基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真毕业论文优秀

野鸡大学毕业（论文）I基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真摘要本课题设计，从产品概念设计、方案对比、运动分析、结构分析、结构优化到基于3D的联合出图，把其于NX的CAD/CAE贯穿于整个产品的全部设计过程。这种先进的设计方法替代了传统产品设计方法中的从概念设计到样机验证，再修改优化的反复循环过程，而演化成平行于每一设计环节的精确分析和优化，减少了设计过程中的缺陷和不足，大大提高了产品的质量和可靠性，大幅缩减了设计时间，降低了产品研发的成本。虚拟设计和仿真，从根本上改变了传统的设计、生产、组织模式，对推动现有企业的技术改造、带动整个产业结构的变革、发展新兴技术、促进经济增长都具有十分重要的意义。我国是制造业大国，需要大力普及这种先进技术，以增强我国制造业水平。关键词NX；车床；主传动；虚拟样机；运动仿真；有限元DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真IITHEMAINTRANSMISSIONDESIGNANDSIMULATIONOFLATHEOF18LEVELBASEDONNXABSTRACTINTHISPROJECTDESIGN,NXBASEDCAD/CAEARERUNTHROUGHALLOFTHEPRODUCTDESIGNPROCESSFROMPRODUCTCONCEPTDESIGN,PROJECTCOMPARISON,MOTIONANALYSIS,STRUCTURALANALYSIS,STRUCTURALOPTIMIZATIONAND3DBASEDDRAWINGTRADITIONALMETHODSOFPRODUCTDESIGN，REPEATINGCYCLEOFOPTIMIZATIONFROMCONCEPTDESIGNTOPROTOTYPEVALIDATIONISREPLACEDBYTHISADVANCEDDESIGNOFACCURATEANALYSISANDOPTIMIZATIONOFEACHDESIGNLINKINTHISDESIGNPROCESS,DEFECTSANDDEFICIENCIESAREREDUCED,PRODUCTSQUALITYANDRELIABILITYAREGREATLYIMPROVED,ANDDESIGNCYCLEANDPRODUCTDEVELOPMENTCOSTSARESIGNIFICANTLYREDUCEDVIRTUALDESIGNANDSIMULATIONFUNDAMENTALLYCHANGETHETRADITIONALDESIGN,PRODUCTIONANDORGANIZATIONMODEITHASGREATSIGNIFICANCEINPROMOTINGTHETECHNOLOGICALTRANSFORMATIONOFEXISTINGENTERPRISES,CHANGINGTHEINDUSTRIALSTRUCTURE,DEVELOPINGNEWTECHNOLOGIESANDPROMOTINGECONOMICGROWTHCHINAISABIGMANUFACTURINGCOUNTRYANDNEEDSTOINTENSIFYACCESSTOTHISADVANCEDTECHNOLOGYTOENHANCETHELEVELOFOURMANUFACTURINGINDUSTRYKEYWORDSNXLATHEMAINTRANSMISSIONSYSTEMVIRTUALPROTOTYPEMOTIONSIMULATIONFINITEELEMENTANALYSIS野鸡大学毕业（论文）III目录引言1第1章绪论211制造业及其发展212现代创新设计流程213本课题设计流程3第2章运动设计421确定转速图422确定齿轮齿数623验算转速误差7第3章传动零件的初定1031各轴直径的初定1032齿轮模数的初定1033带轮的初步设计1234片式摩擦离合器设计13第4章基于NX的TOPDOWN设计1641传动系统的展开设计1642传动系统的空间步置1743控制机构的设计1844传动系统的零件的细化20第5章基于虚拟样机的运动仿真和有限元分析2351整机运动仿真2352轴的有限元分析26第6章部分结构的校核3561普通传动轴的校核3562齿轮的校核3863轴承的校核41第7章绘制工程图42结论与展望44致谢45参考文献46附录A外文及译文47附录B主要参考文献题录及摘要54DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真IV插图清单图11设计流程3图21转速图5图22传动系统图6图41参数化齿轮模型16图42展开草图17图43齿轮空间布置草图18图44正反转及刹车机构19图45滑移齿轮控制机构20图46I轴外观21图47I轴内部结构21图48主轴外观21图49主轴内部结构22图410机床内部结构22图51运动仿真模型23图52机构运动情况24图53拨叉角度位移曲线25图54拨叉速度时间曲线25图55设计流程对比26图56理想化后的模型27图57网格模型27图58材料的施加28图59载荷和约束29图510求解窗口29图511位移云图30图512SMOOTHPLOT30图513总体应力云图31图514最大应力处云图32图515圆角面的应力集中32图516MECHANIC梁分析结果33图517MECHANIC轴应力分布34图518MECHANIC弯矩扭矩图34图61轴结构35图62轴的载荷分析图36图63齿轮位置38图64轴承位置41图71NX展开图草图43图72NX横剖图草图43野鸡大学毕业（论文）V插表清单表31轴和齿轮的计算转速11表61齿轮参数39野鸡大学毕业（论文）1引言大三下学期，我的课程设计任务是设计一个12级车床主传动系统。通过那次课程设计使我了解了机床主传动系统的工作原理、熟悉了各种机械结构的作用、掌握了丰富的设计方法。从那次课程设计中，我学到了非常多的专业知识，收获良多，但唯一的不足是设计方法过于传统，缺乏效率。随着科技的飞速发展，现代设计方法日新月异，我觉得作为一名合格的工程师，应该具备与时俱进的优秀品质。为了弥补自己对现代设计方法的匮乏，故毕业设计选题基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真。机床主传动系统设计已经具备了非常完善的理论基础和成熟的设计流程。然而科技的进步、机械的发展、日星月异的产品需求对机床设计行业提出了新的挑战。市场、质量、成本是企业生存的关键。如何适应市场，提高产品质量，降低成本是企业面临的重大挑战。然而传统的设计流程已经很难适应产品发展以及高质量高品质高效率低成本的需求。基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真，采用了现代CAD/CAE技术。NX的虚拟样机的设计综合运用了NX各种强大的模型处理功能TOPDOWN自顶向下设计、WAVE链接技术、同步建模、参数化建模、混合建模等，能够高效准确的设计出产品模型；NX虚拟样机的运动仿真可以模拟复杂机构的运动状况，检查样机结构和动力学性能等；NX虚拟样机的有限元分析，可以准确高效的得出结构各处的应力、应变、变形等，对产品性能进行准确的预测。基于NX的CAD/CAE技术大大提高了设计质量，缩短工程周期，节约了大量的实验资金。DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真2第1章绪论11制造业及其发展制造业是一个国家经济发展的重要支柱，是一个国家经济命脉，其整体能力和发展水平标志着一个国家的经济实力、国防实力、科技水平和生活水准，也决定着一个国家，特别是发展中国家实现现代化和民族复兴的进程。没有强大的制造业，一个国家将无法实现经济快速、健康、稳定的发展，人民的生活水平也难以提高。机械制造业是制造业的核心，是为国民经济各部门提供各种技术装备的工业部门，带动性强，涉及面广，其生产能力和发展水平不仅决定了相关产业的质量、效益和竞争力的高低，而且成为传统产业借以实现产业升级的基础和根本手段。20世纪80年代后，随着世界经济和人民生活水平的提高，市场环境发生了巨大的变化，一方面表现为消费者需求日趋主体化、个性化和多样化，另一方面是制造企业之间竞争逐渐全球化。制造业若仍沿用传统的做法，即企图依靠制造技术的改进和管理方法的创新来适应这种变化已不再可能。此时，以单项的先进制造技术，如计算机辅助设计与制造（CAD/CAM/CAE）、计算机辅助工艺设计（CAPP）、成组技术（GT）、数控技术（CNC）、并行工程（CE）、柔性制造系统（FMS）、计算机集成制造系统（CIMS）、全面质量管理（TQM）等作为工具和平台来缩短生产周期，提高产品质量，降低生产成本和改善服务质量应运而生。这种单项的先进制造技术和全面的质量管理的采用为企业带来不少效益。随着这些技术的应用和发展，它们已经趋于成熟，应用于许多大型企业。12现代创新设计流程创新设计是指设计者通过采用创造性思维及创新设计理论、方法和手段设计出结构新颖、性能优良和安全高效的新产品。创新设计可能是一种全新的设计，也可能是原有设计的改进。创新的一般步骤可划分为产品规划、概念设计、详细设计、设计实施和试生产等阶段。产品规划阶段产品规划要求对产品进行需求分析、调研、需求预测、可行性分析，确定设计参数及制约条件，最后给出详细的设计任务书，作为设计，评价和决策的依据。在产品规划阶段，综合运用技术预测、市场学、信息学等理论和方法来解决设计中出现的问题。概念设计阶段概念设计的结果是形成概念产品方案。其前期工作需要发挥设计人员的形象思维，而后期工作将注意力集中在构思功能结构和确定原理方案等方面。因此概念设计是一个复杂的、不确定的、创造的过程。在概念设计阶段，设计者应尽量开阔思路，创新构思，引入新原理和新技术，综合运用系统工程学、图论、形态学、创造学、思维心理学、决策论等理论和方法，将产品功能分解为功能元。通过各种方法，探索多种方案，求得各功能元的多个解，组合功能元的解或直接求得多个系统原理解，并在此基础上评价和优化筛选，求出最佳原理解。详细设计阶段详细设计也称技术设计，它是将概念设计阶段拟定的设计方案具体化，设计和计算机械装备及其组成部分的结构、主要参数，绘制机构将备的总装图和部件的装配图。必要时还要通过样机试验检验，以此改善设计。野鸡大学毕业（论文）3设计实施阶段设计实施阶段主要进行零件工程图设计，完善部件装配图和总装配图，编制各类技术文件等。在该阶段将广泛运用工程图学、机械制造工艺学理论和方法来解决设计中出现的问题。试生产阶段试生产阶段首先应根据施工设计和各种技术文件试制样机，经功能试验，验证产品图样和设计文件的正确性，并考核产品的结构和性能。经试验和鉴定，对产品图样及设计文件进行修改并最终定型。然后对样机进行审批，进行小批量试生产，经试销后的信息反馈，进一步完善产品并定型。最后配置必要的设计和工艺装备等，将产品正式投产。13本课题设计流程图11设计流程DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真4第2章运动设计21确定转速图211选择电动机由于机床对电机无特殊要求，故选用Y系列三相异步电动机。Y系列三相异步电动机是按照国际电工委员会（IEC）标准设计的，具有国际互换性的特点。其中Y系列（IP44）电动机为一般用途，全封闭自扇冷笼型三机异步电动机，具有防灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部之特点，B级绝缘，工作环境温度不超过40,相对温度不超过95，海拔高度不抄过1000M,额定电压380V，频率50HZ。主轴最高转速为1600R/MIN，电机功率为40KW。为了使电机体积不至过大，机床降速比不至过大，由文献3表121,选用型号为Y112M4（额定功率为4KW，满载转速为1440R/MIN,质量为43KG）。212确定结构式首先防止被动齿轮直径过大而增加径向尺寸，限制最小传动比UMIN1/4。升速时，为防止过大的噪声和振动，限制最大传动比UMAX2。其次变速组的传动副要“前多后少”，变速组的传动线要“前密后疏”，变速组的降速要“前慢后快”。但由于车床主传动系统I轴上安装片式摩擦离合器，致使I轴的轴向尺寸较长，为使结构紧凑，第一变速组采用双联齿轮副。由于主轴的变速范围过大，需要扩大传动系统的变速范围，考虑采用分支传动的传动系统。遵从上述原则，参考CA6140的传动系统，拟定结构式12618232121213绘制转速图绘制转速图，如图21。野鸡大学毕业（论文）5图21转速图214绘制传动系统图绘制传动系统图，如图22。DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真6图22传动系统图22确定齿轮齿数为了保证结构尺寸小、主轴转速误差小，齿轮齿数和（S）不应过大，选取齿数和时取S100120。齿数的选取参见文献1表34。对于、轴，取齿数和S1061、2、5、6号齿轮对应齿数分别为47、53、59、53对于、轴，取齿数和S1127、8、9、10、11、12号齿轮对应齿数分别为43、32、56、56、80、69对于三联滑移齿轮，10、11、12号齿轮，最大齿轮齿数69与次大齿轮齿数80之差大于4，故滑移过程不会出现碰撞现象。对于、轴，取齿数和S11413、14、16、17号齿数对应齿数分别为23、57、91、57野鸡大学毕业（论文）7对于、轴，取齿数和S10818、20号齿轮对应齿数分别为42、67对于、轴，取齿数和S10915、21号齿轮对应齿数分别为67、42对于、轴，取齿数和S10919、22号齿轮对应齿数分别为42、6723验算转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10（1），即|101NNN实际转速标准转速标准转速22对于最低转速315R/MIN14047322342421440/MIN319/MIN2005980916767RR实际转速319315|12726315对于转速40R/MIN14053322342421440/MIN4005/MIN2005380916767RR实际转速400540|0122640对于转速50R/MIN14047432342421440/MIN497/MIN2005969916767RR实际转速49750|0602650对于转速63R/MIN14053432342421440/MIN624/MIN2005369916767RR实际转速62463|0952663对于转速80R/MIN14047562342421440/MIN798/MIN2005956916767RR实际转速79880|0252680对于转速100R/MIN14053562342421440/MIN1001/MIN2005356916767RR实际转速1001100|01026100DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真8对于转速125R/MIN14047325742421440/MIN1262/MIN2005980576767RR实际转速1262125|09626125对于转速160R/MIN14053325742421440/MIN1584/MIN2005380576767RR实际转速1584160|10026160对于转速200R/MIN14047435742421440/MIN1966/MIN2005969576767RR实际转速1966200|16826200对于转速250R/MIN14053435742421440/MIN2468/MIN2005369576767RR实际转速2468250|12826250对于转速315R/MIN14047565742421440/MIN3155/MIN2005956576767RR实际转速3155315|01726315对于转速400R/MIN14053565742421440/MIN3961/MIN2005356576767RR实际转速3961400|09726400对于转速500R/MIN1404732671440/MIN5124/MIN200598042RR实际转速5124500|24826500对于转速630R/MIN1405332671440/MIN6432/MIN200538042RR实际转速6432630|21026630对于转速800R/MIN1404743671440/MIN7983/MIN200596942RR实际转速野鸡大学毕业（论文）97983800|02226800对于转速1000R/MIN1405343671440/MIN10021/MIN200536942RR实际转速100211000|021261000对于转速1250R/MIN1404756671440/MIN12809/MIN200595642RR实际转速128091250|248261250对于转速1600R/MIN1405356671440/MIN16080/MIN200535642RR实际转速160801600|050261600综上，所有转速误差均在误差许可范围之内，故齿轮齿数选取合理。DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真10第3章传动零件的初定31各轴直径的初定1普通传动轴直径按扭转刚度进行概算491JNDN31式中D传动轴直径MM；N该轴传递的功率KW；NJ该轴的计算转速RPM该轴每米长度允许扭转角DEG/M查文献3表2对于所有轴取N40KW（偏于安全）各轴计算转速及轴直径轴1000取08按上式计算出直径242MM轴800取08按上式计算出直径256MM轴315取1按上式计算出直径305MM轴250取05按上式计算出直径323MM轴160取05按上式计算出直径362MM轴100主轴2主轴轴颈直径的确定普通车床主轴前轴颈的直径D1，后轴颈的直径D2及内孔直径D可按下列统计公式确定1MAX21MAX0215070850110DDMMDDMMDDMM32式中DMAX最大加工直径MM。D10240010MM90MMD207590MM675MMD014005MM45MM32齿轮模数的初定各齿轮计算转速如表31。野鸡大学毕业（论文）11表31轴和齿轮的计算转速轴号齿轮号计算转速1、2、310005、6、7、8、980010、11、12、13、14、1531516、17、1825019、2016021、22100齿轮模数的初步确定一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强度公式（5）进行初算3221116338DJMJJINMMMZIN33式中MJ按接触疲劳强度计算的齿轮模数MMND驱动电动机功率KWNJ计算齿轮的计算转速RPMI大齿轮齿数与小齿轮齿数之比I1Z1小齿轮齿数；M齿宽系数，MB/MB为齿宽，M为模数，M610；J许用接触应力MPA,查文献5表315。1、2、5、6号齿轮模数初定小齿轮齿数Z647，ND4KW,N6800RPM,I1128,M取8，J650MPA362211281416338188471128650800MMMMM7、8、9、10、11、12号齿轮模数初定小齿轮齿数Z831，ND4KW,N8800RPM,I1128,M取8，J800MPA382211281416338208311128800800MMMMM13、14、16、17号齿轮模数初定小齿轮齿数Z1455，ND4KW,N14315RPM,I1128,M取8，J800MPA31422112814163381898551128800315MMMMM18、20号齿轮模数初定小齿轮齿数Z1842，ND4KW,N18250RPM,I1128,M取8，J800MPA3182211281416338248421128800250MMMMMDOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真1215、21号齿轮模数初定小齿轮齿数Z2143，ND4KW,N21100RPM,I1128,M取8，J800MPA32122112814163382384311281350100MMMMM19、22号齿轮模数初定小齿轮齿数Z1942，ND4KW,N19160RPM,I1128,M取8，J800MPA31922112814163382384211281100160MMMMM33带轮的初步设计本部分引用的公式和表格参见参考文献41确定计算功率PCA由表87查得工作情况系数KA11,得PCAKAP114KW44KW2选择V带的带型根据PCA、N1由图810选用A型。3确定带轮的基准直径DD并验算带速1初选小带轮的基准直径DD1。由表86和表88，取小带轮直径DD1140MM。2）验算带速。按式（813）验算带的速度111401440/1056/601000601000DDNMSMS因为5M/SF0MIN。8计算带的压轴力FP压轴力的最小值为01MIN0MIN1722SIN24931SIN74322PFZFNN34片式摩擦离合器设计离合器的设计计算通用机床的传动系统用多片摩擦离合器时，多是在湿摩擦空载条件下接合后加载工作的，它的计算步骤如下1确定摩擦片的径向尺寸摩擦片的外径尺寸受到外廓空间的限制，内径又由安装它的轴径D来决定。而摩擦片的内、外径的尺寸决定着内、外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构与性能。表示这一特性系数是外片内径D1与内片外径D2之比，即12DD。值大DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真14时，则环形面积窄，摩擦片结构好，易制造、变形小，片的内、外径的线速度差小，磨损较均匀，接触情况好，摩擦半径和比压变动小，因而传递扭矩的稳定性较好，但因环形接触面积窄，要传递同样扭矩需比宽的（值小的）加多片数。一般摩擦片的内径可取D1D26，D为轴的直径MM。取D1（464）MM50MM机床上采用的摩擦片值可在057077范围内通常取07，则摩擦片外径125071407DDMMMM取D270MM摩擦片的尺寸尚未制定系列标准，可按上式自行确定，摩擦片的型式根据离合器的结构和复位方法选定。2按扭矩确定摩擦接合面的数目ZFVMZTKZPFSKKK35式中T摩擦离合器所传递的扭矩NMM；4449551095510382001000DJNTNMMNMMNMMNND电动机的额定功率KW；NJ安装离合器轴的计算转速R/MIN；从电动机到离合器轴的传动效率，在此取095；K安全系数，对中型机床一般取1315，在此取14；P摩擦片许用比压，淬火钢对淬火钢的摩擦片取P1012MPA，在此取11；F摩擦系数，淬火钢对淬火钢的湿摩擦取F008S环形接触面积，2222222217050188544SDDMMMMMMD1外片内径MM，D2内片外径MM；F诱导摩擦内径，如果摩擦表面压力均匀分布取33212213FDDMM，但实际上在不同的半径上滑动速度不同，磨损程度不同，经一段工作时间后压力分布就不均匀了。因此取摩擦片的内、外径的平均值2170503044FDDMMMMMM更接近实际些；KV速度修正系数，根据平均圆周速度4/610PPDNVMS之值，查表9A选取。野鸡大学毕业（论文）15DP摩擦面中径，1270506022PDDDMMMMMM，D1、D2同前。N离合器转速R/MIN44601000/314/610610PPDNVMSMSMS查表9A选取KV093；KM接合次数修正系数，湿摩擦按表9B选取KM10；KZ摩擦接合面数修正系数，对于每小时接合次数M50次的离合器，取KZ10；根据上面数据进行计算38200141161100818853009311FVMZTKZPFSKKK求出摩擦接合面数的Z值应圆整为整偶数，故取Z为12。为了离合动作的灵活，湿摩擦多片离合器的Z值不应超过16，12满足要求。离合器的内外摩擦片总数IZ113,是内片加1还是外片加一片，视具体结构而定。取外片数为7，内片数为6。3求离合器的轴向压紧力QVQSPKN（36）式中符号的意义和数值的确定如前述。摩擦片的厚度B1,15,175,2MM,随摩擦片中径DP值增大而加大。内外摩擦片分离时的最小间隙为（0204）MM。普通车床的主轴反转时，一般切削，故反向离合器所传递的扭距可按空载功率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率NK为额定功率ND的2040，取NK04ND，计算出反转静扭矩，再求出摩擦片数。设计机械压紧的多片摩擦离合器时，应注意压紧件的移动距离，使之稍大于（0204）IMMI摩擦片总数。要使压紧力成为一个封闭平衡力系，并保证压紧力的自锁。Z反04Z正041248，取Z反6片，其中外片4片，内片3片。DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真16第4章基于NX的TOPDOWN设计41传动系统的展开设计411建立各齿轮模型建立一个参数化齿轮模型，齿轮齿数，压力角，模数，齿宽，内花键，端侧倒角等均由参数控制，参数化齿轮模型如下图。更改参数以生成需要的齿轮模型，另存为齿轮模型文件，命名规则为GEAR_齿轮号。例如1号齿轮GEAR_01。图41参数化齿轮模型412建立TOPDOWN草图模型参照原理图22建立传动系统展开的草图模型。建立整车总装配模型命名为ASM_LATHE_18，在总装配模型内分别建立六根传动轴子装配体依次命名为ASM_AXIS_1、ASM_AXIS_2、ASM_AXIS_3、ASM_AXIS_4、ASM_AXIS_5、ASM_AXIS_6。依次在每个传动轴装配体里建立传动轴模型，例如在ASM_AXIS_1里面建立AXIS_1。建立好所有空模型组成传动系统的基本架构，然后建立第一根传动轴模型，以简单的圆野鸡大学毕业（论文）17柱代替传动轴，固定第一根传动轴。之后每个传动轴建立好后，约束在总装模型的XY平面内，相对于上一个传动轴以设计好的距离，轴向方向适当即可。完成传动轴的初步设计和安装后，在传动轴装配体里依次调入做好的齿轮模型，并按图22的原理进行适当的安装。设计过程中要对3D草图进行不断的调整确保轴向和径向尺寸不会过大；齿轮在轴上的排列合理；齿轮与齿轮，齿轮与轴间等不会相互干涉；齿轮最小壁厚不至过小等。最终展开草图如下图图42展开草图42传动系统的空间步置完成主传动系统展开的3D草图后，在总装环境内动态调整各轴间的空间位置，在为进给系统、控制机构等配置一定的预留空间的前提下，使各轴间的空间位置尽可能紧凑，同时保证不能发生干涉和滑移碰撞。此后，确定各轴的轴向定位方案，进一步细化轴结构，确定轴的主要部分直径，配置好花键部分，然后初步为各轴选好相应定位轴承。以上完成的是传动系统概念图。在绘图过程中，必须注意建模参数，使参数便于后期的更改，部分重要参数可做成表达式驱动，以便于调整。检查齿轮的齿槽到孔壁或键槽处的壁厚不能过小，以防齿轮热处理时产生过大的变形或传动中造成断裂现象，一般应保证齿轮的最小壁厚B2M；检查两轴间最小中心距是否适当，中心距不能过大，过大会导致结构的空间尺寸过大，不经济，同时也不能太小，太小会导致结构之间的距离过近或相碰；检查I轴2、3号齿轮直径是否合理，由DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真18于2、3号齿轮与片式摩擦离合器结合，结构上它们应为摩擦片提供合适的空间；检查滑移齿轮滑移行程中会不会其它结构发生碰撞。根据上述检查项目对3D结构以及设计参数进行适宜的调整。完成调整后，约束各轴间的空间距离以及轴间尺寸，确保机构完全约束，并将参数圆整为整数。传动系统概念图如下图43齿轮空间布置草图43控制机构的设计431正反转及刹车机构时间和精力的有限，正反转及刹车机构只做出了简单原理结构。如下图44控制杆处于中间位置车床I轴上的片式摩擦离合器的摩擦片处于松开装态，电机动转而主轴停转时，I轴和带轮处于空转状态，同时控制杆带动杆上的凸轮压紧刹车带制动轴，整车处于刹车状态（刹车带、凸轮等未设计）。控制杆顺时针转动一定角度时，摩擦离合器右侧摩擦片被芯轴机构压紧，I轴运动传递到I轴右侧齿轮再传到反转齿轮，带动整车反转，同时I轴上的左侧齿轮空转，与此同时，控制杆上的凸轮使刹车带处于松开状态即不工作状态。控制杆逆时针转动一定的角度时，摩擦离合器左侧摩擦片被芯轴机构压紧，I轴运动递到I轴左侧齿轮再传递到轴滑移齿轮带动整车正转，同时I轴上的右侧齿轮空转，与此同时，控制杆上的凸轮使刹车带处于松开状态即不工作状态。野鸡大学毕业（论文）19图44正反转及刹车机构432滑移齿轮的并联控制机构滑移齿轮的并联控制机构共有六个状态控制六级速度如图45，手柄每转动60度对应一级速度。工作原理手柄的转动通过一对锥齿轮11的传动给链轮，链轮再通过11传递给凸轮轴。凸轮轴通过凸轮导轨、滑销和导向块的共同作用，将旋转运动转换成滑销的直线运动，滑销的直线运动再通过连杆带动拨叉实现拨叉的直线运动。凸轮轴上的两条轨迹正好相互匹配，使双联滑移齿轮和三联滑移齿轮依次到达相应的位置。如果一个控制手柄控制一个滑移齿轮，那么就会导致机床主轴箱空间过大，同时控制不方便。为了节省空间，操纵舒适，本次毕业设计特意设计出了一个滑移齿轮的并联大控制机构。此并联控制机构的设计是一大难点。首先发散思维采用带有双凸轮轨迹的凸轮轴，以控制两对滑移齿轮的六级状态，然后设计凸轮轴直径和凸轮轨迹。设计过程中发现由于滑移齿轮行程很大，凸轮轴直径即便很大，凸轮压力角仍然很大。于是采用了连杆机构以放大凸轮行程，这样凸轮压力角不会太大，控制机构操纵力不至过大。确定好机构原理图后，开始设计计算凸轮轨迹，实现齿轮滑移的六级状态。滑移齿轮的每一状态，对应于凸轮轨迹的上一位置点。在NX的零件设计模式下，在凸轮轴外圆上，分别使用圆弧、5次B样条曲线将每一轨迹的六个位置点连成一闭封曲线。其中5次B样条曲线与圆弧为G2连续，即曲线的二阶导数连续。上述过程要求全参数化建模，以确保对方案可以随时更改。设计好凸轮后，将其装于机床模型的预留空间上。在此空间设计连杆、拨叉等，同时根据需要对空间大小进行适当的调整。在此机构设计中，充分体现了参数化驱动的重要性。最终效果图如图45。由于时间精力有限，此控制机构仍有很多不完善的地方。比如凸轮轴的凸轮曲线压力角仍然较大；前面设计过程中滑移齿轮的齿宽系数取的过大，导致了这个控制结构的控制行程过大，同时也导致了箱体轴向尺寸过大；机构上的一些细节部分没有完善，有的标准件结构不合理等。希望老师们予以谅解。反转齿轮芯轴控制杆拉杆刹车轮摩擦离合器DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真20图45滑移齿轮控制机构44传动系统的零件的细化完成主传动系统的概念设计后，在预留的空间里布置好正反转及刹车机构、滑移齿轮控制机构（考虑到工作量巨大，只设计了一个滑移齿轮控制机构，其它的给予一定的设计空间）、进给传动系统。所有机构在零件细化工作前只做出必要的机械结构，细节不予以考虑。前述过程属于概念设计过程，此过程需要不断对结构进行检验、更改和调整。零件的细化工作耗时最大。确保概念设计出的结构合理功能可靠后，进一步确定各轴在箱体上的安装方案，轴向定位方案等。然后在总装模型对逐个零件进行细化，如细化轴的上的螺纹、轴肩、花键、退刀槽等；补全所有未安装的零部件。这一过程中，I轴和主轴零件最多，耗时最长。由于轴较多，只展示一下I轴和主轴，经过零件细化后的效果。I轴的外观和内部结构如图46和图47，主轴的外观和内部结构如图48和图49。手柄锥齿轮链轮凸轮轴滑销导向块连杆拨叉双联滑移齿轮三联滑移齿轮野鸡大学毕业（论文）21图46I轴外观图47I轴内部结构图48主轴外观DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真22图49主轴内部结构图410机床内部结构野鸡大学毕业（论文）23第5章基于虚拟样机的运动仿真和有限元分析51整机运动仿真UGNX自带的机构运动分析模块MOTION提供机构仿真分析和文档生成功能，可在UG环境中定义机构，包括铰链、连杆、弹簧、阻尼、初始运动条件，添加驱动阻力等，然后直接在UG中进行分析，仿真机构运动。用户可以分析反作用力，图解合成位移、速度、加速度曲线。反作用力可输入有限元分析，可以与著名运动分析软件ADAMS连接，将仿真模型传递到ADAMS进行分析。采用UGNX机构运动分析模块MOTION进行机构仿真分析，可以极其方便地对机构设计方案进行模拟、验证、修改、优化，彻底改变传统机械设计方案需要组织研究团长队进行复杂设计计算，制造物理样机验证结果的冗长过程，缩短生产周期，节约设计成本。一旦训练掌握了此方法，就可以在极短的时间内给出完整且具有说服力的机构设计方案。本次毕业设计，特意设计出一组并联滑移齿轮控制机构，用于运动仿真。运动仿真的目地考察凸轮轴能否实现6级变速；机构是否合理；控制机构压力角是否太大，控制手柄的搬动力是否适宜等。下图是在UGNX里建立好的运动仿真模型。为所有的运动零件设置连杆，并添加运动副。其中使用的运动副有点在线上副、线在线上副、滑动副、转动副、齿轮副和3D接触。连杆和运动副请参见附件里面的仿真模型。图51运动仿真模型DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真24下图是机构的运动情总。设计的运动总时间为90S，其中带轮始终以1000R/MIN的速度运动，1号齿轮受离合器的控制交替地正转和停转，手柄在机床停转过程中每转动60度,切换一级速度。图52机构运动情况根据上图，拟定1号齿轮的控制STEP函数为STEPTIME,0,0,1,1000STEPTIME,10,0,11,1000STEPTIME,15,0,16,1000STEPTIME,25,0,26,1000STEPTIME,30,0,31,1000STEPTIME,40,0,41,1000STEPTIME,45,0,46,1000STEPTIME,55,0,56,1000STEPTIME,60,0,61,1000STEPTIME,70,0,71,1000STEPTIME,75,0,76,1000STEPTIME,85,0,86,1000手柄的控制STEP函数为STEPTIME,12,0,15,60STEPTIME,27,0,30,60STEPTIME,42,0,45,60STEPTIME,57,0,60,60STEPTIME,72,0,75,60STEPTIME,87,0,90,60为机构增加了驱动后，对仿真模型进行解算，结果参见附件里仿真模型和动画。从结果里可以看出先前设计的并联滑移齿轮控制机构能够很好的实现主传动系统的高六换速；机构结构设计紧凑在运动设计过程中并未出现干涉和碰撞等现象。同时NX能够输出各种图表数据，以供设计和分析。图53为手柄角度与拨叉位移间的关系，图54为拨叉的速度时间曲线，从两张图可以看出由于凸轮采用了5次B样条曲线，拨叉滑移平稳，滑移过程冲击力小。野鸡大学毕业（论文）25图53拨叉角度位移曲线图54拨叉速度时间曲线DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真2652轴的有限元分析有限元法是现代产品及其结构设计的重要工具，它的基本思想是将连续的物理模型离散为有限个单元体，使其只在有限个指定的节点上相互连接，然后对每个单元选择一个比较简单的函数，近似模拟该单元的物理量，如单元的位移或者应力，并基于问题描述的基本方程建立单元节点的平衡方程组，再把所有单元有方程组集成为整个结构力学特性的整体代数方程组，最后引入边界约束条件求解代数方程组而获得数值解，如结构的位移分布和应力分布。将有限元法引入产品和结构设计是CAE的重要组成部分。图55A5所为为传统的产品设计流程，图55（B）5所示为现代设计中采用CAE技术后的设计流程。可见从产品概念设计、方案对比、样机测试到加工制造，可以把有限元仿真和优化设计方法贯穿整个产品的全部过程，把传统产品设计方法中的从概念设计到样机测试，再返回修改的大循环过程，演化成平行于每一个设计环节的精确分析及其优化，减少了设计过程中的缺陷和不足，大大提高了产品的质量和可靠性，大幅缩减了设计时间，降低了产品的研发成本。（A）传统的产品设计流程（B）有限元仿真设计流程图55设计流程对比UGNX是一套CAD/CAM/CAE一体化的高端工程软件，它的功能覆盖从概念设计概念设计全靠经验需要大量时间评估设计阶段全靠经验需要大量时间修正验证阶段制造物理样机性能测试满足要求定型生产否是概念设计经验确定构思借助CAE技术评估快速确定产品概念CAD设计由概念确定初步设计借助CAD构建虚拟产品借助CAE分析和优化大大减少样机试验验证阶段根据CAE分析结果制造样机性能测试满足要求定型生产否是CAE分析野鸡大学毕业（论文）27到新产品生产的整个过程。其中它的高级仿真模块包含NX前、后处理和NXNASTRAN求解3个基本的组成部分。NX高级仿真已经具备了在众多领域中解决工程问题的解算类型SESTATIC101静力学分析、SEMODES103/103响应仿真动力学分析、SEBUCKL105屈曲响应分析、NLSTATIC106非线性静力学分析等。本次毕业设计仅对轴进行静力学分析，并与手算结果进行对比。手算数据参见61节。轴结构如图61。力学模型按文献3图1523进行简化,计算简图如图62A。521基于NXNASTRAN实体有限元分析A理想化模型理想化模型以简化模型，提高计算速度。模型简化要合理，才能保证计算精度不会太差。理想化后的模型如下图图56理想化后的模型B划分网格实体采用10节点四面体单元。两齿轮中间的花键部分和两轴肩的圆角过渡部分为重点注意区，网格应加以细分。实体其它部分采用较大单元的网格，以减小计算量和提高求解速度。网格模型如下图图57网格模型DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真28C添加材料普通钢材的弹性模量在200GPA左右，泊松比在03左右，选择STEEL材料进行计算。添加材料对话框如下图58材料的施加D施加载荷和约束载荷按图62（A）施加，O、P点的反作力不加，FT1转换成反作用力，不加。固定图62A的O点，P点只固定径向自由度，在FR1的作用处限制其垂直于此力和轴心方向的自由度。载荷和约束的施加情况如图58，具体请参见附件中的有限元模型。野鸡大学毕业（论文）29图59载荷和约束E解算以上全部过程完成后便可对模型进行解算，解算前打开迭代解算器，如下图510求解窗口DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真30F查看结果和后处理解算完成后，进入RESULT结点，便看可到位移云图如图511。位移动图显示了结构在受力情况下的变形（图示变形为夸大变形）。图511位移云图进入STRESSELEMENTNODAL下VONMISES节点，查看结构的第四强度等效应力。SMOOTHPLOT下的AVERAGED需要勾上。具体如下图512SMOOTHPLOT野鸡大学毕业（论文）31结构的总体应力云图如图513，火红色的区域表示应力在100MPA以上，模型的最大应力为5797MPA。由于边界条件和模型存在应力奇异，故不关注这些不真实应力。忽略应力奇异区，从分析结果中可以看出结构的最大应力出现在靠近斜齿轮的花键内柱面上。从图514可以看出轴的最大应力在72MPA左右。对比61节的校核结果714MPA，可能看出有限元分析能够很好的预测结构的强度。由图515可知，靠近斜齿轮，那个定位轴肩的圆角面的应力为70MPA左右。由材料力学知识可知，这个地方应力集中。然而按传统的经验公式来校核轴强度时，没有考虑应力集中，而实际上应力集中对结构的破坏影响很大。基于NX的有限元分析能很好的观察结构的应力集中现象，提供准确的近似解。图513总体应力云图DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真32图514最大应力处云图图515圆角面的应力集中野鸡大学毕业（论文）33522基于PROEMECHANIC梁的有限元分析由于我电脑的当前版本为60，不支持梁的一些结果查看。所以我就采用PROEMECHANIC模块对轴进行强度分析，它们的原理和步骤非常类似。限于时间和篇幅，不介绍梁分析的具体过程了。梁分析是一种对实际情况的简化，相对于实体分析能更快更好的得出非常精确的分析结果，但它的能力有限。对于轴类零件，采用梁分析，能够得到非常接近于材料力学的解析法计算结果。相对于手算，其优势显而易见。从图516云图可以看出，最大应力发生在斜齿轮根部，值为715MPA。对比61节的计算结果714MPA，可见梁的分析非常准确逼近与解析解。图517展示的是轴从左到右的应力分布。MECHANIC可以非常准确的得到轴上应力分布。图518展示的是轴从左到右的扭矩、竖直方向和水平方向的弯矩。除了方向与61节图62相反，其它结果与手算结果极其接近。综上可以有限元分析在结构分析中，具有巨大的优势。图516MECHANIC梁分析结果DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真34图517MECHANIC轴应力分布图518MECHANIC弯矩扭矩图野鸡大学毕业（论文）35第6章部分结构的校核61普通传动轴的校核由于校核工作量很大，然而时间有限，所以仅校核一根普通传动轴。以轴为例进行强度校核。图61轴结构从转速图中得知轴的最低转速为80R/MIN，此情况下17号和18号齿轮处于工作状态，齿轮受力最大，轴受力最大。从3D图和齿轮参数表中得出下面运算所需的参数。1做出轴的计算简图计算简图如图62（A）所示。2做出弯矩图轴在竖直方向、水平方向和合成的弯矩分别如图62（B）、62（C）、62（D）。3做出扭矩图扭矩图如图62（E）。17号齿轮18号齿轮DOTA基于NX的18级车床主传动系统设计及仿真36图62轴的载荷分析图野鸡大学毕业（论文）374校核轴强度A计算齿轮传递扭矩MIN9549954944774580PTNMNMNB计算直齿轮啮合力13122477456701142510TTFNND11TAN6701TAN202439RTFFNNC计算斜齿轮啮合力2322247745909410510TTFNND22TAN9094TAN203461COSCOS17TNRFFNN2TAN3461TAN171058ATFFNND计算水平方向和竖直方向支反力竖直方向00VOFM和解得2312311233461422524391324225227177251324225RRVFLFL