大型数控套筒回转式尾座设计【含9张CAD图】
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充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸I大型数控套筒回转式尾座设计摘 要本文主要目的是进行大型数控套筒回转式尾座的设计。大型数控套筒回转式尾座具有芯轴随工件回转、压力表显示压力、手动换档齿轮变速的功能。本文设计并介绍尾座的大致工作方式,手动换挡齿轮变速的安装过程以及对尾座的受力情况进行分析和强度及稳定性的校核。对普通圆柱蜗杆传动承载能力的计算包括蜗杆传动的受力分析,蜗轮齿面接触疲劳强度计算,蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算,蜗杆的刚度计算以及蜗杆传动的精度等级的选择;直齿锥齿轮传动的强度计算包括轮齿的受力分析,对齿根弯曲疲劳强度计算以及按照齿面接触疲劳强度计算;轴的计算包括轴的强度校核计算和轴的刚度校核计算。分析设计过程,并作出总结和改进方式。根据设计方案,利用cad 绘制总装配图以及部分主要零件图,利用 solidworks 软件绘制尾座结构。关键词:尾座;手动换挡;机械设计 充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸IIAbstractThe main purpose of this paper is to design a large numerical control sleeve rotary tailstock. Large numerical control sleeve rotary tailstock has the function of rotating the core shaft with the workpiece, the pressure gauge shows pressure, and the gear shifting gear which is changed manually. This paper designs and introduces the general working mode of the tail seat, the installation process of the gear shift gear shift, and the analysis and the strength and stability of the rear seat. Ordinary cylindrical worm drive bearing capacity calculation including the worm drive force analysis, the worm gear tooth surface contact fatigue strength calculation, the worm gear tooth root bending fatigue strength calculation, the calculation of the rigidity for the worm and worm drive the accuracy grade of choice. The strength calculation of the bevel gear transmission includes the force analysis of the gear teeth, the calculation of the fatigue strength of the tooth root and the fatigue strength of the tooth surface. The calculation of the shaft includes the strength of the shaft and the calculation of the rigidity of the shaft. Analyzing design process and making summary and improvement. According to the design scheme, the general assembly drawing and some main parts drawings are drawn by CAD, and the tail-seat structure is drawn with Solidworks software.Key Words:The tailstock; Manual shift; Mechanical design充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸III目录摘 要 IAbstractII1 绪 论 - 1 -1.1 课题研究的目的与意义 - 1 -1.2 相关课题国内外发展的现状及发展趋势 - 1 -2 总体方案 - 3 -2.1 工作方式 - 3 -2.2 手动换挡齿轮变速的安装过程 - 4 -2.2.1 安装步骤 - 4 -2.2.2 注意事项 - 4 -2.3 具体装配过程 - 4 -3 尾座的受力情况分析 - 5 -3.1 普通圆柱蜗杆传动承载能力计算 - 5 -3.1.1 蜗杆传动的受力分析 - 5 -3.1.2 蜗轮齿面接触疲劳强度计算 - 6 -3.1.3 蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算 - 6 -3.1.4 蜗杆的刚度计算 - 6 -3.1.5 蜗杆传动的精度等级的选择 - 7 -4 直齿锥齿轮传动的强度计算 - 7 -4.1 直齿锥齿轮传动的强度计算 - 7 -4.1.1 设计参数 - 7 -4.1.2 轮齿的受力分析 - 7 -4.1.3 按齿根弯曲疲劳强度计算 - 8 -4.1.4 按齿面接触疲劳强度计算 - 10 -5 轴的计算 - 12 -5.1 轴的强度校核计算 - 12 -5.2 轴的刚度校核计算 - 13 -5.2.1 轴的扭矩刚度校核计算 - 13 -6 设计并绘制总装图及部分零件图 - 14 -6.1 尾座的零件图 - 14 -6.2 尾座的装配图 - 15 -7 结论 - 17 -充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸IV参考文献 - 18 -附录 外文翻译 - 19 -充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 1 -1 绪 论1.1 课题研究的目的与意义设计目的:在对专用机床进行分析后,设计出符合要求的尾座;检查学习课程的相关理论以及基本技能;锻炼自己将理论实际相结合的能力,从而养成良好的学习习惯。设计的主要意义:通过一段时间的学习与设计,进而学习设计尾座的一般过程,巩固学习相关的理论知识并将其加以运用,将理论联系实际工作中,加深学习印象;学会熟练的运用有关技术及资料,如机械设计等书本及其他有关规范等;学习掌握基本的设计流程与方法,为未来进入社会工作和研究奠定了坚实的基础。 1.2 相关课题国内外发展的现状及发展趋势重工业尤其是其中的装备工业的发展水平决定着一个国家的综合国力和国民经济发展水平。数控技术是当今先进制造技术和装备的核心技术。在现代工业、制造业尤其是高精尖领域,数控技术已得到广泛应用。我国在数控机床尾座研究领域起步较晚,目前还处于落后水平,各工业发达国家也将数控技术视为国家的战略物资,甚至对工业欠发达国家实施信息屏蔽和技术封锁,所以技术的进步还需要我们持续的努力才能实现对发达国家的反超,甚至领先。在传统的加工中,尾座的每一个动作的实现都是靠操作者手动来完成的,而对于不同的操作者以及不同的操作方式对加工结果都是有很大误差的, 改造数控机床也不例外。也就是说这样完全靠手动尾座的加工方式, 在很大程度上受到主观因素的影响, 这不仅使得劳动强度增大, 还大大降低了生产效率和加工质量; 在实际加工中,钻孔、镗孔等工序一般来说并不都是独立存在的, 它经常是穿插在别的工序之间, 所以操作者往往需要在加工过程中不断的装夹、拆卸刀具,甚至是考虑需要多次装夹的方式, 这不但大大降低了生产效率,增加了生产周期,还使得操作者的安全得不到很好的保障。这无疑使改造数控机床的自动化程度大打折扣, 如能改变现有改造数控机床尾座的手动操作方式,使其能实现“自动化”,这将是对改造数控机床的一大完善, 也将会大大提高生产效率和加工质量,也必将是车床尾座未来的发展趋势,此外,车床尾座的发展趋势还有:车床尾座的高精度化尾座是重型数控机床的重要部件,起到夹紧、定位工件的作用,对机床的加工精度及稳定性影响很大。车床尾座的自动化充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 2 -车床尾座自动化的实现不仅降低了加工难度, 而且使得加工产品的种类得到很大的丰富。车床尾座的智能化随着电子信息等高科技技术的发展,车床尾座的智能化趋势也是在所难免的。在这样的背景下,我的课题选择大型数控套筒回转式尾座结构的设计,用以提高生产效率,产品质量,降低工人劳动强度及降低企业成本。此外,争取在完成课题之余,能够了解国内外机床行业的现状及发展趋势,增强对民族机床产业的感性认识。充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 3 -2 总体方案2.1 工作方式图 2.1 零件结构示意图图 2.1 所示零件结构图为主要运行方式。当转动手柄时,促使轴的转动,并使其带动蜗杆的转动,蜗杆的转动进而带动斜齿轮的转动,斜齿轮的转动又带动滑移齿轮的转动,从而保证尾座主轴的低速移动,使得低速传动比为 18:1;另一方面,轴的转动带动圆锥齿轮 1 的转动,圆锥齿轮 1 的传动又带动圆锥齿轮 2 的转动,而圆锥齿轮 2的转动又带动结合子齿轮的转动,从而保证尾座主轴高速移动,使得高速传动比为1:1。充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 4 -图 2.2 流程图2.2 手动换挡齿轮变速的安装过程2.2.1 安装步骤(1)首先安装套筒,进而缓缓旋进丝杠,然后拧紧螺母使其固定。 (2)安装好后端盖后,继而安装手柄,使用大螺母将其拧紧固定。(3)将尾座的锁紧块以及锁紧螺钉拧紧。注:注意上有轴承内圈2.2.2 注意事项(1)装配时所有零件必须清洗干净,擦拭后在传动部件上涂上润滑脂。(2)按照正确的顺序以及步骤进行装配。(3)安装好之后进行简易操作看看是否好使。(4)如果检查不能正常使用,逐一分析故障并排除故障。(5)装配时确保楔铁、丝杠、螺母的间隙一定要适当,保证正常运转。2.3 具体装配过程(1)如下图 2.1 所示,按照从右往左的顺序进行安装。首先在右侧安装型号较大的深沟球轴承,并使用一个隔套将其固定。然后再安装另外一个小尺寸的深沟球轴承,并使用隔套进行固定,继而安装斜齿轮,并加上隔套将其固定。在下侧继续安装另一个小尺寸的深沟球轴承,并安装隔套将其固定。安装键用于实现轴上零件的轴向固定,在安装花键之后继续安装结合子齿轮,使用挡圈紧固齿轮,最后在左侧安装深沟球轴承。充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 5 -图 2.1(2)如下图 2.2 所示,首先使用按设计要求制成的轴,按照从左到右的顺序进行安装。首先安装蜗杆,并使用销将蜗杆固定,避免其轴向滑动。然后再安装键,使得在安装圆锥齿轮时能够使其轴向固定。然后先安装一个推力球轴承,再安装法兰盘,并安装另一推力球轴承,并使用隔套将其固定。安装键之后安装大手轮,为使其周向固定。最后使用大螺母拧紧固定,防止手轮滑脱。图 2.2充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 6 -3 尾座的受力情况分析3.1 普通圆柱蜗杆传动承载能力计算3.1.1 蜗杆传动的受力分析排除摩擦力的影响,各力的大小可按下列各式计算,各力的单位均为 N。首先,假设我们对手柄使用的力为 100N,手动转速为 n=0.2r/s=12r/min,则功率P=Fv=1000.4=125.66如此得到转矩,1=9550 =95500.125712 =100.04则可以计算得到蜗杆的圆周力以及蜗轮的轴向力为,1=2=211=2100.040.06=3334.67由于蜗轮蜗杆的传动比为 1.6,得到蜗轮的转矩为 。2=160.06计算得到蜗杆的轴向力以及蜗轮的圆周力为,1=2=222=2160.060.096=3334.54取 ,则得到=20。1=2=2tan=3334.540.36=1200.443.1.2 蜗轮齿面接触疲劳强度计算接触应力表示为 ,其单位为 MPa,计算公式为=0计算公式中, 为啮合齿面上的法向载荷,单位为 N, 是接触线的总长,单位 0为 mm,K 表示载荷系数,当铸铁蜗轮和钢蜗杆配对的时候, =160 。 12充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 7 -蜗轮齿面接触疲劳强度的验算公式为=48021222运算公式中, 表示载荷系数, ,式中 表示使用系数,查询表后得 = 到其值为 1, 表示齿向载荷分布系数,查询表后取得值为 1, 表示动载系数查询 表后取得值为 1,则计算得 K=1。由于目前尚无完善的胶合强度计算公式,故采用接触强度计算是一种条件性计算,蜗杆传动的承载能力主要取决于齿面胶合强度,由于胶合不属于疲劳失效, 的值与应力循环次数 N 无关 18,直接通过查询得到许用接触应力 的值为 202MPa,则=480 1160.060.06100160=196202所以蜗轮齿面的强度满足接触疲劳强度的条件。3.1.3 蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算鉴于蜗轮轮齿的齿形非常复杂,因此难以准确计算齿根的弯曲应力,所以通过把蜗轮相似地看做斜齿圆柱齿轮来进行计算,=1.532122=1.531160.060.060.096102.20.86计算公式中, 表示蜗轮的齿根弯曲应力,单位为 MPa, 表示蜗轮齿形的系 2数。3.1.4 蜗杆的刚度计算蜗杆受力后如果产生较大的形变,可能会使轮齿上的载荷变得集中,并且致使蜗杆与蜗轮无法精准啮合,所以进行蜗杆的刚度校核时,主要针对蜗杆的弯曲刚度进行校核。把蜗杆的螺旋部分看成是以蜗杆的齿根圆直径为直径的轴段 18,它的最大挠度为 y,它的单位是 mm。可以按照下列的式子进行近似计算,它的刚度条件是y=21+21483= 3334.672+1200.44248145000306796.1686.43=1.0710-33.1.5 蜗杆传动的精度等级的选择一般普通圆柱蜗杆传动的精度应用最多的为 6 9 级,6 级精度的传动可用于中等精度机床的分度机构、发动机调节系统的传动以及武器读数装置的精密传动,他允许的蜗轮圆周速度 ,7 级精度常用于运输和一般工业中的中等速度25/充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 8 -(v27.5m/s)的动力传动,8 级精度常用于每昼夜只有短时工作的次要的速度(v23m/s )传动 18。 因此,设计时选择 6 级精度作为蜗杆传动的精度。4 直齿锥齿轮传动的强度计算4.1 直齿锥齿轮传动的强度计算锥齿轮用于传递相交轴或相错轴之间的运动。锥齿轮分为直齿、斜齿和曲线齿。设计时使用轴线相交且轴交角 的直齿锥齿轮。=904.1.1 设计参数直齿锥齿轮大端和小端的几何尺寸和模数不同,国家标准中,规定以大端参数为标准值 18,分锥角和锥距用下式计算:cot1=tan2=21=6772=(12)2+(22)2=12+12 =(672)2+(722)2=49.18在计算强度时,国家标准规定以齿宽中点处的当量齿轮作为计算模型,为此,需要建立大端与齿宽中点、齿宽中点与该处当量齿轮的几何参数之间的关系 18。1=1(10.5)=72(10.50.3)=61在计算公式中,用脚标 m 来表示齿宽的中点,用脚标 v 来表示当量齿轮,表示直齿锥齿轮传动的齿宽系数,取 。= =0.34.1.2 轮齿的受力分析和圆柱齿轮的受力分析相类似,将名义法向载荷 在小齿轮平均分度圆处分解为圆周力 、径向力 及轴向力 ,然后再按照力平衡条件和各力之间的几何关系进1 1 1行计算 18先计算小齿轮的转矩,1=9.551061 =9.551060.01512 =11937.51=211=211937.561 =391.391=1tancos1=391.39tan30cos48=151.20充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 9 -1=1tansin1=391.39tan30sin48=167.934.1.3 按齿根弯曲疲劳强度计算将锥齿轮的齿宽,其中点处的几何参数代入公式,并考虑直齿锥齿轮传动一般用于不重要的场合,其精度较低,取 ,经过整理后,得出齿根弯曲疲劳强度条件=1式 18,= 1(10.5)23212+1经变换,可得设计计算公式m3 1(10.5)2212+1( )运算公式中,各个符号的单位以及含义都和直齿轮的要求相似, 、 的单位都是 兆帕,m 的单位为毫米。试选 ,计算 ,=1.3由分锥角 和 ,1=arctan(1)=arctan(7267)=47.062=90-47.06=42.94计算得到当量齿数 , ,1=1cos1= 32cos47.06=46.972=2cos2= 30cos42.94=40.98查取图形得到齿形系数 、 。1=2.362=2.4查取图像得到应力修正系数 、 。1=1.692=1.67小齿轮的齿根弯曲疲劳极限为 ,1=500大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为 。2=380又通过查取图像得到弯曲疲劳寿命系数为 、 。1=0.922=0.91取得弯曲疲劳安全系数为 S=1.7,则1=11 =0.925001.8 =255.562=22 =0.913801.8 =192.11111 =2.361.69255.56=0.0156222 =2.41.67192.11=0.0208由于大齿轮的 计算得到的值大于小齿轮的 计算得到的值,所以取 充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 10 - =222 =0.0208试算模数m3 1(10.5)2212+1( )=3 1.311937.50.3(10.50.3)2322(67/72)2+10.0208=1.021计算圆周速度 v 1=1=1.02132=32.6721=1(10.5)=32.672(10.50.3)=27.77=27.771260100/=0.17/计算齿形宽度=12+12 =0.332.672(67/72)2+12 =6.69计算实际载荷系数 根据速度 v=0.17m/s,精度等级为 8 级,查询图表得到动载系数的值 。=1.08由于直齿锥齿轮的精度等级较低,所以取齿间的载荷分配系数 。=1则计算载荷系数为 =11.0811.320=1.426计算按照 得到的齿轮模数为=3=1.02131.4261.3=1.053按照计算得到的模数,选择标准模数 m=1mm,按照计算得到的分度圆直径,算得小齿轮齿数1=61.601=1=61.601 =61.60取 ,则计算得到大齿轮齿数1=622=1=677262=57.7为了使得大齿轮的齿数和小齿轮的齿数互质,取 。2=57几何尺寸计算,分度圆直径充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 11 -1=1=621=622=2=571=57计算分锥角1=tan1(1)=tan1(6257)=4724362=90472436=423524齿轮宽度b=12+12 =0.360(57/62)2+12 =13.58分别取 1=2=13.58故主要设计结论为 、 ,模数 m=1mm,压力角 ,变位系数1=622=57 =20、 ,分锥角 = 、 ,齿宽 。1=0 2=0 14724362=4235241=2=13.584.1.4 按齿面接触疲劳强度计算将直齿锥齿轮齿宽中点处的当量齿轮的几何参数代入式子,考虑到直齿锥齿轮的精度较低,取重合度系数 18 ,经过整理后得到接触疲劳强度的条件式为=1= 41(10.5)231经变换,可得设计计算公式为13 41(10.5)2()2运算公式中,各个符号的单位以及含义都和直齿轮的要求相似; 和 的单位 都是兆帕, 的单位是毫米。1试选 ,通过计算得到 ,由表 4-1 查的材料的弹性影=1.3 1=11937.5响系数 。=189.812表 4-1 弹性影响系数 Z_E配对齿轮材料灰铸铁 球墨铸铁 铸钢 锻钢 夹布塑料弹性模量 E/MPa齿轮材料11.8104 17.3104 20.2104 20.6104 0.785104锻钢 162.0 181.4 188.9 189.8 56.4铸钢 161.4 180.5 188 充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 12 -通过查取图表得到小齿轮的接触疲劳极限为 ,大齿轮的接触疲劳1=600极限为 , 应力循环次数为2=5501=601=60121(2830015)=5.1841072=1=5.1841076772=5.57107通过查图得到他们的接触疲劳强度系数分别为 , 。1=0.982=0.99计算接触疲劳许用应力,1=11 =0.986001 =5882=22 =0.995501 =544.5选择 及 中的小数值做其齿轮副的接触疲劳许用应力,即1 2=2=544.5则小齿轮的分度圆直径为13 41(10.5)2()2=3 41.311937.50.3(1-0.50.3)26772(2.5189.8544.5)2=61.60球墨铸铁 156.6 173.9灰铸铁 143.7 充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 13 -5 轴的计算5.1 轴的强度校核计算根据轴的具体受载及应力情况,对轴的强度进行校核计算。选用合适的许用应力,并选择相应的计算方式。对于主要承受扭矩的传动轴,按照扭转强度条件计算。轴的扭转强度条件为= 95500000.23 轴只受扭矩作用,且为实心轴,故其直径为d03运算公式中, 0=395500000.2表 5-1 轴常用几种材料的 及 值 0当轴的材料取 Q235A 时,取许用扭转切应力 =20MPa则 =1330=395500000.2轴的转速取n=0.2r/s=12r/min轴传递的功率 =1000.4=125.66=0.12566故得到=133d03 30.1256612=29.10作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 14 -5.2 轴的刚度校核计算5.2.1 轴的扭矩刚度校核计算轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示 18。圆轴扭转角 单位为( )的 /计算公式为光轴=5.73104转矩,=9.55106 =9.551060.1256612 =100004.42对于钢材, ,=8.1104轴截面的极惯性矩(对于圆轴)=432=29.10432 =70399.874故=5.73104=5.73104 100004.428.110470399.87=1故 ,满足轴的扭转刚度条件。充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 15 -6设计并绘制总装图及部分零件图6.1 尾座的零件图根据设计的各个零件的结构如下图所示(1)蜗杆图 6.1 蜗杆零件图此处为设计的蜗杆零件,轴的传动带动蜗杆的转动继而带动斜齿轮的转动。设计模数 m=3,头数 Z=2,齿形角 ,螺旋方向为右,导程角 ,导程=20 =64235,精度等级为 8 级。=18.718(2)斜齿轮如图 6.2 所示为设计的斜齿轮零件,用来配合蜗杆的传动。设计模数 m=3,齿数Z=36,齿形角 ,变位系数 x=0,跨齿数 K=4,中心距 a=96,精度等级为 8 级。=20充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 16 -图 6.2 斜齿轮零件图(3)轴图 6.3 轴的零件图如图 6.3 所示为轴的零件示意图,轴的转动带动蜗杆的转动,继而带动尾座结构的运转。设计总长为 355mm,剖面 A-A 的表面粗糙度为 3.2,剖面 B-B 的表面粗糙度为6.3。技术要求为调质处理 HB220260。6.2 尾座的装配图充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 17 -图 6.4 尾座的总装配图1-滑块; 2-销; 3-拨叉;4-手柄轴;5-定位垫圈;6- 手柄座;7- 手柄杆;8-挡圈;9-法兰盘;10- 隔套;11- 键; 12-螺钉;13- 推力球轴承; 14-密封圈;15-推力球轴承;16-圆锥齿轮;17-蜗杆;18- 销; 19-蜗杆轴;20- 深沟球轴承;21-挡圈;22-接合子齿轮;23-键; 24-斜齿轮; 25-隔套;26- 深沟球轴承;33- 齿轮;35-圆锥齿轮 充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 18 -7 结论本文主要对大型数控套筒回转式尾座进行设计,通过对任务书的分析,明确了设计步骤与思路。首先确定总体方案,设计了手动换挡变速齿轮机构,并且讲述了尾座装配过程。通过设计数据对尾座进行受力分析 ,完成部分主要零件的稳定性的校核。在此过程中,选取尾座机构运用 solidworks 软件进行三维图的绘制。在此过程中,也遇到了很多的问题与困难,可能对部分零件的分析不够,就会对整体的设计导致缺陷,希望能够再进一步的分析与设计中得到更好的方案,去能够满足现在的设计要求。充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 19 -参考文献1李斌,李曦。数控技术 (第一版) M.武汉:华中科技大学出版社,2010.42陈健.机床尾座自动化的实现J.科技资讯,20083鲁墨武,魏树先,张波.基于 ANSYS 的数控车床尾座箱体分析及优化J.机械工程师,2016.14吴连连,黄爱华。浅谈我国数控机床的现状与发展趋势J.机械管理开发,2013.65刘青.数控机床的技术特点及发展趋势研究J.湖北函授大学学报,20146韩昊峥.数控机床关键技术与发展趋势J.中国战略新兴产业,2017.17王凯,王耀锐,李猛.我国数控机床现状及发展趋势J.科技视界,2014.88刘世豪,赵伟良。大型复合数控机床的研发现状与前景展望J.制造技术与机床,2017.69李进冬,王国玉.基于模块化的车床尾座设计J.机械工程师,2015(05):185-186.10王媛媛,李伟锋.一种斜床身数控机床尾座防倾覆机构J.机械工程师,2017(07):123.11刘鹏博。重型数控卧车尾座套筒关键工艺J.金属加工(冷加工),2013.412张金瑞.浅谈数控机床发展J.技术与市场,2015.813李相儒.国产数控机床发展现状研究J.湖南农机,2014.214运同树,王福利。液压缸在机床尾座体中的应用J流体传动与控制,2013.115王纯贤,章彬,甘恩荣,胡胜来,尹建贺.液压尾座的改进设计J.机械工程师,2013(08):23-2516张曙,卫美红,张炳生。坚持自主创新发展专用数控机床机床产业转型升级途径之八J.制造技术与机床,2010.717魏传良,张希芳.数控车床尾座的改进设计与分析J.科技资讯,2011(14):128.18濮良贵,陈国定,吴立言.机械设计M.第九版.北京:高等教育出版社,201319Guo Yan Sun,Jian Hua Zhang,Hao Yang,Gang Li. Modal Analysis of Artificial Granite Grinding Machine Tool BedJ. Advanced Materials Research,2014,3255(971).20 Mo Wu Lu,Ming Jie Li. Characteristic Analysis and Optimization for the Tailstock Body of the NC LatheJ. Advanced Materials Research,2014,3513(1037).21Xiao Wei Jiang,Qiu Lei Du. Development Design of New Age Numerical Control Machine ToolJ. Advanced Materials Research,2012,1649(461).充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 20 -附录 外文翻译数控车床尾架机构的特性分析与优化摘要:数控车床尾架的特点对数控机床的加工精度有很大的影响。利用Solidworks 软件建立了车尾体实体模型,然后将其导入到工作台软件中进行有限元分析,得出其动态和静态特性。根据对拓扑优化的分析结果。经过优化后,尾料机构不仅能满足机床的要求,质量也可降低 5%。在节省材料的同时也可以减少运动惯性,提高加工精度。关键词:尾座体;静力学分析;模态分析;拓扑优化;工作台;一、说明尾架是数控车床的重要组成部分,在定位和夹紧工件方面起着重要的作用。它的静态和动态特性直接影响加工精度和稳定性。重型数控车床加工不同零件时,尾料需要往复运动完成夹紧、定位工件的工作。因此,这就要求尾矿重量更轻,尽可能增加组织的灵活性。本文以 HTC100 数控车床尾箱箱体为例,通过建立一个精确的物理模型,利用 ANSYS Workbench 软件完成有限元分析及其拓扑优化,得到了较好的结构。为尾矿库的合理设计提供了可行的参考。二、有限元模型图 1 (a)是关于 HTC100 数控车床尾架车身结构,由上、下柜组成的图 1 (b), (c)所示。尾架的底部通过滑轨和螺栓固定在床上。图 1 (a) 尾箱模型 (b) 上框模型 (c) 下箱模型 HTC100水平数控车床尾架由 HT300 铸造。HT300 的模量是。1.43E11Pa ,泊松比为0.27,密度为 7340Kg/m3。网格是有限元分析的重要组成部分。本文选择了一种符合四面体法的补片方法,将其与尾箱模型相结合。选择该方法的原因是它快速且适用于复杂几何;充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 21 -关键区域的近似大小可以细化。网格如图 2 所示,得到有限元模型,节点模型个数为 55973,总单元数为 32024。图 2 箱体有限元模型 图 3 箱体边界条件在分析尾箱的静力学和动力学特性,包括力、转矩和支撑面时,必须在 ANSYS的箱体上应用边界条件。尾矿体内部应力主要来自零件的重力。在加工过程中,除了内部零件的重力外,尾箱还具有切削力和力矩。以轴加工为例,根据经验数据,尾板夹紧力为 5.28KN,最大切削力为 60KN。主切削力为 53.4KN,后力为 18.6KN,送料力为 20.4KN。应力分析后,得到的力和扭矩为:Fx =560N, Fy =1572350N, Fz =15120N, M = 8811n。将这些力和力矩应用到箱体的各个表面,固定在床上的尾箱,使箱体的底部通过固定的约束得到。工作台中应用了边界条件,如图 3 所示。三、有限元分析静态分析结果对优化箱体结构具有重要的参考价值。静态图像分析如图 4 所示,箱体最大位移为 1.23E-004m,最大应力为 4.44E+007Pa。结果表明,箱体最大位移量小,满足精度要求。HT300 的最大应力是 300MPa。尾箱的最大应力远小于有限的材料应力,箱体刚度满足要求,因此可以进行进一步的优化。在此过程中,机器工具通过噪声和振动的相互作用产生周期性的变分激发力。当激发力的频率与结构固有频率相同或整数时,容易引起共振。这将降低机床的加工精度和稳定性。因此,有必要对尾箱进行模态分析。充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 22 -图 4 尾矿体的位移和应力云图在 ANSYS 中对箱体进行模态分析后,得出了第一个六阶模态,如表一所示。HTC100 数控车床主轴的最大转速为 200rpm,频率为 3.33Hz。可以看出,尾架的激发频率远小于表 1 的六阶频率。表 1 箱体的低阶模式 单位HzPattern1-order2-order3-order4-order5-order6-orderFrequency272.27283.95 462.53636.54747.78806.67四、拓扑优化拓扑优化是指在给定约束条件下,找到用于使目标体积(整体刚度、固有频率等)稳定的结构材料的最佳解。利用工作台的“形状优化”功能,完成尾箱拓扑优化。优化目标设置为 5%,然后求解,优化结果如图 5 所示。图 5 拓扑优化云图 图 6 优化后的几何结构由于红色区域是不规则的,在实际处理过程中必须考虑到技术和应力分布的复杂性。所以不可能移除所有红色区域。在 Solidworks 中,将常规几何图形中的红色区域剪掉,然后质量减少 1250.4Kg。优化后的几何结构如图 6 所示。充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 23 -对优化方案和位移进行有限元分析,如图 7 所示。箱体最大位移为 1.19E-004m,优化后最大应力为 4.57E+007Pa。进行结构优化后箱体的模态分析,得到低阶模态,如表 2 所示。图 7 优化后的位移和应力图对优化后的箱体结构进行静力学和动力学分析,使其在优化后仍能满足刚度要求和加工精度。此外,质量降低,运动惯性圈闭和控制性能提高。表 2 优化后的箱体低阶模式 单位HzPattern 1-order 2-order 3-order 4-order 5-order 6-orderFrequency 278.98 290.52 471.10 653.54 743.03 781.12五、结论对工作台的尾箱进行拓扑优化,最大位移、最大应力和低频基本不变,优化设计后的尾箱箱体。满足设计要求,质量降低 5%。这使得尾架运动更加灵活。使用有限元软件对产品进行分析,可以节省制造原型和测试的成本。在软件中获取产品的主要特性,可以提供优化的结构和尺寸。充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 24 -参考文献1 赫崇宇,尹志宏.尾座箱体的特性分析与优化J.科学技术与工程,2 012,12(25):6433-6436.2 叶志明.基于机床整机刚度特性的床身结构优化设计D .大连:大连理工大学,2 013.3 李红伟,于文涛,刘淑琴.基于 ANSYS 的磁悬浮挠性转子模态分析与设计J .中国机械工程,2 014,25(11):1447-1452.4 高东强,陈超群,马金锋,等.立式加工中心床身静动态特性分析及优化J.机械设计与制造,2013(12):221-223,227.5 艾绍阳,刘杰.一种数控车床尾座结构的改进设计J.机械工程师,2 0136:181-182.6董立立,赵益萍,梁林泉,等.机械优化设计理论方法研究综述J.机床与液压,2010(15):114-119.充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 25 -附录 外文原文充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 26 -充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 27 -充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 28 -充值购买 -下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 29 -致 谢大学四年的学习与生活即将来到尾声,在大学的四年的生活的最后阶段里,毕业设计是一个检验我们对于知识的理解与运用的课程,毕业设计检验的是我们大学四年中的学习成果,而在此过程中仅仅依靠我个人的努力是远远不能够完成的,在此期间出现了许多平常学习上疏忽的地方,导致出现了很多的疑惑。在此也非常感谢吴蒙华老师、贾卫平老师以及大机床的滕志老师给予我的帮助,当遇到专业知识的不大型数控套筒回转式尾座附录 外文翻译数控车床尾架机构的特性分析与优化摘要:数控车床尾架的特点对数控机床的加工精度有很大的影响。利用Solidworks 软件建立了车尾体实体模型,然后将其导入到工作台软件中进行有限元分析,得出其动态和静态特性。根据对拓扑优化的分析结果。经过优化后,尾料机构不仅能满足机床的要求,质量也可降低 5%。在节省材料的同时也可以减少运动惯性,提高加工精度。关键词:尾座体;静力学分析;模态分析;拓扑优化;工作台;一、说明尾架是数控车床的重要组成部分,在定位和夹紧工件方面起着重要的作用。它的静态和动态特性直接影响加工精度和稳定性。重型数控车床加工不同零件时,尾料需要往复运动完成夹紧、定位工件的工作。因此,这就要求尾矿重量更轻,尽可能增加组织的灵活性。本文以 HTC100 数控车床尾箱箱体为例,通过建立一个精确的物理模型,利用 ANSYS Workbench 软件完成有限元分析及其拓扑优化,得到了较好的结构。为尾矿库的合理设计提供了可行的参考。二、有限元模型图 1 (a)是关于 HTC100 数控车床尾架车身结构,由上、下柜组成的图 1 (b), (c)所示。尾架的底部通过滑轨和螺栓固定在床上。图 1 (a) 尾箱模型 (b) 上框模型 (c) 下箱模型 HTC100水平数控车床尾架由 HT300 铸造。HT300 的模量是。1.43E11Pa ,泊松比为0.27,密度为 7340Kg/m3。网格是有限元分析的重要组成部分。本文选择了一种符合四面体法的补片方法,将其与尾箱模型相结合。选择该方法的原因是它快速且适用于复杂几何;大型数控套筒回转式尾座关键区域的近似大小可以细化。网格如图 2 所示,得到有限元模型,节点模型个数为 55973,总单元数为 32024。图 2 箱体有限元模型 图 3 箱体边界条件在分析尾箱的静力学和动力学特性,包括力、转矩和支撑面时,必须在 ANSYS的箱体上应用边界条件。尾矿体内部应力主要来自零件的重力。在加工过程中,除了内部零件的重力外,尾箱还具有切削力和力矩。以轴加工为例,根据经验数据,尾板夹紧力为 5.28KN,最大切削力为 60KN。主切削力为 53.4KN,后力为 18.6KN,送料力为 20.4KN。应力分析后,得到的力和扭矩为:Fx =560N, Fy =1572350N, Fz =15120N, M = 8811n。将这些力和力矩应用到箱体的各个表面,固定在床上的尾箱,使箱体的底部通过固定的约束得到。工作台中应用了边界条件,如图 3 所示。三、有限元分析静态分析结果对优化箱体结构具有重要的参考价值。静态图像分析如图 4 所示,箱体最大位移为 1.23E-004m,最大应力为 4.44E+007Pa。结果表明,箱体最大位移量小,满足精度要求。HT300 的最大应力是 300MPa。尾箱的最大应力远小于有限的材料应力,箱体刚度满足要求,因此可以进行进一步的优化。在此过程中,机器工具通过噪声和振动的相互作用产生周期性的变分激发力。当激发力的频率与结构固有频率相同或整数时,容易引起共振。这将降低机床的加工精度和稳定性。因此,有必要对尾箱进行模态分析。大型数控套筒回转式尾座图 4 尾矿体的位移和应力云图在 ANSYS 中对箱体进行模态分析后,得出了第一个六阶模态,如表一所示。HTC100 数控车床主轴的最大转速为 200rpm,频率为 3.33Hz。可以看出,尾架的激发频率远小于表 1 的六阶频率。表 1 箱体的低阶模式 单位HzPattern1-order2-order3-order4-order5-order6-orderFrequency272.27283.95 462.53636.54747.78806.67四、拓扑优化拓扑优化是指在给定约束条件下,找到用于使目标体积(整体刚度、固有频率等)稳定的结构材料的最佳解。利用工作台的“形状优化”功能,完成尾箱拓扑优化。优化目标设置为 5%,然后求解,优化结果如图 5 所示。图 5 拓扑优化云图 图 6 优化后的几何结构由于红色区域是不规则的,在实际处理过程中必须考虑到技术和应力分布的复杂性。所以不可能移除所有红色区域。在 Solidworks 中,将常规几何图形中的红色区域剪掉,然后质量减少 1250.4Kg。优化后的几何结构如图 6 所示。对优化方案和位移进行有限元分析,如图 7 所示。箱体最大位移为 1.19E-004m,优化后最大应力为 4.57E+007Pa。进行结构优化后箱体的模态分析,得到低阶模态,如表 2 所示。大型数控套筒回转式尾座图 7 优化后的位移和应力图对优化后的箱体结构进行静力学和动力学分析,使其在优化后仍能满足刚度要求和加工精度。此外,质量降低,运动惯性圈闭和控制性能提高。表 2 优化后的箱体低阶模式 单位HzPattern 1-order 2-order 3-order 4-order 5-order 6-orderFrequency 278.98 290.52 471.10 653.54 743.03 781.12五、结论对工作台的尾箱进行拓扑优化,最大位移、最大应力和低频基本不变,优化设计后的尾箱箱体。满足设计要求,质量降低 5%。这使得尾架运动更加灵活。使用有限元软件对产品进行分析,可以节省制造原型和测试的成本。在软件中获取产品的主要特性,可以提供优化的结构和尺寸。大型数控套筒回转式尾座参考文献1 赫崇宇,尹志宏.尾座箱体的特性分析与优化J.科学技术与工程,2 012,12(25):6433-6436.2 叶志明.基于机床整机刚度特性的床身结构优化设计D .大连:大连理工大学,2 013.3 李红伟,于文涛,刘淑琴.基于 ANSYS 的磁悬浮挠性转子模态分析与设计J .中国机械工程,2 014,25(11):1447-1452.4 高东强,陈超群,马金锋,等.立式加工中心床身静动态特性分析及优化J.机械设计与制造,2013(12):221-223,227.5 艾绍阳,刘杰.一种数控车床尾座结构的改进设计J.机械工程师,2 0136:181-182.6董立立,赵益萍,梁林泉,等.机械优化设计理论方法研究综述J.机床与液压,2010(15):114-119.大型数控套筒回转式尾座附录 外文原文大型数控套筒回转式尾座大型数控套筒回转式尾座大型数控套筒回转式尾座大型数控套筒回转式尾座
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