CK6140普通机床数控化改造正文解析

1、本科毕业设计说明书(论文)第 1 页共 63 页1 绪论1.1 CK6140 的现状和发展自第一台数控机床在美国问世至今的半个世纪内，机床数控技术的发展迅速，经 历了六代两个阶段的发展过程。其中，第一个阶段为NC阶段；第二个阶段为CNC阶段，从1974年微处理器开始用于数控系统，即为第五代数空系统。在近20多年内， 在生产中，实际使用的数控系统大多是这第五代数控系统，其性能和可靠性随着技术 的发展得到了根本性的提高。从20世纪90年代开始，微电子技术和计算机技术的发 展突飞猛进，PC微机的发展尤为突出，无论是软硬件还是外器件的进展日新月异，计算机所米用的芯片集成化越来越高，功能越来越强，而成本

2、却越来越低，原来在大，中型机上才能实现的功能现在在微型机上就可以实现。在美国首先推出了基于PC微机的数控系统，即PCNC系统，它被划入为所谓的第六代数控系统。下面从数控系统的性能、功能和体系结构三方面讨论机床。数控技术的发展趋势：(1)性能方面的发展趋势：高速高精度高效、柔性化、工艺复合和轴化、实时智能 化。.(2)功能发展方面：用户界面图形化、科学计算可视化、插补和补偿方式多样化、 内置高性能PLC、多媒体技术应用。(3)体系结构的发展：集成化、模块化、网络化、开放式闭环控制模式。1.2对于数控机床的简介数字控制机床(Numerical Control Machine Tools)简称数控机

3、床，这是一种将数字计算机技术应用于机床的控制技术。它把机加工过程中的各种控制信息用代码 化的数字表示，通过信息载体输入数控装置，经运算处理由数控装置发出各种控制信 号，控制机床的动作，按图纸要求的形状和尺寸，自动的将零件加工出来。数控机床 较好的解决了复杂、精密、小批量，多品种的零件加工问题，是一种柔性、高效能的 自动化机床，是典型的机电一体化产品。数控机床一般由下列几个部分组成：(1)主机，它是数控机床的主体，包括机床身、立柱、主轴、进给机构等机械部 件，是用于完成各种切削加工的机械部件。(2)数控装置，是数控机床的核心，相当于人的大脑，它包括硬件(印刷电路板、CRT显示器、键盒、织带阅读机

4、等)以及相应的软件，用于输入数字化的零件程序，并完成输入信息的存储、数据的变换、插补运算以及实现各种控制功能本科毕业设计说明书（论文）第2页共 63 页（3） 驱动装置，它是数控机床执行机构的驱动部件，包括主轴驱动系统、伺服驱 动系统、主轴电机以及伺服电机等。它在数控装置的控制下通过电气或电液伺服系统 实现主轴和进给驱动。当几个进给联动时，可以完成定位、直线、平面曲线和空间曲 线以及曲面加工。（4） 辅助装置，指数控机床的一些必要配套部件，用以保证数控机床的运行，如 冷却、排屑、轮滑、照明、监测等。它包括液压和气动装置、排屑装置、交换工作台、数控转台和数控分度头，还包括刀具及监控检测装置等。（

5、5） 编程及其他附属设备，可用来在机外进行零件的程序编制、存储等。与普通机床相比，数控机床的特点：加工精度高，具有稳定的加工质量；可进行多坐 标的联动，能加工形状复杂的零件；加工零件改变时，一般只需要更改数控程序；机 床本身的精度高、刚性大，可选择有利的加工用量，生产率高（一般为普通机床的3-5倍；机床自动化程度高，可以减轻劳动强度；对操作人员的素质要求较高，对维修人 员的技术要求更高。数控机床的优点： 数控机床能缩短准备时间， 增加切削加工时间的比率； 使用数控机 床进行生产，加工的零件精度高，产品质量稳定，从而有效的提高了产品在市场上得 竞争力；数控机床具有广泛的适应性和较大的灵活性，因此

6、能够完成很多普通机床很 难完成或根本不能加工的、具有复杂型面、要求精度高的零件加工；许多数控机床如 加工中心具有自动换到功能，是零件一次夹装之后就能完成多个加工部位的加工，实 现了一机多用，大大节省了设备和厂房的面积；生产者对生产成本可进行预算，并对 生产进度进行合理的安排，以达到提高经济效益的目的；应用数控机床进行生产， 减 轻了工人的劳动强度， 提高了工人工作的环境质量， 增强了工人劳动生产的积极性。数控机床改造的意义：自造技术和自动化水平的高低已成为一个国家和地区经济发展 水平的重要标志，而其中最具有代表性的就是数控机床。目前我国是机床的生产大国，但不是机械制造强国，国产机床的发展仍然难

7、以支撑国民经济和国防军工的需要。与世界先进水平相比差距仍然十分明显。其原因之一就是我国普通机床保有量仍较大，要将普通机床淘汰掉是不经济的， 也是不现实的；另一方面，从我国目前的生产状况 来看，仍然以生产普通机床为主。然而，用普通机床加工出来的产品普遍出现质量差、 品种少、精度低、成本高、供货期长等缺点，从而使产品在国内、国际市场上缺少竞 争力，这将直接影响一个企业的生产效益以及生存和发展、所以大力提高机床的数控 化已迫在眉睫，有很大的意义，而且普通机床的数控化改造将会长期存在并不断发展。本科毕业设计说明书（论文）第3页共 63 页1.3 该课题研究的目的及意义研究的目的及意义如下：（1）性能稳

8、定可靠，因为原机床各基础件经过长期时效，几乎不会产生应力变形而影响精度。（2）提高生产效率，机床经数控改造后即可实现加工的自动化效率可比传统机床提高3到5倍。对复杂零件而言难度越大功率越提高的越明显，而且少用甚至不用工装，不仅节约了费用而且可以缩短生产准备周期。（3）可以采用最新的控制技术，可拥有自动报警、自动监控、自动补偿等多种自检功能，更好的调节了机床的加工状态。可以根据技术革新的发展速度及时的提高生产 设备的自动化水平和效率，提高设备质量和档次，将旧有机床改造为具有当今水平的 机床。（4）节省资金，机床的改造跟新采购的数控机床相比节省了很大的费用，大型及特 殊设备尤其明显本科毕业设计说明

9、书（论文）第4页共 63 页2 CK6140 数控卧式车床的总体方案拟定2.1 系统运动方式的确定将普通CK6140车床改造成实现进给两坐标联动，采用16单片机的半闭环控制系 统。此系统能实现直线插补和圆弧插补并可以自动回转刀架。数控系统总体方案设计 的内容包括：系统运动方式的确定，执行机构及传动方案的确定，伺服电机类型及调 速方案确定，计算机控制系统的选择等。数控系统按运动方式可分为点位控制系统、点位/直线系统和连续控制系统。如果工件相对于刀具移动工程中不进行切削，可采用点位控制方式。例如数控钻 床等。对点位控制系统的要求是快速定位，保证定位进度。如果要求工作台和刀具沿各坐标轴的运动有确定的

10、函数关系，即连续控制系统， 应具备控制刀具以给定速率沿加工路径运动的功能。例如数控铣床、数控车床等均属 于此种运动方式。在点位控制系统中不具有连续控制系统中所具有的轨迹计算装置， 而连续控制系统中却具有点位系统控制的功能。还有一些采用点位控制的数控机床，例如数控镗铣床等，不但要求工作台运动的 终点坐标，还要求工作台沿坐标轴运动过程中切削工件。这种系统叫点位/直线系统。将普通车床的数控化改造，我们选择连续控制系统。2.2 执行机构传动方式的确定为确保数控系统的传动精度和工作台平稳性，在设计机械传动装置时，通常提出 低摩擦、低惯量、高刚度、无间隙、高谐振以及有适宜阻尼比的要求。在设计中应考 虑以下

11、几点：（1）尽量采用低摩擦的传动和导向元件。如采用滚珠丝杠螺母传动副、滚动导轨、 贴塑导轨等。（2）尽量消除传动间隙。例如采用消隙齿轮等。（3）提高系统的刚度。缩短传动链可以提高系统的刚度，减少传动链误差。也可 以采用预紧的方法提高系统的刚度。如预加负载的滚动导轨等。2.3 伺服系统的选择伺服系统可分为开环控制系统、半闭环控制系统和闭环控制系统。开环控制系统中，没有反馈电路，不带检测装置，指令信号是单方向传送的。指 令发出后，不再反馈回来，故称为开环控制本科毕业设计说明书（论文）第5页共 63 页闭环控制系统具有装在机床移动部件上的检测元件，用来测量实际位移量，能补 偿系统的误差，因而伺服控制

12、精度高。半闭环控制系统与闭环系统不同，不直接检测工作台的位移量，而是用检测元件 测出驱动轴的转角，再间接算出工作台实际的位移量，也有反馈电路，其性能介于开 环系统和闭环系统之间。根据设计要求选择半闭环控制系统。进给伺服系统主要由位置控制单元、速度控制单元、驱动元件、检测与反馈单元、2.4 单片机的选择根据学习和设计的需要，我选择了Freescale（飞思卡尔）公司的16位单片机。Frees cale公司的16位单片机主要分为HC12系列、HCS12系列以及HCS12）系列，在此我选 择了80C196KC芯片单片机。该单片机功能强大、性价比高、性能稳定、品种齐全， 针对不同的应用领域可以选择不同

13、性能、型号的单片机。根据系统的要求我还设计了键盘接口电路、显示接口电路、驱动电路、复位电路、晶振电路、功率放大电路和报 警电路等。系统总体方案框图如图2-2所示。机械执行部件组成。如图2-1所示图 2-1 半闭环系统结构方块图本科毕业设计说明书（论文）第6页共 63 页光耦合如ORi-Qlokl床鞍及拖板xx向直流电机本科毕业设计说明书（论文）第7页共 63 页=507图 2-2 系统总体方案框图3 械部分设计计算说明3.1 运动部分计算3.1.1参数的确定（1）了解车床的基本情况和特点-车床的规格系列和类型1通用机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些 基本知识和资料

14、作些简要介绍。本次设计中的车床是普通型车床，其品种，用途，性 能和结构都是普通型车床所共有的，在此就不作出详细的解释和说明了。2车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79 JB/Z143-79）:最大的工件回转直径 （mm是400;刀架上最大工件回转直径Di大于或等于200; 主轴通孔直径d要大于或等于36;主轴头号（JB2521-79）是6;最大工件长度L是7502000;主轴转速范围是：321600;级数范围是：18;纵向进给量mm/r0.032.5;主电机功率（kw）是5.510。（2）参数确定的步骤和方法1）极限切削速度umax、umin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速

15、度要考虑： 工序种类、工艺要求刀具 和工件材料等因素。允许的切速极限参考值如机床主轴变速箱设计指导书。然而，根据本次设计的需要选取的值如下：取umax=300m/min；umin=30m/min。2）主轴的极限转速计算车床主轴的极限转速时的加工直径，按经验分别取（0.10.2 ） D和（0.450.5）D。由于D=400mm则主轴极限转速应为：=2000r/mi n；1000 umin.nmin=r/min(0.45 0.5)兀 D=40r/m inmax=1000umaxr/min(0.1 0.2)二D(3-1)(3-2)由于转速范围nmaxnmin=2000r /min40r / min(

16、3-3)本科毕业设计说明书（论文）第8页共 63 页=507因为级数Z已知:Z=18级本科毕业设计说明书(论文)第9页共 63 页现以=1.26和 =1.41代入R=0z-1得R=50和355，因此取 =1.26更为合适。各级转速数列可直接从标准数列表中查出。标准数列表给出了以=1.06的从110000的数值，因 =1.26=1.064，从表中找到nmax=2000r/min，就可以每隔3个 数值取一个数，得：2000, 1600,1250,1000,800,630,500,400,315,250,200,160，125,100,80,63,50,40。3)主轴转速级数z和公比Cnmax已知：

17、=Rnnminz-1.Rn=且：z=2ax 3b18=3X3?X2g4)主电机功率一动力参数的确定合理地确定电机功率N,使用的功率实际情况既能充分的发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。目前，确定机床电机功率的常用方法很多，而本次设计中采用的是：估算法，它 是一种按典型加工条件(工艺种类、加工材料、刀具、切削用量)进行估算。根据此 方法，中型车床典型重切削条件下的用量：根据设计书表中推荐的数值：取P=5.5kw3.1.2传动设计(1)传动结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于 分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，

18、就并非十分有效，可考虑到本次设计的需 要可以参考一下这个方案。确定传动组及各传动组中传动副的数目、级数为Z的传动系统有若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3个传动副。即Z=Z1Z2Z3 .(3-4)传动副数由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：Z=2ax3b.(3-5)可以有几种方案，由于篇幅的原因就不一一列出了，在此只把已经选定了的和本次设 计所须的正确的方案列出，具体的内容如下：传动齿轮数目：2x(3+3+2)+2x2+仁21个；轴向尺寸：9b;传动轴数目：6根；操纵机构：简单，两个三联滑移齿轮，一个 双联滑移齿轮。总传动系统图如图3-1所示。本科毕业

19、设计说明书(论文)第10页共 63 页(2) 组传动顺序的安排18级转速传动系统的传动组，可以安排成：3x3x2,2x3x3，或3x2x3选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在I轴上摩擦离合器时，应减小轴向尺寸，第一传动组的传动副不能多，以2为宜，本次设计中就是采用的2, 一对是传向正传运动的，另一个是传向反向运动的。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传 动组的传动副选用2,或者用一个定比传动副。(3) 传动系统的扩大顺序的安排对于18级的传动可以有三种方案，准确的说应该不只有这三个方案，可为了使结构和其他方面不复杂，同时为了满

20、足设计的需要，选择的设计方案是：18=313329传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致也可以不一致，在此设计中，扩大顺序和传 动顺序就是一致的。这种扩大顺序和传动顺序一致，称为顺序扩大传动。(4) 传动组的变速范围的极限植齿轮传动副最小传动比Umin丄，最大传动比UmaxW 2，决定了一个传动组的最大4变速范围rmax=umax/nminw 8因此，要按照参考书中所给出的表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动 方案。如表3-2所示。表 3-2 极限传动比及指数x，X值本科毕业设计说明书(论文)第11页共 63 页极限传动比指数1.261 1x: umin=04x丁6x值；umax=0 x=

21、23(x+x)值：umin=0 x=89(5)最后扩大传动组的选择正常连续的顺序扩大的传动(串联式)的传动结构式为：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2即是：Z=18=3133293.1.3转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础 上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转图，使主运动 逐步具体化。(1)电机的选定中型机床上，一般都采用三相交流异步电机为动力源，可以在系列中选用。在选 择电机型号时，应按以下步骤进行：1电机功率N:根据机床切削能力的要求确定电机功率。但电机产品的功率已经标准化，因此， 按要求应选取相近的标准值。N=5.5k

22、w2电机转速nd异步电机的转速有：3000、1500、1000、750r/min在此处选择的是：nd=1500r/min这个选择是根据电机的转速与主轴最高转速nmax和I轴的转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。3双速和多速电机的应用根据本次设计机床的需要，所选用的是：双速电机本科毕业设计说明书(论文)第12页共 63 页4电机的安装和外形根据电机不同的安装和使用的需要，有四种不同的外形结构，用的最多的有底座本科毕业设计说明书(论文)第13页共 63 页差太大，将导致结构庞大。主运动的转速如图3-4所示式和发兰式两种。 本次设计的机床所需选用的是外行安装尺寸之一。 具体的安装图可

23、 由手册查到。根据常用电机所提供的资料，选用电机3-3所示。图 3-3 电动机I轴从电机得到运动，经传动系统化成主轴各级转速。电机转速和主轴最高转速 应相接近。显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，1轴转 速不宜将电机转速下降得太低。但如果I轴上装有摩擦离合器一类部件时， 高速下摩擦损耗、 发热都将成为突出 矛盾， 因此，I轴转速不宜太高。I轴装有离合器的一些机床的电机、主轴、I轴转速数据：参考这些数据，可见，车床I轴转速一般取7001000r/min。另外，也要注意到电机与I轴间的传动方式，如用带传动时，降速比不宜太大，否则I轴上带轮太大， 和主轴尾端可能干涉。因此，本次

24、设计选用：n仁960r/min（1）中间传动轴的转速对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小与噪音、震动等性 能要求之间的矛盾。中间传动轴的转速较高时（如采用先升后降的传动），中间转动轴和齿轮承受扭矩 小，可以使用轴径和齿轮模数小写：dx4M、mx3M，从而可以使用结构紧凑。但是，这将引起空载功率N空和噪音Lp（一般机床容许噪音应小于85dB）加大：N空二丄（3.5da，n Cd主n） KW .（3-6）106式中：C-系数，两支承滚动或滑动轴承C=8.5，三支承滚动轴承C=1Q da-所有中间轴轴颈的平均直径（mr）d主一主轴前后轴颈的平均直径（mr）刀n主轴转速（r/min）

25、。bpbib本科毕业设计说明书 （论文）第14页共 63 页Lp =20logC1mz a n 4.5. q 1 tan B mz主n主L K .(3-7)(mZ a所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值mm(mZ主-主轴上齿轮的分度圆的平均值mmq-传到主轴所经过的齿轮对数；B -主轴齿轮螺旋角；O、K-系数，根据机床类型及制造水平选取。我国中型车床、铣床C1=3.5。车床K=54,铣床K=50.5。从上诉经验公式可知：主轴转速n主和中间传动轴的转速和刀n对机床噪音和发 热的关系。确定中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正：1功率教大的重切削机床，一般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高一

26、些，对减小结构尺寸的效果较明显。2速轻载或精密车床，中间轴转速宜取低一些。3控制齿轮圆周速度u/8m/s(可用7级精度齿轮)。在此条件下，可适当选用较 高的中间轴转速。(2)齿轮传动比的限制机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比：1)升速传动中，最大传动比umax1/4。过小，则使主动齿轮与被动齿轮的直径相本科毕业设计说明书(论文)第15页共 63 页差太大，将导致结构庞大。主运动的转速如图3-4所示3.1.4带轮直径和齿轮齿数的确定根据拟定的转速图上的各传动比，就可以确定带轮直径和齿轮的齿数。（1）带轮直径确定的方法、步骤1）选择三角型号一般机床上的都采用三角带。根据电机转速和功率查图即可确定

27、型号（详情见机床主轴变速箱设计指导4-1节）。但图中的解并非只有一种，应使传动带数为35根为宜。本次设计中所选的带轮型号和带轮的根数：B型带轮 选取3根2）确定带轮的最小直径Dmi n（D小）各种型号胶带推荐了最小带轮直径，直接查表即可确定。根据皮带的型号，从教科书机械设计基础教程 查表可取：Dmi n=140mm3）计算大带轮直径D大/抽/tvV40吐机11(rv20001600144-Or1250J000800630500400315250200160125100806350图 3-4 主运动的转速图本科毕业设计说明书 （论文）第16页共 63 页根据要求的传动比u和滑功率&确定D

28、大。当带轮为降速时：本科毕业设计说明书 （论文）第17页共 63 页Z21D大=D小1- Iu三角胶带的滑动率& =2%三角传动中，在保证最小包角大于120度的条件下，传动比可取1/7u1820。2）保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚S2mm般取$5mm则Zmin6.5+2T，具体的尺寸可参考图。m3）同一传动组的各对齿轮副的中心距应该相等。若莫数相同时，则齿数和亦应相等。 但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足比了上述要求。 机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般 齿数差不能超过34个齿。4）防止各种碰撞和干

29、涉三联滑移齿轮的相邻的齿数差应大于4。应避免齿轮和轴之间相撞，出现以上的情 况可以采用相应的措施来补救。在同时满足以上的条件下齿轮齿数的确定已经可以初步定出，具体的各个齿轮齿数可以见传动图上所标写的。5）确定轴间距：轴间距是由齿轮齿数和后面计算并且经验算而确定的模数m而确定的，具体的计算值如下（模数和齿轮的齿数而确定的轴间距必须满足以上的几个条件）：本科毕业设计说明书 （论文）第18页共 63 页Z2I轴与U轴之间的距离：取m=2.5mm由转速图而确定 互=0.85本科毕业设计说明书 （论文）第19页共 63 页(3-15)齿轮1与2之间的中心距dr+d2127.5 150- 2=138.75

30、mmU轴与川轴之间的距离：取m=2.5mm由转速图而确定的传动比见图,380.848290.557 330.6253 d3=mz3=2.5mm 38二 95mmd4=mz4=2.5mm 48=120mm齿轮3与4之间的中心距:d3d4=107.5mm川轴与W轴之间的距离：取m=3.5mm由转速图而确定的传动比= mz=2.5mm 51=127.5mmd2= mz二 2.5mm 60=150mm(3-8)(3-11)(3-9)(3-10)本科毕业设计说明书 （论文）第20页共 63 页齿轮9与10之间的中心距:dg + dioa3=32189 119-2=154mmW轴V轴之间的中心距离：取m=

31、3.5mm由转速图而确定的传动比20i0.267865“9733d15二口令=3.5mm 20=70mmd16二mz16=3.5mm 78=273mmd15 +d1670 273生 1.63425.0.4633949-0.8dmz9=3.5mm 54=189mmdi。=mzio=3.5mm 34=119mm(3-12)(3-13)(3-14)本科毕业设计说明书 （论文）第21页共 63 页(3-15)2=171.5mm主轴到脉冲轴的中心距:本科毕业设计说明书 （论文）第22页共 63 页取m=3.5mr，传动比i = 1di9=mZ19=3.5mm 33=115.5mmd20=mz20=3.5

32、mm 33=115.5mmd19 *d20115.5 115.5- 2=115.5mm(3-16)(3-17)I轴到反转轴切轴的中心距：取m=2.5mm传动比i = 1.47d21= mz21=2.5mm 50=125mmd22= mz?2=2.5mm 34=85mm(3-18)由齿顶高d21d22125 852=105mm(3-19)(3-20)可知取m=2.5mm寸，*ha=ham =1 汇 2.5mm = 2.5mmhf= hac m = 1 0.25 2.5mm = 3.125mm取m=3.5mm寸：*ha=ham=1 3.5mm = 3.5mmhf= hac m = 10.253.5

33、mm = 4.375mmha二 hahf二ha*C*m而取ha*=1c*=0.25,可知：齿顶高和齿跟高只与所取的模数m有关。本科毕业设计说明书 （论文）第23页共 63 页(3-15)本科毕业设计说明书(论文)第24页共 63 页(3-26)250电动机5.5KW1440r / min7140丁；1；G212正转51T60384833反转T |034532934256339所有主轴的详细的校核如下:3320V 主轴图 3-5 主传动路线输入到n轴的转速 n =1440r/min140 51= 803.3r/min212 60385465 n803.3r/min 2.478 =1990.58r

34、/min483433&1990.58 -2000dnnft/ n.：n100% = -0.47% .2000385420 n803.3r / min 0.322 = 258.64r / min483478(3-22)(3-23)(3-24)(3-25)258 64 250，n=258.64 250100%= 3.46%.(3)主轴转速系列的验算主轴转速在使用上并不要十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响。但标牌上标 准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符合，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过正负10(书-1)%即n理论按

35、公式:n=-2% +6%.(3-21)如果超差，要根据误差的正负以及引起误差的主要环节，重新调整齿数，使转速数列 得到改善。主运动传动链的传动路线表达式如图3-5所示。n实际一理论叮 0- -1 %或本科毕业设计说明书 （论文）第25页共 63 页(3-48)1250500n 38 2520=803.3r/min 0.08 =64.66r/min 486378=64.66一63wo% = 2.6% . 63383920n803.3r/mi n 1.24 = 997.66r / min484978，n =997.66-1000100% =.23%382565n803.3r / min 0.619

36、 = 497.58r/min486333497.58-500dnno/ n AQ(/：n100% = -0.48% .本科毕业设计说明书 （论文）第26页共 63 页(3-48)1250125335465n803.3r/ min 1.949 = 1565.6r/ min5334 331565.61600go%= 2.0%.200332565n803.3r/min 0.487 =391.4r /min5363 33，n二39400100%= -2.0% .400n33_=803.3r/min 0.063 =50.86r/min536378.50.86 -50 cco/ dTO/.：n100% =

37、 1.7% .50n33 39 65=803.3r/min 0.977 = 784.78r /min534933，n =784.78-800wo% = 一 1.9% .100295465n803.3r/mi n 1.592 =1279.12r/min573433讪=1279.12一125 100%= 2.3% .1000n 箜39 20=803.3r/min 0.16=129.65r/min484978129 65 -125.：n 二100% = 3.7% .1600335420n803.3r / min 0.253 = 203.45r / min533478.：n =203.45-20010

38、0%= 1.7% .800333920n803.3r/min 0.127 =101.98r/min(3-27)(3-28)(3-29)(3-30)(3-31)(3-32)(3-33)(3-34)(3-35)(3-36)(3-37)(3-38)(3-39)(3-40)(3-41)(3-42)(3-43)(3-44)(3-45)(3-46)(3-47)本科毕业设计说明书(论文)第27页共 63 页在主轴上的18级转速分别校核后，都合格。3.1.5传动件的估算和验算传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定个零件的实际尺寸和有关布置。为 此，常对传动件的尺寸先进行估算，如传动轴的直径、齿轮模数、离合器

39、、制动器、带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置 与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等，必 要时作结构和方案上的修改，重新验算，直到满足要求，最后才能画正式装备图。对于本次设计，由于是毕业设计，所以先用手工画出草图，经自己和指导老师的 多次修改后，再用计算机绘出。三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以较大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，亦 可因而缓和冲击及隔离震动，使传动平稳。带传动结构简单，但尺寸，机床中多用于 电机输出轴的定比传动。(1)选择三角带的型号根据计算功率N(kw)和小带轮n1(r/min)查图选择带

40、的型号。计算功率N=KH kW式中Nd电机的额定功率，KW- 工作情况系数。车床的起动载荷轻，工作载荷稳定，二班制工作时，取：295420n295420=803.3r/min 0.207 = 166.22r/min .57347816622-160100%160= 3.8%3925 65n39仝65=803.3r/min 0.398 =319.78r /min5763 3331315292520n803.3r/min 0.0517 = 41.56r / min .57637841 56 _40，n =41.56 40100% =3.9%.293965n29 39 65=803.3r/min 0

41、.798 = 641.17r/ min .574933(3-49)(3-50)(3-51)(3-52)(3-53)(3-54)(3-55).641.17-630 “co/ d -7-70/ c lc、.；：n100 % = 1.77 % . (3-56)630293920n803.3r/ min 0.104 = 83.3r/ min . (3-57)57497883 3 _80、n =83.3-80100% =4.15% . (3-58)KW=1.1本科毕业设计说明书 （论文）第28页共 63 页带的型号是：B型号（2）确定带轮的计算直径D、D21）小带轮计算直径D皮带轮的直径越小，带的弯曲应

42、力就越大。为提高带的使用寿命，小带轮直径D不宜过小，要求大雨许用最小带轮直径din,即Ddin。各型号带对应的最小带轮直径din可查表。D=140r/mi n2）大带轮计算直径DD2工巴 D! 1 一 ；- b 1 ；mm .（3-59）n2i=212r/min式中:n1-小带轮转速r/min; n2-大带轮转速r/min;-带的滑动系数,一般取0.02.算后应将数字圆整为整数。3）确定三角带速度u具体的计算过程如下： D1n1um/ s60 1000二 140 1440,m/ s60 1000=10.6m/s对于O A、B、C型胶带，而u=510m/s时最为经济耐用。此速度完全符合B型皮带的

43、转速。4）初定中心距氏:带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内选取：Ao=（0.62） （D+D）mm .（3-61）=352（0.62）mm=211.2mn704mm取A0=704 mm距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。中型车床电机轴至变速箱带轮的中心距一般为750850mm5）确定三角带的计算长度L0及内周长 LN。(3-60)5m/su25m/s。本科毕业设计说明书 （论文）第29页共 63 页三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度本科毕业设计说明书 （论文）第30页共 63 页2兀(D2DJLo= 2A0D1D2-mm24A0(3-62)

44、212140=270414021224 x 704=1960.67mm圆整到标准的计算长度L=2033 mm经查表LN=2000mm修正值Y=336）验算三角带的扰曲次数uu =1000mu三40次/s（则合格） .式中：m-带轮个数。如决。mm(3-63)u超限。可加大L（加大A）或降低u（减少D2、D）来解代入数据得1000 2 10.6u =2033=10.5次/S是合格的，不需作出任何修改7）确定实际中心距(3-64)120(3-66)本科毕业设计说明书 （论文）第31页共 63 页(3-67)式中：N）-单根三角带在a1=180、特定长度、平稳工作情况下传递的功率值。C1-包角系数。

45、参数的选择可以根据书中的表差取：N)=2.69C=0.98Kw=1.1N0C11.1 5.52.69 0.98-2.29所以，传动带根数选3根。此公式中所有的参数没有作特别说明的都是从机床主轴变速箱设计指导传动轴的估算和验算传动轴除了应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷 和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的 变形。因此，疲劳强度不是主要矛盾。除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强 度。刚度要求保证轴在载荷下不致产生过大的变形。如果刚度不足，轴上的零件如齿 轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪声、发热、过早

46、磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直 径，画出草图之后，再根据受力情况、结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。（1）传动轴直径的估算传动轴直径按扭矩刚度用下列公式估算传动轴直径：其中：N该传动轴的输入功率N=Nq kw .（3-69）Nd电机额定功率；n从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴轴NiN0C1带入数值得:NiN0C1mm(3-68)d =914N本科毕业设计说明书 （论文）第32页共 63 页承上的效率）本科毕业设计说明书(论文)第33页共 63 页m该传动轴的计算转速r/min。计算转速nf是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件

47、的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车床主轴的计算转速为：nj主=nnim?3.(3-70)书每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取。根据参考书中所给出的公式和本次设计所必须满足的条件，在传动过程中所有轴的直径的估算如下：n.j(主)=nmintz/3-1(3-71)=125 r/mi nV主轴nj=n6=125 r/min ；W轴nj=e=160 r/min；川 轴nj=n=400 r/min；H轴nj=ni4=800r/min；I轴nj=960 r/min；(3-72)则计算主轴V和中间轴的直径d如下：V主轴d5=64 mm；W轴d

48、4=40 mm；川 轴d3=40 mm；H轴d2=40 mm；I轴d1=30mm ；传动轴刚度的验算：1)轴的弯曲变形的条件和允许值机床主传动的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的桡度y和倾角B。 各类轴的桡度y和装齿轮和轴承处倾角B,应小于弯曲刚度的许用值丫和9 值， 即：yY； . (3-73)9 9 . (3-74)由于书写量比较大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。2)轴的弯曲变形计算公式计算轴本身变形产生的桡度y和倾角9时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支 梁，按参考书中的表中的有关公式进行计算。当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作等径轴，采用平均直径 来进行计算。

49、计算花键轴的刚度时可米用直径或当量直径。本次设计机床中常采用矩形花键轴的相关数据如表3-6所示，但是本次设计的说明书的篇幅和时间的关系就不在此详细的列出了。一般的计算公式为：本科毕业设计说明书(论文)第34页共 63 页圆轴：平均直径 d_, = .i(3-75)本科毕业设计说明书(论文)第35页共 63 页表 3-6设计机床中常采用矩形花键轴的d,、d2和 I 的数值花键轴尺寸Z D =d xb(GB1144-74)平均直径d1mm当量直径d2mm极惯性距In4mm惯性距In4mm6-30汉26汉62827.8458976294886-40疋35037.537.782000581000296

50、-6558x1661.561.761428706714353根据本次设计的情况，主轴的刚度要求必须进行校核，具体的刚度校核结果如下:a).首先，把主轴上的轴承所能承受的载荷在机械设计手册3中查出，见下：深沟球轴承d D B =55 100 21其基本额定载荷为：Cr=43.2KN推力球轴承d D B=55 90 16其基本额定载荷为：Ca=67.5KN双列圆锥滚子轴承其基本额定载荷为：Cr=10.0KWb).计算轴上的载荷如图3-7所示：惯性距 Ind1464矩形花键轴：平均直径 d1D d .2惯性距：42二 d6Z D - d D d .64(3-76)(3-77)(3-78)(3-79)

51、当量直径 d2本科毕业设计说明书 （论文）第36页共 63 页主轴上齿轮在高速转动时所产生的载荷：齿轮1：di = mz = 3.5mm 33二 115.5mm3l 2T 2 疋 2.63 00Fi :d1115.5二 45.54NFF j tan：= 45.54 tan20-16.6N齿轮2：d2= mz 二 3.5mm 78二 273mm3l 2T 2X2.63X103F2d2273= 19.27NF2二 F2tan：=19.27 tan 20-7.01NE H址t? hmH呵血坍 H?H.1u K.KKy/.nn图 3-7 轴的结构图与弯矩扭矩图本科毕业设计说明书 （论文）第37页共 6

52、3 页c）.校核倾角和桡度(3-80)(3-81)本科毕业设计说明书 （论文）第38页共 63 页经查表得：安装圆锥滚子轴承处匚 I 0.0025rad安装深沟球轴承处0.005rad安装推力球轴承处J 1 0.05rad计算主轴圆轴的平均直径和惯性矩：d1dii55+62 + 68 + 70 + 78 + 80 + 86+82.7(3-82)8二72.8mmnd14_ 6443.14 72.8-64= 1378082.416. . (3-83)= 1.38 106mm4E =2.1 106MPa(3-84)倾角：对 FNIFib l2-b26lEI16.6 542 585.5 585.5-5

53、42 5426 585.5 2.1 1061.38 106(3-85)= 4.3 10本科毕业设计说明书 （论文）第39页共 63 页616.6 75 510.52585.5 -510.51.02 x1015.(3-86)4.21081.02 10-4.12 102 2Fb I -b6IEI2 245.54 510.5542 -510.59.42 107.7 1089.4210= 0.82 1045.54 31.5 510.5 2 542-510.5149.42 1014=-0.46 10J7.01 517.5585.5 585.5 -517.5 517.5151.020= 2.7 10花1=

54、F1ab 21 -b6IEI=B1x(3-87)-C1x =F1ab 21 -b6IEI(3-88)对 FN2C3FbJ-bz6IEI(3-89)本科毕业设计说明书 （论文）第40页共 63 页67.01 68 517.5 2 585.5-517.51.02X0151.58 10A2F3ab 21 -b6IEI(3-90)本科毕业设计说明书 （论文）第 28 页共 63 页?lBx22 2F b丨-b6IEI2 219.27 68 542 -68149.42 10= 4.03 10(3-91)-Cx2 =F ab2 I b6IEI19.27x 474x 68( 2 x 542 474)9.42

55、灯014(3-92)在点C处的倾角二在点B处的倾角二在点A处的倾角二桡度：对 FNI=-6.710JC2y= -4.12 102.7 101.42 10(3-93)-7.3 10rad Y 0.0025radnCx=-0.46 10-6.7 10=-7.16 10-J f2.出=8.2 10 4.03 10二.= 12.23 10 Sad0.05rad丁A=4.3 10 -1.58 10 .=2.72 10 rad 0.005rad(3-94)(3-95)(3-96)本科毕业设计说明书 （论文）第42页共 63 页N1 =xmax ymax(3-102)= 0.62 10 mm3Jb(l2-b

56、2Fxmax9, 3lEI2 2_ 16.6 510.5585.5 -510.5-9,3 585.5 2.1 1061.38 106_ 1.6 107-2.6 1016-0.62 10 mm3F“bl2-b2 29,3lEI345.54乂510.5辺(5422_510.52丫 .-2.4 x10162.4 107_2.4 1016=1 10mm: 2 2 N1二xma ymax .= 1.19 10 mm9.3585.5 2.1 1061.38 106_ 6.45 107-2.6 1016= 0.25 10mm(3-97)ymax(3-98)(3-99)本科毕业设计说明书 （论文）第43页共

57、63 页N1 =xmax ymax(3-102)= 0.62 10 mm=19.27474-2.4016=1.5345 1072.4 1016= 0.64 10mm对 FN2(3-100)ymaxF1b l2-b229.3lEI(3-101)本科毕业设计说明书(论文)第 30 页共 63 页yN=1.19 10-0.69 10-= 1.81 10 mmlyl Yzm _3235.525 160=3.41mm齿轮弯曲疲劳的计算:取A=122mmm,Z22 122-70=3.4mm经校核和查表取：取m=3.5mm4）W轴传到V轴的模数：齿轮接触疲劳的计算：NJ(3-123)=3.48mm齿轮弯曲疲

58、劳的计算:二190.9mm取A=192mm(3-120)(3-122)二37035.5V 40mm(3-124)(3-121)2A5.520 140本科毕业设计说明书(论文)第49页共 63 页2AmjZiZ22 192-120=3.2mm经校核和查表取：取m=3.5mm以上所有的模数的选取都是根据参考书机械原理所提供的模数表中选取的标准值。I轴(输入轴)的设计(1) I轴的特点1) .将运动传入变速箱的带轮，一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强 轴的刚度或使轴不受带的拉力(带轮卸荷)。2) .若I轴上安装正反用的离合器，由于组成离合器的零件很多，在箱内装备很不 方便，一般都希望在箱

59、外将I轴组装好后再整体装入箱内(最好是连皮带也组装在上 面)。(2)卸荷装置带轮将动力传到I轴有两种方式：一类是带轮直接装在I轴上。除传递扭矩外， 带的拉力也作用在轴上。另一类是带轮装在轴承上，轴承套装在套筒(法兰盘)上， 传给轴的只是扭矩，径向力有固定在箱体上的套筒承受。这种结构称为卸荷装置。本 次设计中用的就是后者，卸荷装置。具体的结构和装备见图。换向装置车床上的反转主要用于加工螺纹时退刀。车短螺纹时，换向频率比较高。实现正 反转的变换有很多种方案。可本次设计中所采用的是电磁离合器。(4)正反向离合器正反向的转换，希望在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱体内，都采用湿式。

60、在确定轴向尺寸时，摩擦片在不压紧时，应留有0.20.4 mm的间隙，间隙应能调整。常用的间隙调整结构是：调整螺母的端部圆周方向铣有若个 缺口，止动销在弹簧的压紧下，其头部插入缺口中，调整时按下止动销，旋转调整螺 母至合适位置，止动销又插入另一个缺口。电磁离合器不需调整间隙。(5)离合器的操纵方式离合器的操纵有：机械式、电磁式和液压式。本次设计中采用的操纵是电磁式，电磁离合器的摩擦片的压紧是由电磁铁的吸力来达 到，他的机械结构比较简单。(6)空套齿轮的结构I轴上装有正反向转换用的片式离合器时，两端的齿轮是空套在轴上的，当离合器接通时，才与轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴的回转方向是相反的，而者相对转速很高(约为轴