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机械毕业设计全套

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JC01-070@对数控机床的部分进行设计,机械毕业设计全套

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河南科技大学毕业设计论文 - II - 转塔式数控加工中心设计 摘 要 数控机床是一种高科技的机电一体化产品，是现代制造技术中不可缺少的生产手段。随着科技的不断发展，数控机床在国内也进入了实用化阶段，但在目前我国许多国营大厂都有一批老机床，若在老机床的基础上对其进行改造，配以数控技术，这样不仅可降低成本，而且可提高老机床的使用寿命。因此，我们毕业设计的题目就是将普通铣床改为集镗、铣、钻为一体的八轴转塔式简易加工中心，实现不用人工换刀的情况下，短时间内进行镗、铣、钻的转换，这样不仅可以提高生产效率和加工精度，并且还可以降低成本。我主要负责机 床的整体布局和八轴转塔自动换刀装置的设计。在机床的整体布局方面，我从人机工程学和产品造型两方面对机床进行设计。八轴转塔自动装置的工作原理是在八个轴上事先根据工序的安排将加工中所需要的刀具装夹好，当将油注入中心油缸后，产生压力带动整个转塔头使八轴转塔旋转，使其实现自动换刀的功能。这套简易的数控加工中心也应用了近年来才发展起来的变频技术，从而提高了其中的科技含量。由于现在国内的国营大厂都面临老机床淘汰的情况，因此在老机床的基础上进行数控改造是很有市场前景的，从而进行这次毕业设计也是比较实用的。 关键词 ：数控技 术，八轴转塔头，变频技术，自动换刀 nts - 1 - 前 言 在这次毕业设计中接到的课题是对数控机床的部分进行设计，我设计的是八轴转塔自动换刀装置。接到课题后，进行了充分的调研工作，查阅了大量的相关资料。数控机床是一种高科技的机电一体化产品，集微电子技术、计算机技术、自动控制技术及伺服驱动技术、精密机械技术于一身的高度机电一体化产品，是现代机床技术水平的重要标志，是当前世界机床技术进步的主流。 数控机床随着微电子技术、计算机技术、自动控制技术的发展而得到飞跃的发展。目前几乎所有的传统机床都有数控机床的品种，数控机床逐渐成为机械工业技术改造的首选设备。但我 们了解到我国的国营大厂仍有一批老机床，随着数控机床的发展这批老机床一定会被淘汰，但若对其进行改造，将这批老机床改造成数控机床，这样不但能延长这批老机床的寿命、降低了成本，而且还能满足机床自动化的要求。因此，我们准备对普通升降式铣床进行改造。通过查阅有关书籍及大量的资料，我们将升降式铣床改为八轴转塔式简易加工中心，实现不人工换刀的情况下短时间内进行铣、镗、钻的转换。 通过这次毕业设计，我不但对数控机床的结构有了系统的了解，并且还掌握了一种工业系统设计的思维方式，对今后的工作及实践都有帮助。 nts - 2 - 第一章 技术参数分析及方案的制定 1.1 技术参数分析 由于主轴部件直接参与切削，因而数控机床的加工质量很大程度上要靠它保证。因此，主轴部件主要参数有以下几项： 主轴部件旋转精度。表现在工作时主轴回转中心位置的不断变化，即“主轴轴心漂移现象”，应通过采用回转精度好的轴承和提高与轴承配合表面的精度等方法来提高。 静刚度。静刚度不足会造成加工的尺寸误差和形状误差，并且会影响主轴部件的工作性能和寿命。因此，应通过适当加粗主轴直径、选择最佳跨距等方法来提高静刚度。 抗振性。由于传动齿轮中存在缺陷或切削 过程的再生自振等所引起的冲击或交变力的干扰，从而使主轴产生振动，这不但会影响加工精度和表面质量，甚至会使加工无法进行。因此，应提高主轴的刚度。选用阻尼比大的主轴轴承，并且要求主轴部件的运动件要有足够的精度并进行动平衡。 热稳定性。主轴部件工作时，由于与主轴相联系的传动件或刀具传来的切削热等原因，主轴部件的温度将上升，造成主轴部件的变形，影响主轴部件的工作性能。因此，应通过减少部件中的发热量，减少外部热量传入及创造良好的散热条件来提高热稳定性。 1.2 初步方案制定 1.2.1 机床总体方案的制定 机床主机是数控机床的主体，它包括床身、底座、立柱、工作台、主轴箱、进给机构、刀架及自动换刀装置等机械部件。它是在数控机床上自动完成各种切削加工的机械部分。通常用提高结构系统的静刚度、增加阻尼、调整结构件质量和固有频率等方法来提高机床主机的刚度和抗振性，使机床主机能适应数控机床连续自动地进行切削加工的需要。采取改善机床结构布局、减少发热、控制温升及采用热位移补偿等措施，可减少热变形对机床主机的影响；采用高性能的主轴伺服驱动和进给伺服驱动装置，使数控机床的传动链缩短，可简化机床机械传动系统的结构；采用高传动效率 、高精度、无间隙的传动装置和传动元件，如：滚动丝杠螺母副、滑动导轨等传动元件。nts - 3 - 辅助装置作为数控机床的配套部件，是保证充分发挥数控机床功能所必需的配套装置。辅助装置包括：液压装置，冷却、润滑装置，防护、照明等。液压装置是应用液压系统，使机床完成自动换刀所需的动作，实现运动部件的制动，完成工作台的自动夹紧、松开，工件、刀具定位表面的自动吹屑等辅助功能。排屑装置的作用是将切屑从加工区域排出。迅速有效地排除切屑是保证数控机床高效率地自动进行切削加工的一种必备装置。 1.2.2 对于主轴部件的确定 在主轴电机的选择 上，为了能量转换的高效率与信息转换的高精度，快响应和高度的稳定性，对伺服电机的基本要求是： 功率大， 功率比大， 良好的调速性能， 优良的控制特性， 便于维护， 散热性好，其次价格方面也应考虑。通过查阅资料，我了解到目前大多数数控机床的主传动系统都是使用直流或交流伺服电机通过变速齿轮带动主轴转动的方案。因为在直流伺服电机与交流伺服电机之间，交流伺服电机有构造简单，可达到的输出功率最大，可达到的最大转速最高，不许要维护，防爆特性好等特点，所以我选择了交流电机。为了避免振动和噪声，我采用了电机通过皮 带带动主轴转动的传动方案。 对于主轴转速的确定。由于采用了变频器进行变频调速，并且因为变频器在频率为 50HZ 时，主轴转速为 750r/min，而变频器的变频范围为 50200HZ,故主轴的转速范围为 150 3000r/min。 对主轴轴承配置的主要形式的选择。轴承配置的主要形式有三种： 前轴承采用高精度双列向心推力球轴承，这种方案有良好的高速性，但承载能力小； 双列和单列圆锥滚子轴承的组合，这种方案能承受重载荷，安装调整性好，但限制主轴转速和精度； 前轴承采用双列短圆柱滚子轴承及角接触球轴承组合，后支承 采用双列短圆柱滚子轴承，此配置可提高主轴的综合刚度，可满足强力切削的要求。所以我选择了第三种方案。 对定位装置的确定，由于机床要求精度较高，故我选择用鼠齿盘定位。鼠齿盘是数控机床常用的定位装置，相对于其他定位装置，它有定位精度高、定心精度好、定位刚度好、使用于需要多种分度的场合并且磨损小。 1.3 八轴转塔式自动换刀装置结构的设计 八轴转塔头上径向分布着八根结构完全相同的主轴 1，主轴的回转运动由齿轮 21 输入。当数控装置发出换刀指令时，先通过液牙拨叉（图中未示nts - 4 - 出）将移动齿轮 6 与齿轮 21 脱离啮合，同时 在中心油缸 18 的上腔通压力油。由于活塞杆和活塞 16 固定在底座上，因此中心油缸 18 带着由两个止推轴承13 和 15 支承的转塔刀架体 14 抬起，两个鼠齿盘 7 脱离啮合。然后压力油进入转位油缸，推动活塞齿条，再经过中间齿轮（图中均未示出）使大齿轮5 与转塔刀架体 14 一起回转 45，将下一工序的主轴转到工作位置。转位结束之后，压力油进入中心油缸 18 的下腔使转塔头下降，两个鼠齿盘 7 重新啮合，实现精确的定位。在压力油的作用下，转塔头被压紧，转位油缸退回原位。最后通过液压拨叉拨动移动齿轮 6，使它与新换上的主轴齿轮 21啮合（标号见图 02）。 为了改善主轴结构的装配工艺性，整个主轴部件装在套筒 4 内，只要卸去螺钉，就可以将整个部件抽出。主轴前轴承 24 采用锥孔双列圆柱滚子轴承，调整时先卸下端盖 2，然后拧动螺母 3，使内环作轴向移动，以便消除轴承的径向间隙。为了便于卸出主轴锥孔内的刀具，每根主轴都有操纵杆 19，只要按压操纵杆，就能通过斜面推动顶杆 22，顶出刀具。 转塔主轴头的转位，定位和压紧方式与鼠齿盘式分度工作台极为相似。但因为在转塔上分布着许多回转主轴部件，使结构更为复杂。由于空间位置的限制，主轴部件的结构不可能设计得十分坚实，因而影响了主 轴系统的刚度。为了保证主轴的刚度，主轴的数目必须加以限制，否则将会使结构尺寸大为增加。 转塔主轴头换刀方式的主要优点在于省去了自动松夹、卸刀、装刀、加紧以及刀具搬运等一系列复杂的操作，从而提高了换刀的可靠性，减少了刀具的装卸造成的定位误差，并显著的缩短了换刀时间。 第二章 设计计算 nts - 5 - 2.1 电动机的选择 1. 确定电动机类型。参阅同类机床，选择 Y160L-8 型异步电动机，其额定功率为：Ped=7.5kw,满载转速为： 720 r/min。 2. 确定主轴转速。 由于主轴转速范围为： 150 3000 转 /分。 主轴转速为： 150 转 /分。 2.2 计算总传动比 1. 传动装置总传动比。 i=720/150=4.8 2. 由机械设计课程指导表 2 1 可得 带传动的传动比为： i1=2 圆柱齿轮的传动比为： i2=2.4 锥齿轮的传动比为： i3=1 2.3 计算各传动装置的运动和动力参数 1 各轴转速。 n =720 r/min n =n /i1=720/2=360 r/min n =n /i3=360 r/min n =n /i2=360/2.4=150 r/min 2. 各轴输出功率。 由 机械设计课程指导表 2 4 可查得 电动机至主轴各传动机构和轴承的效率为：带传动： 1=0.95；滚动轴承： 2=0.98；锥齿轮： 3=0.95：圆柱齿轮： 4=0.96。 由于电机输出功率为： Pd =7.5 kw 故 P = Pd =7.5 kw P = P * 1* 2 =6.98 kw P = P * 2* 3 =6.49 k P = P * 2* 4 =6.11 kw 3. 各轴转矩： T =9550*P /n =9550*7.5/720=99.47 Nm nts - 6 - T =9550*P /n =9550*6.98/360=185.2 Nm T =9550*P /n =9550*6.49/360=172.17 Nm T =9550*P /n =9550*6.11/150=389 Nm 2.4 带传动的设计 1. 确定计算功率 Pca. 由机械设计表 查得 KA=1.1 故计算功率 Pca=KA*Pd=1.1*7.5=8.25kw 2. 选取 V 带带型。 根据 Pca、 n ,由机械设计图 ,应选用型。 3. 确定带轮基准直径。 由机械设计 表 和表 ，取主动轮基准直径： D1=100mm。 根据式： D2=i1D1=2*100=200 mm,由表 取 D2=224 mm。 验算带速：由式 v= *D1*n /60/1000=3.77120 故主动轮上的包角合适。 6. 计算 V 带的根数 z。 由式 z=Pca/(P0+ P0)/K /KL 查机械设计表 c 和 d 得 P0=1.54 kw P0=0.28 kw 表 和 得 K =0.95 KL=0.89 故 z=5.36 取 z=6 nts - 7 - 7. 计算预紧力 F0 由式 F0=500*Pca*(2.5/K -1)/v/z+qv 查表 （机械设计）得 q=0.12 kg/m 则 F0=299.2 N 8. 计算作用在轴上的压轴力 Q 由式 Q=2*z*F0*sin( 1/2) 得 Q=3534.2 N 2.5 锥齿轮传动的设计 1初步设计。 由式 de1 1951*（ KT /u* Hp） 1/3 mm 进行估算。 由机械设计手册表 234 22 和图 232 18d 可查得 K=1.5 , Hlim=1300 N/mm,sH=1.1 且 u=n1/n2=360/360=1,T1=185.2 Nmm Hp= Hlim/sH=1300/1.1=1182 N/mm de1 1951（ 1.5*185.2/2.4/1182） 1/3=85.1 mm 2 几何计算。 根据机械设计手册表 234 4 计算如下： 齿数：取 z1=19,则 z2=u*z1=19 分锥角： 1=arctgz1/z2= arctg1=45 2=90 -45 =45 大端模数： me=de1/z1=85.1/19=4.48 mm, 取 me=4.5 mm 大端分度圆直径： de1=z1*me=19*4.5=85.5 mm de2=z2*me=19*4.5=85.5 mm 平均分度圆直径： R=0.3 dm1=de1*(1-0.5 R)=72.675 mm dm2=72.672 mm 平均模数： Mm=me*(1-0.5 R)=3.825 mm 外锥距： Re=de1/2*sin =85.5/2/sin45 =60.46 mm 齿宽： b= R*Re=0.3*60.46=18.14 mm 取齿宽为 20mm 大端齿顶高： ha1=(1+x1)*me=4.5 mm ha2=4.5 mm 大端齿根高： hfe1=(1+c*-x1)*me=5.625 mm hfe2=(1+c*-x2)*me=5.625 mm 齿顶角： a1= f2 a2= f1 nts - 8 - 齿根角： f1= arctghfe1/Re=5.32 f2=5.32 顶锥角： a1= 1+ a1=45 +5.32 =50.32 a2=50.32 根锥角： f1= 1- f1=45 -5.32 =39.68 f2=39.68 大端齿顶圆直径： dae1=de1+2*ha1*cos 1=91.86 mm dae2=91.86 mm 安装距：根据结构确定 A1=100mm,A2=100mm 冠顶距： Ak1=de2/2-ha1*sin 1=39.57mm Ak2=de1/2-ha2sin 2=39.57mm 大端分度圆齿厚： s1=me( /2+2*x1*tg +xf1)=7.0686mm s2= *me-s1=4.5* -s1=7.0686mm 大端分度圆弦齿厚： s1=s1(1-s1/6/de1)=7.0605 mm s2=7.0605 mm 大端分度圆弦齿高： ha1=ha1+s1*cos 1/4de1=4.6033 mm ha2=4.6033 mm 当量齿数： zv1=z1/cos 1=27 zv2=27 端面重合度 : va=zv1(tg va1-tg )+zv2(tg va2- tg )/2 式中： va1=arcoszv1cos /(zv1+2ha*+2x1)=28.97 va2=28.97 且标准齿中 , ha*=1,c*=0.25, =20 则 va=1.63 3 接触强度校核。 由式 H=（ Ft*KA*KV*KH *KH /0.85b/dm1*(u+1)/u） 1/2*zE*zH*z *zK HP来进行校核。 分度圆的切向力为： Ft=5096.7N 且由机械设计手册表 234 21、表 234 24、式 234 3、 234 4、表 234 25、图 234 21、表 232 29 和式 234 10 可得： 使用系数 KA=1.25 动载荷系数 KV=0.011 载荷分布系数 KH =1.9 载荷分配系数 KH =1 节点区域系数 ZH=2.5 nts - 9 - 弹性系数 ZE=189.8 N/mm 重合度、螺旋角系数 Z =0.889 锥齿轮系数 ZK=1 H=126.3 N/mm 而 HP= Hlim/SHmim*ZLVR*Zx*Zw 由机械设计手册图 232 18d 和图 232 21 可得 试验齿轮接触疲劳极限 Hlim=1300 N/mm 寿命系数 ZN=1 润滑油膜影响系数 ZLVR=0.965 最小安全系数 Shmim=1 尺寸系数 Zx=1 工作硬化系数 Zw=1 HP=1254.5 N/mm H100 N/mm,由表 10 3 查得 KH =KF =1.0 由机械设计表 10 2、 10 4 及图 10 13 查得： 使用系数 KA=1.25 KH =1.11 KF =1.17 载荷系数 K=KA*KV*K *KH =1.55 按实际的载荷系数校正所算的得分度圆直径。 由机械设计式 10 10a 得： d1=d1t K/Kt=95.6 mm 计算模数 m. m=d1/z1=3.98 mm 3按齿根弯曲强 度设计。 由式 m 2K*T1/ d/z1*(Yf *Ys / F) 1/3 进行计算。 确定公式内的各计算数值。 由机械设计图 10 20d 、 10 18，查得 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1= FE2=680 Mpa 弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.89, KFN2=0.9 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4, F1=KFN1* FE1/s=427.4 Mpa F2=437.14 Mpa 计算载荷系数 K. K=KA*KV*K *KF =1.64 由表 10 5（机械设计）查得： 齿形系数 YFa1=2.65 YFa2=2.30 应力校正系数 Ysa1=2.29 Ysa2=1.72 计算大小齿轮的 YFa*Ysa/ F,并加以比较 YFa1*Ysa1/ F1=0.0098 YFa2*Ysa2/ F2=0.0090 小齿轮的数值大。 设计计算。 由以上条件可得： m3. 63 mm nts - 12 - 对比计算结果，由齿面接触疲劳 强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（及模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 3.63，圆整为标准值 m=4 mm，按接触强度算得的分度圆直径为 95.6 mm. z 1=d1/m=23.9 取 z1=24 z2=u*z1=58 4几何尺寸计算。 计算分度圆直径。 d1=m*z1=96 mm d2=m*z2=232 mm 计算中心距。 a=(d1+d2)/2=164 mm 计算齿轮宽度。 b= d*d1=19.2 mm 取 B1=25 mm B2=20 mm 5验算。 Ft=2T1/d1=3583.33 N KA*Ft/b=224 N/mm100 N/mm 合格。 2.7 主轴部分的设计计算 1. 确定主轴材料。 参阅有关资料，选取主轴材料为 40Cr. 2. 主轴直径的选择。 由金属切削机床设计表 5 12 查得： 主轴前轴径 D1=90 100, 取 D1=100 mm 后轴径 D2=(0.7 0.85)D1=80 mm 3主轴内孔直径、悬伸量、合理跨距及主轴长度。 当 d/D=0.5 时，空心轴的刚度为实心主轴刚度的 90%，也就是对刚度影响不大，平均直径 D=90 mm 主轴内孔直径 d=D/2=45 mm 按设计方案选：前轴承为 3182120 型，后轴承选为 318211 型 按类比法参考金属切削机床设计表 5 14： 取 a/D1=1.0 定悬伸量为 a=100 mm 由金属切削机床设计图 5 57，查出前、后轴承的刚度为： c1=11000000 N/cm, c2=7500000 N/cm c1/c2=1.47 且惯性距： I=/64*(9 *9 4.5*4.5)=302 cm4 nts - 13 - =EI/c1/a=0.549 由金属切削机床设计图 5 44 查得 : L0/a=2.5 L0=2.5a=250 mm 主轴长为 350 mm 6. 主轴静刚度的计算。 1） 切削力的作用点： s = a+w (对铣床 w=B) 而对端铣刀： B=60 mm s=160 mm 主轴组件计算简图 l=250 s=160 b=150 c=100 A B C Q 已知切削力： （纵向） PH=939.7N （横向） PV=3719.7N （垂直） Pa=1957.8N 2) 计算切削力 P 作用在 s 点引起主轴前端点的挠度 ycsp Ic=*(90 4-31.5424)=3.172*106 P=(PH2+PV2) 1/2 =3836.56N ycsp =P*3sc2-c3/6EIc+lsc/3EI+(l+s)*(l+c)/ cBl2+sc/cAl2 =0.000974mm 3) 计算力偶矩 M 作用在主轴前端 c 点产生的挠度 yccM yccM=P*c2/cEIc+lc/3EI+(l+c)/ cBl2+c/cAl2 其中 M= Pa*D=1957.8*90=176202N*mm yccM=0.000162mm 4) 计算驱动力 Q 作用在两支承之间时，主轴前端 c 点的挠度 ycmq ycmq=Q -b*c*(2l-b)*(l-b)/6EIl+(l+c)*(l-b)/cBl2-b8c/cAl2 =0.000117mm 5) 求主轴前端 c 点的综合挠度 yc p=tg-1/( PH / PV )=75.82 Q = -90 - - =64.28 由于顺铣 M =0 nts - 14 - ycy=ycsp*sin p+ycmQ*sin Q+yccM*sin M=0.000451 z 轴上的分量代数和为： ycz=ycsp*sin p+ycmQ*sin Q+yccm*sinam=0.001049 mm 综合挠度 yc 为： yc=(ycy+ycz)1/2=0.00114 mm Pcy=(Pys+M*cosam)/c=3265.54 N Pcz=Pzs/c=5951.52 N Pc=(Pcy+Pcz) 1/2=6788.54 N 且 apc=arctg(Pcz/Pcy)=61.25 zyc=arcth(ycz/ycy)=66.74 J=Pc/1000yc/apc-ayc=5982.3 N/m JJ=120 n/m 故 合格。 2.8 轴的设计 1. 轴的材料：第一轴选用 45 钢，并进行调质或正火处理，第二轴选用 40Cr。 2. 估算轴的直径。 由机械设计表 16 2 取 A1=112， A2=110 第一轴 ： d1112*(6.98/360) 1/3=30.08 mm 第二轴： d2110*(6.49/360) 1/3=27.84 mm 3. 轴的强度校核。 第一轴。 轴的结构图、空间受力图、弯矩图及扭矩图。 A Q C D Fr1 B FRAz FRAy Ft1 FRBy (a) Fa1 FRBz A C 194427.27 D B 253357.88Nmm 242091.17Nmm (b) A C D B (c) 45687.9 Nmm A C D 199723.18Nmm nts - 15 - 253357.88 Nmm 246364.6 Nmm (d) 185199.88Nmm A C (e) D B A C D B 50929.97 Nmm 251573.8 Nmm 258426.15 Nmm 206114.56 Nmm (f) 计算小锥齿轮受力。 Ft1=2T /dm1=5096.66 N F=Ft*tg=1855.03 N Fr1=F*cos1=1311.7 N Fa1=F*sin1=1311.7 N 又已知带轮的直径为 200 mm，小锥齿轮平均直径为 72.675 mm，带轮压轴力为3534.2 N。 计算支成反力。 第一轴的空间受力图如图 (a)所示，则该轴在 xy 平面内的受力如下图所示： A C D B FRAy Q Ft1 FRBy Fa1 对 A 点取矩得： Q*AC+Ft1*AD+Fa1*dm1/2 FRBy *AB=0 FRBy = 5667.6 N 对 B 点取矩得： FRAy *AB+Q*CB+Ft1*DB Fa1*dm1/2=0 FRAy=2963.25 N 对 D 点 :左边： FRAy*AD Q*CD=194427.27 Nmm 右边： FRAy*AD+Fa*dm1/2-Q*CD=242091.17Nmm 弯矩图如图 b。 该轴在 xz 平面图如下图所示： A C D B nts - 16 - FRAz Fr1 FRBz 对 A 取矩得： Fr1*AD FRBz*AB=0 FRBz=1069.6 N 对 B 取矩得： FRAz*AB Fr1*DB FRAz=242.11 N 弯矩图如图 c。 则合成弯矩为： MD=(MxyD+MxzD) 1/2=199723.18 Nmm MD=246364.6 Nmm 合成弯矩图如图 d。 扭矩： TD=Ft1*dm1/2=185199.88 Nmm 扭矩图如图 e 所示。 由于轴的材料为： 45 钢， B=600 Mpa 由 机械设计表 16 3 得： +1b=200 Mpa -1b=55 Mpa =55/200=0.275 当量 扭矩 T=0.275*185199.88=50929.97 Nmm 当量弯矩为： Mc=(Mc+T) 1/2=258426.15 Nmm MD=206114.56 Nmm MD=251573.8 Nmm 当量弯矩图如图 f 所示。 a) 校核轴径。 dc=(Mc/0.1/ -1b) 1/3=360.68=e FA2/FR2=0.68=e 由机械设计表 13 5 查得： 轴承 1： X1=0.41, Y1=0.87 轴承 2： X2=1, Y2=0 由表 13 6 查得 fp=1.2 1.8，取 fp=1.2 P1=fp(X1*FR1+X2*FA1)=4207.13 N P2=fp(X2*FR2+X2*FA2)=7025.96 N P2P1, 应以 轴承 2 的受力大小验算。 验算寿命。 Lh=2*8*300*2=9600 h Lh=106/60n(c/P2) =20786 hLh 故 合 格。 2. 第二轴的轴承。 初选第二轴的轴承为： 7407AC，其受力图如下图所示： Fs1 Fa2 Fs2 1 FR1 FR2 2 已知： Fa1=1311.7 N Fr1=1311.7 N Ft1=5096.66 N FR1y=2230 N FR1z=949.03 N FR2y=3871.63 N FR2z=957.13 N 计算两轴承受到的径向载荷 FR1， FR2。 FR1=(FR1y+FR1z) 1/2=2423.54 N FR2=(FR2y+FR2z) 1/2=3988.18 N 求两轴承计算轴向力 FA1， FA2 对于 70000AC 型轴承，按机械设计表 13 7 可得： 内部轴向力 Fs=0.68FR Fs1=1648 N Fs2=2711.97 N nts - 21 - Fa2+Fs2=4023.67 N1648 N 1 压紧， 2 放松 FA1=Fs2+Fa2=4023.67 N FA2=Fs2=2711.97 N 求两轴承当量动载荷 P1， P2 已知： e=0.68 FA1/FR1=1.660.68=e FA2/FR2=0.68=e 由机械设计表 13 5 查得： 轴承 1： X1=0.41, Y1=0.87 轴承 2： X2=1, Y2=0 由表 13 6 查得 fp=1.2 1.8，取 fp=1.2 P1=fp(X1*FR1+X2*FA1)=5364.01 N P2=fp(X2*FR2+X2*FA2)=4785.82 N P2Lh 故 合 格。 3主轴轴承的设计计算。 主轴的轴承由前轴承和后轴承组成，前轴 承选用 3182120 型双列圆柱滚子轴承，和两个 8120 型推力球轴承 后轴承也选用 3182116 型双列圆柱滚子轴承。 主轴轴承的校核： 已知： Lh=2*8*300*2=9600 h 对前轴承： 双列圆柱滚子轴承 当量动载荷 P=Fr=Fr1+Fr2 其中 Fr1 为直齿圆柱齿轮所受径向力等于 1304.23 N Fr2 为主轴所受的径向切削力等于 3836.56 N Fr=5140.79 N 而 P=Fr c=125000 N =10/3 Lh=106/60n(c/P) =0.46*107 h9600 h nts - 22 - 故 合格 推力球轴承 其当量动载荷为 P=Fa 而 Fa=1957.8 N P=1957.8 N c=63400 N =3 Lh=106/60n(c/P) =3773290.9 h9600h 故 合格 对后轴承： 当量动载荷 P=Fr=Fr1+Fr2 其中 Fr1 为直齿圆柱齿轮所受径向力等于 1304.23 N Fr2 为主轴所受的径向切削力等于 3836.56 N Fr=5140.79 N 而 P=Fr c=94200 N =10/3 L h=106/60n(c/P) =180230.24 h9600 h 合格 故主轴轴承均符合要求。 2.10 键强度的校核 键的材料均为： Q235 对 1 轴上的键： 带轮： 由机械设计手册可查得： b=14 mm h=8 mm L=50 mm d=45 mm l=50 14=36 mm K=0.5h=4 mm 又由机械设计查得： P=80 Mpa 且已知： T1=185200 Nmm P=2*T1/k*l*d=50.8 MpaP 故 强度合格 锥齿轮： 由机械设计手册可查得： b=12 mm h=8 mm L=45 mm d=44 mm l=45 12=33 mm K=0.5h=4 mm 又由机械设计查得： P=80 Mpa 且已知： T1=185200 Nmm nts - 23 - P=2*T1/k*l*d=63.77 MpaP 故 强度合格 对 2 轴上的键： 圆柱齿轮：由机械设计手册可查得： b=14 mm h=9 mm L=36 mm d=45 mm l=36 14=22 mm K=0.5h=4.5 mm 又由机械设计查得： P=80 Mpa 且已知： T2=172.17 Nmm P=2*T2/k*l*d=77.29 MpaP 故 强度合格 锥齿轮： 由机械设计手册可查得： b=12 mm h=8 mm L=36 mm d=42 mm l=36 12=24 mm K=0.5h=4 mm 又由机械设计查得： P=80 Mpa 且已知： T2=172.17 Nmm P=2*T2/k*l*d=76.53 MpaP 故 强度合格。 nts - 24 - 第三章 操作 /使用说明 3.1 基本要求 针对八轴转塔型的数控机床，选择合理的加工对象。由于这台机床为立式加工中心，则其加工的典型零件是箱盖，法兰盘和盖板等板类零件的一个面加工。它尽管没有卧式机床那么大的适应范围，但对单面加工， 由于机床价格便宜和工件在机床上安装稳定等特点，同样取得很好的效果。为了充分发挥机床经济效益，建议生产管理部门在给这类机床安 排加工工件是考虑以下一些原则： （ 1） 安排重复性加工的工件。它对每个新投产零件的准备工时与机动切削工时比较，所占比例较高。在反复使用时，生产周期可大大缩减，成本减少，取得更好经济效益。 （ 2） 加工工件批量应大于经济批量。在普通机床上加工中小批量工件时，由于种种原因，纯切削时间只能占实际工时的 10 20，在使用数控机床时，使这比例可能上升到 70 80，因此与普通设备加工对比，它的单件机动工时要短的多，但准备调整工时又往往要长的多，所以用于加工批量太小的工件是不经济的，而且生产周期也不一定缩短。 （ 3） 尽管发挥机床的各种 工艺特点，尽可能安排一些有加工精度要求的铣、镗、钻铰等综合加工工艺内容。 （ 4） 加工内容要适合机床的能力，如孔加工尺寸一般不要大于机床自动换刀装置允许的最大尺寸。 （ 5） 考虑车间生产能力平衡。作为单台机床不可能承担一个零件的全部加工工序，必然要和其他设备的工序转接，有生产节拍要求，所以安排工序时既要考虑发挥数控机床的特长，又要合理。 （ 6） 要根据加工工序的前后，一次性将刀具装配好，以减少加工时间。 使用数控机床编制程序是重要的一个环节，编程方法主要分为自动和手工两类，手工编程是目前在国内使用数控机床的一种基本方法。掌握手工编 程首先要了解以下内容： （ 1） 掌握程序编制所需的文字、地址、代码等指令的含义。 （ 2） 掌握程序编制的规格，即各指令和代码的使用方法和组合形状等 / （ 3） 了解工件在数控设备上加工内容的全部工艺过程和数控设备的各种操作nts - 25 - 要求和细节。 （ 4） 用已掌握的代码、指令等，按程序编制规则规定的使用方法（相当于语法），描述在数控设备上加工工件的完整工艺过程。 3.2 操作注意事项 对工件进行装夹定位时要保证工件满足规定的定位和装夹要求。对个别装卡定位精度要求很高，而批量很小的工件，可用检测仪器在机床工作台上找正基准，然后设定工件坐标系进行加工， 这样对每个工件都要有手工找正的辅助时间，但节省了夹具费用。在机床上配置了接触