車方機床設計目錄TOC\o"1-3"\h\u30190摘要 引言本課題中的機床用于加工小型拖拉機操縱軸兩端的方頭。該設備是一種雙面臥式單工位組合機床，在其底座的中心設有固定夾具，可進行工件的裝配。在機床工作時，前車頭主軸上安裝了兩臺車刀，每臺車刀都是獨立的電機驅動，作旋轉的主動作；同時左、右車頭分別由左、右底座上的液壓滑塊驅動。該項目的設計對提高生產效率、保證加工精度和節省資源具有重要意義。隨著技術的發展，產品的外形、結構和工藝質量的提高，對產品的質量提出了更高的要求。這就需要車方機床發展向精度更高，柔性更好，創新性更多，更加智能，更加現代化的方向邁進。機床總體方案設計設計任務設計目標:單工位雙面臥式車方組合機車工件名稱:小型拖拉機操作軸生產批次:中批次工件材料:45鋼工件圖見2-1所示：圖2-1工件簡圖機床總體設計機床的總體布局1.加工范圍、加工精度、生產效率等要求。2.保證所使用的加工方法能夠達到所要求的工件與所使用的工具之間的相對位置及運動之間的關系。3.經濟性要求，應盡可能地節省材料。本課題所研制的專用組合機床，是一種高效率的專用機械，依據零件的特點及工藝要求，以高度集中的制造原理為依據。在設計組合機床前，必須從加工零件的加工精度等級、加工順序先后、加工零件的特性、零件的生產數量大小、機床的使用條件、工藝方案的確定等幾個方面入手，并對零件的加工進行了分析，以解決零件是否可以用組合機床進行加工是否合理的問題。工件工藝分析工件是加工制造出的一個零件，它是機床的加工對象，其總體方案設計也與工件有關。因此，要對工件的加工特征和要求有清晰的認識，比如：工件的表面粗糙度，零件的尺寸精度，產品的所需數量等。拖拉機操縱軸方頭是本機床所需要加工的零件，在機床的中心底座上安裝有一個固定夾具，用以進行工件的裝配。在機床工作過程中，前軸的兩個車刀由一個獨立的電動機驅動，同時發動機在一個底座上的一個液壓滑塊驅動下進行進給。一次裝夾，一個工步加工4個面，提高了加工效率。零件的材料為45鋼，材料比較常見，易于獲得。工件加工批量為中批量，降低勞動成本，提高效率，采用該機床比較合理。工件加工原理如圖2-2所示，當刀頭被安裝到比齒輪Z3的分度圓小的圓周上時，由給出條件知Z3和Z4的傳動比是1:2。刀具的運動軌跡在該分度圓圓周上是一個橢圓。證明：如果在Z4上Z3分度圓純粹地作滾動運動，設OA=R為Z3的分度圓周半徑,齒輪Z3的分度圓心為O點，而刀頭位于該分度圓內點a，并且Oa/OA=λ，則圓心O向O′移動，齒輪a點移動到a′（x,y）坐標，Oa=O′，從圖中可以看出：x=Pb+ca'=PO'cosθ+O'a'cosθ=Rcosθ+Oacosθ=Rcosθ+λRcosθ=R(1+λ)cosθ（2-1）y=O'b-O'c=PO'sinθ-O'a'sinθ=Rsinθ-Oasinθ=Rsinθ-λRsinθ=R(1-λ)sinθ（2-2）由式（2-1）得cos2θ=X2/R2(1+λ)2由式（2-2）得sin2θ=Y2/R2(1-λ)2則X2/R2(1+λ)2+Y2/R2(1-λ)2=cos2θ+sin2θ=1（2-3）公式（2-3）是橢圓的方程式，因此我們可以得知a點運動的軌跡是一個橢圓形。同樣地，我們也可以發現，O點（即與a點對稱的點）的刀尖運動軌跡，也是一個橢圓形。當λ逼近1時，在橢圓的短半軸上，其曲率半徑達到很大，近似于一條直線。通過對行星齒輪Z3的分度圓半徑進行合理的設計，可以有效地解決由于橢圓曲線替代直線引起的直線度誤差，從而滿足普通的方頭加工所需的精度要求。當兩個車刀對稱O點的時候，可以車四方頭，裝三個車刀，車六方頭，以此類推。圖2-2車方原理圖行星輪計算及誤差分析如圖2-3所示車方機床的車頭行星輪系。其中，在箱體上固定有內齒輪Z4，裝刀軸上安裝有齒輪Z3，該齒輪Z3和內部齒輪Z4相嚙合。運動由主電機經齒輪副和曲軸傳至齒輪Z3，齒輪Z3與裝刀軸同時做自轉和公轉運動，在空間作行星運動。圖2-3車方機床的車頭行星輪系圖D3的設計過程如下：圖2-2中，在建立坐標系中，直線度誤差的初始值通過E與F坐標的差別計算所得。針對機床的加工精度要求，對其進行了初始直線度為0.09mm的誤差。從零件的簡化曲線可以看出，該產品的長度為270-0.18=26.91土0.09，和其初始直線度公差值。通過一系列計算，我們可以求出E點處的坐標值和F點處的坐標值，在E點處，工件的直線度偏差yE的最大值如下：yE=26.91÷2=13.455在F點處，工件的直線度偏差為最小，則：yF=26.91÷2-0.09=13.365所以E點坐標值為(0,13.455)F點坐標值為(13.365,13.365),從該圖中可以看出，當E點為刀尖所在位置時，θ(∠0’PO)=90°，應注意,在F點處θ不等于45°然后將E點縱坐標y=13.455，角度θ=90°代入上式（2-2）中，得R(1-λ)=13.455（2-4）將F點坐標代入式（2-1）和（2-2）中,得R(1+λ)cosθ=13.365（2-5）R(1-λ)sinθ=13.365（2-6）聯立上式（2-4）、（2-5）和（2-6）解的R=64.5mm。圓的半徑取整數，則R=65mm。Z3分度圓直徑為D3=130mm。將R=65mm代入式（2-4）可求得λ=0.7917182用直線無限逼近曲線的方法求車方原理的直線度偏差由于已知工件上有30-0.28-0.42的圓角。因此，橢圓曲線的近似直線段長度比GF要小，而接近直線段的直線度偏差比初始值要小。在橫向坐標軸上，一個近似于直線段的長度即為一個橢圓曲線和一個具有4個交點的圓周附近的兩個點之間的距離。在交點1的縱坐標值與中點E的縱坐標值之間的數值之差稱為原理直線度誤差。橢圓方程：x2/R2(1+λ)2+y2/R2(1-λ)2=1圓的方程：x2+y2=r2聯立上式求出橢圓與圓的4個重合的坐標數值,在坐標系中位于第一象限的交點為交點1，坐標數值如下：y1=1-λ/2（2-7）x1=（2-8）由?30-0.28-0.42交換為?29.65-+0.07，工件上倒圓半徑大小為r=14.825mm，直徑大小為d=29.65mmm，將R=65mm，λ=0.7917182,r=14.825mm代入式（2-7）和（2-8）得y1=13.405mm,x1=6.269mm直線段的長近似為L，=2x1=2×6.104=12.538mm。令PE=h,求出直線段L為L=2=2=12.448mm計算差別L，-L=0.09mm，滿足要求。直線段的車方原理直線度偏差為h-y1=13.455-13.405=0.05mm,這是一個很好且滿足要求的結果，比初始值比起來要小得多。機床形式的選擇配置形式單工位和多工位為組合機床配置的兩類基本形式。其中單工位組合機床的零件按所述機床的固定夾具進行夾緊，按所述被加工表面的數目（單面和多個側面）以及位置（水平、垂直和傾斜）排列所述動力元件。該單臺組合機床一般可在同一時間內對各工件進行一次加工，以確保各加工表面的定位精度很高，用于大、中型箱體零件的加工比較合適。根據被加工工件的表面情況，單工位組合機床又有單面加工、雙面加工、三面加工和四面加工等幾種。多工位組合機床的工件和夾具由傳送元件按順序依次送至各個工位，可同時完成多個工序。該設備一般配有獨立的裝卸站，以保證輔助工時的機動時間一致，節約了成本和時間，適合大批量生產各種中、小型工件。根據傳送構件的不同，多工位組合機床可劃分為4類。這種組合機床的結構形式有：中心柱式組合機床、工作臺作來回移動的組合機床、工作臺作旋轉運動的組合機床、鼓輪式組合機床。通過對工件的結構特點及工藝要求的分析，得知該產品為單工位，且由于零件的對稱特性，可利用雙面組合機床來完成工件的加工，從而進一步節省了時間和成本。因此，機床的配置形式選擇使用單工位雙面組合機床。支撐形式支撐部件是一種部件，可與動力滑臺，帶有進給機構的切削頭或夾具進行裝配。支承件的形狀分為：1.箱型：在三個方向上，支架的大小基本相同，例如各種箱體，底座，升降臺等。2.板式：支架位于兩個方向上的尺寸較大，位于第三個方向上的尺寸非常小，例如工作臺。3.梁類：在一個方向上，支撐體的大小較大，另兩個方向上，支撐體較小，例如滑枕，床身等。機械支撐結構應滿足基本原則：1.具有很強的抗振動性。2.熱穩定性能高。3.運動精度較好，低速狀態下具有良好的穩定性。4.具有良好的操作、安全防護性能。5.增加各部件的剛性。6.增加機械的抗振動性能。減小機床熱變形。7.運動準確性和穩定性具有保障。臥式車床床身在切削力作用下要表現為縱向和橫向上的彎曲變形，以及縱向和橫向兩種力矩的綜合作用下的扭轉變形。在彎曲過程中，水平方向上的彎曲對加工精度的影響要大于在豎直方向上的彎曲。在機床長度較大的情況下，機床的扭轉變形對機床的精度影響最大。根據工件的形狀和結構特點分析可得，宜采用臥式機床。動力元件的選擇選擇刀具及計算切削力（1）確定背吃刀量和進給量由圖2-2可得切削深度先從0逐漸增大到一定值再逐漸減小為0，變化過程為從=0到==1.5mm，再到=0。另外幾個面的的改變過程也同樣如此。所以可以得到的最大值為=1.5mm。基于零件表面粗糙為Ra=6.3，可選擇進給量f=0.3mm/r。（2）刀具材料的選擇選擇鎢鈷鈦類硬質合金車刀（YT15)，該刀具材料硬度高，用于加工鋼件剛好。（3）切削速度的選取查《切削加工簡明手冊》，取v=1.5m/s。（4）機床功率的計算根據工件材質為45鋼,硬度為187HB,得:單位切削力為p=1962N/mm2切削力Fz=pf=1962×1.5×0.3=883N切削功率P=×v×=883×1.5×=1.3245kW選取機床總效率為η=0.75,則可以算得電機功率為=P/η=1.3245/0.75=1.766kW。電機的選擇由于Y系列三相異步電機，可滿足國內、國際通用要求，其底座范圍為80-315，為國家統一設計。Y系列電機具有高效、省電、性能優良、振動小、噪聲低、使用壽命長、可靠性高、維修方便、起動力矩大等好處。具有防止灰塵、鐵屑或其它雜質進入電機內部的特性。其安裝大小及功率級別均與IEC規范一致。絕緣等級B級，外殼防護等級IP5，工業環境溫度不高于+40℃，空氣相對濕度不大于90%，高度不高于1000米，額定電壓380V，額定頻率50Hz。適合于機器、水泵、風機、運輸機、農用機器和攪拌機等不需要特殊要求的機器。再根據所需電機功率為，選擇電機型號為Y132S-8，電機主要性能參數如表3-1所示:表3-1電機主要性能參數電機型號Y132S-8額定功率2.2kw額定轉速800r/min額定電壓380V額定電流5.8A額定頻率50Hz效率81%功率因數0.71轉子結構鼠籠式定子相數三相機殼保護方式封閉式額定轉矩2.0Nm電機的工作原理其工作原理是根據左手法則來確定金屬絲的作用力。這對電磁力會在電樞上形成一個力矩，這個力矩在旋轉電機中稱為電磁力矩，使電樞沿反時針方向旋轉。如果這樣的電磁力矩能克服電樞上的阻力，例如摩擦力，或其它負載力矩，電樞就能在逆時針方向上旋轉。直流電動機是基于直流工作電壓的一種電動機。主軸箱的設計車方機床車頭結構工件⑩固定不動。裝車刀①的軸②、法蘭盤③連接主軸④，連接件為銷和螺釘，在滾動軸承的作用下與曲軸⑦連在一起，電機運動經齒輪⑨、⑧傳至曲軸⑦，帶動裝刀軸②作公轉。由于齒輪⑥嚙合于內齒輪⑤，因此裝刀軸②進行公轉的同時也自轉。?為平衡重塊，用于配重。車頭驅動機構和結構確保了車刀刀尖的運動軌跡為扁平橢圓形（長軸線比短軸大）。采用一條近似于一條直線的曲線，在平面橢圓上形成一條被加工的曲面。圖4-1車方機床車頭結構圖模數計算通常，相嚙合的齒輪模數理應相等，選則小齒輪因其負載最大，通過接觸疲勞強度公式進行計算，則可得模數mj=16338。根據mj和mw計算齒輪模數，相近的標準模數依據兩者中的較大值得到：Mj=16338=16338mmN——齒輪的最小旋轉速度r/min；T——齒輪的使用壽命，中等機器建議：T=15～24；kn——轉速變化系數；kN——功率有效利用系數；kq——材料強化系數。ks——（生命因數）的極值,ksmax,ksmin齒輪等轉動件在接觸和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數m和基準順環次數C0k1——工況系數。k2——動載荷系數；k3——齒向載荷分布系數；Y——齒形系數；根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為：式中：N——齒輪轉動傳遞的額定功率N=?Ndkwnj——小齒輪的轉速r/min——齒寬系數=b/m,=8Z1——小齒輪的齒數i——大齒輪與小齒輪的傳動比kT：工作年限，kT=；kT接==3.49kT彎==1.8kn=0.84kn接=0.58kn彎=0.90kq接=0.55kq彎=0.72ks接=3.49×0.84×0.58×0.55=0.94=1.8×0.84×0.90×0.72=0.99ks≥kmin時，取ks=ksmax,當ks<ksmin時，取ks=ksmin；ks=ksmax=0.85k1=1.5；k2=1.2k3=1Y=0.378許用彎曲應力=354Mpa接觸應力=1750Mpa按接觸疲勞計算齒輪模數m由公式mj=16338可得mj=2.7mm，取m=3mm齒輪設計行星輪系傳動比的計算由圖2-3中心輪固定，且行星輪齒數=/2。當系桿H輸入轉速為時，由行星輪系傳動公式可得，可得。說明在該輪系中，系桿公轉方向與行星輪自轉方向相反，系桿繞軸線公轉一周，行星輪自轉一周。齒輪和的計算利用平面運動理論，將行星機構的運動就相當于一個簡單的平面剛體運動，利用平面運動理論，假定系桿H的角速度為，行星輪的角速度為，根據速度瞬心法，顯然，行星輪和固定的交點即為速度瞬心點，所以可以計算出E點的速度，并算出了刀尖的速度如下。對上式求導數=，然后令的導數為零，得到v的的極值，當是速度最小，為當是速度最大為所以可以很明顯的看出：在E點時的刀尖速度最大，再由刀尖在E點的速度和電機的轉速可以算出齒輪和的傳動比，刀具材料為YT15，v=1.5m/s這樣可以使刀具具有一定的耐用度。令刀尖在E點的速度=1.5m/s=1500mm/s為刀具速度最大值。可以得到系桿的角速度為：rad/s根據轉速的公式：所以系桿的轉速r/min傳動結合我們已經選定的電機的轉速可以算出和=710/123.057=5.7697初步選取小齒輪的齒數=25,大齒輪的齒數為=5.76925=144.225齒輪和的校核1.齒輪類型：選用直齒圓柱齒輪2.精度級別：車方機床所需轉速不大，故精度等級選擇為7級3.材料選用：選擇40Cr材質的小齒輪，調質過后，硬度為220HBS~280HBS，取260HBS。大齒輪的材質選用為45鋼，調質處理，硬度為229HBS~246HBS，取240HBS,小齒輪硬度與大齒輪硬度相差20HBS。齒面接觸疲勞強度計算查《機械設計》得1）選用載荷系數=1.32）計算小齒輪的傳遞轉矩T==N.mm3)根據《機械設計第七版》選則齒寬系數4）查得材料的彈性影響系數5）根據齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限為=550MPa6）由公式計算應力循環次數=601830015=1.537）查接觸疲勞壽命系數=0.90=0.908）計算接觸疲勞許用應力安全系數S=1，失效概率為0.01，得：計算1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小的值=2.23=54.824mm2)計算圓周速度v=2.0373)齒寬b==0.554.824=27.41mm4)齒寬與齒高之比b/h模數mm齒高h=2.25=2.252.19296=4.93416mmb/h=27.41/4.93416=5.565）計算載荷系數由于v=2.037m/s且精度等級為7查得動載荷系數，直齒輪，假設N/m查得查得使用系數=1.25查得7級精度小齒輪相對支承為非對稱布置時1.493由b/h=5.56查圖10-13所以載荷系數=6）分度圓直徑按實際的載荷校正所得如下=58.824×=61.27mm7）計算模數m==61.27/25=2.4508mm按齒根彎曲強度計算有彎曲強度設計公式確定公式中各個計算數值（1）由《機械設計》查得小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限（2）由圖10-19查得彎曲疲勞壽命系數（3）計算彎曲疲勞許用應力取安全疲勞系數S=1.4（4）計算載荷系數（5）查取齒形系數，應力校正系數由《機械設計第七版》表10－5可查得：；；；。（6）計算大小齒輪的，并加以比較。大齒輪數值較大==1.779mm根據上式所得結果，按齒面接觸強度計算得到的模數m為2.4508，按齒根彎矩的疲勞強度計算得到的模數m為1.779，2.4508>1.779。由于模數m通過彎曲疲勞強度確定，而接觸強度主要用來確定齒輪直徑的大小，因此模數選用1.779。近似圓取整數m=2.0mm，用接觸強度求出的齒輪分度圓直徑：=54.824×=61.27mm，求出小齒輪的齒數取7）驗算圓周力合適；8）按照彎曲疲勞強度校核故：兩齒輪按彎曲強度校核符合要求。大小齒輪的幾何尺寸計算1.分度圓直徑：2.齒頂高：3.齒根高：4.全齒高：5.齒頂圓直徑：6.齒根圓直徑：7.齒寬b=0.562=31取大齒輪的齒寬為mm小齒輪的齒寬mm8.兩齒輪中心距：齒輪的結構設計：小齒輪做成實心結構，因為小齒輪的齒頂圓直徑為66mm,而66mm<160mm。大齒輪做成腹板式結構,因為大齒輪的齒頂圓直徑為360mm,而160mm<360mm<500mm。軸的設計計算曲軸的轉速：曲軸的功率：式中：連軸器的效率：；軸承傳動的效率：；齒輪傳動的效率：。曲軸的扭矩：計算軸的最小直徑曲軸受較小的彎矩和較大的扭矩，取A0=120。考慮有鍵槽和帶平衡塊的曲柄，軸加大5%：d=(1+7%)×31.07=33.25mm取d=35mm。在此基礎上，考慮到軸的右端要與滾動軸承連接，取d5=40mm。由經驗所得軸相鄰兩軸直徑差值約為4~6。故軸尺寸如下所示。D1D2D3D4D53560504540L1L2L3L4L528156215580初步用solidworks構造軸的三維模如下圖所示:圖4-2軸的三維建模選擇軸所用材料：選用A286鐵基超合金，這種材料物性優良，綜合性能優良，顆粒細密，含碳量低，能傳輸更大的能量。軸的有限元分析添加夾具及外部載荷添加軸承夾具在輸出軸與軸承連接段加軸承夾具，右鍵點擊夾具，選擇軸承支撐，然后選擇軸3確定，重復上述操作，在軸5上也添加軸承支撐。如下圖所示圖5-1軸3添加軸承支撐圖5-2軸5添加軸承支承添加滾柱滑桿夾具軸承的固定方式為一端固定，一端游動方式。在軸承一端添加滾柱滑桿固定。操作步驟為右鍵點擊夾具，選擇滾柱滑桿，選擇軸4端面，點擊確定。如下圖所示。圖5-3添加滾柱滑桿夾具添加固定幾何體夾具在軸5鍵槽端面添加固定約束。操作步驟為右鍵點擊夾具，選擇固定幾何體，選擇軸5鍵槽處的端面，點擊確定。如下圖所示。圖5-4添加固定幾何體夾具添加扭矩在曲軸1上添加扭矩，因為軸1與曲柄相連接，承受扭力。操作步驟為，右鍵點擊外部載荷，選擇添加扭矩的面，再選擇旋轉面，更改扭矩值為165.69N.m，然后確定。如下圖所示。圖5-5添加扭矩整體靜應力分析圖圖5-6整體靜應力分析圖生成網格將網格拉到最大，對分析結構生成網格。操作步驟為右鍵點擊網格，選擇生成網格，將網格密度拉到最大值。如下圖所示。圖5-7生成網格圖運行此算例點擊運行此算例，觀察圖可知紅色部位為應力最高處。圖5-8應力分析圖計算故軸為35mm時設計合理。對軸進行優化分析由于最小軸徑應大于33.25mm，在34mm~38mm之間選擇數值，分別選取34mm,38mm,40mm進行有限元分析。1、最小軸徑為34mm時，分析結果如下：圖5-9軸34mm靜應力分析計算故設計不合理2、最小軸徑為38mm時，分析結果如下：圖5-10軸38mm靜應力分析計算故設計不合理。綜上可以得出結論，在扭矩為165.69的條件下，