转塔式数控加工中心设计.docx

1、转塔式数控加工中心设计目 录前 言 1第一章 技术参数分析及方案的确定1.1技术参数分析 21.2 初步方案制定 21.2.1 机床总体方案的制定 21.2.2 对于主轴部件的确定 31.3 八轴转塔头的结构设计 3第二章 设计计算2.1 电动机的选择52.2 计算总传动比52.3 计算各传动装置的运动和动力参数52.4 带传动的设计62.5 锥齿轮传动的设计72.6 圆柱齿轮设计 102.7 主轴部分的设计计算 122.8 轴的设计 142.9 轴承的计算 192.10 键强度的校核22第三章 操作/使用说明3.1 基本要求 243.2 操作注意事项 25第四章 性能分析及设计总结26第五章

2、 小结 27参考文献28 致谢29附录30前 言在这次毕业设计中接到的课题是对数控机床的部分进行设计，我设计的是八轴转塔自动换刀装置。接到课题后，进行了充分的调研工作，查阅了大量的相关资料。数控机床是一种高科技的机电一体化产品，集微电子技术、计算机技术、自动控制技术及伺服驱动技术、精密机械技术于一身的高度机电一体化产品，是现代机床技术水平的重要标志，是当前世界机床技术进步的主流。数控机床随着微电子技术、计算机技术、自动控制技术的发展而得到飞跃的发展。目前几乎所有的传统机床都有数控机床的品种，数控机床逐渐成为机械工业技术改造的首选设备。但我们了解到我国的国营大厂仍有一批老机床，随着数控机床的发展

3、这批老机床一定会被淘汰，但若对其进行改造，将这批老机床改造成数控机床，这样不但能延长这批老机床的寿命、降低了成本，而且还能满足机床自动化的要求。因此，我们准备对普通升降式铣床进行改造。通过查阅有关书籍及大量的资料，我们将升降式铣床改为八轴转塔式简易加工中心，实现不人工换刀的情况下短时间内进行铣、镗、钻的转换。通过这次毕业设计，我不但对数控机床的结构有了系统的了解，并且还掌握了一种工业系统设计的思维方式，对今后的工作及实践都有帮助。第一章 技术参数分析及方案的制定1.1 技术参数分析由于主轴部件直接参与切削，因而数控机床的加工质量很大程度上要靠它保证。因此，主轴部件主要参数有以下几项： 主轴部件

4、旋转精度。表现在工作时主轴回转中心位置的不断变化，即“主轴轴心漂移现象”，应通过采用回转精度好的轴承和提高与轴承配合表面的精度等方法来提高。 静刚度。静刚度不足会造成加工的尺寸误差和形状误差，并且会影响主轴部件的工作性能和寿命。因此，应通过适当加粗主轴直径、选择最佳跨距等方法来提高静刚度。 抗振性。由于传动齿轮中存在缺陷或切削过程的再生自振等所引起的冲击或交变力的干扰，从而使主轴产生振动，这不但会影响加工精度和表面质量，甚至会使加工无法进行。因此，应提高主轴的刚度。选用阻尼比大的主轴轴承，并且要求主轴部件的运动件要有足够的精度并进行动平衡。 热稳定性。主轴部件工作时，由于与主轴相联系的传动件或

5、刀具传来的切削热等原因，主轴部件的温度将上升，造成主轴部件的变形，影响主轴部件的工作性能。因此，应通过减少部件中的发热量，减少外部热量传入及创造良好的散热条件来提高热稳定性。1.2 初步方案制定1.2.1 机床总体方案的制定机床主机是数控机床的主体，它包括床身、底座、立柱、工作台、主轴箱、进给机构、刀架及自动换刀装置等机械部件。它是在数控机床上自动完成各种切削加工的机械部分。通常用提高结构系统的静刚度、增加阻尼、调整结构件质量和固有频率等方法来提高机床主机的刚度和抗振性，使机床主机能适应数控机床连续自动地进行切削加工的需要。采取改善机床结构布局、减少发热、控制温升及采用热位移补偿等措施，可减少

6、热变形对机床主机的影响；采用高性能的主轴伺服驱动和进给伺服驱动装置，使数控机床的传动链缩短，可简化机床机械传动系统的结构；采用高传动效率、高精度、无间隙的传动装置和传动元件，如：滚动丝杠螺母副、滑动导轨等传动元件。辅助装置作为数控机床的配套部件，是保证充分发挥数控机床功能所必需的配套装置。辅助装置包括：液压装置，冷却、润滑装置，防护、照明等。液压装置是应用液压系统，使机床完成自动换刀所需的动作，实现运动部件的制动，完成工作台的自动夹紧、松开，工件、刀具定位表面的自动吹屑等辅助功能。排屑装置的作用是将切屑从加工区域排出。迅速有效地排除切屑是保证数控机床高效率地自动进行切削加工的一种必备装置。1.

7、2.2 对于主轴部件的确定在主轴电机的选择上，为了能量转换的高效率与信息转换的高精度，快响应和高度的稳定性，对伺服电机的基本要求是： 功率大， 功率比大， 良好的调速性能， 优良的控制特性， 便于维护， 散热性好，其次价格方面也应考虑。通过查阅资料，我了解到目前大多数数控机床的主传动系统都是使用直流或交流伺服电机通过变速齿轮带动主轴转动的方案。因为在直流伺服电机与交流伺服电机之间，交流伺服电机有构造简单，可达到的输出功率最大，可达到的最大转速最高，不许要维护，防爆特性好等特点，所以我选择了交流电机。为了避免振动和噪声，我采用了电机通过皮带带动主轴转动的传动方案。对于主轴转速的确定。由于采用了变

8、频器进行变频调速，并且因为变频器在频率为50HZ时，主轴转速为750r/min，而变频器的变频范围为50200HZ,故主轴的转速范围为1503000r/min。对主轴轴承配置的主要形式的选择。轴承配置的主要形式有三种： 前轴承采用高精度双列向心推力球轴承，这种方案有良好的高速性，但承载能力小； 双列和单列圆锥滚子轴承的组合，这种方案能承受重载荷，安装调整性好，但限制主轴转速和精度； 前轴承采用双列短圆柱滚子轴承及角接触球轴承组合，后支承采用双列短圆柱滚子轴承，此配置可提高主轴的综合刚度，可满足强力切削的要求。所以我选择了第三种方案。对定位装置的确定，由于机床要求精度较高，故我选择用鼠齿盘定位。

9、鼠齿盘是数控机床常用的定位装置，相对于其他定位装置，它有定位精度高、定心精度好、定位刚度好、使用于需要多种分度的场合并且磨损小。1.3 八轴转塔式自动换刀装置结构的设计 八轴转塔头上径向分布着八根结构完全相同的主轴1，主轴的回转运动由齿轮21输入。当数控装置发出换刀指令时，先通过液牙拨叉（图中未示出）将移动齿轮6与齿轮21脱离啮合，同时在中心油缸18的上腔通压力油。由于活塞杆和活塞16固定在底座上，因此中心油缸18带着由两个止推轴承13和15支承的转塔刀架体14抬起，两个鼠齿盘7脱离啮合。然后压力油进入转位油缸，推动活塞齿条，再经过中间齿轮（图中均未示出）使大齿轮5与转塔刀架体14一起回转45

10、，将下一工序的主轴转到工作位置。转位结束之后，压力油进入中心油缸18的下腔使转塔头下降，两个鼠齿盘7重新啮合，实现精确的定位。在压力油的作用下，转塔头被压紧，转位油缸退回原位。最后通过液压拨叉拨动移动齿轮6，使它与新换上的主轴齿轮21啮合（标号见图02）。为了改善主轴结构的装配工艺性，整个主轴部件装在套筒4内，只要卸去螺钉，就可以将整个部件抽出。主轴前轴承24采用锥孔双列圆柱滚子轴承，调整时先卸下端盖2，然后拧动螺母3，使内环作轴向移动，以便消除轴承的径向间隙。为了便于卸出主轴锥孔内的刀具，每根主轴都有操纵杆19，只要按压操纵杆，就能通过斜面推动顶杆22，顶出刀具。转塔主轴头的转位，定位和压紧

11、方式与鼠齿盘式分度工作台极为相似。但因为在转塔上分布着许多回转主轴部件，使结构更为复杂。由于空间位置的限制，主轴部件的结构不可能设计得十分坚实，因而影响了主轴系统的刚度。为了保证主轴的刚度，主轴的数目必须加以限制，否则将会使结构尺寸大为增加。转塔主轴头换刀方式的主要优点在于省去了自动松夹、卸刀、装刀、加紧以及刀具搬运等一系列复杂的操作，从而提高了换刀的可靠性，减少了刀具的装卸造成的定位误差，并显著的缩短了换刀时间。第二章 设计计算2.1 电动机的选择1. 确定电动机类型。参阅同类机床，选择Y160L-8型异步电动机，其额定功率为：Ped=7.5kw,满载转速为：720 r/min。2. 确定主

12、轴转速。由于主轴转速范围为：1503000转/分。 主轴转速为：150 转/分。2.2 计算总传动比1. 传动装置总传动比。 i=720/150=4.82. 由机械设计课程指导表21可得带传动的传动比为： i1=2圆柱齿轮的传动比为： i2=2.4锥齿轮的传动比为： i3=12.3 计算各传动装置的运动和动力参数1 各轴转速。n=720 r/minn=n/i1=720/2=360 r/minn=n/i3=360 r/minn=n/i2=360/2.4=150 r/min2. 各轴输出功率。由机械设计课程指导表24可查得电动机至主轴各传动机构和轴承的效率为：带传动：1=0.95；滚动轴承：2=0

13、.98；锥齿轮：3=0.95：圆柱齿轮：4=0.96。由于电机输出功率为： Pd =7.5 kw故 P= Pd =7.5 kw P= P*1*2 =6.98 kw P= P*2*3 =6.49 k P= P*2*4 =6.11 kw3. 各轴转矩：T=9550*P/n=9550*7.5/720=99.47 Nm T=9550*P/n=9550*6.98/360=185.2 Nm T=9550*P/n=9550*6.49/360=172.17 NmT=9550*P/n=9550*6.11/150=389 Nm2.4 带传动的设计1. 确定计算功率Pca.由机械设计表查得KA=1.1故计算功率Pc

14、a=KA*Pd=1.1*7.5=8.25kw2. 选取V带带型。根据Pca、n,由机械设计图,应选用型。3. 确定带轮基准直径。由机械设计表和表，取主动轮基准直径：D1=100mm。根据式：D2=i1D1=2*100=200 mm,由表取D2=224 mm。验算带速：由式v=*D1*n/60/1000=3.7735 m/s故带速合适。4. 确定V带基准直径。由式0.7(D1+D2)a02(D1+D2)可得226.8 a0120故主动轮上的包角合适。6. 计算V带的根数z。由式z=Pca/(P0+P0)/K/KL查机械设计表c和d得P0=1.54 kw P0=0.28 kw表和得K=0.95 K

15、L=0.89故z=5.36 取z=6 7. 计算预紧力F0由式F0=500*Pca*(2.5/K-1)/v/z+qv查表（机械设计）得q=0.12 kg/m则 F0=299.2 N8. 计算作用在轴上的压轴力Q由式Q=2*z*F0*sin(1/2) 得Q=3534.2 N2.5 锥齿轮传动的设计 1初步设计。 由式 de11951*（KT/u*Hp）1/3 mm 进行估算。 由机械设计手册表23422和图23218d可查得 K=1.5 ,Hlim=1300 N/mm,sH=1.1 且 u=n1/n2=360/360=1,T1=185.2 Nmm Hp=Hlim/sH=1300/1.1=1182

16、 N/mm de11951（1.5*185.2/2.4/1182）1/3=85.1 mm2 几何计算。根据机械设计手册表2344计算如下：齿数：取z1=19,则z2=u*z1=19分锥角：1=arctgz1/z2= arctg1=45 2=90-45=45大端模数： me=de1/z1=85.1/19=4.48 mm, 取me=4.5 mm大端分度圆直径： de1=z1*me=19*4.5=85.5 mm de2=z2*me=19*4.5=85.5 mm平均分度圆直径： R=0.3 dm1=de1*(1-0.5R)=72.675 mm dm2=72.672 mm平均模数：Mm=me*(1-0.

17、5R)=3.825 mm外锥距： Re=de1/2*sin=85.5/2/sin45=60.46 mm齿宽： b=R*Re=0.3*60.46=18.14 mm 取齿宽为20mm大端齿顶高： ha1=(1+x1)*me=4.5 mm ha2=4.5 mm大端齿根高： hfe1=(1+c*-x1)*me=5.625 mmhfe2=(1+c*-x2)*me=5.625 mm齿顶角：a1=f2 a2= f1齿根角：f1= arctghfe1/Re=5.32 f2=5.32顶锥角：a1=1+a1=45+5.32=50.32 a2=50.32根锥角：f1=1-f1=45-5.32=39.68 f2=39

18、.68大端齿顶圆直径：dae1=de1+2*ha1*cos1=91.86 mm dae2=91.86 mm安装距：根据结构确定A1=100mm,A2=100mm冠顶距：Ak1=de2/2-ha1*sin1=39.57mm Ak2=de1/2-ha2sin2=39.57mm大端分度圆齿厚：s1=me(/2+2*x1*tg+xf1)=7.0686mm s2=*me-s1=4.5*-s1=7.0686mm大端分度圆弦齿厚：s1=s1(1-s1/6/de1)=7.0605 mm s2=7.0605 mm大端分度圆弦齿高：ha1=ha1+s1*cos1/4de1=4.6033 mm ha2=4.6033

19、 mm当量齿数：zv1=z1/cos1=27 zv2=27端面重合度:va=zv1(tgva1-tg)+zv2(tgva2- tg)/2式中：va1=arcoszv1cos/(zv1+2ha*+2x1)=28.97va2=28.97且标准齿中, ha*=1,c*=0.25,=20 则 va=1.633 接触强度校核。由式H=（Ft*KA*KV*KH*KH/0.85b/dm1*(u+1)/u）1/2*zE*zH*z*zKHP来进行校核。分度圆的切向力为： Ft=5096.7N且由机械设计手册表23421、表23424、式2343、2344、表23425、图23421、表23229和式23410可

20、得： 使用系数KA=1.25 动载荷系数KV=0.011 载荷分布系数KH=1.9 载荷分配系数KH=1 节点区域系数ZH=2.5 弹性系数ZE=189.8 N/mm 重合度、螺旋角系数Z=0.889 锥齿轮系数ZK=1H=126.3 N/mm而HP=Hlim/SHmim*ZLVR*Zx*Zw由机械设计手册图23218d和图23221可得试验齿轮接触疲劳极限Hlim=1300 N/mm 寿命系数ZN=1 润滑油膜影响系数ZLVR=0.965 最小安全系数Shmim=1 尺寸系数Zx=1 工作硬化系数Zw=1HP=1254.5 N/mmHHP 合格4.弯曲强度校核。 由式F1=Ft*KA*KV*

21、KF*KF/0.85b/mm*Yfs*Y 来进行校核。 由机械设计手册式23412，图23419和 图23228可得： 复合齿形系数YFS1=4.59,YFS2=4.59(zv1=zv2=27) 重合度、螺旋角系数Y=0.57 其余项同前KF=KH, KF=KH F1=3.15 N/mm2F2=F1*YFS2/YFS1=3.15 N/mm2而许用弯应力FP=FE/Sfmin*YN*YrelT*YRTclT*Yx 由机械设计手册式23413，图2329d和图23231可得： 齿根基本强度FE=630 N/mm2 寿命系数YN=1 相对齿根系数YrelT=1 相对齿根表面状况系数YRTclT=1

22、尺寸系数Yx=1 最小安全系数sFmin=1.4 许用弯曲应力值 FP=450 N/mm2F1FP1, F2100 N/mm,由表103查得 KH=KF=1.0 由机械设计表102、104及图1013查得：使用系数 KA=1.25 KH=1.11 KF=1.17 载荷系数K=KA*KV*K*KH=1.55 按实际的载荷系数校正所算的得分度圆直径。由机械设计式1010a得： d1=d1tK/Kt=95.6 mm 计算模数m. m=d1/z1=3.98 mm3按齿根弯曲强度设计。 由式 m2K*T1/d/z1*(Yf*Ys/F) 1/3 进行计算。 确定公式内的各计算数值。 由机械设计图1020d

23、 、1018，查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=FE2=680 Mpa弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.89, KFN2=0.9 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 s=1.4,F1=KFN1*FE1/s=427.4 Mpa F2=437.14 Mpa 计算载荷系数K. K=KA*KV*K*KF=1.64此处删减NNNNNNNNNNNNNNNN字 需要整套设计请联系q：99872184。 dc=(Mc/0.1/-1b) 1/3=3644 mmdD=(MD/0.1/-1b) 1/3=35.7644 mm 轴的强度符合要求。 第二轴。 轴的结构图、空间受力图、弯矩图及扭矩图如下图所示： F

24、a2 A C D Ft2 B FRAz FRAy Ft Fr Fr2 FRBz FRBy (a) 199545.81Nmm 151881.92 Nmm A C D B 139375Nmm (b) 17129.99Nmm A C D B 59312.5Nmm (c) 2002279.72Nmm 152844.87Nmm A C D B 151470.67Nmm (d) 171999.84 Nmm 185199.88Nmm A C D B (e) 206653.89 Nmm 161106.84 Nmm 50929.97N mm A C D B 158684.12Nmm (f) 计算齿轮受力。锥齿轮

25、： Ft2=5096.66 N Fr2=1311.7 N Fa2=1311.7 N圆柱齿轮： Ft=2T/d1=3583.33 N Fr=Ft*tg=1304.23 N 计算支承力。轴的空间受力图如图a所示，则该轴在xy平面内的受力如下图所示： Fa A C D Ft2 BFRAy Ft FRBy对A点取矩得： FRBy*AB+Ft*ACFt2*AD+Fa2*dm2/2=0 FRBy=3871.63 N对B点取矩得： FRAy*AB+Ft*CBFt2*DBFa2*dm2/2=0 FRAy=2230 N (方向与假设方向相反)对D点：左边：FRAy*AD+Ft*CD=151881.916 Nmm 右边：FRAy*AD+Ft*CDFa*dm2/