球面零件专用切削机床设计【全套CAD图纸+毕业答辩论文】

买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 第 1 章 球面车削专用设备总体设计 .加工零件方案设计分析 . 2 床的运动的确定 . 3 床主要技术参数的确定 . 9 轴转速的确定 . 9 给量的确定 . 9 运动驱动电动机功率的确定 . 9 第二章 主传动设计 . 11 传动的运动设计 . 11 定公比 . 11 轮齿数的计算 . 13 传动的结构设计 . 13 齿轮的设计计算 . 14 轮接触疲劳强度计算 . 14 定主要几何参数和尺寸 . 16 轴组件的设计 . 19 轴组件的功用 . 19 轴组件的基本要求 . 19 轴 组件的布局 . 19 轴的设计计算 . 19 动轴的设计计算 . 23 第三章 主轴箱展开图的设计 . 23 零件结构和尺寸设计 . 23 计内容和步骤 . 23 关零件结构和尺寸的确定 . 23 轴结构的设计 . 25 轴组件的刚度和刚度损失的计算 . 26 承的校核 . 28 配图的设计 . 30 第 4 章 液压进给机构设计 . 30 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 给机构结构设计 . 30 向进给液 压缸性能参数的计算 . 30 向进给液压缸主要尺寸的确定 . 30 向进给液压缸活塞杆的稳定性验算和强度校核 . 32 向进给液压缸主要参数的确定 . 33 第 5 章 液压系统的设计 . 33 压系统的组成 . 33 压缸的结构设计 . 34 算在各工作阶段液压缸所需流量 . 35 向进给液压缸 . 35 向进给液压缸 . 35 泵电机的选择 . 36 第 6 章 电气部分设计 . 36 气设备概述 . 36 气控制的主电路部分设计 . 37 气控制的变压系统部分设计 . 37 本课题中的应用 . 37 用 控制对象分析 . 37 用和确定 I/O 设备 . 38 择 型号及 I/O 点数的分析 . 38 制程序设计 . 39 述控制程序中所应用列的主要元器件介绍 . 44 致 谢 . 45 参考文献 . 46 第 1 章 球面车削专用设备总体设计 加工零件方案设计分析 本次毕业设计我的课题是球面车削专用设备设计，指定的被加工零件为“螺杆买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 保护帽”，零件图见图。工件的材料为 #45 钢，被加工的部位是 求加工后表面粗糙度达到 生产率为 50万件。由于其表面粗糙度要求不高，因此采用粗车加工一次走刀完成。 床的运动的确定 一般来说，工艺方法决定机床的运动。由上述分析确定出主轴回转为主运动，由主电动机带动，经床 头箱中齿轮传动形成 4级转速；纵向进给液压缸及横向进给液压缸形成纵、横两方向运动，由液压泵电机带动。 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 床主要技术参数的确定 轴转速的确定 专用机床用于完成特定的工艺，当该工艺长期稳定时，主轴只需一种固定的转速，但某些专用机床为了工艺上有灵活性和留有一定的技术储备（适应工艺的改变，采用先进刀具，加工其它类似的零件等），也要求主轴变速，但一般变速级数不多。因此，转速范围初定为 350700r/ 给量的确定 由于主轴转速为等比数列，因此进给 量也为等比数列排布。该工序为粗车。由新编车工计算手册表 4r,最小进给量为 r 运动驱动电动机功率的确定 电动机功率是计算机床零件和决定结构尺寸的主要依据。机床主运动驱动电动机功率，常采用计算和统计分析相结合的方法来确定。这里主要依据计算法。 机床主运动驱动电动机的功率 N=切N+空N+附N 消耗于切削的功率，又称为有效工率（千瓦） 空N 空载功率（千瓦） 附N 载荷附加功率（千瓦） 切N= ： 切削力的切削分 力（牛） f=2000 5 000牛 V 切削速度（米 /分） 切N= 100/6000=瓦 （ 2）空载功率空服空气阻力等消耗的功率，它与有无载荷以及载荷的大小无 关，而随传动件的增加而增大。 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 空N=（(千瓦 ) 式中： K 系数， K=3050之间，其中较小的值用于润滑良好、运转灵活的传动件，取 K=35 平均d 除主轴外所有传动轴轴颈的平均直径（厘米） 平均d=（ 4+4） /2=4（厘米） 参加空运转的各传动轴转速之和（转 /分） 主n 空运转时主轴转速（转 /分） 主n=700（转 /分） C 系数， C=1c 平均主 系数，对于滚动轴承 1c =主d 主轴直径（厘米） 主厘米 所以 C=9/4=此 空N=35 4 (1187+700)/955000=瓦 ) （ 3）载荷附加功 率 附它随切削功率的增加而增大。 附N=切 主传动链的机械效率 因此，主传动驱动电动机功率为 N=切N+附N+空N= 切N+空N+(切N - 切N ) N=切N + 空N 粗略计算可用经验公式 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 N=床切 床 机床总机械效率，对于主运动为回转运动的机床 床=： N=床切n=瓦） 由中小型电机选型手册表 3180功率 11速 727r/率 功率因数 定转矩 定电流 重150 第二章 主传动设计 传动的运动设计 机床的主 传动系因机床的类型、性能、规格尺寸等因数的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析。一般应满足下述基本要求： （ 1）满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床的主轴有足够的转速范围和转速级数（对于主传动为直线运动的机床，则有足够的每分钟双行程数范围及边速级数）。传动系设计合理，操作方便灵活、迅速、安全可靠等。 （ 2）满足机床传递力要求。主电动机和传动机构能提供和传递足够的功率和扭矩，具有较高的传动效率。 （ 3）满足机床的工作性能的要求。主传动中所有零、部件要有足够的刚度、精度和抗振性，热变形特性稳定。 （ 4）满足产品设计经济性的要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节省材料。降低成本。 （ 5）调整维修方便，结构简单、合理，便于加工和装配。防护性能好，使用寿命长。 定公比 （ 1）本次课题中被加工的零件“螺杆保护帽”的年产量为 50万件，属于大批量生产，买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 对于此类专用机床，公比应取小一些，所以取公比 为 前提可知：最高转速为00r/ 最低转速为 350r/则变速范围为nR=700/250=2 则变速级数为 Z=1+4 按标准转速数列为 350、 441、 556、 700r/ 2）选择结构式 1确定变速组的数 目和各变速组中传动副的数目 4=2 2 共需要两个变速组 2确定不同传动副数的各变数组的排列次序。 根据“前多后少”的原则，选择 4=2 2 的方案 3确定变速组的扩大顺序 根据“前密后疏”的原则，选择 4=21 22 的结构式 4验算变速组的变速范围 最后扩大组的变速 r= )1( =)12( = 在允许的变速范围之内，因此选择的公比合理。 （ 3）分配各变速组的传动比 根据“前紧后松（前缓后急）”的原则，确定各变速组的最小传动比，一般最后扩大组取极限传动比。 各变速组所取最小传动比如下： -轴之间 1 -轴之间 21 （ 4）画转速图 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 轮齿数的计算 根据各传动副的传动比，由机械制造装备设计表 3 -轴之间： 1u =1=1 取 1z =38 86 则 1z =48 2z =43 86 则 2z =43 -轴之间： 1u =21 = 2u =1 取 1z =34 88 则 1z =54 2z =44 88 则 2z =44 传动的结构设计 机床的主传动是用来实现机床主运动的，它对机床的使用性能、结构和制造成本都有明显的影响。因此，在设计机床的过程中必须给予充分的重视。 主传动包括从动力源（电动机）至机床工 作的执行件（主轴或工作台）等几部分组成： （ 1）定比传动机构 即具有固定的传动比的传动机构，用来实现降速或升速，一般常用齿轮、胶带及链传动等，有时也可采用联轴带直接传动。本次课题中主电机与轴采用带传动，其余各轴间采用齿轮传动。 （ 2）变速装置 机床中的变速装置有齿轮变速机构，机械无级变速机构以及液压无级变速装置等。买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 本课题采用两个双列滑移齿轮变速。 （ 3）主轴组件 机床的主轴组件是执行件，它由主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件等组成。本课题中主轴及与其相配的轴承和齿轮等见图。 （ 4）开、停装置 用来控制机 床主运动执行件（如主轴）的启动和停止。通常采用离合器或直接开停电动机。本课题采用在电动机不停的状态下通断一个电磁离合器的方法来实现主轴的开、停。 （ 5）制动装置 用来使机床主运动执行件（如主轴）尽快的停止运动，以减少辅助时间，通常采用机械的、液压的、电气的或电动机的制动方式。本课题在传动轴上安装一个电磁式制动器来实现主轴的制动。 （ 6）操作机构 机床的开、停、变速、制动等都需要通过操作机构来控制。本课题中机床的变速采用拨叉拨动滑移齿轮来实现，而开、停及制动均采用操作面板上的按钮来控制相应的电磁阀来实现。 （ 7）润滑与密封装置 为了保证主传动装置的正常工作和使用寿命，机床须配有良好的润滑装置与可靠的密封装置。 （ 8）箱体 用来安装上述各组成部分。 齿轮的设计计算 轮接触疲劳强度计算 1z =34, 2z =54 3 2214)(1(2 (1)确定公式内的各计算数值 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 1 1 2计算小齿轮名义转速 10611105 查表d=宽系数） 4节点区域系数 由表 12z =6由图 12215902=4801=4502=390计算应力循环次数 1N =601n 0 700 1 (2 8 300 10)=109 2N = =109 8由图 121, 2 9计算许用应力。 取失效概率为 1%，接触疲劳强度最小安全系数 1 1 H = z 111 1590=590 H =s z 221 1480=4802)设计计算 1计算小齿轮分度圆 直径 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 3 () =圆周速度 00060 11 nd 00060 =s 3确定载荷系数 1 所以k =2k =以+（=k= 1=按实际载荷系数校正小齿轮分度圆直径计算值 1d = 3 确定主要几何参数和尺寸 (1)模数 m=11整标准值为 m=3 (2)分度圆直径 1d =3 34=102d =3 54=1623)中心矩 a=z +2z )=3 (34+54)=1324)齿宽 取 1b =2b =30文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 同理 1z =44, 2z =44 1T =510 N = 2N =910 235 ) =00060 11 nd t=100060 =s +(2)11( =k= 1=d = 3 1)模数 m=11m=3 (2)分度圆直径 1d =3 44=132d =3 44=1323)中心矩 a=z +2z )=3 (44+44)=1324)齿宽 取 1b =2b =30z =38, 2z =48 1T =510 N =910 2N = =910 235 ) =文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 00060 11 nd t=100060 =s +(22) =k= 1=d = 3 1)模数 m=11 m=3 (2)分度圆直径 1d =3 38=114d =3 48=1443)中心距 a=z +2z )=3 (38+48)=1294)齿宽 取 1b =2b =30z =43, 2z =43 1T =510 N = 2N =910 235 ) =00060 11 nd t=100060 =s +(2)11( =k= 1=文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 1d = 3 1)模数 m=11 m=3 (2)分度圆直径 1d =3 43=129d =3 43=1293)中心距 a=z +2z )=3 (43+43)=1294)齿宽 取 1b =2b =30轴组件的设计 轴组件的功用 主轴组件是机床的执行件。它的功用是支承并带动工件或刀具，完成表面成形运动，同时还起到传递运动和扭矩、承受切削力和驱动力的作用。由于主轴组件的工 作性能直接影响到机床的加工质量和生产率，因此它是机床中的一个关键组件。 轴组件的基本要求 对主轴组件总的要求是，保证在一定的载荷与转速下，带动工件或刀具精确而稳定的绕其轴心线旋转，并长期的保持这种性能。为此，主轴组件应满足旋转精度、刚度、抗振性、温升及热变形、精度保持性等方面的基本要求。 轴组件的布局 为提高刚度和抗振性，主轴组件采用三支承主轴轴承的配置型式。主轴前支承采用双列向心短圆柱滚子轴承和两个推力球轴承组合而成。松开右端螺母和左端紧定螺钉，拧动螺母，就可以调整轴承的径向间隙或 欲紧程度，同时两推力球轴承也得到欲加负荷。调整后，拧紧螺母，并略松螺母使推力球轴承有适当间隙，最后将螺钉锁紧。后轴承也采用双列向心短圆柱滚子轴承，间隙用螺母调整，由螺钉锁紧。用一只单列向心短圆柱滚子轴承作为中间辅助支承。 主轴上的两个传动齿轮布置在前中支承之间，为了减少主轴的弯曲变形和扭矩变形，尽可能缩短主轴受扭部分的长度，且将传递扭矩较大的齿轮放在靠近前支承端。 轴的设计计算 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 (1)由金属切削机床设计表 5取主轴材料牌号为 45 钢，调质热处理，硬度为250,许用弯曲应力 1 b=552)由表 5D =110主轴后轴径为 2D =（ 1D =110=77轴的平均直径为 D =2 21 =2 77110=主轴的孔径为 d=60核壁厚 范围内，所以主轴壁厚合格。 （ 3）主轴前端悬伸量 主轴悬伸量 中点或前径向支承中点 )的距离。它主要取决于主轴端部的结构、前支承配置和密封装置的形式和尺寸，由结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部 件的刚度、抗振性的影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。 由表 5即1 则悬伸量 a= 4）主轴主要支承间跨距 合理确定主轴主要支承见间的跨距 L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距越小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前轴端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前轴端的位移量尽管减小了，但主 轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前端较大的位移。因此存在一个最佳跨距0L，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前端的总位移量为最小。一般取0L=(2但是在实际结构设计时，由于结构上的原因，以及支承刚度因磨损会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距 （ 5）主轴传动件位置的合理布局 1传动件在主轴上轴向位置的合理布局 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 合理布置传动件在主轴上的轴向 位置，可以改善主轴的受力情况，减小主轴变形，提高主轴的抗振性。合理布置的原则是传动力引起的主轴弯曲变形要小；引起主轴前轴端在影响加工精度敏感方向上的位移要小。因此主轴上传动件轴向布置时，应尽量靠近前支承，有多个传动件时，其中最大传动件应靠近前支承。 2驱动主轴的传动轴位置的合理布局 主轴受到的驱动力相对于切削力的方向取决于驱动主轴的传动轴位置。应尽可能将该驱动轴布置在合适的位置，使驱动力引起的主轴变形可抵消一部分因切削力引起的主轴轴端精度敏感方向的位移。 （ 6）按弯扭合成强度校核轴的强度 1绘制轴受力简图 (图 a) 2绘制垂直面弯矩图 (图 b) 轴承支承反力 2 =1 5 1 4 =016+算弯矩 截面 L=面 L=绘制水平弯矩图 (图 c) 轴支承反力 22786=1393N 截面 绘制合成弯矩图 (图 d) 22M = 22 = 22 )( M = 22 =绘制转矩图 (图 e) 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 T= =绘制当量弯矩图 (图 f) 转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取 =面 c 处的当量弯矩为22 )( = 22 ) =校核危险截面的强度 e=331.0 3 =5文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 动轴的设计计算 (1)轴直径的计算 D=1084 084 70011= D=402) 轴直径的计算 D=1084 084 70011= D=40三章 主轴箱展开图的设计 主轴箱展开图是反应各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸，并以此为依据绘制零件工作图。 零件结构和尺寸设计 计内容和步骤 通过绘图设计轴的结构尺寸以及选出轴承的型号，确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和轴承的寿命。 关零件结构和尺寸的确定 传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要 零件，其他零件的结构尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。 1） 传动轴的估算 见前一节 2） 齿轮相关尺寸的计算 齿宽影响齿的强度。轮齿越宽承载能力越高。但如果太宽，由于齿轮的制造误差和轴的变形，可能接触不均，反而容易引起振动和噪声，一般取齿宽系数 60，则齿宽 B=m=10表 3齿轮的齿厚 齿轮 1 2 3 4 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 齿厚 25 20 35 30 35 30 30 30 由计算公式； 齿顶：1 2 21 ( 2 ) ( 1 ) ; ( 2 )ad z m h d z 齿根：11 ( 2 2 ) ( 0 . 2 5 )f z h c m 得到下列尺寸表 齿轮的直径决定了各轴之间的尺寸。各主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如下表 3 3齿轮的直径 齿轮 1 2 3 4 分度圆直径(48 136 225 90 144 171 66 249 齿顶圆直径(52 140 231 96 150 177 72 255 齿根圆直径（ 43 131 表 3以计算出各轴之间的距离，现将它们列出如表 3示 表 3各轴的中心距 轴 离 230 160 3)确定齿轮的轴向布置 为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距应大于滑移齿轮的宽度。一般留有间隙 1以首先设 计滑移齿轮。 上的滑移齿轮的两个齿轮轮齿之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在 1围内时，间隙必须不小于 5模数在 围内时，间隙必须不小于 6 应留有足够的空间滑移，据此选出三片齿轮间的间隙分别为5由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的两个齿轮间的距离至少是 60取齿轮间的间距为 64 70买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 4） 轴承的选择及其配置 主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承，又要有承受两个方向轴向载荷的推力轴承。轴承类型及型号选用主要根据主轴的刚度，承载能力，转速，抗振性及结构要求合理的进行选定。 同样尺寸的轴承，线接触的磙子轴承比点接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低，多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大，不同轴承承受载荷类型及大小不同。为了 提高主轴组件的刚度，通常采用轻型或特轻型系列轴承。 通常情况下，中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承，或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低。高速轻载采用成组角接触球轴承，根据轴向载荷的大小分别选用 25 度或 15 度的接触角。轴向载荷 为主且精度要求不高时，选用推力轴承配深沟球轴承，精度要求较高时，选用向心推力轴承。 本设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚度和速度这两各方面必须考虑。 轴结构的设计 轴的一端与带轮相连，将轴的结构草图绘制如图 3图 3轴其结构完全按标准确定，根据其周详的尺寸可将结构简图绘制如图 3示： 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 图 3 主轴组件的刚度和刚度损失的计算 最佳跨距的确定： 取弹性模量 E= 0 N/ 2 D=（ 90+65） /2= 主轴截面惯距： 44 64() 1 . 6 4 1 02m m 截面面积； A=主轴最大输出转矩： 59 5 5 0 0 0 0 5 . 1 2 1 0 M N m / 2 0 0 2 5 6 04 5 0 / 2 N0 . 5 1 2 8 0 N故总切削力为： 22 2 8 6 2 . 1 7 F N 估算时，暂取0 / 3,取 270后支承支反力 3 8 1 6 033000N/3 . 6 7 1 0 / m m3 0 . 3 3 8 则0 / 0L=225在上式计算中，忽略了 影响，故0L=225轴端部挠度的计算： 已知齿轮最少齿数为 30，模数为 3，则分度圆直径为 90 买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精 品 则齿轮的圆周力：2 m a 2 9 1 1p T d N径向力： 0 . 5 1 4 5 5 . 5p N则传动力在水平面和垂直面内有分力为： 水平面： 2 7 3 5 直面： 2 4 5 1 计算齿轮与前支承的距离为 66与后支承的距离为 384 切削力的计算：已知车床拖板最大回转直径m 00D 则主切削力： 1310p N径向切削力： 0 . 5 6 5 5p N轴向切削力：