范文一:金属切削机床设计
目 录
一、设计目的.................................................................................................... -1-
二、设计步骤....................................................................................................
1.运动设计.................................................................................................... -1-
1.1已知条件 ........................................................................................... -1-
1.2结构分析式 ...................................................................................... -1-
1.3 绘制转速图 .....................................................................................
1.4 绘制传动系统图............................................................................
2.动力设计.................................................................................................... -5-
2.1 确定各轴转速 ................................................................................ -5-
2.2 带传动设计................................................................................... -6-
2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核.........................................
3. 齿轮强度校核 ....................................................................................... -9-
3.1校核a传动组齿轮 ........................................................................ -9-
3.2 校核b传动组齿轮................................................................... -10-
3.3校核c传动组齿轮 ......................................................................
4. 主轴挠度的校核 ................................................................................ -13-
4.1 确定各轴最小直径 ..................................................................... -13-
4.2轴的校核 ......................................................................................... -13-
5. 主轴最佳跨距的确定 ......................................................................
5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 .................................. -14-
5.2 求轴承刚度................................................................................. -14-
6. 各传动轴支承处轴承的选择 ....................................................... -15-
7. 主轴刚度的校核 ................................................................................ -15-
7.1 主轴图 ............................................................................................ -15-
7.2 计算跨距........................................................................................ -16-
三、总结 ............................................................................................................ -17-
四、参考文献.................................................................................................. -18-
一、设计目的
通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计,在拟定传动和变速的结构方案过程中,得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。
二、设计步骤
1.运动设计
1.1已知条件
[1]确定转速范围:主轴最小转速nmin?31.5r/min。
[2]确定公比:??1.41
[3]转速级数:z?12
1.2结构分析式
⑴ 12?3?2?2 ⑵ 12?2?2?3 [3] 12?2?3?2
从电动机到主轴主要为降速传动,若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些,大尺寸零件少些,节省材料,也就是满足传动副前多后少的原则,因此取12?2?2?3方案。在降速传动中,防止齿轮直径过大而使1径向尺寸常限制最小传动比imin? ;在升速时为防止产生过大的噪音和震动常4
限制最大转速比imax?2。在主传动链任一传动组的最大变速范围Rmax??imaximin??8~10。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小,
根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下:
检查传动组的变速范围时,只检查最后一个扩大组:
R2???X2??P2?1? 其中??1.41,X2?6,P2?2
所以 R2?1.41?6?1?8.46?8~10,合适。
1.3 绘制转速图
⑴选择电动机
一般车床若无特殊要求,多采用Y系列封闭式三相异步电动机,根据原则条件选择Y-132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。
⑵分配总降速传动比
总降速传动比 i?nmin/nd?31.5/1440?0.02
r/min不符合转速数列标准,因而增加一定比传动 又电动机转速nd?1440
副。
[3]确定传动轴轴数
传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。
⑷确定各级转速并绘制转速图
由nmim?31.5r/min ??1.41 z = 12确定各级转速:
1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。
在五根轴中,除去电动机轴,其余四轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由Ⅳ(主轴)开始,确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速:
① 先来确定Ⅲ轴的转速
传动组c 的变速范围为?6?1.416?8?Rmax?[8,10],结合结构式,
Ⅲ轴的转速只有一和可能:
125、180、250、355、500、710r/min。
② 确定轴Ⅱ的转速
传动组b的级比指数为3,希望中间轴转速较小,因而为了避免升速,又不致传动比太小,可取
bi1?1/?3?1/2.8,bi2?1/1
轴Ⅱ的转速确定为:355、500、710r/min。
③确定轴Ⅰ的转速
对于轴Ⅰ,其级比指数为1,可取
ai1?1/?2?1/2,ai2?1/??1/1.41,ai3?1/1
确定轴Ⅰ转速为710r/min。
由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比i?1440/710?144/71。下面画出转速图(电动机转速与主轴最高转速相近)。
[5]确定各变速组传动副齿数
①传动组a:
查表8-1, ai1?1/?2?1/2,ai2?1/??1/1.41,ai3?1/1
1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。
在五根轴中,除去电动机轴,其余四轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由Ⅳ(主轴)开始,确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速:
① 先来确定Ⅲ轴的转速
传动组c 的变速范围为?6?1.416?8?Rmax?[8,10],结合结构式,
Ⅲ轴的转速只有一和可能:
125、180、250、355、500、710r/min。
② 确定轴Ⅱ的转速
传动组b的级比指数为3,希望中间轴转速较小,因而为了避免升速,又不致传动比太小,可取
bi1?1/?3?1/2.8,bi2?1/1
轴Ⅱ的转速确定为:355、500、710r/min。
③确定轴Ⅰ的转速
对于轴Ⅰ,其级比指数为1,可取
ai1?1/?2?1/2,ai2?1/??1/1.41,ai3?1/1
确定轴Ⅰ转速为710r/min。
由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比i?1440/710?144/71。下面画出转速图(电动机转速与主轴最高转速相近)。
[5]确定各变速组传动副齿数
①传动组a:
查表8-1, ai1?1/?2?1/2,ai2?1/??1/1.41,ai3?1/1
ai1?1/?2?1/2时:Sz?……57、60、63、66、69、72、75、78……
ai2?1/??1/1.41时:Sz?……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77…… ai3?1/1时:Sz?……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……
可取Sz?72,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为:24、30、36。
于是ia1?24/48,ia2?30/42,ia3?36/36
可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为:48、42、36。
②传动组b:
查表8-1, bi1?1/?3?1/2.8,bi2?1/1
bi1?1/?3?1/2.8时:Sz?……69、72、73、76、77、80、81、84、87…… bi2?1/1时:Sz?……70、72、74、76、78、80、82、84、86……
可取 Sz?84,于是可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为:22、42。
于是 bi1?22/62,bi2?42/42,得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为:62、42。 ③传动组c:
查表8-1,ci1?1/4,ic2?2
ci1?1/4时:Sz?……84、85、89、90、94、95……
ic2?2时: Sz?……72、75、78、81、84、87、89、90……
可取 Sz?90.
ci1?1/4为降速传动,取轴Ⅲ齿轮齿数为18;
ic2?2为升速传动,取轴Ⅳ齿轮齿数为30。
于是得ci1?18/72,ic2?60/30
得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为18,60;
得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为72,30。
1.4 绘制传动系统图
根据轴数,齿轮副,电动机等已知条件可有如下系统图:
2.动力设计
2.1 确定各轴转速
⑴确定主轴计算转速:主轴的计算转速为
z?1312?13nIV?nmin??31.5?1.41?90r/min
⑵各传动轴的计算转速:
轴Ⅲ可从主轴90r/min按72/18的传动副找上去,轴Ⅲ的计算转速
125r/min;轴Ⅱ的计算转速为355r/min;轴Ⅰ的计算转速为710r/min。
[3]各齿轮的计算转速
传动组c中,18/72只需计算z = 18 的齿轮,计算转速为355r/min;60/30只需计算z = 30的齿轮,计算转速为250r/min;传动组b计算z = 22的齿轮,计算转速为355r/min;传动组a应计算z = 24的齿轮,计算转速为710r/min。
[4]核算主轴转速误差
.5r/min n实?1440??126/?256?36/36?42/42?60/30?1417
r/min n标?1400
(n实?n标)
n标?100%?(1417.5?1400)?100%?1.25%?5% 1400
所以合适。
2.2 带传动设计
电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5KW,传动比i=2.03,两班制, 一天运转16.1小时,工作年数10年。
⑴确定计算功率 取KA?1.1,则Pca?KAP?1.1?7.5?8.25KW ⑵选取V带型
根据小带轮的转速和计算功率,选B型带。
⑶确定带轮直径和验算带速
查表小带轮基准直径d1?125mm,d2?125?i?125?2.03?254mm 验算带速成v??d1n1
60?1000
其中 n1-小带轮转速,r/min;
d1-小带轮直径,mm; v?3.14?125?1440?9.42m/s?[5,25],合适。 60?1000
[4]确定带传动的中心距和带的基准长度
设中心距为a0,则
0.55(d1?d2)?a?2(d1?d2)
于是 208.45?a?758,初取中心距为a0?400mm。
(d2?d1)2
带长L0?2a0?(d1?d2)? 24a0?
3.14(254?125)2
?(125?254)??1405mm ?2?400?24?400
查表取相近的基准长度Ld,Ld?1400mm。
带传动实际中心距a?a0?Ld?L0?397.5mm 2
范文二:金属切削机床设计
金属切削机床课程设计说明书
题 目 卧式车床主运动变速系统设计
机械制造与自动化 专业 级 班 姓 名 学号 指导老师 职称
年 月 日
课程设计评语:
课程设计答辩负责人签字:
年 月 日
目 录
一、设计课题
二、参数拟定
三、运动设计
四、动力计算和结构草图设计 五、传动轴的设计
六、主轴变速箱装配设计 七、设计小结
八、参考文献
一、设计课题
设计说明及数据计算 备 注
设计最大加工直径Φ400mm卧式车床的主运动变速系统
加工材料:钢、铸铁;刀具材料:硬质合金、高速钢,Ι轴使用摩擦片离合器,主运动电动机功率7.5kw,1450r/min。
v = 200m/min; max
v = 6,10m/min. min
二、参数拟定
设计说明及数据计算 备 注
由课题已知条件查切削用量简明手册,得知此车床的切削进给量为0.5,1.8mm/r。 切削进给量参考切
查卧式机床技术规格,据所设计机床型号,与CA6140对比,得知此机床最大加工棒削用量简明手册第料直径约为47mm,由已知条件得: 9页表1.4
CA6140技术规格参,1000,1000,200m/minmax n,,,1355.2r/min考金属切削机床概max,d3.14,dmin论第23页表2-1
,1000,1000,6m/minmin n,,,40.66r/min min,d3.14,dmax
取整数值得 n = 1360 r/min,n = 40 r/min,即此机床主轴的转速范围为40, maxmin
1360r/min,得
nr1360/minmax 34 R,,, nnr40/minmin
,,1.26查标准公比表,考虑到适当减小相对速度损失,选定公比,得
lgRlg34n,1,,1,,16.26Z ,取Z=16 ,lglg1.26
按标准转速数列为:40,50.5,64,81,102.5,129.5,164,207,262,332,419.5, 531,671.5,849.5,1074.5,1360r/min.
由主运动电机功率7.5KW,转速1450r/min,查机械设计手册,所选电动机型号为所参考机械设计手Y132M-4,其主要参数为额定功率7.5kW,同步转速1500r/min,满载转速1440r/min,册为软件版2.0 满载电流7A,满载时效率87%,满载功率因数0.85,最大转矩/额定转矩=2.2,净重81kg。
三、运动设计
设计说明及数据计算 备 注
1.选择结构式
1)确定变速组的数目和各变速组中传动副的数目
由Z=16,决定采用四个变速组,即16=2×2×2×2。
2)确定变速组的扩大顺序
根据“前密后疏”的原则,选择16=2×2×2×2的结构式。 1248
3)验算变速组的变速范围
(k,1)x(2,1),8jj最后扩大组的变速范围,在允许的变速范围内。 r,,,,,6.35
2(确定是否需要增加降速的定比传动副
该车床的主传动系统的总降速比为40/1440=1/36,因在此系统中采用四个变速组,平均降速比尚不足2.5,降速相对缓慢,因此无需另增加降速定比传动副。
3(分配各变速组的最小传动比,拟定转速图
在本传动系统中共需要4根轴,加上电动机轴;16级转速,画转速图的格线如下:
1)决定轴4–5 的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些,能起到飞轮的作用,
6,,1.26所以最后一个变速组的最小降速传动比取1/4,公比,1.26 = 4,因此从5轴E点向上六格,在4轴找到D点,连结DE线即为4–5 轴的最小传动比。
2)决定其余变速组的最小传动比根据“前缓后急”的原则,轴3–4 间变速组取
43u,1/,u,1/, ,即从D点向上四格,在3轴上取C点;同理轴2–3 间取,即minmin从C点向上数三格,在轴2上取B点,分别连结AB线,BC线,CD线,如上图所示。
3)画出各变速组的传动比连线按基本组的级比指数x0=1,第一扩大组的级比指数x1=2,第二扩大组的级比指数x3=4,第三扩大组的级比指数x4=8,画出各变速组的传动比连线如下图所示:
车床主传动系统转速图:
四、动力计算和结构草图设计
设计说明及数据计算 备 注
1(选定齿轮传动类型、材料及轴的材料
根课题要求,选用闭式直齿圆柱标准齿轮,材料选用45钢调质,齿面硬度为250HBS。 轴选用45钢淬火处理。
2(确定传动系统中齿轮的齿数
由主传动转速图可知在此传动系统中,最小齿数齿轮必在4轴上,由4轴到5轴的
传动比分别为:
112, u,,u,,,1.6 1264, 最小齿轮必然在降速比最大的传动副u中,即z=z,取z=20,则 11min1
z1, z,,20,4,80 1u1
,齿数和 S,z,z,20,80,100z11
u1.62 z,S,,100,61 2z1,u1,1.62
, z,S,z,100,61,392z2 同理由3轴到4轴的传动比分别为:
, u,0.39u,112 取z=23,则 1
z1, z,,59 1u1
,齿数和 S,z,z,23,59,82z11
u12 z,S,,82,41 2z1,u1,12
, z,S,z,82,41,412z2 同理由2轴到3轴的传动比分别为:
, u,0.494u,0.7912 取z=25,则 1
z1, z,,51 1u1
,齿数和 S,z,z,25,51,76z11
u0.792 z,S,,76,34 2z1,u1,0.792
, z,S,z,76,34,422z2
同理由1轴到2轴的传动比分别为:
, u,0.59u,0.74612 取z=26,则 1
z1, z,,44 1u1
,齿数和 S,z,z,26,44,70z11
u0.7462 z,S,,70,30 2z1,u1,0.7462
, z,S,z,70,30,402z2 3(确定齿轮模数 1)计算最小齿轮分度圆直径
ZZZ2,1KTu2EH,3 ,,,()d ,,[]udH 确定各参数值: 载荷系数表参考机?载荷系数 查载荷系数表取K=1.2; 械设计基础第75?齿轮最大转矩 页表6-6
P7.5 665 ; T,9.55,10,9.55,10,,4.37,10N,mm材料弹性系数表参n164
考机械设计基础第?材料弹性系数 查材料弹性系数表,; Z,189.8MPaE76页表6-7
齿宽系数参才机械,,0.3,,0.5(i,1),,0.5,5,0.3,0.75?取,,符合齿宽系数范围。 ada设计基础第79页?区域系数 Z = 2.5; 表6-9 H
1111 ?重合度系数 因; ,,1.88,3.2(,),1.88,3.2(,),1.68t ,zz2080
4,,4,1.68t ; Z,,,0.88,33接触疲劳极限图参
考机械设计基础第?许用应力 查接触疲劳极限图,取,查最小安全系数表按一般,,610MPaHlim77页图6-21,最小
可靠要求取S = 1; 安全系数表参考第H
78页表6-8 ,Hlim则 [],,610MPa, HSH
ZZZ2,1KTu2EH,3,,,()于是 d ,,[]udH
52,1.2,4.37,104,1189.8,2.5,0.8823 ,,,()mm 0.754610
= 78.5mm。 2)确定模数
d78.5 计算模数 m,,,3.925mm z20
取标准值 m = 4mm。 4(验算主轴转速误差
30344161 主轴最高实际转速为 n,1440,,,,,1367.5r/minmax 40424139
1367.5,1360 转速误差为 ,100%,0.5% 1360
26252320 主轴最低实际转速为 n,1440,,,,,40.65r/minmax 44515980
40.65,40 转速误差为 ,100%,1.6% 40
总转速误差值均位于-2%,+6%范围之内,符合设计要求。 5(确定各齿轮分度圆直径 由模数m及齿数z,求得各轴上齿轮分度圆直径如下:
1轴:104mm, 120mm;
2轴:176mm,160mm,100mm,136mm;
3轴:204mm,168mm,92mm,164mm;
4轴:236mm,164mm,80mm,244mm;
5轴:320mm,156mm。 6(离合器、制动器选择
P7.5 电动机轴即1轴转矩 T,9550,,9550,,49.74N,m离合器型号参考机n1440
根据机床要求及1轴转矩选择DLMO-6.3摩擦式电磁离合器,此离合器许用动转矩为械设计手册
50N?m,可作机床启动作用。
机床主轴换向利用电路部分控制交流电动机的正反转来实现。
制动器选择摩擦带式制动器,安装在传动系统高速轴(即1轴)上,这样需要的制动
力矩小,制动器体积小,重量轻。
7(画传动系统结构简图
根据上面计算结果,画得传动系统简图如下:
五、传动轴的设计
设计说明及数据计算 备 注
1(确定传动系统中轴的轴径
由主传动转速图可知在此传动系统中,每轴的最小转速分别为1440r/min, 849.5r/min,419.5r/min,164r/min,40r/min,由扭转强度条件计算公式求得各轴的最 小直径分别为:
在此式中C为与轴P7.533材料有关的系数, d,C,110,,19mm1n1440具体取值参考机械
设计基础第205页P7.533表13-2 d,C,110,,22.7mm2n849.5
P7.533 d,C,110,,28.8mm3n419.5
P7.533 d,C,110,,39.3mm4n164
P7.533 d,C,110,,62.9mm5n40
取整后,各轴最小直径分别为:d=20mm,d=25mm,d=30mm,d=40mm,d=65mm。 键槽尺寸表参考机12345
2(验算最小齿轮壁厚 械设计基础第163
由上面数据可知,最小齿轮在4轴上,此轴轴径为40mm,查普通平键键槽尺寸表知页表10-6 齿轮上所需键槽高度约为5mm。
dd齿轮轴 齿轮壁厚 a,,,h,5,40,20,5,5,10,2m,8f22
符合设计要求。
3(轴承选择
根据各轴轴径,选择各轴轴承如下: 各轴承选择参考机
1轴:6204 械设计基础第178
2轴:6205 页表11-5滚动轴
3轴:6206 承基本参数
4轴:6208,6210
5轴:6213,32014,32015
4(主轴设计
主轴设计为空心轴,中有φ48内腔用于穿插棒料。
根据轴上零件定位要求设计轴如图所示:
?从轴左端起第一段上有螺纹,用于装双螺母,对轴承进行定位及预紧,螺纹长度 为20mm,接下来装有双深沟球轴承,轴径取轴的最小轴径65mm,考虑整个传动系统结构 设计需要,取第一段长度为280mm。
?第二段上装有一个圆锥滚子轴承及两个齿轮,齿轮径向定位使用键槽,各零件间 轴向定位使用轴套,综合考虑传动系统中各零件的布置,取第二段长度为253mm,轴径 为70mm。
?第三段上装有圆锥滚子轴承,在轴向上使用轴肩与轴套定位,其轴径为75mm,取 第三段长度为50mm。
?第三段往右为与车床配合所需,各段轴径分别为85mm,115mm,各段长度分别为
20mm,20mm。
?加上最右段顶尖,主轴总长度为623mm。 机床轴承预期使用
主轴具体参数参考主轴零件图。 寿命参考机械设计
5(第5轴上轴承寿命校验 基础第179页表
查推荐轴承预期寿命表,机床轴承预期使用寿命约为20000,30000h。 11-8
7.5 第5轴所受转矩为 T,9550,,1790.625N,mm 40
2T2,1790.625 则第5轴受到的径向力为 P,,,55N,f分别参式中fdtd65
因轴承主要承受径向力,所以忽略轴向力不计,轴承应有的径向基本额定动载荷为 考机械设计基础第
179页表11-6,fP60n1.5,5560,13601/,1/3d,, C,(L),,(,30000)11-7 h66f11010t
,1111.88N
查轴承基本参数,得知5轴所选轴承6013,32014,32015Cr值均大于C’,故所选轴承符合要求,适用。
六、主轴变速箱装配设计
设计说明及数据计算 备 注
车床传动系统设计为五轴,轴上主要以轴肩及轴套进行轴向定位,以键进行径向定 位,在滑移齿轮部分轴上有花键,主轴上用双螺母对轴承进行预紧,其它轴上利用调整环进行预紧。
由车床主传动系统简图及以上计算数据,画得主轴变速箱装配图如装配图所示。
七、设计小结
这次车床主轴变速箱课程设计,是我们第一次较全面的金属切削机床设计知识的综合运用,通过这次练习,使得我们对金属切削机床基础知识有了一个较为系统全面的认识,加深了对所学知识的理解和运用,将原来看来比较抽象的内容实现了具体化,初步掊养了我们理论联系实际的设计思想,训练了综合运用相关课程的理论,结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力,巩固、加深和扩展了有关方面的知识。
通过制订设计方案,合理选择各种参数,正确计算金属切削机床的各项数据,以及针对课程设计中出现的问题查阅资料,大大扩展了我们的知识面,培养了我们在本学科方面的兴趣及实际动手能力,对将来我们在此方面的发展起了一个重要的作用。本次课程设计是我们对所学知识运用的一次尝试,是我们在金属切削机床知识学习方面的一次有意义的实践。
在本次课程设计中,我独立完成了自己的设计任务,通过这次设计,弄懂了一些以前书本中难以理解的内容,加深了对以前所学知识的巩固。在设计中,通过老师的指导,使自己在设计思想、设计方法和设计技能等方面都得到了一次良好的训练。
八、参考文献 [1] 顾维邦主编. 金属切削机床概论. 北京:机械工业出版社,2007 [2] 黄鹤汀主编. 金属切削机床设计. 北京:机械工业出版社,2006 [3] 刘江南 郭克希主编. 机械设计基础. 湖南:湖南大学出版社,2005 [4] 组合机床设计参考图册. 北京:机械工业出版社,1975 [5] 曹金榜主编. 机床主轴变速箱设计指导. 北京:清华大学出版社 [6] 机械设计手册(软件版)R2.0. 北京,机械工业出版社 [7] 艾兴 肖诗纲主编. 切削用量简明手册. 北京:机械工业出版社,2006
范文三:《金属切削机床》课程设计指导书
《金属切削机床》课程设计指导书
一、设计的目的
机床设计是学生在学完基础课、技术基础课及有关专业课的基础上,结合机床主传动部件(主轴变速箱)设计进行的综合训练,其目的:
1、掌握机床主传动部件设计过程和方法,包括参数拟定、传动设计、零件计算、结构设计等,培养结构分析和设计的能力。
3、使学生在拟定传动和变速的结构方案过程中,得到设计构思,方案分析,结构工艺性,机械制图,零件计算,编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并培养学生具有初步的结构分析,结构设计和计算能力。
2、综合应用过去所学的理论知识,提高联系实际和综合分析的能力。
二、题目和内容
(一)题目
(1)设计最大加工直径为Φ400 mm卧式车床主传动系统设计。
给定参数:主轴最低转速 37. 5 r/ min ;主轴变速范围 45 ; 主轴转速公比1.41 ;主电动机功率5. 5 kW。
(2)工作台面积为250×1000 mm卧式升降台铣床主传动设计。
给定参数:主轴最低转速26.5 r/ min;主轴转速公比1.26;主轴变速级数18级;主电动机功率4KW。
题目(1):(第一大组: 学号:1~25)
题目(2):(第二大组: 学号:2 6~最后)
(二)设计任务
1、主轴变速箱总装配图1张(A0)
2、设计计算说明书1份
(三)各主要部分 的内容
1、参数拟定
根据机床类型、规格和其他特点,了解典型工艺的切削用量,结合实际条件和情况,并与同类机床对比分析后确定:极限转速nmax 和 nmin、公比φ(或级
数Z)、主传动电动机功率N。
2、运动设计
根据拟定的参数,通过结构网和转速图分析,确定传动结构方案和传动系统图,计算各传动副的传动比及齿轮的齿数,并验算主轴的转速误差。
3、动力计算和结构草图设计
估算齿轮模数m和轴径d,选择正、反向离合器、制动器。
将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排、布置和设计。
4、轴和轴承的验算
在结构草图的基础上,对一根传动轴的刚度和该轴系的轴承的寿命进行验算。
5、主轴变速箱装配设计
主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿”,进行设计和绘制的,图上各零部件要表达清楚,并标注尺寸和配合。
6、设计计算说明书
应包括参数、运动设计的分析和拟定,轴和轴承的验算等,此外,还应对重要结构的选择和分析做必要的说明。
三、设计时间和参考资料
1、时间:1周
2、参考资料
[1] 机床主轴变速箱设计指导 清华大学曹金榜等主编
[2] 机床设计图册 华东纺织工学院等主编
[3] 机床设计手册 《机床设计手册》编写组主编
[4] 金属切削机床 (教材)
[5] 金属切削机床课程设计指导书
交课程设计时间:16周星期五上午9;30。
地点:4410
范文四:金属切削机床课程设计指导书
《金属切削机床》课程设计指导书
一、设计的目的
机床设计是学生在学完基础课、技术基础课及有关专业课的基础上,结合机床主传动部件(主轴变速箱)设计进行的综合训练,其目的:
1、掌握机床主传动部件设计过程和方法,包括参数拟定、传动设计、零件计算、结构设计等,培养结构分析和设计的能力。
2、综合应用过去所学的理论知识,提高联系实际和综合分析的能力。
3、训练和提高设计的基本技能。如计算、制图、应用设计资料、标准和规范、编写技术文件(说明书)等。
二、题目和内容
(一)题目
设计最大加工直径Φ400mm卧式车床的主运动变速系统
加工材料:钢、铸铁;刀具材料:硬质合金、高速钢,
Ι轴使用摩擦片离合器,主运动电动机功率7.5kw,1450r/min。
题目1:(第一大组: 学号:1~20)
推荐: umax : 取300m/min
umin : 取3~7m/min
题目2:(第二大组: 学号:21~最后)
推荐: umax : 取150~180m/min
umin : 取2~4m/min(铰孔用,铰刀dmax=40mm)
(二)设计任务
1、主轴变速箱总装配图1张(A0)
2、设计计算说明书
(三)各主要部分 的内容
1、参数拟定
根据机床类型、规格和其他特点,了解典型工艺的切削用量,结合实际条件和情况,并与同类机床对比分析后确定:极限转速nmax 和 nmin、公比φ(或级数Z)、主传动电动机功率N。
2、运动设计
根据拟定的参数,通过结构网和转速图分析,确定传动结构方案和传动系统图,计算各传动副的传动比及齿轮的齿数,并验算主轴的转速误差。
3、动力计算和结构草图设计
估算齿轮模数m和轴径d,选择正、反向离合器、制动器。
将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排、布置和设计。
4、轴和轴承的验算
在结构草图的基础上,对一根传动轴的刚度和该轴系的轴承的寿命进行验算。
5、主轴变速箱装配设计
主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿”,进行设计和绘制的,图上各零部件要表达清楚,并标注尺寸和配合。
6、设计计算说明书
应包括参数、运动设计的分析和拟定,轴和轴承的验算等,此外,还应对重要结构的选择和分析做必要的说明。
三、设计时间和参考资料
1、时间:1周
2、参考资料
[1] 机床主轴变速箱设计指导 清华大学曹金榜等主编
[2] 机床设计图册 华东纺织工学院等主编
[3] 机床设计手册 《机床设计手册》编写组主编
[4] 金属切削机床概论 (教材)
[5] 金属切削机床设计 (教材)
范文五:金属切削机床课程设计指导书
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金属切削机床课程设计 ?指 ??导 ??书 ??
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哈尔滨工业大学 ?
机械制造及自动化系 ?
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1?
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课程设计要求安排 ?
时间:共 3周 ?
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课程设计设计要求 ?
(1)图纸工作量:画两张图:开展图(A0) 。操纵机构、摩擦离合器、换向、制动和润 滑不要求画,但要求掌握。截面图(A1) :画剖面轴系布置示意图(包括截面外型及尺寸、 车床标中心高) 。 ?
(2)标注:?中心距, ?配合尺寸, ?中心高(车床) , ?外型尺寸。 ??
(3)明细:不设明细表,件号采用流水号(1, 2, 3,…)标注,标准件的标准直接标 在图纸上(件号下面) , 标题栏采用标准装配图的标题栏 (180╳ 56) ,其中, 图号:KS00(表 示:课设 00号图纸) ;单位:哈尔滨工业大学;图名:主传动系统装配图 ?
(4)验算:一对齿轮,小齿轮验算弯曲强度,大齿轮验算接触强度,一根传动轴,主 轴按两支撑计算。 ?
(5)主轴端部结构要按标准画。 ?
?
2?
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3?
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计算说明书格式
计算说明书以设计任务单为封面。纸张为 B5白纸。按下列格式书写。
目 录
第 1章 绪论…………………………………………………………………… 1
1.1 玻璃钢简介……………………………………………………………1
1.2 玻璃钢工艺介绍………………………………………………………1
1.2.1 玻璃钢工艺概述…………………………………………………1
1.2.2 缠绕工艺简介……………………………………………………1
第 2章 主机设计……………………………………………………………… 5
参考文献………………………………………………………………………… 34?
第 1章 绪论
1.1 玻璃钢简介
毡等)为增强材料,不仅可以用来代替钢材、在国防尖端技术{如火箭、导弹、宇 宙飞行}和国民经济中占有重要的地位 [1]。
4?
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图 1-2 缠绕机工作示意图
(mm)
序号 ?
工件 1?工件 1?工件 1?工件
1
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1?1?1?1?后壁 ?
2?2?2?2?左壁 ?
3?3?3?3??
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??????????????????????????dt n T T p L +
=????????????????????(3‐ 27) ?其中:?T L —— 静态转矩 ?
???????J —— 转动惯量 ??参考文献 ?
1 华东化工学院,哈尔滨建筑工程学院,武汉建筑材料工业学院 . 玻璃钢机 械与设备 . 中国建筑工业出版社, 1981:227-302
2 陈远龄,黎亚元,傅国强 . 机床电气自动控制 . 重庆大学出版社 .1994:9-13 3 东北工学院《机械零件设计手册》编写组 . 机械零件设计手册 . 冶金工业出 版社, 1986
15 Strang.John.Programming with Curse,Newton,MA:O’reilly and Associates,1996
5??
第一章 金属切削机床课程设计的目的、
内容和要求
§1-1 机床课程设计的目的
机床课程设计 , 是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。 其目的在于通过机床主 运动机械变速传动系统的结构设计,使学生在拟定传动和变速的结构方案中,得到设计构思、 方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训 练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并培养学生具有初步的结构分析、结构设计 和计算能力。
§1-2 机床课程设计的内容
机床课程设计的内容包括:
一、 运 动设计
根据给定的机床用途、规格、极限速度、转速数列公比(或转速级数) ,通过分析比较拟定 传动结构方案(包括结构式和结构网,转速图)和传动系统图,确定传动副的传动比及齿轮的 齿数,并计算主轴的实际转速与标准转速的相对误差。
二、 动 力设计
根据给定的电动机功率和传动件的计算转速,出算传动轴直径、齿轮模数;确定皮带类型 及根数、 摩擦片式离合器的尺寸和摩擦片数及制动器尺寸。 完成装配草图后, 要验算传动件 (轴、 齿轮、轴承)的应力,变形或寿命是否在允许范围内。还要验算主轴组件的静刚度。
三、 结 构设计
进行主运动传动轴系、变速机构、主轴组件、箱体、操纵机构、润滑与密封等的布置和结 构设计。即绘制装配图(包括展开图、剖视图)和零件工作图。
四、 编 写设计计算说明书
§ 1-3 机床课程设计的要求
机床课程设计的内容要具体的体现于设计图纸和设计计算说明书上,所以要求对设计图纸 6?
?
和计算说明书两者并重。有关设计图纸和设计计算说明书的具体要求如下:
一、部件装配图
部件装配图,用以表明该部件的全部构造、机构工作原理、每个零件的功用、形状、尺寸、 位置、相互连接的方法、配合性质及运动关系。零件要标注件号 [标注件标明标准代号,非标准 件编注序号(含材料代号) ]、参数和数量。并用罗马字标注各轴轴号。
机床主轴变速箱的装配图,一般由外观图、展开图和若干横向剖视图组成。由于课程设计 的时数有限,学生只绘制展开图和一个主要横向剖视图。一般拟定的设计题目多为中等尺寸的 机床,为了直观起见,部件装配图最好用相应的标准图纸按 1:1的比例绘制。
一般的展开图,是将按传动比关系,通过各轴线转折的纵向剖面展开而成的轴系装配图。 展开图上除标注配合件的配合尺寸和配合性质外,还要选择一个能影响轴向装配尺寸的轴向尺 寸链进行标注。
横向剖视(或剖面)图是确定各轴的空间位置并表明操纵机构、制动及润滑装置等的布置 与结构的装配图。允许作阶梯剖或局部剖面,以便尽可能地表示出操纵机构。在横向剖视图上 还要标注啮合齿轮的中心距及公差,主轴轴线至基面的距离,箱体剖面轮廓尺寸等。
二 、 设计计算说明书
设计计算说明书用以论证设计方案的正确性,是整个设计的依据。其主要内容应包括:
1.机床的规格及用途;
2.运动设计;
3.动力设计(包括零件及组件的初算和验算) ;
4.结构设计的说明(主要结构分析及操纵机构、润滑方式的说明) ;
5.其它需要说明或论证的问题;
6.参考文献。
计算说明书的篇幅不少于一万字。要求论证充分、计算正确、叙述简明、条理清楚、合乎 逻辑、词句通顺、标点正确、文字工整、图表清晰。
说明书中要附以传动系统图(见 §2-2之六) 。
说明书中所用公式应注明出处,并注明式中符号所代表的意义和单位。单位一律采用法定 单位,单位符号在公式、计算结果、图表、数据、标牌中应优先采用单位符号。
说明书后须附有参考文献目录,包括作者、书刊名称、出版社和出版年份。在说明书中引 用所列的参考文献时,只在方括号里注明所列文献序号即可,如:“ 由 [4]表 5.2-2选取 ” 。 三、零件工作图
任何机器都是由零件组成的,机器零件又是按着它的设计图纸进行制造和检验的,所以零 件工作图是机器制造的基本依据。它应正确简明地表示出零件的形状、大小、构造、精度、表 面粗糙度、形位公差和技术条件等,而且符合有关标准。在课程设计中学生应绘制一个零件的 工作图。
7?
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8?
?
第二章 进行机床课程设计的步骤和方法
§ 2﹣ 1 明确题目要求、查阅有关资料
学生在获得课程设计的题目之后,首先应明确设计任务,并阅读《金属切削机床课程设计 指导书》 ,了解课程设计的目的、内容、要求和进行的步骤。然后在教师的指导下,拟定工作进 度计划;查阅必要的图书、杂志、手册、图册、产品图纸、同类型机床说明书和其它有关设计 参考资料;熟悉机床专业标准,便于设计时采用。对机床的用途、特点、主要参数、传动结构、 操纵结构、零部件的功用及其结构进行分析研究,力求做到理解、消化并进而能有所改进。还 应到现场去了解同类型机床的实际情况,在此基础上进行自己的设计构思。
§ 2﹣ 2 运动设计
一、确定极限转速 确定(或按给定的)主轴极限转速 max n , min n ,求转速调整范围 n R 。
二、 确定公比 确定主轴转速数列的公比 值, 并按它确定出标准的或派生的转速数列 (查 附录 1) 。
三、求出主轴转速级数 z ,因两轴间变速组的传动副数多采用 2或 3,在设 计简单变速系统时,变速级数应选择 32m n
z =的形式, m 、 n 为正整数。
四、确定结构网或结构式 画出合适的结构网,或按传动顺序列写合适的结构式。
验算结构网或结构式中的最末扩大组(按扩大顺序的最末,非传动顺序的最末)的调整下 列条件:r n ≤ 8(主传动) 。
最末扩大组的最大传动比 u max 和最小传动比 u min 在结构网或转速图上所跨的格数的最大允 许值为 lg r nmax /lg。淘汰超过限值的方案,再根据变速组的传动副数 p 应 “ 前多后少 ” ,变速组 的级比 ψ应为 “ 前小后大 ” 的原则,结合结构上的需要,安排各变速组的传动顺序。
五、绘制转速图
(一) 选定电动机
一般金属切削机床的驱动,如无特殊性能要求,多采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异
9?
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步电动机。 Y 系列电动机高效、节能、启动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。其型号、 额定功率及其它级数数据见附录 2, 安装尺寸见附录 3。 根据所需功率选定电动机的型号及其同 步转速 n d 。
(二) 分配总降速传动比
总降速传动比为 min d
n u n Π=, min n 为主轴最低转速,考虑是否需要增加定比传动副,以使 转速数列符合标准或有利于减少齿数和及径向与轴向尺寸,并分担总降速传动比,然后,将总 降速传动比按着 “ 先缓后急 ” 的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。
(三)确定传动轴的轴数
传动轴数 =变速组数 +定比传动副数 +1。
(四)绘制转速图
先按传动轴数及主动轴转速级数格距 画出网格, 用以绘出转速图。 在转速图上, 先分配 从电动机转速到主轴最低转速的总降速比,在串联的双轴传动间上画上
。再按结构 式或结构网的级比分配规律画上各变速组的传动比射线,从而确定了各传动副的传动比。
六、绘制传动系统图
(一)因为零件的参数尚未确定,一般是根据转速图,先按传动副的传动比拟定一个主传 动系统草图。待装配图完成后再修改草图成为正式的传动系统图。该图应该根据国家标准《机 械制图》中的机构运动简图符号(GB4460-84)进行绘制,按传动顺序画出由电动机经各传动 轴至主轴的传动系统。 传动轴上的齿轮轴向位置大致展开图相对应, 画出轴承符号, 标上轴号、 齿轮的齿数及模数、皮带轮直径、电动机的型号、功率和转速。
(二)应该注意的问题
1.如果车床主轴变速箱的Ⅰ轴(输入轴)上装有摩擦片式离合器时(图 2-1) ,Ⅰ轴最好 造成组件装配。为了缩小轴向尺寸应减少Ⅰ轴的齿轮数,并使Ⅰ轴上的零件外径尺寸向右递减 排列(均小于箱体上的装入孔径) ,以便Ⅰ轴以组件的形式能够后装先拆。同时为了减少Ⅰ -Ⅱ 轴的中心距 ,其间的变速组可采用升速传动。为要保证Ⅱ轴上的第二个变速组中的最大 齿轮外径(其齿数为 模数为 m )不碰Ⅰ轴上的离合器外径 D ,则Ⅰ -Ⅱ轴的最小中心距为
(1)
其最小齿数和为
(2)
10?
?
2.要有利降低齿轮变速箱的噪声
(1)主轴高转速范围的传动比排列,可采用先降速后升速的传动,使总转速和减小,以期 降低噪声。这种高速传动采用先降后升,可使同一变速组的传动比有升速有降速,有利于减小 齿数和、齿轮线速度及中心距。
(2)主轴高速传动时,应缩短传动链,以减少传动副数。
(3)不采用噪声大的锥齿轮传动副、如立铣可全部采用垂直排列的传动轴。
3.前边的变速组中的降速传动比不宜采用极限值 ,以避免增加径向尺寸。最末 变速组中可采用最小传动比、特别是铣床以增加主轴的飞轮效应。
七.确定变速组齿轮传动副的齿数
可用计算法 [1][2]或从 [1]113页表 3-1选定齿轮的齿数, 或按书目 <11>的方法确定齿轮齿数。 多轴变速传动机构的各变速组双轴间的齿数和 的确定
(3) 式中 ——同一变速组中的最小传动比;
11?
?
——同一变速组中最小齿轮齿数。
为了缩小径向尺寸及降低齿轮的线速度, 应取小些。由(3)式可知 受下列条件限
制。
1.受齿轮最小齿数
的限制、机床主轴系统一般取
,以避免产生根切现
象;
2. 套装在轴上的小齿轮还考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚、 以防 断裂,则其最小齿数
应为
(4)
式中 D ——齿轮花键孔的外径(mm ) ,单键槽的取其孔中心至键槽槽底的尺寸两倍; m ——齿轮模数(mm ) ;
3.
还受最小传动比
和允许的最大齿数和
的约束,机床主传动的最小传动比
取 。中型机床一般取 , ;
4. 的选取不要使两轴中心距过小,否则可能导致两轴轴承过近,在等长的的多轴变速系
统中,还可能使前后变速组的齿轮顶圆与轴承相碰,即 k 轴上前一个变速组中的最大变速齿轮
的齿顶圆与 (k+1) 轴的外径
相碰或 (k+1) 轴上的后一个变速组中的最大主动齿轮
的齿顶圆与 k 轴外径 相碰,应按(2)式检查 的确定,式中 D 应为相应的
或
。
八、核算主轴转速误差
实际传动比所造成的主轴转速误差,一般不超过
,即
(5)
12?
?
§ 2-3 传动零件的初步计算
初步计算是为了大致确定传动零件的主要尺寸 (如传动轴直径和齿轮模数等) , 以便绘制主 轴变速箱的轴系展开草图。在绘制草图布置零件的过程中,同时考虑零件结构工艺性,进一步 确定零件的其它结构参数,一些数据要按有关标准选取。由于结构的某些参数未定以及方案可 能修改,所以应按简化公式进行初步计算以加快计算速度。
零件的计算,需要知道它们的计算转速 n j , 即参与传递全功率的最低转速、传递全扭矩的最 高转速。各零件的计算转速可从转速图上按主轴的计算转速确定,金属切削机床的主轴计算转 速按参考书目 <4> 2上,第 2页表 5.1-1确定。
一、传动轴直径初定
传动轴直径按扭转刚度用(6)或(7)式进行概算
(6)
或
(7)
式中 d ——传动轴直径(mm ) ;
T n ——该轴传递的额定扭矩(N
) ,
;
N ——该轴传递的功率(kW ) ;
n j ——该轴的计算转速(r/min) ;
〔 〕——该轴每米长度允许扭转角(deg/m)
,一般传动轴取〔 〕= 0.5°~1°。对空心 轴须将(6) 、 (7)式计算值再乘以系数 ,其值查参考书目 <4> 2上、第 533
页表 5.8-2。
二、主轴轴颈直径的确定
对通用机床的主轴尺寸参数,多由结构上的需要而定,故主轴前轴颈 D 1尺寸,可按 <1>表 5.7所列的统计数据确定。后轴颈的直径 D 2,可按 D 2=(0.7~0.85) D 1(mm )酌定。尽量使 主轴截面变化要小,外径尺寸要缓减。近来车床主轴内孔直径 d 有增大趋势。参考书目 <1>表 5.7中车床主轴前轴颈尺寸下限有些偏低, 选用时请注意。 铣床主轴内孔直径按铣床主轴端部尺
13?
?
寸标准选取。
三、齿轮模数的初步计算
一般同一变速组中的齿轮取同一模数,选择负荷最重的小齿轮,按简化的接触疲劳强度公 式(8)进行计算:
(8)
式中 ——按接触疲劳强度计算的齿轮模数(mm ) ;
d N —— 驱动电动机功率(kW ) ; j n —— 计算齿轮的计算转速(r/min)
u —— 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 1u ≥,外啮合取 “ +” 号,内啮合取 “ -” 号;
1z —— 小齿轮齿数;
m ?—— 齿宽系数, m B
m
?=
(B 为齿宽, m 为模数) , m ?=6~10; 〔 j σ〕 —— 许用接触应力(MPa )
,查〈 1〉 177页表 4-7。 其他传动件按《机械零件》或有关资料进行选择或计算。各个传动件的基本尺寸确定后,
便可绘制部件装配图。
为了节约合金钢材,初算时对大多数钢制传动零件可采用优质中碳钢进行适当的热处理。 对个别工作条件较重的传动零件,当验算使发现其应力超过许用值,可改用较好的合金钢,考 虑到我国资源情况尽可能用锰硼钢代替铬钢。
§ 2–4 绘制部件装配草图
零件的初算为绘制装配草图提供了必要的尺寸。装配草图可用质量较轻的细线条绘制,以 便于修改。 在绘制轴系展开图时, 根据各传动轴的轴间距离, 按传动顺序依次画出各轴线位置, 按计算的轴颈尺寸和工作要求选择合适的轴承。 参考同类机床的装配图, 布置齿轮的轴向位置, 研究齿轮的排列方式。如果轴向尺寸嫌长时,应采取缩短措施;或采用公用齿轮;或采取窄排 列与宽排列交错布置的方式;或增加定比传动副,以使相邻两变速组的齿轮轴向尺寸由串联缩 短为并联形式。注意轴上的移动件(如滑移齿轮、齿爪式离合器等)要有足够的轴向空间;以 保证移动件在完全脱开时还未进入新的接合(参考图 3–14) 。传动轴及轴上的零件的轴向定位
14??
方式既要简单可靠,又要便于拆装和调整。
根据主轴组件设计的知识,参考结构图册选择合理的主轴组件结构,包括轴承类型、配置 与调整,主轴前端结构(标准见参考书目〈 12〉~〈 15〉 ) ,主轴的轴向定位方式等。对各种结 构方案(参考附录 4各种主轴组件工作能力比较)进行比较。并按 §2–5中五、 (一)节进行概 算后,决定是否需要修改草图。
画装配图时要全面考虑所必须的各种机构、装置、原件(如离合器、制动器、润滑与密封 装置等)的形式与安装位置。
绘制横向剖面(或剖视)图时,对于车床主轴变速箱,力求缩小径向尺寸,除减小齿数和 外,一般可不采用极限降速比 (umin =1/4),用重合转速的办法来提高降速的传动比;或增加定比 传动轴以分担总的降速传动比。 画横向剖面图应先确定主轴的位置, 然后考虑受力情况、 拆装、 调整等方面,确定其他各轴的空间位置。要特别注意各零件、包括该剖面没有表示出来的零件 的径向尺寸和位置是否相互干涉、碰撞(参看图 3–19) 。
§ 2–5 零件的验算
在零件的尺寸和位置确定后, 就具体地知道了他们的受力状态, 力的大小、 作用点和方向, 从而可以对零件进行较精确的验算。
为了节省时间应减少重复的计算工作量,可由指导老师指定验算的零件与验算项目。应按 零件在重载工作条件下进行验算,校核零件的承载能力、应力、变形和寿命是否允许,材料选 用是否恰当。
一、三角胶带传动的计算和选定 三角带的选用, 应保证有效地传递最大功率 (不打滑) , 并有足够的寿命 (一定的疲劳强度) 。 计算是按已知条件 — 传递的功率、主被动带轮的转速和工作情况 — 确定带轮的直径、中心距、 胶带型号、长度和根数及作用在支承轴上的径向力。其计算公式与步骤见《机床设计手册》 2上,第 68页、表 5.2-4,或按《机械零件》教材进行计算。
二、直齿圆柱齿轮的应力计算
在验算变速箱中的齿轮应力时,选相同模数中承受载荷最大的,齿数最小的齿轮进行接触 应力和弯曲应力验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触应力,对低速传动齿轮主要验算弯曲 应力,对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮,一定要验算弯曲应力。
接触应力验算公式为
j σ=
[]j σ≤ (9)
弯曲应力验算公式为
51232
19110() []s a j
K K K K N MP zm BYn ωωσσ×=≤ (10)
15??
式中 N—— 传递的额定功率(kW ) , N=d N η; d N —— 电动机功率(kW ) ;
η—— 从电动机到所计算齿轮的传递效率; j n —— 计算转速(r/min) ;
m—— 初算的齿轮模数 (mm); B—— 齿宽(mm ) ; z—— 小齿轮齿数;
u—— 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 u ≥1, “+” 号用于外啮合, “-” 号用于内啮合; s K —— 寿命系数:
s T n N q K K K K K =
T K —— 工作期限系数:
T K =T—— 齿 轮 在 机 床 工 作 期 限 (s T ) 内 的 总 工 作 时 间 (h )
, 对 于 中 型 机 床 的 齿 轮 取 s T =15000~20000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 T=Ts /p, p 为该变
速组的传动副数;
1n —— 齿轮的最低转速(r/min) ;
0C —— 基准循环次数,钢和铸铁件:接触载荷取 7
010C =,弯曲载荷取 6
0210C =×; m—— 疲劳曲线指数,钢和铸铁件,接触载荷取 m=3;弯曲载荷时,对正火、调质及整体
淬硬件取 m=6,对表面淬硬(高频、渗碳、氮化等)取 m=9。
—— 转速变化系数,查 <4>2上,第 13页表 5.1-12或 14页表 5.1-13; —— 功率利用系数,查 <4>2上,第 9页表 5.1-9; —— 材料强化系数,查 <4>2上,第 9页表 5.1-20; 变动工作用量交变载荷下,
的极限值查 <4>2上,第 22页表 5.1-21,当变动的交变载荷
16?
?
的总循环次数小于 次时, 可视为稳定的交变载荷, 其 查 <4>2上第 23页表 5.1-22,
查表 5.1-21。 高速转动件可能存在 的情况, 此时取
; 大载荷低速
传动件可能存在 的情况,此时应取
;当
时,取计
算值。
—— 工作状况系数,考虑载荷冲击的影响,主运动(中等冲击)取 ;
—— 动载荷系数,查 <4>2上,第 260页表 5.4-87; —— 齿向载荷分布系数,查 <4>2上,第 259页表 5.4-86; Y —— 齿形系数,从表 1选取;
—— 许用接触应力(Mpa ) ,查 <1>,第 177页表 4-7;
—— 许用弯曲应力(Mpa ) ,查 <1>,第 177页表 4-7;
如果验算的应力 、 大于初算时选定的材料及热处理方式之许用应力 、 ,可增
加齿宽 B 值,或改变热处理方式,或另选具有较大的许用压力值的材料。
表 1 标准齿轮的齿形系数
Y 14 15 16 17 18 19 20
0.345 0.355 0.362 0.370 0.378 0.386 0.395
22 24 26 28 30 33 36
0.408 0.420 0.430 0.438 0.444 0.454 0.463
39 42 45 50 65 80 100
0.470 0.475 0.481 0.488 0.502 0.510 0.513
三、齿轮精度的确定
齿轮精度等级的选择应根据它的用途、圆周速度、载荷状况和对振动、噪声、使用寿命等 方面的要求确定(参照表 2) 。对渐开线圆柱齿轮的精度等级应按 JB179-81新标准选定,齿轮
副最小侧隙采用基中心距制,中心距极限偏差按第 Ⅱ 公差组的精度等级确定 [16]。
四、传动轴的弯曲刚度验算
(一)传动轴上的弯曲载荷
齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力 和输出扭矩的齿轮驱动阻力 的作用而产生 弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮,其啮合角 ,齿面摩擦角 时,则
式中:—— 该齿轮传递的全功率(KW ) ;
m 、 z—— 该齿轮的模数、齿数;
n—— 该传动轴的计算工况转速() , (或 ) ; —— 该轴输入扭矩的齿轮计算转速() ;
表 2 4~8级精度(JB179-81)的圆柱齿轮选用参考
17?
?
18??
度 (m/s)
斜齿 >10
效率 η ≥ 0.99 ≥ 0.99 ≥ 0.99 ≥ 0.98 ≥ 0.97
工作条件与应用 范围
用于特殊精密分度 机构,要求在高速
下最平稳、无噪声 地工作的齿轮 ① , 测量 6-7级精度的 标准齿轮
用于特殊精密
分度机构,要
求在高速下平
稳和无噪声地
工 作 的 齿 轮
① ,测量 8-9
级精度的标准 齿轮
用于高速要求平
稳、无噪声工作
的齿轮 ① ;精密
传动的齿轮;分
度机构的齿轮 ②
传递一定速度和功
率的一般驱动用齿
轮
一般精度的或不重
要的驱动齿轮
① 第 Ⅰ 公差组精度等级可低一级; ② 第 Ⅱ 公差组精度等级可低一级;
③
通常在淬硬前剃齿,一般剃前推荐采用滚齿,也可在淬硬后对 HRC30~40的齿轮进行剃齿; 注 多片整体齿轮,各片齿轮相对端面距离要考虑有足够的空刀,以保证所采用的工艺方案能实现,采用剃、
磨、珩工艺时,多片齿轮的空刀距离太大,故多采用组装式结构。
—— 该轴输出扭矩的齿轮计算转速(r/min) 。
(或
) 与齿轮圆周力
(或
) 的夹角为 (α+ρ) 。
的方向与齿轮的旋转方向相同,
的方向与齿轮的旋转方向相反。
(二)验算两支承传动轴的弯曲变形
机床齿轮变速箱里的传动轴, 如果抗弯刚度不足, 将破坏轴及齿轮、 轴承的正常工作条件, 引起轴的横向振动,齿轮的轮齿偏载,轴承内、外圈相互倾斜,加剧零件的磨损,降低寿命。
图 2-2 传动轴刚度验算简图
齿轮传动轴的抗弯刚度验算,包括轴的最大挠度、滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算。 其值均应小于允许变形量 [y ]及 [θ],允许变形量见 <4>2上第 551页表 5.8—14。
19?
?
传动轴的抗弯刚度验算满足要求时,除重载轴外,一般无须再进行强度验算。
以齿轮实现变速的传动轴上,一般装与 2~3个输入扭矩的齿轮和 2~3个输出扭矩的齿轮。 每个齿轮在轴上的工作位置不同,使轴产生最大挠度点不同,其祖达挠度点一般在
(0.43~0.57) l 间变化(l 为轴的支撑跨距) 。为了计算上的简便,可近似地以该轴的重点挠度 (即在 0.5l 处)代替最大挠度。其实最大误差不超过 3%。
若两支撑的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴,忽略其支撑变形,在单一弯曲载荷作用下,其 中点挠度为
mzn
D x x N l y y b a 4
33)
75. 0(39. 171) (?=或 (mm ) (14) 式中 l —— 两支承间的跨距(mm )
D—— 该轴的平均直径(mm )
l a x i =, i a —— 齿轮 i z 的工作位置至较近支撑点的距离(mm ) ,即 2l a i <>
n z m N 、 、 、 同式(13) 。
计算在驱动力 a Q 和驱动阻力 b Q 同时作用下,传动轴中点的合成挠度 h y ,可按余弦定理 计算
βcos 22
2b a b a h y y y y y ?+=
(mm ) (15)
式中 h y —— 被验算轴的中点合成挠度(mm )
b y —— 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm ) b y —— 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm )
β—— 驱动力 a Q 和驱动阻力 b Q 在横剖面上,两向量合成时的夹角(deg ) ,
) (2ραδβ+?=
δ—— 在横剖面图上,被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角(deg ) ,按被验算轴
的旋转方向计量,由剖面图上可得 δ值。啮合角 °=20α,齿面摩擦角 °=72. 5ρ。
若令式(14)中的 γ=?) ) 75. 0(3
mzn x x ,当传动轴的结构参数 D 、 l 和传递功率 N 已 定,在单一弯曲载荷作用下,其中点挠度将随 γ值增加而加大。计算 γ值时,其中的传动轴转 速 n ,应符合 bj aj n n n ≥=或 aj bj n n n ≥=的条件。当 δ角在 °°4. 321~4. 141范围内时,中点
20?
?
的合成挠度 h y 也可以按 γ值判定其大小,即将同一传动路线的输入和输出齿轮的 γ值之和进行 比较, 选大者计算其合成挠度 h y , 或直接计算各合成挠度值。 在 δ角小于 °4. 141或大于 °4. 321时, 将分别计算在 n 值符合上述条件的各工况对轴的中点产生的合成挠度。 总之, 看 max h y 是否 超过允许值。
传动轴在支撑点 A 、 B 处的倾角 B A θθ、 ,可按下式进行近似计算 ) ]([) (3rad rad l
y h
B A θθθ≤=
?= (16) 当支撑处(A 、 B ) ,轴的倾角小于安装齿轮处的倾角允许值时,则齿轮处的倾角就不必再进行 验算。
当轴的各段直径相差不大,而且计算精度要求不高时,可按平均直径(各段直径之和除 以各直径段数)的等径轴进行计算。
由于轴的弯曲变形引起齿轮齿向偏载, 需要验算齿向压力分布状况时, 则应计算齿轮齿向 在法面的交角大小。因计算工作比较繁琐,学生可不进行此项验算。有需要者可参考书目 <10>或文献 [18]。
(三) 三支撑传动轴承的弯曲变形计算
求解三支承轴的支承反力是静不定问题, 续借足材料力学中的梁的的变形条件, 得到附加 的方程式才能解出支承反力。一般将三支撑去掉一支承 , 以该支承的支承反力作为载荷,按两支 承轴的计算公式进行计算。计算方法详见《机床设计手册》 2上,第 556页。 五、主轴组件的静刚度验算
课程设计只要求对普通机床、 铣床的主轴组件进行弯曲刚度验算, 对钻床主轴组件进行扭 转刚度验算。因轴承跨距 l 对主轴组件的刚度影响较大,所以要计算最佳支承距 l 0。
(一) 求两支承主轴组件的最佳支承距
在对主轴组件进行结构和技术经济分析的基础上, 确定了主轴结构尺寸参数、 轴承类型及 驱动力的作用方位,绘制出主轴组件的结构草图后,进行最佳支承距计算。在结构布局允许的 条件下,按最佳支承距修改草图,以便进一步降低主轴组件的柔度。在主轴前端 c 点加载时,
在 c 点的柔度方程式可近似的按附录 5中所列举的○ 18和○ 25两式迭加而成。即
2
22311133??
?
???+??????+++=l c C l c C EI lc EI c a A B c cc (mm/N) (17)
将上式对 l 求导 , 令 0/=dl da cc , 整理后得
01(60603=+??
A
B B B C C C EI
c C EIl l (18)
21??
可先假定有一载荷等于切削合力 P 作用在主轴前端 c 点,并按初定的 l 值计算轴承的径向 负荷,再按式(22)球轴承刚度 B C 、 A C 。为了计算方便。将支承距 l 、悬伸量 c 、前轴承刚度
B C ,都可用相对于支撑件的主轴平均直径 D 得相对值表示。即令相对支承距 K l =;相对
悬伸量 K c =;前轴承的相对刚度 D
C K B
C B =
。 44l l d D D ?=
(mm )
, D l 、 d l 分别为支 撑件的主轴平均外径和孔径 (mm ) ; 抗弯惯性矩 ) (64/4
4
mm D L π=; 钢得弹性模数 E=2.1×106(MPa )将上述关系代入式 (18)化简得
0) 1(60
603=+??
A
B C l C C l C C K K K K K B B
(19)
C B 、 C A 为前、后轴承刚度 , 计算 B C K 时, C B 的单位按(m N μ/) , D 的单位按(mm )代 入。
当主轴组件的参数 D l 、 d l 、 C 值初定,并计算出轴承刚度、 D 、 K c 及 B C K 。可解(19)式 得出求正实根 K l 的公式 (20)。 R 值为实数时, K l 才是正实根。
R G R G K l ??++?=
(20)
式中
2V G =; 3
23??????+=W G R
???
????
?+?
=A B C C
C K V B
160; B C C K K W 60?= 由于 /, i K l D = 当 o l l =时,最佳支承距为
() o l l K D mm = (21)
(二) 滚动轴承的径向刚度计算公式
滚动轴承的径向刚度是支承刚度的主要部分,支承刚度还包括轴承环与轴颈及箱体孔的配 合表面间的接触刚度。预紧的滚动轴承可以提高刚度,计算时可以忽略轴承环与轴颈及箱体孔 之间的接触刚度。仅以滚动轴承的游隙为零时,承受径向载荷来计算轴承的径向刚度 o c ,其计 算公式如下
1. 3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承:o c =16.1290.107
0.815R
d
22?
?
2. 4382900系列双列向心短圆柱滚子轴承:o c =22.2220.103
0.8R d
3. 向心短圆柱滚子轴承 : o c =3.0510.90.9
0.8
0.1
o i z l R 4. 圆锥滚子轴承:o c =3.01
5. 向心推力球轴承:o c =0.783
6. 单列向心球轴承:o c =0.7832/3
1/21/2o z
d R
7. 双列向心球面球轴承:o c =0.49
式中 R — 轴承的径向负荷(N ) ; d — 轴承孔径(mm ) ; z — 每列中滚动体数; i — 滚动体的列数; a — 轴承的接触角(deg ) ; d 0— 滚动体的直径(mm ) ;
l 0— 滚子有效长度(mm ) , l 0=l -2r ;
l — 滚子长度(mm ) ;
r — 滚子的倒角半径(mm ) 。
(三) 计算条件的确定
1. 变形量的允许值
(1) 验算主轴轴端的挠度 y 0, 对普通机床主轴前端的挠度允许值 [y 0],目前广泛使用的经 验数据为:[y 0]≤ 0.0002l (mm )
,其中 l 为主轴两支承间的距离(mm ) [5]。 (2) 参照文献 [12]、 [13] 推荐最大加工直径 400mm 普通车床及工作台宽度 320mm 卧式铣 床的主轴前端静刚度为 120N/um; 最大加工直径 250mm 、 320mm 普通车床及工作台宽度 200mm 、 250mm 卧式铣床的主轴前端静刚度为 100N/um。轴承刚度按式(22)计算。
(3) 按文献 [4]推荐的方法,根据不产生切削自激振动的条件来确定主轴组件的刚度。 (4) 验算时, (1) 、 (2) 、 (3)可任选一种,进行判定。
2. 切削力的确定
最大圆周切削力 P i (或 P z ) ,须按主轴输出全功率和最大扭矩确定之,如下式
23??
4295510(() d
i z j j
N P P N D n η××=或 ) (23)
式中 N d —— 电动机额定功率(kW )
; n η—— 主传动系统的总功率, n η=∏=n
i i
1
η
i η—— 各运动副的效率,一根传动轴上不论实用几个轴承,均按一个轴承效率计;
j η—— 主轴的计算转速(r/min) ; D j —— 计算直径(mm ) 。
对于车床, D j 为溜板上的最大加工直径, D j =(0.5~0.6) D max , D max 为最大加工直径 (mm ) 。 对于铣床, D j 为最大的端铣刀计算直径(见表 3) 。 表 3 升降台式铣床的端铣刀的计算直径及宽度
工作台面积(mm 2
)
200×××1250
400×1600 端铣刀计算直径(mm ) 250 端铣刀宽度(mm ) 75
验算主轴组建刚度时,须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力 P 。 (1)对于普通车床切削力合力 P=22z y P P +,总切削力 222x y z P P P P ++=
∑。如果按通
常采用未磨钝的、其主偏角为 45o 的车刀,切削钢材时进给量较大,各切削分力的比例关系大 致为:径向切削分力 z o z y P tg P P 58. 030≈=;进给力 z o
z x P tg P P 27. 015≈=,则 P z P 15. 1≈, 主切削力 z P 由式(23)求得。
(2) 对于升降台式铣床的铣削力, 一般是按端铣计算, 作用在端铣刀的每个刀齿上的铣削
力,可分解为切向分力 P ti 、径向分力 P ri 和轴向分力 P ai 。但实际上,常常将同时工作的刀齿上 的 P ti 及 P ri 的矢量和 P ,分解为平行于进给方向的水平分力 P H 及垂直于进给方向的铅直分力
P V ,即 P=2
2V H P P +。铣削圆周力 P t =
∑ti
P ,由式(23)求得。轴向分力 P ∑=ai
a
P
。各切
削分力的比值,因采用的铣削方式不同而异。若铣床进给系统的末端传动副无消隙机构,工件 又有硬皮,应采用不对称逆铣,则各切削分力与 P t 之比值可大致认为:P H =0.6P t ; P V =0.45P t ;
24??
P a =0.5P t 。 作用在端铣刀上的总切削力 P t a H V P P P P 9. 02
22=++=∑。
按上述各分力的比例关系, P
∑
应 与 水 平 面 成 30
o
角 , P
∑
在 水 平 面 的 投 影 与 水 平 分 力 P
H
成 40
o
角 , 则
P=t V H P P P 75. 02
2=+。
若铣床进给系统末端传动副有消隙机构,应采用不对称顺铣,则作用端铣刀上时的铣削分 力 与 铣 削 圆 周 力 的 比 例 关 系 大 致 为 :P
t a t H t V
P P P P P 5. 0; 24. 0; 95. 0===。 则
P=t t V H P P P P P 1. 1; 98. 022≈≈+∑。即 P ∑与水平面的投影成 60o
角, P ∑在水平面的投影与 P H
成 65o
角。验算铣床的主轴组件静刚度时,推荐采用不对称顺铣方式计算铣削力 P 。
3.切削力的作用点
设切削力 P 的作用点到主轴前支撑的距离为 s ,则
s =c +w (mm )
式中 c —— 主轴前段的悬伸长度, 即从主轴外侧前支承中点 (滚锥轴承及向心推力轴承则是 接触角法线与轴线的交点处)到主轴前端的距离;
w —— 对于普通车床 w=0.4H, (H 为车床的中心高,当 H=160~250mm 时) ; 对于升降台式铣床 w =0.4H, (H 为车床的中心高,当 H=160~250mm 时) ; 对于升降台式铣床 w =B, B 为端铣刀的宽度(见表 3) 。
(四 ) 两支承主轴组件的静刚度验算 机床主轴组件的静刚度是指它在力的作用下抵抗变形的能力。中小型机床的主轴组件所承 受的外力, 通常是由切削引起的, 作用在切削点的切削合力 P (在主轴的横向平面内 ) 、 轴向分力 形成的力偶矩 M 和作用在主轴某部的驱动力 Q 。 这些作用力使主轴上的诸力一般不在同一平面 内,是个空间力系。主轴前端挠度的大小及方向是随主轴组件的结构参数及作用力的大小和方 向的不同而变化的。因此,要在结构分析的基础上,在技术经济合理的前提下,主轴的结构参 数,轴承的类型,配置方式及支承跨距等,均应按有利于提高主轴组件的刚度进行确定。驱动 力 Q 的作用位置和方向,要力求按减小主轴前段挠度的方式进行布置。至少有利于补偿敏感方 向上的挠度,可调整驱动齿轮的在主轴节点前后的位置,其方位角也可以用计算法做出最佳选 择,以减小主轴前端的综合挠度。图 2-3 是主轴组件的计算简图
25?
?
图 2-3 主轴组件的计算简图
1.主轴组件前段挠度 y c 的算法之一
为了计算上的方便,主轴组件前端挠度可将各载荷单独作用下所引起的变形值按线性进行 向量迭加。其计算式按附录 5分别列写、计算简图同图 2-3及附录 5中的插图,符号的意义、 单位均按附录 5中的表注说明。轴承刚度按式(22)计算,要注意单位的统一和个别符号的代 换。其计算公式如下
(1)计算切削力 P 作用在 s 点引起主轴前端 c 点的挠度 y csp
) ]() )((363[2
232mm l C sc l C c l s l EI lsc EI c sc P y A B c csp
+++++?= (25)
(2) 计算力偶矩 M 作用在主轴前端 c 点产生的挠度
ccM y
) 32(
2
2mm l C c
l C c l EI lc EI C M y A B C ccM ++++= (26)
注意
ccM y 与 csp y 的方向。
(3)计算驱动力 Q 作用在两支承之间时,主轴前端 c 点的挠度
cmQ
y
26?
?
)
) )((6) )(2((
2
2mm l C bc
l C b l c l EIl b l b l bc Q y A B cmQ ??++???= (27)
(4)求主轴前端 c 点的综合挠度 c y
将备载荷分别作用下,主轴前端 c 点产生的挠度按简图 2-3在直角坐标系上进行分解 后叠加。
水平坐标 y (或 H )轴上的分量代数和为
) (cos cos cos y mm y y y M ccM Q cmQ p csp cy ααα++= (28)
垂直坐标 Z (或 V )轴上的分量代数和为
) (sin sin sin y mm y y y M ccM Q cmQ p csp cz ααα++= (29)
综合挠度 c y 为
) (2
2mm y y y cz
cy c += (30)
综合挠度的方向角为
cy
cz
y y y arctg
c
=α(deg ) (31) 注:cy y 是车床敏感方向上的挠度, cz y 则是铣床敏感方向上的挠度。 2.主轴组件前端挠度 c y 的算法之二
上述计算方法是按线性关系进行叠加的,而实际上轴承的刚度与其负荷为非线性关系,所 以存在一定误差。为了避免这种误差,课按下属方法进行主轴组件的刚度验算。计算简图见图 2-3。
(1)选定如图 2-3的直角坐标,求各力同时作用下,前后轴承负荷的大小及其方向角,并 判定象限;
(2)按轴承的合成负荷 R ,计算轴承的弹性位移 R/C=δ ,轴承刚度 C 有(22)式算 的;
(3)分别计算各作用力对弹性主轴前端 c 点产生的挠度;
(4)将轴承的弹性位移分解为直角坐标分量,并计算它对主轴前端 c 点产生的相应挠度 值;
(5) 将主轴组件前端 c 点在直角坐标上的各分量进行代数迭加后, 再合成综合挠度值 c y , 并计算其方向角 c y α。
27??
3.刚度校核
求出主轴组件前端 c 点的挠度值 c y 之后,可按变形量允许值 [见 §2-5中五(三) ]所推荐 的三种数据之一进行校核。
(1)将求得的挠度值 c y 直接与允许值 [c y ] 进行比较;
(2) 可计算出刚度值 J 与推荐的刚度值 [J ] 进行比较, 应满足 J ≥[J ]=120(N/m μ) 或 100 (N/m μ) ;
求主轴组件的刚度,是将主轴前端的切削负荷 P 、 M 转化为作用在 c 点的等效载荷
c
P :
) (cos ) /() /()
c cy y M cz z P N P P s M c N P P s c N α==+= (32)
(33)
(34)
等效载荷的方向角为 a Pc
(deg)c
cz
P cy
P arctg
P α= (35)
则主轴组件的刚度值 J 应为
/(1000cos )(/) c c c c P y J P y N m ααμ=? (36)
(3)根据不产生切削自激振动的条件进行验算,其方法见 <4>。
(五)三支承主轴组件静刚度的计算
用《结构力学》中的 “ 影响系数 ” 概念,列写三支承主轴组件静刚度计算公式。
影响系数系指在弹性杆件 k 处作用一单位载荷时,在 i 处引起的位移值。此值称为 k 处对 i 处的影响系数。当载荷为力,其线位移的影响系数以 a ik 表示之,其角位移的影响系数则以 βik 表示之;当载荷为力偶矩时,其线位移的影响系数分别以 γik 与 δik 表示之。影响系数的重要特 性就是位移互等原理,即 a ik =a ki , βik =γki (或 γik =βki ) , δik =δki 。下脚标前者为位移点,后者 为载荷点。
附录为 5中所列变形计算式若令其载荷为单位载荷时,该式即为影响系数的计算式。 计算主轴组件的静刚度, 一般考虑主轴组件承受的载荷有作用在轴端 (s ) 的力 P 及力偶矩 M 、驱动力 Q 。
1.求主轴前端 s 点作用力 P ,引起 c 点的挠度 y cp3,其计算公式由影响系数定义可写出
y cp3=Pacs3(mm ) (37)
挠度 y 的下脚标 P 、 Q 、 M 表示载荷,下脚标的 3字表示是三支承,无数字者表示是两支
28??
承(以下同此) 。
图 2-4为三支承主轴组件, 轴承的刚度分别为 C 1、 C 2、 C 3; 轴承的弹性变形分别对应为 δ1、 δ2、 δ3;支承反力分别对应为 R 1、 R 2、 R 3。去掉辅助轴承 i ,以其支承反力 R i 代之,则三 支承结构转化为两支承结构。在 P 与 R i 的作用下主轴端部 c 点的挠度为
()
cps csp ciRi cs i ci y y y P R mm αα=+=? (38)
式中 R i 可由
is i ii i i i i P R R C ααδδ?=?
?
=? (39)
联解式(39)可得
()
is
i ii i
R P N C αα=
+ (40)
将 i 点的轴承刚度 C i ,按轴承类型的相应计算公式代入式(40) ,可得出求解 R i 的方程式, 用数值逼近法算得 R i 值,将它代入式(38)则得 y cp3
若将式(40)直接代入式(38)得:
()()
is cps cs ci ii i
a y p a a mm a C =?
+
(41)
由(37)和(41)两式可知三支承的影响系数为:
3()
is cs cs ci ii i
a a a a a C =?
+
(42)
29??
由式(42)可知,当 a cs3
2.求驱动力 Q 作用在轴承 C 1、 C 2之间的 m 点(距 C 1为 b ) ,主轴前端 c 点的饶度 y cQ 3, 其计算公式依同理可得
33y ()
cQ cm cm i ci Qa Qa R a mm ==? (43)
()
im i ii i
a R N a C =
+ (44)
3.求作用在主轴前端的力偶矩 M ,使 c 点产生的饶度,计算公式为
3() cMs cs cs i ci y M M R a mm γγ==? (45)
()
is
i ii i
R M N a C γ=
+ (46)
由式(45)知, γcs 应大于 γcs3。若式(46)中的 γis =0,则支承 i 处无支反力; a ci =0时, 支承 i 处虽有 R i 力的作用,但它不引起 c 点的位移。
上列式(40) 、 (44) 、 (46)中的 R i 、 C i 分别 P 、 Q 、 M 引起的支承反力(轴承负荷)和轴 承刚度。
4.求主轴前端 c 点的合成饶度 y cs ,则
c c c ()
cs ps Qs Ms y y y y mm →→→→
=++ (47)
5.刚度的校核方法同两支承主轴组件。
(六)主轴组件的扭转刚度验算
主要承受扭矩作用的主轴组件(如钻床主轴) ,应进行扭转刚度的验算(参照 <1>) 。
六、滚动轴承的验算
机床的一般传动轴用的滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳寿命验算,其 额定寿命 L h 的计算公式为
[]500(
() () n
h F n N l Cf L h T h f K K K P
τ=≥ (48)
或按计算动负荷 的计算式进行计算
30?
?
() []() h
j P N n t n
f C f K K K P N C N f =
≤ (49) 式中 h L —— 额定寿命(h ) ;
j C —— 计算动载荷(N ) ;
T—— 工作期限(h ) 。
C 或【 C 】 —— 滚动轴承尺寸表所载的额定动载荷(N ) ,要将表中 C 值的单位(kgf )换算成国
际单位(N ) ;其他符号同 <4>2上(5.9-5)式,各系数可按 <4>2上第九章四确 定。
七、片式摩擦离合器的计算步骤与方法 参看 <4>2下,第十三章(第 1079页) ,或有关资 料。
八、制动器的计算 (一)制动扭矩的确定
制动器轴上的制动扭矩 () z T N m ?,随制动时间 z t 而变,所以制动过程的平均制动扭矩
max zp z T T β=。
max
30i
d
i z z J n T t πβ=— i
f T β
() N m ? (50) 式中 i d J —— 被制动传动链各运动元件折算到制动器上的当量转动惯量 2
Kg m ?; i f T —— 折算至制动器轴上的当量摩擦阻力矩 () N m ?,见式(52) ; z t —— 要求的制动时间(s )
,一般取 t=(0.3~5) s ,多数在 1~3s; i n —— 制动器轴在制动开始时的转速(r/min) ; max z T —— 制动完全结合时达到的最大制动扭矩 () N m ?;
β—— 制动器结合时间系数,由制动器结构而定,制动器在制动面之间及操纵机构
的间隙消除后立即完全结合达到最大制动扭矩者,取 1β=;当制动器达到完
31?
?
全结合的时间等于制动时间 z t 取 0.5β=; 这是两种极端情况, 所以 1>β>0.5,
如果时间难以确定,可先取 0.5β=。
(二)当量转动惯量的计算
如果被制动的运动系统是由 j 个回转轴的轮系和 k 个直线运动件构成的 (j=1, 2, …i , …m ; k=1, 2, …l ) ,制动器安装在 i 轴上,则各运动件折算至 i 轴上的当量转动惯量 i d J 可由下式求
得
22211) (() 2i m l
j k d j k j k i i n v J J m Kg m n n π===+?∑∑ (51) 式中 i d J —— 被制动的运动系统各运动件折算至制动器轴(i 轴)上的当量转动惯量 2
() Kg m ?; j J —— j轴及固定在其上的零件对 j 轴轴线的转动惯量 2() Kg m ? ; 空心圆柱形的轮或套对其轴线的转动惯量为 222()() 8
m J D d kg m =+?, m— 质量(kg ) ; D—— 外径(m ) ; d—— 内径(m ) 。如果 d=0则为实心圆柱形零件。
j n ——j 轴转速(r/min) ; j— 轴的序号, j=1, 2, …i , …m ;
k m —— 直线运动件(如工作台、滑板、皮带、链条等)的质量(kg ) ;
. 3, 2, 1;
min /l k k m v k …=—直线运动件的序号, — ) —直线运动件的速度(—
(三)摩擦阻力矩的概算
摩擦阻力矩的计算,实际上是比较烦难的,因为摩擦系数随条件而变。在计算制动扭矩时 没有必要对摩擦阻力矩做精确的计算,可以根据运动系统的机械传动进行粗略计算。则各运动 副这算至制动器上的当量摩擦阻力矩 i f T 可由下式求得
) () 11(
m N T T i f i ??=Πη (52) 式中 — — , , i i j
i i N T m N N N T ) (9550?=制 动 器 轴 i 传 递 的 扭 矩 和 功 率 , ) (kW N N d i η=,驱动电机的额定功率(kW ) , η—— 从电动机到 i 轴的传动效率; ?
32?
?
j n —— i 轴的计算转速(r/min) ;
Πη—— 被制动的运动系统的总传动效率
(四)确定制动器的额定扭矩
制动器的额定扭矩 T d 应大于由式(50)计算所得的扭矩 T zmax ,取
) (5. 1~25. 1max m N T T z d ?=) ( (53)
(五)闸带式制动器的计算(见 <4>2下第 1148页)
第三章 单元结构设计的图示、索引与常见错误
§ 3-1 某些单元结构图示
一、 传动轴的轴肩结构
33?
?
图 3-1 轴肩结构
a) 具有磨削空刀槽的轴肩 r=(0.3~0.5)s b)具有小半径圆弧的轴和箱体孔肩部结构 c) 具有空刀槽的轴和箱
体孔肩部结构 d) 无空刀槽加垫圈的轴肩结构
二、 非转动轴的轴向固定
图 3-2 非转动轴的固定
三、轴上零件的固定
34?
?
图 3-3 轴上零件的固定
a) 固定螺钉或固定螺钉与环形槽 b) 轴肩与弹性挡圈 c) 两分环轴向定位 A>B d)弹性挡圈 B d (h12)
e) 用双花键孔盘 (1、 2) 实现周向及轴向固定 f) 用轴向固定盘 2及销 5将手柄轴 3轴向定位 g)锥面胀紧环 h) 双向锥面胀紧环 i) 锥面胀紧环应用例
35?
?
四、便于拆卸的结构
图 3-4 便于拆卸轴承内环的结构
五、主轴轴承的配置
(一)双向轴向定位的前轴承的类型及配置
图 3-5 主轴双向定位的前轴承
1— 箱体 2— 法兰盘 3— 密封环 4— 定位套筒 5— 调整环 6— 垫圈 7— 螺母 8— 隔套 9— 内径微差定
位套筒 10— 套杯 11— 剖分环 12— 剖分环托圈 13— 螺钉 14— 弹性挡圈
36?
?
(二)单向轴向定位的前轴承的类型及配置
图 3-6主轴两端定位的前轴承
图注同图 3-5
(三)轴向游动的前轴承
图 3-7主轴前端游动的前轴承
图注同图 3-5
(四)双向轴向定位的后轴承的类型及配置
图 3-8主轴后端双向定位后轴承
图注同图 3-5
37?
?
(五)单向轴向定位的后轴承
图 3-9 主轴承后端单向定位的后轴承
图标注同图 3-5
(六 ) 轴向游动的后轴承的类型及配置
图 3-10 轴向游动的主轴后轴承
图标注同图 3-5
§3-2常用结构索引
1.传动轴的机构设计,提高刚度及改善轴的装配、加工工艺性的一些措施,轴上零件的固 定方式、轴的材料及热处理等查阅 <4>2上,第 533~542页。
2. 传动轴的轴向定位结构, 一端固定的见页 <1>第 151页图 3-43和第 141页图 3-33。 两端 定位的见页 <1>图 3-29、图 3-30、图 3-32和图 3-24。轴承内外环的固定见 <4>2上的第 625~626页。
3.减少轴上的台阶数和减小台阶高度的一些措施,见 <4>2上第 540~541页。
38?
?
4.轴上套装零件,如套筒处于与轴配合很紧的平键之间, 为了便于拆装,应将套筒开出键 槽,以免受阻,见图 <3>1上第 477页第 3栏。
5.圆锥滚子轴承的外环要便于从安装孔中卸下,图 <3>1见上第 477页第 2栏。
6.多联齿轮的结构见 <1>上第 174~175页, <12>第 116页及图册 <5>、 <6>、 <7>。
7.滚动轴承的主轴部件结构见 <1>上第 248页图 5-15至图 5-19、图 5-23至图 5-25。
8.精密主轴组件采用的内径微差的固定套筒,见 <4>2上,第 627页表 5-9-76。
9.大接触角的双向推力球轴承,见 <7>及 <16>,介绍文章见《机床》 1979 NO.12。
10.主轴端结构及其尺寸标准见 <12>, <13>, <14>, <15>。
11.离合器与制动器,见 <1>第 187~207页, <4>2下第 992~1191页。
12. 主轴箱安装定位结构,见 <12>第 117页。
13.润滑与密封见 <1>第 303~305页, <4>2上第 628~635页。
14. 操纵机构见 <1>, <2>, <5>, <6>等, “ 间歇齿轮主变速机构 ” 见《机床》 1979 NO.4。
15.其它零件的结构工艺性见 <3>1上第 454~487页及 <9>。
§ 3—3 结构设计中常见错误
一、传动轴的轴向定位错误
图 3—11 a若为一端固定,则垫圈 4是多余的,正确的应如图 3—11 c所示;若为两端定位 则图 3—11 a中的 1, 2, 3弹性挡圈是多余的,正确的应如图 3—11 d 所示。
图 3—11 b 的轴向定位约束不足,若为一端固定,则应于 1, 2, 3处加弹性挡圈如图 3—11 c 所示;若为两端定位,则 4处应加垫圈或如图 3—11 d 所示。
图 3—11 传动轴的轴向固定
a ) , b )是错误的 c ) , d )是正确的
39?
?
二、主轴组件结构设计错误
图 3—12与图 3—13的错误之处为法兰盖 1处无定心止口。 轴承外环 2处缺少一限位原件。 主轴 3处的直径与螺纹 M 的外径相同,螺母无法装配。在 4处轴向力靠弹性挡圈承受不妥,应 改用垫圈。 5处的圆锥滚子轴承外环无法拆卸,应如图 3—9以便拆卸。在 6处的调整套筒已顶 到主轴的锥颈而不能前调,故空刀槽应向前移。在 7处轴承内环前段与主轴轴肩之间缺
图 3-12 主轴组件的结构设计错误
图 3-13 主轴组件轴承环定位不足
一调整垫,致使轴承内环锥面承受,将导致 3182100型轴承径向过紧。
40?
?三、零件空间位置发生干涉
(一)齿轮滑块轴向位移发生干涉
如图 3-14的 ○
2处 A 2 5处的 A 0尺寸也不够大,应使 A 0>3B0方能 B 0有足够的轴 向位移空间。再如图 3-15欲使齿轮 22与 33啮合则滑块应向右移长度 A ,但 B (二)操纵机构的干涉 1.如图 3-16齿轮滑块 1的极右位置与齿轮滑块 2的极左位置之间应有间隙△而不使滑块 图 3-14 齿轮滑块轴向滑移干涉 相碰。滑块若用凸轮操纵,则要考虑滑块的超程量 δ、保证 Δ>δ。 2.如图 3-17 a的拨叉结构是有错误的、不能拨动齿轮滑块,正确的结构应如 3-17b 所示。 (三)剖面图上零件的径向尺寸发生干涉 图 3-18为某车床的展开图,零件的轴向布置是正确的,没有干涉现象。 但如果其轴系剖面图各轴轴线的布置如图 3-19所示, 则某些零件的径向尺寸将发生严重的 干涉。如皮带轮 1与主轴后罩 2,Ⅱ轴上的齿轮 3与主轴后箱壁的凸缘 4,主轴上的大齿轮 5与 轴Ⅱ相碰。 四、难以装拆的结构 (一)如图 3-15中 Ⅱ 轴该花键内径尺寸 2d 小于两端的轴颈尺寸 1d ,则齿轮不能装进。 41? ? (二)如图 3-12中 5的滚锥轴承外环能装上,但不能拆下,应采取图 3-9所示便于取下外 环的结构措施。 五、其他应注意的零件结构要素 (一)多联整体齿轮滑块应注意加工的空刀槽尺寸是否足够,滑移搭接的齿轮应将齿轮滑 入端倒角(修缘) 12°,如图 3-14① 。图 3-14的 ④ 处倒角方向错了。 (二)零件上的小结构要素,如槽宽、圆角半径、倒棱角度等应尽量相等,以便加工。 图 3-15 齿轮滑块右移干涉 图 3-16 齿轮滑块超程干涉 图 3-17拨叉蹩动 42? ? 图 3-18 某车床主轴箱展开图 43? ? 图 3-19 图 3-18的剖面轴系布置示意图 (三)箱体内壁应尽量避免有需要进行机械加工的表面,箱体外壁要加工的表面,如果没 有特殊的要求,这些表面应在同一平面内,以利加工。箱体上若有几个同轴的孔,其孔径应向 内或单向递减。 44?? 45? ? 46? ? 47? ? 48? ? 49? ? 50? ?