CW61100E型卧式车床主传动系统的结构设计【6张CAD图纸+PDF图】
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西安工业大学北方信息工程学院毕业设计(论文)中期报告题目:卧式车床主传动系统的结构设计系 别 机电信息系 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 B100205 姓 名 黄仁奕 学 号 B10020509 导 师 姚慧 2014年3月10日 1.设计(论文)进展状况本设计已经完成以下内容:(1)对于在开题答辩中,老师对我的主传动系统的设计方案和整体结构,开题报告中提出的相关问题,我修改了部分设计,并通过了指导老师的检查;完善了开题报告的内容和格式。(2)根据结构布置的相关规定、规范和原则,确定该主传动系统的设计方案和整体结构,完成了总体设计。(3)完成了传动部分的计算。1.1机床的主参数如表1所示:床身最大回转直径1000mm最小加工工件直径100mm顶尖间最大工件长度1500-16000mm刀架上最大回转直径630mm顶尖间最大工件重量6000kg 表11.2主运动参数:据机床设计手册典型加工条件,当工件直径为8001000mm时,极限切削速度 取100m/s。最小切削速度 按典型加工的两种情况取不同的数值: 高速钢车刀精车丝杠=1.5m/s; 高速钢车刀低速车削盘类零件,=8m/s 。主轴转速确定:由以上典型加工条件, 确定本机床主要加工直径范围为100600mm。主轴转速与切削速度的关系: , v 为切削速度式中的 或,不是该机床可能加工的最小或最大直径,而是机床全部工艺范围内可以用最大切削速度来加工时的最小工件直径和用最小切削速度来加工时的最大工件直径, 这样才能得出合理的极限转速值。 取主轴最低转速: 取 变速范围,符合普通车床Rn 为40200 的变速范围, 且Rn 值较大, 表明本机床有良好的加工工艺性能。1.3切削力的计算由于切削过程的复杂性,并且影响它的因素又多,因此目前尚未导出简便计算进给力、径向力、切削力 的理论公式,一般都是通过大量实验,由测力仪得到切削力后进行数据处理,建立经验公式。在建立经验公式时,大多数都是将背吃刀量、进给量及切削速度这三个主要因素作为可变因素,而其它影响因素则用修正系数间接计算,从而得出、 三个分力的计算公式:=PafkfvrkvFzkrFzkaFzkvbFzkhFzkuFzkbr1Fz=PfkfFykvFykrFykaFykvbFykhFykuFykbr1Fy=PfkfFxkvFxkrFxkaFxkvbFxkhFxkuFxkbr1Fx式中及下列各参数均是以实验条件得出, 切削深度、进给量、切削速度以实验条件中最大值计算, 而不是本机床实际所加工最大允许量, 详见机床设计手册:P单位切削力 ( kgf /mm2) , 取 P=210kgf /mm2;切削深度, 15mm, 取 p=5mm;F进给量, 0.10.5mm/r, 取 f=0.5mm/r;v切削速度, 90105m/min, 取 v=105m/min。以上取值及各修正系数源于机床设计手册。经计算:=586.3kgf据手册,=0.350.5,取=0.43=0.350.5,取=0.43则=252kgf; =252kgf总切削F=+=1090.5kgf=10697.8N机床切削总功率: V/1000=10697.8105 /(601000)=18.7kW按上面所列式求得切削功率后, 还需考虑机床的传动效率, 机床的电机功率为Pc/m, 式中m 为机床的传动效率, 一般取为0.750.85, 取0.85 计算, 计算得=22kW。查机械设计课程设计指导书P178可得,选择电动机型号为Y200L2-6,满载时,其转速为970r/min。2.存在问题及解决措施存在的问题:在选择变速组中方案,拟定转速图中还有所欠缺,在本设计里选用了一部分非标准件,在综合考虑结构和经济等方面还是有所欠缺。我会认真的参考资料积极地和同学讨论,向老师请教。还有就是绘图时不能完全按照设计计算结果画出相一致的图。 解决措施:继续完善设计方案,从图中改进,优化设计,以求更加精确。3.后期工作安排对传动系统的结构进行优化改进,改进中期设计中存在的缺点,如合理地分配各传动副的传动比,采用合理的齿轮块结构。第6-7周:初步完成传动系统的结构设计和外文翻译;准备中期检查报告,并进行中期答辩;第8-15周:完成主传动系统的总体设计,完成装配图及零件图;第16-18周:完成论文撰写,准备答辩。 指导教师签字: 年 月 日毕业设计(论文)任务书院(系) 专业 班 姓名 学号 1.毕业设计(论文)题目: 卧式车床主传动系统的结构设计 2.题目背景和意义: 现代卧式车床主传动系统设计不但要满足动力参数和运动参数的要求,还要尽量设计出结构简单、工艺性好、工作平稳的传动系统。天水星火机床有限责任公司生产的CW61100E型卧式车床是国内该系列的代表性产品,其结构和功能都已经比较完善。但是随着科学技术的迅猛发展,产品在某些功能方面已经不能适应市场的需求,因此对其进行改进势在必行。3.设计(论文)的主要内容(理工科含技术指标): (1)针对CW61100E型卧式车床主传动系统的要求,分析其功能和原理,设计其主传动系统,并进行相应的计算和分析; (2)绘制该传动系统的装配图和关键零部件图。 4.设计的基本要求及进度安排(含起始时间、设计地点): (1)13周:调研并收集资料;(2)36周:确定该主传动系统的设计方案和整体结构;(3)711周:完成该主传动系统的结构设计计算;(4)1215周:完成该主传动系统的装配图(5)16-18周:完成论文撰写,准备答辩。 5.毕业设计(论文)的工作量要求 毕业设计论文一篇,不少于10000字; 实验(时数)*或实习(天数): 2周 图纸(幅面和张数)*: 机构装配图,A0图纸(折合)2张; 其他要求: 外文翻译不少于1000字,参考文献不少于15篇。 指导教师签名: 年 月 日 学生签名: 年 月 日 系(教研室)主任审批: 年 月 日说明:1本表一式二份,一份由学生装订入附件册,一份教师自留。毕I-22 带*项可根据学科特点选填。西安工业大学北方信息工程学院毕业设计(论文)开题报告题目:卧式车床主传动系统的结构设计系 别 机电信息系 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 B100205 姓 名 黄仁奕 学 号 B10020509 导 师 姚慧 2013年 12月3日- 7 -1.毕业设计(论文)综述(题目背景、研究意义及国内外相关研究情况)1.1题目背景、研究意义现代卧式车床主传动系统设计不但要满足动力参数和运动参数的要求,还要尽量设计出结构简单、工艺性好、工作平稳的传动系统。天水星火机床有限责任公司生产的CW61100E型卧式车床是国内该系列的代表性产品,其结构和功能都已经比较完善。但是随着科学技术的迅猛发展,产品在某些功能方面已经不能适应市场的需求,因此对其进行改进势在必行。1 1.2国内外相关研究情况1.2.1国内外数控机床现状:近年来我国企业的数控机床占有率逐年上升,在大中企业已有较多的使用,在中小企业甚至个体企业中也普遍开始使用。在这些数控机床中,除少量机床以FMS模式集成使用外,大都处于单机运行状态,并且相当部分处于使用效率不高,管理方式落后的状态。2 与国外的数控机床相比,我国数控机床还存在以下几方面的问题:产品质量、可靠性及服务等能力不强。国产机床在质量、交货期和服务等方面与国外著名品牌相比存在较大的差距。在质量方面,国产数控系统的可靠性指标MTBF与国际先进数控系统相差较大。国产数控车床、加工中心的MTBF与国际上先进水平也有较大差距。自主创新能力不足。长期以来,我国机床制造业的基础、共性技术研究工作主要在行业性的研究院所进行。能力薄弱,技术创新投入不足,引进消化吸收能力差,低水平生产能力过剩,自主创新能力不高,缺乏优秀技术人才。虽然国产数控机床制造商通过技术引进、海内外并购重组以及国外采购等获得了一些先进数控技术,但缺乏对基础共性技术的研究,忽视了自主开发能力的培育,企业的市场响应速度慢。 功能部件发展滞后。机床是由各种功能部件(主轴单元及主轴头、滚珠丝杠副、回转工作台和数控伺服系统等)在床身、立柱等基础机架上集装而成的,功能部件是数控机床的重要组成部分。数控机床整体技术与数控机床功能部件的发展是相互依赖、共同发展的,所以功能部件的创新也深深地影响着数控机床的发展。我国数控机床功能部件已有一定规模,电主轴、主轴单元、数控系统等也有专门的制造厂家,其中个别产品的制造水平接近国际先进水平。但整体上,我国机床功能部件发展缓慢、品种少、产业化程度低,精度指标和性能指标的综合情况还不过硬。目前,滚珠丝杠、数控刀架、电主轴等功能部件仅能满足中低档数控机床的配套需要。衡量数控机床水平的高档数控系统、高速精密电主轴、高速滚动功能部件等还依赖进口。3 1.2.2数控机床发展趋势:高速、精密、复合、智能和绿色是数控机床技术发展的总趋势。4主要表现在:1. 机床复合技术进一步扩展随着数控机床技术进步,复合加工技术日趋成熟;被更多人接受,复合加工机床发展正呈现多样化的态势。 2.智能化技术有新突破数控机床的智能化技术有新的突破,在数控系统的性能上得到了较多体现。3.机器人使柔性化组合效率更高机器人与主机的柔性化组合得到广泛应用,使得柔性线更加灵活、功能进一步扩展、柔性线进一步缩短、效率更高。4.精密加工技术已从原来的丝级(0.01mm)提升到目前的微米级(0.001mm),有些品种已达到0.05m左右;从这些事实技术可以看出整个机加工进入亚微米、纳米级超精加工时代。5.功能部件性能不断提高功能部件不断向高速度、高精度、大功率和智能化方向发展,并取得成熟的应用。52.本课题研究的主要内容和拟采用的研究方案、研究方法或措施2.1本课题研究的主要内容(1)针对CW61100E型卧式车床主传动系统的要求,分析其功能和原理,设计其主传动系统,并进行相应的计算和分析; (2)绘制该传动系统的装配图和关键零部件图。2.2研究方案机床的主传动系统用于实现机床的主运动,在机床传动中实现主运动变速的方法有电气传动和液压传动的变速运动,还有机械变速等多种形式。机械传动在机械工程中应用非常广泛,主要是指利用机械方式传递动力和运动的传递。图1所示为机械传动形式。 图 1 机械传动形式1-交流电动机;2-变速机构;3-主轴 机械传动主要由以下几部分组成: (l)定比传动机构:具有固定传动比或固定传动关系的传功机构,如带传动、齿轮传动、蜗杆传动、齿轮齿条传动、螺杆传动。 (2)变速机构:改变机床部件运动的机构。如滑动齿轮变速机构、离合器式齿轮变速机构等。 (3)换向机构:变换机床部件运动方向的机构。为了满足加工的不同需要(例如车螺纹时刀具的进给和返回,车右旋螺纹和左旋螺纹等)。机床的主传动部件和进给传动部件往往需要正、反向的运动。可以直接利用电动机反转,也可以利用齿轮换向机构等。 (4)操纵机构:用来实现机床运动部件变速、换向、启动、停止、制动及调整的机构。常见的操纵机构包括乎柄、手轮、杠杆、凸轮、齿轮齿条、拨叉、滑块及按钮等。 (5)箱体及其他装置箱体用以支承和连接各机构,并保证它们相互位置的精度。为了保证传动机构的正常工作,还要设有开停装置、制动装置、润滑与密封装置等。 液压传动是以液体作为工作介质来进行能量传递的一种传动形式,它通过能量转换装置(液压泵),将原动机(电动机)的机械能转变为液体的压力能,然后通过封闭管道、控制元件等,由另一能量装置(液压缸、液压马达)将液体的压力能转变为机械能,以驱动负载和实现执行机构所需的直线或旋转运动。图2所示为液压传动形式。图 2 液压传动形式1-交流电动机;2-油泵;3-油箱;4-液压控制装置;5-液动机;6-主轴 液压传动主要由以下几部分组成: (1)动力元件油泵。其作用是将电动机输入的机械能转换为液体的压力能,是能量转换装置(能源)。 (2)执行机构油缸或油马达。其作用是把油泵输人的液体压力能转变为工作部件的机械能.它也是一种能量转换装置(液动机)。 (3)控制元件各种阀。其作用是控制和调节油液的压力、流量(速度)及流动方向。 (4)辅助装置油箱、油管、滤油器、压力表等。其作用是创造必要的条件,以保证液压系统正常工作。(5)工作介质矿物油。它是传递能量的介质。 机械传动与液压传动相比较,其主要优点如下: (l)传动比准确,适用于定比传动; (2)实现回转运动的结构简单。能传递较大的扭矩; (3)故障容易发现,便于维修。 因此,机械传动主要用于速度不太高的有级变速传动中。根据CW61100E卧式机床的要求,选择机械传动方式。传动简图如图3所示。 图 3 传动简图1-交流电动机;2-带传动;3-齿轮变速机构; I、II、III-传动轴;IV-主轴机床的动力由交流电动机提供,经过V带传动至变速箱内,箱内变速机构由多根传动轴及多组齿轮副组成,动力经过变速机构传递至主轴输出。2.3研究方法与措施1.参数拟定:根据机床类型,规格和其他特点,了解典型工艺的切削用量,结合世界条件和情况,并与同类机床对比分析后确定:极限转速和,公比(或级数Z),主传动电机功率N。2.传动设计:根据拟定的参数,通过结构网和转速图的分析,确定转动结构方案和转动系统图,计算各转动副的传动比及齿轮的齿数,并验算主轴的转速误差。3.动力计算和结构草图设计:估算齿输模数m和直径d,选择和计算反向离合器,制动器。将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排,布置和设计。4.轴和轴承的验算:在结构草图的基础上,对一根传动轴的刚度和该轴系的轴承的寿命进行验算。5.主轴变速箱装配设计:主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿”,进行设计和会制的。图上各零件要表达清楚,并标注尺寸和配合。3.本课题研究的重点及难点,前期已开展工作。3.1的难点与重点在进行主传动系统设计时需要对各主要技术参数和特性参数较高、低档减速比、主轴额定转速、功率损失等进行计算, 对这些参数的相互关系和相互影响以及对结构性能的影响进行分析。我们自己资料比较少,因为要通过互联网和图书馆来查找相关资料。主传动系统的运动设计通常是根据机床的主要技术参数和要求,拟定主轴传动转速图,可能会遇到齿轮的布置不合理,滑移齿轮的结构形式不当等,因此,要从几分设计方案中选出最佳方案,然后计算齿轮的齿数及皮带轮直径等,最后绘制传动系统图。3.2前期已展开工作通过查找资料,已经了解CW61100E卧式机床主要参数和规格,确定传动系统的设计方案和整体结构,为下一步的设计计算以及绘制装配图做好准备。4.本课题的工作方案及进度计划(按周次填写) (1)13周:调研并收集资料;(2)46周:确定该主传动系统的设计方案和整体结构;(3)711周:完成该主传动系统的结构设计计算;(4)1215周:完成该主传动系统的装配图;(5)16-18周:完成论文撰写,准备答辩。指导教师意见(对课题的深度、广度及工作量的意见): 指导教师: 年 月 日 所在系审查意见: 系主管领导: 年 月 日参考文献1 王宏 张永生 李采芝 安波. CW61100E 数控改造中的主传动设计J.兰州理工大学材料学院, 2007,36(1):28-752 许郁生.中国机床工业的发展和市场需求J. 中国机床工具工业协会,2005.45(1).12-133 盛伯浩.我国数控机床现状与技术发展策略.现代金属加工,2005(6):38-454 鲁方霞 邓朝晖. 数控机床的发展趋势及国内发展现J.2006.40(3):44-485 高文章. 数控机床的技术发展趋势J. 北京数控技术开发中心. 1995.23(2).45-466 陈铁鸣 主编 机械设计,哈尔滨工业大学出版社,2003.8 :38-497 机床设计手册M . 北京: 机械工业出版社, 1982.(5):12-458 王爱玲 主编 现代数控机床,国防工业出版社,2003.(4):43-699 禹宏云. 数控车床主传动链设计 J . 机械传动, 2001,( 2) : 41- 43. 10 文怀兴, 夏田. 数控机床系统设计M . 北京: 化学工业出版社, 2006. 7:23-2511 陈婵娟. 数控车床设计M .北京: 化学工业出版社, 2006.10:12-1312 孙靖民.机械结构优化设计.哈尔滨工业大学出版社,1985.12:78-7913 汤文成,车床主传动设计专家系统的研究.机床,1990,(4):44-4714 吴玉厚著.数控机床电主轴单元技术M.北京:机械工业出版社,2010.2.3-515 李秀英,滕弘飞.机床优化设计M .北京:机械工业出版社,1989.6.5-716 M.Weck,M.Schmidt,A new method for determining geometric accuracy in the axis of movement of machine tools,Precision Engineering 8(2)(1986) 97103.17 G.X.Zhang,R.Quyang,B.Lu,et al.,A displacement method for machine geometry calibration,Annals of the CIRP 37(1)(1988)515518.18 G.Q.Chen,J.X.Yuan,J.Ni,A displacement measurement approach for machine geometric error assessment,International Journal of Machine Tools& Manufacture 41(2001)149161.西安工业大学北方信息工程学院 毕业设计(论文) 题目:卧式车床主传动系统的结构设计 系 别 机电信息系 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 B100205 姓 名 黄仁奕 学 号 B10020509 导 师 姚慧 2014 年 4 月 10 日 卧式车床主传动系统的结构设计 第 2 页 共 63 页 摘要 数控车床不仅能够车外圆还能用于镗孔、车端面、钻孔与铰孔。与其他种 类的机床相比,车床在生产中使用最广。 本论文首先介绍了我国数控机床发展的过程与现状 ,并分析了其存在的问 题 ;对数控机床的发展趋势进行了探讨;并对 CW61100E 数控车床主轴箱传动 系统进行了设计与计算。 主轴箱有安装在精密轴承中的空心主轴和一系列变速齿轮组成。数控车床 主轴可以获得在调速范围内的任意速度,以满足加工切削要求。 目前,数控车床的发展趋势是通过电气与机械装置进行无级变速。变频电 机通过带传动和变速齿轮为主轴提供动力。通常变频电机调速范围 35,难以 满足主轴变速要求;串联变速齿轮则扩大了齿轮的变速范围 。 本设计将原来的带轮不卸荷结构变为了带轮卸荷结构,使输入轴在带处只 受转矩,将轴上的径向力传动到车床机体上,改善了输入轴的受力情况。 关键词:主轴箱,无级调速,传动系统 Abstract CNC lathe can not only outside the circle can be used for boring, facing, drilling and reaming. Compared with other kinds of machine tools, lathe is the most widely used in production. This paper introduces the process and current situation of the development of CNC machine tools in China, and analyzes its existing problems; the development trend of NC machine tool was discussed; and the CW61100E CNC lathe spindle box transmission system design and calculation. The spindle box is composed of hollow spindle mounted in precision bearings and a set of transmission gears. Spindle CNC lathe can get any speed in speed range, to meet the machining requirements. At present, the development trend of NC lathe is stepless speed change through the electrical and mechanical equipment. Variable frequency motor through the belt drive and gear to provide power for the spindle. Usually the frequency control of motor speed range of 3 - 5, to meet the requirements of spindle speed; series gear extends the range of gear transmission. The design of the original belt wheel not unloading structure to belt wheel unloading structure, the input shaft with only by the shaft torque, radial force on the drive to the lathe body, improve the stress conditions of the input shaft. Key Words: spindle box, stepless speed regulation, transmission system 卧式车床主传动系统的结构设计 第 4 页 共 63 页 目录 摘要 .2 ABSTRACT.3 1 绪论 .6 2 设计计算 .7 2.1 机床的主参数 .7 2.2 主运动参数 .7 1.3 切削力的计算 .8 3 主动参数参数的拟定 .10 3.1 主运动调速范围的确定、计算各轴计算转速、功率和转矩 .10 3.2 主电动机的选择 .11 4 变速结构的设计 .13 4.1 主变速方案拟定 .13 4.2 变速结构式、结构网的选择 .13 4.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目 .13 4.2.2 结构网的拟定 .14 4.2.3 结构式的拟定 .14 4.2.4 结构式的拟定 .14 4.2.5 确定各变速组变速副齿数 .15 5 传动件的设计 .16 5.1 带传动设计 .16 5.2 选择带型 .17 5.3 确定带轮的基准直径并验证带速 .17 5.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 .18 5.5 确定带的根数 Z .19 5.6 确定带轮的结构和尺寸 .19 5.7 确定带的张紧装置 .20 5.8 计算压轴力 .20 5.9 各变速组齿轮模数的确定和校核 .22 5.9.1 齿轮模数的确定 .22 5.9.2 齿宽的确定 .26 5.9.3 齿轮结构的设计 .26 5.10 传动轴的直径估算 .27 5.10.1 确定各轴转速 .27 5.10.2 传动轴直径的估算:确定各轴最小直径 .28 5.10.3 键的选择 .29 5.11 传动轴的校核 .29 5.11.1 传动轴的校核 .29 5.11.2 键的校核 .30 卧式车床主传动系统的结构设计 第 5 页 共 63 页 5.12 摩擦离合器的选择和计算 .30 5.13 齿轮校验 .33 5.13.1 校核 a 变速组齿轮 .34 5.13.2 校核 b 变速组齿轮 .35 5.13.3 校核 c 变速组齿轮 .36 5.14 轴承的选用与校核 .38 5.14.1 各轴轴承的选用 .38 5.14.2 各轴轴承的校核 .38 5.15 主轴组件设计 .39 6 结构设计 .50 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 .50 6.2 展开图及其布置 .50 6.3 I 轴(输入轴)的设计 .51 6.4 齿轮块设计 .52 6.5 传动轴的设计 .53 6.6 主轴组件设计 .54 6.6.1 各部分尺寸的选择 .54 6.6.2 主轴材料和热处理 .55 6.6.3 主轴轴承 .55 6.6.4 主轴与齿轮的连接 .57 6.6.5 润滑与密封 .57 6.6.6 其他问题 .58 7 总结和展望 .59 7.1 本文工作总结 .59 7.2 课题展望 .60 参考文献 .61 致 谢 .63 卧式车床主传动系统的结构设计 第 6 页 共 63 页 1 绪论 机床技术参数有主参数和基本参数,他们是运动传动和结构设计的依据, 影响到机床是否满足所需要的基本功能要求,参数拟定就是机床性能设计。主 参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据,如车床的 最大加工直径,一般在设计题目中给定,基本参数是一些加工件尺寸、机床结 构、运动和动力特性有关的参数,可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。 通用车床工艺范围广,所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同,有粗加 工又有精加工;用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此,必须对所设计的机床 工艺范围和使用情况做全面的调研和统计,依据某些典型工艺和加工对象,兼 顾其他的可能工艺加工的要求,拟定机床技术参数,拟定参数时,要考虑机床 发展趋势和同国内外同类机床的对比,使拟定的参数最大限度地适应各种不同 的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。 机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同,应满足的 要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式 满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析,一般应满足的基本 要求有:满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性,如机床主轴油 足够的转速范围和转速级数;满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构 能提供足够的功率和转矩,具有较高的传动效率;满足机床工作性能要求。主 传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性,热变形特性稳定;满足产品 的经济性要求。传动链尽可能简短,零件数目要少,以便节约材料,降低成本。 卧式车床主传动系统的结构设计 第 7 页 共 63 页 2 设计计算 2.1 机床的主参数 如表 1 所示: 床身最大回转直径 1000mm 最小加工工件直径 100mm 顶尖间最大工件长度 1500-16000mm 刀架上最大回转直径 630mm 顶尖间最大工件重量 6000kg 表 1 2.2 主运动参数 据机床设计手册典型加工条件,当工件直径为 8001000mm 时,极限切削 速度 取 200m/s。 最小切削速度 按典型加工的两种情况取不同的数值: 高速钢车刀精车丝杠=1.5m/s; 高速钢车刀低速车削盘类零件,=8m/s 。 主轴转速确定: 由以上典型加工条件, 确定本机床主要加工直径范围为 100600mm。主轴 转速与切削速度的关系: , v 为切削速度max10ax=dinVnmin10in=daxV 式中的 或,不是该机床可能加工的最小或最大直径,而是机床全部工艺范 围内可以用最大切削速度来加工时的最小工件直径和用最小切削速度来加工时 的最大工件直径, 这样才能得出合理的极限转速值。 取max10ax102=637/mindinVnrax640/minr 主轴最低转速: 卧式车床主传动系统的结构设计 第 8 页 共 63 页 情况时, min10in10.5=48/mindaxVr i 8.2/i63 取 mini4./inar 主轴的转速范围为 4-640r/min 变速范围,符合普通车床 Rn 为 40200 的变速范围, 且 Rn 值较大, 表 明本机床有良好的加工工艺性能。 1.3 切削力的计算 由于切削过程的复杂性,并且影响它的因素又多,因此目前尚未导出简便 计算进给力、径向力、切削力 的理论公式,一般都是通过大量实验,由测力仪 得到切削力后进行数据处理,建立经验公式。在建立经验公式时,大多数都是 将背吃刀量、进给量及切削速度这三个主要因素作为可变因素,而其它影响因 素则用修正系数间接计算,从而得出、 三个分力的计算公式: FX=PafkfvrkvFzkrFzkaFzkvbFzkhFzkuFzkbr1Fz Fy =PfkfFykvFykrFykaFykvbFykhFykuFykbr1Fy Fz =PfkfFxkvFxkrFxkaFxkvbFxkhFxkuFxkbr1Fx 式中及下列各参数均是以实验条件得出, 切削深度、进给量、切削速度以实验 条件中最大值计算, 而不是本机床实际所加工最大允许量, 详见机床设计手 册: P单位切削力 ( kgf /mm2) , 取 P=210kgf /mm2; 切削深度, 15mm, 取 p=5mm; F进给量, 0.10.5mm/r, 取 f=0.5mm/r; v切削速度, 90105m/min, 取 v=105m/min。 以上取值及各修正系数源于机床设计手册。 经计算:=586.3kgf 据手册,=0.350.5,取=0.43 =0.350.5,取=0.43 则=252kgf; =252kgf 卧式车床主传动系统的结构设计 第 9 页 共 63 页 总切削 F=+=1090.5kgf=10697.8N 机床切削总功率: V/1000=10697.8105 /(601000)=18.7kW 按上面所列式求得切削功率后, 还需考虑机床的传动效率, 机床的电机功率为 Pc/m, 式中 m 为机床的传动效率, 一般取为 0.750.85, 取 0.85 计算, 计算得=22kW。 查机械设计课程设计指导书P178 可得,选择电动机型号为 Y180L-4,满载 时,其转速为 1470r/min。 3 主动参数参数的拟定 3.1 主运动调速范围的确定、计算各轴计算转速、功率和转矩 主运动调速范围的确定 (本小节公式除非特别说明,均出自资料12) 数控车床主轴转速范围 4640r/min 则数控车床总变速范围 maxin160nR 估算主轴的计算转速,由于采用的是无级调速,所以采用以下的公式: (2.3)0.30.3maxini64()2r/i计 ( 因为数控机床主轴的变速范围大于计算转速的实际值同时为了便于计算 故取: 20r/i计 主轴的恒功率变速范围 max64032npR计 电机的恒功率变速范围 d281p 由于 RnpRdp,电动机直接驱动主轴不能满足恒功率变速要求,因此需要串 联一个有级变速箱,以满足主轴的恒功率调速范围。 取 ,则 对于数控车床,为了加工端面时满足恒6fdp7.1lgZnpf 线速度切削的要求,应使转速有一些重复,故取 Z=4 故前面传动比分配可取。 取 Z=4, ,计算出变速齿轮箱公比 ,则4d1a,zfpzfpR 25.ff, 取 变速箱有四种传动比: ;1/8.2/1.;44 卧式车床主传动系统的结构设计 第 11 页 共 63 页 ;81.2/41./;4 由图 2 主轴功率特性图中可以看出,当主轴在 64040r/min 的转速范围内,功 率段 abcde 恒功率输出,可以实现恒功率不停车无级调速,故此车床用于加工 盘类零件时,可以恒线速度切削,严格保证加工质量,但以上设计没有考虑系 统内传动元件造成的功率损失。 3.2 主电动机的选择 根据前面的切削计算,选择 22KW 的 Y180L-4 型三相异步电动机,参数如下图表 Y180L-4 型三相异步电动机 产品型号:Y180L-4 型 Y180L-4 型三相异步电动机使用条件: 环境温度:-1540 海拔:不超过 1000m 额定电压:380V,可选 220-760V 之间任何电压值 额定频率:50Hz、60Hz 防护等级:IP44、IP54、IP55 绝缘等级:B 级、F 级、H 级 冷却方式:ICO141 卧式车床主传动系统的结构设计 第 12 页 共 63 页 工作方式:S1 连接方式:3KW 及以下 Y 接法、4KW 及以上为接法 Y180L-4 型三相异步电动机特点 Y180L-4 型三相异步电动机功率:11KW 电压:380V 电流:21.8A 绝缘:B 噪 音:87 dB(A) 转速 2900 r/min 是全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机,是 全国统一设计的基本系列,它同时是符合 JB/T9616-1999 和 IEC34-1 标准的有 关规定, 具有国际互换的特点。 Y180L-4 型三相异步电动机广泛适用于不含易燃、易爆或腐蚀性气体的一般场 合和无特殊要求的机械设备上,如金属切削机床、泵、风机、运输机械、搅拌 机、农业机械和食品机械等。 4 变速结构的设计 4.1 主变速方案拟定 拟定变速方案,包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个 变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同 特点的变速型式、变速类型。 变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关,和工作性能也有关系。因此, 确定变速方案和型式,要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。 变速方案有多种,变速型式更是众多,比如:变速型式上有集中变速,分 离变速;扩大变速范围可用增加变速组数,也可采用背轮结构、分支变速等型 式;变速箱上既可用多速电机,也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。 显然,可能的方案有很多,优化的方案也因条件而异。此次设计中,我们 采用集中变速型式的主轴变速箱。 4.2 变速结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的变速不失为有用的方法, 但对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案,就并非十分有效。 4.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目 数为 Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成,各变速组分别有 、Z 个变速副。即 321Z 取 Z=4, ,计算出变速齿轮箱公比 ,则4d1a,zfpzfpR 25.ff, 取 变速箱有四种传动比: ;1/8.2/1.;44;././ ;121 卧式车床主传动系统的结构设计 第 14 页 共 63 页 由图 2 主轴功率特性图中可以看出,当主轴在 64040r/min 的转速范围内,功 率段 abcde 恒功率输出,可以实现恒功率不停车无级调速,故此车床用于加工 盘类零件时,可以恒线速度切削,严格保证加工质量,但以上设计没有考虑系 统内传动元件造成的功率损失。 4.2.2 结构网的拟定 根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下: 4.2.3 结构式的拟定 主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积,即: inR210 检查变速组的变速范围是否超过极限值时,只需检查最后一个扩大组。因为其 他变速组的变速范围都比最后扩大组的小,只要最后扩大组的变速范围不超过 极限值,其他变速组就不会超过极限值。 122PXR 卧式车床主传动系统的结构设计 第 15 页 共 63 页 4.2.4 结构式的拟定 绘制转速图 、选择 Y132S-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。 、分配总降速变速比 4.2.5 确定各变速组变速副齿数 齿轮齿数的确定,当各变速组的传动比确定以后,可确定齿轮齿数。对于 定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮 的齿数,如传动比是标准公比的整数次方时,变速组内每对齿轮的齿数和 及zS 小齿轮的齿数可以从【1】表 3-9 中选取。一般在主传动中,最小齿数应大于 1820。采用三联滑移齿轮时,应检查滑移齿轮之间的齿数关系:三联滑移齿 轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 根据【1】 ,查表 3-9 各种常用变速比的使用齿数。94P 卧式车床主传动系统的结构设计 第 16 页 共 63 页 5 传动件的设计 5.1 带传动设计 输出功率 P=22kW,转速 n1=1470r/min,n2=900r/min 计算设计功率 Pd edAdPK 表 4 工作情况系数 AK 原动机 类 类 一天工作时间/h 工作机 10 1016 1601016 16 载荷 平稳 液体搅拌机;离心式水泵; 通风机和鼓风机( ) ;离心式压缩机;7.5kW 轻型运输机 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 载荷 变动小 带式运输机(运送砂石、 谷物) ,通风机 ( ) ;发电机;旋7.5k 转式水泵;金属切削机床; 剪床;压力机;印刷机; 振动筛 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 载荷 变动较 大 螺旋式运输机;斗式上料 机;往复式水泵和压缩机; 锻锤;磨粉机;锯木机和 木工机械;纺织机械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 载荷 变动很 大 破碎机(旋转式、颚式等) ; 球磨机;棒磨机;起重机; 挖掘机;橡胶辊压机 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 卧式车床主传动系统的结构设计 第 17 页 共 63 页 根据 V 带的载荷平稳,两班工作制(16 小时) ,查机械设计P 296表 4, 取 KA1.1。即 1.24.kWdAedPK 5.2 选择带型 普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计 P297 图 1311 选取。 根据算出的 Pd24.2kW 及小带轮转速 n11470r/min ,查图得: dd=80100 可知应选取 A 型 V 带。 5.3 确定带轮的基准直径并验证带速 由机械设计P 298表 137 查得,小带轮基准直径为 80100mm 则取 dd1=100mm ddmin.=75 mm(d d1根据 P295表 13-4 查得) 表 3 V 带带轮最小基准直径 mind 槽型 Y Z A B C D Emind 20 50 75 125 200 355 50021 2470=1.63,=10.631.9dd所 以 卧式车床主传动系统的结构设计 第 18 页 共 63 页 由机械设计P 295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ,得 =160mm2d 误差验算传动比: ( 为弹性滑21160=.365()(2%)di误 动率) 误差 符合要求1.6325.0%10.581i误 带速 147v=.3/6dnms 满足 5m/sv300mm,所以宜选用 E 型轮辐式带轮。 卧式车床主传动系统的结构设计 第 20 页 共 63 页 总之,小带轮选 H 型孔板式结构,大带轮选择 E 型轮辐式结构。 带轮的材料:选用灰铸铁,HT200。 5.7 确定带的张紧装置 选用结构简单,调整方便的定期调整中心距的张紧装置。 5.8 计算压轴力 由机械设计P303 表 1312 查得,A 型带的初拉力 F0130.59N,上面已得到 =153.36o,z=6,则1a1a53.72sin=60.9sinN=126ooFz 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面 加工精度要高,以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡,对于铸造和焊接带 轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板(轮辐)和轮毂三部分组成。带轮的外圈 环形部分称为轮缘,轮缘是带轮的工作部分,用以安装传动带,制有梯形轮槽。 由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40,为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形 而使楔角减小,故规定普通 V 带轮槽角 为 32、34、36、38(按带的 型号及带轮直径确定) ,轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂,是 带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅(腹板) ,用来联接轮缘与轮毂成一整 体。 表 普通 V 带轮的轮槽尺寸(摘自 GB/T13575.1-92) 槽型 项目 符号 Y Z A B C D E 卧式车床主传动系统的结构设计 第 21 页 共 63 页 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上 槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下 槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对 称面至端 面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘 厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 对应 的基 准直 径 d d - 80 118 190 315 475 600 轮 槽 角 极限偏差 1 0.5 V 带轮按腹板(轮辐)结构的不同分为以下几种型式: (1) 实心带轮:用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时),如图 7 -6a。 (2) 腹板带轮:用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时),如图 7-6b。 (3) 孔板带轮:用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时),如图 7 -6c 。 (4) 椭圆轮辐带轮:用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时),如图 7-6d。 卧式车床主传动系统的结构设计 第 22 页 共 63 页 (a) (b) (c) (d) 图 7-6 带轮结构类型 根据设计结果,可以得出结论:小带轮选择实心带轮,如图(a),大带轮 选择腹板带轮如图(b) 5.9 各变速组齿轮模数的确定和校核 5.9.1 齿轮模数的确定 齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数,如齿轮材料相 同时,选择负荷最重的小齿轮,根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条 件按【5】表 7-17 进行估算模数 和 ,并按其中较大者选取相近的标准模HmF 数,为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样,通常不超过 23 种模数。 先计算最小齿数齿轮的模数,齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动,查 【4】表 10-8 齿轮精度选用 7 级精度,再由【4】表 10-1 选择小齿轮材料为 40C (调质),硬度为 280HBS:r 根据【5】表 7-17;有公式: 齿面接触疲劳强度: 32)1(1602HPjmHznK 齿轮弯曲疲劳强度: 34FPjF 、a 变速组:分别计算各齿轮模数,先计算最小齿数 28 的齿轮。 齿面接触疲劳强度: 32)1(1602HPjmHznK 卧式车床主传动系统的结构设计 第 23 页 共 63 页 其中: -公比 ; = 2; P-齿轮传递的名义功率;P = 0.96 7.5=7.2KW; -齿宽系数 = ;mm105b -齿轮许允接触应力 , 由【5】图 7-6 按 MQHPlim9.HPli 线查取; -计算齿轮计算转速;jn K-载荷系数取 1.2。 =650MPa,limHMPaPaHP589.065 m14.302.71123 根据【6】表 10-4 将齿轮模数圆整为 4mm 。 齿轮弯曲疲劳强度: 34FPjmFznK 其中: P-齿轮传递的名义功率;P = 0.96 7.5=7.2KW; -齿宽系数 = ;mm105b -齿轮许允齿根应力 , 由【5】图 7-11 按 MQFPlim4.FPli 线查取; -计算齿轮计算转速; jn K-载荷系数取 1.2。 ,MPaF30lim FP42.1 m1.0874301 根据【6】表 10-4 将齿轮模数圆整为 2.5mm 。 所以1FHm41 卧式车床主传动系统的结构设计 第 24 页 共 63 页 于是变速组 a 的齿轮模数取 m = 4mm,b = 32mm。 轴上主动轮齿轮的直径: 。; ddaa 14035128421 轴上三联从动轮齿轮的直径分别为: ; mmaa 965621 、b 变速组:确定轴上另两联齿轮的模数,先计算最小齿数 18 的齿轮。 齿面接触疲劳强度: 32)1(10HPjmHznK 其中: -公比 ; =4; P-齿轮传递的名义功率;P = 0.922 7.5=6.915KW; -齿宽系数 = ;mm105b -齿轮许允接触应力 , 由【5】图 7-6 按 MQHPlim9.HPli 线查取; -计算齿轮计算转速;jn K-载荷系数取 1.2。 =650MPa,limH MPaPaP589.065 mH 24.50213.632 根据【6】表 10-4 将齿轮模数圆整为 5mm 。 齿轮弯曲疲劳强度: 34FPjmFznK 其中: P-齿轮传递的名义功率;P =0.922 7.5=6.915KW; -齿宽系数 = ;mm105b -齿轮许允齿根应力 , 由【5】图 7-11 按 MQ 线FPlim4.FPli 查取; 卧式车床主传动系统的结构设计 第 25 页 共 63 页 -计算齿轮计算转速; jn K-载荷系数取 1.2。 ,MPaF30lim FP42.1 m01.380956432 、c 变速组: 齿顶圆直径 ; hzdaa)2+(=*1 齿根圆直径 ;cf 分度圆直径 ;mz 齿顶高 ;ha*= 齿根高 ; cf)+( 齿轮的具体值见表 表 5.1 齿轮尺寸表 (单位:mm) 齿轮 齿数 z 模数 nm分度圆 直径 d 齿顶圆 直径 a 齿根圆 直径 fd 齿顶高 ah齿根高 f 20 4 80 88 70 4 5 51 4 204 212 194 4 5 42 4 168 176 158 4 5 30 4 120 128 110 4 5 30 4 120 128 110 4 5 卧式车床主传动系统的结构设计 第 26 页 共 63 页 42 4 168 176 158 4 5 52 4 208 216 198 4 5 26 4 104 112 94 4 5 26 4 104 112 94 4 5 52 4 208 216 198 4 5 22 4 88 96 78 4 5 69 4 276 284 266 4 5 5.9.2 齿宽的确定 由公式 得:)105(mb 轴主动轮齿轮 ;3248 一般一对啮合齿轮,为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮 合齿宽减小而增大轮齿的载荷,设计上,应主动轮比从动轮齿宽大(510mm) 。 5.9.3 齿轮结构的设计 通过齿轮传动强度的计算,只能确定出齿轮的主要尺寸,如齿数、模数、 齿宽、螺旋角、分度圆直径等,而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小, 通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径 时,可以做成实心式结构的mda160 齿轮。当 时,可做成腹板式结构,再考虑到加工问题,现16050amd 决定把齿轮 8、12 和 14 做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据【4】图 10-39(a) 齿轮 10、12 和 13 结构尺寸计算如下: 齿轮 8 结构尺寸计算, ;mmdDna 31052370)140(0 卧式车床主传动系统的结构设计 第 27 页 共 63 页 ;mD42 ;mD68,2.674.16. 33 取 ;mD74,6.72)10()(350( 2302 取 ;;9,8211D ,C 取 12cm。mBC6.43.0).20( 齿轮 12 结构尺寸计算; ;;324;8.32518.)1( 00 mDdDna ;m42 ;mD6,2.674.6. 33 取 ;mDD 80,.7)84(0)(50( 2302 取 ;,1962831 ,C 取 12cm。mBC.4.0).20( 齿轮 14 结构尺寸计算 ,mDdDna 404.396512.6)1(0 取, ;m4 ,70.6.43 m ;mDDD 682.67)140(3.)(3520( 2取, ; m8,21611 取 ,C 取 14cm。BC.43.0).20( 5.10 传动轴的直径估算 传动轴除应满足强度要求外,还应满足刚度的要求,强度要求保证轴在反 卧式车床主传动系统的结构设计 第 28 页 共 63 页 复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高,不允 许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾,除了载荷很大的情况外, 可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此, 必须保证传动轴有足够的刚度。 5.10.1 确定各轴转速 、确定主轴计算转速:计算转速 是传动件能传递全部功率的最低转速。各jn 传动件的计算转速可以从转速图上,按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。 根据【1】表 3-10,主轴的计算转速为 (2.3)0.30.3maxini64()2r/min计 ( 5.10.2 传动轴直径的估算:确定各轴最小直径 根据【5】公式(7-1) , ,并查【5】表 7-13 得到 取 1.nPdj491 轴的直径:取 mi/80,6.11rj442299.3jdn 轴的直径:取 min/40,92.0.08.12 rnj4492913.61jdmn 轴的直径:取 in/0,8.0323 rnj 4499146.251jdn 其中:P-电动机额定功率(kW) ; -从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积; -该传动轴的计算转速( ) ;jnminr 卧式车床主传动系统的结构设计 第 29 页 共 63 页 -传动轴允许的扭转角( ) 。mo 当轴上有键槽时,d 值应相应增大 45%;当轴为花键轴时,可将估算的 d 值减小 7%为花键轴的小径;空心轴时,d 需乘以计算系数 b,b 值见【5】表 7- 12。和为由键槽并且轴为空心轴,和为花键轴。根据以上原则各轴 的直径取值: , 和 在后文给定, 轴采用光轴, 轴和 轴m30d 因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高,定心稳定 性好,能用磨削的方法消除热处理变形,定心直径尺寸公差和位置公差都能获 得较高的精度,故我采用矩形花键连接。按 规定,矩形花键的19874TGB 定心方式为小径定心。查【15】表 5-3-30 的矩形花键的基本尺寸系列, 轴花 键轴的规格 ; 轴花键轴的规格742368为BDdN 。42为 5.10.3 键的选择 查【4】表 6-1 选择轴 上的键,根据轴的直径 ,键的尺寸选择 302d ,键的长度 L 取 22。主轴处键的选择同上,键的尺寸为78取键 高键 宽 hb ,键的长度 L 取 100。162取键 高键 宽 5.11 传动轴的校核 需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时,若支撑类型相同 则只需验算支反力最大支撑处倾角;当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时, 则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时,要求验算受力最大的齿轮处,但通常可 验算传动轴中点处挠度(误差%3). 当轴的各段直径相差不大,计算精度要求不高时,可看做等直径,采用平均直 径 进行计算,计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度,花键轴还应进行键侧1d 挤压验算。弯曲刚度验算;的刚度时可采用平均直径 或当量直径 。一般将1d2d 轴化为集中载荷下的简支梁,其挠度和倾角计算公式见【5】表 7-15.分别求出 各载荷作用下所产生的挠度和倾角,然后叠加,注意方向符号,在同一平面上 卧式车床主传动系统的结构设计 第 30 页 共 63 页 进行代数叠加,不在同一平面上进行向量叠加。 5.11.1 传动轴的校核 轴的校核:通过受力分析,在一轴的三对啮合齿轮副中,中间的两对齿轮 对轴中点处的挠度影响最大,所以,选择中间齿轮啮合来进行校核 NdTF mnPr 7.153)012/(86/2 860/9.905.96 最大挠度: mEIbl3 4349222max1068. 10647.583;6.3974064.;124mdII MPaEE轴 的 ;材 料 弹 性 模 量 ;式 中 ; 查【1】表 3-12 许用挠度 ; y2. 。所 以 合 格,yYB 轴、轴的校核同上。 5.11.2 键的校核 键和轴的材料都是钢,由【4】表 6-2 查的许用挤压应力 ,取其中间值, 。键的工作长度MPap120 MPap10 ,键与轮榖键槽的接触高度mbLl 168 。由【4】式(6-1)可得hk5.37.5. PaPakldT pp 103.10216.203 式 中 : 卧式车床主传动系统的结构设计 第 31 页 共 63 页 ;】 表键 【,弱 材 料 的 许 用 挤 压 应 力键 、 轴 、 轮 毂 三 者 中 最;键 的 直 径 , ;为 键 的 宽 度 ,为 键 的 公 称 长 度 , 圆 头 平 键键 的 工 作 长 度 , 为 键 的 高 度此 处度键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高传 递 的 转 矩 264, ,5.0,;,p MPamd mbmLbll hkkNT 可见连接的挤压强度足够了,键的标记为: 20319680TGB键 5.12 摩擦离合器的选择和计算 片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛,因为它可以在运转中接通或脱开, 具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点,部分零件已经标准化,多用于机 床主传动。 按扭矩选择,即: 根据【15】和【14】表 6-3-20, 计算转矩 ,tcT20.9695.80.64t Nm 查【15】表 6-3-21 得 .1 mNc 234.860 摩擦盘工作面的平均直径 PDdDP 817)5.()(212 式中 d 为轴的直径。 摩擦盘工作面的外直径 1mP25.0825.1 摩擦盘工作面的内直径 DdP7.61.7.02 摩擦盘宽度 b m25.02.5.21 摩擦面对数 m,查【15】表 6-3-17,摩擦副材料为淬火钢,对偶材料为淬火 钢,摩擦因数取 0.08,许用压强取 ,许用温度 0.5mm,可避免渗氮层穿透剥落。 6.6.3 主轴轴承 1)轴承类型选择 主轴前轴承有两种常用的类型: 双列短圆柱滚子轴承。承载能力大,可同时承受径向力和轴向力,结构比 较简单,但允许的极限转速低一些。 与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种: 卧式车床主传动系统的结构设计 第 56 页 共 63 页 600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承,在近年生产的机床上广泛采 用。具有承载能力大,允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子 轴承小一些。在使用中,这种轴承不承受径向力。 推力球轴承。承受轴向力的能力最高,但允许的极限转速低,容易发热。 向心推力球轴承。允许的极限转速高,但承载能力低,主要用于高速轻载 的机床。 2)轴承的配置 大多数机床主轴采用两个支撑,结构简单,制造方便,但为了提高主轴刚 度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度, 否则温升和空载功率增大,效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大,可以 用两个支撑的主要支撑,第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承(中间支撑或后支 撑)保持比较大的游隙(约 0.030.07 ) ,只有在载荷比较大、轴产生弯曲m 变形时,辅助支撑轴承才起作用。 轴承配置时,除选择轴承的类型不同外,推力轴承的布置是主要差别。推 力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承,影响着温升后轴的 伸长方向以及结构的负责程度,应根据机床的实际要求确定。 在配置轴承时,应注意以下几点: 每个支撑点都要能承受经向力。 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上,即负荷都由机床支撑件 承受。 3)轴承的精度和配合 主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大, 所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。 普通精度级机床的主轴,前轴承的选 或 级,后轴承选 或 级。选择CDE 轴承的精度时,既要考虑机床精度要求,也要考虑经济性。 轴承与轴和轴承与箱体孔之间,一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环 都是薄壁件,轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的 太低,会降低轴承的回转精度,所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。 卧式车床主传动系统的结构设计 第 57 页 共 63 页 1) 轴承间隙的调整 为了提高主轴的回转精度和刚度,主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到 合适的负间隙,形成一定的预负载,回转精度和刚度都能提高,寿命、噪声和 抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形,过大的预负载对提高刚度没 有明显的小果,而磨损发热量和噪声都会增大,轴承寿命将因此而降低。 轴承间隙的调整量,应该能方便而且能准确地控制,但调整机构的结构不 能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动,当内圈向大端轴向移 动时,由于 1:12 的内錐孔,内圈将胀大消除间隙。 其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意:调整落幕的端面 与螺纹中心线的垂直度,隔套两个端面的平行度都由较高要求,否则,调整时 可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长,误差的影响越小。 螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的 精度要求。 6.6.4 主轴与齿轮的连接 齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键;轴做成圆柱体,或者锥面(锥度 一般取 1:15 左右) 。锥面配合对中性好,但加工较难。平键一般用一个或者两 个(相隔 180 度布置) ,两国特键不但平衡较好,而且平键高度较低,避免因齿 轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。 6.6.5 润滑与密封 主轴转速高,必须保证充分润滑,一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴,防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种: 1)堵加密封装置防止油外流。 主轴转速高,多采用非接触式的密封装置,形式很多,一种轴与轴承盖之 间留 0.10.3 的间隙(间隙越小,密封效果越好,但工艺困难) 。还有一种m 是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽(圆弧形或 形) ,效果比上一种好v 些。在轴上增开了沟槽(矩形或锯齿形) ,效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时,可采用曲路密封,曲路可 做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式,较为复杂。 卧式车床主传动系统的结构设计 第 58 页 共 63 页 2)疏导在适当的地方做出回油路,使油能顺利地流回到油箱。 6.6.6 其他问题 主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承,大齿轮更应靠前,这样可以减小主轴的 扭转变形。 当后支承采用推力轴承时,推力轴承承受着前向后的轴向力,推力轴承紧 靠在孔的内端面,所以,内端面需要加工,端面和孔有较高的垂直度要求,否 则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上,内端面加工有一定难 度。为此,可以加一个杯形套孔解决,套孔单独在车床上加工,保证高的端面 与孔德垂直度。 主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模 量基本一样,对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床 主轴考虑到热处理变形的影响,可以选用 或其他合金钢。主轴头部需要淬Cr40 火,硬度为 5055。其他部分处理后,调整硬度为 220250。HRCHBS 7 总结和展望 7.1 本文工作总结 机床产品设计是设计人员根据市场,社会和人们对机床的需要所进行的构思, 计算,试验,选择方案,确定尺寸,绘制图纸以及编制技术文件等一系列创造 性活动的总称,是机床产品实现的必要前提,是产品开发过程中至关重要的环 节。机床产品设计的好坏,直接影响其成本,质量,研制周期及市场的竞争能 力。本文的设计主要是从车床主传动的角度入手,使设计产品在给定的数值要 求下达到最合理的经济和性能。 6 月 2 日,为期三个月的设计任务圆满完成了,虽然设计的过程比较繁琐, 而且刚开始还有些不知所措,甚至是害怕与退缩,尽管“雄关漫道真如铁” ,但 是在我“而今迈步从头越” ,再加上老师的悉心指导,我终于顺利地完成了这次 设计任务。 我们专业课已经学过车床相关的知识,尤其是机械制造装备设计这颗 中详尽的讲述了机床主传动系的设计,并且在大二的时候我们还做过二级减速 器的课程设计,所以刚开始我对自己的课题满腹信心,但是当我仔细的审题后 发现,并不是我想象的那么容易。一开始的主电动机的选择就让我吃尽了苦头, 本来想直接参照 CA6140 车床的电动机型号,但是资料上并没有给出 CA6140 车 床主电动机选用 Y-132M-4 的理由,所以我并没有随意参照选用。而是查阅了相 关金属切削用量的相关资料,在车床最大切削用量的情况下(最大输出功率) 选用了 Y-112M-4 电动机。另外,在主变速传动系设计中,我一味的追求主变速 传动系设计的一般原则,采用了典型的结构式 ,但是当我涉及到6312 离合器的选择时,才发现,先前设计的 轴纵向尺寸过大,而且齿轮 1、齿轮 3 的分度圆直径小于离合器的横向尺寸,这有迫使我不得不重新考虑结构式的设 计,经过考虑才最终敲定了结构式 。6213 本次的设计是在反复的修改中完成的,巩固和深化了课堂理论教学的内容, 锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力,是我独立分析、解决问 题的能力得到了强化. 在设计当中,我也遇到了一些问题,除了上述的以外比如 卧式车床主传动系统的结构设计 第 60 页 共 63 页 在有些设计部分并没有完全严格计算,参考的一些普遍车床的数据在保证安全 可靠的基础上做到了尽量满足工艺要求。在此过程中不断地发现问题和解决问 题,使我加深了对大学所学课程理解、综合应用并得到进一步的巩固,设计过 程培养了我认真细心的态度,这对以后的学习和工作都有积极的意义,也会是 我大学积累的一笔非常宝贵的财富。 7.2 课题展望 一个国家的金属切削机(机床)的拥有量,产量,品种和质量如何,是衡 量其工业水平的标志之一,因此机床工业在国民经济中占据这重要地位。 我国机床工业的任务是将其推进到真正能成为机械工业“总工程师”的地位, 达到能提供适用、先进、配套成龙的加工技术与加工装备的新高度,改变那种 一般机床产品水平重复现象。是整个行业的经营决策逐步转移到以机械加工社 会效益魏重点,以适应进步的市场需求魏轴心,参与国际市场竞争,分层次的 利用世界机床工业技术进步的外界条件,调整产业结构、完善行业体制,形成 自我改造、自我发展的良性循环,提高管理水平,开拓一个以坚持社会主义有 计划的商品经济为特征,同时有具备国际现代技术水平的机床工业新局面。 卧式车床主传动系统的结构设计 第 61 页 共 63 页 参考文献 【1】冯辛安主编. 机械制造装备设计 第 2 版 大连理工大学 北京:机械 工业出版社, 2007.12 【2】黄如林主编. 切削加工简明实用手册 北京:化学工业出版社,2004.7 【3】吴宗泽主编. 机械设计课程设计手册 第三版 清华大学 北京:高 等教育出版社,2006.12 【4】濮良贵主编. 机械设计 第八版 北京:高等教育出版社,2007.8 【5】金属切削机床设计 4 【6】范思冲主编. 画法几何及机械制图 东南大学 北京:机械工业出版 社,2005.7 【7】郑文纬,吴克坚主编. 机械原理 第七版 东南大学机械学学科组 北 京:高等教育出版社,2006.1 【8】减速器实用技术手册编辑委员会编. 减速器实用技术手册 北京:机械 工业出版社, 1992 【9】戴曙主编. 金属切削机床 北京:机械工业出版社, 2005.1 【10】机床设计手册编写组主编. 机床设计手册 北京:机械工业出版社, 1980.8 【11】华东纺织工学院 、哈尔滨工业大学 、天津大学主编. 上海:上海科学 技术出版社, 1979.6 【12】哈尔滨工业大学理论力学教研室编. 理论力学( ) 第六版 北京: 高等教育出版社,2006.12 【13】刘鸿文主编. 材料力学( ) 第四版 北京:高等教育出版社, 2006.11 【14】机械设计手册编委会主编. 机械设计手册 单行本联轴器、离合器与 制动器 北京:机械工业出版社,2007.3 【15】成大先主编. 机械设计手册 第四版第二卷 北京:化学工业出版社, 2003.9 【16】曹金榜等主编. 机床主轴变速箱设计指导 北京:机械工业出版社, 卧式车床主传动系统的结构设计 第 62 页 共 63 页 1995 【17】李洪主编. 机械制造工艺金属切削机床设计指导 沈阳:东北工学院 出版社,1996 【18】陈易新编. 金属切削机床课程设计指导书 北京:机械工业出版社, 1993 【19】翁世修等编. 金属切削机床设计指导 上海:上海交通大学出版社, 1995 【20】方键主编. 结构设计 北京:化学工业出版社,2006 卧式车床主传动系统的结构设计 第 63 页 共 63 页 致 谢 在这里我要感谢那些所有曾经寄予我关心和帮助的人,这篇论文的完 成和他们中的任何一位都是分不开的。 首先,我要向我的指导老师魏常武老师致以由衷的感谢和诚挚的敬意, 他的指导为我们提供了设计的主题思想,在设计过程中,他在自己的繁忙工作 之余指导我们,检查并排除了我们设计过程中的诸多漏洞。无论是理论的运用, 还是零部件的设计计算,都给我们解惑答疑,我都有很大的收获。在论文的编 写过程中,他给我提出宝贵的意见,并且给与细致的指导,不断地完善和改进。 最重要的是魏老师教会我们许多分析、解决问题的方法,这在书本中无法学到 的,他的教诲培养了我科学的思维方法和一丝不苟的工作态度,渊博的学识更 使我受益匪浅。 其次,我要感谢的是我的同伴们同设计组的所有同学。在整个设计 过程中,我们配合的非常默契,遇到
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