卧式双面攻丝机床的机构设计和有限元模态分析论文发表.docx
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卧式双面攻丝机床的机构设计和有限元模态分析论文发表
卧式双面专用攻丝机床的机构设计和有限元模态分析
机械与车辆工程学院###指导教师###
[摘要]专用机床是用按系列标准化设计的通用部件和按加工零件的形状及加工要求设计的专用部件组成的机床。
其通用部件已经标准化和系列化，应用时可根据需要选取，大大缩短了设计和制造周期。
专用机床具有成本低、效率高的特点，因此广泛的大批大量的生产中应用。
并且随着技术的发展，数控化和自动化程度不断提高。
本文主要介绍了适用于加工轻型车变速器壳体结合面螺纹孔的攻丝专用机床的设计过程。
包括了专用机床的总体方案设计、通用部件的选取、主轴箱设计等详细内容。
详细说明了通用部件的选取过程，以及主轴箱设计时标准件的选取原则和过程，详细的分析了轴的强度。
绘制了机床总装图、主轴箱齿轮啮合原理图、主轴箱总装配图和必要零件图等，并利用有限元分析软件对机床主要部件进行了可靠性分析。
[关键词]变速器壳体专用机床攻丝主轴
0引言
专用机床可以完成钻孔、绞孔、攻丝、镗孔、镗孔车端面、车削和铣削的等工序，还可以进行尺寸检验和简单的装配工序。
它的特征是高效、高质、经济实用。
我国传统的专用机床及专用机床自动线主要采用机、电、气、液压控制，它的加工对象主要是生产批量比较大的大中型箱体类和轴类零件，主要是完成完成钻孔、扩孔、铰孔，加工各种螺纹、镗孔、车端面和凸台，在孔内镗各种形状槽，以及铣削平面和成形面等。
其中单工位专用机床包括了卧式专用机床、立式专用机床、倾斜式专用机床、复合式专用机床。
我国专用机床技术在将来将迅速发展其方向归纳为以下几点：
（1）提高生产率，进一步提高工序集中程度。
（2）扩大工艺范围。
（3）提高加工精度。
（4）提高自动化程度。
（5）提高专用机床及其自动线的可调性，广泛应用数控技术，发展综合自动化技术。
（6）发展柔性系统。
1专用机床的总体设计
1.1专用机床工艺方案的确定
1.1.1确定专用机床工艺方案的基本原则
（1）确定专用机床工艺方案的基本原则
1）粗、精加工分开原则
2）工序集中原则
图1-1加工示意图
1.1.2定位基准的选择
本工序加工零件为箱体零件，箱体类零件是机械加工中工序多、精度要求高的零件。
这类零件在加工孔和螺纹时，定位基准通常选用“一面双销”的方法。
1.2专用机床切削用量的确定
1.2.1切削用量的选择
本工序中加工的螺纹孔直径、螺距均相同，可以选择相同的切削用量。
切削用量的选择通常查阅切削用量参照表。
被加工零件的材料为灰铸铁HT200，所以切削速度为2.5-5m/min。
选择v=3.768m/min，即n=150r/min。
进给量f=1.5mm/r。
1.2.2确定切削力、切削扭矩、切削功率及刀具寿命
根据选定的切削用量，确定切削扭矩，用于确定主轴及其他传动件的尺寸；确定切削功率，用于选择主传动电动机的功率；确定刀具寿命，可以检验所选切削用量或刀具是否合理。
利用公式进行计算：
（1）切削转矩
=1.95×81.4×1.51.5=50N.mm；
（2）切削功率
=90×3.14/9741×3.14×8×10-3=0.06KW；
（3）刀具寿命
=11.4×82×0.77/3.141.67/1.252=55min；
其中D——加工直径（mm）pw————工件螺距（mm）KT————修正系数取0.77
1.3专用机床整体结构的确定
专用机床整体结构初步确定，如下图：
图1-2机床整体结构图
2机床主轴箱传动系统的设计
主轴传动设计，是根据动力箱驱动轴的位置和转速、各主轴的转速要求，设计传动链，把驱动轴与各主轴连接起来，使各主轴获得预定的转速和转向。
（1）传动系统的初步设计
拟定传动路线。
如图2所示各被加工孔的相对位置，下面结合主轴分布的三种类型对其进行传动设计。
0轴为驱动轴，现根据主轴分布特点拟定传动系统方案如下：
1、3分布在同一直线上，用一根传动轴15传动，传动轴中心位于两轴中心连线的垂直平分线上。
由于零件尺寸较小同时可以带动轴2；
4、5轴直线分布，可以用一根传动轴17带动，轴的中心在两轴中心连线的平分线上；
6、7分布在同一直线上，用一根传动轴18带动，轴的中心在两轴中心连线的平分线上；
8、10分布在同一直线上，用一根传动轴16传动，传动轴中心位于两轴中心连线的垂直平分线上。
由于零件尺寸较小同时可以带动轴9；
15、16、17、18也可以找到相同的圆心，也可以用一根传动轴19带动，轴中心位于同心圆的圆心；
传动系统初步设计完成，至于其合理性和具体位置安排要结合中心距，齿轮模数和齿数的限制在实际设计过程中调节，确定。
（2）确定传动轴位置、齿轮齿数以及校核
1）确定传动轴15的位置及各齿轮齿数。
传动轴15在主轴1、3的轴中心连线的垂直平分线上，同时由于带动主轴2，取其与主轴2的中心距为51mm，测量得到传动轴15与主轴1、3的中心距为70mm。
各主轴转速相同，若取m=2，Z2=17，并按公式（3-1）、（3-2）、（3-3）依次求得齿数Z1′、Z2′、Z3′和转速n15。
n主=n从/u=n从Z从/Z主；（3-1）
Z主=2A/m-Z从=2Au/m（1+u）；（3-2）
Z从=2A/m-Z主=2Am/u（1+u）；（3-3）
所以Z2′=2A/m-Z2=2×51/2-17=34；（设在第Ⅱ排）
n15=n4Z2′/Z2=125×34/17=250r/min；
Z1=Z3=2Au/m（1+u）=2*70*2/2/（1+2）=46.6，取Z1、Z2为46。
Z1′=Z3′=2A/m-Z1=2×70/2-46=24，（设在第Ⅲ排），由于主轴转速相同，所以取Z1′=Z3′=23。
所以A15-1=A15-3=70mm为非标准中心距，齿轮需要变位。
下面先分别计算它们的总变位量：
△A15-1=△A15-3=A15-1-A=70-69=1=0.5×2；
即，变位系数为+0.5。
查变位系数表表2-1确定变位齿轮个数。
与表对照，两变位系数均小于极限变位系数，故只需要一个齿轮
变位即可凑配出标准中心距。
变位齿轮选择主轴1、3上的齿轮。
表2-1齿轮的极限变位系数ξ限
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
+ξ限
0.4
0.6
0.8
1.1
1.2
1.4
1.5
1.7
1.8
1.9
2
-ξ限
—
0.1
0.4
0.7
1.0
1.3
1.6
1.9
2.2
2.5
2.8
2）确定传动轴16的位置及各齿轮齿数。
传动轴16用来带动主轴8、9、10。
位于主轴8、10的轴中心连线的垂直平分线上，并距主轴9的轴中心距离为51mm，量得距主轴8、10的轴中心为70mm。
取m=2，Z9=17。
并按公式（3-1）、（3-2）、（3-3）依次求得齿数Z8′、Z9′、Z10′和转速n16。
Z9′=2A/m-Z9=2×51/2-17=34；（设在第Ⅲ排）
n16=n9Z9′/Z9=125×34/17=250r/min；
Z8=Z10=2Au/m（1+u）=2*70*2/2/（1+2）=46.6，取Z8、Z10为46。
Z8′=Z10′=2A/m-Z8=2×70/2-46=24，（设在第Ⅱ排），由于主轴转速相同，所以取Z8′=Z10′=23。
所以A16-8=A16-10=70mm为非标准中心距，齿轮需要变位。
下面先分别计算它们的总变位量：
△A16-8=△A16-10=A16-8-A=70-69=1=0.5×2；
即，变位系数为+0.5。
查变位系数表表3-6确定变位齿轮个数。
与表对照，两变位系数均小于极限变位系数，故只需要一个齿轮变位即可凑配出标准中心距。
变位齿轮选择主轴8、10上的齿轮。
3）确定传动轴19的位置及各齿轮齿数。
传动轴19带动主轴15、16、17、18，取其为同心圆的圆心，若传动轴15，16，17，18对称设置，则传动轴19在传动轴15、16的轴心连线垂直平分线上，取其到轴15、16、17、18轴中心的距离为57mm。
若取m=2，Z15=Z16=Z17=Z18=19。
并按公式（3-1）、（3-2）、（3-3）依次求得齿数Z15′、Z16′、Z17′、Z18′和转速n19。
Z15′=Z16′=Z17′=Z18′=2A/m-Z15=38（Z15′、Z17′设在第Ⅰ排Z16′、Z18′设在第Ⅳ排）
n19=n15Z15′/Z15=500r/min。
4）确定传动轴17的各齿轮齿数。
测量得A17-4=51mm，A17-5=79.1。
若选取m=2，Z4=17，Z5=26。
A17-5为非标准中心距，齿轮需要变位，下面先分别计算它们的总变位量：
△A17-5=A17-5-A=79.1-78=1.1=2*0.55
即，变位系数为+0.55。
查变位系数表表3-6确定变位齿轮个数。
与表对照，变位系数小于极限变位系数，故只需要一个齿轮变位即可凑配出标准中心距。
变位齿轮选择主轴5上的齿轮。
下面按公式（3-1）、（3-2）、（3-3）依次求得齿数Z4′、Z5′、和转速n17。
即：
Z4′=2A/m-Z4=2×51/2-17=34；（设在第Ⅳ排）
Z5′=2A/m-Z5=2×78/2-26=52；（设在第Ⅱ排）
n17=n4Z4′/Z4=250r/min
5）确定传动轴18的各齿轮齿数。
测量得A18-7=51mm，A18-6=79.1。
若选取m=2，Z7=17，Z6=26。
A17-6为非标准中心距，齿轮需要变位，下面先分别计算它们的总变位量：
△A17-6=A17-6-A=79.1-78=1.1=2*0.55
即，变位系数为+0.55。
查变位系数表表3-6确定变位齿轮个数。
与表对照，变位系数小于极限变位系数，故只需要一个齿轮变位即可凑配出标准中心距。
变位齿轮选择主轴6上的齿轮。
下面按公式（3-1）、（3-2）、（3-3）依次求得齿数Z6′、Z7′、和转速n18。
即：
Z7′=2A/m-Z7=2×51/2-17=34；（设在第Ⅰ排）
Z6′=2A/m-Z6=2×78/2-26=52；（设在第Ⅲ排）
n18=n4Z6′/Z6=250r/min
6）驱动轴的齿轮齿数及与之配合的齿轮齿数的确定。
驱动轴的齿轮齿数是有标准的这在前面已经提到过，这里就不在复述了，其转数为500r/min。
其齿数为21，模数m=3，与之配合的齿轮安装在传动轴19上，由前面的计算中知道n19=500r/min。
要实现1：
1的传动比，所以与之配合的齿轮齿数为21。
宽度为32mm。
根据表4-3知传动轴19直径为25mm。
传动设计的全部齿数、模数及所在排数，按规格标在传动系统图2-1中，最后计算各主轴的实际转速见表2-2。
传动轴的坐标计算结果见表2-3。
图2-1主轴箱传动系统原理图
表2-1各主轴实际转速
主轴实际转速
主轴1
主轴2
主轴3
主轴4
主轴5
主轴6
主轴7
主轴8
主轴9
主轴10
（r/min）
150
150
150
150
150
150
150
150
150
150
表2-2传动轴的坐标计算结果
传动轴号
15
16
17
18
19
X
174.8
174.8
271.2
271.2
223.0
Y
128.8
193.2
128.8
193.2
161.0
7）对传动轴的校核
传动轴所承受的总转矩可以由下式进行计算:
T总=T1U1+T2U2+…+TnUn
其中Tn——是作用在第n根主轴上的转矩，单位为kg.mm，Tn=974Pn/n，；
Un——传动轴至第n根主轴之间的传动比。
验算各传动轴直径计算如下：
轴[15]T15=3Ti1Un=3×500×1/2=750kg.mm
按表2-3，取d=20mm即可。
轴[16]T16=3Ti1Un=3×500×1/2=750kg.mm
按表2-3，取d=20mm即可。
轴[17]T17=2Ti1Un=2×500×1/2=500kg.mm
按表2-3，取d=20mm即可。
轴[18]T18=2Ti1Un=2×500×1/2=500kg.mm
按表2-3，取d=20mm即可。
轴[19]T119=2Ti1Un+2Ti1Un==2×500×1/2+2×750×1/2=1250kg.mm
按表2-3，取d=20mm即可。
由于齿轮限制选择为d=25mm。
经过计算得到的传动轴直径与之前初步选择的直径相吻合，所以，传动轴能承受扭矩实现传动，符合要求。
表2-3轴能承受的扭矩
（度/米）
轴径d
（
）
1/4
1/2
1
计算依据
10
12
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
35
72
175
550
1350
2800
5200
8900
14200
21700
31700
45000
62000
69
140
350
1100
2700
5600
10400
17800
28500
43400
63500
90000
124000
140
290
710
2300
5500
11400
21000
36000
58000
88000
式中d——轴的直径（毫米）；
M——轴所传递的扭矩（公斤.毫米）；
Wр——轴的抗扭截面系数（毫米3）；
[τ]——许用剪切应力（公斤/毫米2）；
B——系数。
当Ф=1时，B=5.2
当Ф=1/4时，B=7.3
当Ф=1/2时，B=6.2
注：
允许扭转角[Ф]的适用对象，推荐如下：
刚性主轴，取[Ф]=1/4；非刚性主轴，取[Ф]=1/2；传动轴[Ф]=1。
8）对齿轮啮合关系的校核
在前面已经分别列出了主轴和传动轴的坐标，在这里根据它们的坐标列出坐标验算表以检验齿轮布置的合理性。
通过查询坐标验算表，A实是按坐标算出的中心距，A是按传动齿轮节圆直径算出的中心距，△A是两者的差值，经检验，差值与前面变位齿轮计算中确定的差值完全符合，所以，齿轮布置是合理的。
3对底座及攻丝轴的有限元分析
3.1有限元分析简介
有限元分析是用较简单的问题代替复杂问题后再求解。
它将求解域看成是由许多称为有限元的小的互连子域组成，对每一单元假定一个合适的（较简单的）近似解，然后推导求解这个域总的满足条件（如结构的平衡条件），从而得到问题的解。
这个解不是准确解，而是近似解，因为实际问题被较简单的问题所代替。
由于大多数实际问题难以得到准确解，而有限元不仅计算精度高，而且能适应各种复杂形状，因而成为行之有效的工程分析手段。
3.2底座的初步设计
根据机床的工作台的行程、电动机的尺寸、主轴箱的尺寸、丝杠的尺寸、导轨的尺寸、攻丝机构的尺寸等得出机床底座的尺寸形状结构。
总长2936mm，总宽730mm，总高520mm。
整体结构见图3-1。
3.3对机床底座的有限元分析
3.3.1机床底座的模型建立并将模型导入ANSYSWorkbench界面
用solidworks软件绘制机床底座三维模型并导入ANSYSWorkbench界面。
如图3-1所示。
图3-1导入的三维模型
3.3.2定义材料
设计选用的材料是灰铸铁，其泊松比是0.28，将材料应用到该零件中，如图3-2所示。
图3-2材料定义
3.3.3添加约束并划分网格
约束面为底座。
考虑到该零件相对来说体积较大、形状规整，划分网格时参数如图3-3，划分网格后的实体如图5-4。
图3-3参数设定
图3-4网格划分
3.3.4各阶阵型图
各阶阵型图，求解六阶频率。
如图3-5和图3-6，为一阶和二阶频率。
图3-5一阶模态
图3-6二阶模态
3.3.5求解结果
如图3-7，着重注重考虑一阶和二阶频率。
在机床设计中应避开639.35Hz和742.09Hz这两种频率。
图5-7最终结果图
3.3.6最终结论
由于机床主运动和进给运动的电动机频率分别为60Hz和50Hz，避开了机床底座的固有频率，符合设计要求，且机床底座设计合理。
3.4对机床有限元分析的展望
已经对机床底座进行了有限元分析，求解了固有频率，使电机频率合理的避开了机床底座的固有频率。
由此可以想到，在机床加工部分，丝锥与被加工件之间属于切削加工，有切削扭矩的存在，必然引起震动。
机床刀具对加工起到关键的作用，如果因为共振而受到破坏，后果不堪设想。
所以，为了优化设计，在此提出对丝锥进行有限元分析，求解其固有频率，得出相应参数作为机床优化的参考数据。
结论
本文主要介绍了适用于加工轻型车变速器壳体结合面螺纹孔的攻丝专用机床的总体设计过程、多轴箱的设计、变位齿轮的应用并利用有限元模态分析使机床的设计得到优化。
由于知识和经验的局限是我的设计难免出现不足之处，有很多地方不能详细的阐述，零部件的选择不能达到最优化。
望读者批评指正。
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AHorizontalType’sTwo-sidedSpecialUseTappingMachineTool
DesignforLightVehicle’sGearbox
[Abstract]ASpecialPurposeMachineisdesignedbytheseriesofstandardizedcommoncomponentsandpartsbyprocessingtheshapeanddesignofspecialprocessingrequirementsofthespecialmachinetoolcomponents.Itsgenericcomponentshavebeenstandardizedandserialized,theapplicationcanbeselected,greatlyshortenedthedesignandmanufacturingcycle.Combinationofmachinetoolwithlowcost,highefficiencycharacteristics,Thereforealargenumberofextensiveproductionofalargenumberofapplications.Andastechnologyadvances,degreeofautomationandCNCcontinuouslyimproved.
Thispapermainlyintroducesthecombinationmachinetooldesignedfortappingholesinlinksurfaceofgearboxcasingoflightvehicles.Itincludesthetotalprojectdesignofthemachine,theselectionofgeneraluseparts,thedesignofspindleboxetc.Theprocessofselectingingeneralusepartsandtheprincipleandprocessofselectingthespindleboxiselaboratedon,andthestrengthenoftheshaftwereanalyzedindetail.Drewtoolmachinetoalwayspackadiagram,principalaxisboxthewheelgearNiematchaprinciplediagram,principalaxisboxtotalassemblediagramandnecessarysparepartsdiagrametc.,andmadeuseoflimiteddollar'sanalyticalsoftwaretocarryondependablesexanalysistothetoolmachinemainparts.
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