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大型数控套筒回转尾座设计.zip,大型,数控,套筒,回转,设计
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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CAD软件绘制尾座结构。 关键词：尾座；手动换挡；机械设计 AbstractThe 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 CADsoftware.Key Words：The tailstock; Manual shift; Mechanical designII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 -参考文献- 18 -附录 外文翻译- 19 - 35 -大型数控套筒回转式尾座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。2 总体方案2.1工作方式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。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。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2.23 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=125.66w如此得到转矩T1=9550Pn=95500.125712=100.04Nmm,则可以计算得到蜗杆的圆周力以及蜗轮的轴向力为Ft1=Fa2=2T1d1=2100.040.06=3334.67N，由于蜗轮蜗杆的传动比为1.6，得到蜗轮的转矩为T2=160.06Nmm。计算得到蜗杆的轴向力以及蜗轮的圆周力为Fa1=Ft2=2T2d2=2160.060.096=3334.54N,取=20，则得到Fr1=Fr2=Ft2tan=3334.540.36=1200.44N。3.1.2 蜗轮齿面接触疲劳强度计算接触应力表示为H，其单位为MPa，计算公式为H=ZEKFnL0计算公式中，Fn为啮合齿面上的法向载荷，单位为N，L0是接触线的总长，单位为mm，K表示载荷系数，当铸铁蜗轮和钢蜗杆配对的时候，ZE=160MPa12。蜗轮齿面接触疲劳强度的验算公式为H=480KT2d1m2Z22H运算公式中，K表示载荷系数，K=KAKKV,式中KA表示使用系数，查询表后得到其值为1，K表示齿向载荷分布系数，查询表后取得值为1，KV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，H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H的值为202MPa，则H=4801160.060.06100160=196MPa202MPa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，F=1.53KT2d1d2mYFa2Y=1.531160.060.060.096102.20.86F计算公式中，F表示蜗轮的齿根弯曲应力，单位为MPa， YFa2表示蜗轮齿形的系数。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=Ft12+Fr1248EIL3=3334.672+1200.44248145000306796.1686.43=1.0710-3y3.1.5 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69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v25m/s，7级精度常用于运输和一般工业中的中等速度（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=90的直齿锥齿轮。4.1.1 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=d2d1=u=6772R=(d12)2+(d22)2=d1u2+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。dm1=d11-0.5R=721-0.50.3=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，R=bR表示直齿锥齿轮传动的齿宽系数，取R=0.3。4.1.2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Fn在小齿轮平均分度圆处分解为圆周力Ft1、径向力Fr1及轴向力Fa1，然后再按照力平衡条件和各力之间的几何关系进行计算18先计算小齿轮的转矩，T1=9.55106Pn1=9.551060.01512=11937.5NmmFt1=2T1dm1=211937.561=391.39NFr1=Ft1tancos1=391.39tan30cos48=151.20NFa1=Ft1tansin1=391.39tan30sin48=167.93N4.1.3 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Y=1，经过整理后，得出齿根弯曲疲劳强度条件式18，F=KFT1YFaYsaR(1-0.5R)2m3z12u2+1F经变换，可得设计计算公式m3KFT1R(1-0.5R)2z12u2+1(YFaYsaF)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，F、F的单位都是兆帕,m的单位为毫米。试选KF=1.3，计算YFaYsaF,由分锥角1=arctan1u=arctan7267=47.06和2=90-47.06=42.94，计算得到当量齿数zv1=z1cos1=32cos47.06=46.97,zv2=z2cos2=30cos42.94=40.98,查取图形得到齿形系数YFa1=2.36、YFa2=2.4。查取图像得到应力修正系数Ysa1=1.69、Ysa2=1.67。小齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Flim1=500MPa，大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Flim2=380MPa。又通过查取图像得到弯曲疲劳寿命系数为KFN1=0.92、KFN2=0.91。取得弯曲疲劳安全系数为S=1.7，则F1=KFN1Flim1S=0.925001.8MPa=255.56MPaF2=KFN2Flim2S=0.913801.8MPa=192.11MPaYFa1Ysa1F1=2.361.69255.56=0.0156YFa2Ysa2F2=2.41.67192.11=0.0208由于大齿轮的YFaYsaF计算得到的值大于小齿轮的YFaYsaF计算得到的值，所以取YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0208试算模数mt3KFtT1R1-0.5R2z12u2+1YFaYsaF=31.311937.50.3(1-0.50.3)2322(67/72)2+10.0208mm=1.021mm计算圆周速度vd1=mz1=1.02132mm=32.672mmdm1=d11-0.5R=32.6721-0.50.3mm=27.77mmvm=27.771260100m/s=0.17m/s计算齿形宽度b=Rd1u2+12=0.332.672(67/72)2+12mm=6.69mm计算实际载荷系数KF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Kv=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KF=1。则计算载荷系数为KF=KAKvKFKF=11.0811.320=1.426计算按照KF得到的齿轮模数为m=mt3KFKFt=1.02131.4261.3=1.053mm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d1=61.60mm,算得小齿轮齿数z1=d1m=61.601=61.60取z1=62,则计算得到大齿轮齿数z2=uz1=677262=57.7为了使得大齿轮的齿数和小齿轮的齿数互质，取z2=57。几何尺寸计算，分度圆直径d1=z1m=621mm=62mmd2=z2m=571mm=57mm计算分锥角1=tan-11u=tan-16257=4724362=90-472436=423524齿轮宽度b=Rd1u2+12=0.360(57/62)2+12mm=13.58mm分别取b1=b2=13.58mm故主要设计结论为z1=62、z2=57，模数m=1mm，压力角=20，变位系数x1=0、x2=0,分锥角1=472436、2=423524，齿宽b1=b2=13.58mm。4.1.4 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18Z=1，经过整理后得到接触疲劳强度的条件式为H=4KHT1R(1-0.5R)2d13uZHZEH经变换，可得设计计算公式为d134KHT1R(1-0.5R)2u(ZHZEH)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；H和H的单位都是兆帕，d1的单位是毫米。试选KH=1.3，通过计算得到T1=11937.5Nmm，由表4-1查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。表4-1 弹性影响系数Z_E弹性模量E/MPa 齿轮材料配对齿轮材料灰铸铁球墨铸铁铸钢锻钢夹布塑料11.810417.310420.210420.61040.785104锻钢162.0181.4188.9189.856.4铸钢161.4180.5188球墨铸铁156.6173.9灰铸铁143.7通过查取图表得到小齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限为Hlim2=550MPa, 应力循环次数为N1=60n1jLh=601212830015=5.184107N2=N1u=5.1841076772=5.57107通过查图得到他们的接触疲劳强度系数分别为KHN1=0.98,KHN2=0.99。计算接触疲劳许用应力，H1=KHN1Hlim1S=0.986001=588MPaH2=KHN2Hlim2S=0.995501=544.5MPa选择H1及 H2中的小数值做其齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=544.5MPa则小齿轮的分度圆直径为d134KHT1R1-0.5R2uZHZEH2=341.311937.50.3(1-0.50.3)267722.5189.8544.52mm=61.60mm5 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T=TWT9550000Pn0.2d3T轴只受扭矩作用，且为实心轴，故其直径为dA03Pn运算公式中，A0=395500000.2T表5-1 轴常用几种材料的T及A0值当轴的材料取Q235A时，取许用扭转切应力T=20MPa则A0=395500000.2T=133轴的转速取n=0.2r/s=12r/min轴传递的功率P=Fv=Fr=1000.4w=125.66w=0.12566kW故得到dA03Pn=13330.1256612=29.10mm作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。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（/m）的计算公式为光轴=5.73104TGIP转矩T=9.55106Pn=9.551060.1256612=100004.42Nmm,对于钢材，G=8.1104MPa,轴截面的极惯性矩(对于圆轴)IP=d432=29.10432=70399.87mm4故=5.73104TGIP=5.73104100004.428.110470399.87=1故,满足轴的扭转刚度条件。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n=20,螺旋方向为右，导程角=64235,导程Pz=18.718,精度等级为8级。（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n=20，变位系数x=0，跨齿数K=4，中心距a=96，精度等级为8级。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 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CAD软件进行绘制。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。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).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;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。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-orderFrequency272.27283.95462.53636.54747.78806.67四、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。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HzPattern1-order2-order3-order4-order5-order6-orderFrequency278.98290.52471.10653.54743.03781.12五、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。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.附录 外文原文致 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理解时，老师们都能够耐心的讲解，对于二维图纸的绘制方面老师也是很认真为我找出问题，提出改进意见。有时候在毕业季的烦心问题老师也能够给予细心地解答，感谢三位老师在此次毕业设计中的帮助，使我能够顺利的完成此次设计。同时也感谢在此过程中一起学习一起去大机床的同学，我们一起讨论一起画图一起完成大学的最后一次作业，感谢你们的陪伴让我的大学中的最后一次课程圆满结束。一、选题依据 1.论文（设计）题目 大型数控套筒回转式尾座设计 2.研究领域 套筒回转式尾座设计，机械设计制造及其自动化 3.论文（设计）工作的理论意义和应用价值 尾座在一台机床的使用过程中占有不可替代的位置，在一些相对简单的机床上， 尾座的使用往往要靠操作工人的技术能力，特别是操作经验，否则很难加工出合格的 零件，其中主要难点在于尾座体的顶紧力无法控制。在重型机床上顶紧力是不能靠感 觉去操作的，因为每个零件都价格昂贵，一旦坠落或卡死后果都十分严重，所以设计 尾座结构的工作就显得尤为重要。车床尾座作为辅助支撑工件之用，存在效率低、劳动强度大的缺陷，尤其是大批量生产，此问题更为突出。而套筒回转式尾座的设计正 是基于这些问题设计的，由于是专用机床，故应用后其效率自然会明显提高，制造成 本也会降低，工人的劳动强度也因此降低。 4、目前研究的概况和发展趋势 我国数控机床的研制工作起步比较晚，于1958年由清华大学和北京第一机床厂合作研制了我国第一台数控铣床。20世纪90年代开始，我国数控机床系统完成了16位机 向32位机转变，伺服驱动正式从直流向交流全数字式转化，并加快了数控机床技术前 进的步伐。 目前车床尾座已经有很多可以供参考的工艺规程，但大多工艺规程过于笼统，要 找到较为详细的加工工艺规程和加工过程中所用的夹具很困难。很多厂家在新编写加 工工艺规程的过程中，虽然他们有大量的可以提供的参考加工工艺规程，但还是要由技术人员添加很多详细的加工过程、进行大量的计算和分析、新设计加工过程中所用 的的夹具。同时由于我国的制造业落后，尤其在CAD/CAM方面落后与发达国家好几十 年，所以以上过程大多是技术人员手工完成的。这样不仅浪费了大量的人力和物力， 而且生产效率低下，生产成本高，使的技术人员的大量时间和精力都用在了重复繁重 的体力劳动上，从而限制了他们创造思维的发展。 在新世纪里，随着电子信息等高科技技术的发展以及市场需求的个性话与多样 化，先进制造技术正在向精密化、柔性化、网络化、虚拟化、智能化、清洁化、集成 化、全球化方向发展。车床尾座套筒的生产效率也会随着 CAD/CAM 技术和机床技术的 发展不断得到提高，随着计算机集成制造系统（CIMS）和并行工程（CE）的迅速崛起， 它的生产成本也会不断降低。 6二、论文（设计）研究的内容 1.重点解决的问题 1）尾座后端变速机构设计 2）尾座结构设计 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）了解机械制造装备数控机床的主要结构和工作特点 2）套筒回转式尾座总体方案设计 3）齿轮、蜗杆、锥齿轮等参数计算和选择 4）锥齿轮等参数计算和选择 5）蜗杆参数计算和选择6）尾座三维结构设计 7）尾座装配图设计 8）尾座后面变速机构设计 3.本论文（设计）预期取得的成果 1）基于 CAD 软件绘制数张 A3 的主要零件图和一张 A1 的总装配图 2）基于 SolidWorks 软件绘制总装配图 3）编写一份设计说明书 4）翻译一篇外文文献 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）收集分析相关参考文献 2）学习掌握套筒回转式尾座的工作原理，进行总体方案的设计 3）重点完成尾座的手动换挡机构设计和尾座结构设计 4）相关参数稳定性计算与校核（齿轮、蜗杆、锥齿轮各参数） 5）完成数控套筒回转尾座的主要零件（7 个左右）设计 2.论文（设计）进度计划 第一周 下达设计任务，介绍设计内容和具体要求。查阅文献，了解课题。 第二周 撰写开题报告和文献综述。 第三周 修改完善开题报告和文献综述。确定外文翻译文章。 第四周 完成外文翻译。开题答辩。 第五周 了解数控机床各部分结构和功能，提出套筒回转式尾座设计方案。 第六周 相关参数计算和选择（齿轮、蜗杆、锥齿轮） 第七周 尾座后端变速机构设计。 第八周 尾座后端变速机构设计。 第九周 尾座后端变速机构装配图和零件图设计。中期检查。 第十周 尾座三维结构设计。 第十一周 尾座三维结构设计。 第十二周 尾座装配图设计。 第十三周 整理设计资料，编写设计说明书。 第十四周 修改完善设计说明书。准备答辩。 四、需要阅读的参考文献 1李斌，李曦。数控技术 (第一版) M.武汉：华中科技大学出版社，2010.4 2陈健.机床尾座自动化的实现J.科技资讯,2008 3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，2016.1 4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，2013.6 5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，2014 6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，2017.1 7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，2014.8 8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， 2017.6 9 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(0 7):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），2013.4 12张金瑞.浅谈数控机床发展J.技术与市场，2015.8 13李相儒.国产数控机床发展现状研究J.湖南农机，2014.2 14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，2013.1 15 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):23-25 16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，2010.7 17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. 18Guo Yan Sun,Jian Hua Zhang,Hao Yang,Gang Li. Modal Analysis of Artificial Granite Grinding Machine Tool BedJ. Advanced Materials Research,2014,3255(971). 19 Mo Wu Lu,Ming Jie Li. Characteristic Analysis and Optimization for the Tailstock Body of the NC LatheJ. Advanced Materials Research,2014,3513(1037). 20Xiao Wei Jiang,Qiu Lei Du. Development Design of New Age Numerical C ontrol Machine ToolJ. Advanced Materials Research,2012,1649(461). 附：文献综述 一、概述文献综述自1952年第一台数控机床问世到如今近60年的历史中，以电子信息技术为基础， 集传统的机械制造技术、计算机技术、成组技术与现代控制技术、传感检测技术、信 息处理技术、网络通信技术、液压气动技术、光机电技术于一体的数控技术得到了迅 速发展和广泛应用，使得普通机械逐渐被高效率、高精度的数控机械所替代，从而形 成了巨大的生产力，促使制造业发生了根本性的变化1。数控机床由诸多功能部件组 成，其中，尾座是机床中最重要的核心部件之一。二、数控机床的组成 数控机床是机电一体化的典型产品，是集机床、计算机、电动机及拖动、动控制、检测等技术为一体的自动化设备。数控机床的基本组成包括控制介质、数控装置、伺服系统、反馈装置及机床本体。 1） 控制介质控制介质是储存数控加工所需要的全部动作和刀具相
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