寧XX 大學畢 業(yè) 設 計 (論 文 )臥式升降臺主傳動系統(tǒng)設計所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日II摘 要本設計著重研究臥式銑床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞:傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網，結構式IIIAbstractThe design focuses on the design steps and design method for horizontal milling machine main drive system, according to the movement determined parameters to the gearbox developed view of the total center distance as the objective, to develop the program shift transmission system to obtain the optimal solution as well as more high design efficiency. In the machine tool main drive in order to reduce the number of gear structure is simplified, shorter axial dimension, with the gear design approach is a spreadsheet, hash algorithm to calculate cumbersome and difficult to find a reasonable design. Based on the main drive system features triple sliding gear analysis and research, working drawings and drawing parts headstock developed view and a sectional view.Keywords: transmission system design, transmission deputy, network architecture, structureIV目 錄摘 要 IIAbstract.III目 錄 IV第 1 章 緒論.1第 2 章 銑床參數的擬定.22.1 銑床主參數和基本參數 .22.2 確定級數主要其他參數 .22.2.1 擬定主軸的各級轉速 .22.2.2 主電機功率—— 動力參數的確定 .22.2.3 確定結構式 22.2.4 確定結構網 42.2.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 42.3 確定各變速組此論傳動副齒數 6第 3 章 傳動件的計算.93.1 帶傳動設計 .93.1.1 計算設計功率 Pd.93.1.2 選擇帶型 103.1.3 驗證帶速并確定帶輪的基準直徑 103.1.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 113.1.5 確定帶的根數 z.123.1.6 確定帶輪的結構和尺寸 123.1.7 確定帶的張緊裝置 123.1.8 計算壓軸力 133.2 計算轉速的計算 143.3 齒輪模數計算及驗算 153.4 傳動軸最小軸徑的初定 18第 4 章 主要零部件的選擇.20V4.1 軸承的選擇 204.2 鍵的規(guī)格 204.3 主軸彎曲剛度校核 204.4 軸承校核 214.5 潤滑與密封 21第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計算 225.1 結構設計 235.1.1 展開圖設計 .235.1.2 截面圖及軸的空間布置 .245.2 零件驗算 245.2.1 主軸剛度 .245.2.2 傳動軸剛度 .295.2.3 齒輪疲勞強度 .32第 6 章 主軸箱結構設計及說明.356.1 結構設計的內容、技術要求和方案 356.2 展開圖及其布置 35結束語.36參考文獻.371第 1 章 緒論機床技術參數有主參數和基本參數，他們是運動傳動和結構設計的依據，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。主參數是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數的依據，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數，可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數。通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調研和統(tǒng)計，依據某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數，擬定參數時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產品的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。題目：臥式升降臺主傳動系統(tǒng)設計參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：1、X6132 萬能升降臺銑床主軸箱設計，電機額定功率p=4kw,nmin=33.5r/min, nmax=1320r/min 轉速級數 z=17,電動機轉速 no=1440r/min,公比 Φ=1.26。 2第 2 章 銑床參數的擬定2.1 銑床主參數和基本參數銑床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：2、X6132 萬能升降臺銑床主軸箱設計，電機額定功率p=4kw,nmin=33.5r/min, nmax=1320r/min 轉速級數 z=17,電動機轉速 no=1440r/min,公比 Φ=1.26。 2.2 確定級數主要其他參數2.2.1 擬定主軸的各級轉速依據題目要求選級數 Z=17， =1.26=1.064考慮到設計的結構復雜程度要適中，故?采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為：33.5,42.5,53,67,85,106,132.5,170,212,267，335，425，535，670，850，1060，13202.2.2 主電機功率——動力參數的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。根據題設條件電機功率為 4KW 可選取電機為：Y112M-4 額定功率為 4KW，滿載轉速為 1440r/min.2.2.3 確定結構式對于 Z=17 可按照將主軸轉速級數 分解因子，可能的方案有：18Z?第一行 9218??29?第二行 3332?在上面的兩行方案中，第一行方案是由 11 對傳動副組成的兩個變速組，這兩個變速組串聯構成了主軸的 17 級轉速。這樣的方案能夠省掉一根軸，但有一個傳動組內將出現 9 個傳動副。假如用一個九聯滑移齒輪，那么軸向尺寸會增大。假如采用若干個雙聯滑移齒輪與若干個三聯滑移齒輪組合使用，那么，為了防止各滑移齒輪同時嚙合，3操縱機構必須實現互鎖。綜上所述，第一行中的方案一般不采用。對于第二行中的三個方案，將出現三個變速組，每個變數組中有 2 個或者 3 個傳動副。我們能夠采用雙聯或者三聯滑移齒輪來變速。該行方案中總的傳動副數最少，軸向尺寸較小，操縱機構也相對簡單。因此，在主軸轉速為 18 級的分級變速系統(tǒng)設計中，通常采用第二行中的方案。根據公式 可得，傳動件所傳遞的功率 P 與它的計算轉速 決定了傳cnPT/950? cn遞轉矩 T。一般情況下，從電動機到主軸為降速傳動。即所謂的“近電機高轉速” ，從而計算轉速 也較高，那么需要傳遞的轉矩就較小，尺寸也較小。根據傳動副的“前cn多后少”原則，即將傳動副較多的變速組安排在靠近電動機處，這樣可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不僅可以節(jié)省材料，還可以使變速箱結構緊湊。因此，對于第二行中的三種方案，我們通常采用 的方案，它表示該傳動系統(tǒng)是由2318??3 個變速組共 8 對傳動副組成（不包含可能的定比傳動副） 。在方案 中，由于基本組與擴大組之間的排列順序不同，又將衍生出 6231??種不同的方案。6 種方案的結構式如下：○ 1 1268○ 2 31628??○ 3 16218??○ 4 31??○ 5 9○ 6 93在這 6 個方案中，首先應對各個方案變速組的變速范圍進行驗算。在一般情況下，變速范圍最大的是最后一個擴大組，所以只需要對最后一個擴大組的變速范圍進行校驗。設計機床的變速系統(tǒng)中，在降速傳動時，為了避免從動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸隨之增大，通常使傳動副的最小傳動比 。在升速傳動中，防止產生過大4/1min?的噪聲與震動，通常使傳動副的最大傳動比 。對于斜齒圓柱齒輪傳動比較平穩(wěn)，2ax?所以取 。故，在一般情況下變速組的變速范圍應滿足以下條件：5.2max?i10~8)/(minax?r在 、 、 、 這四種方案中，最后一個擴大組都是 ，其變速范圍：○ 1 ○ 2 ○ 3 ○ 4 63max6)13()13()1(226.2 rrxp ???????4所以不滿足傳動組的極限變速范圍要求。在 、 這兩種方案中，最后一個擴大組都是 ，其變速范圍：○ 5 ○ 6 92826.19)()(22 ?????xpr?滿足傳動組的極限變速范圍要求。根據中間軸變速范圍最小的原則，即“前密后疏” ，方案 為最佳方案，結構式為： ?！?5 93182.2.4 確定結構網畫出結構網如下：(變速系統(tǒng)共需 4 根軸，其中Ⅳ軸為主軸)Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ133 92圖 3-1 結構網2.2.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉速圖：5（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:S zmin(Zmax+2+D/m)6圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20?（7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求 Zmin≥18~20,齒數和Sz≤100～120，由表 4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表 2-2。（1） 確定各變速組內齒輪齒數由以上確定的各個傳動比，根據參考文獻[1]表 5-2，有：a 變速組○ 1， ， ?a1i1.26ia2??1.58i2a3??時， =…，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，…a1zS時， =…，56 ，59，61，63，65，66， 68，70，72，74，….26ia?z7時， =…57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，…1.58ia3?zS可知， =70 和 72 是共同適用的，可取 =72。再由參考文獻 [1]表 5-2 查出各z zS對齒輪副中小齒輪的齒數為：36、32 和 28。則：； ；28/4i3a?' 32/40zi2a?' 32/40i2a1?'b 變速組○ 2， ， 1.6b 1.58b2?3.175b3?時， =…，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，…2ib1?zS時， =…，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，….58b2z時， =…，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，…317ib?zS可取 =83，查出齒輪齒數為：37、32、和 20。zS； ；46/37i2b1?' 32/51zi2b?' 20/63zi3b?'c 變速組○ 3， 41i6c1??12i3c2??時， =…，80，84，85，95，96，99，100，104，105，…c1zS時， =…，92，93，95，96，98，99，101，102，104，…2ic?z可取 =99，查出齒輪齒數為：24 和 33。則：zS；24/75ic1?' 6/3zi2c2?'89第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=4kW,轉速 n1=1440r/min,n2=670r/min3.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 3-3 工作情況系數 AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（） ；離心式壓縮機；7.5kW?輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物） ，通風機（ ） ；發(fā)電機；旋7.5k?轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.810根據 V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時） ，查《機械設計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.4.kWdAedPK???3.1.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按《機械設計》P297 圖13－11 選取。圖 3-2根據算出的 Pd＝4.4kW 及小帶輪轉速 n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100 可知應選取 A 型 V 帶。3.1.3 驗證帶速并確定帶輪的基準直徑由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1= 100mm ddmin.=75 mm（d d1根據 P295表 13-4 查得）表 3-4 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 50021 240=.1,0.14=267dd??由《機械設計》查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =200mm2d11① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）210=2.41()(1%)di?????誤 ?誤差 符合要求1.04%.5i???誤 ＜② 帶速 113v=7./606dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊?，小帶輪選 H 型孔板式結構，大帶輪選擇 E 型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.1.7 確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。133.1.8 計算壓軸力由《機械設計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝123.31N，上面已得到=165.17o，z=3，則1a1a165.72sin=32.sinN=3.62ooFz???對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側面間的夾角是 40°，為了適應 V 帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定） ，輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板） ，用來聯接輪緣與輪轂成一整體。槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 14最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 表 3-7 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92）V 帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d 時)，如圖 3-2a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 3-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 3-3c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 3-3d。（a） （b） （c） （d）圖 3-3 帶輪結構類型根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.2 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速n j，由公式 n =n 得，主軸的計算轉速n j=127.031r/min，jmi)13/(??z取100r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 15軸3=400 r/min， 軸2=630 r/min，軸1=800r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。表 3-1 各軸計算轉速（3） 確定齒輪副的計算轉速。3-2。表 3-2 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j800 800 630 630 4003.3 齒輪模數計算及驗算（1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。表 3-3 模數（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3`齒數 32 40 28 56 24 48分度圓直徑 96 120 84 168 72 144軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 800 630 400組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數 mm 3 3 3.516齒頂圓直徑 102 126 90 174 78 150齒根圓直徑 88.5 112.5 76.5 160.5 64.5 136.5齒寬 24 24 24 24 24 24按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率;-----計算轉速（ r/min）. ;jnm-----初算的齒輪模數（mm）, m=3（mm）;B----齒寬（mm）z----小齒輪齒數u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比-----壽命系數；sK=sTnNKq----工作期限系數；T17mTCnK016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（r/min）1n----基準循環(huán)次數，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C710C612?m----疲勞曲線指數，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數，取 =1.13K3K-----動載荷系數，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數，查【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5` Z6 Z6`18齒數 46 37 32 51 20 63分度圓直徑 138 111 96 153 60 189齒頂圓直徑 144 117 102 159 66 195齒根圓直徑 130.5 103.5 88.5 145.5 52.5 181.5齒寬 24 24 24 24 24 24第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數 66 33 24 75分度圓直徑 231 115.5 84 262.5齒頂圓直徑 238 122.5 91 269.5齒根圓直徑 222.25 106.75 75.25 253.75齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：19d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉速jn---該軸每米長度的允許扭轉角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4020第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.3 主軸彎曲剛度校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：a 主軸的前端部撓度 []0.250.1sy????b 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承c 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒(2)計算如下：前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.當量外徑 de= =21D?m2851045?主軸剛度：因為 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對剛度的影響可忽略；21ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAie剛度要求：主軸的剛度可根據機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定4.4 軸承校核????610()1739hCLThnP????4.5 潤滑與密封主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：1）密封圈——加密封裝置防止油外流。 。2）疏導——在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。22第 5 章 摩擦離合器( 多片式)的計算設計多片式摩擦離合器時，首先根據機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內徑 d 應比花鍵軸大 2～6mm，內摩擦片的外徑 D 的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內部結構布局，故應合理選擇。摩擦片對數可按下式計算Z≥2MnK/ f b[p]?20D式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm） ；Mn＝955× η/ ＝955× ×3×0.98/800＝1.28× （N ·mm）;41djn410510Nd——電動機的額定功率（kW） ；——安裝離合器的傳動軸的計算轉速（r/min） ；jnη——從電動機到離合器軸的傳動效率；K——安全系數，一般取 1.3～1.5；f——摩擦片間的摩擦系數，由于磨擦片為淬火鋼，查《機床設計指導》表2-15，取 f=0.08；——摩擦片的平均直徑（mm）;0D=（ D+d）/2＝67mm;b——內外摩擦片的接觸寬度（mm） ；b=（D-d）/2=23mm；——摩擦片的許用壓強（N/ ） ；??p2m＝ ＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.8360t????vKmz——基本許用壓強（MPa） ，查《 機床設計指導》表 2-15，取 1.1；0t——速度修正系數v＝ n/6× =2.5（m/s）p?02D41根據平均圓周速度 查《機床設計指導》表 2-16，取 1.00；pv——接合次數修正系數，查《機床設計指導》表 2-17，取 1.00；mK——摩擦結合面數修正系數，查《機床設計指導》表 2-18，取 0.76。z23所以 Z≥2MnK/ f b[p]＝2×1.28× ×1.4/（3.14×0.08× ×23×0.836＝11 ?0D510267臥式銑床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗 確定，一般取kP＝ 0.4 ＝0.4×11＝4.4 kPdN最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q，可按下式計算：Q= b (N)＝1.1 ×3.14× ×23×1.00＝3.57×0tp?????2DvK267510式中各符號意義同前述。摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm） ，內外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用 10 或 15 鋼，表面滲碳 0.3～0.5（mm）,淬火硬度達 HRC52～62。圖 3-5 多片摩擦離合器245.1 結構設計5.1.1 展開圖設計5.1.1.1 齒輪布置主傳動系統(tǒng)采用集中傳動方式，將全部傳動和變速機構集中在同一個主軸箱內，結構緊湊，便于實現集中操縱，安裝調整方便。電機軸與電動機采用彈性柱銷聯軸器連接，可一定程度降低定心精度要求，隔離點擊震動。5.1.1.2 主軸組件設計圓錐滾子軸承能同時承受徑向和軸向載荷，成對使用具有軸承數量少、支撐結構簡單、軸承間隙調整方便的特點。主軸采用單列圓錐滾子軸承的前中支承為主端深溝球軸承的尾端支承為輔的三支撐結構。用中支撐左側的螺母同時調整前中兩個軸承的間隙。5.1.2 截面圖及軸的空間布置由于滑移齒輪軸心離箱體壁距離較大，且滑移行程較長，故采用撥叉沿導向桿滑動來操縱滑移齒輪。擺動撥叉通過滑塊與滑動撥叉尾端的槽接觸，滑塊做圓弧運動轉化為撥叉的滑動，實現滑移。使用鋼球彈簧作為定位的手柄座可以使操作桿撥動到指定位置即停下并鎖緊，方便工人操作。5.2 零件驗算5.2.1 主軸剛度5.2.1.1 主軸支撐跨距 的確定l前端懸伸量 ：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側前支撐中點（滾錐軸承及向心C推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點處）到主軸前端的距離。這里選定 。60mC?一般最佳跨距 ，考慮到結構以及支承剛度會因磨損而不02~3(108)ml?斷降低，應取跨距 比最佳支承跨距 大一些，一般是 的 倍，再綜合考慮結l0l1.25~構的需要，本設計取 。76l5.2.1.2 最大切削合力 P 的確定最大圓周切削力 須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定t25（4-8）（4-9）429510()dtjNPDn????其中：——電動機額定功率( )， ；dNKWd——主傳動系統(tǒng)的總效率， ， 為各傳動副、軸承的效率，總效?? 1ni????i率 。由前文計算結果， 。取 ；0.7~85? 90.8.0.3??0.8???——主軸的計算轉速 ，由前文計算結果，主軸的計算轉速為jn(r/min)；.92r/mi——計算直徑 ，對于臥式銑床， 為最大端銑刀計算直徑，對于工作jD)jD臺面積為 的臥式銑床,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為201?， 。j?6B?可以得到， 429510.83921.7N7tP???驗算主軸組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內的最大切削合力 。P對于臥式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計算。不妨假設本銑床進給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機構，應采用不對稱順銑，則各切削分力 、 、 同 的比值可大致認為VPHatP；0.95372.8NVtP?；41H。.6.at則 ， ，即 與水平面成20.983HVtPP???4.t???P?角， 在水平面的投影與 成 角。60??H5?5.2.1.3 切削力作用點的確定設切削力 的作用點到主軸前支撐的距離為 Ps(m)scw??其中：——主軸前端的懸伸長度， ；c60——對于普通升降臺銑床 。wB可以得到， 12s??附件 1：外文資料翻譯譯文CNC 和 PLC 他們對于機床是同一概念嗎？摘要 設計一個計算機數字控制器（CNC）,傳統(tǒng)做法是將裝置分為三個實體:一個可編程控制器（PLC）,一個可以稱之為 CNC 控制器（CNCD）的黑盒子，一個包含 CNC軸向控制器和可以簡單描述為軸向實體的合成體。我們將指出這一機構的缺點，展示一種新機構并介紹他的優(yōu)勢所在。最后，在對比傳統(tǒng) PLC 和新機構之后，我們認為 CNC 就是一種改進的 PLC。PLC 裝置傳統(tǒng)的可編程控制器（PLC）是基于兩個主要模塊：控制臺和執(zhí)行器?？刂婆_向操作者提供了一個交互式設計的人機界面，由于這個原因，他不能實現實時約束。執(zhí)行器控制基本任務的時序以使 PLC 工作和確保相關的時間約束。執(zhí)行器啟動并管理不同的循環(huán)周期?？刂婆_的目標是人機界面而執(zhí)行器的目標是時序安排?？梢赃@樣說，在大多數情況下，PLC 的主要目標是在沒有控制臺的情況下單機運行。CNC 使用的分類CNC 對所有機床的應用本質上分為三個不同的種類：本地使用，直接數字化控制(DNC)和遠程使用。在本地使用中，操作者在機床附近。他直接輸入命令，通過按下按鈕來控制機床和加工過程。他也可以創(chuàng)建和修改刀具描述符和零件加工程序，這些是以 CNC的標準代碼或類似代碼寫入的。在這一背景下，對零件的設計和輔助制造也是可能的，盡管此類活動顯得與機床周圍糟糕的環(huán)境質量（比如噪音，高溫，灰塵）格格不入。DNC（直接數字化控制）使用 添加了從主機下載（向主機上傳）零件加工程序的功能，主機匯集了零件加工程序，可以被看作是一個文件服務器。這些操作仍然完全在位于機床附近的人工操作員的控制下。在某些情況下，在遠距離的操作者之間可能會使用郵件服務器。這一類 CNC 使用方式，除了能向服務器傳輸零件加工程序和刀具描述符之外，與前一種使用并沒有本質上的不同。第三種使用方式與柔性化加工有關而且可以自我說明。它向 CNC 提供完全的遠程控制。CNC 必須可以控制和調節(jié)刀具和零件，可以發(fā)送收集到的足夠的內部信息來報告 CNC 運作狀態(tài)，CNC 也要可以接受控制指令并最終實現與外部程序的同步。所有這些新功能帶來了一些重要的需要定義的問題，比如 “任務概念”[備注 88],但由于這些并非本論文的主要目的，此處不再贅述。從第三類使用中，得到的一個重要事實是：在柔性化制造中，由于人工操作者只在有維護任務時才直接面對CNC，所以對 CNC 來說人機交互界面變得無用了。事實上，在一個柔性化的制造環(huán)境中，操作 CNC 的必需部分只是執(zhí)行器?，F在我們可以說我們的主要目標就是找到一種可以滿足以上三種使用方式的體系。CNC 設計修改：雙體結構之前的設計思路將整個 CNC 劃分成兩個主要的部分：控制臺和執(zhí)行器?？刂婆_的目的是作為一個精細的人機交互界面或改進的終端。執(zhí)行器的目的是控制加工過程。嚴格意義上說，在柔性制造環(huán)境中，控制臺不是必須的，事實上所有 CNC控制和決策的的智能是集中在控制器上的，因此創(chuàng)建了一種只帶有開/閉開關和急停按鈕的黑盒子?？刂婆_和執(zhí)行器應具備哪些具體功能，怎樣選擇必須有一些表述清楚的標準。控制臺的基本要求包括下列的功能：? 顯示加工參數? 以 CNC 標準代碼生成、顯示和編輯零件加工程序? 生成、顯示和編輯刀具描述符? 對零件編程提供圖形幫助工具? 以永久形式存儲（硬盤）零件加工程序和刀具描述符? 在 CNC 設置階段能輔助自動調節(jié)并顯示狀態(tài)? 調整軸向控制器的參數? 設置執(zhí)行器的設置參數? 向執(zhí)行器載入工作指令? 為日后分析顯示和存儲統(tǒng)計信息? 運行預設的測試程序以便執(zhí)行器為今后追逐已報告過的問題提供診斷計劃? 可以打印出所有顯示或存儲的信息建造一個控制臺的最常用方式是選擇一個微電腦，微電腦的操作系統(tǒng)和繪圖工具箱搭載適當軟件后能夠滿足先前提到的要求。作為一個獨立的單元，控制臺可以很容易的獨立于執(zhí)行器進行升級，以跟上加工方式的新發(fā)現（比如新的人機界面理念）和新的技術革新（比如新的具有更好性能的硬件） 。此外，讓控制臺獨立是通用化控制臺設計的第一步。這種狀況下的分析和對錯誤的診斷沒有進行錯誤分析的基礎上，我們可以對CNC 和 PLC 來說，控制臺扮演著相同的角色。在柔性化制造環(huán)境中，沒有操作員，機床獨立工作，執(zhí)行器包含所有適用于柔性化制造環(huán)境所需要的功能。更準確地說，執(zhí)行器的功能有以下三個基本要求：執(zhí)行要求:? 將以 CNC 標準代碼寫成的零件加工程序翻譯為機床可以理解和處理的中介代碼? 根據加工程序所選的機床修正加工軌跡? 管理不同加工步驟地序列? 控制輔助部件（如潤滑液，換刀裝置）? 生成加工軌跡? 控制軸向進給? 與現場總線（如果存在）通信管理要求:? 在加工過程中，以合適的方式存儲當前和下一步任務，以更新機床描述符（比如更新加工時間信息數據）? 以半永久方式存儲設置參數? 更新和管理包含標記為報告事件信息的日志? 在適當時間進行自動診斷獨立工作所需的附加要求? 與管理計算機通信? 探測刀具損壞? 測量刀具磨損? 確認刀具? 管理和識別托盤? 確認和測量加工零件這些要求顯示執(zhí)行器幾乎受制于硬件的實時約束（與控制臺相反） 。由于執(zhí)行器內在的復雜性，CNC 設計的訣竅就在于執(zhí)行器。處理這一部分必須小心，尤其在設計它的結構時。分析到這一步，有人會說網絡作為第三方，顯然就是 DNC 或遠程控制使用。事實上，考慮到類似加工自動化協議（MAP）這樣的網絡，潛在的復雜性和稱作加工信息規(guī)范（MMS）的應用層所提供的服務似乎會帶領我們闡述這個命題。但即便如此，這個想法不在本論文范圍之列。執(zhí)行器設計 ：（傳統(tǒng)）方式設計一個計算機數字控制器（CNC）的傳統(tǒng)方式是裝置分為三個實體：一個可編程控制器（PLC） ，一個可以稱之為 CNC 控制器（CNCD） ，一個包含 CNC 軸向控制器。PLC 的主要功能是管理不同的機床附件（軸，潤滑液……）CNCD 的主要任務是翻譯 CNC 國際標準代碼，向軸向控制器輸出移動量，以及處理操作者的動作并執(zhí)行。PLC 和 CNCD 每個都包含 CNC 的一部分，單獨任何一個都不能進行 CNC 的控制。他們共同控制整個 CNC。為了獲得一個控制命令，觸發(fā)器（可以是 PLC 或者CNCD）必須知道整個 CNC 系統(tǒng)的狀態(tài)。因此，PLC 和 CNCD 共享狀態(tài)數據。這些數據處于一個公共的雙通道存儲器中，或者，在處于最差的情況下，這些數據一直不斷在 PLC 和 CNCD 間交換。因而，這信息交換所需要的高速數據傳輸率會造成嚴重阻塞。因為傳輸的物理介質（通常是專用總線）必須有十分先進的性能，通常只有十分尖端的技術才能達到。1984 年，瑞士聯邦理工學院開始研發(fā) CNC 系統(tǒng)原型時，這一現象不十分明顯。在 1987 年 7 月，他們設計并實現了第一臺基于“傳統(tǒng)”CNC 體系的原型。在那時，進一步的分析發(fā)現，這個系統(tǒng)原型有著嚴重的信息傳輸問題。因此，他們決定重新設計這個體系，并且研制第二個原型，驗證些新出現的想法。在深入研究信息傳輸問題之后，他們著手開始工作。執(zhí)行者：PLC 核心一個主要基于[Gregotre87]和[Gregotre89]理論的研究表明，執(zhí)行中心可以設計成一個大型的有限狀態(tài)機，時序安排呼叫服務（圖 1） 。相比于傳統(tǒng)的體系相比，單實體控制執(zhí)行，執(zhí)行狀態(tài)整體集中于這個單實體中。這個方法解決了先前所提到的共有數據問題。圖 1FSM 的作用在于，保證了不同服務器之間的同步問題。FSM 控制執(zhí)行并且建立了強勁的結構；它可以在任何時候做出準確的決定，使適當的服務器工作。從執(zhí)行的角度看整個 FSM 可以被認為是一種 PLC 的核心。服務器是一種相當獨立的程序實體，有著自己的數據結構，也可以與其他服務器共享，并且擁有代表服務器狀態(tài)的數據信息。從原理上講，每臺服務器，應該由自己的處理器執(zhí)行指令。然而，一些實際理念上，遵循的是編組原則，即將一些服務器編為一組，然后分配給每一組一個單獨的處理器。實際上，服務器概念所包含的內容比它本身更廣泛，它包括所有 CNC 執(zhí)行所能找到的所有任務。例如：將部分用 ISO 編碼寫的程序翻譯成中間碼；出于工具尺寸和磨損問題的考慮，更正軌跡；進給和控制軸板塊；設備數據設置管理（恢復與存儲） 。其中一些服務器運行十分繁重的計算程序，給執(zhí)行這些程序的執(zhí)行器造成很大的負載系數。這主要是由于這些服務器用數字運算（如刀具修正器）或者分列運算法（如 ISO 編譯器） 。由于性能原因，一個特定程序執(zhí)行可以將任務分配到高速的特殊控制板和復雜的硬件。假定這些控制板存在于 PLC 擴展板范圍中，只需要一個軟件去調試。所以，現在的 PLC 硬件經過少許的調整，就可以重新使用?！胺掌鳌钡臏蚀_定義是研究中新的焦點領域。可以假設，為了更精確，每一個服務器的規(guī)范必須是正式的。由于服務器可以視為 CNC 可再使用部件的種類，有一些要求必須注意，而 FSM，集合了這些。這也可能引導正式的技術描述。實踐執(zhí)行為了證實我們的理論，我們計劃在第二個 CNC 原型中執(zhí)行新提出體系。所選用的程序語言為 ADA，因為它程序穩(wěn)定，并且簡便。全面的項目設計按照 OO 論執(zhí)行，在所有的設計方法中，這是最適合 ADA 所有的功能。軟件的功能實體分部在遵循以下表中要求的硬件中控制臺IBM 的 PC VME 板，可能在將來被 UNIX 工作站代替，它可以執(zhí)行所有控制臺的功能。執(zhí)行MOTOROLA MVME 133 XT cpu 板， （MC68020, 25MHz）用于控制臺的通訊和耗時服務（ISO 編譯器，修正工具和 MSD 管理）MOTOROLA MVME 133 XT cpu 板（MC68020, 25MHz）用于 FSM 執(zhí)行，輔助設備與現場總線的通訊）一些 MOTOROLA MVME 133 XT cpu 板， （MC68020, 25MHz）用于軸的分類機。每一個板塊執(zhí)行一個以上分類機（確切的數量視結構而定） 。這些板塊支持軸的服務器。一些 TMS320C25 板塊，用于軸控制器。這些板塊，在日后升級之后被取消，由特殊的數字伺服控制器代替。一個管理所有加工刀具傳感器和制動器的現場總線板塊，與軸有關的除外。這些最新的約束（暫時的）是由于現場總線存在與軸控制要求時間的延遲。 （詳情可參考《baguette et al 91》 ）所有的硬件集中在 VME 架上。所有的板塊通過同一個總線連接。因此所有執(zhí)行板塊的信息交流通過共享內存。服務器的響應，使用一種特定的遠程程序響應，這是專門為實現實時控制研發(fā)的。這個運行在主執(zhí)行板塊（FSM）的軟件和一種PLC 中心軟件十分相似。所以，這個板塊可以方便的用 PLC 來替換。上述關于軸的分布式差補的要求不會產生與我們第一個原型一樣的問題，因為，我們已經采用了分散分類機，它執(zhí)行著如《Debourse87》所描述的概念。只需要升級和調整，如《Decotignie91》所描述的。在寫這篇論文的時候，第二臺原型機已經處于測試階段，但已經達到完全的功能。結論新介紹的 CNC 體系結構與傳統(tǒng)的 PLC 體系結構相比，有很多的相似之處。這證明了 CNC 也是一種 PLC，或者，更確切點說，是一種進化了的 PLC，因為它有著許多更高級的功能。實際上，這個新的體系結構可以和一個 PLC 中心一起執(zhí)行命令，一個帶有可視為協處理器的 CPU 板，隸屬于 PLC 中心，執(zhí)行服務軟件,和 PLC標準軸板塊執(zhí)行分散分類機軟件。附件 2：外文原文 （復印件）