机械毕业设计（论文）-便携式车床设计（全套图纸）

装订线长 春 大 学 毕业设计（论文）纸第1章 引言1.1概述1.1.1 问题的提出随着我国现代化进程的加快，我国工业化的水平日益提高，因而加工制造业将面临着越来越严峻的挑战，从宏观制造的加工系统到微观的纳米制造加工，都对机械加工制造业的技术提出了更高的要求。在实际金属切削加工制造过程中，被加工工件的尺寸、结构往往超出普通金属切削加工机床的工作范围或由于工件的质量过大不利于移动运输，而现有设备的加工范围又无法满足，会给生产加工进度带来不可估量的损失。在这种情况下，我们迫切需要一种可以实现方便快捷运输、携带，又可以保证加工要求且对加工环境有着广泛适应性的加工设备，可以实现对大型或超大型工件的加工。在实际过程中，特别是涉及民用、军用制造业中某些大型工件，这种情况屡见不鲜，例如：大型油轮、航天航空大型零件的加工以及水电站某些大型零件的加工、安装与维修。全套图纸，加1538937061.1.2解决问题的理论意义和现实意义在上述情况下，提出了如何对大型零件进行加工、安装、维护的要求。因此，我们提出一种新型的阿宽衣实现对大型零件加工且便于携带运输的简易加工设备，即便携式加工设备。便携式机床与我们日常应用的普通机床相比有什么优点。便携式机床较我们日常应用的普通机床相比有以下几个优点。首先，便携式机床最大的优点在于便于携带，方便运输，且安装简便，这就解决了对于某些不易于运输的大型工件加工或偏远地区施工的问题。其次，便携式加工设备操作简单，易于上手。对于经常操作普通机床的熟练工人来说，不必花费太多的时间去熟悉便携式机床的操作，仅对于刀具的调整进行熟练即可。再次，生产方式灵活多变，便携式加工设备在加工过程中根据待加工工件表面的尺寸选用不同的加工范围的机床，只要能够固定机床位置便可以灵活加工，可以极大的降低对机床加工范围的要求。最后，由于便携式机床本身的尺寸和工作条件决定了其能源消耗相比大型机床来说减少很多。既然便携式加工设备有以上优点，那么如何才能保证便携式机床以上的各种性能呢？本文将针对笔者所设计的便携式车床（portable lathe）设备进行设计，以解决上述各种问题。换言之，本次设计将要设计出一款集合了便携，节能，高效，适应能力强，加工精度高的金属加工设备。便携式加工设备具有越来越广泛的应用前景，无论在国民生产的普通制造业中，还是在一些关系到国计民生的大型工程当中都有其应用的空间，所以具有良好的开发潜力和可观的经济效益。无论从目前的机床理论发展水平还是现实的市场需求来看，意义都非常重大。今年是我国“十一五”开局之年，对于制造业发展的要求更是国民经济发展的重要一环，所以发展新一代便携式机床设备是一个必然的趋势。1.2国内外现状和技术发展趋势便携式设备（portable machine）有很悠久的历史，从我们日常使用的电钻设备到迷你型设备，类似的设备在国外屡见不鲜，可以说已经自成体系，特别是在欧美地区，以及日本都已经形成一套完整的设计，生产，销售的体系。现比之下，我国在便携式设备发展方面起步较晚，而且发展不成熟，分布不平衡，缺乏自主开发，制造的能力。我国目前可以生产改类机床的企业多数集中在广东省一带，如广州新城技术股份有限公司，由国外引进并可以生产包括便携式铣床，车床在内的便携式设备。国外著名的生产厂家有英国的MIRAGE MACHINE的GM系列，美国的CLIMAX PORTABLE MACHINE TOOLS公司的PM系列等。目前市场上存在的便携式机床的性能比较见下表：表1-1国内外便携式车床对比厂家地址和厂家名称主要产品的型号产品性能简介国内广州鑫贝达机械有限公司便携式车床FY300，FY600，FY1000，FY1500，FY2000等便携式车床专门用于修、造管道、法兰盘、压力容器、热交换器接口、人孔接口和管板等等。表面粗糙度范围从粗 糙到精细，最高可达Ra1.6m。这种车床可以加工平面、凸台、插口、凹槽、开坡口以及其它加工。广州新城技术股份有限公司便携式车床XCZC200，XCZC300，XCZC450便携式轴端车床加工。设备通过可调整螺栓直接固定在被加工轴端，对中可靠。设备自动进给。气动或电动马达驱动。内卡式便携式法兰端面车床XCC300,XCC480,XCC1000,XCC1500,XCC3500 用于现场加工法兰端面、切凹槽、密封槽、V形槽，开坡口、倒角等等。自动或手动径、轴向进给，操作自如，坚固耐用。外卡式便携式法兰端面车床XCCW350,XCCW1000该机床为外固定式结构，适合于工件外围固定的现场加工。加工法兰端面、切凹槽、密封槽、V形槽、凸台，开坡口、倒角等等。精确轻便的四爪卡盘可快速调平对中。配备快速换刀装置。自动或手动双向进刀系统。操作自如，坚固耐用。国外美国的CLIMAX PORTABLE MACHINE TOOLSPL2000,PL3000,PL4000便携式轴端车床加工。设备通过可调整螺栓直接固定在被加工轴端，对中可靠。设备自动进给。气动或电动马达驱动。从上面的表格可以很清楚的发现，我国的便携式设备的生产规模和技术含量都远不如国外发达国家的机床设备水平，还有很多需要改进的地方，未来的发展空间很大。比如将数控设备结合进去，开发符合便携式生产设备工作条件的专用数控设备系统以及扩展便携式机床加工设备的加工空间范围，扩充空间加工坐标轴，增加在各个加工方向的长度，精度等等。在学习国外先进的机床加工技术过程中，还能够为国内机床配件企业带来很好的生产机会，而且还会提升国内生产企业的生产水平。使我国的机床生产水平接近或者赶超国外。受这种思想的启迪，我们同样可以将这种“化大为小”的先进设计思想，我们同样可以发展到其他机械设备的设计过程当中，例如对一些勘测，测量仪器的改良；改进测量设备“因材施教”的设计思想，而是互换仪器与待测量的零部件的位置关系，从原来将待测量零部件放置在测量仪的测量工作面改进为用类似便携式的测量设备在大型零部件的表面进行测量，之后通过一定的手段将数据进行处理，实现对大型工件的表面质量的测定。甚至还可以开发相关的微型数控设备实现机电的微型化发展趋势，将单片机，微型电脑技术引进到便携式数控设备上来，改进目前便携式设备欠缺智能化和精度水平低的缺陷，弥补便携式设备停留在手动以及半自动阶段的窘境，以期待更加精确的加工质量要求。第2章 总体设计2.1 主要技术指标设计2.1.1 用途在实际金属切削加工制造过程种，被加工工件的尺寸、结构往往超出普通金属切削加工机床的工作范围或由于工件的质量过大不利于移动运输，而现有设备的加工范围又无法满足，会给生产加工进度带来不可估量的损失。在这种情况下，我们迫切需要一种可以实现方便快捷运输、携带，又可以保证加工要求且对加工环境有着广泛适应性的加工设备，可以实现对大型或超大型工件的加工。在实际过程中，特别是涉及民用、军用制造业中某些大型工件，这种情况屡见不鲜，例如：大型油轮、航天航空大型零件、钻井平台上零件的加工以及水电站某些大型零件的加工、安装与维修。2.1.2 性能指标利用轴端法兰可以快速安装到工件端部，可以实现自动进给与手动进给，通过挂轮机构实现进给速度由0.30.9mm/rev的变换，拥有快换刀架，可以实现对标准刀具快速更换。可以加工轴径90mm110mm的轴类零件，加工范围为0200mm。（1）主要参数总长：进给臂伸出990mm进给臂缩回685mm总高：350mm进给加工范围：200mm进给速度：0.30.9mm/rev电动机：380V；50Hz；0.55kW；1460r/min主轴转速：52104r/min（2）驱动方式采用电动机为动力，380V；50Hz。2.2 总体方案设计2.2.1 运动功能设计（1）工艺分析所设计机床为加工轴类零件，通过刀具与工件表面的相对运动实现切削。参考如图2-1图2-1加工方法1)选取坐标系：如图2-2。图2-2坐标系选取2)机床运动功能式：3)机床原理图：如图2-3。图2-3机床传动原理图（2） 基本参数设计1)背加工工件尺寸：直径90110mm。加工范围：0200mm。2)机床结构尺寸：长990mm，宽156mm，高350mm。（3） 总体结构布局设计1)运动功能分配：（4） 机构布局设计：图2-4机床总体结构方案图1)传动方案的确定：方案一：如图2-5。图2-5传动方案一方案二：如图2-6。图2-6传动方案二2.3 总体方案综合评价与选择根据加工对象及加工条件，方案一为行星齿轮机构，由于机床为便携式，一端固定，故方案一不满足安装要求；方案二可以实现一端固定的安装要求，故选用方案二。第3章 详细设计3.1 总体技术参数计算3.1.1 切削力计算（1）切削合力及分解图3-1切削合力和分力：合力，：切削力，：背向力，：进给力。由图3-1可知切削力经验公式：由于方向位移极小，所有可以近似认为不消耗功率，于相比很小（一般小于1），可以忽略不计。故只需计算。由，解得609N。（2）切削功率与机床电机功率的计算：，。故选用电机功率0.55kW。3.2 电动机的选择已知条件及工作环要求，选用Y系列三相异步电动机型号规格 Y801-4 防护等级 IP44 极数 4 额定功率 （kw） 0.55转速 （r/min） 1390电压 （V） 380额定电流 （A） 6.5效率 （%） 73功率因数 （cos） 0.76堵转电流/额定电流 6.5堵转转矩/额定转矩 2.2最大转矩/额定转矩 2.2转动惯量（kgm2） 0.0018噪声 （dB(A)） 67重量 （kg） 17采用定做机座如图3-2。图3-2电机安装及结构图3.3 主传动系设计3.3.1 各传动轴计算（1） 各轴的功率计算1) 输入轴2) 减速器中间轴3) 第三轴的功率4) 第四轴的功率5) 输出轴的功率（2）各轴的转距1）输入轴转矩2）减速箱中间轴转矩当时，3）第三轴转距当时，4）第四轴转距当时5）输出轴转距当时 （3）初估轴径 轴径一般先按许用扭转剪应力的计算方法估算,估算公式为1）输入轴取，=，其中轴的材料用则取=110。则 即故取最小轴径为满足要求。2）减速器中间轴取，其中轴的材料用则取=80。当=时只要满足即可取最小轴径为满足要求。3）第三轴取，其中轴的材料用则取=100。当时故只要满足即可，取最小轴径为满足要求。4）输出轴取，其中轴的材料用则取=80。当时故只要满足即可，取最小轴径为满足要求。5）输出轴取，其中轴的材料用则取=80。当时，故，解的只要满足即可，取轴径为满足要求。3.3.2 齿轮计算主运动齿轮传传动齿轮计算（1）第一组所取的,等为电机轴齿轮数据,为减速器中间轴的输入齿轮数据。1）选择齿轮材料和热处理，精度等级，齿轮齿数考虑到传递功率不大，并且是便携式设备，要求结构紧凑，使用寿命长，由文献1表9-3选择小齿轮材料为S17Cr2Ni2Mo,表面淬火，齿轮表面硬度HBS=62；大齿轮材料为S16MnCr,表面淬火，齿轮表面硬度HBS=62。取小齿轮的齿数、取=25 则。2）按齿根弯曲强度设计闭式硬齿面齿轮传动，承载能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强度设计，验算接触强度。文献1公式（9-15）：确定式中各项数值：因为载荷平稳则，故初选载荷系数；计算得出由文献1公式9-7，因为为直齿圆柱齿轮=1,代入数据得出：=1.49，由文献1公式9-13，由文献1表9-10选取=3由文献1图9-19，9-20查得= 6.06，=1.35，=4.03，=1.71由文献1公式9-12，由文献1图9-21查得，=0.84，=0.86由文献1表9-8，选由文献1图9-22d，按齿面硬度均值62HRC 在ML线上查得 ，同理=357.8，取，设计齿轮模数，将确定后的各项数值代入设计公式，求得：修正：由文献1图9-7查得：=1.1，由文献1图9-10查得：=1，由文献1表9-6查得：=1.1，则由文献1表9-1选取第一系列标准模数,m=1mm，3.校核齿面接触疲劳强度由文献1表9-7查得：=189.8，由文献1图9-14查得：=2.5，由文献1图9-13查得：=0.90由文献1图9-15按不允许出现点蚀，查得：，由文献1图9-16e，按齿面硬度均值62HBS，在MQ和ML线中间查出：由文献1表9-8选取将确定出的各项数值代入接触强度校核公式,得，故接触强度满足,齿轮设计合理。表3-1第一组齿轮参数(单位：mm；)齿轮基本参数齿轮模数 Mn11端面模数 Mt11螺旋角 00基圆柱螺旋角 b00齿数 Z1225变位系数 X-0.260.26齿宽 B2018齿宽系数 d3.01.44总变位系数 Xsum00标准中心距 A018.518.5实际中心距 A18.518.5齿数比 U2.082.08端面重合度 1.541.54纵向重合度 00总重合度 1.541.54分度圆直径 d1225齿顶圆直径 da13.4827.52齿根圆直径 df8.9823.02齿顶高 ha0.741.26齿根高 hf1.510.99全齿高 h2.252.25齿顶压力角 at33.2331.39分度圆弦齿厚 sh1.381.76分度圆弦齿高 hh0.781.29固定弦齿厚 sch1.221.55固定弦齿高 hch0.520.98公法线跨齿数 K13公法线长度 Wk1.477.91齿顶高系数 ha*11顶隙系数 c*0.250.25压力角 *2020端面齿顶高系数 ha*t11端面顶隙系数 c*t0.250.25端面压力角 *t2020（2）第二组所取的,等为减速器中间轴输出齿轮数据,为三轴输入齿轮的数据1）选择齿轮材料和热处理，精度等级，齿轮齿数由文献1表9-3选择小齿轮材料为S17Cr2Ni2Mo,表面淬火，齿轮表面硬度62HBS；大齿轮材料为S16MnCr,表面淬火，齿轮表面硬度62HBS。取小齿轮的齿数 取=41 则 2）按齿根弯曲强度设计闭式硬齿面齿轮传动，承载能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强度设计，验算接触强度。文献1公式（9-15）：确定式中各项数值：因为载荷平稳则.1，故初选载荷系数；计算得出由文献1公式9-7，因为为直齿圆柱齿轮=1,代入数据得出：=1.64由文献1公式9-13，由文献1表9-10选取=2.0由文献1图9-19，9-20 查得= 4.38，=1.55，=4.03，=1.68由文献1公式9-12， 由文献1图9-21查得，=0.85，=0.88；由文献1表9-8选；由文献1图9-22d，按齿面硬度均值62HRC 在ML线上查得 ，同理=366，取，设计齿轮模数；将确定后的各项数值代入设计公式：求得修正：由文献1图9-7查得：=1.4 由文献1图9-10，查得=1，由文献1表9-6查得=1.1，则由文献1表9-1选取第一系列标准模数 , 3.校核齿面接触疲劳强度由文献1表9-7查得=189.8，由文献1图9-14查得=2.5，由文献1图9-13查得=0.88，由文献1图9-15 按不允许出现点蚀,查得 ，由文献1图9-16e，按齿面硬度均值65HBS，在MQ和ML线中间查出 由文献1表9-8选取 ；将确定出的各项数值代入接触强度校核公式,得，故接触强度满足,齿轮设计合理。表3-2第二组齿轮参数(单位：mm；)齿轮基本参数齿轮模数 Mn11端面模数 Mt11螺旋角 00基圆柱螺旋角 b00齿数 Z2041变位系数 X00齿宽 B1313齿宽系数 d1.30.63总变位系数 Xsum00标准中心距 A030.530.5实际中心距 A30.530.5齿数比 U2.052.05端面重合度 1.641.64纵向重合度 00总重合度 1.641.64分度圆直径 d2041齿顶圆直径 da2243齿根圆直径 df17.538.5齿顶高 ha11齿根高 hf1.251.25全齿高 h2.252.25齿顶压力角 at31.3226.36分度圆弦齿厚 sh1.571.57分度圆弦齿高 hh1.031.02固定弦齿厚 sch1.381.38固定弦齿高 hch0.750.75公法线跨齿数 K25公法线长度 Wk4.7113.86齿顶高系数 ha*11顶隙系数 c*0.250.25压力角 *2020端面齿顶高系数 ha*t11端面顶隙系数 c*t0.250.25端面压力角 *t2020（3）第三组所取的,等为三轴输出齿轮数据,为四轴的齿轮数据1）选择齿轮材料和热处理，精度等级，齿轮齿数由文献1表9-3选择小齿轮材料为S17Cr2Ni2Mo,表面淬火，齿轮表面硬度62HBS；大齿轮材料为S16MnCr,表面淬火，齿轮表面硬度62HBS。取小齿轮的齿数，取=37 则 2）按齿根弯曲强度设计闭式硬齿面齿轮传动，承载能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强度设计，验算接触强度。文献1公式（9-15）： 确定式中各项数值： 因为载荷平稳则.1，故初选载荷系数，计算得出 由文献1公式9-7，因为为直齿圆柱齿轮=1,代入数据得出：=1.62由文献1公式9-13 由文献1表9-10选取=3.3 由文献1图9-19，9-20 查得= 4.48，=1.53，=4.05，=1.66；由文献1公式9-12， 由文献1图9-21查得=0.90，=0.92由，文献1表9-8选由文献1图9-22d，按齿面硬度均值62HRC 在ML线上查得 ，同理=382.7，取，设计齿轮模数；将确定后的各项数值代入设计公式：求得修正：由文献1图9-7查得：=1.04 由文献1图9-10查得=1，由文献1表9-6查得=1.1，则 由文献1表9-1选取第一系列标准模数 , 3）校核齿面接触疲劳强度由文献1表9-7查得=189.8,由文献1图9-14查得=2.5，由文献1图9-13查得=0.89由文献1图9-15 按不允许出现点蚀,查得 ，由文献1图9-16e, 按齿面硬度均值65HBS, 在MQ和ML线中间查出 由文献1表9-8选取 将确定出的各项数值代入接触强度校核公式,得，故接触强度满足,齿轮设计合理。表3-3第三组齿轮参数(单位：mm；)齿轮基本参数齿轮模数 Mn11端面模数 Mt11螺旋角 00基圆柱螺旋角 b00齿数 Z1837变位系数 X00齿宽 B3030齿宽系数 d3.331.62总变位系数 Xsum00标准中心距 A027.527.5实际中心距 A27.527.5齿数比 U2.062.06端面重合度 1.611.61纵向重合度 00总重合度 1.611.61分度圆直径 d1837齿顶圆直径 da2039齿根圆直径 df15.534.5齿顶高 ha11齿根高 hf1.251.25全齿高 h2.252.25齿顶压力角 at32.2526.94分度圆弦齿厚 sh1.571.57分度圆弦齿高 hh1.031.02固定弦齿厚 sch1.391.39固定弦齿高 hch0.750.75公法线跨齿数 K24公法线长度 Wk4.6810.85齿顶高系数 ha*11顶隙系数 c*0.250.25压力角 *2020端面齿顶高系数 ha*t11端面顶隙系数 c*t0.250.25端面压力角 *t2020（4）第四组所取的,等为四轴的齿轮数据,为输出轴的齿圈数据1）选择齿轮材料和热处理，精度等级，齿轮齿数由文献1表9-3选择小齿轮材料为S17Cr2Ni2Mo,表面淬火，齿轮表面硬度62HBS；大齿轮材料为S16MnCr,表面淬火，齿轮表面硬度62HBS。取小齿轮的齿数，取=92 则 2）按齿根弯曲强度设计闭式硬齿面齿轮传动，承载能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强度设计，验算接触强度。文献1公式（9-15）： 确定式中各项数值：因为载荷平稳则.1，故初选载荷系数；计算得出 由文献1公式9-7 ，因为为直齿圆柱齿轮=1,代入数据得出：=1.76 由文献1公式9-13 由文献1表9-10选取=3.3 由文献1图9-19，9-20查得=4.05，=1.66，=3.96，=1.79由文献1公式9-12 由文献1图9-21查得=0.92，=0.94由文献1表9-8选由文献1图9-22d，按齿面硬度均值62HRC 在ML线上查得 ，同理=391.04 ，取，设计齿轮模数将确定后的各项数值代入设计公式：求得修正：由文献1图9-7查得：=1.06 由文献1图9-10 查得 =1 由文献1表9-6查得=1.1，则 由文献1表9-1选取第一系列标准模数 , 3）校核齿面接触疲劳强度由文献1表9-7查得: =189.8, 由文献1图9-14查得=2.5 由文献1图9-13查得=0.86由文献1图9-15 按不允许出现点蚀,查得 ，；由文献1图9-16e, 按齿面硬度均值65HBS, 在MQ和ML线中间查出 由文献1表9-8选取将确定出的各项数值代入接触强度校核公式,得，故接触强度满足,齿轮设计合理。表3-4第四组齿轮参数(单位：mm；)齿轮基本参数齿轮模数 Mn11端面模数 Mt11螺旋角 00基圆柱螺旋角 b00齿数 Z3792变位系数 X00齿宽 B2020齿宽系数 d1.080.43总变位系数 Xsum00标准中心距 A064.564.5实际中心距 A64.564.5齿数比 U2.492.49端面重合度 1.771.77纵向重合度 00总重合度 1.771.77分度圆直径 d3792齿顶圆直径 da3994齿根圆直径 df34.598.5齿顶高 ha11齿根高 hf1.251.25全齿高 h2.252.25齿顶压力角 at26.9423.12分度圆弦齿厚 sh1.571.57分度圆弦齿高 hh1.021.01固定弦齿厚 sch1.391.39固定弦齿高 hch0.750.75公法线跨齿数 K410公法线长度 Wk10.8529.33齿顶高系数 ha*11顶隙系数 c*0.250.25压力角 *2020端面齿顶高系数 ha*t11端面顶隙系数 c*t0.250.25端面压力角 *t20203.3.3 轴校核减速器中间轴得功率、转速和扭矩0.48kW，712r/min，（1）作用在轴上大齿轮上的力计算 已知在中间轴上的输入直齿圆柱齿轮分度圆直径为 取 计算得出： 取 取 （2）求轴上的支反力及力矩由所确定的机构图可确定出简支梁的支承距离： 由此求出齿轮所在的截面B的的值列于下表图3-3减速器中间轴表3-5截面B参数载荷水平面垂直面支反力 弯距合成弯距扭距当量弯距（3）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面（即危险截面B）强度则由式（114） 前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由文献1表111查得因为 故该轴在截面B处得强度足够。结论大型设备的制造和修理都依靠传统、笨重的设备来加工，或者完全依靠人工打磨来完成。这种加工方法很费时间，费用也往往很高。为了节省时间和费用，日益迫切要求把机床搬到设备上，而不是拆卸设备的一部分，再送到车间修理。便携式机床就是根据这种需求而设计的。本文提出了加工大型轴类零件与传统车床不同的加工方法，依据此方法设计了一种用于加工大型轴零件新型便携式车床。降低了加工难度与机床的要求，为大型轴类零件的加工提供了新的有效途径，并为其他大