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c6140 普通 车床 主轴 传动 设计 全套 cad

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摘要

C6140普通车床主轴箱传动设计

摘要：本文用简明的语言有侧重的介绍了普通机床中C6140主轴的设计过程，先通过研究背景及选题意义的介绍，来引出本设计的意义。然后分别从参数拟定、传动设计、传动件的估算和验算、各部件结构设计和主轴组件的验算5个部分来进行设计的。以齿轮、带轮、皮带轮、轴承、箱体等的参数设计为重点。

关键词：齿轮；结构设计；箱体

内容简介：

题目： 1 1 目录 结构网的选择确定 传动组及各传动组中传动副的数目 传动系统扩大顺序的安排 绘制结构网 传动组的变速范围的极限值 最大扩大组的选择 主电机的选定 轮齿数的确定及传动系统图的绘制 齿轮齿数的确定的要求 变速传动组中齿轮齿数的确定 - 主轴的计算转速 中间传动件的计算转速 齿轮的计算转速 传动轴直径的估算 主轴的设计与计算 主轴材料与热处理 齿轮模数的估算 齿轮模数的验算 一般传动轴上的轴承选择 主轴轴承的类型 轴承间隙调整 轴承的校核 按扭矩选择 外摩擦片的内径 结 3 参考文献 - 谢 5 2 2 述 车床的规格系列和用处 普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是 普通型车床 轴变速箱。主要用于加工回转体。 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（ 143 工件最大回转直径 正转最高转速 电机功率 N（ 公比 转速级数 Z 反转 400 1400 2 级数 Z 正 /2；n反 数的拟定 定极限转速 1又 = 得 取 5； m i n/i n/45/1 4 0 0/m a xm i n n = ，去标准转速列 in . 主电机选择 合理的确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不 3 3 致使电机经常轻载而降低功率因素。 已知电动机的功率是 据车床设计手册附录表 2选 定功率 满载转速 1440 最大额定转距 动结构式、结构网的选择确定 动组及各传动组中传动副的数目 级数为 传 动组分别有 个传动副 Z= 传动副数由于结构的限制以 2或 3为适合，即变速级数 和 3的因子： 即 Z=2a 3b 实现 12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合 : 1) 12=3 4 2) 12=4 3 3) 12=3 2 2 4) 12=2 3 2 5) 12=2 2 3 按照传动副“前多后少”的原则选择 Z=3 2 2这 一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择12=2 3 2。 方案 4）是比较合理的 12=2 3 2 动系统扩大顺序的安排 12=2 3 2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有 6种形式： 1) 12=21 32 26 2) 12=21 34 22 3) 12=23 31 26 4) 12=26 31 23 5) 12=22 34 21 6) 12=26 32 21 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用 Z= 12 23 62这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题： 第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使 -轴间中心距加大，而且 -轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 4 4 如果第一变速组采用升速传动，则轴 至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。 如果采用 Z=32 13 62这一方案则可解决上述存在的问题。 制结构网 图 构网 动组的变速范围的极限值 齿轮传动最小 传动比 1/4,最大传动比 ,决定了一个传动组的最大变速范围 。 因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。 极限传动比及指数 X,X,值为： 表 比 极限传动比指数 值： x1 =1/4 4 X,值： x, =2 2 (X+ X,)值： x+x =8 6 正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为： Z= 1 1 5 5 最后扩大组的变速范围 按照 r 8 原则，导出 系统的最大级数 Z 和变速范围 表 3 2 3 Z=12 4 Z=9 后扩大组的传动副数目 时的转速范围远比 时大 因此，在机床设计中，因要求的 后扩大组应取 2更为合适。 同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距 ，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为 2 的另一原因。 转速图的拟定 运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。 1）电机功率 N： 中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。 根据机床切削能力的要求确定电机功率 ： N=） 电机转速 选用时，要使电机转速轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。 440r/）分配降速比 : 该 车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。 u 总 = =28/1440=1/配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。 a 决定轴 -的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限 1/4，公比 =，因此从 轴的最下点向上 4格，找到上对应的点，连接对应的两点即为 -轴的最小传动比。 6 6 b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴 -间变速组取， 即从轴向上 3格，同理，轴 -间取 u=1/ 3，连接各线。 c 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数 ，第一扩大组的级比指数，第二扩大组的级比指数 ,画出传动系统图如 图 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比 u 和初步定出的传动副齿数和表即可求出小齿轮齿 数 。 选择 时 应考虑： 保证不产生根切。对于标准齿轮，其 最小齿数 17 免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和100选用在 100 之内。 中心距必须保证相等。 轮齿根圆到键槽的壁厚 5. 保证主轴的转速误差在规定的范 围之内。 图 轮的壁厚 7 7 速传动组中齿轮齿数的确定 1）确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 j =j =中 主动齿轮的齿数 被动齿轮的齿数 一对齿轮的传动比 一对齿轮的齿数和 为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。 把 齿数取大些： 取 0 则 2021 =58 齿数和1+0+58=78 同样根据公式 4Z =39 2. 用查表法确定第二变速组的齿数 a 首先在 u1 b 为了避免根切和结构需要，取 4 c 查表找到 ，这些数值必须同时满足 各传动比要求的齿轮齿数 能同时满足三个传动比要求的齿数和有 2 96 99 102 e 确定合理的齿数和 02 依次可以查得 7 5 4 8 2 0 8 8 同理可得其它的齿轮如下表所示： 表 速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组 齿数和 78 102 114 齿轮 2 4 6 8 10 12 14 齿数 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 38 2）验算主轴转速误差 由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过 10( 。 主轴各级实际转速值用下式计算 n 实 =(1 中 滑移系数 =0.2 ua ub uc 别为各级的传动比 12/45 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示 n=实际标准实际 n 10( n 实 1=1440 n= (28 =同样其他的实际转速及转速误差如下 : 表 轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 准转速 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 实际转速 速误差 速误差满足要求。 3） 齿轮的布置 为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图 示。 4）绘制主传动系统图 按照 主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下 9 9 图 齿轮结构的布置 图 传动系统图 3 定计算转速 轴的计算转速 nj=z/3-1 z=12 nj= =28 9r/10 10 轴上的 6级转速分别为： 112、 160、 224、 315、 450、 630r/9r/全部功率。 轴经 时从 112r/以确定最低转速 112r/ 轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：轴为 315r/轴为 900r/动机轴为 1440r/ 轴上，从转速图可见 种转速，其要传递全部的功率的计算转速为 112r/ 同样可以确定其余齿轮的转速如下表 表 动轴的估算和验算 动轴直径的估算 传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： 4 94 中： N 该传动轴的输入功率 d 电机额定功率； 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 r/ 每米长度上允许的扭转角 (m),表 度要求 允许的扭转角 主 轴 一般的传动轴 较低的传动轴 1 1 2 对于一般的传动轴，取 =轮 计算转速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 112 11 11 = KW 00 r/ 0 04 009 =d 321 =d = W 25 r/ 42 =d =37 362 =d = KW 50 0 04 001 =d 63 =d 采用 花键轴 结构，即将估算的传动轴直径 %为花键轴的直径，在选相近的标准花键。 =7.0 =2.0 =表可以选取花键的型号其 尺寸 )741144( 分别为 1d 轴取 632 7 2d 轴取 836 6 3 846 80 轴的设计与计算 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动， 此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度） 。 1）主轴直径的选择 查表可以选取前支承轴颈直径 12 12 0 支承轴颈直径 1=63 77 选取 0 ）主轴内径的选择 车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。 确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。 推荐：普通车床 d/D(或 1)=中 D 主轴的平均直径， D= (2)/2 前轴颈处内孔直径 d=(=44 48 以，内孔直径取 45）前锥孔尺寸 前锥孔用来装顶尖或其它工具 锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下： 莫氏锥度号取 5号 标准莫氏锥度尺寸 大端直径 D=）主轴前端悬伸量的选择 确定主轴悬伸量 可能取小值。 主轴悬伸量与前轴颈直径之比 a/D=1.5 a=(1=54 135 以，悬伸量取 100）主轴合理跨距和最佳跨距选择 根据表 3 机械设计手册 计算前支承刚度 前后轴承均用 3182100 系列轴承，并采用前 端定位的方式。 查表 K A = 1700 105 N/为后轴承直径小于前轴承， 取 105N/13 13 )1(61)(030+= 其中 综合变量3 其中 E 弹性模量，取 E=105 N/ I 转动惯量， I= (64=(8041063 = 35 65 =图 3横坐标上找出 =交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得 L0/a= 所以最佳跨距 0=100=250 因为 合理跨距的范围 L 合理 =(0=375 以 取 L=260 ）主轴刚度的验算 对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。 对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移 A。 图 轴支承的简化 切削力 026N 挠度 I )(2 + 14 14 =1 0 02 6 0(1 0 03 0 2 6 +=y=260=y 倾角 A=EI )32( +=65 101 0032 602(1 003 02 6 + =端装有圆柱滚子轴承，查表 A= A A 符合刚度要求。 轴材料与热处理 材料为 45 钢，调质到 220 250轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至 55，轴径应淬硬。 轮模数的估算和计算 根据齿轮弯曲疲劳的估算： 3 32面点蚀的估算： 3370中 由中心距 z 、 2z 求出模数：212 =据估算所得取相近的标准模数。 1） 齿数为 32与 64的齿轮 N= 3 =m 370 15 15 = = 212 = += 模数为 2 2） 齿数为 56与 40的齿轮 3 =370= = 12 = += 模数为 2 3） 齿数为 27与 75的齿轮 N=3 = 3370 = = 12 = += 模数为 ） 齿数为 34与 68的齿轮 N=525 16 16 3 =370= = 212 = += 模数为 ） 齿数为 42与 60的齿轮 N=3 =370 = 12 = += 模数为 ） 齿数为 23与 91的齿轮 N=3 =m = = 12 = += 模数为 3707 17 7） 齿数为 76与 38的齿轮 N= 3 = 3370= = 12 = += 模数为 齿轮模数的验算 结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排 、 材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。 根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为： 3 221321)1(1 6 3 0 0= 据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为： 2 7 5 1 321 jm 中： 齿轮）的计算转速 r/， 取 6 10； 1z 般取传动中最小齿轮的齿数； i 112；“ +”用于外啮合，“ -”号用于内啮合； ； K ； 轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数 o 18 18 r/型机床推荐： T=15000 20000h; 值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用； 命系数）的极限 i nm i nm a x 所以 取 表 11 许用应力知，可取齿轮材料为 45 整淬 =1100 j =32019 19 由表 10可知 可查得 Y= 221321)1(1 6 3 0 0= 0 3264(1 6 3 0 0 322=+=2 7 5 1 321 jm =m 所以 模数取 2适合要求。 同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。 承的选择与校核 机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用 轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求 。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用 在传动轴上选择 6200 系列的深沟球轴承 ，其具体的型号和尺寸如下表 示 表 动轴 轴承型号 6205 7206 7207 轴承尺寸 25 52 30 55 35 72 主轴的前轴承选取 3182100 系列 双列 向心 短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有 1： 12 锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。 20 20 图 轴承间隙调整 为了提高主轴回转精度和刚度，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、噪声和抗振性也有改善。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效果，而磨损发热量和噪声都会 增大，轴承寿命将因此而降低。 调整结构形式如下图所示： 图 21 21 调整说明： 转动调整螺母，使内圈向大端移动。 特点：结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把内圈退回 。 1) 滚动轴承的疲劳寿命验算 ( )5 00= 或 ( )=额定寿命 (h) C 额定动载荷 (N) 动载荷 (N) T 滚动轴承的许用寿命 (h)，一般取 10000 15000(h) 寿命指数，对球轴承 =3 ， 对滚子轴承 =10/3 速度系数， 3100cn n 轴承的计算转数 r/寿命系数， 500f = 使用系数 功率利用系数转化变化系数 齿轮轮换工作系数 F 当量动负荷 (N) 2)滚动轴承的静负荷验算 0000 j =静负荷 (N) 0C 额定静负荷 (N) 0K 安全系数 0F 当量静载荷 (N) 取其中较大值或+= 00000径向负荷(N) 0X、0Y 静径向，轴向系数 校验第根轴上的轴承 T=10000h 查轴承样本可知， 6205 轴承的基本额定动载荷 C =212000N 3= 850 r/ =K 096 22 22 500= = 33 20 005 00 =21437500 )( 同样可以较核其它轴承也符合要求。 擦离合器的选择与验算 中 离合器的额定静力矩 ( K 安全系数 运转时的最大负载力矩 查机械设计手册表 ， 取 K=2 = =外摩擦片的内径 d 根据结构需要采用轴装式摩擦片，摩擦片的内径 6 d=35选择摩擦片尺寸 (自行设计 ) 尺寸如下表 表 数 静力矩 d D b 9 60 35 90 98 30 10 算摩擦面的对数 Z ( 1 20 33=式中： p 23 23 分别查表 06.0=f 90=D d =35 K K = ) 3 =Z =10 摩擦片总数为（ z+1）片，即 11 片，根据具体情 况 设内为 6 片，外 5 片。 计算轴向压力 Q ( ) 22140= =125 590 =5073N 总结 经过大学四年艰苦学习，我们顺利的完成了机械设计制造及自动化专业所学的全部课程，初步已具备了一个机械工程技术人员所具备的基本知识和技能，今后还需要进一步在实践中不断地探索与积累。 这次毕业设计是我们零件课程设计和工艺课程设计之后的一次对我们更全面更综合的考核是一次综合的训练 . 我们毕业设计题目是 通过毕业设计学到了很多知识，收获很大。 经过设计，分析得出了以下结论： （ 1） 进行了主传动设计 （ 2） 对传动件进行了估算和验算 （ 3） 对各部件断行了结构设计 （ 4） 对主轴组件进行了验算 这次毕业设计为我们走向工作岗位尊定了基础。 24 24 参考文献 1 上海纺织工学院编 上海科技出版社， 1997 2 孙桓，陈作模主编 第六版 等教育出版社， 2002 3 成大先主编 北京：化学工业出版社， 2004 4 张玉峰等主编 机械工业出版社， 2000 5机械制造装备设计 机械工业出版社 6机械设计 . 吴宗泽主编 . 高等教育出版社 7 机械原理 高等教育出版社 8机械制造技术基础 . 曾志新主编 9理论力学 . 陈昭仪 . 航空工业出版社 10 材料力学 . 戴少度 . 国防工业出版社 11 机械加工手册 . 陈心昭 . 机械工业出版社 12 毛谦德 李振清主编 .袖珍机械设计师手册第二版 ,2002 13机床设计手册编写组 主编 北京 :机械工业出版社 ,1980 14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年 6月 15 25 25 致 谢 在论文完成之际，我要特别感谢我的指导老师吴晖老师的热情关怀和悉心指导。吴老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，程序调试等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是朱老师仍然细心地纠正程序中的错误。除了敬佩吴老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。同时也要感谢和我一组的同学们，在论文的写作过程中，正是有了他们的帮助和指导，才使得我的毕业论文能够快速顺利的完成。 然后还要感谢所有关心、支持、帮助过我的良师益友。 最后，向在百忙中抽出时间对本文进行评审并提出宝贵意见的各位老师表示衷心地感谢！ 开题报告 题目 通车床主轴箱传动 设计 一、 选题的依据及意义 ： 机床设计和制造的发展速度是很快的。由原先的只为满足加工成形而要求刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度，发展至今日的高度科学技术成果综合应用的现代机床的设计，也包括计算机辅助设计（ 应用。但目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础的传统（经验）设计方法。因此，探索科学理论的应用，科学地分析的处理经验，数据和资料，既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代化。 随着科学技术 的不断发展，机械产品日趋精密、复杂，改型也日益频繁，对机床的性能、精度、自动化程度等提出了越来越高的要求。机械加工工艺过程自动化是实现上述要求的重要技术措施之一，不仅能提高产品质量和生产率，降低生产成本，还能改善工人的劳动条件。为此，许多企采用自动机床、组合机床和专用机床组成自动或半自动生产线。但是，采用这种自动、高效的设备，需要很大的初期投资以及较长的生产准备周期，只有在大批量的生产条件（如汽车、拖拉机、家用电器等工业主要零件的生产）下、才会有显著的经济效益。 在机械制造工业中，单件、小批量生产的零件约占 机械、加工的 70% 80%。科学技术的进步和机械产品市场竞争的日益激烈，致使机械产品不改型、更新换代、批量相对减少，质量要求越来越高。采用专用的自动化机床加工这类零件就显得横不合理，而且调整或改装专用的“刚性”自动化生产线投资大、周期长，有时从技术上甚至是不可能实现的。采用各类仿型机床，虽然可以部分地解决小批量复杂的加工，但在更新零件时需制造靠模和调整机床，生产准备周期长，而且由于靠模误差的影响，加工零件的精度很难达到较高的要求。 为了解决上述问题，满足多品种、小批量，特别是结构复杂、精度要求高的零件的自动 化生产，迫切需要一种灵活的、通用的、能够适于产品频繁变化“柔性”自动化机床。随着计算机科学技术的发展， 1952年，美国帕森斯公司（ 麻省理工学院（ 作，研制成功里世界上第一台以数字计算机为基础的数字控制（ 称 3坐标直线插补铣床，从而机械制造业进入了一个新阶段 。 同时，在设计中处处实际出发，分析和处理问题是至关重要的。从大处讲，联系实际是指在进行机床工艺可能性的分析。参数拟定和方案确定中，既要了解当今的先进生产水平和可能趋势。更应了解我国实际生 产水平，使设计的机床，机器在四化建设中发挥最佳的效盖。从小处讲，指对设计的机床零部件的制造，装配和维修要进行认真的，切实的考虑和分析，综合思考的设计方法 1。 二、 国内外研究概况及发展趋势（含文献综述）： 从第一台数控机床问世至今的 40 多年中，随着微电子技术的不断发展，数控装置也在不断地更新换代，先后经历里电子管（ 1952 年）、小规模集成电路（ 1965 年）、大规模集成电路及小型计算机（ 1970 年）和微处理计算机（ 1974年）等五代数控系统。 前三代数控装置属于采用专用控制计算机的硬接线（硬件）数控装置，一般称 为 控装置。 20 世纪 70 年代初，随着计算机技术的发展，小型计算机的价格急剧下降，出现了采用小型计算机代替专用硬件控制计算机的第四代数控系统。这种数控系统不仅在经济上更为合算，而且许多功能可用编制的专用程序实现，并可将专用程序存储在小型计算机的存储器中，构成控制软件。这种数控系统称为计算机数控系统（ 自 1974 年开始，以微处理机为核心的数控装置（ 到迅速 的发展。 为软接线（软件）数控系统。由于 件数控系统早已淘汰，而目前软件数控系统均采用 此将现代数控系统称为我国研究数控技术源于 1958 年，几十年来经过了发展、停滞、引进技术等几个阶段。 1985 年以后，我国的数控机床在引进、消化国外技术的基础上，进行了大量的开发工作。到 1989 年底，我国数控机床的可供品种已超过 300 种，一些较高档次的数控系统，如五轴联动的数控系统、分辨率为 高精度车床用数控系统、数字仿真的数控系统、为柔性制造单元配套的数控系统，也陆续开发出来， 并制造出了样机。 我国数控系统在技术上已趋于成熟，在重大关键技术上 (包括核心技术 )，已达到国外先进水平。目前，已新开发出数控系统 80 种。自 “七五 ”以来，国家一直把数控系统 的发展作为重中之重来支持，现已开发出具有中国版权的数控系统，掌握了国外一直对我国封锁的一些关键技术。例如，曾长期困扰我国、并受到西方国家封锁的多坐标联动技术对我们已不再是难题， m 当量的超精密数控系统、数控仿形系统、非圆齿轮加工系统、高速进给数控系统、实时多任务操作系统都已研制成功。尤其是基于 的开放式智能化数控系统，可实施多轴控制，具备联网进线等功能，既可作为独立产品，又是一代开放式的开发平台，为机床厂及软件开发商二次开发创造了条件。 我国数控机床市场广阔 ,自 2003 年开始，中国就成了全球最大 的机床消费国，也是世界上最大的数控机床进口国 ,虽然我们已经取得不可否认的成就 , 但 我国数控机床核心技术 90%仍需进口 , 我们只有紧跟先进技术进步的大方向，并不断创新，才能赶超世界先进水平。 三、 研究内容及实验方案： 研究内容： 1. 熟悉车床机械的结构，工作原理，以及了解车床的发展方向； 2. 完成对中等复杂程度机械的计算、结构设计等工作。以车床主轴箱为对象进行车床重要传动部件的设计； 3. 完成车床主轴箱装配图的设计和所有非标零件图设计和所有非标零件图设计工作，并编写说明书。 设计方案： 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 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。 四、 目标、主要特色及工作进度 1、目标： 已知 通车床的主参数和基本参数 ： 加工 工件最大回转直径： 200转最高转速： 1400r/电机功率 :公比 :速级数： 12； 级数 Z 反=Z 正 /2； n 反 按以上要求完成主轴箱传动设计。 2、 通车床 主要特色 ： 普通车床是在 车床的基础上改进的卧式车床 ,工件最大回转直径 400 毫米 ,可以加工普通螺纹、英制螺纹、摸数螺纹和径节螺纹。传动链由电动机经三角带（ V 带）将动力传递到主轴箱在交换齿轮作用下，正转 24 级，转速 10 /分钟；反转 12 级，转速 14 /分钟。主轴转速经挂轮箱将动力传递到走刀箱，纵向走刀级数 64，进给范围 r，横向进给级数64，进给范围 r。溜板行程横向 320向按照车床长度而定。 3、工作进度： 1）、 收集资料、外文资料翻译、开题报告 第 1 周 第 2 周 2）、 确定传动系统图 第 3 周 第 4 周 3）、 计算和确定各传动件的尺寸参数 第 5 周 第 7 周 4）、 完成主轴箱传动设计 第 8 周 第 15 周 5）、 撰写毕业设计论文 第 16 周 第 17 周 五、参考文献 1 上海纺织工学院编 上海科技出版社， 1997 2 孙桓，陈作模主编 第六版 等教育出版社， 2002 3 成大先主编 北京：化学工业出版社， 2004 4 张玉峰等主编 机械工业出版社， 2000 5 齿轮和轴的介绍 摘 要 :在传统机械和现代机械中齿轮和轴的重要地位是不可动摇的。齿轮和轴主要安装在主轴箱来传递力的方向。通过加工制造它们可以分为许多的型号，分别用于许多的场合。所以我们对齿轮和轴的了解和认识必须是多层次多方位的。 关键词 :齿轮；轴 在直齿圆柱齿轮的受力分析中，是假定各力作用在单一平面的。我们将研究作用力具有三维坐标的齿轮。因此，在斜齿轮的情况下，其齿向是不平行于回转轴线的。而在锥齿轮的情况中各回转轴线互相不平行。像我们要讨论的那样，尚有其他道理需要学习，掌握。 斜齿轮用于传递平行轴之间的 运动。倾斜角度每个齿轮都一样，但一个必须右旋斜齿，而另一个必须是左旋斜齿。齿的形状是一溅开线螺旋面。如果一张被剪成平行四边形（矩形）的纸张包围在齿轮圆柱体上，纸上印出齿的角刃边就变成斜线。如果我展开这张纸，在血角刃边上的每一个点就发生一渐开线曲线。 直齿圆柱齿轮轮齿的初始接触处是跨过整个齿面而伸展开来的线。斜齿轮轮齿的初始接触是一点，当齿进入更多的啮合时，它就变成线。在直齿圆柱齿轮中，接触是平行于回转轴线的。在斜齿轮中，该先是跨过齿面的对角线。它是齿轮逐渐进行啮合并平稳的从一个齿到另一个齿传递运动，那样就使 斜齿轮具有高速重载下平稳传递运动的能力。斜齿轮使轴的轴承承受径向和轴向力。当轴向推力变的大了或由于别的原因而产生某些影响时，那就可以使用人字齿轮。双斜齿轮（人字齿轮）是与反向的并排地装在同一轴上的两个斜齿轮等效。他们产生相反的轴向推力作用，这样就消除了轴向推力。当两个或更多个单向齿斜齿轮被在同一轴上时，齿轮的齿向应作选择，以便产生最小的轴向推力。 交错轴斜齿轮或螺旋齿轮，他们是轴中心线既不相交也不平行。交错轴斜齿轮的齿彼此之间发生点接触，它随着齿轮的磨合而变成线接触。因此他们只能传递小的载荷和主要用于仪器设 备中，而且肯定不能推荐在动力传动中使用。交错轴斜齿轮与斜齿轮之间在被安装后互相捏合之前是没有任何区别的。它们是以同样的方法进行制造。一对相啮合的交错轴斜齿轮通常具有同样的齿向，即左旋主动齿轮跟右旋从动齿轮相啮合。在交错轴斜齿设计中，当该齿的斜角相等时所产生滑移速度最小。然而当该齿的斜角不相等时，如果两个齿轮具有相同齿向的话，大斜角齿轮应用作主动齿轮。 蜗轮与交错轴斜齿轮相似。小齿轮即蜗杆具有较小的齿数，通常是一到四齿，由于它们完全缠绕在节圆柱上，因此它们被称为螺纹齿。与其相配的齿轮叫做蜗轮，蜗轮不是真正的斜 齿轮。蜗杆和蜗轮通常是用于向垂直相交轴之间的传动提供大的角速度减速比。蜗轮不是斜齿轮，因为其齿顶面做成中凹形状以适配蜗杆曲率，目的是要形成线接触而不是点接触。然而蜗杆蜗轮传动机构中 棚网 存在齿间有较大滑移速度的缺点，正像交错轴斜齿轮那样。 蜗杆蜗轮机构有单包围和双包围机构。单包围机构就是蜗轮包裹着蜗杆的一种机构。当然，如果每个构件各自局部地包围着对方的蜗轮机构就是双包围蜗轮蜗杆机构。着两者之间的重要区别是，在双包围蜗轮组的轮齿间有面接触，而在单包围的蜗轮组的轮齿间有线接触。 一个装置中的蜗杆和蜗轮正像交错轴斜齿轮那样具有相同的齿向，但是其斜齿齿角的角度是极不相同的。蜗杆上的齿斜角度通常很大，而蜗轮上的则极小，因此习惯常规定蜗杆的导角，那就是蜗杆齿斜角的余角；也规定了蜗轮上的齿斜角，该两角之和就等于 90 度的轴线交角。 当齿轮要用来传递相交轴之间的运动时，就需要某种形式的锥齿轮。虽然锥齿轮通常制造成能构成 90 度轴交角，但它们也可产生任何角度的轴交角。轮齿可以铸出，铣制或滚切加工。仅就滚齿而言就可达一级精度。在典型的锥齿轮安装中，其中一个锥齿轮常常装于支承的外侧。这意味着轴的挠曲情况 更加明显而使在轮齿接触上具有更大的影响。 另外一个难题，发生在难于预示锥齿轮轮齿上的应力，实际上是由于齿轮被加工成锥状造成的。 直齿锥齿轮易于设计且制造简单，如果他们安装的精密而确定，在运转中会产生良好效果。然而在直齿圆柱齿轮情况下，在节线速度较高时，他们将发出噪音。在这些情况下，螺旋锥齿轮比直齿轮能产生平稳的多的啮合作用，因此碰到高速运转的场合那是很有用的。当在汽车的各种不同用途中，有一个带偏心轴的类似锥齿轮的机构，那是常常所希望的。这样的齿轮机构叫做准双曲面齿轮机构，因为它们的节面是双曲回转面。这种齿轮 之间的轮齿作用是沿着一根直线上产生滚动与滑动相结合的运动并和蜗轮蜗杆的轮齿作用有着更多的共同之处。 轴是一种转动或静止的杆件。通常有圆形横截面。在轴上安装像齿轮，皮带轮，飞轮，曲柄，链轮和其他动力传递零件。轴能够承受弯曲，拉伸，压缩或扭转载荷，这些力相结合时，人们期望找到静强度和疲劳强度作为设计的重要依据。因为单根轴可以承受静压力，变应力和交变应力，所有的应力作用都是同时发生的。 “ 轴 ” 这个词包含着多种含义，例如心轴和主轴。心轴也是轴，既可以旋转也可以静止的轴，但不承受扭转载荷。短的转动轴常常被称为主轴。 当轴的弯曲或扭转变形必需被限制于很小的范围内时，其尺寸应根据变形来确定，然后进行应力分析。因此，如若轴要做得有足够的刚度以致挠曲不太大，那么合应力符合安全要求那是完全可能的。但决不意味着设计者要保证；它们是安全的，轴几乎总是要进行计算的，知道它们是处在可以接受的允许的极限以内。因之，设计者无论何时，动力传递零件，如齿轮或皮带轮都应该设置在靠近支持轴承附近。这就减低了弯矩，因而减小变形和弯曲应力。 虽然来自 法在设计轴中难于应用，但它可能用来准确预示实际失效。这样，它是一个检验已经设计好了的轴的或者 发现具体轴在运转中发生损坏原因的好方法。进而有着大量的关于设计的问题，其中由于别的考虑例如刚度考虑，尺寸已得到较好的限制。 设计者去查找关于圆角尺寸、热处理、表面光洁度和是否要进行喷丸处理等资料，那真正的唯一的需要是实现所要求的寿命和可靠性。 由于他们的功能相似，将离合器和制动器一起处理。简化摩擦离合器或制动器的动力学表达式中，各自以角速度 动的两个转动惯量 制动器情况下其中之一可能是零，由于接上离合器或制动器而最终要导致同样的速度。因为两个构件开始以不同速度运转而使打滑发生了，并且在 作用过程中能量散失，结果导致温升。在分析这些装置的性能时，我们应注意到作用力，传递的扭矩，散失的能量和温升。所传递的扭矩关系到作用力，摩擦系数和离 棚网 合器或制动器的几何状况。这是一个静力学问题。这个问题将必须对每个几何机构形状分别进行研究。然而温升与能量损失有关，研究温升可能与制动器或离合器的类型无关。因为几何形状的重要性是散热表面。各种各样的离合器和制动器可作如下分类： 1轮缘式内膨胀制冻块； 2轮缘式外接触制动块； 3条带式； 4盘型或轴向式； 5圆锥型； 6混合式。 分析摩擦离合器和制动器的各种形式都应用一般的同样的程序，下面的步骤是必需的： 1假定或确定摩擦表面上压力分布； 2找出最大压力和任一点处压力之间的关系； 3应用静平衡条件去找寻（ a）作用力；（ b）扭矩； (c)支反力。 混合式离合器包括几个类型，例如强制接触离合器、超载释放保护离合器、超越离合器、磁液离合器等等。 强制接触离合器由一个变位杆和两个夹爪组成。各种强制接触离合器之间最大的区别与夹爪的设计有关。为了在结合过程中给变换作用予较长时间周期，夹爪可以是棘轮式的，螺旋型或齿型的。有时使用 许多齿或夹爪。他们可能在圆周面上加工齿，以便他们以圆柱周向配合来结合或者在配合元件的端面上加工齿来结合。 虽然强制离合器不像摩擦接触离合器用的那么广泛，但它们确实有很重要的运用。离合器需要同步操作。 有些装置例如线性驱动装置或电机操作螺杆驱动器必须运行到一定的限度然后停顿下来。为着这些用途就需要超载释放保护离合器。这些离合器通常用弹簧加载，以使得在达到预定的力矩时释放。当到达超载点时听到的 “ 喀嚓 ” 声就被认定为是所希望的信号声。 超越离合器或连轴器允许机器的被动构件 “ 空转 ” 或 “ 超越 ” ，因为主动驱动件停顿了或者因为另一个动力源使被动构件增加了速度。这种离合器通常使用装在外套筒和内轴件之间的滚子或滚珠。该内轴件，在它的周边加工了数个平面。驱动作用是靠在套筒和平面之间契入的滚子来获得。因此该离合器与具有一定数量齿的棘轮棘爪机构等效。 磁液离合器或制动器相对来说是一个新的发展，它们具有两平行的磁极板。这些磁极板之间有磁粉混合物润滑。电磁线圈被装入磁路中的某处。借助激励该线圈，磁液混合物的剪切强度可被精确的控制。这样从充分滑移到完全锁住的任何状态都可以获得。 加工基础 作为产生形状的一种加工方法，机械加 棚网 工是所有制造过程中最普遍使用的而且是最重要的方法。机械加工过程是一个产生形状的过程，在这过程中，驱动装置使工件上的一些材料以切屑的形式被去除。尽管在某些场合，工件无承受情况下，使用移动式装备来实现加工，但大多数的机械加工是通过既支承工件又支承刀具的装备来完成。 机械加工在知道过程中具备两方面。小批生产低费用。对于铸造、锻造和压力加工，每一个要生产的具体工件形状，即使是一个零件，几乎都要花费高额的加工费用。靠焊接来产生的结构形状，在很大程度上取决于有效的原材料的形式。一般来说，通过利用 贵重设备而又无需特种加工条件下，几乎可以以任何种类原材料开始，借助机械加工把原材料加工成任意所需要的结构形状，只要外部尺寸足够大，那都是可能的。因此对于生产一个零件，甚至当零件结构及要生产的批量大小上按原来都适于用铸造、锻造或者压力加工来生产的，但通常宁可选择机械加工。 严密的精度和良好的表面光洁度，机械加工的第二方面用途是建立在高精度和可能的表面光洁度基础上。许多零件，如果用别的其他方法来生产属于大批量生产的话，那么在机械加工中则是属于低公差且又能满足要求的小批量生产了。另方面，许多零件靠较粗的生产加工工艺提高其一般表面形状，而仅仅是在需要高精度的且选择过的表面才进行机械加工。例如内螺纹，除了机械加工之外，几乎没有别的加工方法能进行加工。又如已锻工件上的小孔加工，也是被锻后紧接着进行机械加工才完成的。 基本的机械加工参数 切削中工件与刀具的基本关系是以以下四个要素来充分描述的：刀具的几何形状，切削速度，进给速度，和吃刀深度。 切削刀具必须用一种合适的材料来制造，它必须是强固、韧性好、坚硬而且耐磨的。刀具的几何形状 以刀尖平面和刀具角为特征 对于每一种切削工艺都必须是正确的。 切削速度是切削刃通过工件表 面的速率，它是以每分钟英寸来表示。为了有效地加工，切削速度高低必须适应特定的工件 刀具配合。一般来说，工件材料越硬，速度越低。 进给速度是刀具切进工件的速度。若工件或刀具作旋转运动，进给量是以每转转过的英寸数目来度量的。当刀具或工件作往复运动时，进给量是以每一行程走过的英寸数度量的。一般来说，在其他条件相同时，进给量与切削速度成反比。 吃刀深度 以英寸计 是刀具进入工件的距离。它等于旋削中的切屑宽度或者等于线性切削中的切屑的厚度。粗加工比起精加工来，吃刀深度较深。 切削参数的改变对切削温度的影响 金 属切削操作中，热是在主变形区和副变形区发生的。这结果导致复杂的温度分布遍及刀具、工件和切屑。图中显示了一组典型等温曲线，从中可以看出：像所能预料的那样，当工件材料在主变形区被切削时，沿着整个切屑的宽度上有着很大的温度梯度，而当在副变形区，切屑被切落时，切屑附近的前刀面上就有更高的温度。这导致了前刀面和切屑离切削刃很近的地方切削温度较高。 实质上由于在金属切削中所做的全部功能都被转化为热，那就可以预料：被切离金属的单位体积功率消耗曾家的这些因素就将使切削温度升高。这样刀具前角的增加而所有其他参数不变时，将使切 离金属的单位体积所耗功率减小，因而切削温度也将降低。当考虑到未变形切屑厚度增加和切削速度，这情形就更是复杂。未变形切屑厚度的增加趋势必导致通过工件的热的总数上产生比例效应，刀具和切屑仍保持着固定的比例，而切削温度变化倾向于降低。然而切削速度的增加，传导到工件上的热的数量减少而这又增加主变形区中的切屑温升。进而副变形区势必更小，这将在该区内产生升温效应。其他切削参数的变化，实质上对于被切离的单位体积消耗上并没有什么影响，因此实际上对切削温度没有什么作 棚网 用。因为事实已经表明 ：切削温度即使有小小的变化对刀具磨损率都将有实质意义的影响作用。这表明如何人从切削参数来确定切削温度那是很合适的。 为着测定高速钢刀具温度的最直接和最精确的方法是 W&T 法，这方法也就是可提供高速钢刀具温度分布的详细信息的方法。该项技术是建立在高速钢刀具截面金相显微测试基础上，目的是要建立显微结构变化与热变化规律图线关系式。当要加工广泛的工件材料时， 经论述过测定高速钢刀具的切削温度及温度分布的方法。这项技术由于利用电子显微扫描技术已经进一步发展，目的是要研究将已回过火和各种马氏体结构的高速钢再回 火引起的微观显微结构变化情况。这项技术亦用于研究高速钢单点车刀和麻花钻的温度分布。 刀具磨损 从已经被处理过的无数脆裂和刃口裂纹的刀具中可知，刀具磨损基本上有三种形式：后刀面磨损，前刀面磨损和 V 型凹口磨损。后刀面磨损既发生在主刀刃上也发生副刀刃上。关于主刀刃，因其担负切除大部金属切屑任务，这就导致增加切削力和提高切削温度，如果听任而不加以检查处理，那可能导致刀具和工件发生振动且使有效切削的条件可能不再存在。关于副刀刃，那是决定着工件的尺寸和表面光洁度的，后刀面磨损可能造成尺寸不合格的产品而且表面光洁度也差 。在大多数实际切削条件下，由于主前刀面先于副前刀面磨损，磨损到达足够大时，刀具将实效，结果是制成不合格零件。 由于刀具表面上的应力分布不均匀，切屑和前刀面之间滑动接触区应力，在滑动接触区的起始处最大，而在接触区的尾部为零，这样磨蚀性磨损在这个区域发生了。这是因为在切削卡住区附近比刀刃附近发生更严重的磨损，而刀刃附近因切屑与前刀面失去接触而磨损较轻。这结果离切削刃一定距离处的前刀面上形成麻点凹坑，这些通常被认为是前刀面的磨损。通常情况下，这磨损横断面是圆弧形的。在许多情况中和对于实际的切削状况而言，前刀面磨损 比起后刀面磨损要轻，因此后刀面磨损更普遍地作为刀具失效的尺度标志。然而因许多作者已经表示过的那样在增加切削速度情况下，前刀面上的温度比后刀面上的温度升得更快，而且又因任何形式的磨损率实质上是受到温度变化的重大影响。因此前刀面的磨损通常在高速切削时发生的。 刀具的主后刀面磨损带的尾部是跟未加工过的工件表面相接触，因此后刀面磨损比沿着磨损带末端处更为明显，那是最普通的。这是因为局部效应，这像未加工表面上的已硬化层，这效应是由前面的切削引起的工件硬化造成的。不只是切削，还有像氧化皮，刀刃产生的局部高温也都会引起这 种效应。这种局部磨损通常称作为凹坑性磨损，而且偶尔是非常严重的。尽管凹坑的出现对刀具的切削性质无实质意义的影响，但凹坑常常逐渐变深，如果切削在继续进行的话，那么刀具就存在断裂的危机。 如果任何进行性形式 的磨损任由继续发展，最终磨损速率明显地增加而刀具将会有摧毁性失效破坏，即刀具将不能再用作切削，造成工件报废，那算是好的，严重的可造成机床破坏。对于各种硬质合金刀具和对于各种类型的磨损，在发生严重失效前，就认为已达到刀具的使用寿命周期的终点。然而对于各种高速钢刀具，其磨损是属于非均匀性磨损，已经发现：当其磨损 允许连续甚至到严重失效开始，最有意义的是该刀具可以获得重磨使用，当然，在实际上，切削时间远比使用到失效的时间短。以下几种现象之一均是刀具严重失效开始的特征：最普遍的是切削力突然增加，在工件上出现烧损环纹和噪音严重增加等。 自动夹具设计 用做装配设备的传统同步夹具把零件移动到夹具中心上，以确保零件从传送机上或从设备盘上取出后置于已定位置上。然而在某些应用场合、强制零件移动到中心线上时，可能引起零件或设备破坏。当零件易损 棚网 而且小小振动可能导致报废时，或当其位置是由机床主轴或模具 来具体时，再或者当公差要求很精密时，那宁可让夹具去适应零件位置，而不是相反。为着这些工作任务，美国俄亥俄州 司已经开发了一般性功能数据的非同步西类柔顺性夹具。因为夹具作用力和同步化装置是各自独立的，该同步装置可以用精密的滑移装置来替换而不影响夹具作用力。夹具规格范围是从 寸行程， 5 英镑夹紧力到 6 英寸行程、 400 英寸夹紧力。 现代生产的特征是批量变得越来越小而产品的各种规格变化最大。因此，生产的最后阶段，装配因生产计划、批量和产品设计的变更而显得特别脆弱。这种情形正迫使许多 公