数控车床主传动系统设计
数控车床主传动系统设计
摘 要
主要是数控车床的主传动系统分析与设计。这类主传动系统的设计也可以用于对普通车床的改造,以适应当前我国机床工业发展现状,具有一定的经济效益和社会效益。
设计主要包括根据一些原始数据结合实际条件和情况对车床一些参数进行拟定,在根据拟定的参数,进行传动方案的比较,确定传动方案。然计算个传动副的传动比及齿轮齿数,在估算齿轮模数和各轴的轴径,并对齿轮和轴的强度、刚度进行校核。除此之外,还有电动机的选择,液压卡盘的设计与选择。如电磁离合器的选择等,从而完成对整个主传动系统的设计。
关键词:数控车床;主传动系统;设计
Abstract
CNC lathe is mainly the main transmission system analysis and design. The design of
these main drive system can also be used for the transformation of ordinary lathe in order to adapt to the current development status of China machine tool industry, with a certain economic and social benefits.
Design includes some of the original data in accordance with actual conditions and
circumstances of some parameters on the lathe be prepared, in accordance with the development of parameters for comparison of transmission scheme to determine the transmission scheme. However, calculation of a transmission gear ratio and vice gear teeth, gear module in the estimate and the axis of the shaft, and gear and shaft strength, stiffness check. In addition, there is the choice of motor, hydraulic chuck design and selection. Such as the choice of the electromagnetic clutch in order to complete the design of the main drive system.
Keywords: CNC; lathe main drive system; design
目 录
1 引 言 ........................................................................................................................................................................... 1 第2章 主传动系统的设计 ...................................................................................................................................... 3
2.1. 拟定传动方案 . ............................................................................................................................................... 3
2.1.1 选择电机 ................................................................................................................................................. 5
2.1.2 计算各轴计算转速、功率和转矩 ................................................................................................... 8
2.1.3 转速图 . ..................................................................................................................................................... 9
2.1.4传动图 ........................................................................................................................................................ 9
2.2轴系部件的结构设计 . ................................................................................................................................. 10
2.2.1 I 轴结构设计 . ..................................................................................................................................... 10
2.2.2 II 轴结构设计 ................................................................................................................................... 14
2.3 主轴结构设计 ............................................................................................................................................... 27
2.4绘制主传动系统总装图 . ............................................................................................................................ 30
3. 液压卡盘的设计 . .................................................................................................................................................. 32
3.1 机床夹具的功能和应满足的要求 ......................................................................................................... 32
3.1.1 机床夹具的功能 . ................................................................................................................................. 32
3.1.2 机床夹具应满足的要求 ................................................................................................................... 32
3.2 机床夹具的类型和组成 ............................................................................................................................ 32
3.2.1 机床夹具的类型 . ................................................................................................................................. 32
3.2.2 机床夹具的基本组成 ........................................................................................................................ 33
3.3 卡盘夹紧机构的设计 ................................................................................................................................. 33
3.3.1 夹紧机构设计应满足的要求 . ......................................................................................................... 33
3.3.2 卡盘夹紧机构的选用 ........................................................................................................................ 33
3.4 液压卡盘系统总装图 ................................................................................................................................. 34 4 结论 ........................................................................................................................................................................ 35 参考文献 . ..................................................................................................................................................................... 36 致 谢 ............................................................................................................................................................................. 37
1 引言
而相对于传统机床,数控机床有以下明显的优越性:
(1)可以加工出传统机床加工不出来的曲线、曲面等复杂的零件。
(2)可以实现加工的柔性自动化,从而效率比传统机床提高3~7倍。
(3)加工零件的精度高,尺寸分散度小,使装配容易,不再需要“修配”。
(4)可实现多工序的集中,减少零件在机床间的频繁搬运。
(5)拥有自动报警、自动监控、自动补偿等多种自律功能,可实现长时间无人看管加
工。
因此,采用数控机床,可以降低工人的劳动强度,节省劳动力(一个人可以看管多台
机床),减少工装,缩短新产品试制周期和生产周期,可对市场需求作出快速反应。 此外,机床数控化还是推行FMC (柔性制造单元)、FMS (柔性制造系统)以及CIMS (计算机集成
制造系统)等企业信息化改造的基础。数控技术已经成为制造业自动化的核心技术和基础
技术。
经济型数控车床大多数是不能自动变速的,全功能数控车床的主传动系统大多采用无
级变速。目前,无级变速系统主要有变频主轴系统和伺服主轴系统两种,一般采用直流或
交流主轴电机,通过带传动带动主轴旋转,或通过带传动和主轴箱内的减速齿轮带动主轴
旋转。由于主轴电机调速范围广,又可无级调速,使得主轴箱的结构大为简化。
工件最大回转直径:φ400mm ; 最大加工直径:φ280mm
横向最大行程(X轴):180mm , 纵向最大行程(Z轴):650mm
最大车削长度:500mm ;X,Z 轴的最小设定单位为:0.001mm
主轴最大/最小转速:R =100 2004000/45r /min
快速进给速度:纵向:15m /min , 横向:8m /min
课题的主要内容包括主轴传动系统的设计、液压卡盘的设计安装。
经济型数控车床大多数是不能自动变速的,全功能数控车床的主传动系统大多采用无
级变速。目前,无级变速系统主要有变频主轴系统和伺服主轴系统两种,一般采用直流或
交流主轴电机,通过带传动带动主轴旋转,或通过带传动和主轴箱内的减速齿轮带动主轴
旋转。由于主轴电机调速范围广,又可无级调速,使得主轴箱的结构大为简化。
2 主传动系统的设计
2.1. 拟定传动方案
数控机床需要自动换刀、自动变速;且在切削不同直径的阶梯轴,曲线螺旋面和端面
时,需要切削直径的变化, 主轴必须通过自动变速,以维持切削速度基本恒定。这些自动变
速又是无级变速,以利于在一定的调速范围内选择理想的切削速度,这样有利于提高加工
精度,又有利于提高切削效率。无级调速有机械、液压和电气等多种形式,数控机床一般
采用由直流或交流调速电动机作为驱动源的电气无级变速。由于数控机床的主运动的调速
范围较大,单靠调速电机无法满足这么大的调速范围,另一方面调速电机的功率扭矩特性
也难于直接与机床的功率和转矩要求相匹配。因此,数控机床主传动变速系统常常在无级
变速电机之后串联机械有级变速传动,以满足机床要求的调速范围和转矩特性。
为简化主轴箱结构,本方案仅采用二级机械变速机构,运动方案如图2.1:
有级变速的自动变换方法一般有液压和电磁离合器两种。
液压变速机构是通过液压缸、活塞杆带动拨叉推动滑移齿轮移动来实现变速,双联滑
移齿轮用一个液压缸,而三联滑移齿轮则必须使用两个液压缸(差动油缸)实现三位移动。液压拨叉变速是一种有效的方法,工作平稳,易实现自动化。但变速时必须主轴停车后才
能进行,另外,它增加了数控机床的复杂性,而且必须将数控装置送来的电信号转换成电
磁阀的机械动作,然后再将压力油分配到相应的液压缸,因而增加了变速的中间环节,带
来了更多的不可靠因素。
图2.1 主轴传动电磁离合器图
电磁离合器是应用电磁效应接通或切断运动的元件,由于它便于实现自动操作,并有
现成的系列产品可供选用,因而它已成为自动装置中常用的操作元件。电磁离合器用于数
控机床的主传动时,能简化变速机构,操作方便。通过若干个安装在各传动轴上的离合器
的吸合和分离的不同组合来改变齿轮的传动路线,实现主轴的变速。电磁离合器一般分为
摩擦片式和牙嵌式。
选择主轴驱动系统将在价格与性能之间找出一种理想的折衷。表2.1简要给出了用户
所期望的主轴驱动系统的性能。下面将对各种交流主轴系统进行对比、分析
表2.1 理想主轴驱动系统性能
感应电机交流主轴驱动系统是当前商用主轴驱动系统的主流,其功率范围从零点几个
kW 到上百kW ,广泛地应用于各种数控机床上。
经过对比分析本设计中决定采用FANU αci 系列交流主轴电机。αci 系列是高速、高
精、高效的伺服系统,可实现机床的高速、高精控制,并使机床更紧凑。
2.1.1 选择电机
(1)根据机械的负载特性和生产工艺对电动机的启动、制动、反转、调速等要求,选择
电动机类型。
(2)根据负载转矩、转速变化范围和启动频繁程度等要求,考虑电动机的温升限制、过
载能力额启动转矩,选择电动机功率,并确定冷却通风方式。所选电动机功率应留有余量,负荷率一般取0.8~0.9。
(3)根据使用场所的环境条件,如温度、湿度、灰尘、雨水、瓦斯以及腐蚀和易燃易爆
气体等考虑必要的保护措施,选择电动机的结构型式。
(4)根据企业的电网电压标准和对功率因素的要求,确定电动机的电压等级和类型。
(5)根据生产机械的最高转速和对电力传动调速系统的过渡过程的要求,以及机械减速
机构的复杂程度,选择电动机额定转速。
此外,还要考虑节能、可靠性、供货情况、价格、维护等等因素。
(6)由于不同的机床要求不同的主轴输出性能(旋转速度,输出功率,动态刚度,振动
抑制等) ,因此,主轴选用标准与实际使用需要是紧密相关的。
(7)选择电动机容量就是合理确定电动机的额定功率。决定电动机功率时要考虑电动
机的发热、过载能力和起动能力三方面因素,但一般情况下电动机容量主要由运行发热条
件而定。电动机发热与其工作情况有关。但对于载荷不变或变化不大,且在常温下连续运
转的电动机(如本课题中的电动机),只要其所需输出功率不超过其额定功率,工作时就
不会过热,可不进行发热计算,本设计中电机容量按以下步骤确定。
(8)确定主轴切削力
确定主轴材料为45号钢,淬硬处理(淬火及低温回火),硬度为44HRC ,单位切削力为
270公斤/m 2(s =0.3mm /r ).
r =90-105m /min
切削用量范围:t =1-5mm
s =0.1-0.5mm /s
主切削力Fz :Fz =C Pz Pz
Fz t X S Y K 料Pz K VPz K ϕPz K rPz K nPz
C Fz =167, X Fz =1.0, Y Fz =0.75
取 K 料F z =1.09, K ϕFz =1.08
K VFz =1.3, K nFz =1.05, K VFz =0.9
切深t 取5mm ,进给量取0.3mm /r 。 P Fz v
切削=102⨯60=Fz v
6120Kw
切削功率:切削速度v =105m /min,
P 105
切削=489.5⨯6120=8.397Kw
(9)确定电机输出动率Pd
P P 切削
d =η
传动装置的总效率
η=η1η2η1η 3
其中,η1―圆柱直齿轮传动效率,查得η3=0.98;;
η2―Ⅱ轴轴承效率,查得
η2=0.99×0.99=0.98;
η3―Ⅲ轴(主轴)轴承效率,查得
η4=0.99×0.99=0.98。
由此,η=0.98×0.98×0.98×0.98=0.922。
(2.1) (2.2)
故,
P d =8.397=9.107Kw 0.922
(10)选择电动机额定功率P ed
如前所述,电动机功率应留有余量,负荷率一般取0.8~0.9,所以电动机额定功率选
取为11Kw 。
(11)电动机电压和转速的选择
小功率电动机一般选为380V 电压。所以本电机的电压可选为380V 。 同一类型、功率相同的电动机具有多种转速。一般而言,转速高的电动机,其尺寸和
重量小,价格较低,但会使传动装置的总传动比、结构尺寸和重量增加。选用转速低的电
动机则情况相反。要综合考虑电机性能、价格、车床性能要求等因素来选择。
本课题中数控机床的主轴的转速范围要求为35r /min -4000r /min 。由于只有一根中间
传动轴,传动链较短,因此变速级数较少,故对电动机恒功率变速范围以及整个变速范围
要求较高。I 轴上齿轮传动比确定为
i 3=18/7i 1=2/1,II 轴上两对直齿轮的传动比分别为i=i1⨯i 2=2/1⨯9/16=9/8i 2=9/16, 。所以两条传动链中,高速传动链传动比,低速传动链传动
比i=i1⨯i 3=2/1⨯18/7=36/7。由此可得电机的转速范围:
nmax ≥4000⨯9/8=4500r/min , nmin ≤35⨯36/7=180r/min
(12)确定电机的型号
由前面信息,可选取FANUC 交流电机,型号为αc 12/6000i 。这种电机转动非常平稳,
采用160,000,000/rev的超高分辨率位置编码器,通过线圈切换可实现电机的高速、高加
速控制,作为α系列的后续产品,具有更先进的节能效果。电机参数如下表所示:
表2.2 电机参数
机座长为465mm ,电机轴径为48mm ,轴伸为110mm ,中心高132mm 。 2.1.2 计算各轴计算转速、功率和转矩
(1)各轴计算转速
首先估算主轴的计算转速,由于采用的是无级调速,所以采用以下的公式: n 3=(
n m a x 0. 34000
) =35⨯() n m i n 35
0. 3
=145r /min ; (2.3)
然后通过传动比计算传动轴和电机轴的计算转速,
n 2=n 3⨯i 3=145⨯18/7=372.9r /min ≈373r /min
n 1=n 2⨯i 1=373⨯2=746r /min
上式中i 、 i 1 、i ' 的意义如前所述。 (2)各轴输入功率
P I =P ed =11Kw
P II =P I ⋅η1⋅η2=11⨯0.98⨯0.98=10.6Kw (2.4)
P III =P I η1⋅η2⋅η1⋅η4=11⨯0.984=10.2Kw
上式中,η1、η2、η3的意义如前所述。 (3)各轴输入转矩
T 1=9550⨯11/746=140.82N m T 2=9550⨯10.6/373=271.39N m
T 3=9550⨯10.2/145=671.79N m
将以上计算结果整理后列于表2.2,供以后计算选择,供以后计算使用:
表2.3 各轴的传动参数
2.1.3 转速图
由电机的转速范围(包括恒功率变速范围) 和各轴传动比, 作数控车床的转速图, 见图2-2.
图2.2 转速图
2.1.4传动图
初定数控车床的传动图, 如图2-3.
图2.3传动图
2.2轴系部件的结构设计
2.2.1 I 轴结构设计
I 轴上的零件主要是齿轮1。一端用凸台定位, 另一端用紧定螺钉定位。 (a )选定齿轮类型, 精度等级, 材料及齿数 根据选定的传动方案, 选用直齿圆柱齿轮传动.
(1)本次设计属于金属切削机床类, 一般齿轮传动, 故选用6级精度.
(2)材料选择. 选择小齿轮材料为40Cr(调质), 硬度为280HBS, 大齿轮材料为45钢(调质) 硬度为240HBS, 二者材料硬度差为40HBS.
(3)选小齿轮齿数
z 1=35,
大齿轮齿数
z 2=2⨯35=70
(b )按齿面接触强度设计 由设计计算公式(10-9a)进行试算, 即
d 1t ≥
确定公式内的各计算数值
(1)试选载荷系数K t =1. 3 (2)计算小齿轮传递的转矩
m 由上文可知为140.82N
(3)选取齿宽系数φd =0. 5
1/2
Z =189. 8MPa E (4)查得材料的弹性影响系数
(5)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 1=600MPa ; 大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 2=550MPa ; (6)计算应力循环次数
N 1=60n 1jL h =60⨯746⨯1⨯50000=2.24⨯109N 2=2.24⨯109/2=1.12⨯109
(2.6)
(7)查得接触疲劳寿命系数
K HN 1=0.90; K HN 2=0.95
(8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,得
K HN 1σH lim1
=0.90⨯600MPa =540MPa S K σ
[σH ]2=HN 2H lim2=0.95⨯550MPa =528MPa
S (2.7)
[σH ]1=
(c )计算
(1)小齿轮分度圆直径
d 1t
,代入[
σH ]中较小的值
d 1t ≥=2.32=96.047mm
(2.8)
(2)计算圆周速度v
v =
πd 1t n 1
60⨯1000
=
3.14⨯96.047⨯746
=3.75m /s
60⨯1000 (2.9)
(3)计算齿宽b
b =φd d 1t =0.5⨯96.047=48.024mm
(2.10)
(4)计算齿宽与齿高之比b /h 模数
m t =d 1t /z 1=96.047/35mm =2.744mm
(2.11)
(2.12)
齿高
h =2.25m t =2.25⨯2.744=6.175mm
b /h =48.024/6.175=7.78 (2.13) (5)计算载荷系数
根据v =3.75m /s ,6级精度,查得动载系数K v =1.07
;
直齿轮,假设K A F t /b
。查得
K H α=K F α=1.2
;
查得使用系数
K A =1.25
;
查得6级精度,小齿轮悬臂支承时,
K H β=1.11+0.18(1+6.7φ2d ) φ2d +0.15⨯10-3b
(2.14)
将数据代入得 K H β=1.11+0.18(1+6.7⨯0.52) ⨯0.52+0.15⨯10-3⨯44.001=1.237
;由
b /h =7.78, K H β=1.237
,得
K F β=1.18
;故载荷系数
K =K A K V K H αK H β=1.25⨯1.07⨯1.2⨯1.237=1.985
(2.16)
(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,得
d 1=d 1=96.047=110.60mm
(2.17)
(7)计算模数m
m =d 1/z 1=110.60/35=3.16mm
(2.18)
(d )按齿根弯曲强度设计 得弯曲强度的设计公式为
m ≥
(e )确定公式内的各计算数值
(2.15)
(1)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 1=500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限
σFE 2=380MPa ;
(2)查得弯曲疲劳寿命系数
K FN 1=0.82
(3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得
[σF ]1=
K FN 1σFE 10.82⨯500
==292.86MPa S 1.4 (2.20)
(4)计算载荷系数K
K =K A K V K F αK F β=1.25⨯1.07⨯1.2⨯1.18=1.894
(5)查取齿形系数 查得
Y Fa 1=2.45
(2.21)
;
Y Fa 2=2.24
。
(6)查取应力校正系数 查得
Y Sa 1=1.65
;
Y Sa 2=1.75
。
Y Fa Y Sa
(7)计算大小齿轮的[σF ]并加以比较
Y Fa 1Y Sa 12.45⨯1.65
==0.01380[σ]292.86F 1 (2.22) Y Fa 2Y Sa 22.24⨯1.75
==0.01699[σF ]2230.71
大齿轮的数值大。 (f )设计计算
m ≥=2.46mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲疲劳强度算
得的模数2.46并就近圆整为标准值m =2.5mm ,按接触强度算得的分度圆直径
d 1=110.60mm
,算出小齿轮齿数
z 1=110.60/2.5=44 大齿轮齿数
这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径
d 1=z 1m =44⨯2.5mm =110mm
z 2=uz 1=2⨯44=88
d 2=z 2m =88⨯2.5mm =220mm
(2)计算中心距
a =(d 1+d 2) /2=(110+220) /2=165mm
(3)计算齿轮宽度
b =φd d 1=0.5⨯110=55mm
取
B 2=55mm , B 1=60mm
。
(4)验算
2T 12⨯1.407⨯105
F t ==N =2558N
d 1110
K A F t 1.25⨯2558=N /mm =58.14N /mm
2.2.2 II 轴结构设计 (1)轴的支承形式
该轴不受或只受极小的轴向力,而右端所受径向力矩明显高于左端,故左端选用深沟球轴承,而右端选用一对角接触球轴承背靠背安装,如图所示:
图2.4 中间轴的支承形式
(2)轴上零件的轴向定位
II 轴上的主要零件主要有三对直齿圆柱齿轮及其中两直齿圆柱齿轮对应的电磁离合器。滚子轴承的左端靠在端盖上,右端用轴肩定位。与电机轴上齿轮相啮合的齿轮左
端用圆螺母固定, 右端用轴肩定位. 另外两齿轮所对应的电磁离合器位于它们中间,相互紧靠,两齿轮的另两端用螺钉锁紧挡圈定位。轴右端的轴承左边利用轴肩定位,右端用一摔油盘(有套筒的作用)和圆螺母进行定位。
轴的选材和最小直径
d min
得确定
轴的材料选择为:45号钢(调质处理)。 轴的最小尺寸,
d min ≥A
式中,
A 0
由表15-3,可取得110,故
=33.6mm
d min
d min ≥110取
d min
=35mm 。由于取值较计算值大的多,所以不用再按弯扭合成强度条件计算和
进行疲劳强度校合。
轴的零件图如图
2-5.
图2.5 中间轴零件图
齿轮的设计
齿轮1和2的直径相差较大,对齿轮1(小齿轮)在模数和选材及热处理方面要求较高,所以首先进行该对齿轮的设计。
1. 选定齿轮的精度等级和材料,初选齿数
①本数控机床的运行速度较高,精度等级选择6级精度;
②小齿轮材料选择为40c r ,调质后表面淬火,硬度为280HBS ;大齿轮材料选择为45钢,调制后表面淬火,硬度为240HBS 。 ③小齿轮齿数初选为
z 1
=24,
z 2
=
z 1i 3
=24⨯18/7=62
2. 按齿面接触强度进行设计 按式试算,
d 1t ≥确定公式内的各计算值: ①初选载荷系数Kt =1.6; ②计算小齿轮传递的转矩
由前文可知小齿轮传递的转矩为271.39; ③可选定齿宽系数
φd =0.4;
Z E
④查得材料的弹性影响系数=189.8
2
MP 1/a
;
⑤按齿面接触硬度查得小齿轮的接触疲劳强度
σH lim1
=650MPa ;大齿轮的接触疲劳强度
σH lim 2
=600MPa ;
⑥两齿轮的设计寿命为50000h ,由式10-13,计算应力循环次数
N 1=60n 1jL n =60⨯373⨯1⨯50000=1.119⨯109
N 2=N 1/i =1.119⨯109⨯7/18=4.352⨯108
=0.95;
⑦查得接触疲劳寿命系数
K HN 1
=0.9,
K HN 2
⑧计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数s =1。
K HN 1σH lim1
[σH ]1
=
S K HN 2σH lim 2
=0.9×650/1=585MPa
[σH ]2
=
S
=0.95×600/1=570MPa
将以上参数代入公式进行计算
①试算小齿轮分度圆直径d1t ,代入[H-]中较小的值
d 1t ≥=127.85mm
②计算圆周速度v
60⨯1000
③计算齿宽 v =
πd 1t n 1
=
3.14⨯127.85⨯373
m /s =2.50m /s 4
6⨯10
b =φd ⋅d 1t =0.4⨯127.85mm =51.14mm
④计算齿宽与齿高之比 齿轮模数齿高
m t =d 1t /z 1=127.85/24mm =5.327mm
h =2.25m t =2.25⨯5.327mm =11.986mm
b /h =51.14/11.986=4.27 ⑤计算载荷系数K 查得动载系数查得
K V =1.06
;
K H α=K F α=1.2
;
查得使用系数
K A
=1.25;
小齿轮精度为6级,相对支撑作对称分布。
K H β=1.11+0.18φd 2+0.15⨯10-3b
=1.11⨯0.18(1+0.6⨯0.42)⨯0.42+0.15⨯10-3⨯51.14=1.15
由b/h=4.27,故,动载系数
K H β
=1.15,查图10-13,得
K F β
=1.12,
K =K A K V K H αK H β=1.25⨯1.06⨯1.2⨯1.15=1.829
⑥按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径,得
⑦计算模数
m =d 1/z 1=133.68/24=5.57
d 1=d 1t =127.85=133.68mm
3. 按齿根弯曲强度设计 弯曲疲劳的设计公式为
m ≥
以下确定式中各参数的值:
①查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限440MPa ;
②查得弯曲疲劳寿命系数
K FN 1
σFE 1=520MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 2=
=0.82,
K FN 2
=0.87;
③计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S =1.3,得
[σF ]1
K FN 1σFE 1
=
S
=0.82×520/1.3=328MPa
[σF ]2
K FN 2σFE 2
=
S
=0.87×440/1.3=294.46Mpa
④计算载荷系数 K
⑤查取齿形系数 查得
Y Fa 1=2.65; Y Fa 2=2.28
K =K A K V K F αK F β=1.25⨯1.06⨯1.2⨯1.12=1.781
。
⑥查取应力校正系数
查得
Y Sa 1=1.58
;Y Sa 2=1.73。
Y Fa Y Sa
⑦计算大、小齿轮的[σF ]并加以比较
Y Fa 1Y Sa 12.65⨯1.58
==0.01277[σF ]1328 Y Fa 2Y Sa 22.28⨯1.73
==0.01340[σF ]2294.46
大齿轮数值大,将用于以下计算。 将以上参数代入进行计算
m ≥=3.8mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度所算得的模数m =3.5mm ,按接触强度算得的分度圆直径d 1=133.68mm ,算出小齿轮齿数
z 1=d 1/m =133.68/3.5=38z 2=uz 1=18/7⨯38=97
4. 几何尺寸计算 1)计算分度圆直径
d 1=z 1m =38⨯3.5mm =133mm d 2=z 2m =97⨯3.5=339.5mm
2)计算中心距
a =(d 1+d 2) /2=(133+339.5) /2=236.25mm
3)计算齿轮宽度
b =φd d 1=0.4⨯133=53.2mm
取
5. 验算
B 2=60mm , B 1=65mm
。
F t =2T 1/d 1=2⨯271.4⨯103/133N =4081.2N
F t K A 4081.2⨯1.25
==85.03N
第二对齿轮的模数可取得比齿轮1小,和2的中心距相等,故
m 3=m 4
=3。由于这两齿轮得中心距与齿轮1
z 3=236.25⨯16/25⨯2/3=100z 4=100⨯9/16=56
, .
四个齿轮的尺寸参数如表2.4所示。
表2.4 齿轮尺寸参
1. 电磁摩擦离合器的计算和选择
本课题中数控机床得转速较高,对工作可靠性要求高,根据结构选择原则,选取牙嵌式电磁离合器。
形式选定后,应进一步确定其规格 (1)规格计算
其规格选择计算的基本原则是使其计算转矩T c 小于或等于其薄弱环节的失效条件限制而允许其传递的许用转矩[T],即
T
(2.23)
n
其中T --理论转矩
T c T n
--计算转矩 --公称转矩
[T ]--许用转矩 T max [T max ]
--最大转矩
--许用最大转矩
[n ] --许用转速
1)计算转矩
由于各类联轴器,离合器实际工况不同,在确定计算转矩同系数K
本机床承受长期平稳载荷,故
T c =KT ≤[T ]
T c
时应将理论转矩T 乘以不
(2.24)
T T
式中,c ,n ,[T ]--分别为离合器的计算转矩,公称,许用转矩,N m ;
T --离合器理论转矩,N m ;
K —离合器工况系数,见下表所示。
本文中为金属切学机床,取K=1.4,从而得到
m (2.25) Tc =1.4⨯271.39=379.946N
根据计算转矩,选取规格为DLY5-40A 的牙嵌式离合器,相关尺寸可从表中查取。 (2)牙嵌式离合器的设计计算 1)离合器的外径计算(经验公式)
D =50=50=160.69(mm )
(2.26)
牙的外径:
D Z ' =Dmm =160.69mm
(2.27)
表2.5 离合器工况系数
(2.28)
(2.29) 牙的内径:
D Z =0.7D Z ' =0.7⨯160.69=112.49mm
牙的平均直径: 牙的宽度:
D m =0.5(D Z +D Z ') =0.5⨯(160.69+112.49) =136.59mm b Z =0.5(D Z ' -D Z ) =0.5⨯(160.69-112.49) =24.1mm
h Z =0.65⨯b Z =0.65⨯24.1=15.67mm
(2.30)
牙的高度: (2.31)
t ) (2.32) 牙的个数: Z =60/( n
式中 n --主,从动半离合器的转速差
n =60⨯1000 v /(πD m ), r /min
(2.33)
v --牙齿接合圆周速度差,一般取 v =(0.7-0.8) m /s t --离合器允许结合时间,一般机床,取t ≤0.5s 本文中取 v =0.7m /s ,t =0.1s ,则可以得到
n =60⨯1000⨯0.7/(3.14⨯136.59) =98r /min z =60/(98⨯0.1) =6
2)牙间压紧力
Q ≥2T 1
c [
tan(α-ρ) -u 1]+ D F d m d 1
(2.34)
近似可取
Q ≥
2T c
D tan(α-ρ) +F d
m
(2.35)
式中 α--牙形角,一般取α=30︒
ρ--摩擦角,钢与钢接触,取ρ=7︒-9︒ D m --牙的平均直径
F d
--弹簧推力,一般取F d =30-50N
本课题中取
α=30︒, ρ=8︒, F d =40N ,
从而,Q =
2⨯379.946
136.59tan(30︒-8︒) +40=42.5N
(3)磁路结构设计 1)磁轭铁心截面积
A =2.5Q /B 2(mm 2) (2.37) 式中,B --磁感应强度,一般取B =1.2-1.4T
(2.36)
Q --牙间压紧力,N 。
222
A =2.5Q /B =2.5⨯42.5/1.3=54(mm ) B =1.3T 取,
2)线圈槽内径(内铁心外径)
d n ===45.5mm
(2.38)
式中d --离合器轴径。 3)线圈槽外径(外铁心内径)
d w ===160.5mm
4)线圈槽宽度
b n =(d w -d n ) /2=(160.5-45.5) /2=57.5(mm )
(2.40)
5)励磁磁势 IW =1.6⨯104B δδV '(A )
式中,
B δ
--气隙中中磁感应强度,一般取
B δ=0.5-0.7T
δ--工作气隙,近似取牙的高度。 V ' --气隙系数,一般取V ' =2.5-3.5 取
B δ=0.6T
,V ' =3,则
IW =1.6⨯104⨯15.67⨯0.6⨯3⨯0.1=45.1⨯103
A (2.42)
6)线圈槽高度
h =n mm
)
式中,φ--线圈槽高宽比,φ=h n /b n =4-6;
αs --传热系数。线圈散热良好时,αs =8+0.056 t ;
线圈散热不良时,
αs =7.42+0.043 t ;
f H
--填充系数,按导线直径d 0
查得;
(2.
(2.39)
t --温升,K ,按技术要求确定;
ρ--电阻系数,可取ρ=0.017Ω mm 2 m -1;
取
φ=4, αs =8+0.056=8.056, t =1查得f H =0.7,得
h n ===53.5(mm )
(2.44)
7)导线直径
d 0===3.94(mm )
(2.45)
式中,
d m
--线圈的平均直径,
d m =0.5(d w +d n ) =0.5⨯(160.5+45.5) =103, mm
U --电源电压,一般取24V 8)线圈匝数
W =4b n h n f H /(πd 02) =4⨯53.5⨯57.5⨯0.7/(3.14⨯3.942) =176.7
(2.46)
9)磁轭底部厚度
h 2=A /2πd =176.7/(2⨯3.14⨯45) =0.63(mm )
(2.47) ,一般取 =2-3mm
磁轭高度:
h =h n +h 2+ =53.5+0.63+2=56.13(mm )
10)衔铁厚度
b x =h 2+ =0.63+2=2.63(mm )
D x ≈Dmm
衔铁内径
d x
由轴径d 根据结构确定,外径
(4)磁路验算 1)线圈总磁势
IW =∑H K L K =(880-960) B δδ=900⨯83.5⨯15.67=1.17⨯106(A )
R =1n
(2.48)
式中,
H K , L K
--气隙,磁轭,衔铁等各部分的磁均强度与磁路长度
2)气隙磁场强度
B δ=IW /(880-960) δ=45.1⨯103/(900⨯0.6) =83.5(T )
(2.49)
3)电磁吸力
Q =0.4B δ2A =0.4⨯83.52⨯54=1.5⨯105(N )
(2.50)
6. 轴承的选择
可选轴承的型号和其他参数,如表2-7所示: 7、键和圆螺母的选择 可选择键的尺寸如下表2-6:
表2.6 键的尺寸参数
圆螺母选用 M35×1.5。
表2.7 轴承尺寸参数
2.3 主轴结构设计
1. 对主轴组件的性能要求
主轴组件是机床主要部件之一,它的性能对整机性能由很大的影响。主轴直接承受切削力,转速范围又很大,所以对主轴组件的主要性能特提出如下要求:
①回转精度 主轴组件的回转精度,是指主轴的回转精度。当主轴做回转运动时,线速度为零的点的连线称为主轴的回转中心线。回转中心线的空间位置,在理想的情况下应是固定不变。实际上,由于主轴组件中各种因素的影响,回转中心线的空间位置每一瞬间都是变化的,这些瞬时回转中心线的平均空间位置成为理想回转中心线。瞬时回转中心线相对于理想回转中心线在空间的位置距离,就是主轴的回转误差,而回转误差的范围,就是主轴的回转精度。纯径向误差、角度误差和轴向误差,它们很少单独存在。当径向误差和角度误差同时存在时,构成径向跳动,而轴向误差和角度误差同时存在构成端面跳动。由于主轴的回转误差一般都是一个空间旋转矢量,它并不是所有的情况下都表示为被加工工件所得到的加工形状。
主轴回转精度的测量,一般分为三种:静态测量、动态测量和间接测量。目前我国在生产中沿用传统的静态测量法,用一个精密的测量棒插入主轴锥孔中,使千分表触头触及检测棒圆柱表面,以低速转动主轴进行测量。千分表最大和最小的读数差即认为是主轴的径向回转误差。端面误差一般以包括主轴所在平面内的直角坐标系的垂直坐标系
的垂直度数据综合表示。动态测量是用以标准球装在主轴中心线上,与主轴同时旋转;在工作态上安装两个互成90º角的非接触传感器,通过仪器记录回转情况。间接测量是用小的切削量加工有色金属试件,然后在圆度仪上的测量试件的圆度来评价。出厂时,普通级加工中心的回转精度用静态测量法测量,当L =300mm 时允许误差应小于0.02mm 。造成主轴回转误差的原因主要是由于主轴的结构及其加工精度、主轴轴承的选用及刚度等,而主轴及其回转零件的不平衡,在回转时引起的激振力,也会造成主轴的回转误差。因此加工中心的主轴不平衡量一般要控制在0.4mm/s以下。
②刚度 主轴部件的刚度是指受外力作用时,主轴组件抵抗变形的能力。通常以主轴前端产生单位位移时,在位移方向上所施加的作用力大小来表示。主轴组件的刚度越大,主轴受力变形就越小。主轴组件的刚度不足,在切削力及其它力的作用下,主轴将产生较大的弹性变形,不仅影响工件的加工质量,还会破坏齿轮、轴承的正常工作条件,使其加快磨损,降低精度。主轴部件的刚度与主轴结构尺寸、支承跨距、轴承类型及配置型式、轴承间隙的调整、主轴上传动元件的位置等有关。
③抗振性 主轴组件的抗振兴是指切削加工时,主轴保持平稳地运行而不发生振动的能力。主轴组件抗振兴差,工作时容易产生,不仅降低加工质量,而且限制了机床生产率的提高,使刀具耐用度下降。提高主轴抗振兴必须提高主轴组件的静刚度,采用较大阻尼比的前轴承,以及在必要时安装阻尼器。另外,使主轴的固有频率远远大于激振力的频率。
④温升 主轴组件在运转中,温升过高会引起两方面的不良后果:一是主轴组件和箱体因热彭涨而变形,主轴的回转中心线和机床其它组件的相对位置会发生变化,直接影响加工精度;其次是轴承等元件会因温度过高而改变已调好的间隙和破坏正常润滑条件,影响轴承的正常工作。严重时甚至会发生“抱轴”。数控机床一般采用恒温主轴箱来解决恒温问题。
⑤耐磨性 主轴组件必须有足够的耐磨性,以能长期保持精度。主轴上易磨损的地方是刀具或工件的安装部位以及移动式主轴的工作部位。为了提高耐磨性,主轴的上述部位应该淬硬或氮化处理。主轴轴承也需有良好的润滑,以提高耐磨性。
以上这些要求,有的还是矛盾的。例如高刚度和高速,高速与低温升,高速与高精度等。这就要具体问题具体分析,例如设计高效数控机床的主轴组件时,主轴应满足高速和高刚度的要求;设计高精度数控机床时,主轴应满足高刚度、低温升的要求[6]。
2. 轴承配置型式
本课题中数控机床的转速较高,却要求径向刚度好,所以轴承的配置型式选择为刚度速度型[13]。前轴承采用双列角接触球轴承,接触角为25 ,它们通过套筒背靠背配置,以减少主轴悬伸量。后轴承采用双列短圆柱滚子轴承,以承受较大的传动力。如下图所示:
图2.6 主轴支承型式
3. 主要参数的确定
主轴的主要参数是指:主轴平均直径D (或主轴前轴颈直径
D 1
);主轴内孔直径d ;主
轴悬伸量a 和主轴支承跨距l 。这些参数直接影响主轴的工作性能,但为简化问题,主要是
由静刚度条件来确定这些参数,即选择D 、d 、a 、l 使主轴获得最大静刚度,同时兼顾其它要求,如高速性、抗振性等。 (1)主轴前轴颈直径
D 1
的确定
D 1
主轴平均直径对主轴部件刚度影响较大。加大直径,可减少主轴本身弯曲变形引起
的主轴轴端位移和轴承弹性变形引起的轴端位移,从而 提高主轴部件刚度。但加大直径受到轴承dn 值的限制,同时造成相配零件尺寸加大、制造困难、结构庞大和重量增加等,因此在满足刚度要求下应取较小值。
按车床主电动机功率来确定,可取(2)主轴内孔直径d 的确定
确定孔径的原则是,为减轻主轴重量,在满足对空心主轴孔颈要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下,应取较大值。
对于数控机床,d /D =0.6-0.5,本课题中车床主轴尾端需要安装皮带轮,轴径较小,故取d /D =0.55[16],即d =50mm 。 (3)主轴悬伸量a 的确定
主轴悬伸量a 是指主轴前端面到支承径向反力作用中点的距离,它对主轴部件的刚度和抗振性影响很大。因此在满足结构要求的前提下尽可能取小值。减小a 的常见措施有:
①尽量采用短锥法兰式主轴端部结构。
②推力轴承配置在前支承时,应安装在径向轴承的内侧而不是外侧。
③合理设计前支承的调整结构和密封装置形式。尽量采用主轴端部的法兰盘和轴肩等构成密封装置。
④采用向心推力轴承来代替向心轴承。成对安装的圆锥滚子轴承,应采取滚锥小端相对的形式;成对安装的向心推力轴承应采取背对背或面朝外的同方向排列形式。本课题中主轴前端的一对向心推力轴承正是采用这种安装形式。
⑤改变轴端工夹具的结构形式来减小a 值。 (4)支承跨距l 的确定
D 1=90mm
。
支承跨距l 是指相邻两支承的支承反力作用点之间的距离。合理确定l 是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。当
l =l 0
时,主轴部件具有最大刚度,l 0即为主轴部件的最佳
l ≠l 0
跨距。在具体设计时,往往由于结构上的限制而使合理跨距
l rat =(0.75-1.5) l
,这就造成主轴部件的刚度损失。
, 通常取
l ≈l rat >l 0
。因为D 、a 一定时,l 越大,轴承的径向跳动
对主轴前端的径向跳动影响越小,且加大l 可较小振动。当需要l 远大于l 0时,可采用三支承结构。
(5)主轴头的选用
如前文所述,采用短锥法兰式主轴端部结构有利于减小主轴悬伸量a 。本课题选用B 型法兰式主轴端部,代号为6。 (6)轴承型号的选择
考虑到主轴上部件的安装需要利用轴肩来进行轴向定位,初步确定好安装轴承部位轴径后,选择轴承型号及其尺寸如表2-8所示:
表2.8 主轴轴承尺寸参数
2.4绘制主传动系统总装图
从前文的设计结果, 可绘制出主传动系统的装配图, 如图2-7所示.
图2.7 主传动系统总装图
3 液压卡盘的设计
3.1 机床夹具的功能和应满足的要求
3.1.1 机床夹具的功能
(1) 保证加工精度 工件通过机床夹具进行安装, 包含了二层含义:一是定位, 二是夹紧. 这样就可以保证工件加工表面的定位精度, 且精度稳定.
(2) 提高生产率 使用夹具来安装工件, 可以减少很多辅助时间, 从而提高生产率. (3) 扩大机床的使用范围 3.1.2 机床夹具应满足的要求
机床夹具应满足的基本要求包括以下几方面:
(1) 保证加工精度 其关键是正确的定位, 夹紧和导向方案, 夹具制造的技术要求, 定位误差的分析和验算.
(2) 夹具的总体方案应与年生产纲领相适应 夹具应根据生产批量的性质具有可调性.
(3) 安全, 方便, 减轻劳动强度 机床夹具可以在必要时增加保护装置.
(4) 排屑顺畅 切屑的热量会影响机床加工精度, 而清理切屑会增加辅助时间, 因此在设计中必须高度重视.
(5) 机床夹具应具有良好的强度, 刚度和结构工艺性.
3.2 机床夹具的类型和组成
3.2.1 机床夹具的类型
机床夹具有多种分类方法, 如按夹具的使用范围来分, 有下面五种类型:
(1) 通用夹具 例如车床上的卡盘, 铣床上的平口钳等等, 这类夹具通用性强, 一般不需要调整就可以适应多种工件的安装加工, 在单件小批量生产中广泛应用.
(2) 专用夹具 用于某一特定工件的特定工序, 广泛应用于成皮生产和大批量生产中. (3) 组合夹具 由一系列的标准化元件组合而成, 各部分具有高度互换性和耐磨性, 使用时可根据情况进行拆换. 特别适合单间小批量生产中位置精度要求较高的工件加工.
(4) 可调整夹具和成组夹具 具有一定可调节性, 适合中小批量生产. (5) 随行夹具 这类夹具主要应用于自动线和柔性制造系统中. 3.2.2 机床夹具的基本组成
机床夹具主要由以下几部分组成:
(1) 定位元件及定位装置 用于确定工件正确位置的元件或装置. (2) 夹紧元件及夹紧装置 用于固定工件已获得的正确位置的元件或装置. (3) 导向及对刀元件 用于确定工件与刀具相互位置的元件.
(4) 动力装置 在成批生产中, 为了减轻工人劳动量, 常采用气动, 液动等动力装置. (5) 夹具体 用于将各种元件, 装置连接在一起, 并通过它安装在机床上. (6) 其他元件及装置
以上所述, 是机床夹具的基本组成. 对于一个具体的夹具, 可能略少或略多一些, 但定位, 夹紧和夹具体三部分是不可或缺的.
3.3 卡盘夹紧机构的设计
3.3.1 夹紧机构设计应满足的要求
设计夹紧机构一般应遵循以下主要原则:
(1) 夹紧必须保证定位准确可靠, 而不能破坏定位. (2) 工件和夹具的变形必须在允许的范围之内.
(3) 夹紧机构必须可靠 夹紧机构各元件要有足够的强度和刚度, 手动夹紧机构必须保证自锁, 机动夹紧机构应有联锁保护装置, 夹紧行程必须足够.
(4) 夹紧机构操作必须安全, 省力, 方便, 迅速, 符合工人操作习惯. (5) 夹紧机构的自动化程度必须迅速与生产纲领和工厂的条件相适应。 3.3.2 卡盘夹紧机构的选用
常用的夹紧机构有斜楔夹紧机构, 螺旋夹紧机构和偏心夹紧机构。
本设计中采用斜楔夹紧机构, 此类机构具有一定的扩力作用, 可以方便的使力的方向改变90°, 缺点是楔角α较小, 行程要长。
由于卡盘属于通用夹具, 其尺寸已基本规范化, 市场上的产品无论类型还是规格已经发展的相当成熟, 因此本设计中不再对其尺寸进行详细计算, 选择一汽解放公司生产的公称尺寸为178的卡盘。
3.4 液压卡盘系统总装图
图3.1液压卡盘装配图
4 结 论
本论文综合了机械设计、数控机床传动、液压系统、部分零件的装配图和计算。主要设计经济型数控机床的主轴传动系统,考虑到电机的恒功率转速范围与主轴要求的恒功率转速范围不匹配问题,在电机与主轴间增加了一根中间传动轴。机械有级变速系统舍弃液压变速,而采用电磁离合器变速,有利于实现自动操作。从而,满足数控车床要求的精度。
对此,轴传动系统的设计及疲劳强度都有较高的要求。齿轮模数的选择弯曲强度的设计都有要求。数控机床得转速较高,对工作可靠性要求高,所以选取牙嵌式电磁离合器。液压卡盘的设计满足的加紧零件的要求。随着无级变速电机的性能进一步提高及其价格的下降,中档以上的数控机床已经逐渐舍弃机械有级变速系统,而是直接由电机通过皮带将动力传给主轴,这样数控机床的主轴系统进一步简化,速度进一步提高。特别是电主轴的应用,真正将数控机床带入了超高速时代。
参考文献
[1] 冯桂安等. 机械制造装备设计[M]. 北京:机械工业出版社,
[2] 符 钢 ,张芳丽. 提高机床制造业的核心竞争力[J].制造技术与机床, [3] 王爱玲,白恩远. 现代数控机床[M].北京:国防工业出版社, [4] 许兆丰等. 车工工艺学[M].北京:机械工业出版社,. [5] FANUC 交流伺服电机 i 系列式样一览表及外型图.
[6] 王丽梅, 王炎, 郭庆鼎, 罗睿夫. 数控机床主轴驱动中的交流电机及其控制策略[N].学报,
[7] 成大先. 机械设计手册, 第五卷[M]. 北京:化学工业出版社, [8] 王昆等. 机械设计课程设计[M]. 北京:高等教育出版社, [9] 王杰等. 机械制造工程学[M].北京:北京邮电大学出版社, [10] 良贵,纪名刚. 机械设计[M]. 北京:机械工业出版社, [11] 阮忠唐主编. 连轴器,离合器的设计与选用指南[M]. [12] 《机械设计手册》联合编写组. 机械设计手册(上) [13] 中国农业机械化科学研究院. 实用机械设计手册[M].
电工技术
致 谢
经过一段时间的刻苦学习和钻研, 我的毕业设计到目前已经告一段落。然而,毕业在即, 即将步入社会, 走上工作岗位, 迎接新的挑战, 回顾三年大学生活, 回想起培育过我的母校, 回想起培养过我的恩师, 回想起帮助过我的同学和朋友, 我感慨种种, 感激重重。
通过毕业设计,我进一步培养和提高了运用所学知识解决实际问题的能力和创新精神,锻炼了自主学习、独立工作和团结协作的能力,增强了工程意识观念,端正了学习态度,树立了严肃认真、实事求是和刻苦钻研的工作作风,为我能够更好地适应工作需要进一步奠定了坚实基础。为此,我衷心地感谢母校,感谢母校的恩师们对我三年来的辛勤培养和精心教导,您们不仅教会了我专业知识和专业技能,还教会了我做人的道理和处事的方法,是您们在我离开母校之前,给了我再次锻炼自我和完善自我的机会。
同时,我在自己的毕业设计中大量引用了有关专业文献和资料(如参考文献中所列),不仅增强了设计的准确性、严密性和科学性,而且增强了设计的可读性和参考价值,在此,对这些文献的作者和专家们致以衷心的感谢。
其次,在我设计和编写设计说明书的过程中,还得到了同学的大力支持和热情帮助,在此一并表示感谢。如果没有他们的支持和帮助,我的毕业设计也不会取得那么快的带有突破性的进展。
在毕业之际我感谢的话就不多说了,毕业设计的过程,得到了导师王老师的大力支持,在各个章节的设计中我又对大学的专业知识进行了进一步的回顾与学习。同时也要感谢机电系各个老师这三年来对我的培养于教育,使我在学习生活工作中的各项能力都得到了锻炼!在这里我向各位老师说一声:老师 您辛苦了!