数控卧式镗铣床主轴箱变速操纵机构设计(毕业论文).doc_第1页
数控卧式镗铣床主轴箱变速操纵机构设计(毕业论文).doc_第2页
数控卧式镗铣床主轴箱变速操纵机构设计(毕业论文).doc_第3页
数控卧式镗铣床主轴箱变速操纵机构设计(毕业论文).doc_第4页
数控卧式镗铣床主轴箱变速操纵机构设计(毕业论文).doc_第5页
免费预览已结束,剩余17页可下载查看

下载本文档

版权说明:本文档由用户提供并上传,收益归属内容提供方,若内容存在侵权,请进行举报或认领

文档简介

数控卧式镗铣床主轴箱变速操纵机构设计(毕业论文) 本科毕业设计 论文 题目:数控卧式镗铣床主轴箱变速操纵机构设计系 别: 机电信息系 专 业: 机械设计制造及其自动化班 级: 学 生: 学 号: 指导教师: 72013年05月数控卧式镗铣床主轴箱变速操纵机构设计摘 要机械行业是运用数控机床最多的,很多企业为了提高自己的生产效率,常常会对机床内部结构进行多方面的改造。社会主义市场经济的发展为我国工业生产创造了条件,在现代一体化生产模式中运用了很多先进的设备。对于数控机床而言,主轴箱是其最为核心的组织结构,整个主轴箱影响着数控机床的变速情况。大部分制造企业在实行技术改造时把重点放在了主轴箱变速器上,这是调整机床运行速度的重点。在设计过程中必须要对主轴箱的每个部件加以控制,这样才能确保数控机床主轴变速性能的良好。本文对主轴箱变速操纵机构的工作原理进行结构设计和计算分析,利用两个液压油缸,经拨叉带动双联滑移齿轮移动到需要的多个位置。关键字:数控机床; 主轴箱; 结构; 设计Mechanism design of CNC horizontal boring and milling machine spindle box transmission controlAbstractMachinery industry is the use of CNC machine tools the most, a lot of enterprises to improve their production efficiency, often transform many aspects of the internal structure of machine tool. The society pays attention to the development of the market economy to create the conditions for the industrial production of our country, a lot of advanced equipment for use in the integration of modern production mode. For NC machine tool, the spindle box is the most core structure, the spindle box of CNC machine tool gear case. Most of the manufacturing enterprises in the implementation of technical transformation to focus on the main spindle box transmission, which is the key to adjust the machine running speed. In the design process must each component of the headstock to control, so as to ensure the good performance of NC machine tool spindle speed.In this pear, the working principle of the headstock gear control mechanism on the analysis of the structure design and calculation, using two hydraulic oil cylinders, the shifting fork drives a sliding duplex gear moving to a plurality of positions need.Key Words: CNC machine; machine head; structure; design目 录1 绪论11.1 数控镗铣床的结构组成11.2 我国卧式镗铣床的发展21.2.1 我国卧式镗铣床的发展历史21.2.2 我国卧式镗铣床的发展趋势22 数控卧式镗铣床变速操纵机构设计42.1 主轴箱变速操纵机构工作原理42.2 主轴箱变速操纵机构中传动轴的安装52.3 齿轮在轴上的布置和排列52.4 相啮合齿轮的宽度63 主传动系统的设计计算73.1 电动的选取73.1.1 选择电动机的类型73.1.2 转速及功率的确定73.1.3 联轴器的选择73.1.4 选定各齿轮齿数73.1.5 转速的计算73.1.6 各轴功率及转矩的计算83.2 齿轮的设计83.2.1 确定齿轮齿数的原则和要求83.2.2 齿轮传动设计参数的选择83.2.3 齿轮的结构设计计算93.3 轴的设计123.3.1 轴的结构设计123.3.2 轴上作用力的计算143.3.3 轴的结构设计143.3.4 键的选取163.3.5 轴的受力分析163.3.6 校核轴的强度173.3.7 校核键连接的强度183.3.8 校核轴承寿命184 箱体的设计205 传动系统的润滑21总 结22参考文献22致 谢23毕业设计(论文)知识产权声明25毕业设计(论文)独创性声明26设计图纸和说明书联系25766365382 数控卧式镗铣床变速操纵机构设计2.1 主轴箱变速操纵机构工作原理主轴箱中有主轴、变速机构,操纵系统和润滑系统等。如果主轴箱与变速机构分离,则除主轴箱外还有变速箱。主轴箱除应保证运动参数外,还应具有较高的传动效率,传动件具有足够的强度或刚度,噪声要低,振动要小,操纵方便,具有良好的工艺性,便于检修,成本低,防尘,防漏,外型美观等。如图2.1和图2.2所示,主轴箱中采用两个液压缸,经拨叉带动两个双联滑移齿轮移动而实现主轴变速。上油缸使拨叉拨动轴右边双联滑移齿轮变速:油缸和组成的差动油缸,可以使轴左边的双联滑移齿轮获得二个位置。即当油缸2进压力油油缸4回压力油时,活塞杆被推向右边,活塞杆用拨叉拨动轴上的双联滑移齿轮到左边位置;当油缸4进压力油2油缸回压力油时,拨叉拨动双联滑移齿轮移动到左边位置。图2.1和图2.29,10两个图合起来反映了变速操纵机构中几个液压缸的位置及其双联滑移齿轮变速的关系。图2.1 主轴箱变速操纵机构(a)1-活塞杆 2-油缸 3-行程开关 4-油缸 5-管接头图2.2 主轴箱变速操纵机构(b)2.2 主轴箱变速操纵机构中传动轴的安装传动轴的轴承以深沟球轴承为主,也可用圆锥滚子轴承。前者噪声小、发热小,应用较多,后者装配方便承载能力较大,还可以承受轴向载荷,因而也有采用的,载荷较大的地方还可以采用圆柱滚子轴承11,12。2.3 齿轮在轴上的布置和排列在变速传动组内应尽量使较小的齿轮成为滑移齿轮,使滑移省力。滑移齿轮必须使原出于啮合状态的齿轮完全脱开后,另一个齿轮才开始啮合。因此,双联滑移齿轮传动组占用的轴向长度为B 4b13,如图2.3所示图2.3 双联滑移齿轮轴向长度2.4 相啮合齿轮的宽度在一般情况下,一对相啮合的齿轮,宽度应该是相同的,但是,考虑到操纵机构的定位不可能很精准,拨叉也存在着误差和磨损,使用时往往会发生错位。这时只有部分齿宽参与工作,会使齿轮局部磨损,降低寿命。如果轴向尺寸并不要求很紧凑,可以使小齿轮比相啮合的大齿轮宽25mm.带来的缺点是轴向尺寸将有所增加14。3 主传动系统的设计计算3.1 电动的选取3.1.1 选择电动机的类型根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机,三相异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便,可直接接于三相交流电网中,在工业上用途最为广泛,具有效率高、性能好、噪声低、振动小等优点,适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上,如金属切屑机床。3.1.2 转速及功率的确定初步选定电动机功率为7.5kW。一般市场上最常用、供应最多的是同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机,无特殊需求不选用3000r/min和750r/min的电动机,因此选择同步转速为1500r/min的电动机,其满载转速为1440r/min,且型号为Y132M-4。3.1.3 联轴器的选择联轴器的选择应由工作要求决定。由于输入轴与电动机轴直接相连,并且转速高,转矩小,所以选用弹性套柱销联轴器。其型号为LT6 GB/T 4323-2002 3.1.4 选定各齿轮齿数表3.1所示为确定的各齿轮的齿数表3.1 各齿轮选定的齿数编号齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿轮5齿轮6齿轮7齿轮8齿轮9齿轮10齿数Z274523386752532235603.1.5 转速的计算在初步确定齿轮的齿数的情况下,计算主轴的转速。齿轮5、6和齿轮7、8为两个双连齿轮并安装在同一根轴上,齿轮2、3、4安装在另一根轴上,齿轮9和齿轮10安装在主轴上。从电动机输出,经过齿轮传动到主轴有4种转速,分别为:230r/min、950r/min、110r/min、450r/min。轴1的转速是由电动直接输出的,所以转速为1440r/min,轴2和轴3的转速是由齿轮传递的,所以轴2的转速为144027/45 864r/min,轴3的转速有两种分别为86438/52 631.38r/min和86423/67 296.6r/min。3.1.6 各轴功率及转矩的计算a. 功率的计算轴1功率为P1 75000.990.99 7350.75W;轴2功率为P2 P10.970.99 7056W;轴3功率为P3 P20.970.99 6779W;主轴功率为P0 P30.970.99 6510W。b. 转矩的计算轴1的转矩为:;轴2的转矩为: ;轴3有转矩有两种,分别为102.53和218.25;主轴有四种转矩,分别为270.28、65.44、565.13、138.14。3.2 齿轮的设计3.2.1 确定齿轮齿数的原则和要求齿轮齿数确定的原则是使齿轮结构紧凑,主轴转速误差小。具体要求如下:a. 齿轮的齿数不应过大;b. 最小齿轮的齿数要求尽可能小,对于圆柱齿轮最小齿数;c. 受结构限制的最小齿轮的各齿轮(尤其是最小齿轮),应可靠的装到轴上或进行套装,齿轮的齿槽到孔壁或键槽的壁厚大于等于2mm,以保证有足够的强度,避免出现变形、断裂。3.2.2 齿轮传动设计参数的选择a. 压力角 的选择我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为 20o,本次设计中,一对啮合直齿圆柱齿轮的压力角均取 20o。b. 齿数的选择保持中心距a不变的情况下,增加齿数,除能增加重合度,改善传动平稳外,还可以减小模数,降低齿高,因而减少金属切削量,节省制造费用。闭式齿轮传动一般转速较高,为了提高传动的平稳性,较少冲击振动,以齿数多一些为好,小齿轮的齿数可以是2040,小齿轮确定后,按齿数比 Z2/Z1,确定大齿轮的齿数。为了使各个相啮合的齿轮相对磨损均匀,传动平稳,Z1和Z2一般互为质数。3.2.3 齿轮的结构设计计算由于此次设计中涉及的齿轮过多,因此这里对齿轮1做详细设计分析。a. 选定齿轮类型、精度等级选用直齿圆柱齿轮传动。由于是金属切屑机床,转速较高,故选用8级精度(GB 10095-88)。b. 选择材料由表查得选择小齿轮材料为40Cr(调质处理),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质处理),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。c. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算,即 (3.1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt 1.3;计算小齿轮传递的转矩选取齿宽系数 d 0.2;由表查得材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限 Hlim1 600MPa,大齿轮的接触疲劳极限为 Hlim2 550MPa。计算应力循环次数假定该机床可使用20年,每年按300天计算,则应力循环次数为N1 60n1jLh 6014401 2830020 8.3109N2 60n2jLh 608641 2830020 5.0109取接触疲劳寿命系数KHN1 0.90,KHN2 0.95。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s 1。由下式得:试算小齿轮分度圆直径计算圆周速度 计算齿宽b计算齿宽与齿高比模数:齿高:则齿宽与齿高比为计算载荷系数根据 6.6m/s,8级精度,查得动载系数Kv 1.2直齿轮KH KF 1,查得使用系数KA 1.25,用插值法查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KH 1.423。由b/h 2.37,KH 1.423查得KF 1.35。故载荷系数K KAKVKH KH 1.251.211.423 2.1345。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。计算模数m。d. 按齿根弯曲疲劳强度设计。弯曲强度的设计公式 (3.2)确定公式内的各计算数值查得小齿轮的弯曲疲劳极限,大齿轮的弯曲疲劳极限。取弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.85,KFN2 0.88。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s 1.4,则:;。计算载荷系数K。K KAKVKF KF 1.251.211.35 2.025。查取齿形系数。YFa1 2.57,YFa2 2.35。查取应力校正系数。YSa1 1.60,YSa2 1.68。计算大小齿轮的并加以比较;大齿轮的数值大。设计计算对比计算结果,有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的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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有关。所以取模数为m1 3。因为所取的齿数为Z1 27,Z2 45,所以分度圆直径为d1 273 81mm,d2 345 135mm。这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度。d. 几何尺寸计算计算中心距计算齿轮宽度b dd1 0.281 16.2mm取B2 20mm,B1 25mm。3.3 轴的设计轴的设计是根据轴上零件的安装、定位以及主轴的制造工艺等方面的要求,合理的确定轴的结构和尺寸。轴的结构设计不合理,会影响机床的工作能力和轴上零件工作的可靠性还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的空难等。因此,轴的结构是轴设计中的主要内容。轴的工作能力计算指的是轴的强度,刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下,制的工作能力指的是轴的强度。这时只要对轴进行强度计算,以防止断裂或塑性变形。而对刚度要求高的轴和受力大细长轴,还应进行强度计算,以防止发生共振而破坏。轴的材料主要是碳钢和合金钢,钢轴的毛胚多数用轧钢制圆钢和锻件,有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉,对应力集中的敏感性较低,同时也可以用热处理或化学热处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度,故采用碳钢制造周最为广泛,其中最常用的是45号钢。我的设计中主要采用45号钢合金钢比碳钢具有更高的力学性能和更好淬火性能。因此在传递大动力,并要求减小尺寸与质量,提高轴劲的耐磨性,以及处于高温或低温条件下工作的轴,常用合金钢。必须指出:在一般工作温度下(低于100摄氏度),各种碳钢和合金钢的弹性模量均相差不多,因此在选择钢的种类和决定钢的热处理方法时,所根据的是强度和耐磨性,而不是轴的弯曲强度和扭曲强度。但也应注意,在既定条件下,有时也选用强度较低的刚才,而用适当增加轴的截面面积的方法来提高轴的刚度。3.3.1 轴的结构设计轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构设计。轴的结构设计主要决定于以下因素:轴在机器中的安装位置以及形式;轴上安装的零部件的类型、尺寸、数量以及和轴的连接方法;载荷的性质、大小、方向及分布情况;轴的加工工艺等。由于影响轴的结构的因素较多,且其结构形式又要随着具体情况的不同而异,所以轴没有标准的结构形式。设计时必须针对不同情况进行具体的分析。但是,不论何种具体条件,轴的结构都应满足:轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置;轴上的零件应便于拆装和调整;轴应具有良好的制造工艺性等。下面讨论轴的设计中要解决的几个主要问题。a. 轴上零件的定位为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或径向的相对运动,轴上零件除了有游动或空转的要求外,都必须进行轴向和径向的定位,以保证其准确的工作位置。b. 零件的轴向定位轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴段挡圈、轴承端盖和圆螺母等来保证的。轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩两类。利用轴肩定位是最方便可靠的方法,但采用轴肩就必然会使轴的直径加大,而且轴肩处将应截面突变而引起应力集中。另外,轴肩过多时也不利于加工。因此,轴肩定位多用于轴向力较大的场合。定位轴肩的高度h一般取为h 0.07-0.1 d,d为与零件相配合处的轴的直径,单位为mm。滚动轴承的轴肩必须低于轴承内圈断面的高度,以便于拆卸轴承,轴肩的高度可查手册中轴承的安装尺寸。为了使零件能靠近轴肩而得到准确可靠的定位,轴肩处的过度圆角半径r必须小于与之相配的零件毂孔端部的圆角半径R或倒角C。套筒定位结构简单,定位可靠,轴上不需开曹、钻孔或切制螺纹,因而不影响轴的疲劳强度,一般用于轴上两个零件之间的定位。如两零件间的间距较大时,不宜采用套筒定位,以免增大套筒的质量及材料的用量。因套筒与轴的配合较松,如轴的转速很高时,也不宜采用套筒定位。c. 各轴段直径和长度的确定零件在轴上的定位和拆装方案确定后,轴的形状便大体确定。各轴段所需的直径与轴上的载荷大小有关,初步确定轴的直径时,还不知道支反力的作用点,不能确定弯矩的大小与分布情况,因而还不能按轴所受的具体载荷及其引起的应力来确定轴的直径。但在进行轴的结构设计方面,通常已经能求得轴所受的扭矩。因此,可按轴所受的扭矩初步估算轴所需的直径,将初步求出的直径作为承受扭矩的轴段的最小直径dmin,然后再按轴上零件的装配方案和定位要求,从dmin处起注意确定各段轴的直径。在实际设计中,轴的直径亦可凭设计者的经验去定,或参考同类机器用类比的方法确定。为了使齿轮、轴承等有配合要求的零件拆装方便,并减少配合表面的擦伤,在配合轴段前应采用较小的直径。为了使与轴做过盈配合的零件便于装配,相配合轴段的压入段应制出锥度;或在同一轴段的两个部位上采用不同的尺寸公差。确定各轴段的长度时,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邻部件间必要的空隙来确定。为了保证轴向定位可靠,与齿轮和联轴器等零部件相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短23mm。3.3.2 轴上作用力的计算a. 轴1上齿轮1的受力计算已知条件,轴1传递的转矩T1 48.7,转速为1440r/min,齿轮1分度圆直径d1 81mm。齿轮1的作用力为,其方向为由力的作用点指向齿轮1的转动中心。齿轮2的作用力与齿轮1的作用力大小相等方向相反。b. 轴2的作用计算已知条件,轴2传递的转矩T2 77.98,转速为864r/min,齿轮3的分度圆直径为d3 69mm,齿轮4的分度圆直径为d4 114mm。齿轮3的作用力为齿轮4的作用力为其方向都由力的作用点指向转动中心。3.3.3 轴的结构设计轴的结构设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算与轴连接的半联轴器的选择同步进行。并且箱体内壁宽度主要由轴的总长度确定,所以轴的结构尺寸最为关键。这里对轴2进行详细设计计算。已知条件,轴2的传递功率P2 7056w,转速n2 864r/min,齿轮分度圆直d2 135mm,d3 69mm,d4 114mm,齿轮宽度b2 20mm,b3 30mm,b4 25mm。a. 选择轴的材料因为该轴主要承受的是扭矩和弯曲变形,所以选用常用的材料45钢,调质处理,其硬度为217225MPa,弯曲疲劳极限为 -1 275MPa,许用弯曲应力 -1 60MPa,许用切应力 25-45MPa。b. 初算轴径由表查得A0 126-103考虑到轴承受弯矩较小且受到扭矩的作用,载荷较平稳,所以A0取较小值A0 110,则c.轴

温馨提示

  • 1. 本站所有资源如无特殊说明,都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
  • 2. 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等,如果需要附件,请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
  • 3. 本站RAR压缩包中若带图纸,网页内容里面会有图纸预览,若没有图纸预览就没有图纸。
  • 4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
  • 5. 人人文库网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑,并不能对任何下载内容负责。
  • 6. 下载文件中如有侵权或不适当内容,请与我们联系,我们立即纠正。
  • 7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。

评论

0/150

提交评论