CK普通機床數(shù)控化改造正文

1、最新 精品 Word 歡迎下載 可修改1 緒論1.1 CK6140的現(xiàn)狀和發(fā)展自第一臺數(shù)控機床在美國問世至今的半個世紀內(nèi)，機床數(shù)控技術的發(fā)展迅速，經(jīng)歷了六代兩個階段的發(fā)展過程。其中，第一個階段為NC階段；第二個階段為CNC階段，從1974年微處理器開始用于數(shù)控系統(tǒng)，即為第五代數(shù)空系統(tǒng)。在近20多年內(nèi)，在生產(chǎn)中，實際使用的數(shù)控系統(tǒng)大多是這第五代數(shù)控系統(tǒng)，其性能和可靠性隨著技術的發(fā)展得到了根本性的提高。從20世紀90年代開始，微電子技術和計算機技術的發(fā)展突飛猛進，PC微機的發(fā)展尤為突出，無論是軟硬件還是外器件的進展日新月異，計算機所采用的芯片集成化越來越高，功能越來越強，而成本卻越來越低，原來在大

2、，中型機上才能實現(xiàn)的功能現(xiàn)在在微型機上就可以實現(xiàn)。在美國首先推出了基于PC微機的數(shù)控系統(tǒng)，即PCNC系統(tǒng)，它被劃入為所謂的第六代數(shù)控系統(tǒng)。下面從數(shù)控系統(tǒng)的性能、功能和體系結構三方面討論機床。數(shù)控技術的發(fā)展趨勢：（1）性能方面的發(fā)展趨勢：高速高精度高效、柔性化、工藝復合和軸化、實時智能化。.（2）功能發(fā)展方面：用戶界面圖形化、科學計算可視化、插補和補償方式多樣化、內(nèi)置高性能PLC、多媒體技術應用。（3）體系結構的發(fā)展：集成化、模塊化、網(wǎng)絡化、開放式閉環(huán)控制模式。 1.2 對于數(shù)控機床的簡介數(shù)字控制機床（Numerical Control Machine Tools）簡稱數(shù)控機床，這是一種將數(shù)字計

3、算機技術應用于機床的控制技術。它把機加工過程中的各種控制信息用代碼化的數(shù)字表示，通過信息載體輸入數(shù)控裝置，經(jīng)運算處理由數(shù)控裝置發(fā)出各種控制信號，控制機床的動作，按圖紙要求的形狀和尺寸，自動的將零件加工出來。數(shù)控機床較好的解決了復雜、精密、小批量，多品種的零件加工問題，是一種柔性、高效能的自動化機床，是典型的機電一體化產(chǎn)品。數(shù)控機床一般由下列幾個部分組成：（1） 主機，它是數(shù)控機床的主體，包括機床身、立柱、主軸、進給機構等機械部件，是用于完成各種切削加工的機械部件。（2） 數(shù)控裝置，是數(shù)控機床的核心，相當于人的大腦，它包括硬件(印刷電路板、CRT顯示器、鍵盒、織帶閱讀機等)以及相應的軟件，用于輸

4、入數(shù)字化的零件程序，并完成輸入信息的存儲、數(shù)據(jù)的變換、插補運算以及實現(xiàn)各種控制功能。（3） 驅動裝置，它是數(shù)控機床執(zhí)行機構的驅動部件，包括主軸驅動系統(tǒng)、伺服驅動系統(tǒng)、主軸電機以及伺服電機等。它在數(shù)控裝置的控制下通過電氣或電液伺服系統(tǒng)實現(xiàn)主軸和進給驅動。當幾個進給聯(lián)動時，可以完成定位、直線、平面曲線和空間曲線以及曲面加工。（4） 輔助裝置，指數(shù)控機床的一些必要配套部件，用以保證數(shù)控機床的運行，如冷卻、排屑、輪滑、照明、監(jiān)測等。它包括液壓和氣動裝置、排屑裝置、交換工作臺、數(shù)控轉臺和數(shù)控分度頭，還包括刀具及監(jiān)控檢測裝置等。（5） 編程及其他附屬設備，可用來在機外進行零件的程序編制、存儲等。與普通機床

5、相比，數(shù)控機床的特點：加工精度高，具有穩(wěn)定的加工質量；可進行多坐標的聯(lián)動，能加工形狀復雜的零件；加工零件改變時，一般只需要更改數(shù)控程序；機床本身的精度高、剛性大，可選擇有利的加工用量，生產(chǎn)率高（一般為普通機床的3-5倍；機床自動化程度高，可以減輕勞動強度；對操作人員的素質要求較高，對維修人員的技術要求更高。數(shù)控機床的優(yōu)點：數(shù)控機床能縮短準備時間，增加切削加工時間的比率；使用數(shù)控機床進行生產(chǎn)，加工的零件精度高，產(chǎn)品質量穩(wěn)定，從而有效的提高了產(chǎn)品在市場上得競爭力；數(shù)控機床具有廣泛的適應性和較大的靈活性，因此能夠完成很多普通機床很難完成或根本不能加工的、具有復雜型面、要求精度高的零件加工；許多數(shù)控機

6、床如加工中心具有自動換到功能，是零件一次夾裝之后就能完成多個加工部位的加工，實現(xiàn)了一機多用，大大節(jié)省了設備和廠房的面積；生產(chǎn)者對生產(chǎn)成本可進行預算，并對生產(chǎn)進度進行合理的安排，以達到提高經(jīng)濟效益的目的；應用數(shù)控機床進行生產(chǎn)，減輕了工人的勞動強度，提高了工人工作的環(huán)境質量，增強了工人勞動生產(chǎn)的積極性。數(shù)控機床改造的意義:自造技術和自動化水平的高低已成為一個國家和地區(qū)經(jīng)濟發(fā)展水平的重要標志，而其中最具有代表性的就是數(shù)控機床。目前我國是機床的生產(chǎn)大國，但不是機械制造強國，國產(chǎn)機床的發(fā)展仍然難以支撐國民經(jīng)濟和國防軍工的需要。與世界先進水平相比差距仍然十分明顯。其原因之一就是我國普通機床保有量仍較大，要

7、將普通機床淘汰掉是不經(jīng)濟的，也是不現(xiàn)實的；另一方面，從我國目前的生產(chǎn)狀況來看，仍然以生產(chǎn)普通機床為主。然而，用普通機床加工出來的產(chǎn)品普遍出現(xiàn)質量差、品種少、精度低、成本高、供貨期長等缺點，從而使產(chǎn)品在國內(nèi)、國際市場上缺少競爭力，這將直接影響一個企業(yè)的生產(chǎn)效益以及生存和發(fā)展、所以大力提高機床的數(shù)控化已迫在眉睫，有很大的意義，而且普通機床的數(shù)控化改造將會長期存在并不斷發(fā)展。1.3 該課題研究的目的及意義研究的目的及意義如下：（1）性能穩(wěn)定可靠，因為原機床各基礎件經(jīng)過長期時效，幾乎不會產(chǎn)生應力變形而影響精度。（2）提高生產(chǎn)效率，機床經(jīng)數(shù)控改造后即可實現(xiàn)加工的自動化效率可比傳統(tǒng)機床提高3到5倍。對復雜

8、零件而言難度越大功率越提高的越明顯，而且少用甚至不用工裝，不僅節(jié)約了費用而且可以縮短生產(chǎn)準備周期。（3）可以采用最新的控制技術，可擁有自動報警、自動監(jiān)控、自動補償?shù)榷喾N自檢功能，更好的調(diào)節(jié)了機床的加工狀態(tài)?？梢愿鶕?jù)技術革新的發(fā)展速度及時的提高生產(chǎn)設備的自動化水平和效率，提高設備質量和檔次，將舊有機床改造為具有當今水平的機床。（4）節(jié)省資金，機床的改造跟新采購的數(shù)控機床相比節(jié)省了很大的費用，大型及特殊設備尤其明顯。2 CK6140數(shù)控臥式車床的總體方案擬定2.1系統(tǒng)運動方式的確定將普通CK6140車床改造成實現(xiàn)進給兩坐標聯(lián)動，采用16單片機的半閉環(huán)控制系統(tǒng)。此系統(tǒng)能實現(xiàn)直線插補和圓弧插補并可以自

9、動回轉刀架。數(shù)控系統(tǒng)總體方案設計的內(nèi)容包括：系統(tǒng)運動方式的確定，執(zhí)行機構及傳動方案的確定，伺服電機類型及調(diào)速方案確定，計算機控制系統(tǒng)的選擇等。數(shù)控系統(tǒng)按運動方式可分為點位控制系統(tǒng)、點位/直線系統(tǒng)和連續(xù)控制系統(tǒng)。如果工件相對于刀具移動工程中不進行切削，可采用點位控制方式。例如數(shù)控鉆床等。對點位控制系統(tǒng)的要求是快速定位，保證定位進度。如果要求工作臺和刀具沿各坐標軸的運動有確定的函數(shù)關系，即連續(xù)控制系統(tǒng)，應具備控制刀具以給定速率沿加工路徑運動的功能。例如數(shù)控銑床、數(shù)控車床等均屬于此種運動方式。在點位控制系統(tǒng)中不具有連續(xù)控制系統(tǒng)中所具有的軌跡計算裝置，而連續(xù)控制系統(tǒng)中卻具有點位系統(tǒng)控制的功能。還有一些

10、采用點位控制的數(shù)控機床，例如數(shù)控鏜銑床等，不但要求工作臺運動的終點坐標，還要求工作臺沿坐標軸運動過程中切削工件。這種系統(tǒng)叫點位/直線系統(tǒng)。將普通車床的數(shù)控化改造，我們選擇連續(xù)控制系統(tǒng)。2.2執(zhí)行機構傳動方式的確定為確保數(shù)控系統(tǒng)的傳動精度和工作臺平穩(wěn)性，在設計機械傳動裝置時，通常提出低摩擦、低慣量、高剛度、無間隙、高諧振以及有適宜阻尼比的要求。在設計中應考慮以下幾點：（1） 盡量采用低摩擦的傳動和導向元件。如采用滾珠絲杠螺母傳動副、滾動導軌、貼塑導軌等。（2） 盡量消除傳動間隙。例如采用消隙齒輪等。（3） 提高系統(tǒng)的剛度。縮短傳動鏈可以提高系統(tǒng)的剛度，減少傳動鏈誤差。也可以采用預緊的方法提高系統(tǒng)

11、的剛度。如預加負載的滾動導軌等。2.3伺服系統(tǒng)的選擇伺服系統(tǒng)可分為開環(huán)控制系統(tǒng)、半閉環(huán)控制系統(tǒng)和閉環(huán)控制系統(tǒng)。開環(huán)控制系統(tǒng)中，沒有反饋電路，不帶檢測裝置，指令信號是單方向傳送的。指令發(fā)出后，不再反饋回來，故稱為開環(huán)控制。閉環(huán)控制系統(tǒng)具有裝在機床移動部件上的檢測元件，用來測量實際位移量，能補償系統(tǒng)的誤差，因而伺服控制精度高。半閉環(huán)控制系統(tǒng)與閉環(huán)系統(tǒng)不同，不直接檢測工作臺的位移量，而是用檢測元件測出驅動軸的轉角，再間接算出工作臺實際的位移量，也有反饋電路，其性能介于開環(huán)系統(tǒng)和閉環(huán)系統(tǒng)之間。根據(jù)設計要求選擇半閉環(huán)控制系統(tǒng)。進給伺服系統(tǒng)主要由位置控制單元、速度控制單元、驅動元件、檢測與反饋單元、機械執(zhí)

12、行部件組成。如圖2-1所示。圖2-1半閉環(huán)系統(tǒng)結構方塊圖2.4單片機的選擇根據(jù)學習和設計的需要，我選擇了Freescale(飛思卡爾)公司的16位單片機。Freescale公司的16位單片機主要分為HC12系列、HCS12系列以及HCS12X系列,在此我選擇了80C196KC芯片單片機。該單片機功能強大、性價比高、性能穩(wěn)定、品種齊全，針對不同的應用領域可以選擇不同性能、型號的單片機。根據(jù)系統(tǒng)的要求我還設計了鍵盤接口電路、顯示接口電路、驅動電路、復位電路、晶振電路、功率放大電路和報警電路等。系統(tǒng)總體方案框圖如圖2-2所示。圖2-2系統(tǒng)總體方案框圖3械部分設計計算說明31運動部分計算 參數(shù)的確定

13、（1）了解車床的基本情況和特點-車床的規(guī)格系列和類型通用機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計中的車床是普通型車床，其品種，用途，性能和結構都是普通型車床所共有的，在此就不作出詳細的解釋和說明了。 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79，JB/Z143-79）：最大的工件回轉直徑D（mm）是400；刀架上最大工件回轉直徑D1大于或等于200；主軸通孔直徑d要大于或等于36；主軸頭號（JB2521-79）是6；最大工件長度L是7502000；主軸轉速范圍是：321600；級數(shù)范圍是：18；縱向進給量mm/r0.032.

14、5；主電機功率（kw）是5.510。(2)參數(shù)確定的步驟和方法1)極限切削速度umaxumin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：工序種類 工藝要求 刀具和工件材料等因素。允許的切速極限參考值如機床主軸變速箱設計指導書。然而，根據(jù)本次設計的需要選取的值如下：取umax=300m/min； umin=30m/min。2)主軸的極限轉速計算車床主軸的極限轉速時的加工直徑，按經(jīng)驗分別取（0.10.2）D和（0.450.5）D。由于D=400mm，則主軸極限轉速應為： nmax=r/min （3-1）=2000r/min ； nmin=r/min （3-2） =40r/min ； 由于轉速范

15、圍 R = = （3-3） = 50 ；因為級數(shù)Z已知： Z=18級 。現(xiàn)以=1.26和=1.41代入R=得R=50和355 ，因此取=1.26更為合適。 各級轉速數(shù)列可直接從標準數(shù)列表中查出。標準數(shù)列表給出了以=1.06的從110000的數(shù)值，因=1.26=，從表中找到nmax=2000r/min，就可以每隔3個數(shù)值取一個數(shù)，得：2000，1600，1250，1000，800，630，500，400，315，250，200，160，125，100，80，63，50，40。3)主軸轉速級數(shù)z和公比已知 : =Rn Rn=且： z=18=4)主電機功率動力參數(shù)的確定 合理地確定電機功率N，使用的

16、功率實際情況既能充分的發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。 目前，確定機床電機功率的常用方法很多，而本次設計中采用的是：估算法，它是一種按典型加工條件（工藝種類、加工材料、刀具、切削用量）進行估算。根據(jù)此方法，中型車床典型重切削條件下的用量：根據(jù)設計書表中推薦的數(shù)值： 取 P=5.5kw 傳動設計（1）傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇結構式、結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效，可考慮到本次設計的需要可以參考一下這個方案。確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目、級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)有若干個順序的傳動組

17、組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3個傳動副。即 Z=Z1 Z2 Z3 （3-4）傳動副數(shù)由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子:Z= （3-5）可以有幾種方案，由于篇幅的原因就不一一列出了，在此只把已經(jīng)選定了的和本次設計所須的正確的方案列出，具體的內(nèi)容如下：傳動齒輪數(shù)目：2x（3+3+2）+2x2+1=21個；軸向尺寸：9b；傳動軸數(shù)目：6根；操縱機構 ：簡單，兩個三聯(lián)滑移齒輪，一個雙聯(lián)滑移齒輪。總傳動系統(tǒng)圖如圖3-1所示。圖3-1 總的傳動系統(tǒng)（2）組傳動順序的安排18級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，可以安排成：3x3x2，2x3x3，或3x2x3選擇傳動組安排方式時，要考慮到

18、機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。在軸上摩擦離合器時，應減小軸向尺寸，第一傳動組的傳動副不能多，以2為宜，本次設計中就是采用的2，一對是傳向正傳運動的，另一個是傳向反向運動的。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響大，因此主軸上齒輪少些為好，最后一個傳動組的傳動副選用2，或者用一個定比傳動副。（3）傳動系統(tǒng)的擴大順序的安排對于18級的傳動可以有三種方案，準確的說應該不只有這三個方案，可為了使結構和其他方面不復雜，同時為了滿足設計的需要，選擇的設計方案是： 18=313329傳動方案的擴大順序與傳動順序可以一致也可以不一致，在此設計中，擴大順序和傳動順序就是一致的。這種擴大順序和傳動順序一致，稱為

19、順序擴大傳動。（4）傳動組的變速范圍的極限植齒輪傳動副最小傳動比umin，最大傳動比umax2，決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/nmin8 因此，要按照參考書中所給出的表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。如表3-2所示。 表3-2極限傳動比及指數(shù)x，值 極限傳動比指數(shù) 1.26 x：umin= 6 值；umax=2 3（x+）值：umin=8 9（5）最后擴大傳動組的選擇正常連續(xù)的順序擴大的傳動（串聯(lián)式）的傳動結構式為： Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2即是： Z=18=313329轉速圖的擬定運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎上

20、，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉速，這樣就擬定主運動的轉圖，使主運動逐步具體化。(1)電機的選定 中型機床上，一般都采用三相交流異步電機為動力源，可以在系列中選用。在選擇電機型號時，應按以下步驟進行： 電機功率N：根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率。但電機產(chǎn)品的功率已經(jīng)標準化，因此，按要求應選取相近的標準值。 N=5.5kw 電機轉速nd異步電機的轉速有：3000、1500、1000、750r/min 在此處選擇的是： nd=1500r/min 這個選擇是根據(jù)電機的轉速與主軸最高轉速nmax和軸的轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。 雙速和多速電機的應用根據(jù)本次設計機床的需

21、要，所選用的是：雙速電機 電機的安裝和外形 根據(jù)電機不同的安裝和使用的需要，有四種不同的外形結構，用的最多的有底座式和發(fā)蘭式兩種。本次設計的機床所需選用的是外行安裝尺寸之一。具體的安裝圖可由手冊查到。根據(jù)常用電機所提供的資料，選用電機3-3所示。圖3-3 電動機軸從電機得到運動，經(jīng)傳動系統(tǒng)化成主軸各級轉速。電機轉速和主軸最高轉速應相接近。顯然，從傳動件在高速運轉下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮，軸轉速不宜將電機轉速下降得太低。但如果軸上裝有摩擦離合器一類部件時，高速下摩擦損耗、發(fā)熱都將成為突出矛盾，因此，軸轉速不宜太高。軸裝有離合器的一些機床的電機、主軸、軸轉速數(shù)據(jù)：參考這些數(shù)據(jù)，可見，車床軸

22、轉速一般取7001000r/min。另外，也要注意到電機與軸間的傳動方式，如用帶傳動時，降速比不宜太大，否則軸上帶輪太大，和主軸尾端可能干涉。因此，本次設計選用：n1=960r/min（1）中間傳動軸的轉速 對于中間傳動軸的轉速的考慮原則是：妥善解決結構尺寸大小與噪音、震動等性能要求之間的矛盾。 中間傳動軸的轉速較高時（如采用先升后降的傳動），中間轉動軸和齒輪承受扭矩小，可以使用軸徑和齒輪模數(shù)小寫：d 、 m，從而可以使用結構緊湊。但是，這將引起空載功率N空和噪音Lp（一般機床容許噪音應小于85dB）加大： N空=) KW （3-6）式中：C-系數(shù)，兩支承滾動或滑動軸承C=8.5，三支承滾動軸

23、承C=10；da-所有中間軸軸頸的平均直徑（mm）；d主主軸前后軸頸的平均直徑（mm）；n主軸轉速（r/min）。 （3-7）（mz）a所有中間傳動齒輪的分度圓直徑的平均值mm；（mz）主主軸上齒輪的分度圓的平均值mm；q-傳到主軸所經(jīng)過的齒輪對數(shù)；-主軸齒輪螺旋角；C1、K-系數(shù)，根據(jù)機床類型及制造水平選取。我國中型車床、銑床C1=3.5。車床K=54，銑床K=50.5。從上訴經(jīng)驗公式可知：主軸轉速n主和中間傳動軸的轉速和n對機床噪音和發(fā)熱的關系。確定中間傳動軸的轉速時，應結合實際情況作相應修正：功率教大的重切削機床，一般主軸轉速較低，中間軸的轉速適當取高一些，對減小結構尺寸的效果較明顯。速

24、輕載或精密車床，中間軸轉速宜取低一些?？刂讫X輪圓周速度u8m/s（可用7級精度齒輪）。在此條件下，可適當選用較高的中間軸轉速。（2）齒輪傳動比的限制 機床主傳動系統(tǒng)中，齒輪副的極限傳動比：1)升速傳動中，最大傳動比umax2。過大，容易引起震動和噪音。2)降速傳動中，最小傳動比umin1/4。過小，則使主動齒輪與被動齒輪的直徑相差太大，將導致結構龐大。主運動的轉速如圖3-4所示。 圖3-4 主運動的轉速圖3.1.4 帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定根據(jù)擬定的轉速圖上的各傳動比，就可以確定帶輪直徑和齒輪的齒數(shù)。(1)帶輪直徑確定的方法、步驟1)選擇三角型號一般機床上的都采用三角帶。根據(jù)電機轉速和功率查圖

25、即可確定型號（詳情見機床主軸變速箱設計指導4-1節(jié)）。但圖中的解并非只有一種，應使傳動帶數(shù)為35根為宜。本次設計中所選的帶輪型號和帶輪的根數(shù)：B型帶輪 選取3根2)確定帶輪的最小直徑Dmin（D小）各種型號膠帶推薦了最小帶輪直徑，直接查表即可確定。根據(jù)皮帶的型號，從教科書機械設計基礎教程查表可取： Dmin=140mm3)計算大帶輪直徑D大根據(jù)要求的傳動比u和滑功率確定D大。當帶輪為降速時： 三角膠帶的滑動率=2%。三角傳動中，在保證最小包角大于120度的條件下，傳動比可取1/7u3。對中型通用機床，一般取12.5為宜。因此，137.2mmD大343mm經(jīng)查表取：D大=212mm(2)確定齒輪

26、齒數(shù) 用計算法或查表法確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡單。根據(jù)要求的傳動比u和初步定出的傳動齒輪副齒數(shù)和Sz，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。 在本次設計中采用的就是常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪）表就見教科書機床簡明設計手冊。不過在表中選取的時候應注意以下幾個問題：1)不產(chǎn)生根切。一般去Zmin1820。2)保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚2mm，一般取5mm則zmin6.5+，具體的尺寸可參考圖。3)同一傳動組的各對齒輪副的中心距應該相等。若莫數(shù)相同時，則齒數(shù)和亦應相等。但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足比了上述要求。機床上可用修正齒輪，在一定范圍內(nèi)調(diào)整中心距使

27、其相等。但修正量不能太大，一般齒數(shù)差不能超過34個齒。4)防止各種碰撞和干涉三聯(lián)滑移齒輪的相鄰的齒數(shù)差應大于4。應避免齒輪和軸之間相撞，出現(xiàn)以上的情況可以采用相應的措施來補救。在同時滿足以上的條件下齒輪齒數(shù)的確定已經(jīng)可以初步定出，具體的各個齒輪齒數(shù)可以見傳動圖上所標寫的。5)確定軸間距：軸間距是由齒輪齒數(shù)和后面計算并且經(jīng)驗算而確定的模數(shù)m而確定的，具體的計算值如下（模數(shù)和齒輪的齒數(shù)而確定的軸間距必須滿足以上的幾個條件）：軸與軸之間的距離：取m=2.5mm，由轉速圖而確定 （3-8）齒輪1與2之間的中心距 （3-9） 軸與軸之間的距離：取m=2.5mm，由轉速圖而確定的傳動比見圖， （3-10）

28、齒輪3與4之間的中心距： （3-11） 軸與軸之間的距離：取m=3.5mm，由轉速圖而確定的傳動比 （3-12）齒輪9與10之間的中心距： （3-13）軸軸之間的中心距離：取m=3.5mm，由轉速圖而確定的傳動比 （3-14） （3-15）主軸到脈沖軸的中心距：取m=3.5mm，傳動比 （3-16） （3-17）軸到反轉軸軸的中心距：取m=2.5mm，傳動比 （3-18） （3-19） 由齒頂高 （3-20）齒頂高和齒跟高只與所取的模數(shù)m有關?？芍=2.5mm時， 取m=3.5mm時： （3）主軸轉速系列的驗算主軸轉速在使用上并不要十分準確，轉速稍高或稍低并無太大影響。但標牌上標準數(shù)列的數(shù)

29、值一般也不允許與實際轉速相差太大。由確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉速與傳動設計理論值難以完全相符合，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過正負10（-1）%。即 或按公式： n=-2%+6% （3-21）如果超差，要根據(jù)誤差的正負以及引起誤差的主要環(huán)節(jié)，重新調(diào)整齒數(shù)，使轉速數(shù)列得到改善。主運動傳動鏈的傳動路線表達式如圖3-5所示。圖3-5主傳動路線所有主軸的詳細的校核如下：輸入到軸的轉速 （3-22） （3-23） （3-24） （3-25） （3-26） （3-27） （3-28） （3-29） （3-30） （3-31） （3-32） （3-33） （3-34） （3-35） （3-36） （

30、3-37） （3-38） （3-39） （3-40） （3-41） （3-42） （3-43） （3-44） （3-45） （3-46） （3-47） （3-48） （3-49） （3-50） （3-51） （3-52） （3-53） （3-54） （3-55） （3-56） （3-57） （3-58）在主軸上的18級轉速分別校核后，都合格。3.1.5 傳動件的估算和驗算傳動方案確定后，要進行方案的結構化，確定個零件的實際尺寸和有關布置。為此，常對傳動件的尺寸先進行估算，如傳動軸的直徑、齒輪模數(shù)、離合器、制動器、帶輪的根數(shù)和型號等。在這些尺寸的基礎上，畫出草圖，得出初步結構化的有關布置與尺寸；

31、然后按結構尺寸進行主要零件的驗算，如軸的剛度、齒輪的疲勞強度等，必要時作結構和方案上的修改，重新驗算，直到滿足要求，最后才能畫正式裝備圖。對于本次設計，由于是畢業(yè)設計，所以先用手工畫出草圖，經(jīng)自己和指導老師的多次修改后，再用計算機繪出。三角帶傳動的計算三角帶傳動中，軸間距A可以較大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，亦可因而緩和沖擊及隔離震動，使傳動平穩(wěn)。帶傳動結構簡單，但尺寸，機床中多用于電機輸出軸的定比傳動。（1)選擇三角帶的型號根據(jù)計算功率Nj（kw）和小帶輪n1（r/min）查圖選擇帶的型號。計算功率Nj=KWNd kW式中 Nd電機的額定功率， KW工作情況系數(shù)。車床的起動載荷輕，

32、工作載荷穩(wěn)定，二班制工作時，?。篕W=1.1帶的型號是： B型號（2)確定帶輪的計算直徑D1、D21）小帶輪計算直徑D1皮帶輪的直徑越小，帶的彎曲應力就越大。為提高帶的使用壽命，小帶輪直徑D1不宜過小，要求大雨許用最小帶輪直徑Dmin，即D1Dmin。各型號帶對應的最小帶輪直徑Dmin可查表。D1=140r/min2）大帶輪計算直徑D2 （3-59） =212r/min式中: n1-小帶輪轉速r/min; n2-大帶輪轉速r/min; -帶的滑動系數(shù),一般取0.02.算后應將數(shù)字圓整為整數(shù)。3）確定三角帶速度u具體的計算過程如下： = （3-60） =10.6m/s對于O、A、B、C型膠帶，5

33、m/su25m/s。而u=510m/s時最為經(jīng)濟耐用。此速度完全符合B型皮帶的轉速。4）初定中心距A0：帶輪的中心距，通常根據(jù)機床總體布局初步選定，一般可以在下列范圍內(nèi)選?。?A0=（0.62）（D1+D2） mm （3-61）=352（0.62）mm=211.2mm704mm取 A0=704 mm 距過小，將降低帶的壽命；中心距過大時，會引起帶振動。中型車床電機軸至變速箱帶輪的中心距一般為750850mm。5）確定三角帶的計算長度L0及內(nèi)周長LN。 三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。 （3-62） = =1960.67mm圓整到標準的計算長度 L=2033 mm 經(jīng)查表 LN=20

34、00 mm 修正值 Y=336）驗算三角帶的擾曲次數(shù)u 40 次/s （則合格） （3-63） 式中：m-帶輪個數(shù)。如u超限?？杉哟驦（加大A）或降低u（減少D2、D1）來解決。 代入數(shù)據(jù)得 （3-64） =10.5 次/s 40 次/s是合格的，不需作出任何修改。7）確定實際中心距A （3-65）= 740 mm8）驗算小帶輪包角1 （3-66） 如果1過小，應加大中心距或加張緊裝置。 代入數(shù)值如下： =180-5.6 =174.4120經(jīng)校核合格。9）確定三角帶根數(shù)z （3-67） 式中：N0-單根三角帶在 1=180、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率值。 C1-包角系數(shù)。參數(shù)的選擇可以

35、根據(jù)書中的表差?。篘0=2.69C1=0.98Kw=1.1 帶入數(shù)值得： 所以，傳動帶根數(shù)選3根。此公式中所有的參數(shù)沒有作特別說明的都是從機床主軸變速箱設計指導傳動軸的估算和驗算傳動軸除了應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此，疲勞強度不是主要矛盾。除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不致產(chǎn)生過大的變形。如果剛度不足，軸上的零件如齒輪、軸承等將由于軸的變形過大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動和噪聲、發(fā)熱、過早磨損而失效。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。通常，先按

36、扭轉剛度估算軸的直徑，畫出草圖之后，再根據(jù)受力情況、結構布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度。（1）傳動軸直徑的估算傳動軸直徑按扭矩剛度用下列公式估算傳動軸直徑：（3-68）其中：N該傳動軸的輸入功率N=Nd kw （3-69）Nd電機額定功率；從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積（不計該軸軸承上的效率）。nf該傳動軸的計算轉速r/min。計算轉速nf是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系而確定，而中型車床主軸的計算轉速為： （3-70）每米長度上允許的扭轉角（deg/m），可根據(jù)傳動軸的要求選取。根據(jù)參考書中所給出的公式和本次設計所

37、必須滿足的條件，在傳動過程中所有軸的直徑的估算如下： nj（主）=nminz/3-1 （3-71） =125 r/min主軸 nj=n6=125 r/min ； 軸 nj=n7=160 r/min ； 軸 nj=n11=400 r/min ； 軸 nj=n14=800 r/min ； 軸 nj=960 r/min ；由 ： （3-72）則計算主軸和中間軸的直徑d如下：主軸 d5=64 mm ； 軸 d4=40 mm ； 軸 d3=40 mm ； 軸 d2=40 mm ； 軸 d1=30 mm ；(2)傳動軸剛度的驗算：1)軸的彎曲變形的條件和允許值機床主傳動的彎曲剛度驗算，主要驗算軸上裝齒輪和

38、軸承處的橈度y和傾角。各類軸的橈度y和裝齒輪和軸承處傾角，應小于彎曲剛度的許用值Y和值，即： yY； （3-73） （3-74）由于書寫量比較大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。2）軸的彎曲變形計算公式計算軸本身變形產(chǎn)生的橈度y和傾角時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁，按參考書中的表中的有關公式進行計算。當軸的直徑相差不大且計算精度要求不高時，可把軸看作等徑軸，采用平均直徑來進行計算。計算花鍵軸的剛度時可采用直徑或當量直徑。本次設計機床中常采用矩形花鍵軸的相關數(shù)據(jù)如表3-6所示，但是本次設計的說明書的篇幅和時間的關系就不在此詳細的列出了。一般的計算公式為： （3-75） （3-76）矩形花

39、鍵軸：平均直徑 （3-77） 當量直徑 （3-78）慣性距 （3-79）表3-6 設計機床中常采用矩形花鍵軸的花 鍵 軸 尺寸 （GB1144-74） 平均直徑 當量直徑 極慣性距 慣性距 28 27.8458976 29488 37.5 37.78 200058 100029 61.5 61.76 1428706 714353根據(jù)本次設計的情況，主軸的剛度要求必須進行校核，具體的剛度校核結果如下：a）.首先，把主軸上的軸承所能承受的載荷在機械設計手冊3中查出，見下：深溝球軸承 其基本額定載荷為：推力球軸承 其基本額定載荷為：雙列圓錐滾子軸承 其基本額定載荷為：b）.計算軸上的載荷如圖3-7所

40、示：圖3-7 軸的結構圖與彎矩扭矩圖主軸上齒輪在高速轉動時所產(chǎn)生的載荷：齒輪1：（3-80）齒輪2： （3-81）c）.校核傾角和橈度經(jīng)查表得：安裝圓錐滾子軸承處 安裝深溝球軸承處安裝推力球軸承處計算主軸圓軸的平均直徑和慣性矩： （3-82） （3-83） （3-84）傾角：對 （3-85） （3-86） （3-87） （3-88）對 （3-89） （3-90） （3-91） （3-92）在點C處的傾角 （3-93） （3-94）在點B處的傾角 （3-95）在點A處的傾角 （3-96）橈度：對 （3-97） （3-98） （3-99）對 （3-100） （3-101） （3-102） （3-1

41、03）根據(jù)表選用（3-104）由此可得在主軸上的剛度是完全合格的。齒輪模數(shù)的估算和計算按接觸疲勞和彎曲強度計算齒輪模數(shù)比較復雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪個參數(shù)都已知道后方可確定，所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數(shù)。齒輪彎曲疲勞的計算： （3-105）齒面點蝕的估算： （3-106）其中nj為大齒輪的計算轉速，A為齒輪中心距。由中心距A及齒數(shù)z1、z2求出模數(shù)： （3-107） 根據(jù)估算所得mj的值，由標準的模數(shù)表查取相近的標準模數(shù)。計算（驗算）：結構確定后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。

42、根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： （3-108）根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： （3-109）式中：N-計算齒輪傳遞的額定功率； -計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min； -齒寬系數(shù)=b/m，常取610； -計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)； i-大齒輪和小齒輪餓齒數(shù)比，“+”用于外嚙合，“-”用于內(nèi)嚙合；-壽命系數(shù)，；-工作期限系數(shù)，；齒輪等傳動件在接觸和彎曲腳變載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準循環(huán)次數(shù)C0；n-齒輪的最低轉速r/min；T-預定的齒輪工作期限，中型機床推薦：T=15，00020，000h；Kn-轉速變化系數(shù)；KN-功率利用系數(shù)；Kq-材料強化系數(shù)。幅值低的交變載荷

43、可使金屬材料的晶粒邊界強化，起著阻止疲勞細縫擴展的作用；Ks（壽命系數(shù)）的及值Ksmax，Ksmin當時，則取K1-工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運動：K1=1.21.6；K2-動載荷系數(shù)；K3-齒向載荷分布系數(shù)；Y-齒形系數(shù)；-許用彎曲、接觸應力Mpa。本次設計中的模數(shù)計算與選取如下：1) 軸傳到軸的模數(shù)：齒輪接觸疲勞的計算： （3-110）齒輪彎曲疲勞的計算： （3-111）取A=72mm （3-112）計算（驗算）核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：經(jīng)查表?。?（3-113）取N=5.5KW，代入公式得： （3-114） 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公

44、式為：查表取代入公式得： （3-115） （3-116） 經(jīng)校核和查表取m=2.5mm。2) 軸傳到軸的模數(shù)：齒輪接觸疲勞的計算： （3-117）經(jīng)校核取m=2.5mm。齒輪彎曲疲勞的計算： （3-118）取A=90mm （3-119）經(jīng)校核和查表?。喝j=2.5mm3) 軸傳到軸的模數(shù)：齒輪接觸疲勞的計算： （3-120）齒輪彎曲疲勞的計算： （3-121）取A=122mm （3-122）經(jīng)校核和查表?。喝j=3.5mm4) 軸傳到軸的模數(shù)：齒輪接觸疲勞的計算： （3-123）齒輪彎曲疲勞的計算： （3-124）取A=192mm （3-125）經(jīng)校核和查表取：取m=3.5mm以上所有的模數(shù)的選取都是根據(jù)參考書機械原理所提供的模數(shù)表中選取的標準值。軸（輸入軸）的設計(1)軸的特點1）.將運動傳入變速箱的帶輪，一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸不受帶的拉力（帶輪卸荷）。2）. 若軸上安裝正反用的離合器，由于組成離合器的零件很多，在箱內(nèi)裝備很不方便，一般都希望在箱外將軸組裝好后再整體裝入箱