買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 床中心架設計 0 引言 這次畢業設計中 ,我所從事設計的課題是 床中心架設計。此類車床中心架屬于經濟型中檔精度機床 ,這類機床的傳動要求采用手動與電控雙操縱方式 ,在一定范圍內實現電控變速。總體的設計方案就是對傳動方案進行比較 ,繪出轉速圖 ,對箱體及內部結構進行設計 ,包括軸和齒輪的設計、校核等。 為什么要設計此類車床中心架呢 ?因為隨著我國國民經濟的不斷發展 ,我國制造業領域涌現出了許多私營企業 ,這些企業的規模普遍不大 ,沒有太多的資本。一些全 功能數控系統 ,其功能雖然豐富 ,但成本高 ,對于這些中小型企業來說購置困難 ,但是中小型企業為了發展生產 ,希望對原有機床進行改造 ,進行數控化、自動化 ,以提高生產效率。我國機床工業的發展現狀是機床擁有量大、工業生產規模小 ,突出的任務就是用較少的資金迅速改變機械工業落后的生產面貌 ,使之盡可能提高自動化程度 ,保證加工質量 ,減輕勞動強度 ,提高經濟效益。我國是擁有 300 多萬臺機床的國家 ,而這些機床又大量是多年累積生產的通用機床 ,自動化程度低 ,要想在近幾年內用自動和精密設備更新現有機床 ,不論是資金還是我國機床廠的能力都是辦不 到的。因此 ,普通機床的數控改造 ,大有可為。它適合我國的經濟水平、教育水平和生產水平 ,已成為我國設備技術改造主要方法之一。目前 ,我國經濟型數控系統發展迅速 ,研制了幾十種簡易數控系統 ,有力地促進了我國數控事業的發展。經濟型數控機床系統就是結合現實的生產實際 ,我國的國情 ,在滿足系統基本功能的前提下 ,盡可能地降低價格。 經濟型車床中心架有許多優點。 1)其降格便宜 ,且性能價格比適中 ,與進買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 口標準車床中心架相比 ,前者只需一萬元左右 ,后者則需十萬甚至幾十萬元。因此 ,它特別適合于改造在設備中占有較大比重的普通車床 ,適合 在生產第一線大面積推廣。從提高資本效率出發 ,改造閑置設備 ,能發揮機床的原有功能和改造后的新增功能 ,提高機床的使用價值。 2)適用于多品種、中小批量產品的適應性強。在普通車床上加工的產品 ,大都可在經濟型車床中心架上進行。加工不同零件 ,只要改變加工程序 ,很快適應和達到批量生產的要求。 3)相對于普通車床 ,經濟型車床中心架能提高產品質量 ,降低廢品損失。數控有較高的加工精度 ,加工出的產品尺寸一致性好 ,合格率高。 4)采用車床中心架 ,能解決復雜的加工精度 ,還能節約大量工裝費用 ,降低生產成本。 5)采用此類車床 ,還能減輕工人勞 動強度將工人從緊張、繁重的體力勞動中解脫出來。 6)可以提高工人素質 ,促進技術進步。數控系統的出現擴大了工人的視野 ,帶動了學習微電子技術的熱潮 ,為工人由“體力型”向“智力型”過渡創造了條件 ,促進了工廠的技術進步。 7)增強了企業應變能力 ,為提高企業競爭能力創造了條件。企業應用經濟型數控設備對設備進行改造后 ,提高了加工精度和批量生產的能力 ,同時又保持“萬能加工”和“專用高效”這兩種屬性 ,提高設備自身對產品更新換代所需要的應變能力 ,增強企業的競爭能力。 本設計中的車床中心架的特點就是主電機采用雙速電機 ,這樣可 以簡化箱體內的結構。操縱方式并非是完全數控 ,而是采用采用手動與電控雙操縱方式 ,在一定范圍內實現電控變速。本設計就是對在我國應用非常廣泛的 車床中心架進行的改造 ,具有廣泛的適應性。 車床是一種加工效率高 ,操作性能好 ,社會擁有量大的普通車床。實踐證明 ,把這種車床改造為車床中心架 ,已經收到了良好的經濟效益。 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 總體的設計方案就是對傳動方案進行比較 ,繪出轉速圖 ,對箱體及內部結構進行設計 ,包括軸和齒輪的設計、校核等。設計時一要注意設計的科學性和條理性 ,另一點就是要注意和實際的結合。設計的依據主要是以經驗或 類比為基礎的傳統經驗設計方法。作為一名尚未畢業的大學生 ,經驗自然是我們所欠缺的 ,所以除了老師的指導 ,最主要的就是借鑒書上的設計方法。書上雖然不會有完全相同的示例 ,但一些其他類型的主軸箱設計方法在這個課題上同樣適用 ,適用也只是大體上的適用 ,具體到一些細節的設計就需我們自己查設計手冊了。比如說其中涉及到電磁離合器的設計就需自己解決。雖然我們很缺乏設計的經驗 ,但還應處處從實際出發。從大處講 ,聯系實際是指在進行機床工藝可能性的分析、參數擬定和方案確定中 ,既要了解當今的先進生產水平和可能趨勢 ,更應了解我國實際生產水平 ,使設計的機床、機器在四化建設中發揮最佳的效益。從小處講 ,指對設計的機床零部件的制造、裝配和維修要進行認真的、切實的考慮和分析 ,對推薦的設計數據和資料要結合實際情況進行取舍。通過設計實踐 ,了解和掌握結合實際、綜合思考的設計方法。 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 總體設計方案擬定 擬定主運動參數、 Z 機床設計的初始 ,首先需要確定有關參數 ,它們是傳動設計和結構設計的依據 ,影響到產品是否能滿足所需要的功能要求。根據擬定的參數、規格和其他特點 ,了解典型工藝的切削用量 ,了解極限轉速、和級數 Z、中心架電機功率 N。 運動設計 根據擬定的參數 ,通過結構網和轉速圖的分析 ,確定傳動結構方案和傳動系統圖。傳動方案有多種 ,傳動型式更是式樣眾多 ,比如 :傳動型式上有集中傳動的車床中心架。分離傳動的主軸箱與變速箱 ;擴大變速范圍可以用增加傳動組數 ,也可用背輪機構、分支傳動等型式 ;變速型式上既可用多速電機 ,也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。然后計算各傳動比及齒輪的齒數。 動力計算和結構草圖設計 估算齒輪模數 m 和軸頸 d,選擇和計算離合器 。 將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排、布置和設計。 軸和齒輪的驗算 在結構草圖的基礎上 ,對一根傳動軸和齒輪的剛度、強度進行校核。 車床中心架裝配設計 車床中心架裝配圖是以結構草圖為“底稿” ,進行設計和繪制的。圖上各零部件要表達清楚 ,并標明尺寸和配合。 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 參數擬定 車床主參數規格尺寸和基本參數 此經濟型車床中心架是由 通車床改裝而來 ,根據任務書上提供的條件 : 此車床中心架的主軸轉速可分高低兩檔 ,共有 12 級轉速 :其中高低兩檔各有6 級轉速 ,低速檔時 340/,45r/速檔時 1800 r/35 r/此車床床身上最大回轉直徑為 400軸端部型式為 軸通孔直徑為65 主軸孔錐度為公制 70;采用雙速電機 :其中 電機的轉速和功率分別為1000/1500 r/。 各級轉速的確定 已知主軸的轉速分為 12 級 ,又分為高低兩檔 ,其中高檔最大轉速為1800r/小轉速為 235 r/1/1800/1 當機床處于低速檔時 ,主軸共有 6 級 ,轉速范圍 即 ,已知 45,查標準數列表見參考文獻 1 第 6 頁 5,就可每隔六個數取得一個數 ,得低速檔的 6 級轉速分別為45,67,103,154,230,340 r/當車床處于高速檔時 , 主軸共有 6 級 ,轉速范圍 即 ,已知 1800 ,查標準數列表見參考文獻 1 第 6 頁 . 從表中找到 1800, 就可每隔六個數取得一個數 ,得高速檔的 6 級轉速分別 為 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 236,354,543,815,1200,1800 r/ 3. 運動設計 主擬定傳動方案 擬定傳動方案 ,包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及其組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關 ,和工作性能也有關系。因此 ,確定傳動方案和型式 ,要從結構、工藝、性能及經濟性等多方面統一考慮。 傳動方案的比較 采用單速電機 已知變速級數為 確定 傳動組及各傳動組中傳動副的數目。 級數為 Z 的傳動系統由若干個順序的傳動組組成 ,各傳動組分別有 2、 傳動副 ,即 傳動副數由于結構的限制以 2或 3為合適 ,即變速級數 和 3的因子 Z 3。 可以有兩種方案 方案一 122 3 2 傳動齒輪數目 2 (2+3+2)14。 軸向尺寸為 15b。 傳動軸數目為 4 根。 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 操縱機構較為簡單 :兩個滑移齒輪和一個三聯滑移齒輪 ,可單獨也可集中操縱。 方案二 123 4 傳動齒 輪數目 2 (3 4)14 個。 軸向尺寸為 19b。 傳動軸數目為 3 根。 操縱機構較復雜 :四聯滑移齒輪作為整體式 ,滑移長度為 12b;如拆為 2個雙聯滑移齒輪 ,需要有自鎖 ,以保證只有一個齒輪副嚙合。 相比之下 ,還是傳動副數分別為 2,3,2 的三個傳動組方案為優。 采用雙速電機 車床上 ,有時采用雙速電機 ,雙速電機的轉速比 :2,傳動系統的公比應當是 2 的整次方根 ,本設計中的雙速電機的公比 時電機的轉速變換起著系統中第一擴大傳動組的作用相應基本組的傳動級數應為 2,這樣使 傳動系統的機械結構簡化。本設計是經濟型車床中心架 ,采用電控和手動兩種方式 ,為了結構設計的需要 ,本設計采用雙速電機。 各級傳動比的計算 假設結構如圖 : 由于已經設計了各軸之間的相對位置關系 ,由傳動系統草圖知共有六個傳動比。 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 分別設齒輪 1 和齒輪 4 之間的傳動比為 ,齒輪 2 和齒輪 5 之間的傳動比為 ,齒輪 8 和齒輪 9 之間的傳動比為 ,齒輪 3 和齒輪 6 之間的傳動比為 ,齒輪 7 和齒輪 10 之間的傳動比為 ,帶輪傳動比為。 設其中。 當處于低檔時 ,手動操作使得齒輪 8 和齒輪 9 嚙合。 當中 間的電磁離合器得電 ,齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合 ,當時的主軸轉速最小 ,為 45 或 67 r/ 可得 100045r/150067 r/當左側的電磁離合器得電 ,齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合 ,當時的主軸轉速最大 ,為 226 或 340 r/ 可得 1000230 r/1500340 r/當右側的電磁離合器得電 ,齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合 ,當時的主軸轉速為100 或 150 可得 1000100 r/1500150 r/當處于高檔時 ,手動操作使得齒輪 7 和齒輪 10 嚙合 當中間的電磁離合器得電 ,齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合 ,當時的主軸轉速最小 ,為 236 或 354 可得 1000235 r/文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1500354 r/當左側的電磁離合器得電 ,齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合 ,當時的主軸轉速最大 ,為 1200 或 1800 可得 10001200 r/15001800 r/當右側的電磁離合器得電 ,齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合 ,當時的主軸轉速為543 或 816 可得 1000543 r/1500815 r/由這 6 各方程聯列可解得 動比的選用時 ,應注意的幾個問題 ,充分使用齒輪副的極限傳動比1/4,2, 雖然可以最大限度地獲得變速箱范圍或減少傳動件數 ,但會導致齒輪和箱體尺寸過大 ,齒輪線速度增大 ,容易產生振動和噪音 ,要求精度提高。在實踐中 ,往往不采用降速很小、 升速很大的傳動比 ,特別是中間軸的傳動。因此 ,從系統的角度考慮 ,寧可適當增加串聯傳動組的數目 ,或者用并聯式的分支傳動滿足變速范圍的要求 ,而避免用極限傳動比的傳動副。 以上幾個傳動比都符合要求。 軸轉速的確定方法 由傳動比和電機的轉速 ,可以計算出各軸的轉速 ; 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 軸的轉速 軸從電機得到運動 ,經傳動系統轉化成各級轉速。電機轉速轉速和主軸最高轉速應相接近。顯然 ,從傳動件在高速運轉下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮 ,軸不宜將電機轉速降得太低。但如果軸上裝有摩擦離合器一類部件 時 ,高速下摩擦損耗、發熱都將成為突出矛盾 ,因此 ,軸轉速也不宜太高車床的軸轉速一般取 7001000 r/右比較合適。另外也要注意到電機與軸的傳動方式 ,如用帶輪傳動時 ,降速比不宜太大 ,和主軸尾部可能干涉。 間傳動軸的轉速 對于中間傳動軸的轉速的考慮原則是 :妥善解決結構尺寸大小與噪音、振動等性能要求之間的矛盾。 中間傳動軸的轉速較高時 ,中間傳動軸和齒輪承受扭矩小 ,可以使軸徑和齒輪模數小些 ,從而可以使結構緊湊。但是 ,這將引起空載功率和噪音加大。從經驗知 :主軸轉速和中間傳動軸的 轉速時 ,應結合實際情況作相應修正 :1、對于功率較大的重切削機床 ,一般主軸轉速較低 ,中間軸的轉速適當取高一些對減小結構尺寸的效果較明顯。 2、對高速輕載或精密機床 ,中間軸轉速宜取低一些。 3、控制齒輪圓周速度 ,在此條件下 ,可適當選用較高的中間軸轉速。 轉速圖擬定 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 運動參數確定以后 ,主軸各級轉速就已經知道了 ,而且根據設計出來的各級齒輪的傳動比 ,這樣就可以擬定主運動的轉速圖 ,使主運動逐漸具體化。 此車床集中傳動 :公比為 ,級數 速范圍 540。 4 動力計算 齒輪的計算 1 確定齒輪齒數和模數 (查表法 ) 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 可以用計算法或查表法確定齒輪齒數 ,后者更為簡便。根據上面計算的傳動比和初步定出的小齒輪齒數 ,查表即可求出齒輪副齒數之和 ,再減得大齒輪的齒數。 用查表法求軸和軸上的齒輪的齒數和模數 常用傳動比的適用齒數 (小齒輪 )(見參考書 1 第 20 頁 )。 選取時應注意 : 不產生根 切。一般取 1820; 保證強度和防止熱變形過大 ,齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 2m,一般取 5 T/m。 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應當相等。若模數相同 ,則齒數和亦應相等。但由于傳動比的要求 ,尤其是在傳動中使用了公用齒輪后 ,常常滿足不了上述要求。機床上可用修正齒輪 ,在一定范圍內調整中心距使其相等。但修正量不能太大 ,一般齒數差不能超過 34 個齒。 防止各種碰撞和干涉。 三聯滑移齒輪的相鄰兩齒輪的齒數差應大于 4。 所以 ,可以假設其中最小的齒輪 2 齒數為 20,而且由上可知 ,齒輪 2 和齒輪 5之間的傳動比為 常用傳動比的適用齒數 (小齒輪 )表 ,可找到最接近的傳動比為 時的齒數之和為 82。可得大齒輪齒數為 62。 齒輪模數的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞強度計算齒輪模數比較復雜 ,而且有些系數只有在齒輪各參數都已經知道后方可確定 ,所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前 ,先估算 ,再選用標準齒輪模數。 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 齒輪彎曲疲勞的估算 : 321 其中 功率 N 齒輪點蝕的估算 : A 370 其中為大齒輪的計算轉速 ,A 為齒輪中心距。 由中心距 A 及齒數 出模數 : 1 根據估算所得和中較大得值 ,選取相近的標準模數 以齒輪 2 和齒輪 5 為例 r/25 32 370 以 ,根據 選取 ,為了保證模數一定滿足要求 ,假設齒輪 2 和齒輪 5 的模數為 3 由此可知 ,輸入軸 1 和傳動軸 2 之間的中心距為 理且根據 1 軸和 2 軸之間的距離始終為 123得出 1 軸和 2 軸之間其余的齒輪的齒數和模數 分別為 文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 確定齒輪的齒數和模數 (計算法 )并校核 以齒輪 8 和 9 為例 , 設計時采用最高轉速 ,即齒輪 10的轉速為 1800r/知該組齒輪傳遞的功率為 知傳動比為 設齒輪對稱布置 ,使用壽命為 8年 ,每年以 300 工作日計 ,兩班制 ,中等沖擊 ,齒輪單向回轉。 1、齒輪的材料、精度和齒數選擇 因傳遞功率不大、轉速不高、材料按 表 7取 ,都采用 55 鋼 ,鍛造毛坯 ,大齒輪正火處理 ,小齒輪調質 ,均用軟齒面。 齒輪精度用 6 級 ,軟齒表面粗糙度為 軟齒面閉式傳動 ,失效形式為點蝕 ,考慮傳動平穩性 ,取齒輪 8 的齒數為17,則齒輪 9 為 17/、設計計算 (1)、設計準則 按齒面接觸疲勞強度設計 ,再按齒根彎曲疲勞強度校核。 (2)、按齒面接觸疲勞強度設計 2 圖 7取材料的接觸疲勞極限應力為 : , 由圖 7取材料的彎曲疲勞極限應力為 : , 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 應力循環次數 N 由式 7算 由圖 7得接觸疲勞強度壽命系數 ,圖 7得彎曲疲勞壽命系數 ,1, 由表 7得接觸疲勞安全系數 1,彎曲疲勞安全系數 前面的式子 求得許用接觸應力和許用彎曲應力 2 2 2 2 將有關值代入式子 得 2 則 圖 7 ;由表 7得 ;由表 7得 ;取 ;則 修正 2 由表 7標準模數 由圖 7得 取 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 由式 (7核大小齒輪的彎曲強度 2 2 所以 ,初選的齒輪 齒數和計算出的模數符合要求。 求得齒輪 8 和 9 的齒數和模數分別為 中齒輪 8 的齒數為 17,有可能會發生根切現象 ,所以要修正齒輪 ,用變位修正法求得 8 齒輪的變位系數為 +同樣的方法可以求得其他齒輪的變位系數。 列出各齒輪的齒數、模數、和變位系數 編號 模數 齒數 齒形角 變位系數 1 3 35 + 3 20 + 3 51 0 4 3 47 3 62 0 6 3 31 0 7 3 56 0 8 17 + 66 0 10 3 41 +輪材料為 55 鋼 ,熱處理為齒部 文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 3 齒輪的精度設計 ; 齒輪精度設計的方法及步驟 :1、確定齒輪的精度等級 ; 2、齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定 ; 3、計算齒輪副側隙和確定齒厚極限偏差代號 ; 4、確定齒坯公差和表面粗糙度 ; 5、公法線平均長度極限偏差的換算 ; 6、繪制齒輪零件圖。 以齒輪 9 為例 :齒數為 66,模數為 位系數為 0。 確定齒輪的精度等級 由于該齒輪是主軸箱內的齒輪 ,對傳動精度和穩定性的要求都比較高 ,主要要求的是傳動平穩性精度等級。據圓周速度 對于如此要求高的 齒輪采用 6 級精度。 齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定 該齒輪屬中等精度 ,且為批量生產查表 12定、 組成檢驗方案。根據及 查表 12 12 12得公差值 : 第公差組 第公差組 第公差組 計算齒輪副側隙和確定齒厚極限偏差代號代號 計算齒輪副的最小極限側隙 由表 12油池潤滑和查得 6 根據齒輪和箱體的材料 ,從材料手冊上查得 ,鋼和鑄鐵的線膨脹系數分買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 別為 , 。 傳遞的中心距 6 所以 , 確定齒厚極限偏差代號 齒厚上偏差 由式 (126 式中前面已查得 由表 12 6 級精度查得 由表 12 級精度查得 , 所以 ,代入數據得 , 因為 由圖 12者 12得齒厚的上偏差代號為 G,因此 齒厚下偏差 可知 6 查表 12 級精度齒輪 ,查表 12所以 由圖 12表 12得齒厚下偏差代號為 K,因此 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 至此 ,小齒輪的精度為 :6定齒坯公差、表面粗糙度 齒輪內孔是加工、檢驗及安裝的定位基準 ,對 6級精度的齒輪 ,由表 12內孔尺寸公差為 孔直徑為 85差按基準孔 即齒輪內孔的下偏差為 0,上偏差為 +孔的形狀公差按 6 級決定或遵守包容原則。 定位端面的端面圓跳動公差由表 12得為 齒頂圓只作為切齒加工的找正基準 ,不作為檢驗基準 ,故其公差選用頂圓直徑 ,偏差按基準軸 h 選取 ,即下偏差為 偏差為 0。 齒輪的表面粗糙度按 7 級查表 12表面粗糙度分別為 :齒面 孔 準端面 頂圓 公法線平均長度極限偏差的換算 公法線的公稱長度 k,可從機械設計有關手冊中查得或按式12式 12得 跨齒數 6 該齒輪為中模數齒輪 ,控制側隙的指標宜采用公法線平均長度極限偏差 ,按換算式 12 12 12 6 6 齒輪工作圖 下圖為本例齒輪零件圖。 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 磁離合器的選擇和使用 隨著機床設備向自動化趨勢發展 ,電磁離合器和制動器的應用越來越廣泛 ,本設計為經濟型車床中心架 ,采用手動和電動相結合的方式 ,其中的電控就是用電磁離合器來實現的 ,電磁離合器是自動化控制的主要元件之一 ,它具有結構緊湊、易于實現遠距離操縱和自動控制等特點 ,同時能滿足簡化機床結構 ,提高齒輪箱的傳動剛度和加工精度 ,實現機床高響應性、高頻率動作等方面的要求。 我設計的主軸箱采用了 3 個電磁離合器 ,大大簡化 了主軸箱內結構。離合器的類型很多 ,有通電工作的 ,也有失電工作的。按其傳遞扭矩形式可分為摩擦式離合器、牙嵌式離合器 ,磁粉式離合器以及轉差式離合器 ;按其工作條件可分為濕式離合器和干式離合器 ;按其電流饋入的方式可分為有滑環離合器和無滑環離合器。 選擇離合器的型號規格之前 ,必須充分了解各種離合器的動作特性及其優缺點。在選擇離合器過程中最重要的因素是扭矩 ,扭矩表示所傳遞的動力 ,假如摩擦片數一定 ,則所傳遞扭矩大小和離合器有效半徑相對應。但在實際上 ,速度、溫度、摩擦片的磨損情況 ,污染情況都影響工作扭矩。 在設 計過程中 ,計算扭矩是工作載荷的慣性和運動載荷的慣性之和 ,用 7 式中 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 但在實際工作中 ,很多設備的精確載荷難以計算。一般是根據輸入動 力確定所需扭矩。 7 式中 從上式中看出 ,對扭矩影響最大的是安裝離合器軸的回轉轉數。因此。一定動力下 ,較高的轉數對應低的扭矩 ,因此 ,在設計中盡可能將離合器裝在傳動鏈中轉速較高的位置 ,這通常要求離合器和電機同軸。 本設計中的主軸箱采用的是油潤滑 ,所以選用的電磁式離合器是濕式的。 根據軸的結構和相互關系 ,而且軸的扭矩小于軸的扭矩 ,分析后 ,選擇在軸上的兩個離合器均為 列離合器 ,其 型號為 軸上的扭矩大于軸 ,其型號可選為 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 軸的設計和驗算 軸的結構設計 機床傳動軸 ,廣泛采用滾動軸承作支承。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。 傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大 ,將使齒輪嚙合不良 ,軸承工作條件惡化 ,使振動、噪聲、空載功率、磨損和發熱增大。 兩軸中心距誤差和軸心線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 所以 ,在設計軸時要 充分考慮軸的強度剛度等因素。在選擇材料和估算直徑都要滿足條件 ,估算完以后還要對軸的強度和剛度進行校核。 軸的結構設計主要是使軸的各部分具有合理的結構和尺寸。 影響軸的結構的因素很多 ,因此軸的結構沒有標準形式。設計時 ,必須針對軸的具體情況作具體分析 ,全面考慮解決。 軸的結構設計的主要要求是 : 裝在軸上的零件有確定的位置。且布置合理。 軸受力合理 ,能可靠地傳遞力和轉矩 ,有利于提高強度和剛度。 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 具有良好的工藝性。 便于安裝和調整。 節省材料 ,減輕質量。 軸 (輸入軸 )的設計 軸的特點 :一般都安裝在軸端 ,軸變形較大 ,結構上應注意加強軸的剛度或使軸不受帶的拉力 (帶輪卸荷 );上安裝正反向的離合器 ,由于組成離合器的零件很多 ,在箱內裝配很不方便 ,一般都希望在箱外將軸組裝好后在整體裝入箱內 (最好連皮帶輪也組裝在上面 )。 卸荷裝置 :帶輪將動力傳到軸有兩類方式 :一類是帶輪直接裝在軸上。除了傳遞扭矩外 ,帶的拉力也作用在軸上。另一類是帶輪裝在軸承上 ,軸承裝在套筒 (法蘭盤 )上 ,傳給軸的只是扭矩 ,徑向力由固定在箱體上的套筒承受。 這種結構稱為卸荷裝置。 軸的強度校核以軸為例 由鹽城市機床廠 1997知主軸轉速為103 時 ,扭矩為 時軸的轉速為 選擇軸的材料 由于這個車頭箱傳動的功率不大 ,分別為 4 和 其重量和尺寸也無特殊要求 ,故此輸入軸采用 45 鋼。 初估軸徑 按扭矩初估軸的直徑 ,查表 10參考書 2 得 17,考慮到安裝帶買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 輪的軸段僅受扭矩作用 ,取 2 結 構設計 1 各軸段直徑的確定 初估直徑后就可按照軸上零件的安裝順序 ,從處開始逐段確定直徑。考慮到軸段 1 上安裝帶輪 ,上面將安裝有軸承為了符合軸承內徑系列 ,即軸段的直徑應與軸承型號的選擇同時進行 ,取軸承代號為 6306 的深溝球軸承 ,其內孔直徑為 30,同理可取其他各段軸的內徑 ; (2)各軸長度的選擇軸段一處上要安裝有帶輪、軸承、密封圈等 ,根據這些部件的尺寸 ,可以得出各段軸段的長度。各個軸段尺寸的確定主要是根據軸上零件的轂長或軸上零件配合部分的長度確定。而另一些軸段的長度除與軸上零件有關外 ,還與箱體及軸承 蓋等零件有關。通常從齒輪端面開始 ,為避免轉動零件與不動零件干涉 ,取齒輪端面與箱體內壁的距離 慮箱體的鑄造誤差 ,軸承內端面應距箱體內壁一段距離 ,取 ,考慮上下軸承座的聯接 ,取軸襯座寬度為 45 (3)軸上倒角及圓角為了保證軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面 ,根據軸承手冊推薦 ,取軸肩圓角半徑為 1方便加工 ,其他軸肩圓角半徑均取為 1據標準 ,軸的左右端倒角均為。 上述確定尺寸和結構的過程 ,與畫草圖同時進行 ,結構設計草圖 (見下圖軸的受力分析 1 畫軸的受力簡圖見上圖 為齒輪為直齒圓柱齒輪 ,所以 ,齒輪上不買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 存在軸向力。 2 計算支承反力 在水平面上 在垂直面上 3 畫彎矩圖 (見上圖 -c d e) 在水平面上 ,面左側 面右側 在垂直面上 合成彎矩 a 剖面左側和右側的彎矩相同 4 畫彎矩圖 (見上圖 轉矩 T 5 判斷危險截面 顯然 ,處無論是彎矩還是扭矩都為最大 ,為危險截面 6 軸的彎扭合成強度校核 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 由表 10得 , 在 面左側 2 合適。 7 軸的疲勞強度安全系數校核 由表 10得 ,;,。 在 面左側 2 由附表 10;由附表 10;軸經磨削加工 ,由附表 10得表面質量系數。則 彎曲應力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數 查表 10許用安全系數 ,顯然 ,故 ,面安全 ,即整個軸都是安全的 ,其 彎扭合成強度和疲勞強度均是足夠的。 軸的剛度校核以軸為例 軸受載后要發生彎曲和扭轉變形 ,如果變形過大 ,會影響軸上零件正常工作。 傳動軸除應滿足強度要求外 ,還應滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發生疲勞破壞。機床精度要求較高 ,不允許有較大變形。買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 剛度要求保證軸在 (彎曲、軸向、扭轉 )不致產生過大的變形 (彎曲、失穩、轉角 )。如果剛度不足 ,軸上的零件如齒輪、軸承等將由于軸的變形過大而不能正常工作 ,或者產生振動和噪聲、發熱、過早磨損而失效。因此 ,必須保證傳動軸有足夠的剛度。 通常 ,先按扭轉剛度估算軸的直徑 ,畫出草圖之后 ,再根據受力情況、結構布置和有關尺寸 ,驗算彎曲剛度。 軸的直徑按扭轉剛度估算 ,上文已完成 ,估算出的直徑為 40車床傳動軸的彎曲剛度驗算 ,主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的撓度 y 和傾角。各類軸的撓度 y 和傾角 ,應小于彎曲剛度的許用值 Y和 值 ,即 : y Y; 值 ,即 : 軸的彎曲變形的允許值 : 安裝齒輪的軸允許的撓度為 (m 計算軸本身彎曲變形產生的撓度 y 和傾角時 ,一般常將軸簡化為集中載荷下 的簡支梁 ,當軸的直徑相差不大且計算精度要求不高時 ,可把軸看作等徑軸 ,采用平均直徑 (來計算。計算公式為 :圓軸 :平均直徑 慣性矩 軸為圓軸 ,其平均直徑 慣性矩 計算撓度 : a 段內 : 1 其中 鋼材 E 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 b 段內 : 1 c 段內 : 1 由圖分析得 , a 段內撓度 1 x 的值為 0 和 間由求導得 x 的值為 ,撓度最大 ,其撓度值為 軸的撓度的允許值為 中 m 為齒輪模數 , 所以 ,y知 a 段內撓度 y b 段內撓度 1 對式子求導 ,得到撓度為最大時 , 求得 其撓度值也 y 再由公式計算得到幾個受力端點處的撓度 ,由計算可得同樣 y 所以 ,撓度符合要求 傾角的校核 由分析可知 ,最大傾角出現在左支承點處 其傾角為弧度 左 支承處裝有深溝球軸承 ,其許用傾角為 得最大傾角許用傾角 所以軸的剛度符合要求 . 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 車床中心架的裝配設計 箱體內結構的設計 :設計車床中心架的結構包括傳動件 (傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等 )。 箱體內結構設計的特點 車床中心架是機床的主要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外 ,著重考慮以下幾個方面的問題 : 1 精度 :車床主軸部件要求比較高的精度。如 :主軸的徑向跳動 軸的軸向竄動 2 剛度和抗振性 :綜合剛度 (主軸與刀架之間的作用力與相對變形之比 ): N/其中 D 為最大回轉直徑 3 傳動效率的要求 :等級 1 效率 級 2 效率 級 3 效率為 主軸前軸承處溫度和溫升應控制在一定范圍內 ,噪音也應控制在一定范圍之內 : 等級 178 等級 280 等級 383 結構應盡可能簡單、緊湊 ,加工和裝配工藝性好 ,便于維修和調整。 操作方便 ,安全可靠。 遵循標準化和通用化的原則。 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 設計的方法以軸的布置為例 主軸箱結構設計由于是整個機床設計的重點。由于結構比較復雜 ,設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在畫正式圖之前 ,最好能先畫草圖。目的是 : 布置傳動件及選擇結構方案。 檢驗傳動設計的結果中有無相互干涉 ,碰撞或其它不合理的情況 ,以便及時改正。 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置 ,以確定各軸的受力點和受力方向 ,為軸和軸承的驗算提供必要的數據。 為達到上述目的 ,草圖的主要輪廓尺寸和零件之間的相對位 置尺寸一定要畫得準確 ,細部結構可不必畫出。 各部分結構經過反復推敲修改 ,經過必要得驗算 ,確定了結構方案以后 ,才能開始畫正式裝配圖。 展開圖和橫截面圖應該盡量交叉進行 ,這樣容易及時發現問題。 傳動軸設計 特點 :機床的傳動軸 ,廣泛采用滾動軸承作支承。軸上要安排齒輪 ,離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。 首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大 ,將使齒輪嚙合不良 ,軸承工作條件惡化 ,使振動、噪聲、空載功率、磨損和發熱增大。 兩軸中心距誤差和軸心線間的 平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 軸的結構 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。 軸的空間布置 軸系布置的一般程序是 :先確定主軸在變速箱中的位置 ,在確定傳動軸的軸以及與主軸上的齒輪有嚙合的關系的軸 ,第三步確定電動機軸或運動輸入軸 (1軸 )的位置 ,最后確定其他各傳動軸的位置。 車床主軸 (圖 61、垂直方向 (高度 ) 決定。 2 水平方向 a 也有稍偏向前導軌的 ,也有偏向后導軌的 ,為降低床身導軌 的變形 ,切削力的方向盡可能在前、后導軌之間 ,主軸中心越往后越好 ;但從便于裝卸工件、減輕勞動強度的角度講 ,主軸中心越往前越好。一般中型車床取尾架導軌中央或稍偏后 ,這樣 ,既便于操作 ,又可使切削力均勻地作用于刀架地兩導軌面上。 傳動主軸的軸 由于切削力 P 切和轉動力 P 齒的作用 ,主軸及其軸承將產生變形。 從實驗的結果分析 ,中型車床主軸部件的變形及其組成比為 :主軸本身變形約占 45 至 65%,主軸軸軸承的變形約占 30 至 45%,軸承的支承件 (箱體 )變形很少。因此 ,可以認為主軸部件的剛度主要取決于主軸及其軸承 。然而 ,主軸傳動齒輪與其嚙合的齒輪之間不同的位置 ,將致使主軸及其主軸軸承承受力有著很大上午變化。通過分析兩種極限情況 ,就可以了解一般情況下的主軸部件受力和變形方法 ,以選擇和確定合適的主軸上齒輪傳動力的位置和方向。 買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 軸 (輸入軸 )的位置 1.軸上往往裝有摩擦離合器等機構 ,這些部件的位置安排應便于調裝。 2. 摩擦離合器或摩擦式制動器 ,需要考慮便于冷卻與潤滑 ,離主軸部件要遠一些 ,以減少由于摩擦發熱對主軸部件熱變形的影響。 3.軸的端部常裝有皮帶輪 ,而主軸尾端外伸 ,有可能裝自動卡盤的操縱氣缸或油缸 ,布置軸位置 時 ,必須保證兩者不會相碰 ,軸上帶輪外緣不能高出箱體 ,以免影響外觀。 綜述以上各點 ,車床上軸一般多安排在變速箱后壁靠近箱蓋處。 中間各傳動軸的位置 :主軸和軸位置既定 ,中間各傳動軸位置即可按傳動順序進行安排 ,應考慮滿足以下要求 : 1 裝有離合器的軸 :要便于裝調、維修和潤滑。 2 裝有制動裝置的軸 :要便于裝調、維修 ,該軸應布置在靠近箱蓋或箱壁處 ,同時還應考慮與起、停裝置的互鎖。 3 裝有潤滑油泵的軸 :要有足夠的空間安裝潤滑油泵 ,其高度要便于油泵吸油和排油 ,并便于裝卸和調整油泵 ,裝有濺 油輪或濺油齒輪的軸應注意圓周速度和浸入油面的深度。 4 與相關部件有聯系的軸 :車床主運動與進給運動間的內在聯系是通過變速箱內的進給運動輸出軸聯系 ,它應布置在主軸前下方靠近進給箱處。 5 其他 :使箱體截面尺寸緊湊、比例協調 ,各操縱機構安排得當等等。 : 7 結論 通過本次畢業設計 ,完成了對經濟型車床中心架的設計 ,這類是應用于經濟型中檔精度車床中心架的。這類車床共有 12 級轉速 ,分高低兩檔 ,高低兩檔的買文 檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 切換是通過手柄來實現的 ,而在同一檔內的 6 級轉速 ,是通過電磁離合器來實現的電動控制。 此類車床 中心架既