数控机床机械传动装置的设计
摘要
本文研究的主要是数控机床的机械传动装置的设计,传动装置在各外界因素和自身因素的影响下传动精度会大大降低,例如几何精度与变形产生的误差、机床的热变形以及运动间的摩擦和传动间隙等因素。这些都是影响数控机床传动精度的重要因素,我也是从这入手,从各个方面着手提高数控机床的传动精度。
我完成的设计主要包括一些原始数据的拟定,再根据拟定的参数,进行传动方案的比较,确定传动方案。然后计算各传动副的传动比及齿轮齿数,再估算齿轮的模数和各轴的轴径,并对齿轮和轴的强度、刚度进行校核。除此之外,还要对箱体内的主要结构进行设计,一些零件的选型,从而完成对整个机械传动系统的设计。
关键词:数控机床 传动系统 精度 设计
Abstract
Of this study is the design of the transmission tools of CNC machine , mechanical transmission gear under the influence of external factors and the factors driving accuracy will greatly reduce the Accuracy, such as geometric accuracy and deformation of the thermal deformation of machine tools, as well as the movement between the friction and the transmission gap. These are the transmission accuracy of CNC machine tools, I am also from this start begin to improve the transmission accuracy of CNC machine tools, from all aspects.I completed the design include the formulation of some of the raw data, according to the parameters of the proposed transmission scheme compared to determine the transmission scheme. Then calculate the transmission ratio of the pair and gear of the transmission, and then estimate the modulus of the gear and the axis of the shaft, and gear and shaft strength and stiffness of the check. In addition, we must design the main structure of cabinets, some parts of the selection, thus completing the design of the mechanical drive system as a whole.Keywords: accuracy of CNC machine tool drive system design
Keywords :NC machine tool; driving system; Accuracy;design
目录
1. 引言........................................................................... 4
2. 主传动方案的拟定 ..................................................... 8
2.1 初定传动方案 . ............................................................................................................... 8
2.2 方案的选择 . ........................................................ 10
3. 动力计算 ............................................................ 14
3.1 齿轮的计算(计算过程参考文献2 第八章) ........................................................... 14
3.2 电磁离合器的选择和使用 . ......................................................................................... 23
4. 轴的设计和验算 ...................................................... 25
4.1 轴的结构设计 . ............................................................................................................. 25
4.2 轴的强度校核(以Ⅰ轴为例) . ..................................................................................... 26
4.3 轴的刚度校核(以Ⅰ轴为例) . ..................................................................................... 29
5.主轴变速箱的装配设计 ............................................... 31
5.1 箱体内结构设计的特点 . ............................................................................................. 31
5.2 设计的方法 . ................................................................................................................. 32
6. 滚动导轨的结构 ............................................................................................................. 34
6.1导轨结构的设计 .......................................................................................................... 34
7.PLC 概述 ............................................................ 39
7.1 PLC 的发展历程 . .......................................................................................................... 40
7.2 PLC 的发展趋势 ......................................................................................................... 41
7.3 PLC 的应用 ................................................................................................................. 42
7.4 PLC 的硬件结构 . .......................................................................................................... 43
7.5 PLC 的工作原理 . .......................................................................................................... 44
8. PLC控制系统设计 .................................................... 46
8.1 确定I /O 的点数 . ....................................................................................................... 46
8.2 选择适用的PLC 机型 ................................................................................................ 46
8.3 输入/输出点的分配 . ................................................................................................. 46
8.4 PLC 接线图 . .................................................................................................................. 47
8.5 PLC 控制程序梯形图设计 ......................................................................................... 47
8.6 改造中必须注意的几个问题 . ..................................................................................... 47
致谢 .................................................................. 49
...................................................................... 49
参考文献 .............................................................. 50 附件清单 .............................................. 错误!未定义书签。
1. 引言
1.1数控机床的发展及现状 数控机床是数字控制机床(Computer numerical control machine tools)的简称,是一种装有程序控制系统的自动化机床。该控制系统能够逻辑地处理具有控制编码或其他符号指令规定的程序,并将其译码,从而使机床动作数控折弯机并加工零件。数控机床有如下特点:对加工对象的适应性强,适应模具等产品单件生产的特点,为模具的制造提供了合适的加工方法;加工精度高,具有稳定的加工质量;可进行多坐标的联动,能加工形状复杂的零件;加工零件改变时,一般只需要更改数控程序,可节省生产准备时间;机床本身的精度高、刚性大,可选择有利的加工用量,生产率高(一般为普通机床的3~5倍);机床自动化程度高,可以减轻劳动强度;有利于生产管理的现代化 数控机床使用数字信息与标准代码处理、传递信息,使用了计算机控制方法,为计算机辅助设计、制造及管理一体化奠定了基础;对操作人员的素质要求较高,对维修人员的技术要求更高;可靠性高。
数控机床是由美国发明家约翰·帕森斯上个世纪发明的。随着电子信息技术的发展,世界机床业已进入了以数字化制造技术为核心的机电一体化时代,其中数控机床就是代表产品之一。数控机床是制造业的加工母机和国民经济的重要基础。它为国民经济各个部门提供装备和手段,具有无限放大的经济与社会效应。目前,欧、美、日等工业化国家已先后完成了数控机床产业化进程,而中国从20世纪80年代开始起步,仍处于发展阶段。
美国政府重视机床工业,美国国防部等部门因其军事方面的需求而不断提出机床的发展方向、科研任务,并且提供充足的经费,且网罗世界人才,特别讲究“效率”和“创新”,注重基础科研。因而在机床技术上不断创新,如1952年研制出世界第一台数控机床、1958年创制出加工中心、70年代初研制成FMS 、1987年首创开放式数控系统等。由于美国首先结合汽车、轴承生产需求,充分发展了大量大批生产自动化所需的自动线,而且电子、计算机技术在世界上领先,因此其数控机床的主机设计、制造及数控系统基础扎实,且一贯重视科研和创新,故其高性能数控机床技术在世界也一直领先。当今美国生产宇航等使用的高性能数控机床,其存在的教训是,偏重于基础科研,忽视应用技术,且在上世纪80代政府一度放松了引导,致使数控机床产量增加缓慢,于1982年被后进的日本超过,并大量进口。从90年代起,纠正过去偏向,数控机床技术上转向实用,产量又逐渐上升。
德国政府同样重视机床工业的重要战略地位,在多方面大力扶植。,于1956
年研制出第一台数控机床后,德国特别注重科学试验,理论与实际相结合,基础科研与应用技术科研并重。企业与大学科研部门紧密合作,对数控机床的共性和特性问题进行深入的研究,在质量上精益求精。德国的数控机床质量及性能良好、先进实用、货真价实,出口遍及世界。尤其是大型、重型、精密数控机床。德国特别重视数控机床主机及配套件之先进实用,其机、电、液、气、光、刀具、测量、数控系统、各种功能部件,在质量、性能上居世界前列。如西门子公司之数控系统,均为世界闻名,竞相采用。
至于日本政府对机床工业之发展重视的程度我们也可想而知,他们通过规划、法规(如“机振法”、“机电法”、“机信法”等) 引导发展。在重视人才及机床元部件配套上学习德国,在质量管理及数控机床技术上学习美国,甚至青出于蓝而胜于蓝。自1958年研制出第一台数控机床后,1978年产量(7,342台) 超过美国(5,688台) ,至今产量、出口量一直居世界首位(2001年产量46,604台,出口27,409台,占59%)。战略上先仿后创,先生产量大而广的中档数控机床,大量出口,占去世界广大市场。在上世纪80年代开始进一步加强科研,向高性能数控机床发展。日本FANUC 公司战略正确,仿创结合,针对性地发展市场所需各种低中高档数控系统,在技术上领先,在产量上居世界第一。该公司现有职工3,674人,科研人员超过600人,月产能力7,000套,销售额在世界市场上占50%,在国内约占70%,对加速日本和世界数控机床的发展起了重大促进作用。 随着各国数控机床的发转,我国的数控行业从20世纪80年代开始起步,仍处于发展阶段。“十五”期间,中国数控机床行业实现了超高速发展。其产量2001年为17521台,2002年24803台,2003年36813台,2004年51861台,2004年产量是2000年的3.7倍,平均年增长39%;2005年国产数控机床产量59639台,接近6万台大关,是“九五”末期的4.24倍。“十五”期间,中国机床行业发展迅猛的主要原因是市场需求旺盛。固定资产投资增速快、汽车和机械制造行业发展迅猛、外商投资企业增长速度加快所致。2006年,中国数控金切机床产量达到85756台,同比增长32.8%,增幅高于金切机床产量增幅18.4个百分点,进而使金切机床产值数控化率达到37.8%,同比增加2.3个百分点。此外,数控机床在外贸出口方面亦业绩骄人,全年实现出口额3.34亿美元,同比增长63.14%,高于全部金属加工机床出口额增幅18.58个百分点。2007年,中国数控金切机床产量达123,257台,数控金属成形机床产量达3,011台;国产数控机床拥有量约50万台,进口约20万台。2008年10月,中国数控机床产量达105,780台,比2007年同比增长2.96%。长期以来,国产数控机床始终处于低档迅速膨胀,中档进展缓慢,高档依靠进口的局面,特别是国家重点工程需要的关键设备主要依靠进口,技术受制于人。究其原因,国内本土数控机床企业大多处于“粗放型”阶段,在产
品设计水平、质量、精度、性能等方面与国外先进水平相比落后了5-10年;在高、精、尖技术方面的差距则达到了10-15年。同时中国在应用技术及技术集成方面的能力也还比较低,相关的技术规范和标准的研究制定相对滞后,国产的数控机床还没有形成品牌效应。同时,中国的数控机床产业目前还缺少完善的技术培训、服务网络等支撑体系,市场营销能力和经营管理水平也不高。更重要原因是缺乏自主创新能力,完全拥有自主知识产权的数控系统少之又少,制约了数控机床产业的发展。国外公司在中国数控系统销量中的80%以上是普及型数控系统。如果我们能在普及型数控系统产品快速产业化上取得突破,中国数控系统产业就有望从根本上实现战略反击。同时,还要建立起比较完备的高档数控系统的自主创新体系,提高中国的自主设计、开发和成套生产能力,创建国产自主品牌产品,提高中国高档数控系统总体技术水平。“十一五”期间,中国数控机床产业将步入快速发展期,中国数控机床行业面临千载难逢的大好发展机遇,根据中国数控车床1996-2005年消费数量,通过模型拟合,预计2009年数控车床销售数量将达8.9万台,年均增长率为16.5%。根据中国加工中心
1996-2005年消费增长模型,预计2009年加工中心消费数量将达2.8万台,较2005年年均增长率为17.8%。
1.2 数控机床的发展趋势
1、数控金切机床的构成比逐渐趋于合理。数控机床工序集中的加工特点,将使具有复合功能的高效数控机床的需求增长,这将导致数控机床拥有量和市场消费量中各类数控机床的构成比不同于传统的机床构成比。数控机床的应用由单机向单元(系统)方向发展。目前欧、美、日等国应用DNC 已很普遍,柔性制造单元已占数控机床销售量的30%以上。而我国FMC 、FMS 和FML 的拥有量不足50套,相当于日本80年代的水平,占数控机床消费额不到5%。出口前景良好。1998年及前几年我国机床工具的出口额徘徊在5亿美元左右,2000年上升到7.85亿美元,随着东南亚经济复苏和我国出口多极化市场的形成和巩固,以及我国加入WTO ,今后几年我国机床出口将实现平稳、持续增长。预计到2005年出口创汇可达到12亿美元。
2、加入WTO 后,外资对我国机械工业的结构性冲击也大大加强主要表现在:1)、部分行业发展主导权有可能受到冲击。在以下行业将表现得更为突出:一是在国内处于市场成长期、外方掌握专有技术并处于垄断地位的技术密集型行业,如燃气轮机、直流输电关键设备、半喂入式水稻联合收割机、机电一体化的汽车发动机附配件等;二是单靠有限市场难以发挥企业生产能力、迫切需要全球市场支撑的行业,如高压开关、大型变压器高档科学仪器、高档数控系统、智能化工业控制系统等;三是国内外制造成本相差较大、外方享有明显的品牌优势、在华设厂可以在世界市场获取丰厚利
润的劳动密集型或易于流通的装配型产品行业,如照相机、复印机、部分工业和民用仪表、高品质低压电器等。2)、工程成套行业将面临更严峻的竞争。随着服务贸易领域对外开放,实力雄厚的国外公司可能更积极地到国内举办由其控制的、以工程承包为主要业务的工程公司,以其母公司产品为后盾,以熟悉国内情况的中方雇员为业务骨干,与我内资企业展开激烈的竞争。3)、我国机械工业自主技术创新的积极性有可能被抑制。由于外资在华机械企业主要承担制造车间的角色,技术来源主要依靠其母公司,而原本就实力有限的内资企业在完全开放的市场竞争中坚持自行研制开发将冒很大风险,为了节省投入,提高产品的形象,多数内资企业将尽可能与外方合作,采用国际同行的技术进行生产。4) 、处于幼稚期的自主产业的成长环境趋于严峻。由于国外企业将更加不愿转让技术,更愿意通过在华举办由他们控制的企业来与内资机械企业争夺中国用户的订单,国内用户也有了更多的便利采购外资产品,从而部分处于成长初期的重要产品自主产业的培育壮大将更困难。 3、高速、精密、复合、智能和绿色是数控机床技术发展的总趋势,近几年来,在实用化和产业化等方面取得可喜成绩。主要表现在:1). 机床复合技术进一步扩展随着数控机床技术进步,复合加工技术日趋成熟,包括铣-车复合、车铣复合、车-镗-钻-齿轮加工等复合,车磨复合,成形复合加工、特种复合加工等,复合加工的精度和效率大大提高。“一台机床就是一个加工厂”、“一次装卡,完全加工”等理念正在被更多人接受,复合加工机床发展正呈现多样化的态势。2) .数控机床的智能化技术有新的突破,在数控系统的性能上得到了较多体现。如:自动调整干涉防碰撞功能、断电后工件自动退出安全区断电保护功能、加工零件检测和自动补偿学习功能、高精度加工零件智能化参数选用功能、加工过程自动消除机床震动等功能进入了实用化阶段,智能化提升了机床的功能和品质。3) .机器人使柔性化组合效率更高机器人与主机的柔性化组合得到广泛应用,使得柔性线更加灵活、功能进一步扩展、柔性线进一步缩短、效率更高。机器人与加工中心、车铣复合机床、磨床、齿轮加工机床、工具磨床、电加工机床、锯床、冲压机床、激光加工机床、水切割机床等组成多种形式的柔性单元和柔性生产线已经开始应用。4) .精密加工技术有了新进展数控金切机床的加工精度已从原来的丝级(0.01mm )提升到目前的微米级(0.001mm ),有些品种已达到0.05μm 左右。超精密数控机床的微细切削和磨削加工,精度可稳定达到0.05μm 左右,形状精度可达0.01μm 左右。采用光、电、化学等能源的特种加工精度可达到纳米级(0.001μm )。通过机床结构设计优化、机床零部件的超精加工和精密装配、采用高精度的全闭环控制及温度、振动等动态误差补偿技术,提高机床加工的几何精度,降低形位误差、表面粗糙度等,从而进入亚微米、纳米级超精加工时代。5).功能部件性能不断提高功能部件不断向
高速度、高精度、大功率和智能化方向发展,并取得成熟的应用。全数字交流伺服电机和驱动装置,高技术含量的电主轴、力矩电机、直线电机,高性能的直线滚动组件,高精度主轴单元等功能部件推广应用,极大的提高数控机床的技术水平。
4、体现在新技术的广泛应用和企业效益的明显改善。目前机床行业的消费主流是数控机床。从国内外市场对数控机床的需求来看,以后数控机床市场具有以下特征:一是经济型数控机床是以后的主流产品。二采用新技术,降低成本,提高产品稳定性是企业生存的关键。随着数控技术的发展,考虑到它的控制方式和使用特点,才对机床的生产率、加工精度和寿命提出了更高的要求。
1.3 设计目的
数控机床是高度自动化机床, 其生产效率和加工精度也越来越高,但是由于机械结构(如机床床身、导轨、工作台、刀架和主轴箱等)的几何误差、加工过程机床的热变形、运动间的摩擦、传动间隙等因素的影响,数控机床的加工精度和加工效率还有一定的提升空间,本次设计的目的就是最大程度的提高数控机床的加工精度。
2. 主传动方案的拟定
2.1 初定传动方案
传动机构是将机器原动机的运动和动力传递给机器执行机构的中间环节, 传动机构中各传动件因设计、制造和装配不准确及运行中产生的磨损、受外力、温度变化引起的变形等因素会影响传动机构的精度, 所以对传动机构的设计要求较高。
常见的变速方式有三种:通过齿轮结构变速、通过带传动变速、有调速电机直接驱动。这三种传动各有优缺点。
1. 齿轮结构变速
齿轮调速机构可以通过少数几对齿轮减速,扩大了输出扭矩,以满足主轴对输出扭矩特性的要求。以获得强力切屑时所需要的扭矩。而且齿轮传动的经度较高,但是这种结构几何尺寸较大,而且对制造精度、安装精度要求高。
2.通过皮带传动的主传动
带传动可以缓和冲击和振动,而且带传动中心距不受限制,只要陪以合适的紧链结构,理论上中心距可以达到很大。当设备承受载荷过大时可以通过打滑,提高设备的防过载能力。但带传动传递效率较低,易出现皮带打滑造成皮带磨损剧烈,而且
传动比也不明确。所以带传动一般和齿轮传动一起进行传动。
3.由调速电机直接驱动的主传动
电机的旋转速度之所以能够自由改变,是因为感应式交流电机(以后简称为电机)的旋转速度近似地确决于电机的极数和频率。由电机的工作原理决定电机的极数是固定不变的。由于该极数值不是一个连续的数值(为2的倍数,例如极数为2,4,6),所以一般不适和通过改变该值来调整电机的速度。另外,频率能够在电机的外面调节后再供给电机,这样电机的旋转速度就可以被自由的控制。这种主传动方式大大简化了主轴箱体与主轴的结构,有效地提高了主轴部件的刚度。改变频率和电压是最优的电机控制方法 但如果仅改变频率而不改变电压,频率降低时会使电机出于过电压(过励磁),导致电机可能被烧坏。因此变频器在改变频率的同时必须要同时改变电压。输出频率在额定频率以上时,电压却不可以继续增加,最高只能是等于电机的额定电压。因此电机产生的转矩要随频率的减小(速度降低)而减小,难以保证低速时主轴的转矩。
综合上述所有问题的考虑,本次设计采用齿轮传动和带传动相结合的传动方式。这种传动方式不但能够保证低速时的转矩,还能使滚珠丝杠和工作台的转动惯量在系统中专有较小的比重,更容易控制传动的精度。
2.2 齿轮变速机构的设计
参照数控机床的发展趋势以及对一些典型机床的分析,可初定步将此数控机床的主轴转速分为高低两档, 共有12级转速:其中高低两档各有6级转速,低速档时n max =340/,n min =45r/min;高速档时n max =1800 r/min,n min =235 r/min; 电机的转速和功率分别为1500 r/min,5.5KW 。
已知主轴的转速分为12级,参考文献1,可将机床的转速分为高低两档,其中高档最大转速
R1=n m a x 为1800r/min,最小转速n min 为235 r/min;n max n min [1] /=1800/235=7.66,R=ϕz -1
当机床处于低速档时, 转速范围R n =n max 340==7.556。R n =ϕz -1,即45n min
ϕ=z R n =7. 566=1.499,取ϕ=1.449≈1. 067, 已知n min =45,查标准数列表(见参考文献1第6页). 从表中找到n min =45,就可每隔六个数取得一个数, 得低速档的6级转速分别为45,67,103,154,230,340 r/min;
当机床处于高速档时, 主轴共有6级,转速范围R n =1800=7.659。R n =ϕz -1,即235
ϕ=z R n =. 659=1.50,取ϕ=1.50≈1. 067, 已知n max =1800 ,查标准数列表(见参考文献1第6页).
从表中找到n max =1800, 就可每隔六个数取得一个数, 得高速档的6级转速分别为 236,354,543,815,1200,1800 r/min。
基本参数确定后,就可以根据需要确定具体的传动方式了,首现确定数控机床的主传动方式。数控机床的主传动要求传递给一定的功率,要求主轴转速可以按加工要求在一定的转速范围内作有级机速,并且要求转速的转换要迅速可靠,并能满足寿命要求。
2.2.1 方案的选择
由于整个装置为级变速,传动副数由于结构的限制以2或3为合适,即变速级数Z 应为2和3的因子 Z=2×3。可以有两种方案:
方案一12=2×3×
2 a
图2-1 主轴箱传动方案1
传动齿轮数目2×(2+3+2)=14。
传动轴数目为4根。
操纵机构较为简单:两个滑移齿轮和一个三联滑移齿轮,可单独也可集中操纵。 方案二 12=3×4
图2-2 主轴箱传动方案2
传动齿轮数目14个。 传动轴数目为3根。
两方案结构非常相似,运用的齿轮数量相当但方案二中,中间轴上齿轮较多,所承担负载较大,对轴的刚度刚度要求过高,负载时轴的变形过大影响机床加工的精度。相对来说方案一轴的数目较多,但结构还是比较清晰,没根轴上的载荷分配比较均匀,受载时变形较少,有利于提高传动精度。综合各方面因素选用方案一较为合适。
2.2.2 各级传动比的计算
假设结构如图:
图2-3 传动比分配图
由于已经设计了各轴之间的相对位置关系,由传动系统草图知共有六个传动比。
分别设齿轮1和齿轮4之间的传动比为i 14, 齿轮2和齿轮5之间的传动比为i 25, 齿轮8
i
和齿轮9之间的传动比为 i 89, 齿轮3和齿轮6之间的传动比为36, 齿轮7和齿轮10之间的传动比为i 710, 带轮传动比为i 轮带。
设其中i 25
可得 i 25×i 89×i 轮带× i 1113×1500=45r/min
i 25×i 89×i 轮带×i 1214×1500=67 r/min
当左侧的电磁离合器得电,齿轮3和齿轮6之间啮合,当时的主轴转速最大,为226或340 r/min。
可得 i 36×i 89×i 轮带×i 1113×1500=230 r/min
i 36×i 89×i 轮带×i 1214×1500=340 r/min
当右侧的电磁离合器得电,齿轮1和齿轮4之间啮合,当时的主轴转速为100或150
可得 i 14×i 89×i 轮带×i 1113×1500=100 r/min
i 14×i 89×i 轮带×i 1214×1500=150 r/min
当处于高档时,手动操作使得齿轮7和齿轮10啮合 236或354
可得 i 25×i 710×i 轮带×i 1113×1500=235 r/min i 25×i 710×i 轮带×i 1214×1500=354 r/min
当左侧的电磁离合器得电,齿轮3和齿轮6之间啮合,当时的主轴转速最大,为1200或1800
可得 i 36×i 710×i 轮带×i 1113×1500=1200 r/min i 36×i 710×i 轮带×i 1214×1500=1800 r/min
当右侧的电磁离合器得电,齿轮1和齿轮4之间啮合,当时的主轴转速为543或816
可得 i 14×i 710×i 轮带×i 1113×1500=543 r/min
i 14×i 710×i 轮带×i 1214×1500=815 r/min 由这6各方程联列可解得
i 25≈0.3226 i 14≈0.7447 i 36≈1.6452 i 89≈0.2576 i 710≈1.3659 i 轮带≈0.534 i 1214≈ 1.532 i 1113≈0.326
传动比的选用时,应注意的几个问题,充分使用齿轮副的极限传动比u min =1/4,
u max =2,
这个传动方案采用了带轮变速和齿轮变速相结合的方式,不但保证了低速时的传动力矩,而且减少了传动件数,进而减少了传动过程中产生的误差。在实践中,若传动比过大,特别是中间轴的传动,会导致齿轮和箱体尺寸过大,齿轮线速度增大,容易产生振动和噪音,不利于提高加工精度。这组齿轮传动中传动比合适,零件尺寸适中,既有利于减少震动和噪音,又有利于提高传动的精度。
2.2.3 各轴转速的确定方法
由传动比和电机的转速,可以计算出各轴的转速; 1. Ⅰ轴的转速
Ⅰ轴从电机得到运动,经传动系统转化成各级转速。电机转速转速和主轴最高转速应相接近。显然,从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑,Ⅰ轴不宜将电机转速降得太低。但如果Ⅰ轴上装有摩擦离合器一类部件时,高速下摩擦损耗、发热都将成为突出矛盾,因此,Ⅰ轴转速也不宜太高机床的Ⅰ轴转速一般取700~1000 r/min左右比较合适。另外也要注意到电机与Ⅰ轴的传动方式,如用带轮传动时,降速比不宜太大,和主轴尾部可能干涉。 2. 中间传动轴的转速
对于中间传动轴的转速的考虑原则是:妥善解决结构尺寸大小与噪音、振动等性能要求之间的矛盾。中间传动轴的转速较高时,中间传动轴和齿轮承受扭矩小,可以使轴径和齿轮模数小些,从而可以使结构紧凑。但是,这将引起空载功率和噪音加大。从经验知:主轴转速和中间传动轴的转速时,应结合实际情况作相应修正:1、对于功率较大的重切削机床,一般主轴转速较低,中间轴的转速适当取高一些对减小结构尺寸的效果较明显。2、对高速轻载或精密机床,中间轴转速宜取低一些。3、控制齿轮圆周速度V 8m /s ,在此条件下,可适当选用较高的中间轴转速。
2.2.4 转速图的确定
运动参数确定以后,主轴各级转速就已经知道了,而且根据设计出来的各级齿轮的传动比,这样就可以拟定主运动的转速图,使主运动逐渐具体化。
此机床集中传动:公比为ϕ=1. 41, 级数Z=12,变速范围R=1800/45=40。
3. 动力计算
3.1 齿轮的计算(计算过程参考文献2 第八章) 3.1.1 确定齿轮齿数和模数(查表法)
可以用计算法或查表法确定齿轮齿数,后者更为简便。根据上面计算的传动比和初步定出的小齿轮齿数,查表即可求出齿轮副齿数之和,再减得大齿轮的齿数。
用查表法求Ⅰ轴和Ⅱ轴上的齿轮的齿数和模数 1. 常用传动比的适用齿数(小齿轮)
选取时应注意:不产生根切。一般取Zmin ≥18~20;
保证强度和防止热变形过大,齿轮齿根圆到键槽的壁厚δ≥2m, 一般取δ>5mm 则 Zmin≥6.5+2T/m。
同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等。若模数相同,则齿数和亦应相等。但由于传动比的要求,尤其是在传动中使用了公用齿轮后,常常满足不了上述要求。机床上可用修正齿轮,在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大,一般齿数差不能超过3~4个齿。
为了防止各种碰撞和干涉,三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于4。 所以,可以假设其中最小的齿轮2齿数为20,而且由上可知,齿轮2和齿轮5之间的传动比为3.1,查常用传动比的适用齿数(小齿轮)表,可找到最接近的传动比为3.15,当时的齿数之和为82。可得大齿轮齿数为62。 2. 齿轮模数的估算
按接触疲劳和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂, 而且有些系数只有在齿轮各参数都已经知道后方可确定, 所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前,先估算,再选用标准齿轮模数。
齿轮弯曲疲劳的估算:
m ω≥32N
mm znj
其中N 计算齿轮传递的额定功率N=η×N d 齿轮点蚀的估算:
A ≥370N
mm nj
其中nj 为大齿轮的计算转速,A 为齿轮中心距。 由中心距A 及齿数z1、z2求出模数:
2A mj =
z 1+z 2
根据估算所得m ω和mj 中较大得值, 选取相近的标准模数 以齿轮2和齿轮5为例
nj =i 轮带×n=1500×0.534=801 r/min N=5.5×0.95=5.225kw
m ω≥325. 225
≈1.509
62⨯1500⨯0. 534
A ≥3705. 225
≈69.133mm
1500⨯0. 534
mj =
2⨯69. 133
≈1.686
20+62
所以, 根据mj 选取, 为了保证模数一定满足要求, 假设齿轮2和齿轮5的模数为3 由此可知, 输入轴1和传动轴2之间的中心距为
m ⨯(z 2+z 5) 3⨯(20+62)
A===123mm
22
同理且根据1轴和2轴之间的距离始终为123mm, 可得出1轴和2轴之间其余的齿轮的齿数和模数
分别为 z1=35 m1=3
z4=47 m4=3 z3=51 m3=3 z6=31 m6=3
3.1.2 确定齿轮的齿数和模数(计算法)并校核
以齿轮8和9为例
设计时采用最高转速,即齿轮10的转速为1800r/min,已知该组齿轮传递的功率为5.5KW, 已知传动比为
i 89
≈0.2576, 假设齿轮对称布置, 使用寿命为8年, 每年以300
工作日计, 两班制, 中等冲击, 齿轮单向回转。
1、齿轮的材料、精度和齿数选择
因传递功率不大、转速不高、材料按表7-1选取,都采用55钢,锻造毛坯,大齿轮正火处理,小齿轮调质,均用软齿面。 齿轮精度用6级,软齿表面粗糙度为R a 1.6。
软齿面闭式传动,失效形式为点蚀,考虑传动平稳性,,取齿轮8的齿数为17,则齿轮9为17/0.2576=66
2、设计计算
(1)、设计准则按齿面接触疲劳强度设计,再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2)、按齿面接触疲劳强度设计
d 1t =Z H Z E Z ε2KT 1(u ±1)
[σH ]φd u
6
T 1=9.55⨯106⨯p =9. 55⨯10⨯5. 5⨯66N . mm =113290N . mm
n 1800⨯17
由图7-6选取材料的接触疲劳极限应力为:
σH 2lim =580MP a , σH 2min =560MP a
由图7-7选取材料的弯曲疲劳极限应力为:
σF 1lim =230MP a , σF 2lim =210MP a
应力循环次数N 由式(7-3)计算
N 1=60⨯1800⨯17⨯16⨯300⨯8/66=1. 07⨯109 N 11. 07⨯109⨯17N 2==2. 76⨯108 =
66u
由图7-8查得接触疲劳强度寿命系数Z N 1=1, Z N 2=1.02 由图7-9查得弯曲疲劳寿命系数Y N 1=1, Y N 2=1,
由表7-2查得接触疲劳安全系数S H min =1, 弯曲疲劳安全系数S F mi n =1.4, 又
Y ST =2.0,试选K t =1.3
由前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力
[σm ]=
σH 1lim
S H lim
Z N 1=580MP a
[σH 2]=
σH 1lin
S H lim
Z N 2=571MP a
[σF 1]=σF 1lim Y ST Y N 1=230⨯2⨯1=328MP a
S F lim
1. 4
[σF 2]=σF 2lim Y ST Y N 2=300MP a
S F lim
将有关值代入式子 得
d 1t =
Z H Z E Z ε2KT 1(u ±1) ⎛2. 5⨯189. 8⨯0. 90⎫2⨯1. 3⨯113290⨯83
= =59.17 ⎪
[σH ]φd u 57166⎝⎭
2
则V 1=
πd 1t n 1
60⨯1000
=1.44m /s
查图7-10得K v =1. 09; 由表7-3查得K A =1. 25; 由表7-4查得K β=1. 05; 取
K α=1; 则K H =K A K V K βK α=1. 25⨯1. 09⨯1. 05⨯1=1. 431
修正d 1=d 1t . 431
=59. 17⨯1. 03=60. 95mm
1. 3
m =d 1/z 1=60. 95/17=3. 58mm 由表7-6取标准模数m =3. 5 3.校核齿根弯曲疲劳强度
由图7-18查得Y FS 1=4. 2 Y FS 2=4. 0 取Y ε=0. 7
由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度
σF 1=
2KTI
φd Z 12m
Y Y =3FS 1ε
2⨯1. 43⨯113290
4. 2⨯0. 7≈76. 87MP a ≤[σF 1]2
1⨯173. 53
[
σF 2=σF 1
Y FS 24. 0
=76. 87⨯=73. 20MP a ≤[σF 2]Y FS 14. 2
所以,初选的齿轮齿数和计算出的模数符合要求。 求得齿轮8和9的齿数和模数分别为z8=17 m8=3.5 z9=66 m9=3.5
当用范成法加工齿数较少的齿轮,会出现轮齿根部的渐开线齿廓被部分切除的现象。这种现象称为根切。严重的根切,不仅削弱轮齿的弯曲强度,也将减小齿轮传动的重合度,应设法避免。为避免根切,应使所设计直齿轮的齿数大于17,在轮齿弯曲强度足够的条件下,允许齿根部分有轻微根切时,最少齿数可取为14。
1、标准齿轮传动的缺点
1)结构不够紧凑:齿轮的结构尺寸取决于模数和齿数,而模数是由强度条件决定的。所以齿轮的结构尺寸就取决于齿数,齿数越少结构越紧凑,但标准齿轮的齿数不可小于17,否则轮齿要产生根切。这就限制了齿轮的结构尺寸不能太小。
2)难以配凑中心距:标准齿轮传动不适用于实际中心距不等于标准中心距的场合。
当实际中心距大于标准中心距时,采用标准齿轮传动虽仍然保持定传动比,但会出现过大的齿侧间隙,反向转动时,有较大的振动冲击,同时重合度也减小。当实际中心距小于标准中心距时,则无法安装。
3)承载能力较低:一对相互啮合的标准齿轮,小齿轮齿根厚度小于大齿轮的齿根厚度,两者抗弯能力有差别,使大齿轮的抗弯能力不能充分发挥出来,达不到等强度要求。为了弥补标准齿轮的缺点,满足生产不断发展的需要,人们提出了对齿轮进行变位修正的加工方法。 变位齿轮
(1)变位修正法:将齿条刀具相对轮坯移动一段距离xm 切制齿轮的方法。其中xm 称为变位量,x 称为变位系数。
刀具向远离轮坯的方向移动,称为正变位;向靠近轮坯的方向移动,则称为负变位。用变位修正法切制的齿轮称为变位齿轮。因为齿条刀具中与分度线平行的任一直线上的齿距,模数和压力角都相等,又db =m*z*cosα,所以如采用变位修正,变位齿轮的齿距、模数、压力角及基圆参数不变。由变位切齿原理可知,切制变位齿轮与切制标准齿轮相比较,只是刀具位置的变动,并没有改变切齿机床的相对运动关系,所以无需重新设计齿轮加工机床与刀具,这为变位齿轮的制造提供了极大的方便,使变位齿轮传动得以广泛应用。
用变位修正法求得齿轮的变位系数如下。
齿轮材料为55钢, 热处理为齿部G58±0.2, 深0.5
3.1.3 齿轮的精度设计
齿轮精度设计的方法及步骤:1、确定齿轮的精度等级;
2、齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定; 3、计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号; 4、确定齿坯公差和表面粗糙度; 5、公法线平均长度极限偏差的换算; 6、绘制齿轮零件图。 以齿轮9为例:齿数为66,模数为3.5, 变位系数为0。 1. 确定齿轮的精度等级
由于该齿轮是主轴箱内的齿轮,对传动精度和稳定性的要求都比较高,主要要求
π⨯3. 5⨯66⨯340πdn
≈4. 11m /s 的是传动平稳性精度等级。据圆周速度v ==
6000060⨯1000
对于如此要求高的齿轮,并参考文献1的表10-8,采用6级精度。 2. 齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定
该齿轮属中等精度,且为批量生产查表12-3选定∆F " i 、∆F W 、∆f " i 、F β 组成检验方案。根据d 1=mz 1=3. 5⨯66=231mm 及b 1=27mm 查表12-13、表12-14、表12-15可得公差值:
F p =45第Ⅰ公差组 F r =36 F ω=25 第Ⅱ公差组 f f =9 ±f pt =11 ±f pb =10 第Ⅲ公差组 F β=9
3. 计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号代号
计算齿轮副的最小极限侧隙j n min 由文献1表12-10按油池润滑和v =4. 11m /s 查
得j n 1=0. 01⨯m n =0. 01⨯3. 5=0. 035
j n 2=2a (α1∆t 1-α2∆t 2) sin α
根据齿轮和箱体的材料,从材料手册上查得,钢和铸铁的线膨胀系数分别为
α-61=11. 5⨯10-6/︒c α2=10. 5⨯10/︒c
传递的中心距a =
m (z 1+z 2) =3. 5(66+17)
2
=145. 25mm
2所以,j 145. 25
n 2=
120
0. 031≈0. 038mm 确定齿厚极限偏差代号
齿厚上偏差 由文献1式(12-15)
E ' ⎡f tan αn +j n 1+j n 2
+f 2b 1+f 2b 2+2. 104F 2β
⎤
ss =-⎢a
⎥
⎢⎣2cos αn ⎥⎦
式中F β前面已查得F β=9μm
f pb 由文献1表12-14按6级精度查得
f pb 1=11μm
f pb 2=9μm
由文献1表12-17按145.5,6级精度查得f a =20μm , 所以,代入数据得E ' ss ≈-56μm , 因为 ±f pt =11
E ' ss -56
f =pt 11
由文献1图12-29或者12-9查得齿厚的上偏差代号为G ,因此
E ss =-6f pt =-66
齿厚下偏差
可知T ' S =2tan α22
n F r +b r [6] 查表文献
112-13,6
级精度齿轮F r =36μm ,查表
b r =1. 26IT 8=1. 26⨯72μm ≈91μm ,所以
T ' s =2⨯tan 20︒⨯362+912≈71. 24μm
E ' si =E SS -T ' S =-66-71=-137mm
,
12-11
E ' si -137
==-12. 5f pt 11
由文献1图12-29或表12-9查得齿厚下偏差代号为K ,因此
E si =-12⨯11=-132μm
至此,小齿轮的精度为:6GK GB10095-88 4. 确定齿坯公差、表面粗糙度
齿轮内孔是加工、检验及安装的定位基准,对6级精度的齿轮,由表12-18查得:内孔尺寸公差为IT7,内孔直径为85mm, 偏差按基准孔H 选取,即齿轮内孔的下偏差为0,上偏差为+0.022。内孔的形状公差按6级决定或遵守包容原则。
定位端面的端面圆跳动公差由表12-19查得为0.014mm 。
齿顶圆只作为切齿加工的找正基准,不作为检验基准,故其公差选用IT11,齿顶圆直径d a 1=d 1+2h a m =238mm ,偏差按基准轴h 选取, 即下偏差为-0.290,上偏差为0。
齿轮的表面粗糙度按7级查表12-20,各表面粗糙度R a 分别为:齿面R a =1.6,内孔R a =1.6,基准端面R a =3.2,齿顶圆R a =6.3。 5. 公法线平均长度极限偏差的换算
公法线的公称长度W 及其跨齿数k, 可从机械设计有关手册中查得或按式12-7和式12-8求得
跨齿数k =z /9+0. 5=66/9+0. 5≈8
W =m [1. 476(2k -1) +0. 014z ]=3. 5[1. 476⨯(16-1) +0. 014⨯66]≈80. 724
*
该齿轮为中模数齿轮,控制侧隙的指标宜采用公法线平均长度极限偏差E ws E wi ,按换算式12-20、式12-21、式12-22得
E wm s =E ss cos αn -0. 72F r sin αn =-66⨯cos 20︒-0. 72⨯36⨯sin 20︒≈-70. 9μm E wsi =E si cos αn +0. 72F r sin αn =-132⨯cos 20︒+0. 72⨯36⨯sin 20︒≈115. 2μm
6. 齿轮工作图
下图为本例齿轮零件图。
3.2 电磁离合器的选择和使用
随着机床设备向自动化趋势发展, 电磁离合器和制动器的应用越来越广泛, 本设计为经济型数控机床, 采用手动和电动相结合的方式, 其中的电控就是用电磁离合器来实现的, 电磁离合器是自动化控制的主要元件之一, 它具有结构紧凑、易于实现远距离操纵和自动控制等特点,同时能满足简化机床结构,提高齿轮箱的传动刚度和加工精度,实现机床高响应性、高频率动作等方面的要求。
我设计的主轴箱采用了3个电磁离合器,大大简化了主轴箱内结构。离合器的类
型很多,有通电工作的,也有失电工作的。按其传递扭矩形式可分为摩擦式离合器、牙嵌式离合器,磁粉式离合器以及转差式离合器;按其工作条件可分为湿式离合器和干式离合器;按其电流馈入的方式可分为有滑环离合器和无滑环离合器。
选择离合器的型号规格之前,必须充分了解各种离合器的动作特性及其优缺点。在选择离合器过程中最重要的因素是扭矩,扭矩表示所传递的动力,假如摩擦片数一定,则所传递扭矩大小和离合器有效半径相对应。但在实际上,速度、温度、摩擦片的磨损情况,污染情况都影响工作扭矩。
在设计过程中,计算扭矩是工作载荷的惯性和运动载荷的惯性之和,用T 表示计
(W r K 2) NS W L VRS
算扭矩可用下式求出:T =+kg . m
308(t -t m ) g (t -t m )
式中
W r -----旋转组件的重量
K-------旋转组件的回转半径 N----回转转速 S----工作安全系数
W L ---直线运动组件的重量
V-----线性速度
R-----变旋转运动为直线运动皮带轮的半径 g-----9.8
t-----机器启动所需时间
t m
----电磁离合器吸合时间
但在实际工作中, 很多设备的精确载荷难以计算。一般是根据输入动力确定所需扭矩。
975PS
kg . m
N
式中P---输入功率
T =
S---工作安全系数 N---输入转数
从上式中看出,对扭矩影响最大的是安装离合器轴的回转转数。因此。一定动力下,较高的转数对应低的扭矩,因此,在设计中尽可能将离合器装在传动链中转速较高的位置,这通常要求离合器和电机同轴。
本设计中的主轴箱采用的是油润滑,所以选用的电磁式离合器是湿式的。 根据轴的结构和相互关系,而且Ⅰ轴的扭矩小于Ⅱ轴的扭矩,分析后,选择在Ⅰ
轴上的两个离合器均为DLM5系列离合器,其型号为DLM5-10;Ⅱ轴上的扭矩大于Ⅰ轴,其型号可选为DLM5-25。
4. 轴的设计和验算
4.1 轴的结构设计
机床传动轴,广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。
传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大,将使齿轮啮合不良,轴承工作条件恶化,使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大。
两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。 所以,在设计轴时要充分考虑轴的强度刚度等因素。在选择材料和估算直径都要满足条件,估算完以后还要对轴的强度和刚度进行校核。
轴的结构设计主要是使轴的各部分具有合理的结构和尺寸。
影响轴的结构的因素很多,因此轴的结构没有标准形式。设计时,必须针对轴的具体情况作具体分析,全面考虑解决。
轴的结构设计的主要要求是:
(1)装在轴上的零件有确定的位置。且布置合理;
(2)轴受力合理,能可靠地传递力和转矩,有利于提高强度和刚度; (3)具有良好的工艺性; (4)便于安装和调整; (5)节省材料,减轻质量。 Ⅰ轴(输入轴)的设计
Ⅰ轴的特点:1.将运动传入变速箱的齿轮,一般都安装在轴端,轴变形较大,结构上应注意加强轴的刚度或使轴不受带的拉力(带轮卸荷);2.若Ⅰ轴上安装正反向的离合器,由于组成离合器的零件很多,在箱内装配很不方便,一般都希望在箱外将Ⅰ轴组装好后在整体装入箱内(最好连皮带轮也组装在上面)。
卸荷装置:带轮将动力传到Ⅰ轴有两类方式:一类是带轮直接装在Ⅰ轴上。除了传递扭矩外,带的拉力也作用在轴上。另一类是带轮装在轴承上,轴承装在套筒(法兰盘)上,传给轴的只是扭矩,径向力由固定在箱体上的套筒承受。这种结构称为卸荷装置。
4.2 轴的强度校核(以Ⅰ轴为例) 4.2.1 选择轴的材料
由于这个车头箱传动的功率不大,分别为4和5.5KW ,对其重量和尺寸也无特殊要求,故此输入轴采用45钢。
4.2.2 初估轴径
按扭矩初估轴的直径,查表10-2(见参考书2) 得C=106~117,考虑到安装带轮的轴段仅受扭矩作用,取C=106,则
d min =C p 5. 5=≈23. 06mm n 534
4.2.3 结构设计
(1)各轴段直径的确定 初估直径后就可按照轴上零件的安装顺序, 从d min 处开始逐段确定直径。考虑到轴段1上安装带轮,上面将安装有轴承为了符合轴承内径系列,即轴段的直径应与轴承型号的选择同时进行,取轴承代号为6306的深沟球轴承,其内孔直径为30,同理可取其他各段轴的内径;
(2)各轴长度的选择 轴段一处上要安装有带轮、轴承、密封圈等,根据这些部件的尺寸,可以得出各段轴段的长度。各个轴段尺寸的确定主要是根据轴上零件的毂长或轴上零件配合部分的长度确定。而另一些轴段的长度除与轴上零件有关外,还与箱体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始,为避免转动零件与不动零件干涉,取齿轮端面与箱体内壁的距离H=15mm,考虑箱体的铸造误差,轴承内端面应距箱体内壁一段距离,取∆=5mm ,考虑上下轴承座的联接,取轴衬座宽度为45mm 。 (3)轴上倒角及圆角为了保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面,根据轴承手册推荐,取轴肩圆角半径为1mm 。为方便加工,其他轴肩圆角半径均取为1mm ,根据标准GB /T 6403. 4,轴的左右端倒角均为1⨯45︒。
上述确定尺寸和结构的过程,与画草图同时进行,结构设计草图如下
4.2.4 轴的受力分析
F t =
T 468⨯2=≈2039N r 3⨯m ⨯51
F r =F t tg 20︒≈742. 2
(1)画轴的受力简图(见上图-b) ,因为齿轮为直齿圆柱齿轮,所以, 齿轮上不存在轴向力。
(2)计算支承反力 在水平面上
F R 1H =
F r 72. 07⨯1000
==243. 06N
L 2+L 3296. 5
F R 2H =F r -F r 1H =742. 2N -243. 06=499. 14N 在垂直面上
F R 1V =F R 2V =F t /2=2039/2≈1019. 5N (3)画弯矩图(见上图-c d e) 在水平面上 ,a-a 剖面左侧
M aH =F R 1H L 2=243. 06⨯199. 4≈48466N . mm a-a剖面右侧
M ' aH =F R 2H L 3=499. 14⨯97. 1≈48466N . mm 在垂直面上
M aV =M ' Av =F R 2V ⨯L 3=97. 1⨯1019. 5=98993. 45N . mm 合成弯矩
a 剖面左侧和右侧的弯矩相同
M a =M ' a =M 2aH +M 2aV =484662+98993. 432≈110220. 54N . mm
(4)画弯矩图(见上图-f )
N . mm 转矩 T=F t ⨯d /2=468/3=156000(5)判断危险截面
显然,a-a 面处无论是弯矩还是扭矩都为最大,a-a 面为危险截面 (6)轴的弯扭合成强度校核
由表10-1查得[σ]=[σ-1]b =55MP a ,[σ0]b =100MP a 在a-a 截面左侧
bt (d -t ) 2⎡12⨯5⨯(40-5) ⎤ [2] 3
[]W =0. 1d -=⎢0. 1⨯403-mm ≈26. 63MP 〈σa ⎥2d 2⨯40⎣⎦
3
合适。
(7)轴的疲劳强度安全系数校核
由表10-1查得σB =650MP a ,σ-1=300MP a ,τ-1=155 MP a ;ψσ=0. 2,ψτ=0. 1。在a-a 截面左侧
bt (d -t ) 2⎡12⨯5⨯(40-5) 2⎤
W T =0. 2d -=⎢0. 2⨯64000-≈12093mm 3
⎥2d 2⨯40⎣⎦
3
由附表10-1查得K τ=1,K τ=1. 63;由附表10-4查得绝对尺寸系数εσ=0. 81,
ετ=0. 76;轴经磨削加工,由附表10-5查得表面质量系数β=1. 0。则
弯曲应力 σb =M /W =
110220
=9. 11MP a
12093
应力幅 σa =σb =9. 11MP a 平均应力 σm =0 切应力 τT =
T 156000==12. 90MP a W T 12093
τa =τm =安全系数
τT
2
=
12. 90
=6. 45MP a 2
S σ=
σ-1
K σ
≈26. 67
βεσ
S τ=
K τ
+ψσσm
τ-1βετ
+ψττm
=6. 45
S =
S σS τS σ+S τ
2
2
=9. 66
查文献4表10-6得许用安全系数[s ]=1. 3~1. 5,显然s 〉[s ],故a-a 截面安全, 即整个轴都是安全的,其弯扭合成强度和疲劳强度均是足够的。
4.3 轴的刚度校核(以Ⅰ轴为例)
轴受载后要发生弯曲和扭转变形,如果变形过大,会影响轴上零件正常工作。 传动轴除应满足强度要求外,还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床机械传动系统精度要求较高,不允许有较大变形。刚度要求保证轴在(弯曲、轴向、扭转)不致产生过大的变形(弯曲、失稳、转角)。如果刚度不足,轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作,或者产生振动和噪声、发热、过早磨损而失效。因此,必须保证传动轴有足够的刚度。通常,先按扭转刚度估算轴的直径,画出草图之后,再根据受力情况、结构布置和有关尺寸,验算弯曲刚度。
Ⅰ轴的直径按扭转刚度估算,上文已完成,估算出的直径为40mm.
机床传动轴的弯曲刚度验算,主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y 和倾角θ。各类轴的挠度y 和倾角θ,应小于弯曲刚度的许用值[Y]和[θ]值,即:
y ≤[Y];θ≤[θ]值,即: 轴的弯曲变形的允许值:
安装齿轮的轴允许的挠度为(0.01~0.03)m
计算轴本身弯曲变形产生的挠度y 和倾角θ时, 一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁, 当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时, 可把轴看作等径轴, 采用平均直径(d i ) 来计算。计算公式为:圆轴:平均直径d 1=
d
i
i
惯性矩 I =
πd 14
64
Ⅰ轴为圆轴, 其平均直径d 1=
d
i
i
=
30+40+50
=40mm
3
惯性矩 I =
πd 14
64
=
π⨯404
64
=125664mm 4
计算挠度:
Pbx 21560⨯199. 4⨯x 222
(l -b 2-x 2) =(296. 5-199. 4-x ) 6EIl 6⨯2⨯107⨯125664
其中P----力载荷(N) I----截面惯性矩 M---弯矩载荷
a 段内:y x =
θ----倾角 y----挠度 x----所求之点距离 E-----轴材料的弹性模量, 钢材E=2⨯107MP a
Pa (l -x ) 2
[l -(l -x ) 2-a 2]
6EIl
-Pab (2a +b )
(x -1) c段内:y x =θB (x -1) =
6EIl
由图分析得,
Pbx 21560⨯199. 4⨯x
(l -b 2-x 2) =(296. 52-199. 42-x 2) a 段内挠度y x =7
6EIl 6⨯2⨯10⨯125664
x 的值为0和97.1之间由求导得x 的值为97.1时, 挠度最大, 其挠度值为
b段内:y x =
0.0025081, 而轴的挠度的允许值为(0.01~0.03)m, 其中m 为齿轮模数,
所以,[y]=0.03~0.09mm 可知a 段内挠度
Pa (l -x ) 2[l -(l -x ) 2-a 2]6EIl
1560(296. 5-x ) [296. 52-(296. 5-x ) 2-97. 12] =76⨯2⨯10⨯125664
对式子求导, 得到挠度为最大时, y x = 求得 其挠度值也
再由公式计算得到几个受力端点处的挠度, 由计算可得同样
所以, 挠度符合要求
倾角的校核
由分析可知, 最大倾角出现在左支承点处
-Pab (l +a ) -1560⨯97. 1⨯199. 4⨯(296. 5+97. 1) -6==2. 66⨯10 其倾角为θ=弧度 76EIl 6⨯2⨯10⨯125664⨯296. 5
左支承处装有深沟球轴承, 其许用倾角为[θ]=0.0025rad
可得最大倾角
所以轴的刚度符合要求.
5.主轴变速箱的装配设计
箱体内结构的设计:设计主轴变速箱的结构包括传动件(传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等)。
5.1 箱体内结构设计的特点
主轴变速箱是机床的主要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外,着重考虑以下几个方面的问题:
(1)精度:机床主轴部件要求比较高的精度。如:主轴的径向跳动<0.01mm; 主轴的轴向窜动<0.01mm 。
(2)刚度和抗振性:综合刚度(主轴与刀架之间的作用力与相对变形之比):
j 综合〉D N/mm;
其中D 为最大回转直径mm 。
(3)传动效率的要求:等级1 效率≥0.85
等级2 效率≥0.8
等级3 效率为0.75
(4)主轴前轴承处温度和温升应控制在一定范围内,噪音也应控制在一定范围之内:
等级1 dB≤78
等级2 dB≤80
等级3 dB≤83
结构应尽可能简单、紧凑,加工和装配工艺性好,便于维修和调整。
操作方便,安全可靠。
遵循标准化和通用化的原则。
5.2 设计的方法
主轴箱结构设计由于是整个机床设计的重点。由于结构比较复杂,设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在画正式图之前,最好能先画草图。目的是:
布置传动件及选择结构方案
检验传动设计的结果中有无相互干涉,碰撞或其它不合理的情况,以便及时改正。 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置,以确定各轴的受力点和受力方向,为轴和轴承的验算提供必要的数据。
为达到上述目的,草图的主要轮廓尺寸和零件之间的相对位置尺寸一定要画得准确,细部结构可不必画出。
各部分结构经过反复推敲修改,经过必要得验算,确定了结构方案以后,才能开始画正式装配图。
展开图和横截面图应该尽量交叉进行,这样容易及时发现问题。
传动轴设计
特点:机床的传动轴,广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安排齿轮,离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。
首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大,将使齿轮啮合不良,轴承工作条件恶化,使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大。
两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。 轴的结构
传动轴可以是光轴也可以是花键轴。
轴的空间布置
轴系布置的一般程序是:先确定主轴在变速箱中的位置,在确定传动轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合的关系的轴,第三步确定电动机轴或运动输入轴(1轴)的位置,最后确定其他各传动轴的位置。
机床主轴
1、垂直方向(高度)
H=1/2D---由机床主参数D 决定。
2水平方向
a ≤b -主轴中心在尾架导轨中间,也有稍偏向前导轨的,也有偏向后导轨的,为降低床身导轨的变形,切削力的方向尽可能在前、后导轨之间,主轴中心越往后越好;但从便于装卸工件、减轻劳动强度的角度讲,主轴中心越往前越好。一般中型机床取尾架导轨中央或稍偏后,这样,既便于操作,又可使切削力均匀地作用于刀架地两导轨面上。
传动主轴的轴
由于切削力P 切和转动力P 齿的作用,主轴及其轴承将产生变形。
从实验的结果分析,中型机床主轴部件的变形及其组成比为:主轴本身变形约占45至65%,主轴轴轴承的变形约占30至45%,轴承的支承件(箱体)变形很少。因此,可以认为主轴部件的刚度主要取决于主轴及其轴承。然而,主轴传动齿轮与其啮合的齿轮之间不同的位置,将致使主轴及其主轴轴承承受力有着很大上的变化。通过分析两种极限情况,就可以了解一般情况下的主轴部件受力和变形方法,以选择和确定合适的主轴上齿轮传动力的位置和方向。
Ⅰ轴的位置 1.Ⅰ轴上往往装有摩擦离合器等机构,这些部件的位置安排应便于调装。2. 摩擦离合器或摩擦式制动器,需要考虑便于冷却与润滑,离主轴部件要远一些,以减少由于摩擦发热对主轴部件热变形的影响。3.Ⅰ轴的端部常装有皮带轮,而主轴尾端外伸,有可能装自动卡盘的操纵气缸或油缸,布置Ⅰ轴位置时,必须保证两者不会相碰,Ⅰ轴上带轮外缘不能高出箱体,以免影响外观。
综述以上各点,机床上Ⅰ轴一般多安排在变速箱后壁靠近箱盖处。
中间各传动轴的位置:主轴和Ⅰ轴位置既定,中间各传动轴位置即可按传动顺序进行安排,应考虑满足以下要求:
(1)装有离合器的轴:要便于装调、维修和润滑。
(2)装有制动装置的轴:要便于装调、维修,该轴应布置在靠近箱盖或箱壁处,同时还应考虑与起、停装置的互锁。
(3)装有润滑油泵的轴:要有足够的空间安装润滑油泵,其高度要便于油泵吸油和排油,并便于装卸和调整油泵,装有溅油轮或溅油齿轮的轴应注意圆周速度和浸入油面的深度。
(4)与相关部件有联系的轴:机床主运动与进给运动间的内在联系是通过变速箱内的进给运动输出轴联系,它应布置在主轴前下方靠近进给箱处。
(5)其他:使箱体截面尺寸紧凑、比例协调,各操纵机构安排得当等等。
6. 滚动导轨的结构
6.1导轨结构的设计
由《金属切削机床设计》,导轨的截面形状与组合选择为双矩形导轨。这种导轨的刚度高,当量摩擦系数比三角形导轨低,承载能力高,加工、检验和维修都方便,
Fc(1X轴 M X =F CZF -F fy F -F Q y Q
对于钻床 F C =0 F Q =0
而y F =0(相对于X轴的)
则M X =F f y f =0
Y轴 M y =F fy F ⎛B ⎫A - ⨯2⎪e ⎝2⎭ +W XQ y F ==22W:工件与工作台重估计400Kg; XQ:有两种极限情况(a:工作台到最近处:XQ=0. 05长度; b:工作台到最近处:XQ=(0.05+0.35))
F f =3149N
M y 1=3149⨯
M y 20. 35+4000⨯0. 05=751. 075Nm 20. 35=3149⨯+4000⨯0. 4=2151Nm 2
Z 轴:由分析知M Z =0
(2)支反力计算:
各导轨面的支反力分别为R A 、R B 、R C R A Z =F f +W -R B
R A X =0
R B Z =
R B Z 2M y e 2157==6146N 0. 35
2=751=2146N 0. 35 要增大R B Z ,
则R A Z 有:R A Z =3149+400⨯10-2146=5003N
或:R A Z =3149+400⨯10-6146=1003N
R C =F P (对于钻床F P =0)
(3)各导轨面的支反力矩:
M A =M B =
M C =M y
M X =02