国际标准化工作会议以来, 金属切削机床行业在采标工作中积极稳妥、不断推进,工作中狠抓采标数量。经过全行业的努力, 目前由金切机床标委会目前归口的 100 余项国际标准中, 已有近 80 项转化为我国标准, 其中等同转化的占 40%, 等效转化的占40%。其余未采标的原因是: 有个别标准我国无相应产品; 有些标准属于最新颁布的标准, 待列项转化。由此可见, 我国的机床标准化工作可谓成绩斐然。“十五”期间, 在国家和地方财政的支持下, 我国机床行业的功能部件标准得到了很大发展, 先后制定了滚珠丝杠副标准、刀架标准、刀库标准和电主轴标准。这些标准的制定填补了 国内空白, 缓解了我国机床行业发展的需要程度, 进一步规范了产品的设计和生产, 同时也提升了机床的整体性能和模块化生产水平。 (2) 行业标准化工作存在的问题 虽然经过数十年的不懈努力, 我国机床工具行业的标准化工作取得了很大成绩, 为我国机床制造业的发展提供了有力的技术支撑, 也为我国装备制造业的发展做出了贡献。但是, 随着我国机床行业的快速发展, 行业标准化工作, 特别是数控机床的标准化工作跟不上产品的发展, 具体问题如下: 数控机床的技术向高速、复合、精密、智能、绿色的方向快速发展, 但行业标准化工作滞后于产品技术的发展和市场需求, 缺少完善的数控机床标准体系来指导和规范产品开发、制造、服务和贸易。 现有标准结构不尽合理, 标准中产品标准多, 通用基础和方法标准少; 在产品标准中普通机床标准多, 数控机床标准少; 在数控产品中企业标准多, 国家标准与行业标准少。 行业标准化工作基础性研究薄弱, 数控机床通用基础标准不足, 采标工作有待加强。 关键功能部件是主机产业链的上游产品, 它与主机之间相互支撑、相互联系的统一技术规范缺乏, 影响数控机床产业化的发展。 有些标准超龄, 需要修订。 (3) 发展战略 数控机床是装备制造业的高新技术产品, 最能体现行业整体的技术水平和发展趋势。随着工业现代化水平的不断提高, 当今国际上数控机床正向精密、高效、柔性、集成的方向发展。所以高速、复合、智能、环保的数控机床技术平台, 已成为发展数控机床产业的关键技术, 这也正是我国当前发展数控机床产业的关键所在。 国产数控机床虽然增加很快, 但市场占有率不高。经济型数控机床基本自给,高档数控机床绝大部分依靠进口, 普及型数控机床国内市场大部分也被进口产品占据。从行业总体来看,核心竞争力不强,我国虽然是机床大国,但还不是机床强国。主要差 距有五: 一是产业化水平不高,国产数控机床品种不全,总量不大,企业生产规模较小,新产品推向市场速度不快;二是产业结构不合理,专业化配套和协作水平低,功能 部件发展滞后,没有形成数控产业发展的功能部件支撑体系;三是缺乏专业化的机床 功能部件配套体系。数控机床的发展需要高水平、专业化规模化生产的功能部件作基 础。多年来, 我国数控机床功能部件发展速度较慢, 没有形成适应主机产业化需要的开发、制造、服务配套体系。产品质量不够稳定,成本居高不下,供货周期长。在技术 高起点、生产专业化、产量规模化方面,与国际功能部件生产企业有较大差距。功能 部件产业发展滞后,已经明显阻碍了国产数控机床的发展没有高水平功能部件, 就不可能生产高水平数控机床;没有功能部件的产业化,就不可能实现数控机床产业化; 四是技术开发能力不足。国有企业经济效益相对较低, 基础研究、技术攻关和新产品开发的投入严重不足,根据行业调查,主要企业平均科技投入不足年销售收入的 2% , 直接影响了创新能力的提高。民营企业大多处在发展的初级阶段, 技术开发能力相对较弱, 需要技术和资金积累的过程。三资企业的技术开发多数受制于外方。从行业总体来看, 产品开发能力不足, 高级型数控机床开发还停留在引进技术或引进产品的消化吸收上, 技术转化和创新进展缓慢, 导致高水平数控机床品种发展不快; 五是产品结构不合理。目前, 国产数控金属切削机床经济型台数与普及型高级型 ( 中高挡) 台数之比约为 70:30, 而相应国内市场消费台数之比约为 40:60。全行业科技人才不足, 是造成行业产品结构不合理的一个重要原因, 特别缺乏技术带头人。基础开发理论研究、基础工艺研究、应用软件开发和国际先进标准研究与转化等都不能适应 数控技术快速发展的要求, 也是造成行业产品结构不合理的重要原因。 从整体上讲, 由于机床行业存在着上述问题, 机床行业的标准化工作也就存在着以下需求, 而这些需求也正是我们今后一段时间, 尤其是“十一五”期间的工作重点。 充实、完善金属切削机床标准体系 随着国内外市场融为一体进程的加快,特别是我国加入 WTO 后,国外数控机床大量拥入我国,由于我国缺乏成熟的,与国际接轨的技术法规及技术标准作支撑,所以不 该进来的产品进来了,可以出口的产品却出不去。所以尽快充实、完善我国现有的产 品标准和技术标准体系,是当前标准化工作的一项重要的任务,以通过先进、科学的标 准体系来促进机床行业的快速发展。 加强数控机床基础标准的制定 数控机床是当代机械制造业的主流产品,是集高新技术于一体的重要机械加工装 备,是国内外市场的热门产品。部分高档数控机床仍然被当成战略物资在国际市场上 受到禁运和限制。快速发展我国高档数控机床是机床行业的当务之急。作为数控机床 技术支撑的数控系统及相关的技术基础标准就务必先行。 重视高档数控机床等重点产品标准的制定 近些年,我国数控机床和国际数控机床发展趋势一样,正在向精密、高速、复合和 环保方向发展, 并且成功制造了各种具有先进水平的数控机床产品。但是由于这些产品还未形成批量,没有产业化,没能制定相应的国家标准、行业标准作支撑。所以通过 调查、研究和验证, 尽快制定出相关产品标准也是当前行业标准化工作的一项重要任务。 强化数控机床功能部件标准的制定 近几年我国机床制造企业和国外企业进行技术交流、合作生产的日益增多, 特别是数控机床, 引进的品种和规格比较多, 这就造成了相关功能部件品种、规格的繁多和水平的差异较大。这不仅不利于用户选购产品, 也制约了国产数控机床的发展和产业化进程。通过这次标准专项课题的实施, 结合行业标准规划的制定和落实, 将会对现行的标准水平和标准体系有明显的改进, 也有利于尽快建立、健全符合国情的数控机床功能部件标准, 用以规范和指导我国数控机床功能部件的生产和发展。 进一步推动采标工作 根据产品需要, 将机床行业的国际标准按与国际惯例接轨的原则转化为我国标准; 使 80% 以上机床国家标准和行业标准达到国际一般水平; 强制性标准做到全面贯彻实施; 75% 以上的主要产品能按国际标准和国外先进标准组织生产。积极采用国际标准, 提高机床标准水平。尽管我们机床行业对现行的国际标准均已采用, 但是, 大部分为参照采用, 未等同、修改采用,与国际惯例不符。另外,不少标准的标龄长, 且未达到国际一般水平。因此,在“十一五”期间,我们应进一步推动采标工作, 做到机床行业的国际标准等同、修改采用。尤其是那些市场急需的标准更应如此, 以提高产品标准水平,以增强其市场的竞争能力。结合机床行业标准的清理整顿, 进一步做好采标工作, 对那些水平较低、不适应产品设计开发、生产、销售、验收及对外贸易的标准加快修订步伐, 提高其标准水平, 以适应机床产品各个环节的使用。 推动机床安全标准的制定与贯彻 产品是否安全的问题,已经成为产品能否进入市场的最基本的条件,因此,我们要 积极推动机床安全标准的制定与贯彻工作, 以确保机床产品能顺利进入市场。目前, 我们已经制定了 金属切削机床安全 防护通用技术条件通用标准和部分产品的安全标准,今后应在推动贯彻这些标准的基础上,制定出各类机床产品的安全标准。同 时,要进一步开展机床产品实施强制性标准的贯彻工作。 以标准手段促进机床产品向绿色制造方向发展 机床产品向绿色制造方向发展,已经到了亟待重视、解决的时刻。中央在十七大文件中提出了经济建设要树立科学发展观, 落实到金切机床行业, 就是要在产品设计、制造, 以及为用户服务中体现科学的、可持续的、以人为本的发展战略。这不仅仅要求产品在设计和制造过程中节能、环保, 而且在用户使用过程中, 甚至在产品使用周期内都体现高效、节能和环保。并且还要保证机床产品的宜人性、可再循环性, 这些都需要有先进、科学的绿色制造标准来支撑。发达国家在几年前已经开始研究机床 的环保问题, 并开始制定节能、节耗标准。这对未来金切机床的销售和贸易产生影响, 不符合能耗或环保标准要求的机床将难以进入国际市场或者需要征收高额关税, 甚至在用户使用过程中, 也要不断支付各种额外费用。国内机床行业已经从标准角度重视这个问题, 并尽快制定相关的标准。提高能源利用率, 加强节能减排, 走绿色制造之路, 不仅是应对未来贸易壁垒的需要, 也是我国机床行业不断科学发展的必由之路。 组织行业对专题进行研究、攻关 此外, 结合我国机床行业存在的实际问题, 金切机床标委会还希望在有关部门的支持下, 开展以下方面的研究和攻关, 以提高我国数控机床的精度保持性和可靠性。 a. 开展数控机床可靠性方面的研究, 制定各种数控机床可靠性试验、评定规范 b. 开展数控机床工序能力保证系数 Cmk 的研究, 制定各种数控机床 Cmk 考核办法, 建立评价体系 c. 开展数控机床金属切除率方面的研究, 制定各种数控机床金属切除率考核规范。d.开展数控机床安全技术方面的研究, 制定各种数控机床安全评价规范。 e.开展数控机床全面性能试验方面的研究, 建立数控机床性能评定方法和规范。f.开展高档数控机床性能、精度等质量评价和保证体系研究, 建立保证整体性能和精度等评价规范。 g.跟踪数控机床技术发展, 制定一批高新技术和重大技术数控机床的评价规范h.组织行业开展数控机床产业链的研究, 促进整体产业的发展 i. 开展数控机床关键功能部件体系方面的研究, 制定功能部件体系表、术语等, 以保证关键部件发展适应和满足数控机床技术发展 j. 开展数控机床配套关键功能部件可靠性的研究, 制定各种关键功能部件可靠性试验、评定规范 k. 开展关键功能部件的研究, 建立关键功能部件考核和评价方法及体系 二、论文(设计)研究的内容1.重点解决的问题 (1) C620 机床技术要求分析(2) 设计C620 机床传动系统图(3) 设计床头箱结构,绘制床头箱装配图。(4)设计进给箱结构,绘制进给箱装配图。(5)设计溜板箱结构,绘制溜板箱装配图。(6)主要部件三维设计。(7)相关外文资料翻译。(8)撰写说明书。2. 拟开展研究的几个主要方面(论文写作大纲或设计思路) (1)设计床头箱 机床主要参数的确定动力参数的确定 主轴最低和最高转速的确定主轴转速数列的确定 主传动系统的设计 主传动方案拟定 传动结构拟定式的选择 皮带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定确定各传动轴和齿轮的计算转速 传动件的估算和验算齿轮模数的计算 三角带传动的计算 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算 主轴部件的验算 验算主轴轴端的位移 前轴承的转角及寿命的验算 主传动系统的结构设计皮带轮及齿轮块设计 轴承的选择箱体设计 操纵机构的设计签。密封结构及油滑 (2)设计进给箱 进给箱的传动机构 进给箱切螺纹机构设计米制螺纹 摸数螺纹英制螺纹径节螺纹 系统及齿数比的确定 增倍机构设计以及移换机构设计增倍机构设计考虑原则 移换机构齿轮齿数确定 交换齿轮齿数求法 车制螺纹的工作过程车削公制螺纹时 车削模数螺纹时 车削英制螺纹时 车削径节螺纹时 车削非标准螺纹时 齿式离合器的设计齿式离合器的结构 齿式离合器的强度计算 各轴及轴上组件的设计验算 中心距a 的确定 X轴上齿轮的设计验算 X轴的设计验算 X轴上齿轮的设计验算 X轴的设计验算 (3)设计溜板箱 轴的结构分析与计算 轴承的轴向定位 轴承的选用及其润滑和密封方式 离合器的选用原则 齿轮传动的载荷计算 3. 本论文(设计)预期取得的成果C620 床头箱A0 装配图一张 C620 进给箱A0 装配图两张C620 溜板箱A0 装配图一张设计说明书一份 主要部件三维模型一份 三、论文(设计)工作安排 1. 拟采用的主要研究方法(技术路线或设计参数); (1) 进行C620 机床技术要求分析(2) 查阅相关文献书籍(3) 通过上网搜集相关资料 (4)通过计算机CAD 绘图设计(5)找老师探讨相关知识问题(6)翻译相关外文文献主要技术参数工件最大回转直径:在床面上400 毫米在床鞍上210 毫米工件最大加工长度1400 或 1900 毫米主轴转速范围正转(21 级)11.51200 转/分反转(12 级)181520 转/分主轴孔径41 毫米主轴前端孔锥度莫式 5 号加工螺纹范围:公制(19 种)1192 毫米英制(20 种)224 牙/英寸模数(10 种)0.548 毫米径节(24 种)196 径节进给量范围:纵向(35 级)0.081.59 毫米/转横向(35 级)0.0270.52 毫米/转主电机:功率7.5 千瓦转速1440 转/分冷却泵电机:功率0.125 千瓦转速2850 转/分机床外形尺寸(中心距 1400 毫米):长宽高304915131210 毫米2. 论文(设计)进度计划 第 1 周:安排设计任务,布置设计要求。 第 2 周:分析设计题目,了解设计内容,复习相关专业知识。 第 3 周:查找设计资料,查找设计文献。 第 4 周:撰写开题报告,修改开题报告,开题答辩。第 5 周:分析C620 机床技术要求。 第 6 周;设计C620 机床传动系统图。 第 7 周:设计床头箱结构,设计床头箱零部件。 第 8 周:绘制床头箱装配图。 第 9 周:设计进给箱结构,设计进给箱零部件。 第 10 周:绘制进给箱装配图。 第 11 周:设计溜板箱结构,设计溜板箱零部件。 第 12 周:绘制溜板箱装配图。 第 13 周:主要零部件三维设计。 第 14 周:撰写设计说明书和外文翻译。 四、需要阅读的参考文献 1 陈明亮.机床传动系统驱动参数的计算J。山东工业技术,2017(6):55-55 2 李安玲,何强,李丽丽,等.组合机床主轴箱辅助设计系统J.机械制造,2017, 55(7):54-56 3 白国庆.数控机床的机械结构设计要求与设计方式分析J.太原学院学报:自然 科学版,2016(3):25-27 4 王传英, 赵学东. 高速精密小型数控车床床头箱设计J. 机械,2006, 33(10):19-19 5 刘晓村,余为民,古纯效.CT6104 车床床头箱的改进设计J.制造技术与机床, 1995(3):37-38 6 刘春国,迟元斌.C620 床头箱的升速改装J.机械制造,1986(4):32 7宋丽雯.卧式车床进给传动的设计J.科技风,2016(2):48-48 8 汪大鹏.车床进给箱移换机构新方案J.机械设计,1996(10):27-27 9 王一心.对龙门刨床进给箱走刀失灵的改进J.制造技术与机床, 1982(5):42-43 10 张小亮, 张宏文.C620 车床螺纹调配表J. 金属加工( 冷加工) 冷加工, 1996(12):10-11 11 邓献琳.C620 型车床润滑系统的改进J.设备管理与维修,1988(3):37 附:文献综述文献综述文献1:机床传动系统驱动参数的计算是机床设计的重要环节,包含动力参数和运动 参数两方面的计算。本文主要以主传动为回转运动的机床为例,分析机床动力参数及 运动参数的计算方法。本设计的动力参数及其运动参数拟运用其中的方法。文献2: 基于组合机床主轴箱设计过程中所用到的计算和验证公式建立知识库,利用计算机编程、数据库等软件开发了主轴箱辅助设计系统,使组合机床主轴箱设计过 程可视化、简单化、模块化应用这一系统,设计人员可以快速方便地完成主轴箱的传 动系统设计、校核检查、箱体零件设计及绘制等工作。该设计拟应用其中推荐的系统。文献3: 随着经济的增长以及社会的进步,我国机械行业呈现出了迅猛发展的态势, 机床结构也不断转型。特别是机床机械结构方面,由于机电一体化是必然的发展趋势, 如何对系统内部的执行机构以及传动机构等进行优化设计,需要项目设计人员针对子 系统进行细化处理和分辨,从而形成良性运行框架的操作流程。文章从数控机床概述 出发,对其机械结构的设计要求进行了简要分析,并着重阐释了数控机床机械结构设 计要求以及优化设计方案,旨在为项目设计人员提供有效的改良意见。 本设计借鉴了其中的机械结构。文献4:高速加工技术的发展,推动了车床主轴高速化的发展。为了适应市场需求, 我们设计开发了高速精密小型数控车床 CKD6126B,主轴转速达到 4000r/min。本设计借鉴了其中车床结构。文献5:对CT6140 卧式车床床头箱的两种设计方案进行了简要介绍,着重说明了设计传动方案时应该充分兼顾操纵机构的必要性和重要性。该设计的床头箱设计拟采用 文献中的理念。文献6:车床 C620 由于转数低,已远远适应不了生产的要求。利用设备大修的时机, 对床头箱进抒了升速改装,改装后通过加钾转数升速,效果看来是比较好的。本设计中 车床材料拟参考文献中方案。文献7: 卧式车床,具有车床的床身、床脚、油盘等铸造结构,床头箱采用三支承结构,进给箱设有公英制螺纹转换机构,溜板箱内设有锥形离合器安全装置,机床纵向设 有四工位自动进给机械碰停装置,尾座设有变速装置等。本文详述了卧式车床进给传 动的种类及存在的优缺点。对传统卧式车床进给传动机构进行了改进设计,并介绍了 它的改进后的应用及优势。此设计的进给传动机构具有简化路线、操纵简单、可靠等 优点。本设计拟运用其改进方法进行优化。文献8: 型等车床进给箱在轴右端有两个齿数、模数及压力角相同的齿轮和,系已有移换机构的一部分。轮通过花键孔与轴固联,轮则空套 在同一轴上。双轴滑移齿轮进给箱新的移换机构的这一部分就是删掉上述两轮中的空 套齿轮,只保留带花键孔的另一齿轮。轮通过拨钗随轴左端的滑移齿轮 一起左右同步滑移。当轮向右滑移到车米制和模数螺纹位置时,轮也随之滑移到轴右端的花键套的花键中,花键套的外圆柱面上有与轴花键相同的花 键,套的内孔为光滑圆柱孔,空套在轴光轴部分。轮团联在花键套上,两 者一起绕光轴旋转。当轮向左滑移到车英寸制和径节螺纹位置时,拨钗也同时拨动 轮同步向左滑移,移进轴的花键轴部分,通过花键孔与轴固联,与已有移 换机构此时情形一样。在轮与轴上的齿轮脱开啮合的情况下,轮花键孔的右端应有一小段仍然保持与花键套套合,以便轮今后向右再滑动时,十分轻易地滑 进花键套的花键中。显而易见,移换机构新方案较已有机构减少了一个加工复杂的 齿轮,结构简化、造价降低,同时操作也方便。本设计拟参考其轴键配合方式。文献9:B2012A 龙门刨床进给箱的正反步进动作,均采用双超越离合器的结构来实现。离合器的换向位置系采用弹子定位的方法来控制。在使用过程中,常发生停刀或 走刀不准的现象。目前有的单位把进给箱改成液压来控制步进,也有的把弹子定位改 成刹紧块定位和调换星体来解决失灵现象。该厂 B2012A 龙门刨床在开始使用一年左右后,其中两只进给箱的走刀先后出现不灵状态,经过修理,一般也只能维持半年左右。通过分析认为该双超越离合器大体上是能完成动作要求的,但在结构上尚存在下 列一些问题。 1.由于超越离合器隔爪轴套上的弹子定位坑未经热处理、硬度不够,故使用一段时间后,便造成定位坑口子边缘塌肩,致使弹子滑进又跟出,造成隔爪定位不 稳。 2。轴套定位坑位置不合理。在运转中,由于隔爪与滚住的撞击和在滚柱顶销弹簧的作用下,造成零件之间产生弹性碰撞。而这个弹性碰撞的作用力,促使已完成移位 的隔爪又反向移位。因此,尽管定位坑很准,但由于位置不合理,弹子的定位力克服不 了上述弹性碰撞的作用力,以致使弹子容易冲出定位坑。 3.超越高合器内部的润滑是很重要的。原有的结构我们认为其隔爪与壳体之间的相互联接太重叠,以致使隔爪覆 盖了壳体的内腔。同时,壳体与垫板的直接联接也使星体及滚柱在壳体中形成了半封 闭状态,因而造成液体失去了对流流道,使润滑油进不去。并且,集结在内部的油,因使用时间过长而产生油垢,也阻碍了滚柱的活动。 4.润滑油的种类和粘度,也值得选择。针对上述分析,我们采取了下列措施: 一、美于定位坑 D 子用肩问题 针对二定位坑口子塌肩问题,他们曾把轴套转 120”重作定位坑。但发现仅使用 8 个月,口子又塌房了。于是他们改用如图 2 所示办法,即在轴套上下各镶上一块T10A 的材料,配作好定位坑, 取出淬火,然后再重新压进镶孔。制作工艺方法如下: 考虑到弹子滑进滑出正反定位时的距离约为 10 mm,所以在偏于轴套两个老定位坑中心 5 mm 处(偏移方向朝滑出方向),作两个 4 18 mm、深 9 mm 的平底孔,并在其中间钻有一个 46 mm 的小孔,以作为取出镇块用。取出方法可采用图 3 所示的工具,即把工具先例套进轴套,再把工具上的小柱插入小孔,随后敲压轴套,则镶块在小柱的作用下便被顶出轴套 on 镶块压人平底孔后,再试装超越离合器部件,并通过隔套上的弹子孔,配画定位坑(注意不能配钻)。 画坑后的钻坑也很有讲究。由于考虑到前述的弹性碰撞力的作用,因此应把要钻的定 位坑在所画的位置上,朝弹子滑出方向(见图 4)偏移 lmm 左右,以便使弹子能跟着隔爪在作用力消失后,恰好舒服地落到钻好的定位坑中,而使六爪定位可靠。作好定位坑 后,在二镶块与轴套表面上,应刻作记号线,再用图 3 所示工具轻轻取出镶块。此时应注意,在镇块脱离平底孔约 2 mm 肘,再在镶块外圆和轴套结合处刻上记号,以备以后压人时容易找准位置。M 镶块淬火硬度我们控制在 RC 60”左右,淬硬后再按记号压人轴套,表面略打光即可。 二、关于润滑问回 1.他们把隔爪按图 5 进行了改进,铁去虚线部分,并钻 6 个 d 10 mm 的进油孔,这样便减少了隔爪对壳体内腔的覆盖,让油能大量地进人离合器内。 2.在壳体壁上钻二个 46 mm 的回油孔(原有一个),见图 6。3.在垫板的内边缘上作 12 条油消,见图 7“ 经这样改进后,便可使离合器内得到充分的润滑,使滚柱的脱离和楔紧均能达到灵敏无阻。但采用什么样的润滑油也是一个重要的 问题。由于对润滑油方面的知识研究不深,他们发现该机构冬天比夏天容易失灵,而 秋冬交接时又是失灵的前奏(气温在 10左右人故我们考虑到油的粘度及凝点与该机构有一定关系,因而注意到要尽量采用稀薄油。于是在保证油的纯度和润滑性能良好 的条件下,把原用的 30 号机械油改为 7 号白油。本设计参考了其进给箱结构。文献10: 在众多的机械传动方式中,螺纹传动是一种被普遍采用的基本传动方式,随着机械产品不断发展,螺纹传动对螺距的种类日益增多。在生产过程中,经常遇到机 床铭牌以外的螺距加工难题。为了解决这个难题,将 C62O1 车床的螺纹调配表进行补充。现将 C620-1 车床算出全能螺距表,供同志们在生产中选用。本设计拟参考该表进行设计。文献11: 五十年代生产的 C620 型普通车床三箱(床头箱、挂轮箱、进给箱)。都采用“匕溅”方式进行润滑。经多年使用证明。这种润滑方式有以下缺点:润滑油储存 在一个封闭的齿轮箱内。借助高速旋转的齿轮将油液溅到箱内各润滑部位,床头箱内 有一个单社井主塞器靠工轴偏心轮的作用从箱体底部吸油。经滤油器后分别注入主轴 的前、后轴承及轴摩擦离合器:但箱内油液始终处于高速搅拌的状态、油液中的杂质 得不到沉淀,因而,达不到润滑的最佳效果。结果,不但加剧了转动零下牛(如箱内滚 动轴承、摩擦离合器片、滑动齿轮及套等的磨损,且使箱内的油温升高,直接影响机 床几何精度的稳定。一台车床每三个月(二班制)定期换班一次,油质已开始劣变。我 们在换油的第 8 个月油油样进行检验,油的枯度、酸流、水分、机械杂质等主要指标均保持在质量指标的规定范围内同时因消除泄漏损失,8 个月内不需加油。改进后, 由于拆除了床头箱内的单柱柱塞器。消除了轴偏心轮推动活塞时产生的噪声。本设计 拟参考其润滑方式。结论:本设计的机床可进行各种车削,并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。进给 系统采用摆移除轮机构;溜板箱内装置有脱落蜗杆机构。主轴前支撑用 D3182120 双列向心短圆柱滚子轴承;后支撑由 D8215 推力球轴承和 E7514 圆锥滚子轴承组成。为实现主轴迅速停车,采用钢带刹车装置。进给箱由摆移塔齿轮机构、移换机构和增倍 机构组成,采用多手柄操作。溜板箱由纵横向进给机构、过载保护装置脱落蜗杆机构、 丝杠和光杆传动的互锁机构、正反向机构、开合螺母和手动纵进给机构组成。 C620 型普通车床是我国车床史上比较典型的型号之一,是金属切削加工领域实用性且操作性较好耐用的机床。本文以 C620 型车床为研究对象,依进行传动系统的设计, 拟定主传动系统方案及选定传动系统结构形式,进行主轴箱等重要零部件的设计和校 核,进行相关部件的的受力分析等方法,详细阐述了 C620 车床传动系统结构的设计过程。本文对 C620 车床的传动系统的主要结构进行了设计与说明,对电机、皮带、传动比等进行了计算,对床头箱、进给箱、溜板箱等主要部件进行了详细设计。对床头箱箱 体进行了查表估算、确定了 V 带轮尺寸、计算确定了多片式摩擦离合器级数、对床头箱内两根传动轴、进给箱的部分齿轮与轴、溜板箱的部分齿轮进行了计算校核,包括尺寸 的初步估算与强度校核。同时对各部分的工作过程进行了详细的说明,主要包括床头箱 内部各轴间相互配合从而实现 21 级变速的过程、进给箱中通过手柄改变基本螺距与工作状态、溜板箱通过手柄实现横向与纵向刀架进给的转化过程,展现了该传动系统执行 的可行性。 关键词:C620 传动系统;床头箱;进给箱;溜板箱 ABSTRACTOrdinary lathe C620 is one of typical model in the history of our lathe, is a good metal cutting processing field practicability and operability of machine tool. This paper takes the C620 lathe as the research object. According to the design of the transmission system, the main transmission system scheme and the selected transmission system structure form, the design and checking of the important parts such as the spindle box, the stress analysis of the related parts are carried out, and the design process of the transmission system structure of the C620 lathe is elaborated in detail.The main structure of the transmission system of C620 lathe is designed and explained in this paper. The motor, belt and transmission ratio are calculated. The main parts, such as the headbox, feed box and slide box, are designed in detail. The calculation and calculation of the size of the V pulley, the calculation and determination of the series of multi piece friction clutch, the calculation and checking of the partial gear in the head box, the part of the gear and the shaft and the slide box are checked, including the preliminary estimate of the size and the strength check. At the same time, the working process of each part is explained in detail, mainly including the coordination of each axle in the headstock to realize the process of the 21 stage transmission, the change of the basic pitch and working state through the handle in the feed box, the transformation process of the horizontal and longitudinal blades by the slide box through the handle, and the transmission system is displayed. The feasibility of execution. Keywords:C620 transmission system; headstock; feed box; slide box.目录摘要IABSTRACTII1. 绪论11.1 金属切削机床国内外发展趋势1 1.2 国内机床与国外机床的差距2 1.3 C620 主要技术参数概述2 2. C620 传动系统设计42.1 确定传动系统图4 2.2 确定主电机功率4 2.3 确定传动组及各传动组中传动副的数目5 2.4 分配总降速比5 2.5 皮带直径和齿轮齿数的确定以及转速图的确定6 2.6 转速图拟定7 3. C620 机床床头箱结构设计83.1 总体结构8 3.2 箱体尺寸设计9 3.3 轴设计计算9 3.4 V 带轮的设计计算11 3.5 多片式摩擦离合器的选型和计算14 3.6 轴设计计算15 4. C620 机床进给箱结构设计194.1 总体结构19 4.2 轴的设计与校核19 4.3 对轴齿轮的的设计与校核21 5. C620 机床溜板箱结构设计265.1 总体结构26 5.2 轴部分齿轮的设计与校核26 6.结论31参考文献32附录 1 外文翻译33附录 2 外文原文39C620 机床传动系统结构设计 1. 绪论车床是用于轴类圆形部件,圆盘类部件等具有可回转表面的工件的加工设备,其是 使用最普遍和最广泛的机床之一。C620 型普通车床的主要组成部件有:主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。 主轴箱:又称床头箱,它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经过一系列的变速 机构使主轴得到所需的正反两种转向的不同转速,同时主轴箱分出部分动力将运动传给 进给箱。主轴箱中等主轴是车床的关键零件。主轴在轴承上运转的平稳性直接影响工件 的加工质量,一旦主轴的旋转精度降低,则机床的使用价值就会降低。 进给箱:又称走刀箱,进给箱中装有进给运动的变速机构,调整其变速机构,可得 到所需的进给量或螺距,通过光杠或丝杠将运动传至刀架以进行切削。 丝杠与光杠:用以联接进给箱与溜板箱,并把进给箱的运动和动力传给溜板箱,使 溜板箱获得纵向直线运动。丝杠是专门用来车削各种螺纹而设置的,在进行工件的其他 表面车削时,只用光杠,不用丝杠。 溜板箱:是车床进给运动的操纵箱,内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成刀架直线 运动的机构,通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给运动和快速移动,通过 丝杠带动刀架作纵向直线运动,以便车削螺纹。 设计普通车床的主传动系统,首先要拟定一些加工过程的对象和参数,熟悉其加工 过程的要求,以此才确定机床的相关参数。本次设计主要是根据 C620 机床的一些参数以及加工能力来进行相关问题参数的拟定和解决,同时结合以往资料,才会设计出合理 且经济的机床主传动系统。 1.1 金属切削机床国内外发展趋势机床伴随着社会进步已逐步成为人类生产劳动的重要工具,同时也是社会生产力发 展水平的重要衡量指标。追溯一下,普通车床已经历了近二百年的历史。又随着电子技 术,计算机技术与自动化技术的长足进步,精密机械和测量技术也运用到了机床本身且 都有了一定的发展,所以机电一体化生产的新型机床数控机床孕育而生。使用数控机床 后续表明了其独特的优势和强大的活力,很多原来人工操作无法解决的很多问题,都找 到科学解决的方法。数控机床是一种通过数字信息控制,控制机床根据程序给定的轨迹, 自动加工的机电一体化的加工设备,此种机床经过半个世纪的发展,成为了现代制造业 的重要标志,中国制造行业中,数控机床的应用变得越来越广泛,同时也是企业实力的 综合体现。 金属切削机床是人类由手工作业转变为机械作业的新工具,是生产工具进步和发展 的产物。钻孔,打磨外形最原始的方法起初是依靠双手来实现。一般情况的操作对象还都是木头类。随后随着金属等材料的出现,一些原始的加工方法不足以满足加工的需要, 所以就出现了人力的回转车的雏形。在初始社会,由于生产工具的缺乏,木材材料和金44 属材料在加工方向相比金属材料要难于木材材料。同时加工金属类型的材料是人力所无 法完成的。随着生产技术的革新,一些新的动力的出现改变了金属加工能力。比如说蒸 汽机,液压动力,气动等。同时在最近一段时间,电子控制计算机技术和信息技术等一 些技术的优越性体现出来,机床有发生了翻天覆地的变化,其精度和生产效率变得越来 越高,特点也越发明显,同时使用也是比较方便。 机床开发有两个基本方向,一个是需要不断提高生产率,另外一个是提高自身自动 化程度。近期,机床行业设计开发走向了新趋势,一种无人手动操作的机床发展迅猛, 它是通过人员事先编制好的程序,通过程序自动走完整个加工周期,比人员手动操作方 便灵活了许多,节约了用人成本。此种趋势的明显奠定了未来机床的发展方向。 1.2 国内机床与国外机床的差距国内机床行业由于国内政策的放宽从而有所进步,但是从加工能力和精度来讲,还 与世界先进的生产水平和能力相比,有一定的差距。主要针对以下几个方面的不足:多 部分精度高的和超高精密的机械性能好的机床由于制造,精密稳定性差不足以满足使用 要求,尤其是高效的自动化生产和批量的生产的一致性,其技术水平和质量要明显落后 西方。在中国常用的机床基本上属于上中型车床,高精度的机床一般来与进口,所以国 内对各种类型的机床的需求量较大。多种行业包括特殊军工等行业也都需要各种类型的 专用精度高的机床,但有些目前依然是空白。在技术层面上,整机性能差距也非常明显,据资料显示目前国外高性能机床可以实 现 15-19 轴联动,可实现分辨率 0.01 微米,而中国制造的目前的水平只能做到了 5-6 轴的联动,且分辨率只有 1 微米。所以说目前看国产产品的质量和可靠性还不够稳定,特别是在先进的数控系统研发方向也需要进一步的努力且需取得长足的进步发展。为此, 中国机床行业人才短缺,必须不断拓展整体行业的技术层次的队伍,整体提高人员技术 素质,通过学习和引进国外的先进科技,才能制胜,只有大力多方面开展科学方面研究, 才能赶上世界先进的水平。产品水平上,国产数控金切机床与国外同类机床相比存有一定差距。加工中心与国 外产品相比,差距主要在机床的高速、高效和精密上。对于高速加工中心,国外机床在 进给驱动上,滚珠丝杠驱动加工中心快速进给大多在 40m/min 以上,最高已达 90m/min. 直线电机驱动的加工中心已实用化,应用范围不断扩大。国内加工中心快速进给大多在30m/min 左右,个别达到 60m/min。直线电机驱动的加工中心仅试制出样品,国外加工中心主轴转速一般都在 1200025000r/min。在结构上都采用适应于高速加工要求的独特箱子中箱结构或龙门式结构。1.3 C620 主要技术参数概述C620 普通车床。具体参数如下表: 表 1-1 C620 普通车床参数项目参数工件最大回转直径在床面上400 毫米在床鞍上210 毫米工件最大加工长度1400 或 1900 毫米主轴转速范围正转(21 级)11.51200 转/分反转(12 级)181520 转/分主轴孔径41 毫米主轴前端孔锥度莫氏 5 号加工螺纹范围公制(19 种)1192 毫米英制(20 种)224 牙/英寸模数0.548 毫米径节196 径节进给量范围纵向0.081.59 毫米/转横向0.0270.52 毫米/转主电机功率7.5 千瓦转速1440 转/分冷却泵电机功率0.125 千瓦转速2850 转/分机床外形尺寸(中心距离 1400 毫米)长*宽*高3049*1513*1210 毫米 2. C620 传动系统设计2.1 确定传动系统图图 2-1 C620 传动系统图图 2-1 为 C620 传动系统图,由电动机提供动力,通过皮带轮带动床头箱传动轴经过一系列的变速运动并由此带动床头箱各主轴进行正反两种不同转速的运动,获得 21 级转速。通过齿轮将动力传递给进给箱,进给箱可改变基本组螺纹螺距的倍数,也可带 动刀架溜板从而进行一般车削加工等工作,溜板箱通过轴与进给箱配合实现刀架的 横向与纵向进给,同时在切削过载与刀架溜板受阻时可通过离合器了让蜗杆和蜗轮脱开 起到保护作用。 2.2 确定主电机功率已知:主轴转速 nmin = 11.5 转/分, nmax = 1200 转/分。主轴转速级数Z=21 由功率算法, a p = 3.5 ,f=0.35 主切削力 Fz=1900aPf0.75N (2-1) =19003.5 0.350.75 =3026.06N 切 削 功 率 P 切 =FZJ61200kW (2-2) = 3026.06 90 61200=4.45kW 估算重电机功率 P = P切h总= P切 Kw (2-3) 0.7式中: 根据计算P=6.35kW = 4.45 = 6.35Kw 0.7根据我国生产的标准的 Y 系列的额定功率取如下; 采用Y 系列封闭式三相异步电动机,型号为 Y-132M-4 型,具体参数如下: 额定功率: 7.5 KW 转速: 1440 r/min 2.3 确定传动组及各传动组中传动副的数目1.主轴转速级数 Z 和公比jnmin = 1200转速范围R= nmax= Z -1 R = 21-1 R = 1.2611.5 =104.3(2-4)(2-5)求出主轴转速级数 Z=22 级22 = 2 3 2 22.4 分配总降速比(1)总体降速传动比为Un = nmin / nd = 11.5 /1440 = 7.986 10-3 ,其中 nmin 为主轴的最低转速,一般情况下采用标准转速序列,使用标准转速得到的减速比可以直接减少齿轮的外形尺寸,进而得到更大的空间。由“先缓后急”的递减后逐一分配给各个变速组。(2)传动轴的轴数的计算传动轴数目=变速的组数+定比传动副的数目+1=6 2.5 皮带直径和齿轮齿数的确定以及转速图的确定2.5.1 确定皮带轮直径(1) 选择三角带的型号Ni=KwNdK工作情况系数Nd电机额定功率车床工作载荷时稳定的,取 Nd=1.1Nj=7.5 1.1=8.25kw(2) 带轮直径 D1D2计算小带轮直径 D1,选取小带轮直径 D1 不能过小, 其要大于许用值,所以Dmin=130,D1 DminD1 由表得取 260mm大带轮计算直径 D2通过传动比 u 和滑动率 确定 D 大。降速带传动时:D 大=D 小 1 (1 - e )mn1 D(1 - e ) = 1 D(1 - e )(2-6)或D 大= n2i式中:n1小带轮转速 r/min n2大带轮转速 r/min(2-7) 带的滑动系数,一般取 0.02取D2=260mm三角胶带的滑动率e =2%2.5.2 确定齿轮齿数齿轮齿数的确定应该注意以下几点:1) 选取的齿轮的齿数应取小一些以便缩小中心距降低机床机构体积 ,一般选取的齿轮数为 60100;2) 不产生根切最小齿轮 Zmin 1820;3) 为了保证强度和防止热处理变形过,大齿轮的齿根圆到键槽的壁厚一般取为2mm。2.6 转速图拟定图 2-2 C620 机床主传动系统的转速图 图 2-2 为 C620 的主传动系统的转速图,主要反映了主轴箱内各轴之间的相互传动比,根据此图对后续一系列主轴箱的轴和齿轮进行相关计算。 3. C620 机床床头箱结构设计3.1 总体结构图 3-1C620 床头箱装配图图 3-1 为C620 床头箱装配图,由平行的六根轴相互传动从而实现 21 级转速。主传动系统的工作过程是由电机经 V 带传动传至主轴箱中的轴 I,轴 I 上装有双向多片式的 摩擦离合器M1,M1 的作用是通过其离合来实现主轴正传、反转或停止。在传动轴 I,III, IV 上都装有用于变速的滑移齿轮,同时主轴 VI 上也装有离合器 M2,它主要用于控制主轴获得高速档或低速档的转速。当离合器 M2 左移,电动机经 V 带轮传给轴 I,由 M1 带动的齿轮传至 II 轴和 III 轴上的相关的传动齿轮,最后直接传动主轴 VI,从而获得六级的高速。操作控制是由手柄通过偏心滑块,用凸轮以及连杆机构进行控制变速,当 M2 右移合时,此时运动由轴 III 经轴IV 上的两个双联滑移齿轮传递给轴 V,之后再传至主轴 VI,从而获得 18 级低速,由于高速和低速间的三级转速是近似的,所以该机床主轴只有 21 级转速。 3.2 箱体尺寸设计箱体材料采用强度为中等强度的灰色铸铁的比较多,一般选择灰铸铁 HT150 及HT200,本课题选用的材料为 HT200 材料.箱体在铸造加工过程时的最小壁厚需要根据其整体外形轮廓尺寸(长宽高)确定,一般根据轮廓尺寸表 3-1 来选取。 表 3-1 轮廓尺寸 外形尺寸:长宽高( mm3 ) 壁厚尺寸(mm) 小于 500 500 300 8-12 大于 500 500 300-800 500 500 10-15 大于 800 800 500 12-20 为了补充箱中孔洞所造成的刚度的不足,采用部位加凸台和加强筋的办法或者增加 壁厚。经验表明,中型车床前部支撑墙一般需要 25mm 左右,后部支撑墙厚约 22mm 左右, 轴承孔上的凸台同时也要满足轴承安装时调整的需要。 箱体主要用于支撑和定位各传动部件。轴的定位取决于在箱体上空的部位,为了保 持精度,安装孔的部位要确保其精度及公差。 该设计中要考虑每个轴安装孔主要考虑齿轮啮合与相互干扰,需要根据中心距离和每对齿轮的位移系数及相关信息来确定和设 计。 3.3 轴设计计算图 3-2 轴I 装配结构示意图 图 3-2 为轴装配示意图,由主轴、V 皮带轮、密封毡、轴承 6208、挡圈、双联齿轮、离合器与元宝销组成,主要作用为传递电动机通过皮带传递过来的动力并在离合器 M2 左移和上时将电动机的动力传递给轴和轴的齿轮从而传递给主轴来获得六级高速。 3.3.1 I 轴轴径的初步估算 已知: i0= i带= 260 130n1 转速:= ndi0=1450260 /130= 725(r / min) 根据参考文献3 取效率:h01 = hV 带 = 0.96 则功率: P1 = Pd h01 = 7.5 0.96 = 7.2 (kw) 根据参考文献3 计算轴径公式: Pd = (100 120) 3ncP (3-1) d 1053 取ncd1 1053得出p1 = 105 3n17.2725= 31.5mm3.3.2 I 轴的校核主轴箱体里的I 轴属于传动轴,不承载重载荷,所以本次设计只校核该传动轴的刚度。而该轴的危险截面在花键处,故只需要校核花键。 计算花键轴的抗弯断面惯性矩( mm4 ) p d 4 + b N (D - d )(D + d )2I =花键轴 64 (3-2) =3.14 404 + 6 8(50 - 40)(50 + 40)264 = 7.42104 mm2 式中d 为花键轴的小径 40(mm); D 为花轴的大径 50(mm); b、N 分别为花键轴键宽 6,键数 8; 计算危险断面上的最大扭矩: 扭M= 955104P1 (N mm) n1955104 =7.2819.565 8.39104(Nmm) (3-3) 式中P1=7.2KW,I 轴所传递的最大功率; n1 =819.565,I 轴最小转速(r/min)。 经分析加载在传动轴上的弯矩载荷有三种:径向力 Pr ,输入和输出扭矩齿轮的圆周力、以及齿轮的圆周力 Pt : Pt =2M 扭D= 2 8.3910456 2.996103N D 为齿轮节圆直径 56(mm) Pr = Pt tg(a + r) / cosb(N ) 式中 为齿轮的啮合角,取 20; 为齿面摩擦角,取r 5.72 ; 为齿轮的螺旋角;直齿齿轮所以取 0 P 0.5P = 1.498103带入数据得出: rt(N) 根据参考文献挤压应力计算公式为: s jy =8Mn max(D2 - d 2 )lNK sjy ,(MPa) (3-4) 式中 Mn max 为花键传递的最大转矩( N mm ); D 为花键轴的大径值 d 为小径值(mm) L 为花键轴工作长度(mm); N 为花键的键数量; K 为载荷分布不均匀系数,一般取 K=0.70.8; s=88.39104 s =jy带入数据得出:(382 - 32.22 ) 85 6 0.74.62MPa jy 20(MPa) 所以该花键合格。 3.4 V 带轮的设计计算 1)计算V 带传动功率pcapca = kA P (3-5) 根据参考文献4,取 kA =1.1 已知 P =7.5 kw 计算得 pca= kA P =7.5 1.1 = 8.25 (kw) 2)V 带的选型 由上式计算pca=8.25KW 且小带轮的转速为 n1 = 1450 r/min, 根据参考文献4,选取该传动V 带的带型为A 型 3)算出带轮的基准直径 dd ,之后验算带速V (1)根据参考资料4选取小带轮的基准直径 dd 1 已知带型为 A 型,根据参考文献3选取小带轮的的基准直径 dd 1 ,取 dd 1 =132mm, 取整后成 dd 1 =130(mm) (2)验算带速V 值 V = p dd1n1= 3.141301450 = 10.0166 取整得V =10m/s 601000601000 (3-6) (3)计算查取大带轮的基准直径 根据图 2.2,带轮传动比为i = 2 , d d1 = 130 (mm)所以: dd 2 = 260 (mm) 4)计算中心距a,进行V 带的基准长度 Ld 的选择 (1)结合带传动的限制条件和其对中心距的要求,根据参考文献4确定中心距a0 0.7(dd1 + dd 2 ) a0 2(dd1 + dd 2 ) 即 0.7 360 a0 2 360 选取中心距 a0 =450(mm) (2)计算带长 Ld 0 Ld 0 2a0+ p (d2d1+ dd 2) + (dd 2 - dd1 ) (3-7) 4a22 450 + p(130 + 260)+=0(130 + 260)2 4 450= 1596.8(mm) 园整且根据参考文献4标准值选取 Ld =1600 (mm) (3)计算实际中心距 a 及可变化范围 传动的实际中心距可由下列公式计算 a a+ Ld - Ld 020 (3-8) = 450 + 1600 -1596.8 = 451.6 (mm) 2带轮在制造过程中存在制造误差,存在一定的带长误差和带还具有一定的弹性变 形,所以带的松紧等尺寸变化都会影响传动,所以需要计算中心距的可变化范围: amin = a - 0.015Ld =451.6-0.015 1600=427.6(mm) amax = a + 0.03Ld =427.6+0.03 1600=475.6(mm) 5)小带轮包角a1 a1 d 21800 - (d-dd1 )57.30 a900 (3-9) =057.3000180-100= 169514.5 90根据文献公式计算带的根数 Z Z = PcaPr=K A P(P0 + DP0 )Ka KL (3-10) 查参考文献4选取 K A =1.1, P0 =1.94, DP0 =0.15, Ka =0.98, KL =0.99 Z =所以得出 7.51.1(1.94 + 0.15) 0.98 0.99= 4.067取整 Z =4(根) 7)初拉力 F0 计算 参考文献4最小初拉力计算公式为: ( F )= 500 (2.5 - Ka ) Pca + QV 20 minKa - Z V (3-11) = 500 (2.5 - 0.98) 1.1 7.5 + 0.11020.98 - 5 108)带传动的压轴力 FP 的计算据参考文献4: =137.595(N) F = 2ZF sin a1 = 2 5(F )sin 169 = 1373.2386P020 min2(N) (3-12) 3.5 多片式摩擦离合器的选型和计算图 3-3 多片式摩擦离合器结构 图 3-3 为多片式摩擦离合器结构图,该结构用于控制主轴的正反转运动,负责控制轴的动力方向。同时也具有和轴上的制动齿轮互锁从而达到刹车的作用。由于离合 器也在轴上很容易影响轴与轴之间的配合,进而影响整个机床的设计。故选择离合器的 时候尺寸非常重要。 计算摩擦片的级数: Z 2TKp fD0bP (3-13) Nd 为主轴电机的额定功率(kw) T = 955104 N h / n = 955104 7.5 0.98 / 819.565 = 8.56104dj(Nmm) (3-14) nj 为I 轴的计算转速(r/min) h 为从电机到I 轴的传动效率大小K 为安全系数,K=1.3 f 为摩擦片间的摩擦系数的大小,淬火钢材质的摩擦片 f=0.08 Dm 为多片摩擦片的平均直径的大小(mm) Dm = (D + d ) / 2 = (81+ 39) / 2 = 60 mm (3-15) b 为内外摩擦片的接触宽度的大小(mm) b = (D - d ) / 2 = (81- 39) / 2 = 23 mm (3-16) P 为摩擦片的允许许用压强(单位 N / mm2 ) P0 为基本允许许用压强,查资料,取 1.1 K1 为速度修正系数 p = p0 K1K3 K2 = 1.11.00 1.00 0.76 = 0.836 (3-17) 0pv = p D2n / 6104 = 2.5(m/s) (3-18) 根据资料表对平均圆周速度 vp 取值 K1 =1.00 K2 取 0.76 K3 取 1.00 所以 0Z 2MnK / p fD2b p = 2 8.56104 1.4 / (3.14 0.08 602 21 0.836) = 15.097取整 Z = 16 3.6 轴设计计算图 3-4 轴II 装配结构示意图 图 3-4 为轴装配结构示意图,由四个齿轮与部分轴承及一根主轴组成,主要作用为传递轴传递过来的动力并将动力传递给轴而后直接传动主轴,从而获得六级高 速。 3.6.1 轴轴径初步估算i12已知:n= 5139 = n1 = 819.565 = 630.42转速:i121.3(r/min) n = n1 = 819.565 = 315(r / min)i2252 / 20 根据参考文献3 取效率 角接触球轴承效率h1 =0.96 ,直齿圆柱齿轮效率h2 =0.98 P = P h= 7.2 0.992 0.98 = 6.91562112(kw) 根据参考文献3 计算轴径公式: d2 105 3p2 = 1053n26.9156 =31517.85 取d2min 22 (mm) 3.6.2 II 轴的校核主轴箱体里的 II 轴属于传动轴,不承载重载荷,所以本次设计只校核该传动轴的刚度。而该轴的危险截面在花键处,所以校核花键轴部分即可。 计算花键轴的抗弯断面惯性矩( mm4 ) p d 4 + b N (D - d )(D + d )2I =64p 324 + 68(36 - 32) (36 + 32)2 =646.534104 mm4式中 D 和d 为花键轴的大径值和小径值(mm) b 为花键键宽(mm); N 为 花 键 键 数 量 ; 校核危险断面上的最大扭矩: 扭M= 955104 P2n2955104 =6.9156969.670= 6.81104(Nmm) 式中P2 为该轴所传递的最大功率值(kw); n2 为该轴的计算最小转速(r/min)。 存在于传动轴上的弯矩载荷有三种:输入和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力 Pr 以及齿轮的圆周力 Pt : 2M2 6.811043P = 扭 = 2.72410(N)tD50D 为齿轮节圆直径 50(mm) Pr = Pt tg(a + r) / cosb(N ) (3-19) 式中 为齿轮的啮合角,取 20; 为齿面摩擦角,取r 5.72 ; 为齿轮的螺旋角;直齿齿轮所以取 0 带入数据得出: Pr = 902 N 根据参考文献挤压应力计算公式为: s jy =8Mn max(D2 - d 2 )lNK sjy ,(MPa) (3-20) 式中 Mn max 为花键传递的最大转矩( N mm ); D 和d 为花键轴的大径值和小径值(mm) L 为花键工作长度(mm); N 为花键键数量; K 为载荷分布不均匀系数,一般取 K=0.70.8; s=8 6.81104= s =jy(362 - 322 ) 1168 0.73.08MPa jy 20(MPa) 所以该花键校核后合格。 3.6.3 轴承的校核根据尺寸等实际轴径要求,轴 II 选择的轴承为圆锥滚子轴承 32304 (1 对) 106 f ffeL10h= h m d 可根据I 轴轴承计算公式: 60n fn fT 计算校核该轴承 对轴II 上的圆锥滚子轴承的校核并带入相关参数如下: 10106 3.48 2 1.5 35L10h = 60 1207.78 0.3631= 9.9510(h) 所得数据 L10h T 所以轴II 上的轴承校核符合要求。 3.6.4 部分齿轮的校核根据据参考文献4齿轮的校核公式: KFt s F F = 2TbmYFaYSa ,td对II 轴上齿数为 28 模数为 2.25 的的齿轮进行校核 2T2 6.75104Ft = d =86 KF1.869 2 0.675 105 t = 17.060带入数据得 bms F 86 86 2= 303.57= 76.152计算齿轮的: YFaYSa2.371.682KFt s F 二者进行比较得出:bmYFaYSa 所以该齿轮相关参数数据尺寸合格。 经过计算和校核,在轴 II 上齿数为 28,模数为 2.25 的齿轮相关参数数据尺寸合格。 4. C620 4.1 总体结构图 4-1 为C620 进给箱装配图,主要由移换机构、增倍机构与摆移塔齿轮机构组成, 配有多个手柄以便完成内部齿轮的变化配合。操纵手柄经过拨叉调整齿轮从而变换螺纹 种类。通过操纵手柄来移动摆移塔齿轮机构中的摆移齿轮,从而改变基本组螺距的大小。 手柄移动上下两组双联滑移齿轮从而海边基本组螺纹螺距的倍数。图 4-1 C620 进给箱装配图手柄控制齿轮的移动,当齿轮右移与M5 啮合时,进给箱的运动传给丝杠,带动刀架溜板进行螺纹加工,如果左移和 Z=56 的齿轮啮合,将进给箱运动传给光杆而带动刀架溜板,进行一般车削加工。若闭合离合器 M3,M4 和 M5,主传动经挂轮可直接传动丝杠,再改变挂轮的速度,即可加工特殊或精密螺距的螺纹。4.2 轴的设计与校核4.2.1 验算初选轴直径已知: i56= 56 28转速: n13= n14 i1314= 22.988 = 11.494 (r/min) 2 根据参考文献3 取效率圆锥滚子轴承效率h3 =0.98 直齿圆柱齿轮效率h2 =0.98 P = P h= 5.5901 0.982 0.98 = 5.2616556kw 根据参考文献3 计算轴径公式: d13 105 3p13 n13= 10535.26111.5= 23.8 (mm) 取 d13 min 24 (mm) 4.2.2 传动轴的花键校核进给箱体里的轴属于传动轴,不承载重载荷,所以本次设计只校核该传动轴的 刚度。而该轴的危险截面在花键处,所以校核花键轴部分即可。 计算花键轴的抗弯断面惯性矩( mm4 ) p d 4 + b N (D - d )(D + d )2I =64p 264 + 6 6(32 - 26)(32 + 26)2=64= 3.377 104 mm4式中 D 花键轴的大径值; d 为小径值(mm); b 为花键键宽(mm); N 为花键键数量; 校核危险断面上的最大扭矩: M= 955104 P6955104 5.261= 4.87 106n扭6 =10.305(Nmm) 式中 P6 为该轴所传递的最大功率值(kw); N6 为该轴的计算最小转速(r/min)。 存在于传动轴上的弯矩载荷有三种:输入和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力 Pr 以及齿轮的圆周力 Pt : P = 2M624.87 105扭(N)= 1.5210tD64(N) D 为齿轮节圆直 64(mm) Pr = Pt tg(a + r) / cosb(N ) (4-1) 式中 为齿轮的啮合角,取 20; 为齿面摩擦角,取r 5.72 ; 为齿轮的螺旋角;直齿齿轮所以取 0 带入数据得出: Pr = Pt tg(a + r) / cosb(N ) = 650 (N) 根据参考文献挤压应力计算公式为: s jy =8Mn max(D2 - d 2 )lNK sjy ,(MPa) (4-2) 式中 Mn max 为花键传递的最大转矩( N mm ); D 为花键轴的大径值(mm); d 为小径值; L 为花键工作长度(mm); N 为花键键数量; K 为载荷分布不均匀系数,一般取 K=0.70.8; s=8 4.87 106= s =jy(322 - 262 ) 1168 0.717.23MPa jy 20(MPa) 所以该花键校核后合格。 4.3 对轴齿轮的的设计与校核1)初步选择小齿轮的齿数为 Z 1 =28,齿轮精度等级为 7 级,根据传动比则相啮合的大齿轮齿数应为 Z 2 =56 (1) 选取载荷系数 Kt = 1.3 (2) 计算齿轮传递的扭矩T1 据参考文献4 95.5105 PT1 =n 其中:n=11.5r/min P = 5.261kw T1 =代入得出 95.5105 Pn= 95.5105 5.26110.401= 4.8305106(Nmm) (4-3) (2)据参考文献4,取齿宽系数fd = 0.41(3)据参考文献4,选取材料的弹性影响系数 ZE = 189.8MPa 2 , (4)据参考文献4得s lim1 = 600MPa , s lim 2 = 500MPa (5)据参考文献4应计算力循环次数: N = 60n jL = 60 9601(28 30015) = 4.147 10911hN4.147 1099N2 = 1 = 1.29610 3.23.2(6)据参考文献4,取 KHN1 = 0.9 , KHN 2 = 0.95 (7)据参考文献4式 10-12,计算接触疲劳许用应力的大小s H , 先取失效概率值为 1%,安全系数S=1,得: s = KHN1s lim1 = 0.9 600 = 540H 1S1(MPa) (4-4) s = KHN 2s lim 2 = 0.95 500 = 475H 2S1(MPa) 2)据参考文献4计算小齿轮的分度圆直径 d1t , 2KTu +1 Zd = 2.32 3 t 1 E f1td代入s H 2 u s H , (4-5) 得出: d1t= 2.32= 356.559(mm) (1) 计算齿轮的圆周速度 V: V据参考文献4: =p d1t n1601000 V 即 圆周速度= 3.14 356.559 10.401 = 0.194 60 1000(r/min) (4-6) (2)计算齿轮的齿宽b : 据参考文献4:齿宽b = fd d1t = 0.4 356.599 = 142.692 (mm) (4-7) b(3)计算齿宽高之比 h : 据参考文献4: Mt齿轮模数= d1tZ1= 356.559 = 14.85724齿高 h = 2.25Mt = 2.2514.587 = 33.427 (mm) b = 356.559 = 10.67所以齿高比 h33.427 (4-8) (4)载荷系数的计算: 已知参数:等级为 7 级精度的齿轮, V = 0.194m / s , 据参考文献4图 10-8
收藏