轉(zhuǎn)塔式數(shù)控加工中心設計論文,塔式,數(shù)控加工中心,設計,論文 河南科技大學畢業(yè)設計論文 目 錄 前 言……………………………………………………………… 1 第一章 技術參數(shù)分析及方案的確定 §1.1技術參數(shù)分析……………………………………………… 2 §1.2 初步方案制定……………………………………………… 2 §1.2.1 機床總體方案的制定…………………………………… 2 §1.2.2 對于主軸部件的確定…………………………………… 3 §1.3 八軸轉(zhuǎn)塔頭的結構設計…………………………………… 3 第二章 設計計算 §2.1 電動機的選擇…………………………………………………5 §2.2 計算總傳動比…………………………………………………5 §2.3 計算各傳動裝置的運動和動力參數(shù)…………………………5 §2.4 帶傳動的設計…………………………………………………6 §2.5 錐齒輪傳動的設計……………………………………………7 §2.6 圓柱齒輪設計……………………………………………… 10 §2.7 主軸部分的設計計算……………………………………… 12 §2.8 軸的設計…………………………………………………… 14 §2.9 軸承的計算………………………………………………… 19 §2.10 鍵強度的校核………………………………………………22 第三章 操作/使用說明 §3.1 基本要求…………………………………………………… 24 §3.2 操作注意事項……………………………………………… 25 第四章 性能分析及設計總結……………………………………26 第五章 小結……………………………………………………… 27 參考文獻……………………………………………………………28 致謝…………………………………………………………………29 附錄…………………………………………………………………30 前 言 在這次畢業(yè)設計中接到的課題是對數(shù)控機床的部分進行設計，我設計的是八軸轉(zhuǎn)塔自動換刀裝置。接到課題后，進行了充分的調(diào)研工作，查閱了大量的相關資料。數(shù)控機床是一種高科技的機電一體化產(chǎn)品，集微電子技術、計算機技術、自動控制技術及伺服驅(qū)動技術、精密機械技術于一身的高度機電一體化產(chǎn)品，是現(xiàn)代機床技術水平的重要標志，是當前世界機床技術進步的主流。 數(shù)控機床隨著微電子技術、計算機技術、自動控制技術的發(fā)展而得到飛躍的發(fā)展。目前幾乎所有的傳統(tǒng)機床都有數(shù)控機床的品種，數(shù)控機床逐漸成為機械工業(yè)技術改造的首選設備。但我們了解到我國的國營大廠仍有一批老機床，隨著數(shù)控機床的發(fā)展這批老機床一定會被淘汰，但若對其進行改造，將這批老機床改造成數(shù)控機床，這樣不但能延長這批老機床的壽命、降低了成本，而且還能滿足機床自動化的要求。因此，我們準備對普通升降式銑床進行改造。通過查閱有關書籍及大量的資料，我們將升降式銑床改為八軸轉(zhuǎn)塔式簡易加工中心，實現(xiàn)不人工換刀的情況下短時間內(nèi)進行銑、鏜、鉆的轉(zhuǎn)換。 通過這次畢業(yè)設計，我不但對數(shù)控機床的結構有了系統(tǒng)的了解，并且還掌握了一種工業(yè)系統(tǒng)設計的思維方式，對今后的工作及實踐都有幫助。 第一章 技術參數(shù)分析及方案的制定 §1.1 技術參數(shù)分析 由于主軸部件直接參與切削，因而數(shù)控機床的加工質(zhì)量很大程度上要靠它保證。因此，主軸部件主要參數(shù)有以下幾項：① 主軸部件旋轉(zhuǎn)精度。表現(xiàn)在工作時主軸回轉(zhuǎn)中心位置的不斷變化，即“主軸軸心漂移現(xiàn)象”，應通過采用回轉(zhuǎn)精度好的軸承和提高與軸承配合表面的精度等方法來提高。② 靜剛度。靜剛度不足會造成加工的尺寸誤差和形狀誤差，并且會影響主軸部件的工作性能和壽命。因此，應通過適當加粗主軸直徑、選擇最佳跨距等方法來提高靜剛度。③ 抗振性。由于傳動齒輪中存在缺陷或切削過程的再生自振等所引起的沖擊或交變力的干擾，從而使主軸產(chǎn)生振動，這不但會影響加工精度和表面質(zhì)量，甚至會使加工無法進行。因此，應提高主軸的剛度。選用阻尼比大的主軸軸承，并且要求主軸部件的運動件要有足夠的精度并進行動平衡。④ 熱穩(wěn)定性。主軸部件工作時，由于與主軸相聯(lián)系的傳動件或刀具傳來的切削熱等原因，主軸部件的溫度將上升，造成主軸部件的變形，影響主軸部件的工作性能。因此，應通過減少部件中的發(fā)熱量，減少外部熱量傳入及創(chuàng)造良好的散熱條件來提高熱穩(wěn)定性。 §1.2 初步方案制定 §1.2.1 機床總體方案的制定 機床主機是數(shù)控機床的主體，它包括床身、底座、立柱、工作臺、主軸箱、進給機構、刀架及自動換刀裝置等機械部件。它是在數(shù)控機床上自動完成各種切削加工的機械部分。通常用提高結構系統(tǒng)的靜剛度、增加阻尼、調(diào)整結構件質(zhì)量和固有頻率等方法來提高機床主機的剛度和抗振性，使機床主機能適應數(shù)控機床連續(xù)自動地進行切削加工的需要。采取改善機床結構布局、減少發(fā)熱、控制溫升及采用熱位移補償?shù)却胧?，可減少熱變形對機床主機的影響；采用高性能的主軸伺服驅(qū)動和進給伺服驅(qū)動裝置，使數(shù)控機床的傳動鏈縮短，可簡化機床機械傳動系統(tǒng)的結構；采用高傳動效率、高精度、無間隙的傳動裝置和傳動元件，如：滾動絲杠螺母副、滑動導軌等傳動元件。輔助裝置作為數(shù)控機床的配套部件，是保證充分發(fā)揮數(shù)控機床功能所必需的配套裝置。輔助裝置包括：液壓裝置，冷卻、潤滑裝置，防護、照明等。液壓裝置是應用液壓系統(tǒng)，使機床完成自動換刀所需的動作，實現(xiàn)運動部件的制動，完成工作臺的自動夾緊、松開，工件、刀具定位表面的自動吹屑等輔助功能。排屑裝置的作用是將切屑從加工區(qū)域排出。迅速有效地排除切屑是保證數(shù)控機床高效率地自動進行切削加工的一種必備裝置。 §1.2.2 對于主軸部件的確定 在主軸電機的選擇上，為了能量轉(zhuǎn)換的高效率與信息轉(zhuǎn)換的高精度，快響應和高度的穩(wěn)定性，對伺服電機的基本要求是：① 功率大，② 功率比大，③ 良好的調(diào)速性能，④ 優(yōu)良的控制特性，⑤ 便于維護，⑥ 散熱性好，其次價格方面也應考慮。通過查閱資料，我了解到目前大多數(shù)數(shù)控機床的主傳動系統(tǒng)都是使用直流或交流伺服電機通過變速齒輪帶動主軸轉(zhuǎn)動的方案。因為在直流伺服電機與交流伺服電機之間，交流伺服電機有構造簡單，可達到的輸出功率最大，可達到的最大轉(zhuǎn)速最高，不許要維護，防爆特性好等特點，所以我選擇了交流電機。為了避免振動和噪聲，我采用了電機通過皮帶帶動主軸轉(zhuǎn)動的傳動方案。 對于主軸轉(zhuǎn)速的確定。由于采用了變頻器進行變頻調(diào)速，并且因為變頻器在頻率為50HZ時，主軸轉(zhuǎn)速為750r/min，而變頻器的變頻范圍為50—200HZ,故主軸的轉(zhuǎn)速范圍為150—3000r/min。 對主軸軸承配置的主要形式的選擇。軸承配置的主要形式有三種：① 前軸承采用高精度雙列向心推力球軸承，這種方案有良好的高速性，但承載能力小；② 雙列和單列圓錐滾子軸承的組合，這種方案能承受重載荷，安裝調(diào)整性好，但限制主軸轉(zhuǎn)速和精度；③ 前軸承采用雙列短圓柱滾子軸承及角接觸球軸承組合，后支承采用雙列短圓柱滾子軸承，此配置可提高主軸的綜合剛度，可滿足強力切削的要求。所以我選擇了第三種方案。 對定位裝置的確定，由于機床要求精度較高，故我選擇用鼠齒盤定位。鼠齒盤是數(shù)控機床常用的定位裝置，相對于其他定位裝置，它有定位精度高、定心精度好、定位剛度好、使用于需要多種分度的場合并且磨損小。 §1.3 八軸轉(zhuǎn)塔式自動換刀裝置結構的設計 八軸轉(zhuǎn)塔頭上徑向分布著八根結構完全相同的主軸1，主軸的回轉(zhuǎn)運動由齒輪21輸入。當數(shù)控裝置發(fā)出換刀指令時，先通過液牙撥叉（圖中未示出）將移動齒輪6與齒輪21脫離嚙合，同時在中心油缸18的上腔通壓力油。由于活塞桿和活塞16固定在底座上，因此中心油缸18帶著由兩個止推軸承13和15支承的轉(zhuǎn)塔刀架體14抬起，兩個鼠齒盤7脫離嚙合。然后壓力油進入轉(zhuǎn)位油缸，推動活塞齒條，再經(jīng)過中間齒輪（圖中均未示出）使大齒輪5與轉(zhuǎn)塔刀架體14一起回轉(zhuǎn)45°，將下一工序的主軸轉(zhuǎn)到工作位置。轉(zhuǎn)位結束之后，壓力油進入中心油缸18的下腔使轉(zhuǎn)塔頭下降，兩個鼠齒盤7重新嚙合，實現(xiàn)精確的定位。在壓力油的作用下，轉(zhuǎn)塔頭被壓緊，轉(zhuǎn)位油缸退回原位。最后通過液壓撥叉撥動移動齒輪6，使它與新?lián)Q上的主軸齒輪21嚙合（標號見圖02）。 為了改善主軸結構的裝配工藝性，整個主軸部件裝在套筒4內(nèi)，只要卸去螺釘，就可以將整個部件抽出。主軸前軸承24采用錐孔雙列圓柱滾子軸承，調(diào)整時先卸下端蓋2，然后擰動螺母3，使內(nèi)環(huán)作軸向移動，以便消除軸承的徑向間隙。為了便于卸出主軸錐孔內(nèi)的刀具，每根主軸都有操縱桿19，只要按壓操縱桿，就能通過斜面推動頂桿22，頂出刀具。 轉(zhuǎn)塔主軸頭的轉(zhuǎn)位，定位和壓緊方式與鼠齒盤式分度工作臺極為相似。但因為在轉(zhuǎn)塔上分布著許多回轉(zhuǎn)主軸部件，使結構更為復雜。由于空間位置的限制，主軸部件的結構不可能設計得十分堅實，因而影響了主軸系統(tǒng)的剛度。為了保證主軸的剛度，主軸的數(shù)目必須加以限制，否則將會使結構尺寸大為增加。 轉(zhuǎn)塔主軸頭換刀方式的主要優(yōu)點在于省去了自動松夾、卸刀、裝刀、加緊以及刀具搬運等一系列復雜的操作，從而提高了換刀的可靠性，減少了刀具的裝卸造成的定位誤差，并顯著的縮短了換刀時間。 第二章 設計計算 §2.1 電動機的選擇 1. 確定電動機類型。參閱同類機床，選擇Y160L-8型異步電動機，其額定功率為：Ped=7.5kw,滿載轉(zhuǎn)速為：720 r/min。 2. 確定主軸轉(zhuǎn)速。 由于主軸轉(zhuǎn)速范圍為：150—3000轉(zhuǎn)/分。 ∴ 主軸轉(zhuǎn)速為：150 轉(zhuǎn)/分。 §2.2 計算總傳動比 1. 傳動裝置總傳動比。 i=720/150=4.8 2. 由《機械設計課程指導》表2—1可得 帶傳動的傳動比為： i1=2 圓柱齒輪的傳動比為： i2=2.4 錐齒輪的傳動比為： i3=1 §2.3 計算各傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1． 各軸轉(zhuǎn)速。 nⅠ=720 r/min nⅡ=nⅠ/i1=720/2=360 r/min nⅢ=nⅡ/i3=360 r/min nⅣ=nⅢ/i2=360/2.4=150 r/min 2. 各軸輸出功率。 由《機械設計課程指導》表2—4可查得 電動機至主軸各傳動機構和軸承的效率為：帶傳動：η1=0.95；滾動軸承：η2=0.98；錐齒輪：η3=0.95：圓柱齒輪：η4=0.96。 由于電機輸出功率為： Pd =7.5 kw 故 PⅠ= Pd =7.5 kw PⅡ= PⅠ*η1*η2 =6.98 kw PⅢ= PⅡ*η2*η3 =6.49 k PⅣ= PⅢ*η2*η4 =6.11 kw 3. 各軸轉(zhuǎn)矩： TⅠ=9550*PⅠ/nⅠ=9550*7.5/720=99.47 N?m TⅡ=9550*PⅡ/nⅡ=9550*6.98/360=185.2 N?m TⅢ=9550*PⅢ/nⅢ=9550*6.49/360=172.17 N?m TⅣ=9550*PⅣ/nⅣ=9550*6.11/150=389 N?m §2.4 帶傳動的設計 1. 確定計算功率Pca. 由《機械設計》表８—７查得　KA=1.1 故計算功率　Pca=KA*Pd=1.1*7.5=8.25kw 2. 選取V帶帶型。 根據(jù)Pca、nⅠ,由《機械設計》圖８—８,應選用ＳＰＡ型。 3. 確定帶輪基準直徑。 由《機械設計》表８—４和表８—８，取主動輪基準直徑：D1=100mm。 根據(jù)式：D2=i1D1=2*100=200 mm,由表８—８取D2=224 mm。 驗算帶速：由式v=π*D1*nⅠ/60/1000=3.77<35 m/s 故帶速合適。 4. 確定V帶基準直徑。 由式0.7(D1+D2)120° 故主動輪上的包角合適。 6. 計算V帶的根數(shù)z。 由式　z=Pca/(P0+ΔP0)/Kα/KL　 查《機械設計》表８—６c和８—６d得　P0=1.54 kw ΔP0=0.28 kw 表８—９和８—１０得　Kα=0.95 KL=0.89 故z=5.36 取　z=6 7. 計算預緊力F0 由式　F0=500*Pca*(2.5/Kα-1)/v/z+qv2 查表８—５（《機械設計》）得q=0.12 kg/m 則 F0=299.2 N 8. 計算作用在軸上的壓軸力Q 由式　Q=2*z*F0*sin(α1/2) 得　Q=3534.2 N §2.5 錐齒輪傳動的設計 1．初步設計。 由式 de1≥1951*（KTⅠ/u*бHp2）1/3 mm 進行估算。 由《機械設計手冊》表23?4—22和圖23?2—18d 可查得 K=1.5 ,бHlim=1300 N/mm2,sH′=1.1 且 u=n1/n2=360/360=1,T1=185.2 N?mm ∴ бHp′=бHlim/sH′=1300/1.1=1182 N/mm2 ∴ de1≥1951（1.5*185.2/2.4/11822）1/3=85.1 mm 2． 幾何計算。 根據(jù)《機械設計手冊》表23?4—4計算如下： 齒數(shù)：取z1=19,則z2=u*z1=19 分錐角：δ1=arctgz1/z2= arctg1=45° δ2=90°-45°=45° 大端模數(shù)： me=de1/z1=85.1/19=4.48 mm, 取me=4.5 mm 大端分度圓直徑： de1=z1*me=19*4.5=85.5 mm de2=z2*me=19*4.5=85.5 mm 平均分度圓直徑：∵ φR=0.3 ∴ dm1=de1*(1-0.5φR)=72.675 mm dm2=72.672 mm 平均模數(shù)：Mm=me*(1-0.5φR)=3.825 mm 外錐距： Re=de1/2*sinδ=85.5/2/sin45°=60.46 mm 齒寬： b=φR*Re=0.3*60.46=18.14 mm 取齒寬為20mm 大端齒頂高： ha1=(1+x1)*me=4.5 mm ha2=4.5 mm 大端齒根高： hfe1=(1+c*-x1)*me=5.625 mm hfe2=(1+c*-x2)*me=5.625 mm 齒頂角：θa1=θf2 θa2= θf1 齒根角：θf1= arctghfe1/Re=5.32° θf2=5.32° 頂錐角：δa1=δ1+θa1=45°+5.32°=50.32° δa2=50.32° 根錐角：δf1=δ1-θf1=45°-5.32°=39.68° δf2=39.68° 大端齒頂圓直徑：dae1=de1+2*ha1*cosδ1=91.86 mm dae2=91.86 mm 安裝距：根據(jù)結構確定A1=100mm,A2=100mm 冠頂距：Ak1=de2/2-ha1*sinδ1=39.57mm Ak2=de1/2-ha2sinδ2=39.57mm 大端分度圓齒厚： s1=me(π/2+2*x1*tgα+xf1)=7.0686mm s2=π*me-s1=4.5*π-s1=7.0686mm 大端分度圓弦齒厚：s1′=s1(1-s12/6/de12)=7.0605 mm s2′=7.0605 mm 大端分度圓弦齒高： ha1′=ha1+s12*cosδ1/4de1=4.6033 mm ha2′=4.6033 mm 當量齒數(shù)：zv1=z1/cosδ1=27 zv2=27 端面重合度:εva=[zv1(tgαva1-tgα)+zv2(tgαva2- tgα)]/2π 式中：αva1=arcos[zv1cosα/(zv1+2ha*+2x1)]=28.97° αva2=28.97° 且標準齒中, ha*=1,c*=0.25,α=20° 則 εva=1.63 3． 接觸強度校核。 由式БH=（Ft*KA*KV*KHβ*KHα/0.85b/dm1*(u+1)/u）1/2*zE*zH*zεβ*zK≤бHP來進行校核。 ∵分度圓的切向力為： Ft=5096.7N 且由《機械設計手冊》表23?4—21、表23?4—24、式23?4—3、23?4—4、表23?4—25、圖23?4—21、表23?2—29和式23?4—10 可得： 使用系數(shù)KA=1.25 動載荷系數(shù)KV=0.011 載荷分布系數(shù)KHβ=1.9 載荷分配系數(shù)KHα=1 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.5 彈性系數(shù)ZE=189.8 N/mm2 重合度、螺旋角系數(shù)Zεβ=0.889 錐齒輪系數(shù)ZK=1 ∴бH=126.3 N/mm2 而бHP=бHlim/SHmim*ZLVR*Zx*Zw 由《機械設計手冊》圖23?2—18d和圖23?2—21可得 試驗齒輪接觸疲勞極限бHlim=1300 N/mm2 壽命系數(shù)ZN=1 潤滑油膜影響系數(shù)ZLVR=0.965 最小安全系數(shù)Shmim=1 尺寸系數(shù)Zx=1 工作硬化系數(shù)Zw=1 ∴бHP=1254.5 N/mm2∵бH<бHP ∴合格 4.彎曲強度校核。 由式бF1=Ft*KA*KV*KFβ*KFα/0.85b/mm*Yfs*Yεβ 來進行校核。 由《機械設計手冊》式23·4—12，圖23·4—19和 圖23·2—28可得： 復合齒形系數(shù)YFS1=4.59,YFS2=4.59(zv1=zv2=27) 重合度、螺旋角系數(shù)Yεβ=0.57 其余項同前KFβ=KHβ, KFα=KHα ∴бF1=3.15 N/mm2 ∴бF2=бF1*YFS2/YFS1=3.15 N/mm2 而許用彎應力бFP=бFE/Sfmin*YN*YδrelT*YRTclT*Yx 由《機械設計手冊》式 23·4—13，圖23·—29d和圖23·2—31可得： 齒根基本強度бFE=630 N/mm2 壽命系數(shù)YN=1 相對齒根系數(shù)YδrelT=1 相對齒根表面狀況系數(shù)YRTclT=1 尺寸系數(shù)Yx=1 最小安全系數(shù)sFmin=1.4 ∴ 許用彎曲應力值 бFP=450 N/mm2 ∵бF1<бFP1, бF2<бFP2 ∴ 合格 §2.6 圓柱齒輪設計 1。 選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)。 按傳動方案選用直齒圓柱齒輪，大小齒輪都選用硬齒面，由《機械設計》表10—1選得大小齒輪材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)淬火。齒面硬度為40—50HRC,由于對強度、速度及精度要求不高，故一般精度選為7級。選小齒輪齒數(shù)為24，則大齒輪齒數(shù)為z2=u*z1=24*2.4=58 2。 齒面接觸強度設計。 由設計計算公式 ： d1t≥2.32*3√Kt*T1/φd*(u+1)/u*(ZE/[б]H) 2 進行試算。 ⑴ 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。 由《機械設計》表10—7、10—6，圖10—19、 10—21e，及式10—2、10—13可得 載荷系數(shù) Kt=1.3 齒寬系數(shù) φd=0.2 材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√Mpa 大小齒輪的接觸疲勞強度極限 бHlim1=бHlim2=1120 Mpa 應力循環(huán)次數(shù) N1=60*n1*j*Lh=1037000000 N2=N1/u=423000000 壽命系數(shù) KHN1=0.89 KHN2=0.90 而接觸強度許用應力 (s=1) [б]H1=KHN1*бHlim1/s=985.6 Mpa [б]H2=KHN2*бHlim2/s=1008 Mpa ⑵ 計算。 ① 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[б]H中較小的值 ∴ d1t≥90.2mm ② 計算圓周速度v V=л*d1t*n1/60/1000=1.79 m/s ③ 計算齒寬 b=φd*d1t=18.04 mm ④ 計算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù) mt=d1t/z1=3.76 mm 齒高 h=2.25mt=8.46 mm ∴ b/h =2.13 ⑤ 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=1.79 m/s,7級精度,由《機械設計》圖10—8查得 Kv=1.12 假設KA*Ft/b>100 N/mm,由表10—3查得 KHα=KFα=1.0 由《機械設計》表10—2、10—4及圖10—13查得： 使用系數(shù) KA=1.25 KHβ=1.11 KFβ=1.17 ∴ 載荷系數(shù)K=KA*KV*Kα*KHβ=1.55 ⑥ 按實際的載荷系數(shù)校正所算的得分度圓直徑。 由《機械設計》式10—10a得： d1=d1t3√K/Kt=95.6 mm ⑦ 計算模數(shù)m. m=d1/z1=3.98 mm 3．按齒根彎曲強度設計。 由式 m≥[2K*T1/φd/z12*(Yfα*Ysα/[б]F)] 1/3 進行計算。 ⑴ 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。 ① 由《機械設計》圖10—20d 、10—18，查得 大小齒輪的彎曲疲勞強度極限бFE1=бFE2=680 Mpa 彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.89, KFN2=0.9 ② 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4, ∴[б]F1=KFN1*бFE1/s=427.4 Mpa [б]F2=437.14 Mpa ③ 計算載荷系數(shù)K. K=KA*KV*Kα*KFα=1.64 ④ 由表10—5（《機械設計》）查得： 齒形系數(shù) YFa1=2.65 YFa2=2.30 應力校正系數(shù) Ysa1=2.29 Ysa2=1.72 ⑤ 計算大小齒輪的YFa*Ysa/[б]F,并加以比較 YFa1*Ysa1/[б]F1=0.0098 YFa2*Ysa2/[б]F2=0.0090 ∴ 小齒輪的數(shù)值大。 ⑵ 設計計算。 由以上條件可得： m≥3.63 mm 對比計算結果，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（及模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.63，圓整為標準值m=4 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑為95.6 mm. ∴ z1=d1/m=23.9 取z1=24 z2=u*z1=58 4．幾何尺寸計算。 ⑴ 計算分度圓直徑。 d1=m*z1=96 mm d2=m*z2=232 mm ⑵ 計算中心距。 a=(d1+d2)/2=164 mm ⑶ 計算齒輪寬度。 b=φd*d1=19.2 mm ∴ 取B1=25 mm B2=20 mm 5．驗算。 ∵ Ft=2T1/d1=3583.33 N ∴ KA*Ft/b=224 N/mm>100 N/mm ∴ 合格。 §2.7 主軸部分的設計計算 1. 確定主軸材料。 參閱有關資料，選取主軸材料為40Cr. 2. 主軸直徑的選擇。 由《金屬切削機床設計》表5—12查得： 主軸前軸徑 D1=90 — 100, 取 D1=100 mm 后軸徑 D2=(0.7 — 0.85)D1=80 mm 3．主軸內(nèi)孔直徑、懸伸量、合理跨距及主軸長度。 當d/D=0.5時，空心軸的剛度為實心主軸剛度的90%，也就是對剛度影響不大，平均直徑 D=90 mm ∴ 主軸內(nèi)孔直徑 d=D/2=45 mm 按設計方案選：前軸承為3182120型，后軸承選為318211型 按類比法參考《金屬切削機床設計》表5—14： 取 a/D1=1.0 定懸伸量為 a=100 mm 由《金屬切削機床設計》圖5—57，查出前、后軸承的剛度為： c1=11000000 N/cm, c2=7500000 N/cm ∴ c1/c2=1.47 且慣性距： I=π/64*(92*92 — 4.52*4.52)=302 cm4 ∴ η=EI/c1/a3=0.549 由《金屬切削機床設計》圖5—44查得: L0/a=2.5 ∴ L0=2.5a=250 mm ∴ 主軸長為350 mm 6. 主軸靜剛度的計算。 1） 切削力的作用點： s = a+w (對銑床 w=B) 而對端銑刀： B=60 mm ∴ s=160 mm 主軸組件計算簡圖 l=250 s=160 b=150 c=100 A B C Q 已知切削力： （縱向）PH=939.7N （橫向）PV=3719.7N （垂直）Pa=1957.8N 2) 計算切削力P作用在s點引起主軸前端點的撓度ycsp ∵Ic=π*(904-31.5424)=3.172*106 P=(PH2+PV2) 1/2 =3836.56N ycsp =P*[3sc2-c3/6EIc+lsc/3EI+(l+s)*(l+c)/ cBl2+sc/cAl2] =0.000974mm 3) 計算力偶矩M作用在主軸前端c點產(chǎn)生的撓度yccM yccM=P*[c2/cEIc+lc/3EI+(l+c)/ cBl2+c/cAl2] 其中M= Pa*D=1957.8*90=176202N*mm ∴ yccM=0.000162mm 4) 計算驅(qū)動力Q作用在兩支承之間時，主軸前端c點的撓度ycmq ycmq=Q [-b*c*(2l-b)*(l-b)/6EIl+(l+c)*(l-b)/cBl2-b8c/cAl2] =0.000117mm 5) 求主軸前端c點的綜合撓度yc αp=tg-1/( PH / PV )=75.82° αQ =γ-90°-α-ρ =64.28° 由于順銑αM =0° ∴ ycy=ycsp*sin αp+ycmQ*sinαQ+yccM*sinαM=0.000451 z軸上的分量代數(shù)和為： ycz=ycsp*sinαp+ycmQ*sinαQ+yccm*sinam=0.001049 mm ∴ 綜合撓度yc為： yc=(ycy2+ycz2)1/2=0.00114 mm ∵ Pcy=(Pys+M*cosam)/c=3265.54 N Pcz=Pzs/c=5951.52 N ∴ Pc=(Pcy2+Pcz2) 1/2=6788.54 N 且 apc=arctg(Pcz/Pcy)=61.25° zyc=arcth(ycz/ycy)=66.74° ∴ J=Pc/1000yc/?apc-ayc?=5982.3 N/μm ∴ J>[J]=120 n/μm 故 合格。 §2.8 軸的設計 1. 軸的材料：第一軸選用45鋼，并進行調(diào)質(zhì)或正火處理，第二軸選用40Cr。 2. 估算軸的直徑。 由《機械設計》表16—2 取 A1=112， A2=110 ∴ 第一軸： d1≥112*(6.98/360) 1/3=30.08 mm 第二軸： d2≥110*(6.49/360) 1/3=27.84 mm 3. 軸的強度校核。 ⑴ 第一軸。① 軸的結構圖、空間受力圖、彎矩圖及扭矩圖。 A Q C D Fr1 B FRAz FRAy Ft1 FRBy (a) Fa1 FRBz A C 194427.27 D B 253357.88N?mm 242091.17N?mm (b) A C D B (c) 45687.9 N?mm A C D 199723.18N?mm 253357.88 N?mm 246364.6 N?mm (d) 185199.88N?mm A C (e) D B A C D B 50929.97 N?mm 251573.8 N?mm 258426.15 N?mm 206114.56 N?mm (f) ② 計算小錐齒輪受力。 Ft1=2TⅡ/dm1=5096.66 N F′=Ft*tgα=1855.03 N Fr1=F′*cosδ1=1311.7 N Fa1=F′*sinδ1=1311.7 N 又已知帶輪的直徑為200 mm，小錐齒輪平均直徑為72.675 mm，帶輪壓軸力為3534.2 N。 ③ 計算支成反力。 第一軸的空間受力圖如圖(a)所示，則該軸在xy平面內(nèi)的受力如下圖所示： A C D B FRAy Q Ft1 FRBy Fa1 對A點取矩得： Q*AC+Ft1*AD+Fa1*dm1/2—FRBy *AB=0 ∴ FRBy = 5667.6 N 對B點取矩得： FRAy *AB+Q*CB+Ft1*DB—Fa1*dm1/2=0 ∴ FRAy=2963.25 N 對D點:左邊： FRAy*AD—Q*CD=194427.27 N?mm 右邊： FRAy*AD+Fa*dm1/2-Q*CD=242091.17N?mm 彎矩圖如圖b。 該軸在xz平面圖如下圖所示： A C D B FRAz Fr1 FRBz 對A取矩得： Fr1*AD—FRBz*AB=0 ∴ FRBz=1069.6 N 對B取矩得： FRAz*AB—Fr1*DB ∴ FRAz=242.11 N 彎矩圖如圖c。 則合成彎矩為： MD=(MxyD2+MxzD2)1/2=199723.18 N?mm MD′=246364.6 N?mm 合成彎矩圖如圖d。 扭矩： TD=Ft1*dm1/2=185199.88 N?mm 扭矩圖如圖e所示。 由于軸的材料為：45鋼，бB=600 Mpa ∴ 由《機械設計》表16—3得： [б+1]b=200 Mpa [б-1]b=55 Mpa ∴ α=55/200=0.275 ∴ 當量扭矩αT=0.275*185199.88=50929.97 N?mm ∴當量彎矩為： Mc′′=(Mc2+αT) 1/2=258426.15 N?mm MD′′=206114.56 N?mm MD′′′=251573.8 N?mm 當量彎矩圖如圖 f所示。 a) 校核軸徑。 ∵ dc=(Mc′/0.1/[б-1]b) 1/3=36<44 mm dD=(MD′/0.1/[б-1]b) 1/3=35.76<44 mm ∴ 軸的強度符合要求。 ⑵．第二軸。 ① 軸的結構圖、空間受力圖、彎矩圖及扭矩圖如下圖所示： Fa2 A C D Ft2 B FRAz FRAy Ft Fr Fr2 FRBz FRBy (a) 199545.81N?mm 151881.92 N?mm A C D B 139375N?mm (b) 17129.99N?mm A C D B 59312.5N?mm (c) 2002279.72N?mm 152844.87N?mm A C D B 151470.67N?mm (d) 171999.84 N?mm 185199.88N?mm A C D B (e) 206653.89 N?mm 161106.84 N?mm 50929.97N ?mm A C D B 158684.12N?mm (f) ② 計算齒輪受力。 錐齒輪： Ft2=5096.66 N Fr2=1311.7 N Fa2=1311.7 N 圓柱齒輪： Ft=2TⅢ/d1=3583.33 N Fr=Ft*tgα=1304.23 N ③ 計算支承力。 軸的空間受力圖如圖a所示，則該軸在xy平面內(nèi)的受力如下圖所示： Fa A C D Ft2 B FRAy Ft FRBy 對A點取矩得： FRBy*AB+Ft*AC—Ft2*AD+Fa2*dm2/2=0 ∴ FRBy=3871.63 N 對B點取矩得： FRAy*AB+Ft*CB—Ft2*DB—Fa2*dm2/2=0 ∴ FRAy=2230 N (方向與假設方向相反) 對D點： 左邊：FRAy*AD+Ft*CD=151881.916 N?mm 右邊：FRAy*AD+Ft*CD—Fa*dm2/2=104218.02N?mm 彎矩圖如圖b所示。 該軸在xz平面內(nèi)受力圖如下圖所示： Fr2 A FRAz C Fr D FRBz B 對B點取矩得：FRAz*AB+Fr*BC—Fr2*DB=0 ∴ FRAz=949.03 N (方向與假設方向相反?) 對A點取矩得：FRBz*AB—Fr2*AD+Fr*AC=0 ∴ FRBz=957.13 N 彎矩圖如圖c所示。 合成彎矩： MC=(1393752+59312.52) 1/2=151470.67 N?mm MD=(198789.62+39695.532)1/2=202714.18 N?mm MD′=(151125.722+39695.532) 1/2=156252.08 N?mm 合成彎矩圖如圖 d所示。 扭矩： TC=Ft*d1/2=171999.84 N?mm TD=Ft2*dm2/2=185199.84 N?mm 扭矩圖如圖e所示。 由于軸承材料為40Cr，бB=1000 Mpa ∴ 由《機械設計》表16—3得： [б+1]b=330 Mpa [ б-1]b=90 Mpa ∴ α =0.275 ∴αTC=47299.96 N?mm αTD=50929.97 N?mm ∴ 當量彎矩為： MC′=(47299.962+151470.672) 1/2=158684.12 N?mm MD′=(152844.872+50929.972) 1/2=161106.84 N?mm MD′′=(200279.722+509269.972) 1/2=206653.89 N?mm 當量彎矩圖如圖f所示。 ④ 校核軸徑。 ∵ dD=(MD′/0.1/[б-1]b) 1/3=28.42<44 mm ∴ 該軸的強度符合要求。 §2.9 軸承的設計計算 1. 第一軸的軸承。 初選第一軸的軸承為：7407AC，其受力圖如下圖所示： Fs1 Fa1 Fs2 1 FR1 FR2 2 已知： Fa1=1311.7 N Fr1=1311.7 N Ft1=5096.66 N FR1y=2877.19 N FR1z=227.29 N FR2y=5753.67 N FR2z=1084.4 N ① 計算兩軸承受到的徑向載荷FR1，F(xiàn)R2。 FR1=(FR1y2+FR1z2) 1/2=2886.15 N FR2=(FR2y2+FR2z2) 1/2=5854.97 N ② 求兩軸承計算軸向力 FA1，F(xiàn)A2。 對于70000AC型軸承，按《機械設計》表13—7 可得： 內(nèi)部軸向力 Fs=0.68FR ∴ Fs1=1962.58 N Fs2=3981.38 N Fa1+Fs1=3274.28 N<3981.38 N ∴ 1壓緊，2放松 ∴ FA1=Fs2—Fa1=2669.68 N FA2=Fs2=3981.38 N ③ 求兩軸承當量動載荷P1，P2 已知： e=0.68 ∴ FA1/FR1=0.92>0.68=e FA2/FR2=0.68=e 由《機械設計》表13—5查得： 軸承1： X1=0.41, Y1=0.87 軸承2： X2=1, Y2=0 由表13—6查得 fp=1.2—1.8，取 fp=1.2 ∴ P1=fp(X1*FR1+X2*FA1)=4207.13 N P2=fp(X2*FR2+X2*FA2)=7025.96 N ∴ P2>P1, 應以軸承2的受力大小驗算。 ④ 驗算壽命。 ∵ Lh′=2*8*300*2=9600 h ∴ Lh=106/60n(c/P2)ε=20786 h>Lh′ 故 合 格。 2. 第二軸的軸承。 初選第二軸的軸承為：7407AC，其受力圖如下圖所示： Fs1 Fa2 Fs2 1 FR1 FR2 2 已知： Fa1=1311.7 N Fr1=1311.7 N Ft1=5096.66 N FR1y=2230 N FR1z=949.03 N FR2y=3871.63 N FR2z=957.13 N ① 計算兩軸承受到的徑向載荷FR1，F(xiàn)R2。 FR1=(FR1y2+FR1z2) 1/2=2423.54 N FR2=(FR2y2+FR2z2) 1/2=3988.18 N ② 求兩軸承計算軸向力 FA1，F(xiàn)A2 對于70000AC型軸承，按《機械設計》表13—7 可得： 內(nèi)部軸向力 Fs=0.68FR ∴ Fs1=1648 N Fs2=2711.97 N Fa2+Fs2=4023.67 N>1648 N ∴ 1壓緊，2放松 ∴ FA1=Fs2+Fa2=4023.67 N FA2=Fs2=2711.97 N ③ 求兩軸承當量動載荷P1，P2 已知： e=0.68 ∴ FA1/FR1=1.66>0.68=e FA2/FR2=0.68=e 由《機械設計》表13—5查得： 軸承1： X1=0.41, Y1=0.87 軸承2： X2=1, Y2=0 由表13—6查得 fp=1.2—1.8，取 fp=1.2 ∴ P1=fp(X1*FR1+X2*FA1)=5364.01 N P2=fp(X2*FR2+X2*FA2)=4785.82 N ∴ P2Lh′ 故 合 格。 3．主軸軸承的設計計算。 主軸的軸承由前軸承和后軸承組成，前軸承選用3182120型雙列圓柱滾子軸承，和兩個8120型推力球軸承 后軸承也選用3182116型雙列圓柱滾子軸承。 主軸軸承的校核： 已知： Lh′=2*8*300*2=9600 h 對前軸承： ① 雙列圓柱滾子軸承 ∵ 當量動載荷 P=Fr=Fr1+Fr2 其中Fr1為直齒圓柱齒輪所受徑向力等于1304.23 N Fr2為主軸所受的徑向切削力等于3836.56 N ∴ Fr=5140.79 N 而 P=Fr c=125000 N ε=10/3 ∴ Lh=106/60n(c/P)ε=0.46*107 h>9600 h 故 合格 ② 推力球軸承 其當量動載荷為P=Fa 而Fa=1957.8 N ∴ P=1957.8 N ∵ c=63400 N ε=3 ∴ Lh=106/60n(c/P)ε=3773290.9 h>9600h 故 合格 ③ 對后軸承： ∵ 當量動載荷 P=Fr=Fr1+Fr2 其中Fr1為直齒圓柱齒輪所受徑向力等于1304.23 N Fr2為主軸所受的徑向切削力等于3836.56 N ∴ Fr=5140.79 N 而 P=Fr c=94200 N ε=10/3 ∴ Lh=106/60n(c/P)ε=180230.24 h>9600 h ∴ 合格 故主軸軸承均符合要求。 §2.10 鍵強度的校核 鍵的材料均為：Q235 對1軸上的鍵： 帶輪： 由《機械設計手冊》可查得： b=14 mm h=8 mm L=50 mm d=45 mm ∴ l=50—14=36 mm K=0.5h=4 mm 又由《機械設計》查得：[б]P=80 Mpa 且已知：T1=185200 N?mm ∴ бP=2*T1/k*l*d=50.8 Mpa<[б]P 故 強度合格 錐齒輪： 由《機械設計手冊》可查得： b=12 mm h=8 mm L=45 mm d=44 mm ∴ l=45—12=33 mm K=0.5h=4 mm 又由《機械設計》查得：[б]P=80 Mpa 且已知：T1=185200 N?mm ∴ бP=2*T1/k*l*d=63.77 Mpa<[б]P 故 強度合格 對2軸上的鍵： 圓柱齒輪：由《機械設計手冊》可查得： b=14 mm h=9 mm L=36 mm d=45 mm ∴ l=36—14=22 mm K=0.5h=4.5 mm 又由《機械設計》查得：[б]P=80 Mpa 且已知：T2=172.17 N?mm ∴ бP=2*T2/k*l*d=77.29 Mpa<[б]P 故 強度合格 錐齒輪： 由《機械設計手冊》可查得： b=12 mm h=8 mm L=36 mm d=42 mm ∴ l=36—12=24 mm K=0.5h=4 mm 又由《機械設計》查得：[б]P=80 Mpa 且已知：T2=172.17 N?mm ∴ бP=2*T2/k*l*d=76.53 Mpa<[б]P 故 強度合格。 第三章 操作/使用說明 §3.1 基本要求 針對八軸轉(zhuǎn)塔型的數(shù)控機床，選擇合理的加工對象。由于這臺機床為立式加工中心，