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畢業(yè)設計 數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)設計 學 生 姓 名 指 導 教 師 合 作 指 導 教 師 專 業(yè) 名 稱 機械設計制造及其自動化 所 在 學 院 2009 年 6 月 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 第一章 前言 1 1 1 數(shù)控機床的發(fā)展概況 1 1 2 數(shù)控機床的發(fā)展方向 1 1 3 數(shù)控機床的主傳動系統(tǒng) 1 第二章 主傳動系統(tǒng)的運動設計 2 2 1 主運動系統(tǒng)驅(qū)動電機的選擇 2 2 2 擬定轉(zhuǎn)速圖 5 2 3 擬定傳動方案 6 第三章軸的結(jié)構(gòu)設計 8 3 1 軸的結(jié)構(gòu)設計及齒輪尺寸參數(shù) 8 3 2 電磁摩擦離合器的計算和選擇 16 3 3 軸承的選擇 21 第四章 主軸結(jié)構(gòu)設計 22 4 1 主軸組件的性能要求 22 4 2 編碼器的選擇與安裝 24 4 3 聯(lián)軸器的選擇及帶輪參數(shù) 25 結(jié)束語 28 I 致 謝 29 參 考 文 獻 30 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 摘要 摘 要 裝備工業(yè)的技術(shù)水平和現(xiàn)代化程度決定著整個國民經(jīng)濟的水平和現(xiàn)代化程度 數(shù)控技術(shù)及裝備是發(fā)展新興高新技術(shù)產(chǎn)業(yè)和尖端工業(yè) 如信息技術(shù)及其產(chǎn)業(yè) 生物 技術(shù)及其產(chǎn)業(yè) 航空 航天等國防工業(yè)產(chǎn)業(yè) 的使能技術(shù)和最基本的裝備 隨著數(shù)控技術(shù)的發(fā)展 考慮到它的控制方式和使用特點 才對機床的生產(chǎn)率 加工精度和壽命提出了更高的要求 本課題主要研究的是數(shù)控機床的主體機構(gòu) 并 將研究重點放在以下兩個方面 1 由于采用了高性能的無級變速主軸及伺服傳動系 統(tǒng) 數(shù)控機床的極限傳動結(jié)構(gòu)大為簡化 傳動鏈也大大縮短 2 為適應連續(xù)的自動 化加工和提高加工生產(chǎn)率 數(shù)控機床機械結(jié)構(gòu)具有較高的靜 動態(tài)剛度和阻尼精度 以及較高的耐磨性 而且熱變形小 關鍵詞 數(shù)控機床 主軸 無級變速 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 ABSTRACT Abstract The engineering level of equipment industry and modernized intensity are determining the level of the whole national economy and modernized intensity numerical control technology and equip develop new developing new high tech industry and most advanced industry To can make technology and basic equipment most national defense industry industries such as information technology and their industry biotechnology industry aviation space flight etc With the development of technology of numerical control consider its control method and use characteristic have just put forward higher requirement for the productivity machining accuracy and life span of the machine tool That originally designed main research is the subject organization of the numerical control machine tool And will study and place on two following respects especially 1 Because of adopting the high performance infinitely variable speeds spindle and servo transmission the terminal transmission structure of the numerical control machine tool is greatly simplified the drive chain is shortened greatly too 2 For meet continuous automation process and improve productivity of processing numerical control lathe mechanical structure have high quiet dynamic rigidity and damping precision and higher wear ability and hot and out of shape and small Keyword Numerical control machine tool spindle infinitely variable speeds 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 前言 0 第一章 前言 1 1 數(shù)控機床的發(fā)展概況 數(shù)控機床是現(xiàn)代制造業(yè)的關鍵設備 一個國家數(shù)控機床的產(chǎn)量和技術(shù)水平在某種程度上就 代表這個國家的制造業(yè)水平和競爭力 近年來 黨中央 國務院高度重視包括數(shù)控機床在內(nèi)的 裝備制造業(yè)發(fā)展 相繼出臺的一系列政策措施 進一步確立了數(shù)控機床產(chǎn)業(yè)的戰(zhàn)略地位 為行 業(yè)發(fā)展創(chuàng)造了有利條件 我國機床行業(yè)經(jīng)過幾十年的發(fā)展 形成了具有一定生產(chǎn)規(guī)模和技術(shù)水 平的產(chǎn)業(yè)體系 具備了快速提升的基礎 尤其是 十五 以來 面對持續(xù)高漲的國內(nèi)市場需求 和良好的政策環(huán)境 我國機床行業(yè)發(fā)展迅速 在質(zhì)和量上都取得了飛躍 我國現(xiàn)在已基本掌握 了從數(shù)控系統(tǒng) 伺服驅(qū)動 數(shù)控主機 專機及其配套件的基礎技術(shù) 其中大部分技術(shù)已具備進 行商品化開發(fā)的基礎 部分技術(shù)已商品化 產(chǎn)業(yè)化 初步形成了數(shù)控產(chǎn)業(yè)基地 數(shù)控機床產(chǎn) 業(yè)的發(fā)展 需要自身裝備水平的提升 另外 十五 期間技術(shù)改造的不斷投入 極大地提高了 機床行業(yè)的自身裝備水平 齊一 齊二 沈陽機床 大連機床等主機企業(yè) 在國家的支持下已 投入了一批技術(shù)改造項目 哈量 哈一工 華中數(shù)控 南京工藝等數(shù)控機床配套基礎制造企業(yè) 也提升了自身裝備水平 北京第一機床 武漢重型機床等通過搬遷改造也將很快奠定快速發(fā)展 的基礎 1 2 數(shù)控機床的發(fā)展方向 1 高速度 高精度化 速度和精度是數(shù)控機床的兩個重要指標 它直接關系到加工效率和 產(chǎn)品質(zhì)量 2 多功能化 配有自動換刀機構(gòu) 刀庫容量可達 把以上 的各類加工中心 能在同 一臺機床上同時實現(xiàn)銑削 鏜削 鉆削 車削 鉸孔 擴孔 攻螺紋等多種工序加工 現(xiàn)代數(shù) 控機床還采用了多主軸 多面體切削 即同時對一個零件的不同部位進行不同方式的切削加工 數(shù)控系統(tǒng)由于采用了多 結(jié)構(gòu)和分級中斷控制方式 即可在一臺機床上同時進行零件加工 和程序編制 實現(xiàn)所謂的 前臺加工 后臺編輯 3 機床的智能化 加工設備不僅提供 體力 也有 頭腦 能夠在線監(jiān)測工況 獨立 自主地管理自己 并與企業(yè)的生產(chǎn)管理系統(tǒng)通信 4 數(shù)控編程自動化 隨著計算機應用技術(shù)的發(fā)展 目前 圖形交互式自動編 程已得到較多的應用 是數(shù)控技術(shù)發(fā)展的新趨勢 5 可靠性最大化 數(shù)控機床的可靠性一直是用戶最關心的主要指標 6 控制系統(tǒng)小型化 數(shù)控系統(tǒng)小型化便于將機 電裝置結(jié)合為一體 1 3 數(shù)控機床的主傳動系統(tǒng) 主傳動系統(tǒng)是用來實現(xiàn)機床主運動的傳動系統(tǒng) 它應具有一定的轉(zhuǎn)速 速度 和一定的變速 范圍 以便采用不同材料的刀具 加工不同材料 不同尺寸 不同要求的工件 并能方便地實 現(xiàn)運動的開停 變速 換向和制動等 數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)主要包括電動機 傳動系統(tǒng)和主軸部件 它與普通機床的主傳動系統(tǒng) 相比在結(jié)構(gòu)上比較簡單 這是因為變速功能全部或大部分由主軸電動機的無級調(diào)速來承擔 省 去了復雜的齒輪變速機構(gòu) 有些只有二級或三級齒輪變速系統(tǒng)用以擴大電動機無級調(diào)速的范圍 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 前言 1 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第二章 主傳動系統(tǒng)的運動設計 2 第二章 主傳動系統(tǒng)的運動設計 2 1 主運動系統(tǒng)驅(qū)動電機的選擇 2 1 1 選擇電機應綜合考慮的問題 1 根據(jù)機械的負載特性和生產(chǎn)工藝對電動機的啟動 制動 反轉(zhuǎn) 調(diào)速等要求 選擇電動 機類型 2 根據(jù)負載轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速變化范圍和啟動頻繁程度等要求 考慮電動機的溫升限制 過載能 力額啟動轉(zhuǎn)矩 選擇電動機功率 并確定冷卻通風方式 所選電動機功率應留有余量 負荷率 一般取 0 8 0 9 3 根據(jù)使用場所的環(huán)境條件 如溫度 濕度 灰塵 雨水 瓦斯以及腐蝕和易燃易爆氣體 等考慮必要的保護措施 選擇電動機的結(jié)構(gòu)型式 4 根據(jù)企業(yè)的電網(wǎng)電壓標準和對功率因素的要求 確定電動機的電壓等級和類型 5 根據(jù)生產(chǎn)機械的最高轉(zhuǎn)速和對電力傳動調(diào)速系統(tǒng)的過渡過程的要求 以及機械減速機構(gòu) 的復雜程度 選擇電動機額定轉(zhuǎn)速 此外 還要考慮節(jié)能 可靠性 供貨情況 價格 維護等等因素 11 2 1 2 電動機類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇 由于不同的機床要求不同的主軸輸出性能 旋轉(zhuǎn)速度 輸出功率 動態(tài)剛度 振動抑制等 因此 主軸選用標準與實際使用需要是緊密相關的 總的來說 選擇主軸驅(qū)動系統(tǒng)將在價格與 性能之間找出一種理想的折衷 9 表 1 簡要給出了用戶所期望的主軸驅(qū)動系統(tǒng)的性能 下面將 對各種交流主軸系統(tǒng)進行對比 分析 表 1 1 理想主軸驅(qū)動系統(tǒng)性能 項目 內(nèi)容 高性能 低速區(qū)要有足夠的轉(zhuǎn)矩 寬恒功率范圍 并在高速范圍內(nèi)保持一定轉(zhuǎn)矩 高旋轉(zhuǎn)精度 高動態(tài)響應 高加減速 起制動能力 具有強魯棒性 能適應環(huán)境條件和參數(shù)變化 高效率 低噪聲 低價格 低購買價格 低維護價格 低服務價格 通用要求 耐用性 可維護性 安全可靠性 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第二章 主傳動系統(tǒng)的運動設計 3 感應電機交流主軸驅(qū)動系統(tǒng)是當前商用主軸驅(qū)動系統(tǒng)的主流 其功率范圍從零點幾個 kW 到 上百 kW 廣泛地應用于各種數(shù)控機床上 經(jīng)過對比分析本設計中決定采用 FANU 系列交流主軸電機 系列是高速 高精 高ci ci 效的伺服系統(tǒng) 可實現(xiàn)機床的高速 高精控制 并使機床更緊湊 2 1 3 電動機容量的選擇 選擇電動機容量就是合理確定電動機的額定功率 決定電動機功率時要考慮電動機的發(fā)熱 過載能力和起動能力三方面因素 但一般情況下電動機容量主要由運行發(fā)熱條件而定 電動機 發(fā)熱與其工作情況有關 但對于載荷不變或變化不大 且在常溫下連續(xù)運轉(zhuǎn)的電動機 如本課 題中的電動機 只要其所需輸出功率不超過其額定功率 工作時就不會過熱 可不進行發(fā)熱 計算 9 本設計中電機容量按以下步驟確定 1 確定主軸切削力 如無特殊說明 該小節(jié)計算方法均出自資料 7 確定主軸材料為 45 號鋼 淬硬處理 淬火及低溫回火 硬度為 44HRC 單位切削力為 270 m公 斤 0 3 sr 切削用量范圍 915 min0 tss 主切削力 2 1 FzPzzXYFVPzrPznCtSKK 料 取 167 0 75 9183 9zFzVFznzVFz 料 切深 取 進給量取 t5m0 mr 切削功率 1265 in 489 0 397vPKw 切 削切 削切 削 速 度 2 確定電機輸出動率 Pd dP 切 削 傳動裝置的總效率 2 2 123 其中 圓柱直齒輪傳動效率 由資料 12 表 2 4 查得 0 98 1 3 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第二章 主傳動系統(tǒng)的運動設計 4 軸軸承效率 由資料 12 表 2 4 查得2 0 99 0 99 0 98 軸 主軸 軸承效率 由資料 7 表 2 4 查得3 0 99 0 99 0 98 4 由此 0 98 0 98 0 98 0 98 0 922 故 8 397 102dPKw 3 選擇電動機額定功率 ed 如前所述 電動機功率應留有余量 負荷率一般取 0 8 0 9 所以電動機額定功率選取為 11 Kw 4 電動機電壓和轉(zhuǎn)速的選擇 由資料 10 表 22 1 9 小功率電動機一般選為 380V 電壓 所以本電機的電壓可選為 380V 同一類型 功率相同的電動機具有多種轉(zhuǎn)速 一般而言 轉(zhuǎn)速高的電動機 其尺寸和重量 小 價格較低 但會使傳動裝置的總傳動比 結(jié)構(gòu)尺寸和重量增加 選用轉(zhuǎn)速低的電動機則情 況相反 要綜合考慮電機性能 價格 車床性能要求等因素來選擇 10 本課題中數(shù)控機床的主軸的轉(zhuǎn)速范圍要求為 由于只有一根中間35 min40 inrr 傳動軸 傳動鏈較短 因此變速級數(shù)較少 故對電動機恒功率變速范圍以及整個變速范圍 要求較高 I 軸上齒輪傳動比確定為 II 軸上兩對直齒輪的傳動比分別為 12 i 29 16i 所以兩條傳動鏈中 高速傳動鏈傳動比 低速傳動鏈傳動318 7i 12i 96 8 比 由此可得電機的轉(zhuǎn)速范圍 3 i2 67 max min n409850r 356 780r in 5 確定電機的型號 由前面信息 可選取 FANUC 交流電機 型號為 這種電機轉(zhuǎn)動非常平穩(wěn) 采12 ci 用 160 000 000 rev 的超高分辨率位置編碼器 通過線圈切換可實現(xiàn)電機的高速 高加速控制 作為 系列的后續(xù)產(chǎn)品 具有更先進的節(jié)能效果 電機參數(shù)如下表所示 表 2 2 電機參數(shù) 機座長為 電機軸徑為 軸伸為 中心高 其余安裝尺寸465m8m10132m 及其外形由資料 8 得 8 型號 額定功率 連續(xù) 30min 功率 最低轉(zhuǎn)速 最高轉(zhuǎn)速 重量 振動 冷卻12 60ci Kw15 inr45 inr95KgV56W 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第二章 主傳動系統(tǒng)的運動設計 5 2 1 4 計算各軸計算轉(zhuǎn)速 功率和轉(zhuǎn)矩 1 各軸計算轉(zhuǎn)速 本小節(jié)公式除非特別說明 均出自資料 12 首先估算主軸的計算轉(zhuǎn)速 由于采用的是無級調(diào)速 所以采用以下的公式 2 3 0 30 3max3in4 5 15 minr 然后通過傳動比計算傳動軸和電機軸的計算轉(zhuǎn)速 23148 732 9 i37 iirr 246nni 上式中 的意義如前所述 i1 i 2 各軸輸入功率 11KwIPed 2 4 IP12I 0 9810 6Kw 414 2I 上式中 的意義如前所述 123 3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 1950 760 8TNm 2 32193 45 7 將以上計算結(jié)果整理后列于表 2 2 供以后計算選擇 供以后計算使用 表 2 3 各軸的傳動參數(shù) 參數(shù) 軸 I 軸 電機軸 II 軸 中間傳動軸 III 軸 主軸 計算轉(zhuǎn)速 minr746 373 145 輸入功率 Kw 11 10 6 10 2 轉(zhuǎn)矩 N 140 82 271 39 671 79 傳動比 12 i 29 16i 38 7i 2 2 擬定轉(zhuǎn)速圖 由電機的轉(zhuǎn)速范圍 包括恒功率變速范圍 和各軸傳動比 作數(shù)控車床的轉(zhuǎn)速圖 見圖 2 2 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第二章 主傳動系統(tǒng)的運動設計 6 圖 2 2 轉(zhuǎn)速圖 2 3 擬定傳動方案 數(shù)控機床需要自動換刀 自動變速 且在切削不同直徑的階梯軸 曲線螺旋面和端面時 需要切削直徑的變化 主軸必須通過自動變速 以維持切削速度基本恒定 這些自動變速又是無 級變速 以利于在一定的調(diào)速范圍內(nèi)選擇理想的切削速度 這樣有利于提高加工精度 又有利 于提高切削效率 無級調(diào)速有機械 液壓和電氣等多種形式 數(shù)控機床一般采用由直流或交流 調(diào)速電動機作為驅(qū)動源的電氣無級變速 由于數(shù)控機床的主運動的調(diào)速范圍較大 單靠調(diào)速電機無法滿足這么大的調(diào)速范圍 另一方面調(diào)速電機的功率扭矩特102R 性也難于直接與機床的功率和轉(zhuǎn)矩要求相匹配 因此 數(shù)控機床主傳動變速系統(tǒng)常常在無級變 速電機之后串聯(lián)機械有級變速傳動 以滿足機床要求的調(diào)速范圍和轉(zhuǎn)矩特性 為簡化主軸箱結(jié)構(gòu) 本方案僅采用二級機械變速機構(gòu) 運動方案如圖 2 1 有級變速的自動變換方法一般有液壓和電磁離合器兩種 液壓變速機構(gòu)是通過液壓缸 活塞桿帶動撥叉推動滑移齒輪移動來實現(xiàn)變速 雙聯(lián)滑移齒 輪用一個液壓缸 而三聯(lián)滑移齒輪則必須使用兩個液壓缸 差動油缸 實現(xiàn)三位移動 液壓撥 叉變速是一種有效的方法 工作平穩(wěn) 易實現(xiàn)自動化 但變速時必須主軸停車后才能進行 另 外 它增加了數(shù)控機床的復雜性 而且必須將數(shù)控裝置送來的電信號轉(zhuǎn)換成電磁閥的機械動作 然后再將壓力油分配到相應的液壓缸 因而增加了變速的中間環(huán)節(jié) 帶來了更多的不可靠因素 圖 2 1 主軸傳動圖 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第二章 主傳動系統(tǒng)的運動設計 7 電磁離合器是應用電磁效應接通或切斷運動的元件 由于它便于實現(xiàn)自動操作 并有現(xiàn)成 的系列產(chǎn)品可供選用 因而它已成為自動裝置中常用的操作元件 電磁離合器用于數(shù)控機床的 主傳動時 能簡化變速機構(gòu) 操作方便 通過若干個安裝在各傳動軸上的離合器的吸合和分離 的不同組合來改變齒輪的傳動路線 實現(xiàn)主軸的變速 電磁離合器一般分為摩擦片式和牙嵌式 6 本方案決定采用牙嵌式離合器 2 3 1 傳動圖 初定數(shù)控車床的傳動圖 如圖 1 3 圖 1 3 傳動圖 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 8 第三章軸的結(jié)構(gòu)設計 3 1 軸的結(jié)構(gòu)設計及齒輪尺寸參數(shù) 3 1 1 I 軸結(jié)構(gòu)設計及齒輪尺寸參數(shù) 如無特殊說明 本小節(jié)公式均出自資料 14 I 軸上的零件主要是齒輪 1 一端用凸臺定位 另一端用緊定螺釘定位 1 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數(shù) 根據(jù)選定的傳動方案 選用直齒圓柱齒輪傳動 1 本次設計屬于金屬切削機床類 一般齒輪傳動 故選用 6 級精度 2 材料選擇 由表 10 1 選擇小齒輪材料為 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度為 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì) 硬度為 240HBS 二者材料硬度差為 40HBS 3 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 135 z 23570z 2 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式 10 9a 進行試算 即 2 5 2131 tEtdHKTZud 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1 試選載荷系數(shù) t 2 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 由上文可知為 40 82Nm 3 由表 10 7 選取齒寬系數(shù) 5 0d 4 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 2 18 9MPaZE 5 由圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的 601limPaH 接觸疲勞強度極限 MPaH2lim 6 由式 10 13 計算應力循環(huán)次數(shù) 2 6 91992607461502 4 2 hNnjL 7 由圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 12 HNHNK 8 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 由式 10 12 得 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 9 2 7 1lim2li2 0 96540 528HNKMPaS 2 計算 1 小齒輪分度圓直徑 代入 中較小的值1tdH 2 8 52 233 1 4082189 96047t EdKTZudt mm 2 計算圓周速度 v 2 9 13 496 073 5 601tnms 3 計算齒寬 b 2 10 1 548 2dt 4 計算齒寬與齒高之比 h 模數(shù) 2 11 196 07 3 ttmzm 齒高 2 12 2 52 46175t 2 13 48 8bh 5 計算載荷系數(shù) 根據(jù) 6 級精度 由圖 10 8 查得動載系數(shù) 3 7 vms 1 07vK 直齒輪 假設 由表 10 3 查得 10 AtKFNm 2HF 由表 10 2 查得使用系數(shù) 25A 由表 10 4 查得 6 級精度 小齒輪懸臂支承時 2 14 23 8 6 7 0 15Hdb 將數(shù)據(jù)代入得 2 15 231 0 5 4 1 27K 由 查圖 10 13 得 故載荷系數(shù) 78 37Hbh 18FK 2 16 1 207 23 95AVK 6 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 由式 10 10a 得 2 17 331 6 4 85 1 60ttd m 7 計算模數(shù) m 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 10 2 18 1 0 6 35 1mdzm 3 按齒根彎曲強度設計 由式 10 5 得彎曲強度的設計公式為 2 19 132 FaSdYKTz 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1 由圖 10 20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞150EMPa 強度極限 2380FEMPa 2 由圖 10 18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 82FNK2 8FN 3 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1 4 由式 10 12 得 2 20 10 825 9 864FNEMPaS 4 計算載荷系數(shù) K 2 21 71 4AVF 5 查取齒形系數(shù) 由表 10 5 查得 12 45FaY 2 4Fa 6 查取應力校正系數(shù) 由表 10 5 查得 1 6Sa21 7Sa 7 計算大小齒輪的 并加以比較 FY 2 22 12 4560 138 9FaS 2 7 9 FaSY 大齒輪的數(shù)值大 2 設計計算 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 11 53221 894 01 692 4mm 對比計算結(jié)果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù) 由于齒輪模數(shù) 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力 而齒面接觸疲勞強度所決定的 承載能力 僅與齒輪直徑 即模數(shù)與齒數(shù)的乘積 有關 可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù) 2 46 并就近圓整為標準值 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪2 5 10 6d 齒數(shù) 10 6 254z 大齒輪齒數(shù) 18uz 這樣設計出的齒輪傳動 即滿足了齒面接觸疲勞強度 又滿足了齒根彎曲疲勞強度 并做 到結(jié)構(gòu)緊湊 避免浪費 4 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 142 510dzmm 28 2 計算中心距 1 65a 3 計算齒輪寬度 10 5db 取 21 Bm 5 驗算 51 47280tTFNd 合適 258 10 AtKNmmb 3 1 2 II 軸結(jié)構(gòu)設計 如無特殊說明 本小節(jié)公式均出自資料 14 1 軸的支承形式 該軸不受或只受極小的軸向力 而右端所受徑向力矩明顯高于左端 故左端選用深溝球軸 承 而右端選用一對角接觸球軸承背靠背安裝 如圖所示 圖 2 4 中間軸的支承形式 2 軸上零件的軸向定位 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 12 II 軸上的主要零件主要有三對直齒圓柱齒輪及其中兩直齒圓柱齒輪對應的電磁離合器 滾 子軸承的左端靠在端蓋上 右端用軸肩定位 與電機軸上齒輪相嚙合的齒輪左端用圓螺母固定 右端用軸肩定位 另外兩齒輪所對應的電磁離合器位于它們中間 相互緊靠 兩齒輪的另兩端用 螺釘鎖緊擋圈定位 軸右端的軸承左邊利用軸肩定位 右端用一摔油盤 有套筒的作用 和圓 螺母進行定位 1 軸的選材和最小直徑 得確定mind 軸的材料選擇為 45 號鋼 調(diào)質(zhì)處理 軸的最小尺寸 由式 15 2 3min0PdA 式中 由表 15 3 可取得 110 故 min1 6 7dm 取 35mm 由于 取值較計算值大的多 所以不用再按彎扭合成強度條件計算和進inind 行疲勞強度校合 軸的零件圖如圖 2 5 圖 2 5 中間軸零件圖 2 齒輪的設計 齒輪 1 和 2 的直徑相差較大 對齒輪 1 小齒輪 在模數(shù)和選材及熱處理方面要求較高 所 以首先進行該對齒輪的設計 1 選定齒輪的精度等級和材料 初選齒數(shù) 本數(shù)控機床的運行速度較高 精度等級選擇 6 級精度 由表 10 1 小齒輪材料選擇為 40 調(diào)質(zhì)后表面淬火 硬度為 280HBS 大齒輪材料選rc 擇為 45 鋼 調(diào)制后表面淬火 硬度為 240HBS 小齒輪齒數(shù)初選為 24 1z21z3i48 72 2 按齒面接觸強度進行設計 按式 10 9 試算 a 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 13 21312 tEtdHKTZud 確定公式內(nèi)的各計算值 初選載荷系數(shù) Kt 1 6 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 由前文可知小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為 271 39 由表 10 7 及其說明 可選定齒寬系數(shù) 0 4 d 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 189 8 EZ1 2aMP 由圖 10 21d 按齒面接觸硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度 650MPa 大齒輪的接lim1H 觸疲勞強度 600MPa lim2H 兩齒輪的設計壽命為 50000h 由式 10 13 計算應力循環(huán)次數(shù) 916037150 0nNjL 982 842i 由圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 0 9 0 95 1HNK2N 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù) s 1 由式 10 12 0 9 650 1 585MPa H 1 limNHS 0 95 600 1 570MPa 2 2liK 將以上參數(shù)代入公式進行計算 試算小齒輪分度圓直徑 d1t 代入 H 中較小的值 3231 6271 908 719 17 85450td m 計算圓周速度 v 14 2 3 2 6061tdnss 計算齒寬 1 7 85 1dtbm 計算齒寬與齒高之比 齒輪模數(shù) 1 2 4 327ttmz 齒高 2 5371986th 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 14 51 4 986 27bh 計算載荷系數(shù) K 由圖 10 8 查得動載系數(shù) 06V 由表 10 3 查得 2HF 由表 10 2 查得使用系數(shù) 1 25 A 小齒輪精度為 6 級 相對支撐作對稱分布 由表 10 4 HK 23d1 08 150b 1 08 415 6 由 b h 4 27 1 15 查圖 10 13 得 1 12 H F 故 動載系數(shù) 1 2506 829AVH 按實際得載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 由式 10 10a 得 331 7 8 1 3 6tTdKm 計算模數(shù) 1 6 245 7mz 3 按齒根彎曲強度設計 由式 10 5 得彎曲疲勞的設計公式為 132 FaSdYKTz 以下確定式中各參數(shù)的值 由圖 10 20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 520MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極1FE 限 440MPa 2FE 由圖 10 18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 0 82 0 87 1FNK2N 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1 3 由式 10 12 得 0 82 520 1 3 328MPa1 F 1NFE 0 87 440 1 3 294 46Mpa 2 F2FEKS 計算載荷系數(shù) K 1 506 21 78AVF 查取齒形系數(shù) 由表 10 5 查得 12 65 8FaaY 查取應力校正系數(shù) 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 15 由表 10 5 查得 1 58SaY 21 73Sa 計算大 小齒輪的 并加以比較 F 1 6580 127aSFY 2 3 4 94aSF 大齒輪數(shù)值大 將用于以下計算 將以上參數(shù)代入式 10 5 進行計算 53221 78 410 34 8mm 對比計算結(jié)果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù) 由于齒輪模數(shù) 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力 而由齒面接觸疲勞強度所決定 的承載能力 僅與齒輪直徑 即模數(shù)與齒數(shù)的乘積 有關 可取由彎曲強度所算得的模數(shù) 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù)3 5m 13 68d 53zm2179u 4 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 138 513dzm 297 2 計算中心距 1 26 5a 3 計算齒輪寬度 10 43 db 取 2160 5Bm 5 驗算 312 7 1408 2tFTN 合適 408 56AKb 第二對齒輪的模數(shù)可取得比齒輪 1 小 3 由于這兩齒輪得中心距與齒輪 1 和 2 的4m 中心距相等 故 326 5 2z 109 65z 四個齒輪的尺寸參數(shù)如表 2 4 所示 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 16 表 2 4 齒輪尺寸參 齒輪 參數(shù) 1 2 3 4 模數(shù) m 3 5 3 5 3 3 齒數(shù) z 38 97 100 56 中心距 a 236 25 分度圓直徑 d 133 339 5 300 168 齒頂圓直徑 a140 346 5 306 174 齒根圓直徑 f 124 25 330 75 292 5 160 5 全齒高 h 7 875 6 75 齒寬 b 60 54 55 60 壓力角 20 20 20 20 基圓直徑 bd125 319 282 158 傳動比 i 18 7 9 16 齒輪寬 B 65 60 70 75 齒寬系數(shù) d 0 4 0 15 0 2 0 2 輪轂寬 70 65 85 90 3 2 電磁摩擦離合器的計算和選擇 本課題中數(shù)控機床得轉(zhuǎn)速較高 對工作可靠性要求高 根據(jù)資料 13 中的結(jié)構(gòu)選擇原則 選 取牙嵌式電磁離合器 形式選定后 應進一步確定其規(guī)格 本小節(jié)公式及參數(shù)除非特別說明 均出自資料 15 1 規(guī)格計算 其規(guī)格選擇計算的基本原則是使其計算轉(zhuǎn)矩 小于或等于其薄弱環(huán)節(jié)的失效條件限制而允許cT 其傳遞的許用轉(zhuǎn)矩 T 即 2 23 maxa cnT 其中 理論轉(zhuǎn)矩T 計算轉(zhuǎn)矩c 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 17 公稱轉(zhuǎn)矩nT 許用轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩max 許用最大轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)速 n 1 計算轉(zhuǎn)矩 由于各類聯(lián)軸器 離合器實際工況不同 在確定計算轉(zhuǎn)矩 時應將理論轉(zhuǎn)矩 乘以不同系cTT 數(shù) K 本機床承受長期平穩(wěn)載荷 故 2 24 cTK 式中 分別為離合器的計算轉(zhuǎn)矩 公稱 許用轉(zhuǎn)矩 cTn Nm 離合器理論轉(zhuǎn)矩 Nm K 離合器工況系數(shù) 見下表所示 本文中為金屬切學機床 取 K 1 4 從而得到 2 25 1 427 39 46TcNm 根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩 查表 5 3 42 選取規(guī)格為 DLY5 40A 的牙嵌式離合器 相關尺寸可從表中查 取 2 牙嵌式離合器的設計計算 1 離合器的外徑計算 經(jīng)驗公式 2 26 33502 8502 879 4610 9 cDT 牙的外徑 2 27 16ZDm 表 2 5 離合器工況系數(shù) 機械類型 K 機械類型 K 金屬切削機床 1 3 1 5 輕紡機械 1 2 2 曲柄式壓力機械 1 1 1 3 農(nóng)業(yè)機械 2 3 5 汽車 車輛 1 2 3 挖掘機械 1 2 2 5 拖拉機 1 5 3 鉆探機械 2 4 船舶 1 3 2 5 活塞泵 通風機 壓力機 1 3 起重運輸機械 在最大載荷下結(jié)合 1 35 1 5 活塞泵 單缸 大型通風機 壓縮機 木材加工機械 1 7 在空載下結(jié)合 1 25 1 5 冶金礦山機械 1 8 3 2 牙的內(nèi)徑 2 28 0 7 160 92 4ZZDm 牙的平均直徑 2 29 5 5 1 9 36 5m m 牙的寬度 2 30 24b 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 18 牙的高度 2 31 0 65 24 1567ZZhbm 牙的個數(shù) 2 32 nt 式中 主 從動半離合器的轉(zhuǎn)速差n 2 33 601 imnvDr 牙齒接合圓周速度差 一般取v 0 78s 離合器允許結(jié)合時間 一般機床 取t 5t 本文中取 則可以得到0 7 ms 1t60 7 3416 9 8 minnr 80z 2 牙間壓緊力 2 34 112 tan c dmuQTFD 近似可取 2 35 tan cdm 式中 牙形角 一般取 30 摩擦角 鋼與鋼接觸 取 79 牙的平均直徑mD 彈簧推力 一般取dF305dFN 本課題中取 30 8 4 從而 2 36 279 6tan 8 402 5135QN 3 磁路結(jié)構(gòu)設計 1 磁軛鐵心截面積 2 37 2 5 ABm 式中 磁感應強度 一般取B1 4T 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 19 牙間壓緊力 N Q 取 1 3BT 222 5 45 1 3 ABm 2 線圈槽內(nèi)徑 內(nèi)鐵心外徑 2 38 2 2 3 45 ndd 式中 離合器軸徑 3 線圈槽外徑 外鐵心內(nèi)徑 2 39 22 3 160 9 354 160 5wdDAm 4 線圈槽寬度 2 40 7 nwnbd 5 勵磁磁勢 2 41 41 60 IWBVA 式中 氣隙中磁感應強度 一般取B 57T 工作氣隙 近似取牙的高度 氣隙系數(shù) 一般取 V 2 3V 取 則0 6T 3 2 42 4 31 605 760 145 IWA 6 線圈槽高度 2 43 23 nsHIWhmft 式中 線圈槽高寬比 46 nb 傳熱系數(shù) 線圈散熱良好時 s 80 5st 線圈散熱不良時 7 4203st 填充系數(shù) 按導線直徑 由圖 9 13 查得 Hf d 溫升 K 按技術(shù)要求確定 t 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 20 電阻系數(shù) 可取 210 17m 取 查得 得4 8 56 s t 0 7Hf 2 44 2 32433 451 5 86 nsHIWh mft 7 導線直徑 2 45 30 68 0 1704 1 2 94 mddIU 式中 線圈的平均直徑 m5 5 65 0 wndm 電源電壓 一般取 24VU 8 線圈匝數(shù) 2 46 2 204 453 70 314 9 76 nHWbhfd 9 磁軛底部厚度 2 47 2 176 6 Am 磁軛高度 一般取5302513 nh 23 10 銜鐵厚度 2 6 xbh 銜鐵內(nèi)徑 由軸徑 根據(jù)結(jié)構(gòu)確定 外徑xdxDm 4 磁路驗算 1 線圈總磁勢 2 48 61 8096 083 5167 10 nKRIWHLBA 式中 氣隙 磁軛 銜鐵等各部分的磁均強度與磁路長度 2 氣隙磁場強度 2 49 3 8096 45 10 9 6 83 5 BI T 3 電磁吸力 2 50 225 4 QAN 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 第三章 軸的結(jié)構(gòu)設計 21 3 3 軸承的選擇 由資料 12 可選得軸承的型號和其他參數(shù) 如表 2 7 所示 鍵和圓螺母的選擇 由資料 12 可選擇鍵的尺寸如下表 2 6 表 2 6 鍵的尺寸參數(shù) 參數(shù) 鍵 公稱尺寸 bh 長度 L軸深度 t孔深度 1t 與離合器配合的鍵 14950 5 5 3 8 圓螺母選用 M35 1 5 表 2 7 軸承尺寸參數(shù) 參數(shù) 軸承 型號 內(nèi)徑 d外徑 D軸承寬 B 安裝尺寸 1D安裝尺寸 3 107 35 62 14 41 57 軸兩端的支 撐軸承 7307C 7307AC 35 80 21 44 71 與齒輪配合 的軸承 7308C 7308AC 40 90 23 49 81 第四章主軸結(jié)構(gòu)設計 22 第四章 主軸結(jié)構(gòu)設計 4 1 主軸組件的性能要求 主軸組件是機床主要部件之一 它的性能對整機性能由很大的影響 主軸直接承受切削力 轉(zhuǎn)速范圍又很大 所以對主軸組件的主要性能特提出如下要求 回轉(zhuǎn)精度 主軸組件的回轉(zhuǎn)精度 是指主軸的回轉(zhuǎn)精度 當主軸做回轉(zhuǎn)運動時 線速度 為零的點的連線稱為主軸的回轉(zhuǎn)中心線 回轉(zhuǎn)中心線的空間位置 在理想的情況下應是固定不 變 實際上 由于主軸組件中各種因素的影響 回轉(zhuǎn)中心線的空間位置每一瞬間都是變化的 這些瞬時回轉(zhuǎn)中心線的平均空間位置成為理想回轉(zhuǎn)中心線 瞬時回轉(zhuǎn)中心線相對于理想回轉(zhuǎn)中 心線在空間的位置距離 就是主軸的回轉(zhuǎn)誤差 而回轉(zhuǎn)誤差的范圍 就是主軸的回轉(zhuǎn)精度 純 徑向誤差 角度誤差和軸向誤差 它們很少單獨存在 當徑向誤差和角度誤差同時存在時 構(gòu) 成徑向跳動 而軸向誤差和角度誤差同時存在構(gòu)成端面跳動 由于主軸的回轉(zhuǎn)誤差一般都是一 個空間旋轉(zhuǎn)矢量 它并不是所有的情況下都表示為被加工工件所得到的加工形狀 主軸回轉(zhuǎn)精度的測量 一般分為三種 靜態(tài)測量 動態(tài)測量和間接測量 目前我國在生產(chǎn) 中沿用傳統(tǒng)的靜態(tài)測量法 用一個精密的測量棒插入主軸錐孔中 使千分表觸頭觸及檢測棒圓 柱表面 以低速轉(zhuǎn)動主軸進行測量 千分表最大和最小的讀數(shù)差即認為是主軸的徑向回轉(zhuǎn)誤差 端面誤差一般以包括主軸所在平面內(nèi)的直角坐標系的垂直坐標系的垂直度數(shù)據(jù)綜合表示 動態(tài) 測量是用以標準球裝在主軸中心線上 與主軸同時旋轉(zhuǎn) 在工作態(tài)上安裝兩個互成 90 角的非 接觸傳感器 通過儀器記錄回轉(zhuǎn)情況 間接測量是用小的切削量加工有色金屬試件 然后在圓 度儀上的測量試件的圓度來評價 出廠時 普通級加工中心的回轉(zhuǎn)精度用靜態(tài)測量法測量 當 L 300mm 時允許誤差應小于 0 02mm 造成主軸回轉(zhuǎn)誤差的原因主要是由于主軸的結(jié)構(gòu)及其加工 精度 主軸軸承的選用及剛度等 而主軸及其回轉(zhuǎn)零件的不平衡 在回轉(zhuǎn)時引起的激振力 也 會造成主軸的回轉(zhuǎn)誤差 因此加工中心的主軸不平衡量一般要控制在 0 4mm s 以下 剛度 主軸部件的剛度是指受外力作用時 主軸組件抵抗變形的能力 通常以主軸前端 產(chǎn)生單位位移時 在位移方向上所施加的作用力大小來表示 主軸組件的剛度越大 主軸受力 變形就越小 主軸組件的剛度不足 在切削力及其它力的作用下 主軸將產(chǎn)生較大的彈性變形 不僅影響工件的加工質(zhì)量 還會破壞齒輪 軸承的正常工作條件 使其加快磨損 降低精度 主軸部件的剛度與主軸結(jié)構(gòu)尺寸 支承跨距 軸承類型及配置型式 軸承間隙的調(diào)整 主軸上 傳動元件的位置等有關 抗振性 主軸組件的抗振興是指切削加工時 主軸保持平穩(wěn)地運行而不發(fā)生振動的能力 主軸組件抗振興差 工作時容易產(chǎn)生 不僅降低加工質(zhì)量 而且限制了機床生產(chǎn)率的提高 使 刀具耐用度下降 提高主軸抗振興必須提高主軸組件的靜剛度 采用較大阻尼比的前軸承 以 及在必要時安裝阻尼器 另外 使主軸的固有頻率遠遠大于激振力的頻率 溫升 主軸組件在運轉(zhuǎn)中 溫升過高會引起兩方面的不良后果 一是主軸組件和箱體 因熱彭漲而變形 主軸的回轉(zhuǎn)中心線和機床其它組件的相對位置會發(fā)生變化 直接影響加工精 第四章主軸結(jié)構(gòu)設計 23 度 其次是軸承等元件會因溫度過高而改變已調(diào)好的間隙和破壞正常潤滑條件 影響軸承的正 常工作 嚴重時甚至會發(fā)生 抱軸 數(shù)控機床一般采用恒溫主軸箱來解決恒溫問題 耐磨性 主軸組件必須有足夠的耐磨性 以能長期保持精度 主軸上易磨損的地方是刀 具或工件的安裝部位以及移動式主軸的工作部位 為了提高耐磨性 主軸的上述部位應該淬硬 或氮化處理 主軸軸承也需有良好的潤滑 以提高耐磨性 以上這些要求 有的還是矛盾的 例如高剛度和高速 高速與低溫升 高速與高精度等 這就要具體問題具體分析 例如設計高效數(shù)控機床的主軸組件時 主軸應滿足高速和高剛度的 要求 設計高精度數(shù)控機床時 主軸應滿足高剛度 低溫升的要求 6 軸承配置型式 本課題中數(shù)控機床的轉(zhuǎn)速較高 卻要求徑向剛度好 所以軸承的配置型式選擇為剛度速度 型 13 前軸承采用雙列角接觸球軸承 接觸角為 它們通過套筒背靠背配置 以減少主軸25 懸伸量 后軸承采用雙列短圓柱滾子軸承 以承受較大的傳動力 如下圖所示 圖 2 6 主軸支承型式 3 主要參數(shù)的確定 主軸的主要參數(shù)是指 主軸平均直徑 D 或主軸前軸頸直徑 主軸內(nèi)孔直徑 主軸懸1Dd 伸量 a 和主軸支承跨距 這些參數(shù)直接影響主軸的工作性能 但為簡化問題 主要是由靜剛度l 條件來確定這些參數(shù) 即選擇 D d a l 使主軸獲得最大靜剛度 同時兼顧其它要求 如高速 性 抗振性等 1 主軸前軸頸直徑 的確定1 主軸平均直徑對主軸部件剛度影響較大 加大直徑 可減少主軸本身彎曲變形引起的主1 軸軸端位移和軸承彈性變形引起的軸端位移 從而 提高主軸部件剛度 但加大直徑受到軸承 dn 值的限制 同時造成相配零件尺寸加大 制造困難 結(jié)構(gòu)龐大和重量增加等 因此在滿足剛度 要求下應取較小值 按車床主電動機功率來確定 由資料 16 圖 6 1 83 可取 190Dm 2 主軸內(nèi)孔直徑 d 的確定 確定孔徑的原則是 為減輕主軸重量 在滿足對空心主軸孔頸要求和最小壁厚要求以及不 削弱主軸剛度的要求下 應取較大值 對于數(shù)控機床 本課題中車床主軸尾端需要安裝皮帶輪 軸徑較小 故 0 65D 取 16 即 0 5d dm 3 主軸懸伸量 的確定a 主軸懸伸量 是指主軸前端面到支承徑向反力作用中點的距離 它對主軸部件的剛度和抗 振性影響很大 因此在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下盡可能取小值 減小 的常見措施有 a 盡量采用短錐法蘭式主軸端部結(jié)構(gòu) 第四章主軸結(jié)構(gòu)設計 24 推力軸承配置在前支承時 應安裝在徑向軸承的內(nèi)側(cè)而不是外側(cè) 合理設計前支承的調(diào)整結(jié)構(gòu)和密封裝置形式 盡量采用主軸端部的法蘭盤和軸肩等構(gòu)成 密封裝置 采用向心推力軸承來代替向心軸承 成對安裝的圓錐滾子軸承 應采取滾錐小端相對的 形式 成對安裝的向心推力軸承應采取背對背或面朝外的同方向排列形式 本課題中主軸前端 的一對向心推力軸承正是采用這種安裝形式 改變軸端工夾具的結(jié)構(gòu)形式來減小 a 值 16 4 支承跨距 的確定l 支承跨距 是指相鄰兩支承的支承反力作用點之間的距離 合理確定 是獲得主軸部件最大l 靜剛度的重要條件之一 當 時 主軸部件具有最大剛度 即為主軸部件的最佳跨距 在0l 0l 具體設計時 往往由于結(jié)構(gòu)上的限制而使 這就造成主軸部件的剛度損失 合理跨距0l 通常取 因為 D a 一定時 越大 軸承的徑向跳動對主軸前端 0 751 ratll ratl l 的徑向跳動影響越小 且加大 可較小振動 當需要 遠大于 時 可采用三支承結(jié)構(gòu) 6 0 4 主軸頭的選用 如前文所述 采用短錐法蘭式主軸端部結(jié)構(gòu)有利于減小主軸懸伸量 本課題選用 B 型法a 蘭式主軸端部 代號為 6 其基本尺寸由資料 16 表 6 1 31 可獲得 5 軸承型號的選擇 考慮到主軸上部件的安裝需要利用軸肩來進行軸向定位 初步確定好安裝軸承部位軸徑后 選擇軸承型號及其尺寸如表 2 8 所示 表 2 8 主軸軸承尺寸參數(shù) 參數(shù) 軸承 型號 內(nèi)徑 d 外徑 D軸承寬 B安裝尺寸 1安裝尺寸 2D安裝尺寸 4安裝尺寸 5D 前軸承 36218 90 160 30 103 147 后軸承 3182114 70 110 30 80 103 102 4 2 編碼器的選擇與安裝 在經(jīng)濟型數(shù)控車床上加工螺紋或絲杠時 進刀速度應與車床主軸轉(zhuǎn)速之間保持一個恒定的 比例關系 為此要在車床主軸上安裝一個主軸位置信號的反饋元件 即主軸脈沖發(fā)生器 在選 用簡易數(shù)控裝置時 應選用含有螺紋加工功能的系統(tǒng)軟件和相應的主軸脈沖發(fā)生器 光電編碼 器由于是數(shù)字信號 所以噪聲容限大 容易實現(xiàn)高分辨率 檢測精度高 且體積小 重量輕 易安裝 在現(xiàn)代檢測技術(shù)中得到了廣泛地應用 本課題選用 LF1024 型光電編碼器 光電編碼器的安裝通常采用兩種方式 同軸安裝和異軸安裝 同軸安裝結(jié)構(gòu)簡單 缺點是安 裝后不能加工穿出車床主軸孔的零件 異軸安裝較同軸安裝麻煩 需配一對同步平帶輪及同步平 帶 在加工螺紋時 將其裝上 不使用時將其斷開 避免磨損和信號干擾 延長主軸脈沖發(fā)生 第四章主軸結(jié)構(gòu)設計 25 器的使用壽命 本課題采用異軸安裝方式 利用同步帶傳動帶動軸 轉(zhuǎn)動 軸 通過聯(lián)軸器IVI 與光電編碼器相聯(lián) 帶動光電編碼器轉(zhuǎn)動 17 4 3 聯(lián)軸器的選擇及帶輪參數(shù) 1 聯(lián)軸器的選擇 本課題中聯(lián)軸器選用柱銷聯(lián)軸器 由資料 15 表 4 290 可知 它應用于正反轉(zhuǎn)多 啟動 頻繁的高 低速傳動 其結(jié)構(gòu)簡單 制造容易 維護方便 壽命長 能緩沖減振 符合要求 由于軸 所傳動的力矩不大 故聯(lián)軸器的尺寸由 LF1024 型光電編碼器的軸徑 28mm 決IV 定 由資料 15 表 4 319 可選取型號為 LX2 的彈性柱銷聯(lián)軸器 其尺寸和性能參數(shù)可由該表 查取 2 同步齒形帶傳動設計 以下公式均出自參考資料 14 齒形帶傳遞的計算功率 2 51 1 20 5 3cASpKPKw 120z 帶輪傳遞的功率很小 模數(shù)不需太大 取 m 確定兩輪傳動比 12 in 取兩帶輪齒數(shù) 130z 26 計算兩輪節(jié)圓直徑 d m 54 2d z1 5609m 初定中心距 07a 初定膠帶長度 2 20120 1 3 42 71554 420opLad 2 52 初定齒數(shù) z 計算中心距 2 53 056 4 170175 22opLa m 帶寬 b 取為 2m 選用同步齒形帶規(guī)格為 zb 帶輪幾何尺寸的計算如表 2 9 所示 第四章主軸結(jié)構(gòu)設計 26 表 2 9 帶輪幾何尺寸 帶輪 參數(shù) 小帶輪 大帶輪z 30 60 齒形角 40 40 節(jié)距 pm 4 71 4 71 節(jié)圓直徑 dz45 90 頂圓直徑 20 25a 44 25 89 25 頂圓齒距 apz 4 63 4 67 齒側(cè)間隙 0j 0 40 0 40 徑向間隙 c0 55 0 55 頂圓齒槽寬 2 16afeSjj 2 56 2 56 齒槽深 0 9hc1 45 1 45 根圓直徑 faadd 41 35 86 35 根圓齒槽寬 fes 1 5 1 5 齒根圓角直徑 0 1frm0 15 0 15 齒頂圓角直徑 5ar 3 5Bb 0 225 0 225 帶輪齒寬 25 25 結(jié)論 27 結(jié)束語 本課題主要設計經(jīng)濟型數(shù)控機床的主軸傳動系統(tǒng) 考慮到電機的恒功率轉(zhuǎn)速范圍與主軸要 求的恒功率轉(zhuǎn)速范圍不匹配問題 在電機與主軸間增加了一根中間傳動軸 機械有級變速系統(tǒng) 舍棄液壓變速 而采用電磁離合器變速 有利于實現(xiàn)自動操作 由于數(shù)控機床的故障更多發(fā)生在電氣系統(tǒng) 所以本課題采用了西門子公司專門為經(jīng)濟型數(shù) 控機床開發(fā)的性價比較高的 SINUMERIK 802D 微機控制系統(tǒng) 以提高數(shù)控車床的可靠性 但是 由于齒輪傳動噪聲很大 精確度不夠高 并且使主軸箱重量和體積偏大 而在本次 設計中有級變速基本采用齒輪傳動 因此本課題的設計方案還有進一步改進的空間 隨著無級 變速電機的性能進一步提高及其價格的下降 中檔以上的數(shù)控機床已經(jīng)逐漸舍棄機械有級變速 系統(tǒng) 而是直接由電機通過皮帶將動力傳給主軸 這樣數(shù)控機床的主軸系統(tǒng)進一步簡化 速度 進一步提高 特別是電主軸的應用 真正將數(shù)控機床帶入了超高速時代 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 致謝 28 致 謝 本課題 數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)設計及尾架設計 是在導師李剛老師的指導下完成的 李老 師在設計的選題 內(nèi)容 科研過程和論文撰寫方面給予我耐心的指導 而且提出了許多建設性 的意見和建議 使我對課題的難點有了深刻的理解 導師在言傳身教中體現(xiàn)出來的淵博的學識 嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度 開闊的知識眼界和平易近人的態(tài)度給我留下了深刻的印象 在此 學生謹向三個多月來付出了辛勞汗水和心血的導師致以崇高的敬意和衷心的感謝 其次 感謝學院領導以及班主任老師林春江老師等 他們在整個論文工作期間都給予我很多 關心和幫助 也正因為他們的幫助 我才能順利的完成了整個畢業(yè)論文 再次要感謝圖書館的 所有工作人員 他們熱情的工作為我的論文資料查閱提供了極大的便利條件 最后感謝我的同學以及朋友在我的整個畢業(yè)論文中所給與的幫助和支持 他們在整個論文工 作期間都與我進行過有益的交流 提出了很多的建議和想法 使我受益非淺 以及我的家人在 我緊張 繁忙的論文工作期間在精神和生活上所給予的最大的理解和支持 在論文完稿之際 我真誠的對關心 幫助 支持過我的李剛老師 學院的所有領導 老師 同學表示最衷心的感謝 謝謝你們 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)設計 參考文獻 29 參 考 文 獻 1 馮桂安等 機械制造裝備設計 M 北京 機械工業(yè)出版社 1999 113 135 2 符 鋼 張芳麗 提高機床制造業(yè)的核心競爭力 J 制造技術(shù)與機床 2005 1 3 6 3 張新義 經(jīng)濟型數(shù)控機床系統(tǒng)設計 M 北京 機械工業(yè)出版社 1994 1 17 4 師鴻飛 等 我國數(shù)控機床的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 一 EB OL http www MW 5 師鴻飛 等 我國數(shù)控機床的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 二 EB OL http www MW 6 王愛玲 白恩遠 現(xiàn)代數(shù)控機床 M 北京 國防工業(yè)出版社 2003 17 24 146 189 7 許兆豐等 車工工藝學 M 北京 機械工業(yè)出版社 1980 102 105 8 FANUC 交流伺服電機 系列式樣一覽表及外型圖 i http www bj FANUC Alpha I SPE 9 Gallout T A The selection of an efficient electric