12刀位星型伺服刀塔设计毕业论文设计.doc

陕西理工学院毕业论文（设计）目 录前言11 绪论31.1 数控机床发展历程以及国内外发展现状的思考31.2 数控机床的发展趋势41.3 研究方法51.4 设计内容52 运动学与动力学计算92.1 伺服电机的选择计算92.1.1选择电动机的类型92.1.2选择电动机的功率92.2 计算总传动比及分配各级传动比102.3 计算传动装置的运动和动力参数112.3.1计算各齿轮的转速112.3.2计算各齿轮的功率122.3.3计算各齿轮的转矩123 传动零件的设计计算133.1 齿轮的设计计算133.1.1电机到刀盘的传动链的设计计算133.1.2电机到刀具的传动链的设计计算203.2 轴的设计计算303.2.1轴1的设计计算303.2.2轴2的设计计算333.2.3轴3的设计计算343.3 刀盘的设计364液压系统的设计与计算384.1 液压油泵的选择384.2 液压缸的设计384.2.1 选择液压缸类型384.2.2液压缸主要尺寸的计算384.3 拟定液压系统图405箱体的设计与计算415.1 确定箱体内传动件轮廓及其相对位置415.2 箱体内壁位置的确定425.3 箱体主要结构尺寸的确定42总 结44致 谢45参考文献46第 2 页 共 2页 陕西理工学院毕业论文（设计）毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日期： 使用授权说明本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名： 日 期： 学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名： 日期： 年 月 日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期： 年 月 日导师签名： 日期： 年 月 日前 言现代工业发展其实就是制造工艺的发展，而这其中一个非常重要的因素就是制造工具机床的发展。现代机床的发展都趋向于自动化、复合化以及高速化。而作为制造业主力军的数控机床来说，它的发展更是日新月异。自从20世纪60年代世界上第一台数控机床问世以来，随着计算机技术、微电子技术、现代控制技术、传感检测技术、信息处理技术、网络通信技术和机械制造技术等各相关领域的发展，数控技术已成为现代先进制造系统(fms，cims等)中不可缺少的基础技术。由于机床数控系统技术复杂，种类繁多。现在数控机床的“使用难、维修难”问题，已经是影响数控机床有效利用的首要问题。当前，数控机床发展迅猛，一方面向高速、高效、高精度方面发展，同时，在制造行业中广泛存在原有设备的数控改造和系统升级问题。作为关键附件，高性能的刀塔对于提高机床整体运行的可靠性、稳定性和效率有着重要意义，数控刀塔是由数控系统来控制的，因此，在刀塔本身性能提高的情况下，如何实现控制任务就显得十分重要了。国内数控车床转塔刀架的设计和生产都是依赖先进国家的，而且产品的性能方面跟国外还有一定的差距，期待开发设计一种性能最优，最有实用价值的转塔刀架，来适应市场，替代进口产品低价位的数控车床用转塔刀架，占领国内市场，并达到国际领先水平，为国产机床工业的发展作出贡献。数控车床今后将向中高当发展，中档采用普及型数控刀架配套，高档采用动力型刀架，兼有液压刀架、伺服刀架、立式刀架等品种，预计近年来对数控刀架需求量将大大增加，随着数控车床的发展，数控刀架开始向快速换刀、电液组合驱动和伺服驱动方向发展，因此对刀塔的设计以及它本身性能的研究就显得十分重要。本次的课题是12刀位星型伺服刀塔设计，该机构可以一次装夹12把动力刀，可以在加工过程中一次性的进行多道工序的加工，大大提高了加工精度和生产效率。本次设计的主要内容是：对刀塔的结构，刀塔的传动形式以及驱动方式的设计；刀塔与刀座的连接形式、刀座的选择；刀具的交换动作设计、交换时间以及定位锁紧计算；刀塔其他辅助部件的设计其结构尺寸进行选择设计，根据课题所要求的刀塔的驱动方式，对其进行设计进而加以优化。总之，本课题的意义在于:1根据设计要求，在最短的时间内设计出最优的12位星型刀塔结构，并对其进行伺服驱动；2.减少物质的浪费，用最少的材料设计出满足其设计要求及加工精度的刀塔结构；3.为解决同类问题即关于刀塔的结构形式、刀塔的驱动方式，提供一种研究方法；4.培养综合运用专业基础知识和专业技能来解决工程实际问题的能力；5.强化工程实践能力和意识,提高本人综合素质和创新能力；6.，使本人受到从事本专业工程技术和科学研究工作的基本训练,提高工程绘图、计算、数据处理、外文资料文献阅读、使用计算机、使用文献资和手册、文字表达等各方面的能力；7.培养正确的设计思想和工程经济观点，理论联系实际的工作作风，严肃认真的科学态度以及积极向上的团队合作精神。1 绪论刀塔目前主要应用于数控车床、数控铣床以及车铣复合加工中心，所以与刀塔发展最相关的领域就是数控车床、数控铣床以及车铣复合加工中心的发展。1.1 数控机床发展历程以及国内外发展现状的思考1949年帕森公司正式接受美国空军委托，在麻省理工学院伺服机构试验室的协助下，开 始从事数控机床的研制工作。经过三年时间的研究，于1952年试制成功世界第一台数控机床试验性样机，这是一台采用脉冲乘法器原理的直线插补三坐标连续控制铣床，这便是数控机床的第一代。 1953年，美国空军与麻省理工学院协作，开始从事计算机自动编程的研究，这就是创制apt(automatically programmed tools )自动编程系统的开始。 1955年，美国空军花费巨额经费订购了大约100台数控机床,此后两年，数控机床在美国进入迅速发展阶段,市场上出现了商品化数控机床。1958年，美国克耐杜列克公司(keaney &trecker co.)在世界上首先研制成功带自动换刀装置的数控机床，称为”加工中心”。 1959年，计算机行业研制出晶体管元器件，因而数控装置中广泛采用晶体管和印制电路板，从而跨入第二代数控时代。同时美国航空工业协会(aia)和麻省理工学院发展了apt程序语言。 1960年以后，点位控制机床在美国得到迅速发展,数控技术不仅在机床上得到实际应用，而且逐步推广到冲压机、绕线机、焊接机、火焰切割机、包装机和坐标测量机等，在程序编制方面，已由手工编程逐步发展到采用计算机自动编程。除了apt数控语言外，又发展了许多自动骗程语言。 从1960年开始，德国，日本等先进工业国家都陆续开发，生产及使用了数控机床， 1965年，出现了小规模集成电路。由于它体积小，功耗低，使用数控系统的可靠性得以进一步提高，数控系统发展到第三代。 1967年，英国首先把几台数控机床联接成具有柔性的加工系统，这就是最初的fms(flexible manufacturing system，柔性制造系统)。之后，美，欧，日也相继进行开发与应用。 1970年前后，美国英特尔公司开发和使用了微处理器。1974年美，日等国首先研制出以微处理器为核心的数控系统。近20年来，微处理机数控系统的搂控机床得到飞速发展和广泛应用，这就是第五代数控系统(mnc)。20世纪80年代初，国际上又出现了柔性制造单元fmc(fleibiemanufacturing cell) 。通过以上介绍，我们了解了数控机床的发展历程，而目前我国数控技术的发展起步于二十世纪五十年代，通过“六五”期间引进数控技术，“七五”期间组织消化吸收“科技攻关”，我国数控技术和数控产业取得了相当大的成绩。特别是最近几年，我国数控产业发展迅速，19982004年国产数控机床产量和消费量的年平均增长率分别为39.3%、34.9%。尽管如此，进口机床的发展势头依然强劲，从2002年开始，中国连续三年成为世界机床消费第一大国、机床进口第一大国，2004年中国机床主机消费高达94.6亿美元，但进出口逆差严重，国产机床市场占有率连年下降，1999年是33.6%，2003年仅占27.7%。1999年机床进口额为8.78亿美元（7624台），2003年达27.1亿美元（23320台），相当于同年国内数控机床产值的2.7倍。国内数控机床制造企业在中高档与大型数控机床的研究开发方面与国外的差距更加明显，70%以上的此类设备和绝大多数的功能部件均依赖进口。由此可以看出国产数控机床特别是中高档数控机床仍然缺乏市场竞争力，究其原因主要在于国产数控机床的研究开发深度不够、制造水平依然落后、服务意识与能力欠缺、数控系统生产应用推广不力及数控人才缺乏等。总的来说“我国的数控系统在中、高档领域还基本上是靠进口。现阶段我国的机床行业在高精尖数控技术方面还处于模仿阶段, 基础研究远跟不上世界先进水平的发展”2，因此我们应看清形势，充分认识国产数控机床的不足，努力发展先进技术，加大技术创新与培训服务力度，以缩短与发达国家之间的差距。1.2 数控机床的发展趋势目前，数控机床的发展日新月异，高速化、高精度化、复合化、智能化、开放化、并联驱动化、网络化、极端化、绿色化已成为数控机床发展的趋势和方向。中国作为一个制造大国，主要还是依靠劳动力、价格、资源等方面的比较优势，而在产品的技术创新与自主开发方面与国外同行的差距还很大。中国的数控产业不能安于现状，应该抓住机会不断发展，努力发展自己的先进技术，加大技术创新与人才培训力度，提高企业综合服务能力，努力缩短与发达国家之间的差距。力争早日实现数控机床产品从低端到高端、从初级产品加工到高精尖产品制造的转变，实现从中国制造到中国创造、从制造大国到制造强国的转变。1.3 研究方法一般在机加工过程中，一个零件的加工往往需要多道工序才能完成，因此数控机床研究的一个重要领域就是如何在这一方面提高效率，压缩非切削时间以提高生产效率，同时也为了尽量减少由于多次安装工件所引起的加工误差，一次数控加工过程中一般对工件只进行一次装夹，然后在加工过程中通过自动换刀完成多道工序或全部工序的加工，所以对数控木工机床的自动换刀方式的研究就成为了目前研究的一个重要领域。“自动换刀方式主要有更换主轴头换刀方式和带刀库的自动换刀方式两种形式， 更换主轴头换刀方式应用于数控镂铣机，而带刀库的自动换刀方式应用于数控加工中心”“在具有多根主轴的数控镂铣铣床上， 通过更换主轴头进行换刀是一种简单的换刀方式，由于在换刀过程中并不拆卸刀具，而是将刀具和主轴一起更换，所以省去了自动松夹卸刀装刀夹紧以及刀具搬运等一系列复杂的操作， 从而显著减少了换刀时间。所以这种换刀方式的换刀速度很快，同时也提高了换刀的可靠性。根据主轴头布置方式不同， 通常有平行刀轴式换刀和回转刀架式换刀两种方式”“ 数控加工中心的一个显著结构特征是配置有带刀库的自动换刀系统， 刀库可以存放较多的刀具，能满足复杂零件的多工序加工需要，可明显提高机床的适应性和加工效率，应用广泛。换刀系统的整个换刀过程较为复杂：首先&应把加工过程中需要使用的全部刀具分别安装在标准刀柄上，在机外进行尺寸调整之后&按一定的方式放入刀库，换刀的时候，按一定的选择方法进行选刀，并由刀具交换装置实现刀具在刀库和主轴之间的传递和装卸。刀具的交换方式通常分为无机械手换刀和有机械手换刀两大类”。总的来说为了提高机加工的效率以及机加工的精度，换刀装置无可厚非的成了其研究的一个重要领域。1.4 设计内容本次设计所选择的题目是：12刀位星型伺服刀塔设计。图1.1为德国米迈提克加工中心/cnc 车床的两种形式的刀塔。课题涉及到的有关知识包括：数控机床结构、车削加工中心、自动换刀装置等等方面；其次还包括一些机械设计、机械传动、液压、分度机构等方面的知识，在校图书馆借阅了一些关于本次设计有关的资料，而且还在网上搜索了一些相关资料：1）现代实用机床设计手册；2）实用机床设计手册；3）机械设计手册；4）数控车床设计；5）数控机床结构与维修等等；6）机械原理。而主要的资料则是现在已有的各种刀塔及其参数，比如肖特的动力刀座，迪普马等。详细资料见本说明书最后的参考资料。图1.2刀塔外观图：图 1.1图 1.2 刀塔外观图本课题主要研究数控车床（车削中心、车铣复合中心）的刀具交换系统（atc）的主要部件刀塔。刀塔的使用可以有效扩大机床的工艺范围，提高机床的加工效率。本次选题的目的是对刀塔的结构，刀塔的传动形式以及驱动方式的设计；刀塔与刀座的连接形式、刀座的选择；刀具的交换动作设计、交换时间以及定位锁紧计算；刀塔其他辅助部件的设计。通过对本课题的设计，达到对数控机床中换刀机构的充分了解，以便于以后应用。本次课题为12刀位星型伺服刀塔设计，简单的来说就是对刀塔进行伺服驱动设计。机械系统的伺服驱动设计大的来说分为两部分：机械系统的设计和电子部分的设计。机械系统是对刀塔的外形尺寸进行设计及选择；而电子部分的设计首先要选择伺服类型：液压伺服驱动或电机伺服驱动。对于电机伺服驱动来说，在选定这种类型以后，还要考虑是用交流伺服驱动还是直流伺服驱动，之后在进行伺服驱动系统以及伺服电机进行选择。最后对两大部分进行综合的考虑，将其合理的组装在一起以达到做佳的效果。所以本次设计的大概思路如图1.3所示：12位星型伺服刀塔 电气部分机械部分伺服类型及驱动方式结构尺寸设计刀位选择形状选择电机伺服驱动 交直流伺服驱动驱动器选择伺服电机选择12位星型图 1.3由上图我们可以看出设计的大概过程，机械部分主要是对刀塔的结构外形尺寸设计，在设计过程中所设计的参数要与现有的标准刀架的参数相匹配，不能脱离标准参数的限制，否则最终所设计的刀塔将无法与标准件刀架进行匹配。电气部分的两个重点问题是伺服方式、伺服驱动器选择及伺服电机选择。在方案选择中，我们可以写出以交流伺服驱动与直流伺服驱动的双重方案，然后再进行对比，筛选出较为合理，更加实用以及实惠的方案。对于伺服驱动器的选择，可以进行多种选择再对比筛选。而对伺服电机来说，电机的尺寸最终要与刀塔的外形结构尺寸进行匹配，在选择过程中这一点要引起注意。根据设计思路设计的系统传动原理图如图1.4所示：图1.42 运动学与动力学计算2.1 伺服电机的选择计算电动机的选择内容包括电动机的类型、结构形式、功率、额定转速、额定电压等。2.1.1选择电动机的类型由于本次设计的题目为12刀位星型伺服刀塔的设计，所以选用同步伺服电动机驱动。2.1.2选择电动机的功率标准电动机的功率由额定功率表示，所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。刀具的切削功率计算公式为：切削力计算公式：式中：b：切削宽度（mm）； d：铣刀直径（mm）； ：刀具前角对切削力的影响系数； ：切削速度对切削力的影响系数； ：加工材料的影响系数； ：吃刀量（mm）切削速度计算公式：取铣刀直径d=60mm,前角为零度，刀具转速n=750r/min, =0.05mm/z , =4mm, b=40mm, z=8查简明金属切削计算手册，工件材料为钢，圆柱铣刀，查得工件材料对切削利的影响系数=68；刀具前角为零度，查简明金属切削计算手册，查得刀具前角对切削力的影响系数=1.2；切削速度=141.3m/min, 查简明金属切削计算手册,查得切削速度对切削力的影响系数=0.92,则： =2550n经查阅同步伺服电机选型手册，选用dsm200t0378s15h型电机，该电机的额定转速为=1500r/min，额定转矩t=37.8n.m，额定功率p=6.445kw。2.2 计算总传动比及分配各级传动比 设取刀塔到盘的转位时间t=0.0125s，刀位为12把，则则从电机到刀盘的总传动比为 从电机到刀盘的各级传动比的分配：=1.5 =2.5 由于前面在计算电机功率时已选刀具的转速n=750r/min，则从电机到刀具的总传动比为： 齿轮2为惰轮，则=2。2.3 计算传动装置的运动和动力参数2.3.1计算各齿轮的转速 齿轮1的转速： 齿轮3的转速： 齿轮4的转速： 齿轮5的转速： 齿轮6的转速： 齿轮7的转速： 齿轮8的转速： 齿轮9的转速：2.3.2计算各齿轮的功率查机械课程设计手册，取电动机的传动效率为=0.95，齿轮的传动效率为=0.99齿轮1的功率： 齿轮3的功率：齿轮4的功率：齿轮5的功率：齿轮6的功率：齿轮7的功率：齿轮8的功率：齿轮9的功率：2.3.3计算各齿轮的转矩齿轮1的转矩：齿轮3的转矩： 齿轮4的转矩：齿轮5、6的转矩：齿轮7的转矩：齿轮8、9的转矩：3 传动零件的设计计算3.1 齿轮的设计计算齿轮传动有两条传动链:从电机出来经齿轮1、4、5、6、7到刀盘和从电机出来经齿轮1、2、3、8、9到刀具。3.1.1电机到刀盘的传动链的设计计算（1）齿轮4、5的设计计算：1） 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动，7级精度，材料的选择，齿轮4的材料为40cr(调质)， 齿轮5的材料为45钢(调质)硬度为240hbs，二者材料硬度相查40hbs。 选齿轮4的齿数=22 ，齿轮5的齿数。2） 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 试选载荷系数。齿轮4的转矩： 。 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得齿轮4的接触疲劳强度极限=600mpa, 齿轮5的接触疲劳强度极限=550mpa。 由公式计算应力循环次数：由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数；。计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%，安全系数s=1，得:试计算齿轮4分度圆直径，代入中较小的值: 计算圆周速度:计算齿宽b:计算齿宽与齿高之比： 计算载荷系数：根据，7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数；直齿轮，；由机械设计表10-2查得使用系数；由机械设计表10-4用插值法查得。由，由机械设计查图10-13得；故载荷系数：按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：计算模数：3）按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式：由机械设计查图10-20c查得齿轮4的弯曲疲劳极限，齿轮5的弯曲疲劳极限；由机械设计查图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数s=1.4，得计算载荷系数k：查取齿形系数，由机械设计表10-5查得，；查取应力校正系数，由机械设计表10-5查得，。计算齿轮的并加以比较：设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与 齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.6并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出齿轮4的齿数 ，取4） 几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度取，。如图3.1a、3.1b所示分别为齿轮4、5：图 3.1a 图 3.1b（2）齿轮6、7的设计计算：1） 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动，7级精度，材料的选择，齿轮6的材料为40cr(调质)， 齿轮7的材料为45钢(调质)硬度为240hbs，二者材料硬度相查40hbs。 选齿轮6的齿数=20 ，齿轮7的齿数2)按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 试选载荷系数。齿轮6的转矩：。 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得齿轮6的接触疲劳强度极限=600mpa,齿轮7的接触疲劳强度极限=550mpa。 由公式计算应力循环次数： 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数,。计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%，安全系数s=1，得:试计算齿轮6分度圆直径，代入中较小的值: 计算圆周速度:计算齿宽b:计算齿宽与齿高之比： 计算载荷系数：根据，7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数；直齿轮，；由机械设计表10-2查得使用系数；由机械设计表10-4用插值法查得。由，由机械设计查图10-13得；故载荷系数：按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：计算模数： 3）按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式：由机械设计查图10-20c查得齿轮6的弯曲疲劳极限，齿轮7的弯曲疲劳极限；由机械设计查图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数s=1.4，得计算载荷系数k：查取齿形系数，由机械设计表10-5查得，；查取应力校正系数，由机械设计表10-5查得，。 计算齿轮的并加以比较：设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与 齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数并圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出齿轮6的齿数，取4）几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度取，。3.1.2电机到刀具的传动链的设计计算（1）齿轮1、3的设计计算：1）选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动，7级精度，材料的选择，齿轮1的材料为40cr(调质)， 齿轮3的材料为45钢(调质)硬度为240hbs，二者材料硬度相查40hbs。 选齿轮1的齿数=25 ，齿轮3的齿数2）按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 试选载荷系数。齿轮1的转矩： 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得齿轮1的接触疲劳强度极限=600mpa, 齿轮3的接触疲劳强度极限=550mpa。 由公式计算应力循环次数： 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数；。计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%，安全系数s=1，得: 试计算齿轮1分度圆直径，代入中较小的值: 计算圆周速度:计算齿宽b:计算齿宽与齿高之比： 计算载荷系数：根据，7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数；直齿轮，；由机械设计表10-2查得使用系数；由机械设计表10-4用插值法查得；由，由机械设计查图10-13得；故载荷系数：按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：计算模数：3）按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式：由机械设计查图10-20c查得齿轮1的弯曲疲劳极限，齿轮3的弯曲疲劳极限；由机械设计查图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数s=1.4，得计算载荷系数k：查取齿形系数，由机械设计表10-5查得，；查取应力校正系数，由机械设计表10-5查得，。计算齿轮的并加以比较：设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与 齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数并圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出齿轮1的齿数，取4）几何尺寸计算计算分度圆直径 计算中心距计算齿轮宽度取，。（2）齿轮8、9的设计计算1）选择齿轮的类型、精度等级、材料选用直齿锥齿轮传动，精度等级6级，材料选择均采用20cr渗碳、淬火，齿面硬度5863hrc。2）初步计算设计计算公式 选取载荷系数k=1.3。查机械设计手册单行本齿轮传动图16.2-17h，齿轮的接触疲劳强度极限，估算时的安全系数，则估算时的齿轮许用接触应力：估算结果 3）几何计算取齿数 ，； 分锥角： ， ： 大端模数： 查机械设计手册单行本齿轮传动表16.2-3，取； 大端分度圆直径： 外锥距： 齿宽系数：； 齿宽： ，取； 实际齿宽系数：； 中点模数：；中点分度圆直径：； ；切向变位系数：，；高变位系数：，；顶隙：；大端齿顶高：，大端齿根高：； ；全齿高：；齿根角：，；齿顶角：，；顶锥角：，；根锥角：，；大端齿顶圆：，；大端分度圆弧齿厚：； ；大端分度圆弦齿厚：； ；大端分度圆弦齿高：； ；当量齿数：，；当量齿轮分度圆直径： ； 当量齿轮根圆直径： ； ；当量齿轮顶圆直径： ； ；当量齿轮传动中心距：；当量齿轮基圆齿距：；啮合线长度：端面重合度：；齿中部接触线长度：；齿中部接触线的投影长度：。4）齿面接触疲劳强度校核设计计算公式：中点分度圆上的切向力：查机械设计手册表16.2-36，查得；由6级精度和中点节线速度：查机械设计手册图16.4-28查得；由机械设计手册表16.4-28查得，有效工作齿宽，则由，查机械设计手册表16.2-29，查得；查机械设计手册图16.4-29，查得节点区域系数；中点区域系数的计算：参数、按机械设计手册表16.4-30计算；，；由机械设计手册表16.4-43查得；直齿轮，；查机械设计手册查得，；计算接触应力：许用接触应力：查机械设计手册图16.2-17h，查得齿轮的接触疲劳极限；寿命系数：；润滑油影响系数：；工作硬化系数：；尺寸系数；最小安全系数：；许用接触应力值：齿面接触强度校核结果：，通过。5）齿根抗弯疲劳强度校核计算公式：，；按，查机械设计手册图16.4-25，查得复合齿形系数；重合度系数：锥齿轮系数：载荷分配系数：；齿根弯曲应力计算：齿根许用弯曲应力的计算公式；查机械设计手册图16.2-26，查得齿根弯曲疲劳强度基本值；寿命系数：；相对齿根圆角敏感系数：；相对齿根表面状况系数：；查机械设计手册图16.2-28，查得尺寸系数：；最小安全系数：；许用弯曲应力：齿根弯曲强度校核结果：，通过。图3.2所示为计算所得的锥齿轮示意图：图 3.23.2 轴的设计计算3.2.1轴1的设计计算电机出来与轴1通过联轴器相连，把电机的动力传递到轴1，通过齿轮传动链最后传递给刀盘或刀具。（1）先求出轴1的传递功率p、转速n和转距t（2）初步确定轴的最小直径由公式 可初步估算设计轴的最小直径。 式中：为系数，轴的材料不同，则的值会不同； 为轴传递的功率，单位为； 为计算截面处轴的直径，单位为mm； 为轴的转速，单位为；选取轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计师手册根据表2123，取，于是得从而取轴的最小直径=18mm。（3）联轴器的选择输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号，工作平稳振动不大，选用凸缘联轴器；载荷的计算：公称转矩 查机械设计表14-1查得，故由公式得计算转矩为；型号的选择：从gb/t5843-2003中查得gy2型凸缘联轴器的许用转矩为63n.mm，许用的最大转速为10000r/min，轴径为16、18、19mm，故合用。（4）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案轴1的装配方案经过分析，现采用图3.3所示的装配方案。2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度图3.1a与图3.1b通过内花键相连，内花键与拨叉相连由液压系统控制。当刀具转动时活塞向左移动两段轴断开；当刀盘转位时活塞向右移动两段轴连接，电机到刀盘的传动链接通。图 3.3a图 3.3b图3.3a轴从右到左分别为1、2、3、4、5轴，1轴与联轴器相连；2轴主要是为了满足空间要求而做的一段轴肩，轴长为55mm；3轴段是齿轮1，轴长与齿宽相等为54mm；4轴为一段轴肩，轴长为6mm；5轴为一段外花键，查机械设计课程设计手册表4-3查得花键规格为，轴长为30mm。图3.3b轴从右到左分别为1、2、3、4、5轴，1轴与内花键相连规格为，轴长为30mm；2轴是齿轮4长为56mm；3轴段是一段轴肩为了满足空间要求避免干涉，长为74mm；4轴段装轴承，长为11mm；5轴装有螺母用于轴向定位轴承。3.2.2轴2的设计计算（1）先求出轴2的传递功率p、转速n和转距t（2）初步确定轴的最小直径由公式 可初步估算设计轴的最小直径。 式中：为系数，轴的材料不同，则的值会不同； 为轴传递的功率，单位为； 为计算截面处轴的直径，单位为mm； 为轴的转速，单位为；选取轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计师手册根据表2123，取，于是得取，轴的最小直径。（3）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案轴2的装配方案经过分析，现采用图3.4所示的装配方案。图 3.42）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴2是一个齿轮轴，最右端齿轮为齿轮6齿宽为60mm；轴肩直径为35mm,长为6mm；带键槽轴的直径为30mm,长为59mm，查机械设计课程设计手册表4-1所选的键为键（a型）；轴上装有套筒和轴承，直径为25mm,长为17mm。3）轴承的选择选用深沟球轴承，查机械设计课程设计手册表6-1，选取深沟球球轴承6004,d=20mm,d=42mm,b=12mm。3.2.3轴3的设计计算（1）先求出轴3的传递功率p、转速n和转距t（2）初步确定轴的最小直径由公式 可初步估算设计轴的最小直径。 式中：为系数，轴的材料不同，则的值会不同； 为轴传递的功率，单位为； 为计算截面处轴的直径，单位为mm； 为轴的转速，单位为；选取轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计师手册根据表2123，取，于是得取轴的最小直径为20mm。(3)轴的结构设计拟订轴上零件的装配方案,图3.5所示：图 3.5为了满足齿轮能在轴上滑移，在锥齿轮轴开内花键孔与外花键轴间隙配合，齿轮轴在液压系统的控制下可以在花键轴上滑移，实现锥齿轮的脱开和啮合。花键轴的花键规格为，花键轴最左端做出一段轴肩轴向定位锥齿轮，齿轮轴上开有槽与拨叉配合在液压系统的控制实现齿轮轴的滑移，齿轮轴最右端接齿轮7右端用圆螺母固定齿轮7。花键轴最右端装轴承，选用深沟球轴承，选取角接触球轴承6004。3.3 刀盘的设计参考迪普马中的一个伺服电机驱动，径向刀盘动力刀塔资料设计刀盘。如图3.6： 图 3.6查看表3.1设计刀盘：表 3.1查阅相关资料，最终设计的刀盘如下图3.7所示：图 3.7 4液压系统的设计与计算由于该刀塔锁紧部分的松开和夹紧均由液压系统接通才能使液压缸活塞的往反运动来实现，当动力刀座驱动电机停转，刀盘将要进行转位时，液压缸推动活塞沿轴向右运动，使离合器脱开，刀盘转位电机驱动刀盘进行转位；当刀盘转位结束时，液压缸又推动活塞杆沿轴向左运动，使离合器连接刀盘被锁紧，从而使刀塔在加工过程中不会因为受到切向力而发生转动。刀具所受的切削力由齿盘通过设定的移动轨道卸荷给箱体，再由箱体卸载给机床，为使刀架在强力切削下能稳妥可靠地工作，液压缸必须有足够的拉紧力拉住刀盘，使用于夹紧定位的离合器在车床切削过程中始终处于连接状态。因而液压泵及油泵电动机的配置对液压系统的工作性能有重要的影响。4.1 液压油泵的选择选择油泵的主要依据是压力和流量，一般来说，齿轮泵价格低，维修方便，但当系统压力达到较大值时，输油压力脉动大，噪声大。不宜作数控机床的油源；叶片泵的输油压力脉动小，噪声小。因而被广泛用于数控机床的主要油源。所以本液压系统的液压泵选用叶片泵。4.2 液压缸的设计4.2.1 选择液压缸类型在刀塔的液压进给系统设计中，液压缸是执行元件，活塞杆推动主轴作往复直线运动，因此采用双作用单活塞杆液压缸，由于轻型拉杆式液压缸，可根据工作压力的不同选择不同壁厚的钢管，其内径加工精度高，重量轻，结构紧凑，安装形式多样低速性能好，具有稳定的缓冲性能等特点。压力范围3.5mp21mp，广泛运用于机床、轻工、纺织、塑料加工等机械设备上，所以初选为轻型拉杆式液压缸。根据结构的要求，液压缸安装于箱体内壁上，因而采用中间法兰安装的形式。 4.2.2液压缸主要尺寸的计算初选执行元件的工作压力，工作压力是确定执行元件结构参数的主要依据。它的大小影响执行元件的尺寸和成本，乃至整个系统的性能，工作压力选得高执行元件和系统的结构紧凑，但对元件的强度，刚度及密封要求高，且要采用较高压力的液压泵。反之，如果工作压力选得低，就会增大执行元件及整个系统的尺寸，使结构变得庞大，所以应根据实际情况选取适当的工作压力，执行元件工作压力可以根据总负载值选取。见表4.1:表4.1按负载选择执行元件的工作压力负载 (kn)50工作压力(mpa)0.81.21.52.53.04.04.05.05.0由计算知，刀具的最大切削力 = 2550n，活塞杆要推动轴运动，考虑传动与摩擦因素。确定液压缸的最大推力 = 2.55kn,由此来计算液压缸的有效工作面积。单杆活塞式液压缸的推力:式中:a 液压缸有效面积()液压缸最大推力(n)液压缸工作压力,取p = 1.2mpa液压缸总效率, = 0.95将相关数据代入,经计算得到:a= 0.00404； 设液压缸活塞往复速度比值为，即=。由于活塞往复运动的速度相等，所以=1。由相关资料可知，当时，一般取d/d=。将相关数据代入，得到液压缸直径:d = 33.304mm，d=13.322mm;查标准取d=40mm, d=18mm。 液压缸最低速度验算：对有低速运动要求的系统，尚需对液压缸有效工作面积进行验算，根据工艺要求,当钻孔直径 = 8mm 时,选择最小进给量f = 0. 1mm/ r。a 式中: 调速阀的最小稳定流量, = 0. 05l/ min 液压缸的最低速度, 查表 =8mm/ min得到a = 0. 006 ,满足低速要求。4.3 拟定液压系统图综合以上分析和所拟定的方案，将各种回路合理地组合成为该车床液压系统原理图，如下图4.1所示。图 4.15箱体的设计与计算箱体起着支撑和固定轴系零件，保证轴系运转精度、良好润滑及可靠密封等重要作用。5.1 确定箱体内传动件轮廓及其相对位置画出箱体内传动件的中心线、齿轮圆、节圆、轮缘及轮毂宽等轮廓线。各齿轮的参数在前面的齿轮计算时已经算出，各个轴段的轴径轴长已经在前面轴的设计计算时已经确定。为了避免各零件之间发生干涉或零件之间应有的位置不能得到保证，必须进行计算。各轴在箱体内的空间布置应根据齿轮之间的啮合来进行计算，如图5.1所示：图 5.1三角形的三个顶点分别表示三根轴的轴线，齿轮1、4在轴1上，齿轮5、6在轴2上，齿轮3、7在轴3上，根据这些齿轮之间的啮合关系可以用余弦公式求出各轴之间的相对坐标。在前面已经得出齿轮1、3的中心距为135mm，齿轮1、3的中心距为135mm，齿轮4、5的中心距为70mm，齿轮6、7的中心距为105mm，即得出了三角形的三边长度，根据余弦公式可以得出图5.1中所示的数据53.77mm、44.81mm、90.19mm。于是各轴之间的相对位置已经确定。5.2 箱体内壁位置的确定箱体内壁与齿轮端面及齿轮顶圆之间应留有一定的间距，电机出来连接轴1，电机尺寸大于轴1上齿轮的尺寸，所以轴1离箱体的距离必须大于电机离电机箱体的距离，否则电机无法装在箱体上。轴1离箱体上面的距离为75mm，后面的距离为118mm。齿轮7为传动齿轮中尺寸最大的一个，为了避免它与箱体底面干涉，轴3离箱体底面的距离为115mm，前面的距离为87mm,同时将1、3轴布置在同一水平面上，齿轮1、3之间装有惰轮分度圆直径54mm，则箱体内壁宽为340mm，高为190mm。由于我所设计的箱体为左右合箱体，右边箱体要装在左边箱体上，同时由于左边箱体上装有液压缸左边箱体的尺寸大于右边，右边箱体的宽为380mm,高为230mm。箱体的长度根据前面轴的设计计算可以确定箱体的长度，箱体左右总长为380mm。5.3 箱体主要结构尺寸的确定箱体的制造工艺对箱体的质量和成本，以及加工、装配、使用和维修都有直接的影响。图 5.2箱体的壁厚应力求均匀，一般采用铸铁箱体，箱体的壁厚大于8mm,取箱体的壁厚为10mm，在上述箱体内壁长宽高分别加20mm就是箱体的尺寸，如图5.2、图5.3所示。箱体上镗有轴承孔，孔径与轴承外圈相配合，如在图5.3中带有螺纹孔的凸台，孔内装有轴承，端部用轴承端盖固定，轴承内圈为20mm，外圈为42mm，由此可以计算轴承端盖的尺寸，螺钉的直径为6mm， 螺钉数为4。箱体应尽量减少外凸形体，箱体的凸缘、轴承座凸台伸到箱体内，并设置内肋代替外肋，这种构型不仅提高了刚性，而且有的还克服了造型形象支离破碎，使外形更加整齐、协调和美观。图 5.3总 结通过三个多月的毕业设计让我学到了很多，它和以往的课程设计不同，是对我们大学所学知识的汇总。通过此