CA7620液壓多刀半自動車床主傳動箱設計【10張圖紙】

喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請放心下載，================================== 【QQ：3278627871 可咨詢交流】 喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請放心下載，================================== 【QQ：3278627871 可咨詢交流】 喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請放心下載，================================== 【QQ：3278627871 可咨詢交流】

學 院 畢 業(yè) 設 計 (論文 ) 畢業(yè)設計(論文) CA7620 液壓多刀半自動車床主傳動箱設計 The Design of CA7620 Hydraulic Multi-tool Automatic Lathe Main Drive 學生 姓 名 學院 名 稱 專業(yè) 名 稱 指導 教 師 I 摘要 介紹 CA7620 機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速 箱展開圖的總中心距最小為目標，擬訂變速系統(tǒng)的變速方案，并引入優(yōu)化設計的思想，以 獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。 此次設計過程中參考了同類機床主傳動箱的設計， 機床的主傳動箱的布局與 C7620 機床的類似， 高效機床，在生產(chǎn)中有著廣泛的運用。 關鍵詞: 機床；傳動系統(tǒng)；優(yōu)化設計 III 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論文 ) Abstract This thesis introduces the design steps and methods of ma in transimisson system of machine tool and draft the transmission scheme of the system,which the aim of the most minima l center dista nce of expansion graph,accord ing to the motion parameter that has aeady been definited.Adopt the method of CAD and thought of odoptima l design to acqure the super ior project and higher design efficiencies. The process of designing a similar reference to the ma in transmission boxes of machine design, the key reference C7620 hydraulic machine, CA7620 machine ma in drive me with the la yout of the C7620 machine similar, CA7620 hydraulic multi-tool is hydraulic-d riven semi- automa tic lathes The efficient machine in the production of a wide range of use. Keywords : machine tool ma in transmission system IV optima l design 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論文 ) 目 錄 1緒論..........................................................................................................1 1.1主傳動的設計要求................................................................................................................ 1 1.2主傳動的組要設計程序....................................................................................................... 1 2主運動的運動設計........................................................................................2 1.1設計任務................................................................................................................................ 2 2.2擬定轉速圖............................................................................................................................ 2 2.2.1確定變速組的數(shù)目......................................................................................................... 2 2.2.2確定變速的排列方案.................................................................................................... 2 2.2.3確定基本組和擴大組.................................................................................................... 2 3主傳動的結構設計........................................................................................3 3.1主傳動的布局........................................................................................................................ 3 3.2變速機構............................................................................................................................... 3 3.3齒輪的布置........................................................................................................................... 3 3.3.1滑移齒輪的軸向布置.................................................................................................... 3 3.3.2一個變速組內(nèi)齒輪軸向位置的排列............................................................................ 4 3.3.3兩個變速組內(nèi)齒輪軸向位置的排列............................................................................ 5 3.3.4縮小徑向尺寸................................................................................................................ 5 3.3.5滑移齒輪的結構形式.................................................................................................... 6 3.4計算轉速............................................................................................................................... 7 3.4.1主軸計算轉速的確定.................................................................................................... 8 3.4.2采用交換齒輪的變速系統(tǒng)............................................................................................. 9 4主傳動的零件設計...................................................................................... 10 4．1 主要零件的驗算校核...................................................................................................... 13 4.1.1直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)........................................................................................... 13 4.1.2齒輪的校核計算.......................................................................................................... 14 4.1.3計算機輔助設計及零件校合...................................................................................... 18 4.1.4軸的校核...................................................................................................................... 30 5主傳動的潤滑............................................................................................ 38 5.1潤滑系統(tǒng)的要求................................................................................................................. 38 5.2 潤滑劑的選擇.................................................................................................................... 39 5.3潤滑方式的選擇................................................................................................................. 39 5.4軸承的潤滑及密封方法...................................................................................................... 39 結論........................................................................................................... 41 致謝........................................................................................................... 42 參考文獻..................................................................................................... 43 附錄........................................................................................................... 44 V 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 1 緒論 實現(xiàn)機床主運動的傳動系統(tǒng)，稱為機床的主傳動系統(tǒng)，它和機床的傳動方案 和總體布局有關，主運動傳動鏈的末端是主電動機與主軸，它的作用是把動力源 （電動機）的運動傳給主軸，使主軸帶動工件旋轉實現(xiàn)主運動，并滿足臥式車床 主軸變速和換向的要求。 1.1主傳動的設計要求 機床的主傳動系統(tǒng)與機床的技術經(jīng)濟指標有密切聯(lián)系， 數(shù)擬訂以后，進行機床的結構設計之前，需要設計機床的傳動系統(tǒng)。在設計機床 的主傳動系統(tǒng)時，必須滿足下列基本要求： 1） 機床的末端執(zhí)行件（如主軸）應有足夠的轉速和變速級數(shù)。 2） 機床的動力源和傳動機構都需保證傳遞足夠扭矩，并且要求傳動效率 較高。 3） 機床的傳動機構，特別大末端執(zhí)行件都需保證足夠的精度，剛度，抗 振能，并且要求穩(wěn)升較低和熱變形較小。 4） 機床的操作和控制需要靈活輕便和安全可靠，機床的調(diào)整維修要求簡 單方便，機床噪音小，以保證工人生產(chǎn)的正常工作條件。 5） 機床的結構應盡量簡單，緊湊，制造方便，成本低。 6） 機床的自動化程度和生產(chǎn)率方面的要求，應合理地滿足。 1.2主傳動的組要設計程序 1） 調(diào)查研究 有足夠的設計原始資料，在明確機床滿足的要求的同時，還應有同類型的機 床設計圖紙及經(jīng)驗總結。 2） 主傳動的運動設計 根據(jù)機床的主要技術參數(shù)要求， 然后計算齒輪齒數(shù)級及帶輪直徑，最后繪制傳動系統(tǒng)圖。 3） 主傳動的結構設計 根據(jù)傳動系統(tǒng)圖設計變速箱或主軸箱的部件裝配圖，并進行必要計算。 4） 主傳動的零件設計 軸和齒輪機構的強度校核計算 1 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 2 主運動的運動設計 1.1設計任務 主運動的運動設計是運用轉速圖的基本原理， 傳動方案，主要包括選擇變速組及傳動副數(shù)，確定各變速組中的齒輪傳動比，以 及計算齒輪齒數(shù)。 2.2擬定轉速圖 CA76520 機床的主軸 轉速范 圍為 180—710 轉/分，轉速級 數(shù) Z=4 ，公比 j=1.26電動機轉速 n0= 1450 轉/分。 2.2.1確定變速組的數(shù)目 大多數(shù)機床廣泛應用滑移齒輪的變速方式， 求通常采用雙聯(lián)或三聯(lián)齒輪，所以 4 級轉速需要三個變速組，即 Z=4=2×2。 2.2.2確定變速的排列方案 由于 CA7620 液壓多刀半自動車床主傳動私通裝在床身內(nèi)，結構上沒有特殊 要求，根據(jù)各變速組中傳動副數(shù)應遵循“前多后少”的原則，選擇 Z=4=2×2 這 種方案。 2.2.3確定基本組和擴大組 根據(jù)“前密后疏”的原則，選擇 4=2 ?2 的方案。 2 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 3 主傳動的結構設計 3.1主傳動的布局 主傳動的布局主有要集中傳動式和分離式兩種， 軸組件裝在同一箱體內(nèi)，稱為集中傳動布局；分別裝在變速箱和主軸箱兩種箱體 內(nèi)，其間用膠帶、鏈條等傳動時，稱為分離傳動布局。 CA7620 液壓多刀半自動車床采用集中傳動式布局，它的優(yōu)點是：結構緊湊， 便于實現(xiàn)集中操縱，箱體數(shù)少，缺點是；傳動機構運轉中的震動和發(fā)熱會直接影 響主軸的工作精度。 3.2變速機構 大多數(shù)機床的主運動都需要進行變速，可以是有級變速，也可以是 無級變 速，有級變速應用較廣，有級變速機構包括交變齒輪變速機構；滑移齒輪變速機 構；離合器變速機構。 CA7620 液壓多刀半自動車床采用滑移齒輪變速機構， 一部分專用機床，其優(yōu)點是：變速范圍大；變速級數(shù)也較多；變速方便節(jié)省時間 ； 在較大的變速范圍內(nèi)可傳遞較大的功率和扭矩；不工作的齒輪不嚙合，因而空載 的功率損失較小，其缺點是：變速箱的結構較復雜，不能在運轉中變速，為方便 滑移齒輪容易進入捏合，一般用直齒圓柱齒輪，傳動平穩(wěn)性不如斜齒輪傳動。 3.3齒輪的布置 初步確定了轉速圖和齒輪齒數(shù)之后，合理地布置齒輪排列方式，是一個比較 重要的問題。它將直接影響到變速箱的尺寸、變速操縱的方便性以及結構實現(xiàn)的 可能性電因此設計機床變速箱時，要根據(jù)具體要求合理地加以布置。 3.3.1滑移齒輪的軸向布置 變速組中的滑移齒輪一般布置雜主動軸上，因其轉速一般比被動軸的轉速 高，則其上的滑移齒輪的尺寸小，重量輕，操縱省力，但有時在結構上考慮，必 須將滑移齒輪放在被動軸上， 放在同一根軸上。 為了避免同一滑移齒輪變速組內(nèi)的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距 應大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙量為 1～2 毫米，如圖 3-1 3 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 圖 3-1 滑移齒輪的軸向 3.3.2一個變速組內(nèi)齒輪軸向位置的排列 齒輪在軸向位置的排列，如果沒有特殊情況，應盡量縮短軸向長度。 滑移齒輪的軸向位置常有窄式排列和寬式排列兩種。一般采用窄式排列，它 所占的軸向長度較小。圖 3—2 所示的兩級變速組占用的軸向長度 L＞4b。其中 L 為齒輪變速組在軸上所占有的空間長度， b 為一個齒輪的齒部寬度。如圖 3—3 所示的寬式排列(即滑移齒輪的軸向尺寸寬)，則占用的軸向長度較較大，以致在 相同的負荷條件下，軸徑須加粗從而使軸上的小齒輪的齒數(shù)增加，相應使齒數(shù)和 及徑向尺寸加大，因此，一般不希望采用寬式排列。 如前所述，二聯(lián)滑移齒輪的兩種排列方式，必須保證同軸上相鄰兩齒輪的齒 數(shù)差大于 4，才能使滑移齒輪在越過某個固定齒輪時避免齒頂相碰。若相鄰齒數(shù) 差小于 4，除了采用增加齒數(shù)和的方法(使相鄰兩齒輪的齒數(shù)差增加，此時徑向 尺寸也加大)、或者采用變位齒輪的方法子以解決外，還可采用如圖 3—４中圖 所示的排列方案， 輪的齒數(shù)差大于 4，而其他兩個齒輪的齒數(shù)差允許小些，但這種排列方法的軸向 尺寸較大。 圖 3-2 雙聯(lián)滑移齒輪的軸向排列 4 圖 3-3 三聯(lián)滑移齒輪的軸向排列 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 圖 3-4 三聯(lián)滑移齒輪軸向排列 3.3.3兩個變速組內(nèi)齒輪軸向位置的排列 圖 3—5 上圖和圖 3—6 為兩個變速組的齒輪并行排列方式,其總長度等于兩 變速組的軸向長度之和,兩個變速組的齒輪交諾排列,其總的軸向長度較短， 固定齒輪的齒數(shù)差有要求。由圖 3—5 可知，三軸四級變速機構的并行排列方案， 其總長度為工>8L，而中圖的交錯排列只要入＞6b 就夠了。 圖 3-5 二級變速組的齒輪軸向排列 圖 3-6 變速組的軸向排列 3.3.4縮小徑向尺寸 為了減小變速箱的尺寸，既須縮短軸向尺寸，又要縮小徑向尺,它們之間往 5 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 往是相互 聯(lián)系的，應該根據(jù)具體情況考慮全局，恰當?shù)亟鉀Q齒輪布置問題。 有些機床(加臥式鏜床和龍門銑床)的變速箱須沿導軌移動， 對于導軌的顛覆力矩、提高機床的剛度和運動乎穩(wěn)性，變速箱的重心和主軸應盡 可能靠近導軌面這就須力求縮小變速箱的徑向尺寸。 3.3. 4. 1縮小 軸 間 距 離 在強度允許的條件下，盡量選用較小的齒數(shù)和，并使齒輪的降速傳動比大于 1 4 ，以避免采用過大的齒輪。這錢既縮小了本變速組的軸間距離,又不致妨礙其 他變速組軸間距離的減小。 3.3. 4. 2采用 軸 線 相 互 重 合 在相鄰變速組的軸間距離相等的情況下，可格其中兩根軸布置在同一軸線 上，則徑向尺寸可大為縮小如圖 3-7，而且減少了箱體上孔的排數(shù) ,箱體孔的加 工工藝性也得到改善。 圖 3-7 軸線重合的布置方式 3.3.5滑移齒輪的結構形式 機床主傳動系統(tǒng)中常見的滑移齒輪結構形式有：整體式及裝配式，見圖 3— 8 設計滑移齒輪結構，一般應考慮齒輪的工藝方法。整體式多聯(lián)齒輪在插齒、剃 齒時，兩個齒輪間應留有足夠的空刀槽，磨齒時則更大些；還要考慮變速時撥叉 或滑塊的撥動方式(圖中雙點劃線所示)；為了使滑移齒輪能夠順利嚙合，在其嚙 合端面上沿全部齒高須倒成圓角；為了保證齒輪的導向性良好，滑移齒輪的輪轂 長度不應小于(1.2～1.5)d，d 為軸的直徑。 6 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 圖 3-8 滑移齒輪的結構形式 3.4計算轉速 設計機床時，為了使傳動件工作可靠,結構緊湊，須對傳動件進行動力計算。 主傳動系統(tǒng)中主軸及傳動件(如傳動軸、齒輪)的尺寸，主要是根據(jù)它所傳遞的扭 矩大小來決定，扭矩大，其結構尺寸就大，扭短小，則結構尺寸就可縮小。傳動 件傳遞扭矩 Mn 大小與它所傳遞的功率 N 和轉速 n 兩個因素有關。 對于專用機床， 定不變的，所傳遞的扭矩 Mn 也是一定的。對于工藝范圍較廣的通用機床和某些 專門化機床，由于使用條件復雜，變速范圍較大，傳動件所傳遞的功率和轉速并 不是固定不變的。這類機床，若將傳動件的傳遞扭矩確定得偏小或過大，是不經(jīng) 濟、不合理的。所以，對于這類機床傳動件傳遞扭矩大小的確定，必須根據(jù)機床 實際使用情況進行周密地調(diào)查分析。通用機床在最低的一段轉速范圍內(nèi)，經(jīng)常用 于切削螺紋、鉸孔、切斷、精鏜等工序，所消耗的功率較小，不需要使用電動機 的全部功率即便用于粗加工，由于受刀具、夾具和工件剛度的限制，不可能采用 過大的切削用量，也不會使用到電動機的全部功率。所以，這類機床只是以某一 轉速開始，才有可能使用電動機的全部功率。當傳動件的功率為一定時，隨著轉 速的降低，傳遞的扭矩也就越大。 綜上所述，按傳遞全部功率時的轉速中的最低轉速進行計算，即可得出該傳 動件需要傳遞的最大扭矩。傳遞全部功率時的最低轉速，則稱為該傳動件的計算 轉速。 對于旋轉運動的傳動件，其額定扭矩 Mn (即需要傳遞的最大扭矩)按下式計 算： N h（?！っ祝? d M n 式中： =9550 n j = n j nj ——傳動件的計算轉速(轉／分)； N——傳動件所傳遞的功率(千瓦)； N d ——主電動機的額定功率(千瓦)； 7 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) h——從主電動機到該傳動件間的傳動效率。 由上式可知，當傳動件的傳遞功率為一定時，若轉速取得偏底，則傳遞的扭 矩就偏大，使傳動件尺寸不必要的增大。因此，必須根據(jù)機床的實際工作情況， 經(jīng)濟合理地確定計算轉速并計算傳動件的尺寸是機床設計工作的一個重要問題。 3.4.1主軸計算轉速的確定 主軸計算轉速 nj 是主軸傳遞全部功率(此時電動機為滿載)時的最低轉速， 這一轉速起至主軸最高轉速間的所有轉速都能夠傳遞全部功率， 增加而減少，此為恒功率工作范圍；低于主軸計算 轉速的各級轉速所能傳遞的 扭矩與計算轉速下的扭矩相等，它是該機床的最大傳遞扭矩(功率則隨轉速的降 低而減少)。如圖 3-9 為恒扭矩工作范圍。 專用機床的主軸計算轉速是按特定的工藝中所需要的主軸轉速來確定。 通用機床及專門化機床， 分析資料 主軸的計算轉速的確定 CA7620 液壓多刀半自動車床的主軸轉速級數(shù) Z=4 ，其轉速圖如圖 3-10。主 軸的計算轉速： 18 3 n j = n min j 在轉速圖上以黑點表示。 - 1 n min j5 = n6 =95轉/分 圖 3-9 通用機床主傳動功率和扭矩變化情況 8 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 圖 3-10 CA7620 主傳動轉速圖 3.4.2采用交換齒輪的變速系統(tǒng) 機床變速系統(tǒng)采用交換齒輪，可使結構簡單，并且不需要操縱結構，可使變速箱 尺寸緊湊，由于交換齒輪變速組的主傳動和從動齒輪可以倒換使用，因而可以減 少齒輪個數(shù)，這些都是使用交換齒輪的優(yōu)點。圖 3-11 為 CA7620 液壓多刀半自動 車床的主傳動系統(tǒng)，Ⅱ—Ⅲ軸使用雙聯(lián)滑移齒輪變速組是基本組，Ⅰ—Ⅱ軸間的 一對交換齒輪變速組是第一擴大組，前者用于加工過程中的變速，后者用于每批 工件加工前的變速調(diào)整。 圖 3-11 CA7620 液壓多刀半自動車床的主傳動系統(tǒng) 9 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 4 主傳動的零件設計 主軸部件是由主軸、主軸支承和安裝在主軸上的傳動件等組成。主軸部件帶 動工件或刀具完成工件表面形成運動，傳遞運動和動力，同時又是工件或刀具的 支承件，承受切削力、進給力、驅(qū)動力和工件或刀具的重力等，并保證與機床其 他不見有精確的相對位置。 生產(chǎn)效率。 從機床的使用和設計要求出發(fā)，各種主軸部件都有其共性：在使用上要求它 具有與該機床工作性能相適應的旋轉精度、剛度、抗振性、耐磨性等，還要求穩(wěn) 升低、熱變形?。辉诮Y構上都要求它能保證工件或刀具的定位裝夾、主軸及軸承 的定位、軸承間隙的調(diào)整、潤滑與密封；以及便于制造、裝配和維修等共同問題 。 只不過機床的類型不同，主軸工件條件不同，解決問題的重點應有所側重。 對傳動件的主要尺寸（傳動軸的直徑，齒輪模數(shù)）進行估算。便于繪制裝配 草圖，在完成裝配圖后，零件的結構尺寸和受力情況都已確定，再對主要零件進 行較精確的驗算。 機床主軸部件是影響機床加工精度的主要部件，它的回轉精度影響工件的加工 精度，它的功率大小與回轉速度影響加工效率，它的自動變速、準停和換刀等影 響機床的自動化程度。因此，要求主軸部件具有與本機床工作性能相適應的高回 轉精度、剛度、抗振性、耐磨性和低的溫升。在結構上，必須很好地解決刀具和 工具的裝夾、軸承的配置、軸承間隙調(diào)整和潤滑密封等問題。 主軸的結構根 據(jù)數(shù)控機床的規(guī)格、精度采用不同的主軸軸承。一般中小規(guī)格數(shù)控機床的主軸部 件多采用成組高精度滾動軸承，重型數(shù)控機床則采用液體靜壓軸承，高速主軸常 采用氮化硅材料的陶瓷滾動軸承。 1） 主軸軸承的配置形式 加工中心的主軸軸承一般采用 2 個或 3 個角接觸 球軸承組成，或用角接觸球軸承與圓柱滾子軸承組成，這種軸承經(jīng)過預緊后可得 到較高的剛度。當要求有很大剛性時，則采用圓柱滾子軸承和雙向推力球軸承的 組合。常用的加工中心主軸支承的典型結構有 3 種： （1)前后支承用雙列圓柱滾子軸承來承受徑向負荷，用安裝在主軸前端的雙向 角接觸球軸承來承受軸向負荷，這種結構剛性較好，能進行強力切削，適用于中 等轉速的機床。 （2)前支承用角接觸球軸承，背靠背安裝，以 2～3 個軸承為一套，用以承受 軸向和徑向負荷：后支承用圓柱滾子軸承，如圖 8-5b 所示。這種結構適應較高 轉速、較重切削負荷，主軸精度較高，但所承受軸向負載較前一種 結構小。 10 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) （3)前后支承都采用成組角接觸球軸承，承受軸向和徑向負荷，使用角接觸球 軸承，采用脂潤滑，其極限 dn 值達 80×10 4 ：如采用油氣潤滑或噴油潤滑，則轉 速可進一步提高。目前高速主軸多數(shù)采用陶瓷滾動軸承，在脂潤滑情況下 dn 值 可達 120×10 4 (d 為軸承平均直徑 mm，n 為軸承每分鐘轉數(shù))。 2） 主軸內(nèi)刀具的自動夾緊和切屑的清除裝置 在自動換刀機床的刀具自動 夾緊裝置中，刀桿常采用 7：24 的大錐度錐柄，既利于定心，也為松刀帶來方便 。 用碟形彈簧通過拉桿及夾頭拉住刀柄的尾部，使刀具錐柄和主軸錐孔緊密配合， 夾緊力達 10000N 以上。松刀時，通過液壓缸活塞推動拉桿來壓縮碟形彈簧，使 夾頭漲開，夾頭與刀柄上的拉釘脫離，刀具即可拔出進行新舊刀具的交換；新刀 裝入后，液壓缸活塞后移，新刀具又被碟形彈簧拉緊。在活塞推動拉桿松開刀柄 的過程中，壓縮空氣由噴氣頭經(jīng)過活塞中心孔和拉桿中的孔吹出，將錐孔清理干 凈，防止主軸錐孔中掉入切屑和灰塵，把主軸孔表面和刀桿的錐柄劃傷，保證刀 具的正確位置。 3） 主軸準停裝置 數(shù)控機床為了完成 ATC(刀具自動交換)的動作過程，必須 設置主軸準停機構。由于刀具裝在主軸上，切削時切削轉矩不可能僅靠錐孔的摩 擦力來傳遞，因此在主軸前端設置一個突鍵，當?shù)毒哐b入主軸時，刀柄上的鍵槽 必須與突鍵對準，才能順利換刀：為此，主軸必須準確停在某固定的角度上。由 此可知主軸準停是實現(xiàn) ATC 過程的重要環(huán)節(jié)。 通常主軸準停機構有 2 種方式， 即機械式與電氣式。 機械方式采用機械凸輪機構或光電盤方式進行粗定位，然 后有一個液動或氣動的定位銷插入主軸上的銷孔或銷槽實現(xiàn)精確定位， 后定位銷退出，主軸才開始旋轉。采用這種傳統(tǒng)方法定位，結構復雜，在早期數(shù) 控機床上使用較多。 而現(xiàn)代數(shù)控機床采用電氣方式定位較多。電氣方式定位一 般有以下兩種方式。 一種是用磁性傳感器檢測定位，在主軸上安裝一個發(fā)磁體 與主軸一起旋轉，在距離發(fā)磁體旋轉外軌跡 1~2mm 處固定一個磁傳感器，它經(jīng)過 放大器并與主軸控制單元相連接，當主軸需要定向時，便可停止在調(diào)整好的位置 上。 另一種是用位置編碼器檢測定位，這種方法是通過主軸電動機內(nèi)置安裝的 位置編碼器或在機床主軸箱上安裝一個與主軸 1:1 同步旋轉的位置編碼器來實 現(xiàn)準停控制，準停角度可任意設定。 4） 主軸潤滑與密封 (1)主軸潤滑 為了保證主軸有良好的潤滑，減少摩擦發(fā)熱，同時又能把主軸 組件熱量帶走，通常采用循環(huán)式潤滑系統(tǒng)。用液壓泵供油強力潤滑，在油箱中使 用油溫控制器控制油液溫度。 放式潤滑，每加一次油脂可以使用 7~10 年，簡化了結構，降低了成本且維護保 養(yǎng)簡單，但需防止?jié)櫥秃陀椭旌?，通常采用迷宮式密封方式。為了適應主軸 11 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 轉速向更高速化發(fā)展的需要，新的潤滑冷卻方式相繼開發(fā)出來。這些新的潤滑冷 卻方式不單要減少軸承溫升，還要減少軸承內(nèi)外圈的溫差，以保證主軸的熱變形 小。 4．1 主要零件的驗算校核 齒輪傳動在機床中的作用: 機床中齒輪用以構成機床各機件間的運動聯(lián)系， 改變機床各部分運動速度的大小及方向，以及改變所傳遞的力和扭矩，齒輪在機 床傳動中應用是最廣的機件。 一定時，還必須應用齒輪傳動才能獲得。 機床中軸的作用是傳遞運動和扭矩并同時變其數(shù)值。 造，它上面受有扭矩、壓縮或拉伸應力。大多數(shù)軸只回轉運動，例如變速箱和進 給箱中的軸；也有一些軸或主軸，除作回轉運動外，也作緩慢的前進運動(例如 鉆床、鏜床的主軸)，或快速往返運動(如研磨機床、齒輪插床的主軸等)。機床 的軸和主軸不僅要有足夠的強度，還應有足夠的剛度：變速箱中的軸如發(fā)生過度 的彎曲，將要影響裝在軸上的齒輪的嚙合正確性與平穩(wěn)性，同時使滑動軸承上的 壓力集中到一揣，而加速軸承與軸頸的磨耗或使?jié)L動軸承形成過載，也使滑動齒 輪軸向移動因難。運動準確：達個要求一股是對主軸的回轉運動而言。因為主軸 的跳動將直接引起工件幾何精度的誤差。 要，如銑短螺紋機床的主軸及傳動絲桿等；軸工作表面的耐磨性：指在滑動軸承 中運動的軸頸、在側承中旋轉并作直線運動的主軸表面(如鉆床、鏜床和齒輪插 床等)、以及有滑動齒輪軸的表面等。軸的表面特別是軸頸磨損過快將影響軸的 回轉精度；抗振性： 軸和主軸在工作中發(fā)生振動將影響工件的表面質(zhì)量及刀具 和機床的壽命 4.1.1直齒圓柱齒輪的基本參數(shù) 主傳動箱各齒輪基本參數(shù)如下： 表4-1主傳動箱各齒輪基本參數(shù) 齒頂高 齒距 P 齒輪 模數(shù) m 齒數(shù) Z hf (mm)(mm) 1 2.5 29 7.85 3.125 2 2.5 46 7.85 3.125 3 3 38 9.42 3.75 5 3 53 9.42 3.75 4 3 28 9.42 3.75 6 3 63 9.42 3.75 12 齒高 h（mm） 5.625 5.625 6.75 6.75 6.75 6.75 分度圓直徑 d(mm) 72.5 115 114 159 84 189 中心距 a (mm) 93.75 136.5 136.5 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 4.1.2齒輪的校核計算 變速箱中的齒輪不必都作強度驗算?？稍谙嗤?shù)和材料的齒輪中，選取一 個承受載荷最大并且齒數(shù)最小的齒輪， 對高速傳動齒輪以驗算接觸強度為主，對低速傳動齒輪主要考慮其彎曲強度，對 硬齒面軟齒芯的滲碳淬火齒輪，必須驗算其彎曲疲勞強度。 齒輪材料都選用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取為 260HB， 承受荷最 大和齒 數(shù)最 小的齒 輪為 Ⅳ軸 Z1=19 的齒輪與 它相連 的齒 輪為 Ⅴ 軸 Z2=71，傳動比 i=3.5，傳動功率 P=7.5KW，計算轉速 n1=395r/min。預期使用壽 命 10 年，每年 300 個工作日。 4.1. 1. 1齒面 接 觸 疲 勞 強 度 （1）齒輪 1 初步計算 p 轉矩T1T 1 = 9.55 ?10 6 = 9.55 ?10 6 ? n1 齒寬系數(shù) yd取 yd=1.0 7.5 =28.559 KN . M 595 yd=1.0 接觸疲勞極限sHmin 初步計算的許用 接觸應力 [ sH] A d 值 齒輪直徑 d 齒寬 b （2）校核計算 圓周速度 u 精度等級 齒數(shù) z 和模數(shù) m sH min =710MPa [ sH]?0.9[ sH] = 0.9 ?710[ sH]=639MP 取 Ad =72.5 d=72.5 mm d=72.5 mm b=20 mmb = yd ?d1 = 1 ?20 p d 1 n1 p ?90 ?595 u=2.03 m/su= = 60 ?1000 60 ?1000 選 8 級精度 z=29 29 d 1 m = = 72.5 / 29 =2.5 z1 取m=2.5m= 2.5 13 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 使用系數(shù) K A 動載系數(shù) K V 齒間載荷分配系數(shù) KHa 齒向載荷分布系數(shù)KH b 載荷系數(shù)K 彈性系數(shù)ZE 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH KA =1.25 KV =1 求 2 T 1 2 ?181329 F t = =4029 N = d1 90 K A F t 1.5 ?4029 =55 N / m = b90 <100 N/m 11 e a = [1.88 - 3.2( +)] cosb z 1 z2 1 1 + ) =1.6929 （式 4-1）1.88 - 3.2 ?( 29 49 ea =1.6929 4 - ea 4 - 1.6929 =0.876 （式 4-2）Zt = = 3 3 Zt =0.876 1 1 得K Ha = KHa =1.31= =1.31 Ze0.852 2 b 2 b 2 ) ]( ) + c ?103 b K Ha = A + [1 + 6.7( d 1 d1 1 1 =1.17 + 0.16 ?[1 + 6.7 ?( ) 2 ]( ) 2 + 0.61 ?10 3 ?90 3 3 KH b=1.25 K =K A K V K H a KH b K=2.04= 1.25 ?1 ?1.31 ?1.25 Z E =189.8MPa ZH = 2.5 14 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 接觸最小安全系數(shù)SH min 總工作時間th 應力循環(huán)次數(shù) NL NL = 2.3 ?107 接觸壽命系數(shù) 許用接觸應力 [ sH] 驗算 ZH min =1.25 th = 10 ?300 ?8 ?0.2t h =4800h 估計10 7 ?NL ?109 則指數(shù)m=8.78 n T i m N L = N V = 60 g?n i t hi ( ) Tmax i = 1 8.78 n T i t hi = 60 gn 1 t h i = ?( ) T max th i = 1 60 ?1 ?395 ?4800 ?(1 8.78 ?0.2 + 0.5 8.78 ?0.5 + 0.2 8.78 ?0.3) 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確 ZN =1.25 s H lim Z N 710 ?1.25 （式 4-3）[ sH ] = = SH min 1.25 [ sH ] =798MPa 2 KT 1 u + 1 （式 4-4） sH =Z E Z H Z e bd 1 2 u 2 ?2.04 ?181329 4.5 = 189.8 ?2.5 ?0.85 ?? 30 ?90 2 3.5 sH =774MPa < [ sH] 15 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適 4.1. 1. 2 齒根 彎 曲 疲 勞 強 度 驗 算 0.75 重合度系數(shù) YeYe = 0.25 + = 0.25 + ea Ye=0.68 齒間載荷分配系數(shù)KF aK F a = 1/ Ye=1/ 0.68 0.75 （式 4-5） 1.72 YF a=1.47 齒向載荷分配系數(shù)KF b 載荷系數(shù)K 齒行系數(shù)YFa 由圖 12.21[1] 應力修正系數(shù) 彎曲疲勞極限sFlim 彎曲最小安全系數(shù)SF min 應力循環(huán)次數(shù) NL b / h= 30 /(2.25 ?2.5) =5.5 YF b=1.38 K = K A K V K F a KF b= 1.25 ?1 ?1.47 ?1.38 K=2.53 YFa =2.46 YSa =1.65 sF lim =600MPa SF lim =1.25 估計 3 ?10 6 ?NL ?10 10 ,則指數(shù)m=49.91 49.91 n T i t hi N L = N V = 60 gn 1 t h ?( ) T max th i = 1 16 學 院 畢 業(yè) 設 計 ( 論文 ) = 60 ?1 ?395 ?4800 ?(1 49.91 ?0.2 ?0.5 49.91 ?0.5 + 0.2 49.91 ?0.3) NL = 2.3 ?107 原應力估計循環(huán)次數(shù)正確 彎曲壽命系數(shù)YN 尺寸系數(shù)YX 許用彎曲應力 驗算 YN =0.95 YX =1.0 [ sF ] =456MPa 2KT 1 Y Fa Y Sa Y e sF = bd 1 m 2 ?2.53 ?181329 = ?2.46 ?1.65 ?0.68 30 ?90 ?3.5 sF =267MPa <[ sF] 傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核 4.1.3計算機輔助設計及零件校合 Autodesk Inventor 軟件是美國 AutoDesk 公司于 1999 年底推出的三維可視 化實體 模擬 軟 件， 目前 已 推出 最新 版 本 INVENTor 2009，實驗 室使 用 的是 INVENTor 6。它包含三維建模、信息管理、協(xié)同工作和技術支持等各種特征。使 用 Autodesk Inventor 可以創(chuàng)建三維模型和二維制造工程圖、 特征、零件和子部件，還可以管理上千個零件和大型部件，它的“連接到網(wǎng)絡” 工具可以使工作組人員協(xié)同工作，方便數(shù)據(jù)共享和同事之間設計理念的溝通。 Inventor 在用戶界面簡單，三維運 算速度和著色功能方面有突破的進展。它是 建立在 ACIS 三維實體模擬核心之上，設計人員能夠簡單迅速地獲得零件和裝配 體的真實感，這樣就縮短了用戶設計意圖的產(chǎn)生與系統(tǒng)反應時間的距離，從而最 小限度的影響設計人員的創(chuàng)意和發(fā)揮。 此次