数控车床主传动系统设计（另有全套图纸） .pdf

本科毕业设计 论文 通过答辩 摘摘要要 本文作者研究的主要是数控车床的主传动系统 这类主传动系统 的设计可用于对普通车床的改造 以适应当前我国机床工业发展的现 状 具有一定的经济效益和社会效益 本文作者完成的设计主要包括根据一些原始数据 其中包括机床 的类型 规格等 结合实际条件和情况对车床一些参数进行拟定 再 根据拟定的参数 进行传动方案的比较 确定传动方案 然后计算各 传动副的传动比及齿轮齿数 再估算齿轮的模数和各轴的轴径 并对 齿轮和轴的强度 刚度进行校核 除此之外 还要对箱体内的主要结 构进行设计 一些零件的选型 如电磁离合器的选择等 从而完成对 整个主传动系统的设计 关键词关键词 数控车床主传动系统设计 本科毕业设计 论文 通过答辩 abstract what author of this text study numerical control main transmission of lathe mainly the main design of transmission can use for to ordinary transformation of lathe in order to adapt to the current situation of the present industrial development of lathe of our country have certain economic benefits and social benefit the design that the author of this text finished includes according to some initial data mainly type specification of including the lathe etc combine actual condition and situation draft to some parameters of lathe and then according to the parameter drafted carry on the comparison of the transmission scheme confirm the transmission scheme it then can t calculate every transmission transmission of the packs than and gear wheel tooth count estimate modulus and the every axle foot paths of axle of gear wheel more and check the intensity rigidity of gear wheel and axle in addition will design the main structure in the body of the case the selecting types of some parts electromagneticchoiceofclutch etc finishtowholemaindesignof transmission for instance keywords nc machine tool main driving system design 本科毕业设计 论文 通过答辩 目录 0 引言 1 1 总体设计方案拟定 2 1 1拟定主云动参数 2 1 2运动设计 3 1 3动力设计和结构草图设计 3 1 4轴和齿轮的验算 3 1 5主轴变速箱设计 3 1 6进给电机伺服系统设计 3 2 参数拟定 5 2 1车床主参数和基本参数 5 2 2各级转速的确定 5 3 运动设计 6 3 1 主运动拟定方案 6 3 2 传动方案的比较 6 3 3 各级传动比的计算 8 3 4 各轴转速的确定方法 10 3 5 转速图拟定 10 4 主传动系统设计 11 4 1 带轮及带的计算 11 4 2 齿轮的计算 13 4 3 电磁离合器的选择和使用 21 本科毕业设计 论文 通过答辩 4 4 轴的设计和验算 24 5 主轴变速箱的装配设计 30 5 1 箱体内结构设计的特点 30 5 2 设计的方法 31 6 典型零件的加工工艺 轴类 盘类 箱体类等 33 6 1 轴类零件的加工 33 6 2 箱体类零件的加工 47 致谢 56 参考文献 57 本科毕业设计 论文 通过答辩 0 0 引言引言 这次毕业设计中 我所从事设计的课题是 ca6140 数控车床主传动机构设计 及典型零件的数控加工 此类数控车床属于经济型中档精度机床 这类机床的传 动要求采用手动与电控双操纵方式 在一定范围内实现电控变速 总体的设计方 案就是对传动方案进行比较 绘出转速图 对箱体及内部结构进行设计 包括轴 和齿轮的设计 校核等 为什么要设计此类数控车床呢 因为随着我国国民经济的不断发展 我国制 造业领域涌现出了许多私营企业 这些企业的规模普遍不大 没有太多的资本 一些全功能数控系统 其功能虽然丰富 但成本高 对于这些中小型企业来说购 置困难 但是中小型企业为了发展生产 希望对原有机床进行改造 进行数控化 自动化 以提高生产效率 我国机床工业的发展现状是机床拥有量大 工业生产 规模小 突出的任务就是用较少的资金迅速改变机械工业落后的生产面貌 使之 尽可能提高自动化程度 保证加工质量 减轻劳动强度 提高经济效益 我国是 拥有 300 多万台机床的国家 而这些机床又大量是多年累积生产的通用机床 自 动化程度低 要想在近几年内用自动和精密设备更新现有机床 不论是资金还是 我国机床厂的能力都是办不到的 因此 普通机床的数控改造 大有可为 它适 合我国的经济水平 教育水平和生产水平 已成为我国设备技术改造主要方法之 一 目前 我国经济型数控系统发展迅速 研制了几十种简易数控系统 有力地 促进了我国数控事业的发展 经济型数控机床系统就是结合现实的生产实际 我 国的国情 在满足系统基本功能的前提下 尽可能地降低价格 经济型数控车床有许多优点 1 其降格便宜 且性能价格比适中 与进口 标准数控车床相比 前者只需一万元左右 后者则需十万甚至几十万元 因此 它特别适合于改造在设备中占有较大比重的普通车床 适合在生产第一线大面积 推广 从提高资本效率出发 改造闲置设备 能发挥机床的原有功能和改造后的 新增功能 提高机床的使用价值 2 适用于多品种 中小批量产品的适应性强 在普通车床上加工的产品 大都可在经济型数控车床上进行 加工不同零件 只 要改变加工程序 很快适应和达到批量生产的要求 3 相对于普通车床 经济 型数控车床能提高产品质量 降低废品损失 数控有较高的加工精度 加工出的 产品尺寸一致性好 合格率高 4 采用数控车床 能解决复杂的加工精度 还 能节约大量工装费用 降低生产成本 5 采用此类车床 还能减轻工人劳动强 度将工人从紧张 繁重的体力劳动中解脱出来 6 可以提高工人素质 促进技 术进步 数控系统的出现扩大了工人的视野 带动了学习微电子技术的热潮 为 工人由 体力型 向 智力型 过渡创造了条件 促进了工厂的技术进步 7 增强了企业应变能力 为提高企业竞争能力创造了条件 企业应用经济型数控设 本科毕业设计 论文 通过答辩 备对设备进行改造后 提高了加工精度和批量生产的能力 同时又保持 万能加 工 和 专用高效 这两种属性 提高设备自身对产品更新换代所需要的应变能 力 增强企业的竞争能力 本设计中的数控车床主传动系统的特点就是主电机采用双速电机 这样可以 简化箱体内的结构 操纵方式并非是完全数控 而是采用采用手动与电控双操纵 方式 在一定范围内实现电控变速 本设计就是对在我国应用非常广泛的 c6 型 数控车床进行的改造 具有广泛的适应性 c6 型车床是一种加工效率高 操作 性能好 社会拥有量大的普通车床 实践证明 把这种车床改造为数控车床 已 经收到了良好的经济效益 总体的设计方案就是对传动方案进行比较 绘出转速图 对箱体及内部结构 进行设计 包括轴和齿轮的设计 校核等 设计时一要注意设计的科学性和条理 性 另一点就是要注意和实际的结合 设计的依据主要是以经验或类比为基础的 传统 经验 设计方法 作为一名尚未毕业的大学生 经验自然是我们所欠缺的 所以除了老师的指导 最主要的就是借鉴书上的设计方法 书上虽然不会有完全 相同的示例 但一些其他类型的主轴箱设计方法在这个课题上同样适用 适用也 只是大体上的适用 具体到一些细节的设计就需我们自己查设计手册了 比如说 其中涉及到电磁离合器的设计就需自己解决 虽然我们很缺乏设计的经验 但还 应处处从实际出发 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益 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 对推荐的设计数据和资料要结合实际情况进行取舍 通过设计实践 了解和掌握 结合实际 综合思考的设计方法 1 1 总体设计方案拟定总体设计方案拟定 1 1 主传动系统部分主传动系统部分 1 1 1 1拟定主运动参数拟定主运动参数 max n min n z z 机床设计的初始 首先需要确定有关参数 它们是传动设计和结构设计的依 据 影响到产品是否能满足所需要的功能要求 根据拟定的参数 规格和其他特 点 了解典型工艺的切削用量 了解极限转速 max n min n和级数 z 主传动电机 功率 n 本科毕业设计 论文 通过答辩 1 1 2 2运动设计运动设计 根据拟定的参数 通过结构网和转速图的分析 确定传动结构方案和传动系 统图 传动方案有多种 传动型式更是式样众多 比如 传动型式上有集中传动 的主轴变速箱 分离传动的主轴箱与变速箱 扩大变速范围可以用增加传动组数 也可用背轮机构 分支传动等型式 变速型式上既可用多速电机 也可用交换齿 轮 滑移齿轮 公用齿轮等 然后计算各传动比及齿轮的齿数 1 1 3 3动力计算和结构草图设计动力计算和结构草图设计 估算齿轮模数 m 和轴颈 d 选择和计算离合器 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 1 1 4 4轴和齿轮的验算轴和齿轮的验算 在结构草图的基础上 对一根传动轴和齿轮的刚度 强度进行校核 1 1 5 5主轴变速箱装配设计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 进行设计和绘制的 图上各零 部件要表达清楚 并标明尺寸和配合 1 6给电机伺服系统的改造设计 为满足尽可能减少改动量的要求 采用步进电机经常接口箱驱动丝杠 带动刀具纵向和横向移动 用滚珠丝杠螺母机构代替普通的滑动丝杠螺母机 构 具有摩擦力小 运动灵敏 无爬行现象的特点 也可以进行预紧 以实 现无间隙传动 以使传动刚度好 反向时无空程死区 纵向进给机构的改造 拆去原机床的溜板箱 光杠与丝杠以及安装座 配上滚珠丝杠及其相应的安 装装置 纵向驱动的步进电机及其和丝杠的链接部分在主轴箱之下并不占据 丝杠空间 由于采用滚珠丝杠可提高系统的精度和纵向进给的整体刚度 横 向进给机构的改造 由于原横向进给的丝杠空间有限 所以拆除横向丝杠换 上滚珠丝杠 由于现在的步进电机的驱动能力很强 步距角也比原来小了很 多 所以步进电机和丝杠之间用联轴器连接 1 1 传动 方案如图 2 2 本科毕业设计 论文 通过答辩 图 2 2 整机方案图 3 联轴器 图 2 3 是现在广泛采用的直接联接电机轴和丝杠的挠性联轴节 这种联 轴节的工作原理是 联轴节的左半部装在电机轴上 当拧紧螺钉 2 时 件 3 和件 5 相互靠近 挤压内锥环 17 外锥环 4 使外锥环内径缩小 内锥环外 径胀大 使件 5 与电机轴 1 形成无键联接 右半部也同样形成无键联接 左 半部通过刚性钢片组成 15 的两个对角孔与螺栓 6 球面垫圈 7 8 相联 图 中表明球面垫圈 8 和右半部件 9 没有任何联接关系 同样 弹性钢片组 15 的另外两个对角孔通过球面垫圈 14 16 螺栓 13 与右半部联接 垫圈 16 与件 5 没有任何联接关系 这样依靠弹性钢片组对角联接 即挠性 传递扭 矩 且与电机轴和丝杠都无键联接 便是挠性联轴节的工作原理 1 电机轴 2 12 螺钉 3 法兰 4 外锥环 5 左本体 6 13 螺栓 7 8 14 16 垫片 9 右本体 10 法兰 11 丝杠 图 2 2 挠性联轴器 本科毕业设计 论文 通过答辩 2 2参数拟定参数拟定 2 12 1车床主参数车床主参数 规格尺寸规格尺寸 和基本参数和基本参数 此经济型数控车床是由 c6140 普通车床改装而来 根据任务书上提供的条 件 此数控车床的主轴转速可分高低两档 共有 12 级转速 其中高低两档各有 6 级转 速 低速档时 max n 340 min n 45r min 高速档时 max n 1800 r min min n 235 r min 此车床床身上最大回转直径为 400mm 主轴端部型式为 c6 主轴通孔直径为 65 mm 主轴孔锥度为公制 70 采用双速电机 其中 电机的转速和功率分别为 1000 1500 r min 4 5 5kw 2 22 2各级转速的确定各级转速的确定 已知主轴的转速分为 12 级 又分为高低两档 其中高档最大转速 max n 为 1800r min 最小转速 min n 为 235 r min r1 max n min n 1800 235 7 66 r 1 z 1 当机床处于低速档时 主轴共有 6 级 转速范围 n r min max n n 45 340 7 556 n r 1 z 即 1 z n r 5 566 7 1 499 取 1 449 7 06 1 已知 min n 45 查 标准数列表 见参考文献 1 第 6 页 从表中找到 min n 45 就可每隔六个数取得一 个数 得低速档的 6 级转速分别为 45 67 103 154 230 340 r min 当车床处于高速档时 主轴共有 6 级 转速范围 n r min max n n 235 1800 7 659 n r 1 z 即 1 z n r 5 659 7 1 50 取 1 50 7 06 1 已知 max n 1800 查标准数列表 见参考文献 1 第 6 页 从表中找到 max n 1800 就可每隔六个数取得一个数 得高速档的6级转速分 别为 本科毕业设计 论文 通过答辩 236 354 543 815 1200 1800 r min 3 3 运动设计运动设计 3 3 1 1主传动拟定方案主传动拟定方案 拟定传动方案 包括传动型式的选择以及开停 换向 制动 操纵等整个传 动系统的确定 传动型式则指传动和变速的元件 机构以及其组成 安排不同特 点的传动型式 变速类型 传动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 确定传动方案和型式 要从结构 工艺 性能及经济性等 多方面统一考虑 3 3 2 2传动方案的比较传动方案的比较 3 2 1采用单速电机 已知变速级数为 z 12 确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为 z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成 各传动组分别有 z1 z2 z3 各传动副 即 z z1z2z3 传动副数由于结构的限制以 2 或 3 为合适 即变速级数 z 应为 2 和 3 的因子 z a 2 3 可以有两种方案 方案一 12 2 3 2 本科毕业设计 论文 通过答辩 传动齿轮数目 2 2 3 2 14 轴向尺寸为 15b 传动轴数目为 4 根 操纵机构较为简单 两个滑移齿轮和一个三联滑移齿轮 可单独也可集中操 纵 方案二 12 3 4 传动齿轮数目 2 3 4 14 个 轴向尺寸为 19b 传动轴数目为 3 根 操纵机构较复杂 四联滑移齿轮作为整体式 滑移长度为 12b 如拆为 2 个 双联滑移齿轮 需要有自锁 以保证只有一个齿轮副啮合 相比之下 还是传动副数分别为 2 3 2 的三个传动组方案为优 3 2 2采用双速电机 车床上 有时采用双速电机 双速电机的转速比 电 2 传动系统的公比 应当是 2 的整次方根 本设计中的双速电机的公比 2 1 41 这时电机的 转速变换起着系统中第一扩大传动组的作用相应基本组的传动级数应为 2 这样 使传动系统的机械结构简化 本设计是经济型数控车床 采用电控和手动两种方 式 为了结构设计的需要 本设计采用双速电机 本科毕业设计 论文 通过答辩 3 3 3 3各级传动比的计算各级传动比的计算 假设结构如图 5 2 4 1 9 10 7 6 8 3 轴 轴 主轴 由于已经设计了各轴之间的相对位置关系 由传动系统草图知共有六个传动 比 分别设齿轮 1 和齿轮 4 之间的传动比为 14 i 齿轮 2 和齿轮 5 之间的传动比为 25 i 齿轮 8 和齿轮 9 之间的传动比为 89 i 齿轮 3 和齿轮 6 之间的传动比为 36 i 齿轮 7 和齿轮 10 之间的传动比为 710 i 带轮传动比为 轮带 i 设其中 25 i 14 i 36 i 当处于低档时 手动操作使得齿轮 8 和齿轮 9 啮合 当中间的电磁离合器得电 齿轮 2 和齿轮 5 之间啮合 当时的主轴转速最小 为 45 或 67 r min 可得 25 i 89 i 轮带 i 1000 45r min 25 i 89 i 轮带 i 1500 67 r min 当左侧的电磁离合器得电 齿轮 3 和齿轮 6 之间啮合 当时的主轴转速最大 为 226 或 340 r min 可得 36 i 89 i 轮带 i 1000 230 r min 本科毕业设计 论文 通过答辩 36 i 89 i 轮带 i 1500 340 r min 当右侧的电磁离合器得电 齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合 当时的主轴转速为 100 或 150 可得 14 i 89 i 轮带 i 1000 100 r min 14 i 89 i 轮带 i 1500 150 r min 当处于高档时 手动操作使得齿轮 7 和齿轮 10 啮合 当中间的电磁离合器得电 齿轮 2 和齿轮 5 之间啮合 当时的主轴转速最小 为 236 或 354 可得 25 i 710 i 轮带 i 1000 235 r min 25 i 710 i 轮带 i 1500 354 r min 当左侧的电磁离合器得电 齿轮 3 和齿轮 6 之间啮合 当时的主轴转速最大 为 1200 或 1800 可得 36 i 710 i 轮带 i 1000 1200 r min 36 i 710 i 轮带 i 1500 1800 r min 当右侧的电磁离合器得电 齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合 当时的主轴转速为 543 或 816 可得 14 i 710 i 轮带 i 1000 543 r min 14 i 710 i 轮带 i 1500 815 r min 由这 6 各方程联列可解得 25 i 0 3226 14 i 0 7447 36 i 1 6452 89 i 0 2576 710 i 1 3659 轮带 i 0 534 传动比的选用时 应注意的几个问题 充分使用齿轮副的极限传动比 min u 1 4 max u 2 虽然可以最大限度地获得变速箱范围或减少传动件数 但会导致齿轮和箱体 尺寸过大 齿轮线速度增大 容易产生振动和噪音 要求精度提高 在实践中 往往不采用降速很小 升速很大的传动比 特别是中间轴的传动 因此 从系统 的角度考虑 宁可适当增加串联传动组的数目 或者用并联式的分支传动满足变 本科毕业设计 论文 通过答辩 速范围的要求 而避免用极限传动比的传动副 以上几个传动比都符合要求 3 3 4 4 各轴转速的确定方法各轴转速的确定方法 由传动比和电机的转速 可以计算出各轴的转速 3 4 1 轴的转速 轴从电机得到运动 经传动系统转化成各级转速 电机转速转速和主轴最 高转速应相接近 显然 从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考 虑 轴不宜将电机转速降得太低 但如果 轴上装有摩擦离合器一类部件时 高速下摩擦损耗 发热都将成为突出矛盾 因此 轴转速也不宜太高车床的 轴转速一般取 700 1000 r min 左右比较合适 另外也要注意到电机与 轴的传 动方式 如用带轮传动时 降速比不宜太大 和主轴尾部可能干涉 3 4 2中间传动轴的转速 对于中间传动轴的转速的考虑原则是 妥善解决结构尺寸大小与噪音 振动 等性能要求之间的矛盾 中间传动轴的转速较高时 中间传动轴和齿轮承受扭矩小 可以使轴径和齿 轮模数小些 从而可以使结构紧凑 但是 这将引起空载功率和噪音加大 从经 验知 主轴转速和中间传动轴的转速时 应结合实际情况作相应修正 1 对于 功率较大的重切削机床 一般主轴转速较低 中间轴的转速适当取高一些对减小 结构尺寸的效果较明显 2 对高速轻载或精密机床 中间轴转速宜取低一些 3 控制齿轮圆周速度 smv 8 在此条件下 可适当选用较高的中间轴转速 3 3 5 5转速图拟定转速图拟定 运动参数确定以后 主轴各级转速就已经知道了 而且根据设计出来的各级 齿轮的传动比 这样就可以拟定主运动的转速图 使主运动逐渐具体化 本科毕业设计 论文 通过答辩 电动机 轴 轴主轴 45 103 154 230 340 236 354 543 815 1200 1800 1500 1000 0 534 1 53 31 20 62 35 47 54 41 17 66 此车床集中传动 公比为41 1 级数 z 12 变速范围 r 1800 45 40 4 4主传动系统设计主传动系统设计 4 14 1带轮及带的计算带轮及带的计算 选用 v 带传动 电动机的额定功率 p 4 5 5 kw 转速 n1 1000 1500r min 传动比i 1 9一天的运转时间 10h 现以p 5 5kw和n1 1500r min进行计 算 1 确定计算功率 pd 由 机械设计 表 7 6 工作情况系数查得工作情况系数 ka 1 3 故 pd kap 1 3 5 5 7 15kw 2 选取 v 带带型 根据 pd n1由 机械设计 图 7 11 窄 v 带选型图确定选用 b 型 3 确定带轮基准直径 由 机械设计 表 7 7 带轮的最小基准直径和 7 2 带轮的基准直径系列 取主动轮基准直径 dd1 125 mm 从动轮基准直径 dd2 dd2 i dd1 1 9 125 237 5 mm 根据 机械设计 表 7 3v 带轮的基准直径系列 取 dd2 250 mm 其传 动误差 故可用 4 验算带的速度 所以带的速度合适 本科毕业设计 论文 通过答辩 5 确定窄 v 带的基准长度和传动中心距 min 0 7 dd1 dd2 0 7 125 250 262 5mm max 2 dd1 dd2 2 125 250 750 mm 因要求结构紧凑 初步确定中心距 0 400 mm 根据 机械设计 式 7 4 计算带所需的基准长度 由 机械设计 表 7 2v 带的基准长度系列选带的基准长度 ld 1400mm 按 机械设计 式 7 22 计算实际中心距 a 6 验算小轮包角1 由 机械设计 式 7 3 得 所以主动轮上的包角合适 7 计算窄 v 带的根数 由 机械设计 式 7 23 知 由表 7 3 查取单根 v 带所能传递的功率为 由式 7 19 计算功率增量 由表 7 4 查得 由表 7 5 查得 故得 本科毕业设计 论文 通过答辩 查 机械设计 表 7 8 包角系数 ka得 k 0 95 查表 7 2v 带的基准 长度系列及长度系数 kl得 kl 0 90 则 取 z 4 根 8 计算初拉力 f0 查 机械设计 表 7 1v 带单位长度的质量得 m 0 17kg m 由式 7 24 得初拉力 9 计算作用在轴上的压轴力 q 由 机械设计 式 7 25 得 4 24 2齿轮的计算齿轮的计算 4 2 1 确定齿轮齿数和模数 查表法 可以用计算法或查表法确定齿轮齿数 后者更为简便 根据上面计算的传动 比和初步定出的小齿轮齿数 查表即可求出齿轮副齿数之和 再减得大齿轮的齿 数 用查表法求 轴和 轴上的齿轮的齿数和模数 常用传动比的适用齿数 小齿轮 见参考书 1 第 20 页 选取时应注意 不产生根切 一般取 zmin 18 20 保证强度和防止热变形过大 齿轮齿根圆到键槽的壁厚 2m 一般取 5mm 则 zmin 6 5 2t m 同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等 若模数相同 则齿数和亦应相 等 但由于传动比的要求 尤其是在传动中使用了公用齿轮后 常常满足不了上 述要求 机床上可用修正齿轮 在一定范围内调整中心距使其相等 但修正量不 能太大 一般齿数差不能超过 3 4 个齿 防止各种碰撞和干涉 本科毕业设计 论文 通过答辩 三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于 4 所以 可以假设其中最小的齿轮 2 齿数为 20 而且由上可知 齿轮 2 和齿 轮 5 之间的传动比为 3 1 查常用传动比的适用齿数 小齿轮 表 可找到最接 近的传动比为 3 15 当时的齿数之和为 82 可得大齿轮齿数为 62 齿轮模数的估算 按接触疲劳和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂 而且有些系数只有在齿 轮各参数都已经知道后方可确定 所以只在草图画完之后校核用 在画草图之前 先估算 再选用标准齿轮模数 齿轮弯曲疲劳的估算 m 323 znj n mm 1 其中 n 计算齿轮传递的额定功率 n nd 齿轮点蚀的估算 a 3703 nj n mm 1 其中nj为大齿轮的计算转速 a 为齿轮中心距 由中心距 a 及齿数 z1 z2 求出模数 21 2 zz a mj 1 根据估算所得 m 和mj中较大得值 选取相近的标准模数 以齿轮 2 和齿轮 5 为例 nj 轮带 i n 1500 0 534 801 r min n 5 5 0 95 5 225kw m 323 534 0 150062 225 5 1 509 a 3703 534 0 1500 225 5 69 133mm 6220 133 692 mj 1 686 所以 根据mj选取 为了保证模数一定满足要求 假设齿轮 2 和齿轮 5 的 模数为 3 本科毕业设计 论文 通过答辩 由此可知 输入轴 1 和传动轴 2 之间的中心距为 a 2 52 zzm 2 6220 3 123mm 同理且根据 1 轴和 2 轴之间的距离始终为 123mm 可得出 1 轴和 2 轴之 间其余的齿轮的齿数和模数 分别为 z1 35m1 3 z4 47m4 3 z3 51m3 3 z6 31m6 3 4 2 2确定齿轮的齿数和模数 计算法 并校核 以齿轮 8 和 9 为例 设计时采用最高转速 即齿轮 10 的转速为 1800r min 已知该组齿轮传递的 功率为 5 5kw 已知传动比为 89 i 0 2576 假设齿轮对称布置 使用寿命为 8 年 每年以 300 工作日计 两班制 中等冲击 齿轮单向回转 1 齿轮的材料 精度和齿数选择因传递功率不大 转速不高 材料按 表 7 1 选取 都采用 55 钢 锻造毛坯 大齿轮正火处理 小齿轮调质 均用软 齿面 齿轮精度用 6 级 软齿表面粗糙度为 a r 1 6 软齿面闭式传动 失效形式为点蚀 考虑传动平稳性 取齿轮 8 的齿 数为 17 则齿轮 9 为 17 0 2576 66 2 设计计算 1 设计准则 按齿面接触疲劳强度设计 再按齿根弯曲疲劳强度校核 2 按齿面接触疲劳强度设计 3 1 1 1 2 u uktzzz d dh eh t 2 1 t 9 55 mmnmmn n p 113290 171800 665 51055 9 10 6 6 由图 7 6 选取材料的接触疲劳极限应力为 ah mp580 lim2 ah mp560 min2 由图 7 7 选取材料的弯曲疲劳极限应力为 af mp230 lim1 af mp210 lim2 应力循环次数 n 由式 7 3 计算 本科毕业设计 论文 通过答辩 66 83001617180060 1 n 9 1007 1 2 n u n1 8 9 1076 2 66 171007 1 由图 7 8 查得接触疲劳强度寿命系数1 1 n z 2n z1 02 由图 7 9 查得弯曲疲劳寿命系数1 1 n y 2n y1 由表 7 2 查得接触疲劳安全系数 minh s1 弯曲疲劳安全系数 minf s1 4 又 st y 2 0 试选 t k1 3 由前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力 an h h m mpz s 580 1 lim lim1 2 an h linh h mpz s 571 2 lim 1 2 2 an f stf f mpy s y 3281 4 1 2230 1 lim lim1 1 2 an f stf f mpy s y 300 2 lim lim2 2 2 将有关值代入式子 得 3 1 1 1 2 u uktzzz d dh eh t 3 2 66 831132903 12 571 90 08 1895 2 59 17 2 则 100060 11 1 nd v t 1 44sm 查图 7 10 得09 1 v k 由表 7 3 查得25 1 a k 由表 7 4 查得05 1 k 取1 k 则431 1105 109 125 1 k kkkk vah 修正mmdd t 95 6003 117 59 3 1 431 1 3 11 2 mmzdm58 317 95 60 11 由表 7 6 取标准模数 5 3 m 本科毕业设计 论文 通过答辩 3 校核齿根弯曲疲劳强度 由图 7 18 查得2 4 1 fs y0 4 2 fs y 取7 0 y 由式 7 12 校核大小齿轮的弯曲强度 1 2 1 3 2 1 1 87 767 02 4 53 3171 11329043 122 fafs d f mpyy mz kti 2 20 73 2 4 0 4 87 76 2 1 2 12fa fs fs ff mp y y 2 所以 初选的齿轮齿数和计算出的模数符合要求 求得齿轮 8 和 9 的齿数和模数分别为 z8 17 m8 3 5 z9 66 m9 3 5 其中齿轮 8 的齿数为 17 有可能会发生根切现象 所以要修正齿轮 用变 位修正法求得 8 齿轮的变位系数为 0 218 用同样的方法可以求得其他齿轮的变 位系数 列出各齿轮的齿数 模数 和变位系数 编号模数齿数齿形角变位系数 1335 20 0 5 2320 20 0 8 3351 20 0 4347 20 0 5 5362 20 0 6331 20 0 7356 20 0 83 517 20 0 218 93 566 20 0 10341 20 0 169 齿轮材料为 55 钢 热处理为齿部 g58 0 2 深 0 5 本科毕业设计 论文 通过答辩 4 2 3齿轮的精度设计 齿轮精度设计的方法及步骤 1 确定齿轮的精度等级 2 齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定 3 计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号 4 确定齿坯公差和表面粗糙度 5 公法线平均长度极限偏差的换算 6 绘制齿轮零件图 以齿轮 9 为例 齿数为 66 模数为 3 5 变位系数为 0 确定齿轮的精度等级 由于该齿轮是主轴箱内的齿轮 对传动精度和稳定性的要求都比较高 主要 要求的是传动平稳性精度等级 据圆周速度 100060 dn v sm 11 4 60000 340665 3 对于如此要求高的齿轮采用 6 级精度 齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定 该齿轮属中等精度 且为批量生产查表 12 3 选定 i f w f i f f 组成检验方案 根据mmmzd231665 3 11 及mmb27 1 查表 12 13 表 12 14 表 12 15 可得公差值 第 公差组 36 r f25 f45 p f 第 公差组9 f f 11 pt f10 pb f 第 公差组9 f 计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号代号 计算齿轮副的最小极限侧隙 minn j由表 12 10 按油池润滑和 smv 11 4 查 得 035 0 5 301 0 01 0 1 nn mj sin 2 22112tn taj 6 根据齿轮和箱体的材料 从材料手册上查得 钢和铸铁的线膨胀系数分别 为 c 10 5 11 6 1 c 10 5 10 6 2 传递的中心距mm zzm a25 145 2 1766 5 3 2 21 6 所以 mmjn038 0031 0 120 25 145 2 本科毕业设计 论文 通过答辩 确定齿厚极限偏差代号 齿厚上偏差由式 12 15 n bb nnna ss fffjjf e cos2 104 2tan 2 2 2 1 2 21 6 式中 f 前面已查得 9 f m pb f 由表 12 14 按 6 级精度查得 mfpb 11 1 mfpb 9 2 由表 12 17 按 145 5 6 级精度查得mfa 20 所以 代入数据得me ss 56 因为 11 pt f 11 56 pt ss f e 由图 12 29 或者 12 9 查得齿厚的上偏差代号为 g 因此 666 ptss fe 齿厚下偏差 可知 22 tan2 rrn sbft 6 查 表12 13 6级 精 度 齿 轮mfr 36 查 表12 11 mmitbr 917226 1826 1 所以 mt s 24 71913620tan2 22 mmtee ssssi 1377166 5 12 11 137 pt si f e 由图 12 29 或表 12 9 查得齿厚下偏差代号为 k 因此 mesi 1321112 至此 小齿轮的精度为 6gk gb10095 88 确定齿坯公差 表面粗糙度 本科毕业设计 论文 通过答辩 齿轮内孔是加工 检验及安装的定位基准 对 6 级精度的齿轮 由表 12 18 查得 内孔尺寸公差为 it7 内孔直径为 85mm 偏差按基准孔 h 选取 即齿轮内 孔的下偏差为 0 上偏差为 0 022 内孔的形状公差按 6 级决定或遵守包容原则 定位端面的端面圆跳动公差由表 12 19 查得为 0 014mm 齿顶圆只作为切齿加工的找正基准 不作为检验基准 故其公差选用 it11 齿顶圆直径mmmhdd aa 2382 11 偏差按基准轴 h 选取 即下偏差为 0 290 上偏差为 0 齿轮的表面粗糙度按 7 级查表12 20 各表面粗糙度 a r 分别为 齿面 a r 1 6 内孔 a r 1 6 基准端面 a r 3 2 齿顶圆 a r 6 3 公法线平均长度极限偏差的换算 公法线的公称长度 w 及其跨齿数 k 可从机械设计有关手册中查得或按式 12 7 和式 12 8 求得 跨齿数85 09 665 09 zk 724 80 66014 0 116 476 1 5 3 014 0 12 476 1 zkmw 6 该齿轮为中模数齿轮 控制侧隙的指标宜采用公法线平均长度极限偏差 wiwse e 按换算式 12 20 式 12 21 式 12 22 得 mfee nrnsswms 9 7020sin3672 0 20cos66sin72 0 cos 6 mfee nrnsiwsi 2 11520sin3672 020cos132sin72 0 cos 6 齿轮工作图 下图为本例齿轮零件图 本科毕业设计 论文 通过答辩 法向模数 齿数 齿形角 齿顶高系数 径向变化系数 跨齿数 跨k齿公法线 平均长度偏差 精度等级 配对齿轮 公差组 齿轮副中心距 及其极限偏差 mn z ha k wk 6gkgb10095 88 a fa 图号 齿数 检验项目代号 fw fr fp ff fpt fpb f 3 5 66 20 1 0 8 80 724 0 071 0 115 145 5 0 020 138 17 公差值 0 025 0 036 0 045 0 009 0 011 0 010 0 009 两端面 未注倒角 其余 4 34 3电磁离合器的选择和使用电磁离合器的选择和使用 随着机床设备向自动化趋势发展 电磁离合器和制动器的应用越来越广泛 本设计为经济型数控车床 采用手动和电动相结合的方式 其中的电控就是用电 磁离合器来实现的 电磁离合器是自动化控制的主要元件之一 它具有结构紧凑 易于实现远距离操纵和自动控制等特点 同时能满足简化机床结构 提高齿轮箱 的传动刚度和加工精度 实现机床高响应性 高频率动作等方面的要求 我设计的主轴箱采用了 3 个电磁离合器 大大简化了主轴箱内结构 离合器 的类型很多 有通电工作的 也有失电工作的 按其传递扭矩形式可分为摩擦式 本科毕业设计 论文 通过答辩 离合器 牙嵌式离合器 磁粉式离合器以及转差式离合器 按其工作条件可分为 湿式离合器和干式离合器 按其电流馈入的方式可分为有滑环离合器和无滑环离 合器 选择离合器的型号规格之前 必须充分了解各种离合器的动作特性及其优缺 点 在选择离合器过程中最重要的因素是扭矩 扭矩表示所传递的动力 假如摩 擦片数一定 则所传递扭矩大小和离合器有效半径相对应 但在实际上 速度 温度 摩擦片的磨损情况 污染情况都影响工作扭矩 在设计过程中 计算扭矩是工作载荷的惯性和运动载荷的惯性之和 用 t 表示计算扭矩可用下式求出 mkg ttg vrsw tt nskw t m l m r 308 2 7 式中 r w 旋转组件的重量 k 旋转组件的回转半径 n 回转转速 s 工作安全系数 l w 直线运动组件的重量 v 线性速度 r 变旋转运动为直线运动皮带轮的半径 g 9 8 t 机器启动所需时间 m t 电磁离合器吸合时间 但在实际工作中 很多设备的精确载荷难以计算 一般是根据输入动力确定 所需扭矩 mkg n ps t 975 7 式中 p 输入功率 s 工作安全系数 n 输入转数 从上式中看出 对扭矩影响最大的是安装离合器轴的回转转数 因此 一定动力下 较高的转数对应低的扭矩 因此 在设计中尽可能将离合器装在传 动链中转速较高的位置 这通常要求离合器和电机同轴 本设计中的主轴箱采用的是油润滑 所以选用的电磁式离合器是湿式的 本科毕业设计 论文 通过答辩 根据轴的结构和相互关系 而且 轴的扭矩小于 轴的扭矩 分析后 选择 在 轴上的两个离合器均为 dlm5 系列离合器 其型号为 dlm5 10 轴上的扭 矩大于 轴 其型号可选为 dlm5 25 dlm5 系列摩擦片式电磁离合器的主要尺寸和特性参数mm 型号 线圈 额定 电压 v 额定转矩 tn n m 线圈 消耗 功率 w 接通 时间 s 断开时间 s 空转转矩 n m 摩擦片许用 相对 转速 r min d1 动静 dlm5 直100 160 200190 35 0 14 0 152 03000133 本科毕业设计 论文 通过答辩 10 dlm5 10c 流 2418 29142 dlm5 25 dlm5 25c 250 400 500 39 0 40 0 18 0 204 02000 2200 166 38 40176 型号d2 d3 h8 d4 h7 l1l2l3l4l5h1h2d1 d2 dlm5 10 dlm5 10c 105755061 6 5 24 518814466 m6m6 8564 51923856 m8 m6 1 5 dlm5 25 dlm5 25c 135956572 7 5 2921 5 102360 6 m8 m6 1 5 10581212360 型号d3 基型 花键孔 a 型 单键孔 d h7 d0 h11 b d9 d h7 t h11 b h8 dlm5 103 44035104042 412 dlm5 253 45045125052 916 型号 c 型 花键孔 摩擦片数 质量 kg d h7 d0 h11 b d9 内片外片 dlm5 105045121264 5 dlm5 256558161668 0 注 d2 d1仅供参考 螺孔和销孔均邮用户自行加工 c 型键孔与 dlmo 系列的花键孔一致 可以互换 dlm5 1 2c 5c 10c 25c 系列可分别代替 dlmo 2 5 6 3 16 40 系列 4 44 4 轴的设计和验算轴的设计和验算 4 4 14 4 1轴的结构设计轴的结构设计 机床传动轴 广泛采用滚动轴承作支承 轴上要安装齿轮 离合器和制动器 等 传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作 传动轴应有足够的强度 刚度 如挠度和倾角过大 将使齿轮啮合不良 轴 承工作条件恶化 使振动 噪声 空载功率 磨损和发热增大 本科毕业设计 论文 通过答辩 两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题 所以 在设计轴时要充分考虑轴的强度刚度等因素 在选择材料和估算直径 都要满足条件 估算完以后还要对轴的强度和刚度进行校核 轴的结构设计主要是使轴的各部分具有合理的结构和尺寸 影响轴的结构的因素很多 因此轴的结构没有标准形式 设计时 必须针对 轴的具体情况作具体分析 全面考虑解决 轴的结构设计的主要要求是 装在轴上的零件有确定的位置 且布置合理 轴受力合理 能可靠地传递力和转矩 有利于提高强度和刚度 具有良好的工艺性 便于安装和调整 节省材料 减轻质量 轴 输入轴 的设计 轴的特点 1 将运动传入变速箱的齿轮 一般都安装在轴端 轴变形较大 结构上应注意加强轴的刚度或使轴不受带的拉力 带轮卸荷 2 若 轴上安装 正反向的离合器 由于组成离合器的零件很多 在箱内装配很不方便 一般都希 望在箱外将 轴组装好后在整体装入箱内 最好连皮带轮也组装在上面 卸荷装置 带轮将动力传到 轴有两类方式 一类是带轮直接装在 轴上 除了传递扭矩外 带的拉力也作用在轴上 另一类是带轮装在轴承上 轴承装在 套筒 法兰盘 上 传给轴的只是扭矩 径向力由固定在箱体上的套筒承受 这 种结构称为卸荷装置 4 4 24 4 2轴的强度校核轴的强度校核 以以 轴为例轴为例 由盐城市机床厂 1997 10 01 发布的卧式车床企业标准表 9 知主轴转速为 103 min r 时 扭矩为 468n m 这时 轴的转速为 min 534534 01000r 1 选择轴的材料 由于这个车头箱传动的功率不大 分别为 4 和 5 5kw 对其重量和尺寸也无 特殊要求 故此输入轴采用 45 钢 2 初估轴径 按扭矩初估轴的直径 查表 10 2 见参考书 2 得 c 106 117 考虑到安装 带轮的轴段仅受扭矩作用 取 c 106 则 本科毕业设计 论文 通过答辩 mm n p cd06 23 534 5 5 1063 3 min 2 3 结构设计 1 各轴段直径的确定初估直径后就可按照轴上零件的安装顺序 从 min d 处开始逐段确定直径 考虑到轴段 1 上安装带轮 上面将安装有轴承为了符合轴 承内径系列 即轴段的直径应与轴承型