最大加工直径250mm 18速铣床主变速系统设计【4KW 31.5 1600 18级 1.26】(全套含CAD图纸)
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目录摘要11主要技术参数计算21.1机床的主要技术参数21.2变速箱总体结构方案的拟定31.3机床运动的设计31.4绘制传动系统图112主要零件的计算与校核122.1齿轮模数的计算122.2传动轴直径的初算132.3齿轮模数的验算142.4计算轴的直径152.5轴承寿命验算183各零件的参数设定213.1中心距的确定213.2确定齿宽213.3带设计214主传动系统的结构设计244.1主传动系统的布局及变速机构的类型244.2齿轮及轴的布置254.3主轴轴径结构284.4主传动系统的开停及制动装置295传动系统的润滑315.1润滑剂的选择及方式315.2润滑方式326致谢347参考文献35第1页共34页摘要本设计从下达任务起,经过现场调查和查阅文献资料入手,历经三周的时间完成。在设计中,首先根据课程设计所要求的技术参数确定机床设计中所需要的参数,即原动机的功率、机床主轴箱的转速数列公比;然后确定机床主轴箱的主传动系统结构,拟订机床的结构网和转速图;查资料,根据转速图确定机床内的各个主要零件的计算转速,根据计算转速确定各级传动的传动比,根据传动比来确定各级传动的齿轮配合的齿轮齿数。根据机床主轴箱的传动链来计算各级转速的实际值与理论值之间的误差。在设计中主要是要计算主轴箱里各个零件的选用是否满足要求以及原动机与主轴箱间的动力传递装置的计算。主轴箱的计算包括摩擦离合器的校核、齿轮的校核、轴的校核、轴承的校核、键的校核、主轴的校核计算等。原动机与主轴箱的动力传递采用的是带传动装置。最后根据资料和参考同类机床来设计该铣床的主传动系统,并绘制其装配图。第2页共34页1主要技术参数计算1.1机床的主要技术参数电机额定功率为4KW,18级转速,公比。26.1主轴最高和最低转速可按下列计算:rpmdvninaxmax10maximin其中:max、in主轴最高、最低转速(r/min);v、i典型工序的最大、最小切削速度(r/min);maxd、in最大、最小计算直径。采用最大速度Vmax的典型工序一般用为硬质合金铣刀精加工或半精加工低强度的结构钢。根据金属切削用量手册查得Vmax=250r/min。采用最小速度Vmin的典型工序为用高速钢端铣刀粗加工铸铁工件或用高速钢圆片铣刀铣削深槽。根据金属切削用量手册查得Vmin=15r/min.最大计算直径dmax可按表查得,最小计算直径dmin=(0.20.25)dmax。下式中D为最大工件回转直径,即主参数(mm),当典型工序为铰孔或加工螺纹时,应按在车床上常用最大铰孔直径或经常加工的最大螺纹直径作为最大计算直径,max根据调研可推荐:=0.5D,(1为刀架上最大工件回转直径)maxd第3页共34页故maxn=inax10dv=1600r/minin=axi=31.5r/min,1.2变速箱总体结构方案的拟定机床变速箱用于使主运动的执行零件(如:主轴、工作台、滑枕等)变速、启动、停止和改变运动方向等。因此,变速箱所包含的机构大致为:作为传动连接用的定比传动副,变速机构启动后停止以及换向机构,制动机构,操纵机构和润滑装置等。机床总体的布局大概可以设置为电机在下方,主轴在上方,采用展开式的方式布局。1.3机床运动的设计1.3.1.由、n=29.86r/min、=18,查表得18级转速为26.1mi31.5,40,50,63,80,100min/r/rin/rmi/rin/r,125,160,200,250,315,400i/i/ri,500,630,800,1000,1250,1600i/n/i/i/。nr1.3.2结构网与结构式的确定结构网或结构式可以用来分析和比较机床传动系统的方案。结构网与转速图的主要差别是,结构网只表示传动比的相对关系,而不表示传动比和转速的绝对值,而且结构网上代表传动比的射线呈对称分布。结构网也可写成结构式来表示:18=313329,式中,l8表示变速级数;3、3、2分别表示各变速组的传动副数;脚标中1、3、9则分别表示各变速组中相邻传动比的比值关系,即变速组级比指数。显然,变速组内的相邻传动比关系可以表述于结构式或结构网上。一个结构式对应一个结构网,一个结构式可以画出不同的转速图(如改变中间轴的转速),但一个转速图只能表示出一个结构式。从上述的结构式可以表示出:传动系统的组成情况,即主轴得到Z=332=18种第4页共34页公比为的等比数列的转速;各变速组的传动副数,即p0=3,p1=3,p2=2;各变速组中相邻传动比之间的关系,即、3、6;各变连组的变速范围,即r0=2、r1=6、r2=9。,可见结构网或结构式与转速图具有一致的变速特性。1.3.3转速图的拟定1拟定转速图的一般原则通过对铣床主传动系统的分析可知,拟定转速图是设计传动系统的重要内容。它对整个机床设计质量有较大影响。(1)变速组及其传动副数的确定实现一定的主轴转速级数的传动系统,可由不同的变速组来组成。例如,主轴为18级转速的传动系统有下列几种可能实现的方案;1)18=3322)18=3233)18=2334)18=365)18=636)18=29首先应该确定,若使主轴得到18级转速需要选择几个变速组,以及各变速组中的传动副数。、由于机床的传动系统通常是采用双联或三联滑移齿轮进行变速,所以每个变速组的传动副数最好取为或3。这样可使总的传动副数量最少,如采用第2p1)3)种方案时,需要3+3+2=8对齿轮;采用第4)及5)种方案时,需要3+6=9对齿轮;而第6)种方案要2+9=ll对齿轮。若一个变速组的传动副取时,不仅使变速箱的6p轴向尺寸增加,而且使操纵机构较为复杂。根据机床性能的要求,一般主轴的最低转速,要比电动机的转速低得多,须进行降速,才能满足主轴最低转速的要求。如果采用或3时,达到同样的变速级数,变速组的数量相应增加,这样,可利用变速组2p的传动副兼起降速作用,以减少专门用于降速的定比传动副。综上所述,主轴为l8级转速的传动系统,应采用由三个变速组所组成的方案,即选择上述第l)3)种方案。电动机的转速一般比主轴大部分的转速高,从电动机到主轴之间,总的趋势是降速传动。也就是说,从电动机轴起,愈靠近主轴的轴的最低转速就愈低。根据扭矩公式:974()NMnA公斤力米式中:N传动件传递的功率(千瓦);N传动件的转速(转分)。当传递功率为一定时,转速n较高的轴所传递的扭矩M较小,在其他条件相同的第5页共34页情况下,传动件(齿轮、轴)的尺寸就可以小一些,这对于节省材料、减小机床重量及尺寸都是有利的。因此,在设计传动系统时,应使较多的传动件在高转速下进行工作,应尽可能地使靠近电动机的变速组中的传动副数多一些,而靠近主轴的变速组中传动副数少一些即所谓前多后少的原则,故要求。按此原则,abcmpp上述实例中1)3)的三种方案应选用第1)种,即选用18=332的方案。(2)基本组和扩大组的确定根据上述原则,传动系统的变速组及传动副数虽已确定,但基本组和扩大组的排列次序不同,还可有许多方案。例如18=332,就可以得下列多种不同扩大顺序方案,其结构式分别为:;13982A16382A31982A与上述结构式相对应的还有结构网。一般情况下,各变速组的排列应尽可能设计成基本组在前,第一扩大组次之,最后扩大组的顺序。也就是说,各变速组的扩大顺序应尽可能与运动的传递顺序相一致。只要扩大顺序与传动顺序一致,就能使中间传动轴的变速范围缩小。这时,中间传动轴的最高转速与最低转速的差值也就较小,这样,便可缩小该轴上的传动件的尺寸。因此,各变速组的变速范围应逐渐增大,在转速图或结构网中表现出前面变速组传动比的连线的分布较紧密,而后面变速组传动比连线的分布则较琉松,即所谓前紧后松原则。(3)变速组中的极限传动比及变速范围设计机床主传动系统时要考虑两种情况:降速传动应避免被动齿轮尺寸过大而增加变速箱的径向尺寸,一般限制降速传动比的最小值;升速传动应避免扩大传动误差和减少振动,一般限制直齿轮升速传动min14比的最大值;斜齿轮传动比较平稳,可取。所以,主传动各变速组的ax2max2.5i最大变速范围为:。.5810/4r一般在设计机床传动系统时,任何一个变速组的变速范围都应尽量满足上述要求,当然在条件许可或处理得当时,也可以超出这个范围。初步方案定出后,应检查变速范围是否超出允许值。由于最后扩大组的变速范围最大,一般只要检查最后扩大组的变速范围合乎要求,其他变速组也就不会超出上述允许值。现以Z=l8,=1.26为例,进行验算:1),其最后扩大组的变速范围:13982A第6页共34页(合乎要求);012()3(21)92.68pr2),其最后扩大组的交速范围:1638A(超出范围)02()2(31)2122.pr上述分析说明,为了使最后扩大组的变速范围不致超出允许值,大多数机床最后扩大组的传动副数取为2。(4)合理分配传动比的数值确定了结构网或结构式方案后,拟定转速图,合理地分配各传动副的传动比,一般应尽量注意以下几点:1)各传动副的传动比应尽可能不超出极限传动比和。minax2)各中间传动轴应有适当高的转速。因为中间传动轴的转速愈高,在一定的功率条件下,传递的扭矩也愈小,相应也减少了传动件的尺寸,因此,在传动顺序上各变速组的最小传动比,应采取逐渐降速的原则,即要求miniminabc这样可使中间传动轴的最低转速提高,即所谓先慢后快的原则。3)为了便于设计及使用,传动比值最好取标准公比的整数幂次,即,其中EiE为整数。这样,中间轴的转速可以从转速图中直接读出来,不必分别进行计算;并可直接查表,确定齿轮齿数。2.拟定转速图的步骤下面具体说明转速图的设计步骤。卧式铣床的主轴转速范围为241990转分,转速级数Z=18,公比,电动机的转速n=1440转分。大致的设计步骤如下:1.26(1)确定变速组的数目大多数机床广泛应用滑移齿轮的变速方式,为满足结构设计和操纵方便的要求,通常都采用双联或三联齿轮,因此,18级转速需要三个变速组,即Z=18=332。(2)确定变速组的排列方案变速组的排列可以有多种方案,例如:18=332;18=233;18=323由于铣床主传动系统装在床身内,结构上没有特殊要求,根据各变速组中传动副数应遵守前多后少的原则,选择18=332的方案。(3)确定基本组和扩大组该铣床主传动系统应有三个变速组,根据前紧后松原则,第7页共34页选择的方案。其中,第一变速组为基本组,其级比指数(即基本组的13982A01x传动比在转速图上相距一格);第二变速组为第一扩大组,其级比指数(即第一3扩大组传动比在转速图上相距三格);第三变速组为第二扩大组,其级比指数29x(即第二扩大组传动比在转速图上相距九格)。(4)分配降速比前面已确定,18=332共需三个变速组,并在-轴间增加一对降速传动齿轮,因此,转速图上有五根传动轴,如图3主传动系统转速图。画五根距离相等的竖直线(、)代表五根轴;画18根距离相等的水平线代表18级转速,这样便形成了转速图格线。1)在主轴上标出18级转速:31.51600转分,在第轴上电动机转速转分,最高转速1600转/分,最低转速31.5转/分,一共18个格,也可认014n为其总传动比为。182)决定、轴之间的最小降速传动比:一般铣床的工作特点是间断切削,为了提高主轴运转的平稳性,主轴上齿轮应大一些,能起到飞轮的作用,所以最后一个变速组的降速传动比取。按公比,查表可知,即从E点向上数六格(141.2661.24),在轴上找出D点,DE线为-轴间变速组(第二扩大组)的降速传动比。6lg3)决定其余变速组的最小传动比:根据降速前慢后快的原则,-轴间变速组(第一扩大组),取,即从D点向上数4格(),在轴上找出C点,用CD41ilg连线表示;同理,-轴间取,用BC连线表示;I-轴间取,用AB连41i31i线表示。4)画出各变速组其他传动线(图3)I-轴间只有一对齿轮传动。转速图上为一条AB连线。-轴间为基本组有三对齿轮传动,级比,故三条传动线在转速图上01x各相距一格,从C点向上每隔一格取C1、C2点,连线BCl和BC2得基本组三条传动线,它们的传动比分别为,。-轴间为第一扩大组也有三对齿轮传动,级2134第8页共34页比,三条传动线在转速图上各相距三格,即CD,CD1和CD2,它们的传动比分别为13x,。-轴间为第二扩大组有两对齿轮传动,级比,两条传动线在2429x转速图上应相距九格,即DE和DE1,它们的传动比分别为和。3615)画出全部转速线即该铣床的主传动转速图。如前所述,转速图两轴间的平行线代表同一对齿轮传动,所以画-轴间的传动线时,应从C1、C2两点分别画CD、CD1、CD2的平行线,使轴得到九种转速。同理,画-轴间的传动线时,应画九条与DE1的平行线,九条与DE1的平行线,使主轴得到l8种转速。1.3.4.主轴计算转速nj13/minzi/0Irjmin/50Irnj4Ij1j23aU91,864,72,ZS58.12520,61a3,Z取7ZS第9页共34页图1-1卧式铣床转速图26.11bU91,86,43,ZS58205,7.33b2,7,Z取ZS231cU9,865,390,8,ZS462104,取90ZS则确定各传动之间的齿数基本组72ZS385247Z第10页共34页40Z4648Z第一扩大组83S921013710Z564Z第二扩大组S61518730Z21.3.5.传动比的设计5.0/13aU6391.0/12aU794.0/13aUb2b26b=0.249961c3c1.3.6.校核主轴转速误差齿轮齿数确定后,主轴的各级实际转速即确定,它与主轴的标准转速总会产生一定得误差,应满足:%6.2)1(0标标实n结果见下表:表1-1主轴转速参数标号计算式实n标误差允许值结论123/467/0/3218/6401320.5132002.6%合格218140.91700.25%2.6%合格35678.16701.21%2.6%合格4/133.41321.06%2.6%合格523460321860266.72650.88%2.6%合格67/18/4/44.842.50.80%2.6%合格71066.910651.52%2.6%合格8/4133.51320.94%2.6%合格923/65328106533.75300.85%2.6%合格第11页共34页1072/185/34/2810/6469.6671.36%2.6%合格1136267.62650.44%2.6%合格123433.52.00%2.6%合格130/853.88500.84%2.6%合格14721842810641071060.16%2.6%合格15365427.14251.49%2.6%合格16/53.5530.85%2.6%合格1702142120.96%2.6%合格1872182481026428.226.51.48%2.6%合格1.4绘制传动系统图根据轴数,齿轮副,电动机等已知条件可有如下系统图:140r/minKW26180图1-2卧式铣床传动系统图第12页共34页2主要零件的计算与校核2.1齿轮模数的计算2.1.1.计算主轴转速确定主轴的计算转速,再根据主轴的计算转速,由转速图查出各传动轴和各齿轮的计算转速。2.1.2各个轴和齿轮的传递功率其中由电机到该传动件各传动副的效率相乘,但不乘入该轴承的总Ni总效率,由机床设计手册可以查出,计算各轴的传递功率。皮带轮kw84.396.04I皮带电7.22II轮N7II轮2.1.3计算齿轮模数32)1(168jimdjnZN按接触疲劳强度计算的齿轮模数j驱动电机的功率dN计算尺轮的计算转速jn大齿轮齿数与小齿轮齿数之比i小齿轮的齿数iZ齿宽系数,一般为6-10m齿轮材料采用45#高频淬火(G45)则2/1370mNj第13页共34页所以基本组91.25013724/810)(6382jm第一扩大组7.2401372/601)(6382j第二扩大组2.10378/210)(6382jm按标准模数表,取m核算高速传动齿轮的线速度6znV齿轮允许的线速度s/10max所以合格V57.60232.2传动轴直径的初算按扭转刚度估算轴的直径491jinNd该轴的传递功率该轴的计算转速(查表得)iNj10/m轴md5.21084.391由于采用一个单键,所以取d63.205.1d28轴d6.291750.394取,花键轴尺寸取m740368轴d6.29130.94取,花键轴尺寸取8460第14页共34页轴md1.4509.14取。2.3齿轮模数的验算验算对象:主轴前一轴的小齿轮即大第轴一般按接触疲劳强度和弯曲强度验算,选取某轴上承受载荷最大的齿轮,即同材料同模数齿轮中最少齿宽最小的齿轮进行验算。2.3.1疲劳强度验算由,其中在表中查的材料弹性系数,NkniNsjcjmjj21021k齿轮材料性能系数,.5cjk4871zi10MBmmrnj/3,。2.1sjkwNj103.0.2k所以Nj56.13.4.142.5由,其中,NknNswycjmw2100MBmmin/32rnj,29.1cwk68.sk04.12kww.80齿形系数,非变位外啮合直齿圆柱齿轮yyk所以NNw37.68.014.91032.第15页共34页2.4计算轴的直径图2-1轴直径计算简图2.4.1计算该轴传递的扭矩TnjinnNT41095该轴功率()ikw该轴的计算转速()jnmin/rNT75.12083.609542.4.2求作用在装齿轮处B的力切向力dTPnBx5.423.径向力Nxy7.1.5.0.2.4.3求作用在装齿轮处C的力切向力dTPnCx3.20434.182径向力Nxy15.5.0.2.4.4计算装齿轮处的挠度I=246dbzDd已知D花键外径D=44第16页共34页d花键内径d=40z花键键数z=8b键宽b=8求得4225.83064)(0(840mI弹性模量251.mNE由B点产生的挠度为mIlbaPXx306.275.8301.23452mYBB065.0mEIlaxlaxC18.0275.8301.26)46(4)()(5222XYBB09.18.50.由C点产生的挠度为mEIlxbPxB10.275.8301.26)46(4536)(22mXYC0.1.50.EIlbax035.275.83.239452YC01.05.mXBB466.C25.15mXCBC215.03.18.0YBC107.09.mXy45.2.46.2CC01750.12704.y第17页共34页,yyCB合格表2-1挠度计算由作用在B点由作用在B点各个坐标位置坐标方向X产生的挠度X产生的挠度矢量相加合成挠度结论XXBB=0.306XBC=0.10XB=0.406BYYBB=0.1515YBC=0.05YB=0.2015yB=0.45合格XXCB=0.18XCC=0.035XC=0.215CYYCB=0.09YCC=0.0175XC=0.1075yC=0.24合格2.4.5计算装轴承处的倾角B点:mEIlbaPX03.275.8301.26)14(546)2(mXBY03.50.Ilba034.275.8301.26)14(546)2(XBYB703.50.C点:mEIlbaPX018.275.8301.26)4(546)(mXCY908.50.Ilba019.275.8301.26)14(5346)2(第18页共34页mXCY095.1.50.A点:XCBX1.8.3.YYA025901657.22AX,5.合格D点:mXCBX053.19.034.YYD2679.).()5.(22AXA,05.合格表2-2第III轴装轴承处(A.D)的倾角计算由作用在B点力由作用在C点力位置坐标方向产生的倾角产生的倾角各坐标叠加合成倾角结论XXB=0.00033XC=0.00018XA=0.00051AYYB=0.000165YC=0.00009YA=0.000255A=0.00057XXB=-0.00034XC=-0.00019XD=-0.00053DYYB=-0.00017YC=-0.000095YA=-0.000265D=0.00059合格第19页共34页2.5轴承寿命验算2.5.1额定寿命计算Ln=()T4106CP公式中n轴承的计算转速:nj=190r/min寿命指数(球轴承=3)C额定动载荷左轴承C=20100N右轴承C=32000NP当量动载荷P=xFr+yFa由于轴向力较小,可以忽略,因此X=1,Y=0P=Fr根据已知条件,可绘出力矩图如图:图3-2力矩图由力矩平衡图知:NPAX3.2462753.01.4D019第20页共34页图2-3平衡图NPAY15.232756.3041.421D09AYXA4.2751.3.4622NPDD02.5.2轴承寿命的校核A端36207型轴承hLh104.736).25490(7601合格D端36206型轴承hLh10.36784)1.4520(7601合格第21页共34页3各零件的参数设定3.1中心距的确定(I-II轴)mda10821(II-轴)5.43(轴)mda12653.2确定齿宽B=m=610Z1-Z14B=m=4*6=24Z15Z18B=m=4*8=323.3带设计3.3.1条件,转速,传动比,时间为。kwp4min/140rn26.1ih160第22页共34页3.3.2确定计算功率kwpkAca2.543.13.3.3选带型由、确定选用A型V带can3.3.4确定带轮基准直径,md75inmin1dd12612di又,由机械设计查表得id2.7964.12m02,因为,所以合格。snv/4.0160svs/3/53.3.5确定窄V带的基准长度和传动中心距由,即得:)(2)(7.21021dda3263267.00a,初步确定。65280am5计算V带所需基准长度maddLd56.14504)216()216(024)()(201210则带的基准长度。mLd6计算V带的传动中心距mad58.4226.150520所以取。m63.3.6验算主动轮的包角1,所以主动轮上包角合适。0012011238.7.5)(8ad3.3.7计算窄V带根数Z第23页共34页,由已知,LcaKpZ)(0kwp1.20kp15.0kwpca75.9,98.K9.L,所以取。47.0)15.02(7Z根5Z3.3.8计算预紧力F0,确定带的初拉力由公式可知,2min(2.5)()caKPqvz2.095.4180.56=230.64N第24页共34页4主传动系统的结构设计4.1主传动系统的布局及变速机构的类型主传动系统的布局形式取决于机床的用途、类型和尺寸等因素。通常,传动系统的全部变速机构和主轴组件装在同一个箱体内,称为集中传动式布局;传动系统的主要变速机构和主轴组件分别装在变速箱和主轴箱两个箱体内,中间用皮带,链条等方式传动,称为分离传动式布局。4.1.1主传动系统的布局(1)集中传动式大多数机床(CA6140普通车床、Z3040摇臂钻床,X62W铣床等)都是采用集中传动的变速箱。这种布局形式的优点是:结构紧凑,便于实现集中操纵,也便于调整与维修,另外箱体数目少,便于加工与装配,又降低了制造成本。缺点是:传动机构运转中的振动和发热会直接影响主轴的工作精度。集中传动方式,一般适用于主运动为旋转运动的普通精度的中、大型机床。(2)分离传动式有些高速、精加工机床,为了避免变速箱的振动和热变形对机床主轴的影响,常把变速箱与主轴分开,如C616普通车床和CM6132精密普通车床。分离传功的优点是:变速箱中所产生的振动和热量不致于传给主轴,从而减少了主轴的振动和热交形;高速时由皮带直接传动主轴,运转平稳,加工光洁度较高,适应精密加工的要求;当采用背轮机构时,高速传动链短,传动效率较高,转动惯置小,便于启动和制动;低速时经背轮机构传动,扭矩大适应粗加工的要求。其缺点是:有两个箱体,箱体加工成本较高;低速时皮带负荷大,皮带根数多,容易打滑;当皮带安装在主轴中段时,调整、检修都不方便。这种布局方式适用于中、小型高速精密机床。有些单轴自动车床,为了便于在主轴组件上安置自动进夹料机构,其主传动也有采用分离传动方式的。4.1.2变速机构的类型大多数机床的主传动系统都需要进行变速,变速方式可以是有级的,也可以是无级的。目前应用较广的还是有级变速机构,按工件的工艺和生产批量的要求,常用的第25页共34页有级变速机构,有下刘几种类型:(1)交换齿轮变速机构这种变速机构的构造简单,结构紧凑,主要用于大批量生产中的自动或半自动机床、专用机床及组合机床等。(2)滑移齿轮变速机构目前广泛用于一般通用机床中,其优点是:变速范围大,变速级数也较多;变速方便又节省时间;在较大的变速范围内可传递较大的功率和扭矩;不工作的齿轮不啮合,因而空载功率损失较小等。其缺点是:变速箱的构造较复杂;不能在运转中变速;为使滑移齿轮容易进入啮合,多用直齿圆柱齿轮传动,传动平稳性不如斜齿轮传动等。(3)离合器变速机构在离合器变速机构中,应用较多的有牙嵌式离合器、齿轮式离合器以及摩擦片式离合器。当变速机构为斜齿或人字齿圆柱齿轮时,不能或不便用滑移齿轮变速,则需用牙嵌式或齿轮式离台器变速。这种变速机构的优点是:轴向尺寸小,可传递较大的扭矩,传动比准确,变速时齿轮不须移动,可采用斜齿或人字齿轮传功,使传动平稳,对于重型机床变速时比移动滑移齿轮轻便,操纵省力。其缺点是:不能在运转中变速,各对齿轮经常处于啮合状态,磨损较大,传动效率低。(4)各种变速机构的组合根据机床的不同工作特点,通常,机床的变速机构往往是上述几种变速机构的组合。4.2齿轮及轴的布置初步确定了转速图和齿轮齿数之后,合理地布置齿轮排列方式,是一个比较重要的问题。它将直接影响到变速箱的尺寸、变速操纵的方便性以及结构实现的可能性等。4.2.1滑移齿轮的轴向布置变速组中的滑移齿轮最好布置在主动轴上,因其转速一般比被动轴的转速高,因此,可使滑移齿轮的尺寸小,重量轻,操纵省力;但由于具体结构要求,有时则须将滑移齿轮放在被动轴上。为了变速操纵方便,还可以将两个相邻变速组的滑移齿轮放在同一根轴上。在一个变速组内,须注意当一对齿轮完全脱开啮合之后,另一对齿轮才能开始进入啮合,就是说两个固定齿轮的间距,应大于滑移齿轮的宽度,如图4-1所示,其间隙为14毫米(通常为12毫米)。第26页共34页图4-1滑移齿轮轴向布置图4-2双联滑移齿轮轴向排列图4-3三联滑移齿轮轴向排列4.2.2一个变速组内齿轮轴向位置的排列齿轮在轴向位置的排列,如没有特殊情况,应尽量缩短轴向长度。滑移齿轮的结构通常有窄式和宽式两种,一般窄式排列(即滑移齿轮轴向尺寸窄小)所占用的轴向长度较小。图4-2左图所示的两级变速组占用的轴向长度L4b。其中L为齿轮变速组在轴上所占有的空间长度;b为一个齿轮的齿部宽度。图4-3左上图所示的三级变速组占用的轴向长度L7b。如按图4-2右图和图4-3右上图所示的宽式排列,则占用的轴向长度较大,以致在相同的负荷条件下,轴径须加粗,从而使轴上小齿轮的齿数增加,相应使齿数和及径向尺寸加大,因此,一般不希望采用宽式排列。三联滑移齿轮的两种排列方式,必须保证同轴上相邻两齿轮的齿数差大于4,才能使滑移齿轮在越过某个固定齿轮时避免齿顶相碰。若相邻齿数差小于4,除了采用增加齿数和的方法(使相邻两齿轮的齿数差增加,此时径向尺寸也加大)、或者采用变位齿轮的方法予以解决外,还可采用如图4-3中图所示的排列方案,让滑移齿轮中的最小齿轮越过同定的小齿轮,即最大齿轮与最小齿轮的齿数差大于4,而其他两个齿轮的齿数差允许小些,但这种排列方法的轴向尺寸较大。4.2.3缩小径向足寸为了减小变速箱的尺寸,既要缩短轴向尺寸,又要缩小径向尺寸,它们之问往往第27页共34页是相互联系的。(1)缩小轴间距离在强度允许的条件下,尽量选用较小的齿数和,并使齿轮的降速传动比大于1/4,以避免采用过大的齿轮。这样,既缩小了本变速组的轴间距离,又不致妨碍其他变速组轴间距离的减小。(2)采用轴线相互重合在相邻变速组的轴间距离相等的情况下,可将其中两根轴布置在同一轴线上,则径向尺寸可缩小很多,而且减少了箱体上孔的排数,箱体孔的加工工艺性也得到攻善。(3)合理安排变速箱内各轴的位置在不发生干涉的条件下,尽可能要紧凑一些。4.2.4滑移齿轮的结构形式机床主传动系统中常见的滑移齿轮结构形式有:整体式及装配式,设计滑移齿轮结构,一般应考虑齿轮的工艺方法。为了保证齿轮的导向性良好,滑移齿轮的轮毂长度不应小于(1.21.5)d,d为轴的直径。如图4-4所示。图4-4滑移齿轮的结构形式4.2.5轴的空间布置第28页共34页轴系布置的一般是先确定主轴在变速箱中的位置,再确定传动主轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合关系的轴,再确定电动机轴或输入轴的位置,最后确定其他各传动轴的位置。(1)主轴1)垂直方向(高度)2HD2)水平方向-主轴中心在尾架导轨中间,也有稍ab偏向前导轨的,也有偏向后导轨的,为了降低床身导轨的变形,切削力的方向尽可能在前,后导轨之间,主轴中心越往后越好,但从便于装卸工件,减轻劳动强度角度来讲,主轴中心越往前越好。一般中型车床取在尾架导轨中央或稍偏后,这样,即便于操作,又可使切削力均匀地作用于刀架的两导轨面上,如图4-5所示。(2)轴的位置1)轴上往往装有摩擦离合器等机构,这些部件的位置安排应便于调整。2)摩擦离合器工作时,考虑便于冷却与润滑,离主轴部件要远一些,以减少摩擦发热对主轴部件热变形的影响。3)轴的轴端装有皮带轮,而主轴尾架端外伸,布置轴位置时,必须保证两者不会相互碰撞。综合上述,卧式铣床轴一般多安排在变速箱后壁靠近箱盖处。(3)中间各传动轴的位置1)装有离合器的轴:要便于装调,维修和润滑。2)装有制动装置的轴:布置在靠近箱盖或箱壁处。3)与相关部件有联系的轴:铣床主运动与进给运动间的联系是通过变速箱内的进给运动输出轴联系,它应布置在主轴前下方靠近进给箱处。4.3主轴轴径结构4.3.1主轴的构造主轴的构造和形状主要取决于主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承等零件图4-5主轴的空间位置第29页共34页的类型、数量、位置和安装定位方法等。设计时还应考虑主轴加工工艺性和装配工艺性。框架式数控铣床主轴一般为空心阶梯轴,前端径向尺寸大,中间径向尺寸逐渐减小,尾部径向尺寸最小。主轴的前端形式取决于机床类型和安装夹具或刀具的形式。主轴头部的形状和尺寸已经标准化,应遵照标准进行设计。主轴的直径和长度的确定主要是根据轴上零件的装配。轴上主要尺寸已在前面介绍,在确定各轴段长度时,应尽可能使结构紧凑,同时还要保证零件所需的装配或调整空间。轴的各段长度主要是根据各零件与轴配合部分的轴向尺寸和相临零件间必要的空隙来确定的。4.3.2轴上零件的定位(1)零件的轴向定位轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和圆螺母等来保证。轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩,轴肩处易产生应力集中,而且轴肩过多也不利于装配,因此,轴肩定位多用于轴向力较大的场合,套筒定位因为不影响轴的疲劳强度,一般用于轴上两个零件之间的定位。若两零件的间距较大或转速较高时,都不宜采用套筒定位。轴端挡圈适用于固定轴端零件,可以承受较大的轴向力。为了防止轴端挡圈转动造成螺钉松脱,可加圆柱销锁定轴端挡圈。圆螺母定位可承受大的轴向力,但轴上螺纹处有较大的应力集中,故一般用于固定轴端的零件,当轴上零件间距离较大不宜使用套筒定位时,也常采用圆螺母定位。(2)零件的周向定位周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位零件有键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等,其中紧定螺钉只用在传力不大之处。4.4主传动系统的开停及制动装置4.4.1主传动系统的开停装置开停装置用来够制主运动执行件(如主轴)的启动与停止。可直接开停机床主传动系统的动力源(如电动机)或者用离合器接通、断开主运动执行间与动力源间的传动链。开停装置的基本要求是开停方便省力、操纵安全可靠,结构简单并能传递足够的扭矩。开停装置的类型包括以下几种。第30页共34页(1)直接开停电动机这种开停方式的优点是,操作方便、可简化机床的机械结构,因此得到广泛应用。但在电动机功率大、开停频繁的情况下,将导致电动机发热、烧坏,甚至因启动电流较大而影响车间电网正常供电。(2)采用离合器开停在不停止电动机运转的情况下,可用离合器实现主运动执行件(如主轴)启动或停止。1)锥式,片式摩擦离合器:可用于高速运转的离合,离合过程比较平稳,并能兼起过载保护作用;但结构较复杂,因尺寸关系,传递扭矩不宜过大。2)滑移齿轮,齿轮式离合器及牙嵌式离合器:可用于低速运转的离合,结构简单,尺寸小,能传递大扭矩;但在离合过程中,齿(牙)端有冲击和磨损。4.4.2主传动系统的制动装置某些机床在装卸工件、测量被加工面尺寸、更换刀具及调整机床时,要求机床的主轴尽快地停止运动。但当开停装置断开主传动链后,由于传动系统中的传动件具有惯性,运动中的执行件是逐渐停止的。为了减少这段时间,提高机床生产率,对于经常启动与停止、传动件惯性大、运动速度较高的主传动系统,须安装制动装置。另外,机床能及时制动,还可避免发生事故或防止工件报废。制动装置的基本要求有:工作可靠、操纵方便、制动时间短、结构简单紧凑以及制动器的磨损要小等。有电动机制动、机械制动两种制动方式。第31页共34页5传动系统的润滑在机床的变速箱或进给箱中,凡是有相对运动引起摩擦的零件工作表面都需要有良好的润滑,如齿轮、轴承、油式多片摩擦离合器和轴上滑动零件的滑动表面等。润滑的基本作用是:降低摩擦阻力,提高机床传动效率;减少磨损,使机床保持原有的工作精度;带走热量,冷却摩擦表面保持正常的工作温度;防止生锈等。润滑系统的要求:(1)应保证开动机床时能够立即供给润滑油。对润滑要求较高的机床,应保证只有在润滑系统正常工作,并保持一定油压后才能开动机床。(2)润滑系统尽可能自动化,工作可靠,以减轻劳动强度。(3)润滑系统中应设有便于观察润滑工作是否正常的装置。(4)摩擦面的润滑油量必要时应能调节,以保证被润滑零件正常工作。(5)润滑系统的检修和清理应方便。(6)在满足使用要求时,润滑系统中各组件结构应简单,成本要低。5.1润滑剂的选择及方式5.1.1润滑系统的选择机床上常用润滑剂有两种:润滑脂和润滑油。(1)润滑脂常用的润滑脂有钙基润滑脂和钠基润滑脂两种。在机床上主要应用钙基润滑脂,其特点是粘度较大,有耐水性,熔点低,一般应用于工作温度不超过60oC的摩擦表面;用在外表面及垂直表
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