【正文】 96 mm 因為變速箱中小齒輪 1固定安裝在第Ⅱ軸上大齒輪 2安裝在第Ⅰ軸上且為雙聯(lián)滑移齒輪兩齒輪副傳動比取值為 125 變速箱做減速傳動考慮整個變速系統(tǒng)的總體結構及其安裝取 B2 108 mmB1 42 mm 4 驗算 ＜ 機床主軸箱中第Ⅶ軸和軸Ⅷ間為一對斜齒輪兩齒輪的材料選用 40Cr 經(jīng)過調(diào)質(zhì)與表面淬火處理硬度為 48～ 55HRC許用接觸強度疲勞應力精度等級取 7級經(jīng)校核齒輪齒面接觸強度和齒根彎曲疲勞強度均滿足要求此處計算和驗算過程略兩斜齒輪參數(shù)選擇具體如下 1 齒輪齒數(shù) Z1 30 Z2 u Z1 2 30 60 2 中心距 將中心距圓整為 210mm 3 按圓整后的中心距修正螺旋角 4 大小齒輪的分度圓直徑 5 齒輪寬度 圓整后取 B2 100 mmB1 110 mm 6 齒輪結構如圖所示 弧面蝸桿加工專用數(shù)控機床是對 CK6163 型數(shù)控車床的改造弧面蝸桿數(shù)控加工機床主軸箱齒輪傳動系統(tǒng)的總體結構布置和參數(shù)的選擇均參考原 CK6163 型數(shù)控車床主軸箱中各軸間齒輪的齒數(shù)和模數(shù)與原 CK6163 型數(shù)控車床主軸箱內(nèi)部齒輪的齒數(shù)和模數(shù)相同變速箱和 主軸箱內(nèi)部齒輪結構簡圖 42 如下所示 34 軸的設計計算 1 軸Ⅱ的設計計算 1〉軸的材料選用 45 鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理 2〉軸的結構設計 軸的結構是參考了 CK6163 的Ⅱ軸如圖所示 3〉 由于軸的實質(zhì)結構沒有變化而且各部分直徑也大于等于原Ⅱ軸的最小直徑故Ⅱ軸的強度是可以滿足工作要求的具體的校核計算就略去了 2 軸Ⅶ的設計計算 1〉軸的材料選用 45 號鋼并經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理 2〉估算周的最小直徑 查表得常數(shù) 3〉 軸Ⅶ的結構設計見圖如下所示 4〉 軸Ⅶ的剛度驗算 ① 軸的變形條件和允許值 軸上裝齒輪和 軸承處的撓度和傾角 y 和θ應小于彎曲剛度的許用值 [Y]和[θ ]即 y≤ [Y]θ≤ [θ ] 表 41 軸的彎曲變形的允許值 軸的類型 [Y]mm 變形部位 [θ ]rad 一般傳動軸 00003～ 00005L 裝向心軸承處 00025 剛度要求較高 00002L 裝齒輪處 0001 安裝齒輪軸 001～ 003m 裝單列圓錐滾子軸承 00006 安裝蝸輪軸 002～ 005m 裝滑動軸承處 0001 裝單列圓柱滾子軸承處 0001 L 軸的跨度 m 模數(shù) ② 軸的變形計算公式 計算軸本身彎曲的撓 度 y 及傾角θ時一般常將一軸簡化為集中載荷下的簡支架按材料力學的有關公式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做等直徑采用平均直徑 d1計算計算軸時選擇用平均直徑 d1或當量直徑d2 圓軸 平均直徑 慣性矩 矩形花鍵軸平均直徑 當量直徑 慣性矩 ③ 軸的力分解和變形合式 對于復雜受力的變形先將受力分解為三個垂直面上的分力應用彎曲變形的公式求出所求截面的兩個垂直平面的 y 和θ然后進行疊加在同一平面內(nèi)進行代數(shù)疊加在兩個垂直 面內(nèi)則按幾何合成求出該截面的總載度和總傾角 ④ 危險工作截面的判斷 驗算剛度時應選擇最危險的工作條件進行一般是軸的計算轉(zhuǎn)速最低傳動齒輪直徑最小且位于周的中央這時軸的受力將使總的變形劇烈如果對兩三種工作工作條件難以判斷哪一種最危險就分別進行計算找到最大彎曲變形值 y 和θ ⑤ 提高軸的剛度的一些措施 加大軸的直徑適當減小周的跨度或者增加第三支撐重新安排齒輪在軸上的位置改變軸的布置方位等 ⑥ 軸的校核計算 軸Ⅶ的受力簡圖 軸的傳動路線有兩條一條是由齒輪 9 傳動至Ⅶ軸上再又齒輪 12 至齒輪 13帶動主軸運轉(zhuǎn)另一條是由齒 輪 10 和齒輪 11 傳動至Ⅶ軸上再又齒輪 12 至齒輪 13帶動主軸運轉(zhuǎn) a 先校核又齒輪 10 傳入齒輪 12 傳出時軸的強度 1 作軸Ⅶ的水平面 H 彎矩圖和垂直面 V 彎矩圖 1 計算 Ⅶ軸上的功率 Ⅶ軸上的轉(zhuǎn)矩 齒輪 11 的圓周力 齒輪 11 的徑向力 齒輪 12 的圓周力 齒輪 12 的徑向力 齒輪 12 的軸向力 2 求在水平面內(nèi)的支反力由受力圖∑ MA 0 ∑ ME 0 3 求在垂直面內(nèi)的支反力由受力圖∑ MA 0 ∑ ME 0 4 畫軸Ⅶ水平面 H 和垂直面 V 內(nèi)的受力圖彎矩圖如下 2 作彎矩和轉(zhuǎn)矩圖 1 齒輪 11 的作用力在水平面的彎矩圖 如上 齒輪 11 的作用力在垂直面的彎矩圖如上 齒輪 11 在 B 截面作出的最大合成彎矩為 2 齒輪 12 的作用力在水平面的彎矩圖如上 齒輪 12 的作用力在垂直面的彎矩圖如上 齒輪 12 在 D 截面作出的最大合成彎矩為 3 作 BD 兩截面最大合成彎矩圖和扭矩圖 4 軸的強度校核經(jīng)過分析可知 B 所在的截面為危險截面按第三強度理論 計算彎矩 查《設計手冊》第二版第四卷軸的抗彎截面系數(shù) 故滿足第三強度理論 剛度校核 在水平面 H 內(nèi) FtB 單獨作用時 FtD 單獨作用時 在和 FtBFtD 共同作用下 在垂直面 V 內(nèi) 單獨作用時 單獨作 用時 在與 共同作用下時 故在共同作用下處為危險截面 其最大撓度為 而一般 [y] 00003～ 00005l 0122175～ 0203625mm 故符合要求 軸的轉(zhuǎn)角校核就不再驗算 b 再校核由齒輪 9 傳入齒輪 12 傳出時軸的強度步驟方法同上經(jīng)過校核軸的強度和剛度均滿足要求設計過程中依 b 組傳動方案此處軸Ⅶ的強度和剛度校核過程省略 3 主軸的設計計算 軸的材料選用 45 號鋼并經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理結構設計如圖由于主軸的結構基本上采用原 CK6163 型數(shù)控車床的主軸沒有明顯的改動故具體的校核計算過程就略 去不作 第四章 弧面蝸桿數(shù)控專用機床的進給系統(tǒng)設計 41 進給系統(tǒng)傳動方案擬訂 進給運動是數(shù)字控制的直接對象被加工工件的最終位置精度和輪廓精度都與進給運動的傳動精度靈敏度和穩(wěn)定性有關因此在進行數(shù)控加工機床進給系統(tǒng)傳動設計方案過程中選用傳動零件應充分注意減小摩擦阻力提高傳動精度和剛度消除傳動間隙和減小運動慣量等相關因素 弧面蝸桿數(shù)控專用機床的進給運動可采用無級調(diào)速的伺服驅(qū)動方式控制系統(tǒng)的選擇可以采用閉環(huán)開環(huán)或半閉環(huán)控制傳動部分的選擇可以考慮采用伺服電機經(jīng)過由最多一兩級齒輪或帶輪傳動副和滾珠絲桿螺母副或齒輪 齒條副或蝸桿蝸條副組成的傳動系統(tǒng)傳動給工作臺等運動執(zhí)行部件 根據(jù)設計任務弧面蝸桿數(shù)控專用加工機床的伺服驅(qū)動裝置采用開環(huán)伺服系統(tǒng)機床縱向進給運動橫向進給運動回轉(zhuǎn)工作臺上的縱向進給橫向進給以及回轉(zhuǎn)工作臺采用的均為步進電機驅(qū)動的開環(huán)伺服系統(tǒng) 42 縱向進給系統(tǒng)的設計計算 1 縱向進給系統(tǒng)的設計 根據(jù)設計任務系統(tǒng)應采用連續(xù)控制系統(tǒng)控制系統(tǒng)由微機部分鍵盤及顯示器IO 接口及光電隔離電路步進電機功率放大電路組成縱向進給系統(tǒng)采用步進電機→減速齒輪→滾珠絲桿螺母→溜板的傳動方式數(shù)控工作臺為數(shù)控回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)臺 2 縱向進給系統(tǒng)的設計計算 已知條件 工作臺質(zhì)量 W 100kgf 1000N 時間常數(shù) T 25ms 滾珠絲桿 Lo 8mm 脈沖當量 δ p 001mm 脈沖 1 切削力計算由《機床設計手冊》可知 最大切削功率 式中 主電機功率 75kW 主傳動系統(tǒng)的總效率一般為 07085 取 08 則 切削功率應按在各種加工情況下經(jīng)常遇到的最大切削力 或轉(zhuǎn)矩 和最大切削速度 轉(zhuǎn)速 來計算即 式中 主切削力 N 最大切削速度 mmin 按用硬質(zhì)合金刀具半精車鋼件時的速度取值 100mmin 在一般外圓車削時 取 2 滾珠絲杠副的計算和選型 滾珠絲杠副的設計主要是型號的選擇和性能驗算縱向進給為綜合型導軌按式計算絲杠軸向進給切削力其中 K 15 取 016 則 最大切削力下的進給速度可取最高進給速度量的 1215 取為 12 縱向最大進給速度為 06mmin 絲杠導程 8mm 則絲杠轉(zhuǎn)速為 絲杠使用壽命時間取為 T 15000h 則絲杠的計算壽命 L 為 根據(jù)工作負載壽命 L 計算滾珠絲杠副承受的最大動載荷取 由參照某廠滾珠絲杠副產(chǎn)品樣本可采用 W6008 內(nèi)循環(huán)螺紋調(diào)整預緊的雙螺母滾珠絲杠副 1 列 35 圈其額定動負 載為 181000N 精度等級選為 3 級其幾何參數(shù)如下公稱直徑 63mm 導程 8mm 螺紋