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目 錄
1 總體方案 0
1.1 CK6140的現(xiàn)狀和發(fā)展 1
1.2 CK6140數(shù)控臥式車床的總體方案論證與擬定 2
1.2.1 數(shù)控車床 2
1.2.2 CK6140數(shù)控臥式車床的擬定 2
2 機械部分設(shè)計計算說明 4
2.1 主運動部分計算 4
2.1.1 參數(shù)的確定 4
2.1.2 傳動設(shè)計 5
2.1.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定 8
2.1.4 帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定 11
2.1.5 傳動件的估算和驗算 19
2.1.6 展開圖設(shè)計 36
2.2縱向進(jìn)給運動設(shè)計 53
2.2.1 滾珠絲桿副的選擇 53
2.2.2驅(qū)動電機的選用 58
3 控制系統(tǒng)設(shè)計 62
3.1繪制控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)框圖 62
3.2.選擇中央處理單元(CPU)的類型 62
3.3存儲器擴展電路設(shè)計 63
3.4?I/O接口電路及輔助電路設(shè)計 64
參 考 文 獻(xiàn) 70
致 謝 72
LATHES 77
1 總體方案
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(jì)內(nèi),機床數(shù)控技術(shù)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(shù)的發(fā)展得到了根本性的提高。從20世紀(jì)90年代開始,微電子技術(shù)和計算機技術(shù)的發(fā)展突飛猛進(jìn),PC微機的發(fā)展尤為突出,無論是軟硬件還是外器件的進(jìn)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,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(jié)構(gòu)三方面討論機床。
數(shù)控技術(shù)的發(fā)展趨勢:
1.性能方面的發(fā)展趨勢
(1).高速高精度高效
(2).柔性化
(3).工藝復(fù)合和軸化
(4).實時智能化
2.功能發(fā)展方面
(1).用戶界面圖形化
(2).科學(xué)計算可視化
(3).插補和補償方式多樣化
(4).內(nèi)置高性能PLC
(5).多媒體技術(shù)應(yīng)用
3.體系結(jié)構(gòu)的發(fā)展
(1).集成化
(2).模塊化
(3).網(wǎng)絡(luò)化
(4).開放式閉環(huán)控制模式
1.2 CK6140數(shù)控臥式車床的總體方案論證與擬定
1.2.1 數(shù)控車床
數(shù)控車床又稱數(shù)字控制(Numbercal control,簡稱NC)機床,它是20世紀(jì)50年代初發(fā)展起來的一種自動控制機床,而數(shù)控車床四其中的一類使用性很強的機床形式。數(shù)控車床是基于數(shù)字控制的,它與普通車床不同的是,數(shù)控車床的主機結(jié)構(gòu)上具有以下特點:
(1).由于大多數(shù)數(shù)控車床采用了高性能的主軸及伺服傳動系統(tǒng),因此,數(shù)控機床的機械傳動結(jié)構(gòu)得到了簡化。
(2).為了適應(yīng)數(shù)控車床連續(xù)地自動化加工,數(shù)控車床機械結(jié)構(gòu),具有較高的動態(tài)剛度,阻尼精度及耐磨性,熱變形較小。
(3).更多地采用高效傳動部件,如滾動絲桿副,直線滾動導(dǎo)軌高,CNC裝置這是數(shù)控車床的核心,用于實現(xiàn)輸入數(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。
1.2.2 CK6140數(shù)控臥式車床的擬定
1.CK6140數(shù)控臥式車床具有定位,縱向和橫向的直線插補功能,還能要求暫停,進(jìn)行循環(huán)加工等,因此,數(shù)控系統(tǒng)選取連續(xù)控制系統(tǒng)。
2.CK6140數(shù)控臥式車床屬于經(jīng)濟型數(shù)控機床,在保證一定加工精度的前提下,應(yīng)簡化結(jié)構(gòu)、降低成本,因此,進(jìn)給伺服系統(tǒng)應(yīng)采用步進(jìn)電機開環(huán)控制系統(tǒng)。
3.根據(jù)設(shè)計所給出的條件,主運動部分z=18級,即傳動方案的選擇采用有級變速最高轉(zhuǎn)速是2000r/min,最低轉(zhuǎn)速是40r/min,。
4.根據(jù)系統(tǒng)的功能要求,微機控制系統(tǒng)中除了CPU外,還包括擴展程序存儲器,擴展數(shù)據(jù)存儲器,I/O接口電路,包括能輸入加工程序和控制命令的鍵盤,能顯示加工數(shù)據(jù)和機床狀態(tài)信息的顯示器,包括光電隔離電路和步進(jìn)電機驅(qū)動電路。此外,系統(tǒng)中還應(yīng)該包括脈沖發(fā)生電路和其他輔助電路。
5.縱向和橫向進(jìn)給是兩套獨立的傳動鏈,它們由步進(jìn)電機,齒輪副,絲桿螺母副組成,它的傳動比應(yīng)滿足機床所要求的。
6.為了保證進(jìn)給伺服系統(tǒng)的傳動精度和平穩(wěn)性,選用摩擦小,傳動效率的滾珠絲桿螺母副,并應(yīng)有預(yù)緊機構(gòu),以提高傳動剛度和消除間隙。齒輪副也應(yīng)有消除齒側(cè)間隙的機構(gòu)。
7.采用滾動導(dǎo)軌可以減少導(dǎo)軌間的摩擦阻力,便于工作臺實現(xiàn)精確和微量移動,且潤滑方法簡單。
(附注:伺服系統(tǒng)總體方案框圖1.1)
圖1.1伺服系統(tǒng)總體方案框圖
2 機械部分設(shè)計計算說明
2.1 主運動部分計算
2.1.1 參數(shù)的確定
一. 了解車床的基本情況和特點---車床的規(guī)格系列和類型
1. 通用機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設(shè)計時應(yīng)該遵照的基礎(chǔ)。因此,對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設(shè)計中的車床是普通型車床,其品種,用途,性能和結(jié)構(gòu)都是普通型車床所共有的,在此就不作出詳細(xì)的解釋和說明了。
2.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(zhuǎn)直徑D(mm)是400;刀架上最大工件回轉(zhuǎn)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750~2000;主軸轉(zhuǎn)速范圍是:32~1600;級數(shù)范圍是:18;縱向進(jìn)給量mm/r0.03~2.5;主電機功率(kw)是5.5~10。
二. 參數(shù)確定的步驟和方法
1. 極限切削速度umax﹑umin
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(shè)計指導(dǎo)書》。然而,根據(jù)本次設(shè)計的需要選取的值如下:
取umax=300m/min;
umin=30m/min。
2. 主軸的極限轉(zhuǎn)速
計算車床主軸的極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑,按經(jīng)驗分別取(0.1~0.2)D和(0.45~0.5)D。由于D=400mm,則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為:
nmax=r/min ……………………………… 2.1
=2000r/min ;
nmin=r/min …………………………… 2.2
=40r/min ;
由于轉(zhuǎn)速范圍 R = = …………………………… 2.3
= 50 ;
因為級數(shù)Z已知:
Z=18級 。
現(xiàn)以Φ=1.26和Φ=1.41代入R=
得R=50和355 ,因此取Φ=1.26更為合適。
各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表中查出。標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表給出了以Φ=1.06的從1~10000的數(shù)值,因Φ=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(zhuǎn)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(shè)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(jìn)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(shè)計書表中推薦的數(shù)值:
取 P=5.5kw
2.1.2 傳動設(shè)計
一.傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇
結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)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(fù)雜的傳動并想由此導(dǎo)出實際的方案,就并非十分有效,可考慮到本次設(shè)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組成,各傳動組分別有Z1、Z2、Z3…個傳動副。即
Z=Z1 Z2 Z3 ……………………………… 2.4
傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為合適,即變速級數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子:
Z= ……………………………… 2.5
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(shè)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 19b
傳動軸數(shù)目 6根
操縱機構(gòu) 簡單,兩個三聯(lián)滑移齒輪,一個雙聯(lián)滑移齒輪
圖2.1 總的傳動系統(tǒng)
二.組傳動順序的安排
18級轉(zhuǎn)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,要考慮到機床主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。在Ⅰ軸上摩擦離合器時,應(yīng)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(shè)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。
三. 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(zhǔn)確的說應(yīng)該不只有這三個方案,可為了使結(jié)構(gòu)和其他方面不復(fù)雜,同時為了滿足設(shè)計的需要,選擇的設(shè)計方案是:
18=3[1]3[3]2[9]
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(shè)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,稱為順序擴大傳動。
四. 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umax≤2,決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/nmin≤8
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。
極限傳動比及指數(shù)x,值為:
極限傳動比指數(shù)
1.26
x:umin==
6
值;umax==2
3
(x+)值:umin==8
9
五. 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(jié)構(gòu)式為:
Z=Z1[1]Z2[Z1]Z3[Z1Z2]
即是:
Z=18=3[1]3[3]2[9]
2.1.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定
運動參數(shù)確定以后,主軸各級轉(zhuǎn)速就已知,切削耗能確定了電機功率。在此基礎(chǔ)上,選擇電機型號,確定各中間傳動軸的轉(zhuǎn)速,這樣就擬定主運動的轉(zhuǎn)圖,使主運動逐步具體化。
一. 主電機的選定
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(yīng)按以下步驟進(jìn)行:
1. 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(biāo)準(zhǔn)化,因此,按要求應(yīng)選取相近的標(biāo)準(zhǔn)值。
N=5.5kw
2.電機轉(zhuǎn)速nd
異步電機的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速nmax和Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速相近或相宜,以免采用過大的升速或過小的降速傳動。
3.雙速和多速電機的應(yīng)用
根據(jù)本次設(shè)計機床的需要,所選用的是:雙速電機
4.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(jié)構(gòu),用的最多的有底座式和發(fā)蘭式兩種。本次設(shè)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。
5.常用電機的資料
根據(jù)常用電機所提供的資料,選用:
Y132S-4
圖2.2 電動機
Ⅰ軸從電機得到運動,經(jīng)傳動系統(tǒng)化成主軸各級轉(zhuǎn)速。電機轉(zhuǎn)速和主軸最高轉(zhuǎn)速應(yīng)相接近。顯然,從傳動件在高速運轉(zhuǎn)下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮,Ⅰ軸轉(zhuǎn)速不宜將電機轉(zhuǎn)速下降得太低。
但如果Ⅰ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,Ⅰ軸轉(zhuǎn)速不宜太高。
Ⅰ軸裝有離合器的一些機床的電機、主軸、Ⅰ軸轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù):
參考這些數(shù)據(jù),可見,車床Ⅰ軸轉(zhuǎn)速一般取700~1000r/min。另外,也要注意到電機與Ⅰ軸間的傳動方式,如用帶傳動時,降速比不宜太大,否則Ⅰ軸上帶輪太大,和主軸尾端可能干涉。因此,本次設(shè)計選用:
n1=960r/min
三.中間傳動軸的轉(zhuǎn)速
對于中間傳動軸的轉(zhuǎn)速的考慮原則是:妥善解決結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)速較高時(如采用先升后降的傳動),中間轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(yīng)小于85dB)加大:
N空=) KW ………………………… 2.6
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(zhuǎn)速(r/min)。
……………… 2.7
(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);
β----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(zhuǎn)速n主和中間傳動軸的轉(zhuǎn)速和∑n對機床噪音和發(fā)熱的關(guān)系。確定中間傳動軸的轉(zhuǎn)速時,應(yīng)結(jié)合實際情況作相應(yīng)修正:
1.功率教大的重切削機床,一般主軸轉(zhuǎn)速較低,中間軸的轉(zhuǎn)速適當(dāng)取高一些,對減小結(jié)構(gòu)尺寸的效果較明顯。
2.速輕載或精密車床,中間軸轉(zhuǎn)速宜取低一些。
3.控制齒輪圓周速度u∠8m/s(可用7級精度齒輪)。在此條件下,可適當(dāng)選用較高的中間軸轉(zhuǎn)速。
四.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umax≤2。過大,容易引起震動和噪音。
2.降速傳動中,最小傳動比umin≥1/4。過小,則使主動齒輪與被動齒輪的直徑相差太大,將導(dǎo)致結(jié)構(gòu)龐大。
圖2.3 主運動的轉(zhuǎn)速圖
2.1.4 帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定
根據(jù)擬定的轉(zhuǎn)速圖上的各傳動比,就可以確定帶輪直徑和齒輪的齒數(shù)。
一. 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(zhuǎn)速和功率查圖即可確定型號(詳情見〈〈機床主軸變速箱設(shè)計指導(dǎo)〉〉4-1節(jié))。但圖中的解并非只有一種,應(yīng)使傳動帶數(shù)為3~5根為宜。
本次設(shè)計中所選的帶輪型號和帶輪的根數(shù)如下:
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(shè)計基礎(chǔ)教程〉〉
查表可取:
Dmin=140mm
3.計算大帶輪直徑D大
根據(jù)要求的傳動比u和滑功率ε確定D大。當(dāng)帶輪為降速時:
三角膠帶的滑動率ε=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1/7
≤u≤3。對中型通用機床,一般取1~2.5為宜。
因此,
137.2mm≤D大≤343mm
經(jīng)查表?。?
D大=212mm
二. 確定齒輪齒數(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(shè)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(shè)計手冊〉〉。
不過在表中選取的時候應(yīng)注意以下幾個問題:
1. 不產(chǎn)生根切。一般去Zmin≥18~20。
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δ≥2mm,一般取δ>5mm則zmin≥6.5+,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(yīng)該相等。若莫數(shù)相同時,則齒數(shù)和亦應(yīng)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)整中心距使其相等。但修正量不能太大,一般齒數(shù)差不能超過3~4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(yīng)大于4。應(yīng)避免齒輪和軸之間相撞,出現(xiàn)以上的情況可以采用相應(yīng)的措施來補救。
5. 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(biāo)寫的。
6. 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):
Ⅰ軸與Ⅱ軸之間的距離:
取m=2.5mm,由轉(zhuǎn)速圖而確定
……………………… 2.8
齒輪1與2之間的中心距:
……………………… 2.9
Ⅱ軸與Ⅲ軸之間的距離:
取m=2.5mm,由轉(zhuǎn)速圖而確定的傳動比見圖,
………………………… 2.10
齒輪3與4之間的中心距:
……………………………… 2.11
Ⅲ軸與Ⅳ軸之間的距離:
取m=3.5mm,由轉(zhuǎn)速圖而確定的傳動比
……………………… 2.12
齒輪9與10之間的中心距:
…………………………… 2.13
Ⅳ軸Ⅴ軸之間的中心距離:
取m=3.5mm,由轉(zhuǎn)速圖而確定的傳動比
…………………… 2.14
……………………… 2.15
主軸到脈沖軸的中心距:
取m=3.5mm,傳動比
………………………… 2.16
……………………… 2.17
Ⅰ軸到反轉(zhuǎn)軸Ⅵ軸的中心距:
取m=2.5mm,傳動比
…………………………… 2.18
…………………………… 2.19
由齒頂高 …………………………… 2.20
齒頂高和齒跟高只與所取的模數(shù)m有關(guān)。
可知取m=2.5mm時,
取m=3.5mm時:
三. 主軸轉(zhuǎn)速系列的驗算
主軸轉(zhuǎn)速在使用上并不要十分準(zhǔn)確,轉(zhuǎn)速稍高或稍低并無太大影響。但標(biāo)牌上標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列的數(shù)值一般也不允許與實際轉(zhuǎn)速相差太大。
由確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉(zhuǎn)速與傳動設(shè)計理論值難以完全相符合,需要驗算主軸各級轉(zhuǎn)速,最大誤差不得超過正負(fù)10(ψ-1)%。即
%或
按公式:
Δn=-2%~+6% ………………………………… 2.21
如果超差,要根據(jù)誤差的正負(fù)以及引起誤差的主要環(huán)節(jié),重新調(diào)整齒數(shù),使轉(zhuǎn)速數(shù)列得到改善。
主運動傳動鏈的傳動路線表達(dá)式如下:
圖2.4 主傳動路線
所有主軸的詳細(xì)的校核如下:
輸入到Ⅱ軸的轉(zhuǎn)速 ……………… 2.22
1. ………………… 2.23
………………………………… 2.24
2.……………………2.25
……………………………………… 2.26
3. …………………… 2.27
…………………………………… 2.28
4. ……………………… 2.29
………………………………………… 2.30
5. …………………… 2.31
……………………………………2.32
6. ……………………2.33
……………………………………… 2.34
7. …………………… 2.35
…………………………………………2.36
8. …………………… 2.37
………………………………………… 2.38
9. ………………………2.39
………………………………………2.40
10. …………………… 2.41
……………………………………………2.42
11. ………………… 2.43
……………………………………… 2.44
12. …………………… 2.45
………………………………………… 2.46
13. …………………… 2.47
……………………………………… 2.48
14. ……………………2.49
………………………………………… 2.50
15. …………………… 2.51
…………………………………………2.52
16. …………………2.53
………………………………………… 2.54
17. ……………………2.55
…………………………………… 2.56
18. …………………… 2.57
……………………………………………2.58
在主軸上的18級轉(zhuǎn)速分別校核后,都合格。
四. 傳動系統(tǒng)圖的繪制
計算結(jié)果,用規(guī)定符號,以是適當(dāng)比例方格紙上繪制出轉(zhuǎn)速圖和主傳動系統(tǒng)圖。
2.1.5 傳動件的估算和驗算
傳動方案確定后,要進(jìn)行方案的結(jié)構(gòu)化,確定個零件的實際尺寸和有關(guān)布置。為此,常對傳動件的尺寸先進(jìn)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(chǔ)上,畫出草圖,得出初步結(jié)構(gòu)化的有關(guān)布置與尺寸;然后按結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)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(jié)構(gòu)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(shè)計,由于是畢業(yè)設(shè)計,所以先用手工畫出草圖,經(jīng)自己和指導(dǎo)老師的多次修改后,再用計算機繪出。
一. 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(jié)構(gòu)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,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、D2
1).小帶輪計算直徑D1
皮帶輪的直徑越小,帶的彎曲應(yīng)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D1≥Dmin。各型號帶對應(yīng)的最小帶輪直徑Dmin可查表。
D1=140r/min
2).大帶輪計算直徑D2
…………………………………… 2.59
=212r/min
式中: n1--小帶輪轉(zhuǎn)速r/min;
n2--大帶輪轉(zhuǎn)速r/min;
ε--帶的滑動系數(shù),一般取0.02.
算后應(yīng)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:
= ………………………………… 2.60
=10.6m/s
對于O、A、B、C型膠帶,5m/s≤u≤25m/s。
而u=5~10m/s時最為經(jīng)濟耐用。
此速度完全符合B型皮帶的轉(zhuǎn)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=(0.6~2)(D1+D2) mm ……………………… 2.61
=352(0.6~2)mm
=211.2mm~704mm
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750~850mm。
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。
………………………… 2.62
=
=1960.67mm
圓整到標(biāo)準(zhǔn)的計算長度 L=2033 mm
經(jīng)查表 LN=2000 mm
修正值 Y=33
6).驗算三角帶的擾曲次數(shù)u
≤40 次/s (則合格) ………………………………… 2.63
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
…………………………………………………… 2.64
=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
………………………… 2.65
= 740 mm
8).驗算小帶輪包角а1
……………… 2.66
如果а1過小,應(yīng)加大中心距或加張緊裝置。
代入數(shù)值如下:
=180°-5.6°
=174.4°≥120°
經(jīng)校核合格。
9).確定三角帶根數(shù)z
……………………………… 2.67
式中:N0--單根三角帶在 а1=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)的選擇可以根據(jù)書中的表差?。?
N0=2.69
C1=0.98
Kw=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(shè)計指導(dǎo)〉〉
二.傳動軸的估算和驗算
傳動軸除了應(yīng)滿足強度要求外,還應(yīng)滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭轉(zhuǎn)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,先按扭轉(zhuǎn)剛度估算軸的直徑,畫出草圖之后,再根據(jù)受力情況、結(jié)構(gòu)布置和有關(guān)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:
……………………………………2.68
其中:N—該傳動軸的輸入功率
N=Ndη kw …………………………………………2.69
Nd—電機額定功率;
η—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(zhuǎn)速r/min。
計算轉(zhuǎn)速nf是傳動件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上,按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動關(guān)系而確定,而中型車床主軸的計算轉(zhuǎn)速為:
……………………… 2.70
[ψ]—每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)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(shè)計所必須滿足的條件,在傳動過程中所有軸的直徑的估算如下:
nj(主)=nminψz/3-1 ……………………… 2.71
=125 r/min
Ⅴ主軸 nj=n6=125 r/min ;
Ⅳ 軸 nj=n7=160 r/min ;
Ⅲ 軸 nj=n11=400 r/min ;
Ⅱ 軸 nj=n14=800 r/min ;
Ⅰ 軸 nj=960 r/min ;
由 : ………………………2.72
則計算主軸Ⅴ和中間軸的直徑d如下:
Ⅴ主軸 d5=64 mm ;
Ⅳ 軸 d4=40 mm ;
Ⅲ 軸 d3=40 mm ;
Ⅱ 軸 d2=40 mm ;
Ⅰ 軸 d1=30 mm ;
3. 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軸承處的橈度y和傾角θ。各類軸的橈度y和裝齒輪和軸承處傾角θ,應(yīng)小于彎曲剛度的許用值[Y]和[θ]值,即:
y≤[Y]; ………………… 2.73
θ≤[θ] ………………… 2.74
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θ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(guān)公式進(jìn)行計算。
當(dāng)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(jìn)行計算。計算花鍵軸的剛度時可采用直徑或當(dāng)量直徑。
由于本次設(shè)計的說明書的篇幅和時間的關(guān)系就不在此詳細(xì)的列出了。但一般的計算公式為:
………………………………………………… 2.75
……………………………………………… 2.76
矩形花鍵軸:平均直徑……………………………… 2.77
當(dāng)量直徑 …………………………………………… 2.78
慣性距 ………………………… 2.79
本次設(shè)計機床中長采用矩形花鍵軸的:
`
花 鍵 軸 尺寸
(GB1144-74)
平均直徑
當(dāng)量直徑
極慣性距
慣性距
28
27.84
58976
29488
37.5
37.78
200058
100029
61.5
61.76
1428706
714353
根據(jù)本次設(shè)計的情況,主軸的剛度要求必須進(jìn)行校核,具體的剛度校核結(jié)果如下:
a).首先,把主軸上的軸承所能承受的載荷在《機械設(shè)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
圖2.5 軸的結(jié)構(gòu)圖與彎矩扭矩圖
主軸上齒輪在高速轉(zhuǎn)動時所產(chǎn)生的載荷:
齒輪1:
…………2.79
齒輪2:
……………2.80
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:
…………2.81
…………………………… 2.82
………………………… 2.83
傾角:
對
……2.84
……2.85
……………… 2.86
……2.87
對
…2.88
……2.89
…………………2.90
………2.91
在點C處的傾角
………………… 2.92
……………… 2.93
在點B處的傾角
……… 2.94
在點A處的傾角
……………2.95
橈度:
對
…………… 2.96
……………… 2.97
………………………… 2.98
對
……………2.99
……………… 2.100
……………… 2.101
………… 2.102
根據(jù)表選用
………………………… 2.103
由此可得在主軸上的剛度是完全合格的。
三.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(fù)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(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)。
齒輪彎曲疲勞的計算:
…………………………… 2.104
齒面點蝕的估算:
…………………………………… 2.105
其中nj為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速,A為齒輪中心距。
由中心距A及齒數(shù)z1、z2求出模數(shù):
…………………………… 2.106
根據(jù)估算所得mj的值,由標(biāo)準(zhǔn)的模數(shù)表查取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。
計算(驗算):
結(jié)構(gòu)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。
根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為:
……… 2.107
根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為:
……………… 2.108
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(zhuǎn)速r/min;
---齒寬系數(shù)=b/m,常取6~10;
---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(zhǔn)循環(huán)次數(shù)C0;
n---齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min;
T---預(yù)定的齒輪工作期限,中型機床推薦:T=15,000~20,000h;
Kn---轉(zhuǎn)速變化系數(shù);
KN---功率利用系數(shù);
Kq---材料強化系數(shù)。幅值低的交變載荷可使金屬材料的晶粒邊界強化,起著阻止疲勞細(xì)縫擴展的作用;
Ks(壽命系數(shù))的及值Ksmax,Ksmin
當(dāng)時,則取
K1---工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運動:K1=1.2~1.6;
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(yīng)力Mpa。
本次設(shè)計中的模數(shù)計算與選取如下:
1.Ⅰ軸傳到Ⅱ軸的模數(shù):
齒輪接觸疲勞的計算:
…………………… 2.109
齒輪彎曲疲勞的計算:
………………………… 2.110
取A=72mm
…………………………… 2.111
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?。?
…………2.112
取N=5.5KW,,代入公式得:
………2.113
根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為:
查表取
代入公式得:
……2.114
………………2.115
經(jīng)校核和查表取m=2.5mm。
2.Ⅱ軸傳到Ⅲ軸的模數(shù):
齒輪接觸疲勞的計算:
……………………………2.116
經(jīng)校核取m=2.5mm。
齒輪彎曲疲勞的計算:
……………………………2.117
取A=90mm
……………………………… 2.118
經(jīng)校核和查表取:取mj=2.5mm
3.Ⅲ軸傳到Ⅳ軸的模數(shù):
齒輪接觸疲勞的計算:
………………………………2.119
齒輪彎曲疲勞的計算:
…………………………… 2.120
取A=122mm
……………………………… 2.121
經(jīng)校核和查表?。喝j=3.5mm
4.Ⅳ軸傳到Ⅴ軸的模數(shù):
齒輪接觸疲勞的計算:
………………………… 2.122
齒輪彎曲疲勞的計算:
………………………… 2.123
取A=192mm
…………………………… 2.124
經(jīng)校核和查表?。喝=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(biāo)準(zhǔn)值。
四.電磁離合器的選擇
摩擦電磁離合器目前在數(shù)控機床中應(yīng)用十分廣泛,因為它可以在運轉(zhuǎn)中自動的接通或脫開,且具有結(jié)合平穩(wěn),沒有沖擊、構(gòu)造緊湊的特點,部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化,多用于機床主傳動。選用時應(yīng)作必要的計算。
根據(jù)初步的計算可從《離合器的選擇與運用》一書中選取,所有的作圖和計算尺寸都見書中的表。
1.按扭距選擇
一般應(yīng)使用和設(shè)計的離合器的額定靜扭距Mj和額定扭距Md滿足工作要求,由于普通車床是在空載下啟動和反向的,故只需按離合器結(jié)合后的靜負(fù)載扭距來選。即:
……………………………… 2.125
對于需要在負(fù)載下啟動和變速,或啟動時間有特殊要求時,應(yīng)按動扭距設(shè)計離合器。
2.步驟:
1).決定外摩擦片的內(nèi)徑d。
根據(jù)結(jié)構(gòu)需要,如為軸裝式時,摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比安裝軸的軸徑大2~6mm。
2).選擇摩擦片尺寸:
可以在參考書中選擇,具體的型號見圖紙。
3).計算摩擦面對數(shù)z
…………………………………………… 2.126
式中:f-摩擦片間的摩擦系數(shù)(有表可選);
-許用壓強MPa(有表可選);
D-摩擦片內(nèi)片外徑mm(有表可選);
d-摩擦片外片內(nèi)徑mm(有表可選);
Ku-速度修正系數(shù)(有表可選);
Kz-結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)(有表可選);
Km-結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)(有表可選)。
代入數(shù)值得:取Z=9。
2.1.6 展開圖設(shè)計
一. 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容,技術(shù)要求和方法
1.設(shè)計的內(nèi)容
設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件(傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等)主軸組件、操縱機構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)接件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置,用一長展開圖表示。
2.技術(shù)要求
主軸變速箱是機床的主要部件。設(shè)計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)要求外,著重考慮以下幾個方面的問題(這是本次設(shè)計的中型車床的數(shù)據(jù))。
1).精度
車床主軸部件要求比較高的精度。如:
主軸的徑向跳動 〈 0.01mm ;
主軸的橫向竄動 〈 0.01mm ;
2).剛度和抗振性
綜合剛度(主軸與刀架之間的作用力與相對變形之比):
……………………………………… 2.127
D—最大回轉(zhuǎn)直徑 mm 。
在主軸與刀架之間的相對振幅的要求:
等 級
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
振幅(0.001mm)
≤1
≤2
≤3
3). 傳動效率要求
等 級
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
效 率
≥0.85
≥0.8
0.75
4).主軸前軸承處溫度和溫升應(yīng)控制在以下范圍:
條 件
溫 度
溫 升
用 滾 動 軸 承
≤70℃
≤40℃
用 滑 動 軸 承
≤60℃
≤30℃
噪聲要控制在以下范圍
等 級
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
dB
≤78
≤80
≤83
5).結(jié)構(gòu)應(yīng)盡可能簡單、緊湊,加工和裝備工藝性好,便于維修和調(diào)整。
6).操作方便,安全可靠。
7).遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。
3.設(shè)計方法
主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計是整個機床設(shè)計的重點。由于結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜,設(shè)計中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式圖之前,最好能先畫草圖。目的是:
1).布置傳動件及選擇方案。
2).檢驗傳動設(shè)計的結(jié)果中有無相互干涉、碰撞或其它不合理的情況,以便及時改正。
3).確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置,以確定各軸的受力點和受力方向,為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。
為達(dá)到上述的目的,草圖的主要輪廓尺寸和零件之間的相對位置尺寸一定要畫得準(zhǔn)確,細(xì)部結(jié)構(gòu)可不必畫出。
部分結(jié)構(gòu)經(jīng)反復(fù)推敲修改,經(jīng)過必要的驗算,確定了結(jié)構(gòu)方案以后,才能開始畫正式裝備圖。
在本次設(shè)計中,我先用A0的圖紙,手工繪制出了整張完圖,經(jīng)顏教授的四次修改之后才開始正式的用軟件畫圖。然而,在繪圖的過程中遇到了很多的困難和不懂的地方,在教授的指點下進(jìn)行了反復(fù)的修改才得以完成初圖。
二. 展開圖及其布置
展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序,假想將各軸延其軸線剖開,并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。因此,展開圖是傳動設(shè)計的結(jié)構(gòu)化,是表達(dá)主軸變速箱內(nèi)傳動關(guān)系以及各傳動軸(包括傳動部件)的結(jié)構(gòu)的。結(jié)構(gòu)設(shè)計時,可能要修改傳動設(shè)計。同一傳動方案可能有不同的布置和結(jié)構(gòu)設(shè)計。車床主軸變速箱中的一些設(shè)計范例可為我們提供參考。
1.離合器結(jié)構(gòu)與軸上的傳動齒輪
Ⅰ軸上裝的換向離合器和變速齒輪,有兩種布置方案。一種是兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器的約束,齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑,否則齒輪無法加工。這樣軸間距離加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸Ⅰ和軸Ⅰ’上。左邊部分接通,得到一級反向轉(zhuǎn)動,右邊接通得到是三級的正向轉(zhuǎn)動。這種結(jié)構(gòu)的齒輪直徑小,但軸向尺寸較大。此外,這種結(jié)構(gòu)就不能采用通過空心的軸中拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)。本次設(shè)計中由于離合器和齒輪的原因只能采用后一種結(jié)構(gòu)方案。具體的結(jié)構(gòu)可見裝備圖中的分布。
2.反向機構(gòu)
利用機械傳動實現(xiàn)主軸反轉(zhuǎn)需要一個惰輪,也有兩中方案,一種是增加專門用來轉(zhuǎn)惰輪的短軸。這種短軸常是懸臂的,剛性差,齒輪接觸不好,容易引起振動和噪聲。另一種結(jié)構(gòu)是將惰輪裝在有兩個支承的傳動軸上,軸的剛性好,有利于降低噪聲。本次設(shè)計中選擇的是后者,因為無論從哪個角度去選擇都是后者好于前者。
反向轉(zhuǎn)速一般大于、至少等于正轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速,低于正轉(zhuǎn)的反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速是不合理的,設(shè)計的時候一定要考慮的問題。本次設(shè)計中,反向的轉(zhuǎn)速大于正轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)速。
3.變速方案與傳動件的布置
變速方案有很多中選擇,滑移齒輪結(jié)構(gòu)緊湊,也最常用,本次設(shè)計中自然選用了。在Ⅰ軸上還采用了電磁摩擦離合器來變速,因為本次設(shè)計的機床是數(shù)控自動化機床,要求不停車進(jìn)行變速。變速方案不同,布置也不同。
總體布置的時候需要考慮制動器的位置,本次設(shè)計時因為在Ⅰ軸上放了兩個電磁離合器,為了減少Ⅰ軸的負(fù)荷,所以制動器是不能放在此軸上了。只要把制動器放在其他的軸上,具體的裝備見圖。
每一種布置方案的實現(xiàn),都必須具備某些條件。設(shè)計時,應(yīng)根據(jù)條件盡可能選擇軸向尺寸較小的方案。本次設(shè)計中裝備圖上的布置就是最優(yōu)的方案。
三. Ⅰ軸(輸入軸)的設(shè)計
1.Ⅰ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(jié)構(gòu)上應(yīng)注意加強軸的剛度或使軸不受帶的拉力(帶輪卸荷)。
2). 若Ⅰ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Ⅰ軸組裝好后再整體裝入箱內(nèi)(最好是連皮帶也組裝在上面)。
2.卸荷裝置
帶輪將動力傳到Ⅰ軸有兩種方式:一類是帶輪直接裝在Ⅰ軸上。除傳遞扭矩外,帶的拉力也作用在軸上。另一類是帶輪裝在軸承上,軸承套裝在套筒(法蘭盤)上,傳給軸的只是扭矩,徑向力有固定在箱體上的套筒承受。這種結(jié)構(gòu)稱為卸荷裝置。本次設(shè)計中用的就是后者,卸荷裝置。具體的結(jié)構(gòu)和裝備見圖。
3.換向裝置
車床上的反轉(zhuǎn)主要用于加工螺紋時退刀。車短螺紋時,換向頻率比較高。實現(xiàn)正反轉(zhuǎn)的變換有很多種方案。可本次設(shè)計中所采用的是電磁離合器。
4.正反向離合器
正反向的轉(zhuǎn)換,希