1.本站不保证该用户上传的文档完整性,不预览、不比对内容而直接下载产生的反悔问题本站不予受理。

  摘要 本设计介绍了B655型牛头刨床的一些基础知识及其工作原理,还介绍了各个主要部分的组成和作用。主要对B655型牛头刨床床身、滑枕和变速箱进行了设计。滑枕是装载刀架的工件,它是空心铸铁件,可以控制刀具的装夹方式和装夹位置,也可以调整机床刨削行程的大小;变速箱是机床主要传动系统,它有三根轴,各个轴上有不同的齿轮,通过不同的传动比传递不同的速度;B655型牛头刨床,变速箱有两个位能实现6级变速,机床电动机额定功率是,额定转速为,它安装在机床底部,这样可以减少床身的振动,提高了刨削精度;机床的进给是工作台在横梁上通过棘轮及棘轮爪的控制做水平方向上的前后移动。本着优化、美观、实用和不浪费的原则,设计B655型牛头刨床使其总体布局合理,外观简洁,床身协调,操作简单。 本论文还根据需要对一些设计还进行了校核,主要是对变速箱的过桥齿轮轴以及轴上的零部件(如齿轮、轴承等)进行了校核,这样就使本设计更加合理。B655型牛头刨床;滑枕;变速箱;总体布局;过桥齿轮轴 全套图纸,加153893706 Abstract This paper introduces the B655 type shaper’s elementary knowledge and its working principle, and also introduces the composition and functions of each main part. The B655 shaper lathe bed, the ram and the gear box were mainly designed. The ram is the tool of loading the work piece, and it is a hollow cast iron part, it can control the clamping factions and the fixture position of the cutting tool, also can adjust the shaper’s planning traveling distance. The gear box is the main transfer system of the planer, and it has three axles, on which there are different gears, through different velocity ratio transmitting different speed. The gear box of the B655 shaper, having two forging die, can realize 6 levels of speed changes. The rated power of the motor is 3kW. The rated speed is 960r/min. It installs on the bottom of the shaper basement which can reduce the vibration of lathe bed, increase the planning precision. The feed of the planer is the straight reciprocating motion of the work table which install on crossbeam, through meshing of notch wheel and the ratchet pawl. Based on the principle of optimization, perfect, practical and not waste, the B665 type planer is designed, which overall layout is reasonable, the outward appearance is succinct, the lathe bed is coordinated, and the operation is simple. According to requirements, this paper also carries on the checking to some main parts especially the gear box idle wheel axle and its parts, for example gear, bearing and so on, through which make the design more reasonable. Key words:B655 Type Shaper; Ram; Gear Box; Overall Layout; Idle Wheel Axle 目录 第1章绪论 1 1.1课题背景及研究意义 1 1.2国内外研究现状 1 1.3研究设想及主要工作内容 2 第2章牛头刨床总体方案设计 4 2.1牛头刨床设计的主要参数 4 2.2牛头刨床的工作原理 4 2.3牛头刨床的结构设计 4 2.4传动机构组成及其工作原理 7 2.5本章小结 9 第3章主要机构的设计 10 3.1变速箱的设计 10 3.2带传动设计 12 3.3齿轮设计 14 3.4本章小结 21 第4章轴的设计及其校核 22 4.1轴设计简介 22 4.2主轴的设计(IV轴) 24 4.3本章小结 27 第5章轴承的选择及曲柄机构的设计 28 5.1主轴上滑动轴承设计 28 5.2传动轴上滚动轴承设计 28 5.3曲柄的结构设计 29 5.4本章小结 33 结论 34 参考文献 35 致谢 36 第1章绪论 1.1课题背景及研究意义 刨床作为最早的金属切削机床早已应用到生产中,机床是加工机器零件的主要设备,所以又被称为工作母机,由于它的母机性,它所负担的工作量占机器总制造工作量的40%-60%。机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量。一个国家的机床工业的技术水平,在很大程度上标志着这个国家的工业生产能力和科学技术水平。显然机床在国民经济现代化建设中起着很重大的作用。刨床因其结构简单,造价低廉但是生产率高(加工平面的效率是铣床的5倍)等优点广泛应用于工厂加工中。 近些年来随着电子技术计算机技术信息技术以及激光技术等的发展并应用于机床领域,使刨床的发展进入了一个新时代。不断提高劳动生产率和自动化程度是刨床发展的基本方向,在我国现阶段刨床工业的自动化水平还不高,高加工精度的机床还不是很普及。传统刨床在有些工厂中传统刨床还在发挥着重要的作用,有一定的经济价值。 通过对传统刨床基础结构的研究可以对刨床的运动特点,力学性能有更深层次的了解从而为设计研究更加精密更加现代化的刨床铺平道路。1.国外研究现状 在国外刨床的应用比较早,所以研究比较深入。随着各种先进技术的产生尤其是计算机技术的发展使数控技术应运而生。数控刨床无须人工操作,而是靠数控程序完成加工循环。因此调整方便,适应灵活多变的加工任务,使得中小批生产自动化成为可能。国外数控刨床的普及率十分高例如日本、德国所生产的数控刨床占总量的%95以上。而且他们所生产的刨加工床精度、效率十分高,广泛的应用于柔性自动化生产系统中。 2.我国的研究现状 我国现有的刨床大多是60年代的产品,随着现代加工工业的发展,老式的牛头刨床逐渐暴露出效率、精度较低等问题。很难适应产品在质量和产量上的要求,成为阻碍生产的“瓶颈”。采用先进、科学、可靠的技术改造在线设备,是充分发挥设备效能,优化设备结构、促进设备资源有效利用的重要途径。有许多公司早已开始研究并取得了很好的效果,实践证明这种办法是可行的。 同时有的公司加大投入力度研制出更加先进的刨床。如2006 年2 月14-17 日在上海浦东新国际展览中心举办了“ 中国数控机床展览会”,国内外著名机床厂家都展示了最新数控机床产品。在南京新方达数控有限公司的展台上展出了一台令人耳目一新的数控机床———双向数控曲面刨床(图1-1)。该机床既不像传统的牛头床,又不像一般的龙门刨床,外形看上去象一台加工中心,但是它又在双向往复刨削曲面零件这台机床改变了人们对传统刨床的认识,开创了刨床的新时代。它具有三项最新国家专利技术,独特的双向刨刀是高效加工的核心,使得刨床能够双向刨削,加工效率成倍提高;创新的双支承结构是高精度的可靠保证,使得加工精度大大提高;特有的三轴交流伺服数控系统,使得刨床的加工领域充分拓展,可以加工两个剖面方向的曲面、斜面、平面等特型面,甚至扩展加工螺旋面 图11 数控刨床外观图通过查阅资料并参考现有的刨床,确定了牛头刨床的主要机构:皮带传动机构、小皮带轮、皮带和大齿轮等。螺旋机构:螺杆和螺母。摆动导杆机构:大齿轮 、滑块、导杆,滑块等。凸轮机构:凸轮和推杆。棘轮机构:扇形齿轮,棘爪和棘轮。牛头刨床的传动系统把电动机的回转运动转变成刨刀的切削运动和工作台的进给运动。装在电动机的伸出轴端上的小皮带轮,通过一组三角皮带,驱动大皮带轮,通过一个三级变速箱来调整速度使刨刀得到六种不同的速度. 变速箱末端的齿轮驱动固定在空心主轴上的大齿轮。在大齿轮上,装有用销钉联接的滑块,此滑块可绕销钉转动,并可在导杆的导槽中滑动(销钉到大齿轮中心的距离可由机构进行调整),所以当大齿轮转动时,便可借助滑块来拨动导杆绕固定支点(销钉)左右摆动(同时导杆下端的导槽与滑块之间可作相对滑动,以改变导杆的有效长度)。大齿轮每转一周,导杆便往复摆动一次。又由于导杆的上端是用销钉与调整块相联的,而调整块在拧紧手柄时被紧固在滑枕上。所以当导杆摆动时,滑枕沿着导轨作前后往复运动。于是安装在滑枕前端刀架上的刨刀便作切削运动。 图12 六杆机构示意图 根据要求设计完成一个三级变速箱使刨床获得适当的动力。根据刨床工作特点在牛头刨床的众多机构中实现刨头切削运动的六杆机构是一个关键机构。六杆机构由摆动导杆机构1- 2- 3- 4和摇杆滑块机构4- 5- 6- 1组合而成,刨床工作时曲柄2转动,通过六杆机构驱动刨头5作往复移动。刨头右行时,刨刀进行切削,称工作行程,此时要求刨头的速度较低且平稳,以减小原动机的容量和提高切削质量。刨头左行时,刨刀不工作,称空行程,此时要求刨头的速度较高以提高生产率。本设计采用遗传算法对刨床进行优化设计确定曲柄滑块机构的各参数的尺寸。根据设计要求合理设计滑枕和工作台等机构完成设计任务。滑枕最大行程: 550毫米 滑枕最小行程: 95毫米 工作台最大横向行程: 600毫米 工作台最大垂直行程: 305毫米 从滑枕底面到工作台面最大距离: 370毫米 从滑枕底面到工作台面最小距离: 65毫米 刀架最大垂直行程: 175毫米 刀架最大调转角度: ±60° 刀柄最大尺寸(宽×高): 20×30 毫米 工作台进给级数: 10 滑枕往复一次,工作台横向进给的范围: 0.33-3.33毫米 滑枕变速级数: 6 滑枕每分钟往复次数: 12.5-73 电动机转速和功率: 960转/分 3kW 机床轮廓尺寸(长×宽×高): 2320×1450×1750毫米牛头刨床是用于加工中小尺寸的平面或直槽的金属切削机床,多用于单件或小批量生产。为了适用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工,要求主执行构件—刨刀能以数种不同速度、不同行程和不同起始位置作水平往复直线移动,且切削时刨刀的移动速度低于空行程速度,即刨刀具有急回现象。刨刀可随小刀架作不同进给量的垂直进给;安装工件的工作台应具有不同进给量的横向进给,以完成平面的加工,工作台还应具有升降功能,以适应不同高度的工件加工。 本设计的刨床主体结构是由床身、滑枕、工作台、变速箱和摇臂机构组成。如图21所示。床身为铸铁的箱形壳体固定在底座上。床身内装有变速机构和摇臂机构,床身上部装有两斜条与床身上平面组成供滑枕移动用的燕尾形导轨,二箱条中一个是固定的,另一个可以调整滑枕与导轨的间隙,床身前面为垂直方形导轨,横梁滑面沿此导轨移动,后面装后罩,作防护用。变速箱由P=3千瓦,n=960转/分三相异步电动机驱动,电动机固定在床身后壁的支架上,变速箱内装有三根支撑于滚动轴承上的平行轴,下轴装有由齿轮3.5及1组成的滑移齿轮,通过三角皮带得转动,伸在外面的操纵手柄B,将这些齿轮拨到适当位置,与中轴上的齿轮相啮合,使中轴得到三种速度。 上轴由9和7两齿轮组成滑移齿轮,再由伸在外面的操纵手柄A拨动该齿轮,使之与中轴上的齿轮适当啮合。这样第三轴可得到6种速度,为避免齿轮损坏,变速时两个手柄应移到固定位置上,并禁止在机床运转时变速。 1-床身 2-变速箱 3-滑枕 4-工作台 5摇臂机构 图21 牛头刨床外形图 变速箱里的旋转运动,经过摇臂机构变成滑枕的直线往复运动,在变速箱上轴的齿轮10,传动摇臂齿轮11,由齿轮11以曲柄销通过摇臂滑块,使摇臂产生摆动。摇臂上部用接头与滑枕活动连接,使滑枕产生往复运动。滑枕移动有六级速度。滑枕是一个长的空心铸件,其下面为燕尾形导轨,上面有长槽,穿以连接螺杆,将滑枕和摇臂机构连接起来。滑枕起步装刀架转盘能够旋转±60°,以刨削斜面,沿燕尾形导轨,刀架溜板可垂直移动。刨刀装于刀夹中刀夹座可以绕水平小轴转动,以使刨刀于返回行程时在工件上滑行。工作台横行滑板都是夹固工件用的,为此在工作台上面和右面有T形槽和固定圆形工件用的菱形槽,左面还有几列圆孔,在用户提出要求时可拆下工作台,则用横行滑板来固定夹具,工作台前部支持在支架上,以保证有足够的刚性。在横架上可手动或机动。使工作台水平移动,工作台和横梁一起可沿床身的垂直导轨下移动,工作台的机动水平进给用棘轮机构操纵,与摇臂齿轮在同一轴上的齿轮14传动另一个同样的齿轮,经过连杆摇臂运动传到棘爪杠杆上,棘爪推动棘轮,棘轮固定在工作台进给丝杠上,丝杠能推动工作台进给。当升降工作台时,应当松开固定支架的螺母,以及连接横梁与床身的螺栓,按照需要调整高度后,仍将螺母和螺栓拧紧。 B655牛头刨床的传动系统如图22所示,其典型机构及其调整概述如下: 1.变速机构如图23的变速机构由1、2两组滑动齿轮组成,轴有3×2=6种转速,使滑枕变速。 2.摆杆机构 摆杆机构中齿轮3带动齿轮4转动,滑块5在摆杆6的槽内滑动并带动摆杆6绕下支点7转动,于是带动滑枕8作往复直线.行程位置调整机构 松开手柄11,转动轴12,通过13、14锥齿轮转动丝杠9,由于固定在摆杆6上的丝杠螺母10 不动,丝杠9带动滑枕8改变起始位置。 4.滑枕行程长度调整机构滑枕行程长度调整机构见图23。调整时,转动轴1,通过锥齿轮5、6,带动小丝杠2转动使偏心滑块7移动,曲柄销3带动偏心滑块7改变偏心位置,从而改变滑枕的行程长度。 1、2—滑动齿轮组 3、4—齿轮 5—偏心滑块 6—摆杆 7—下支点 8—滑枕9—丝杠 10—丝杠螺母 11—手柄 12—轴 13、14—锥齿轮 图22 B655牛头刨床的主传动系统 滑枕往复直线运动速度的变化 滑枕往复运动速度在各点上都不一样,见图24。其工作行程转角为α,空行程为β,α>β,因此回程时间较工作行程短,即慢进快回。 6.横向进给机构及进给量的调整 横向进给机构及进给量的调整如图25所示。齿轮2与图23中的齿轮4是一体的,齿轮2带动齿轮1转动,连杆3摆动棘爪4,拨动棘轮5使丝杆6转一个角度,实现横向进给。反向时,由于棘爪后面是斜的,爪内弹簧被压缩,棘爪从棘轮顶滑过,因此工作台横向自动进给是间歇的。 工作台横向进给量的大小取决于滑枕每往复一次时棘爪所能拨动的棘轮齿数。因此调整横向进给量,实际是调整棘轮护盖7的位置。横向进给量的调整范围为0.33mm~3.3mm。 1—轴(带方榫) 2—小丝杠 3—曲柄销 4—曲柄齿轮 5、6—锥齿轮 7—偏心滑块 图23 滑枕行程长度的调整 图24 滑枕往复运动速度的变化 1、2—齿轮 3—连杆 4—棘爪 5—棘轮 6—丝杆 7—棘轮护盖 图25 B655牛头刨床运动及调整本章确定了牛头刨床主体结构组成及工作原理进行详细的介绍,使人对牛头刨床有一个全面细致的了解同时对本设计有一个全面的认识。牛头刨床是用于加工中小尺寸的平面或直槽的金属切削机床创新的双支承结构是高精度的可靠保证 第3章主要机构的设计 3.1变速箱的设计 图31 六档变速及转速示意图 查[1]得刨刀工作时切削力的大小约为不加切削液时为2000N由于刨床在速度最慢时切削力最大所以先设计速度最小时变速箱的参数由机床技术参数最大工作行程550毫米每分钟最小往复次数12.5计算的刨刀需要的功率为 (3-1) 选择电机容量P (3-2) 3.1.2电动机规格的选取 1.查资料[4]选Y系列三相异步电动机: Y132M2-6功率,转速 传动比分配:总传动比 带传动传动比取 则 2.计算功率,转速,扭矩: 以下公式 功率: 电机轴: I轴: (3-3) II轴: (3-4) III轴: (3-5) Ⅳ轴: (3-6) 各轴转速: (3-7) (3-8) (3-9) (3-10) 各轴扭矩: I轴: (3-11) II轴: (3-12) III轴: (3-13) Ⅳ轴: (3-14) 3.2带传动设计 3.2.1确定计算功率Pc 查查得工作情况系数 故 根据初步选用普通V带A型1.初选小带轮的基准直径 根据V带截型,选取为了提高V带的寿命,宜选取较大的直径。取主动轮基准直径,从动轮基准直径选取基准直径系列值 2.验算带的速度 带速太高则离心力大,减小带与带轮间的压力,易打滑;带速太低,要求传递的圆周力大,使带根数过多,故V应在5~25mm/s之内。若V超此范围可调整小带轮基准直径或转速。带速计算式[4]为: (3-15) 所以 带的速度合适。 确定中心距和带的基准长度带传动中心距不宜过大,否则将由于载荷变化引起带的颤动。中心距也不宜过小否则带短饶转次数多,会降低带的使用寿命,同时也使减小,降低传动能力。所以,对于带传动,中心距一般可取为: (3-16) 将、代入初选中心距 带长 (3-17) 查选取A型带的标准基准长度 实际中心距 (3-18) 3.2.5验算小带轮上的包角 = 3.2.6确定带的根数V带根数按下式计算: (3-19) 式中为计算功率,是单根V带的基本额定功率,为单根V带额定功率的增量,为包角修正系数,为长度系数。 查得;=1.06; =1.40;=0.11, 于是 取Z=2根确定带的初拉力初拉力的大小是保证带传动正常工作的重要因素。初拉力过小,摩擦力小,容易打滑;初拉力过大,带的寿命低,轴的承受力大。单V带张紧后的初拉力为: (3-20) 查表得 3.2.8计算带传动作用在轴上的力为了设计安装带轮的轴和轴系,必须计算V带传动作用在轴上的力,它等于两边拉力的合力,该力可近似按下式计算: (3-21) 3.2.9带轮结构设计 1.对V带轮主要设计的一般要求为:质量小;结构工艺性好;无过大的铸造应力;质量分布均匀;与带接触的工作面要精细加工(表面粗糙度一般为)以减少带的磨损;各槽的尺寸和角度都应保持一定的精度,以使载荷分布较为均匀。 2.带轮材料 由带速用铸铁HT200。 3.结构尺寸 铸铁制的V带轮的典型结构有实心式腹板式孔板式轮辐式。由=95 mm300 mm故小带轮采用腹板式结构;=355 mm>300 mm,故大带轮采用轮辐式结构。 根据带轮截型确定轮槽尺寸,其余尺寸按图中的经验公式计算确定。按带轮的各部分尺寸。齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一,形式很多 ,应用广泛。 1.齿轮传动的主要特点 效率高 在常用的机械传动中,以齿轮传动的效率为最高。 结构紧凑 在同样的使用条件下,齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。 工作可靠,寿命长。 传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。 但是,齿轮传动的制造及安装精度要求高、价格较贵,且不宜用于传动距离过大的场合。齿轮传动可做成开式,半开式及闭式。闭式与开式或半开式的相比,润滑及防护等条件最好,多用于重要场合。 2.失效形式及设计准则 齿轮传动的失效主要是轮齿的失效,而轮齿的失效形式又是多种多样的,较为常见的形式有:轮齿拆断、工作齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合及塑性变形。 所设计的齿轮传动在具体的工作情况下,必须具有足够的,相应的工作能力,以保证在整个工作寿命期间不致失效。因此,针对上述各种工作情况及失效形式,都应分别确立相应的设计准则。通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。 在闭式齿轮传动中,通常以保证齿面接触疲劳强度为主。但对于齿面硬度很高,齿心硬度又低的齿轮(如用20,20Cr钢经渗碳后淬火的齿轮)或材质较脆的齿轮,通常则以保证齿根弯曲疲劳强度为主。主轴上斜齿轮1.齿轮材料为45号钢,淬火,取 传动比i=4.6则初选螺旋角七级精度。 2.按齿面接触强度设计: 由设计计算公式: (3-21) 式中: — 为载荷系数 — 齿轮传递扭矩单位为N.mm —齿宽系数 — 传动比 — 弹性影响系数 — 节点区域系数 — 重合度系数 — 螺旋角系数 — 端面重合度 — 轴面重合度 确定公式内的各计算数值: ()定载荷系数 使用系数由查得动载系数查得齿间载荷分配系数由查得齿向载荷分配系数 (3-22) 由式(322) (2)计算齿轮传递扭矩:由前面计算的数据得 (3)选齿宽系数 (4)传动比 (5)材料的弹性影响系数 节点区域系数 (3-23) 重合度系数 (3-24) 螺旋角系数 (3-25) 端面重度 (3-26) 轴面重合度 (3-27) 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 (6)由式:算应力循环次数: (3-28) (7)由查得接触疲劳寿命系数 (8)计算接触疲劳许用应力 安全系数S=1由式得 (3-29) 3.计算 (1)计算小齿轮分度圆直径代的值: (3-30) 计算圆周速度v: (3-31) (3)计算齿宽b: (3-32) (4)计算齿宽与齿高之比b/h: 模数 (3-33) 齿高 (3-34) (5)计算载荷系数: 根据:v=0.3m/s7级精度由图9-31查得动载系数Kv=1.05 斜齿轮假设 表 查得 由表 查得使用系数 由表 查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时 b/h=5.31 (3-35) ,查图9-32得 故载荷系数 (3-36) (6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式得 (3-37) (7)计算模数m (3-38) 4.按齿根弯曲强度设计 由式得弯曲强度的设计公式为: (339) 为重合度系数 为螺旋角系数 确定公式内的各计算值: (1)齿轮的抗弯疲劳强度极限: (2)弯曲疲劳寿命系数: (3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式得: (3-40) (4)计算载荷系数K: (3-41) (5)查取齿形系数 (6)应力校正系数 (7)计算大小齿轮的并加以比较 (3-42) 比较结果小齿轮的数值大 设计计算 (3-43) =4.85mm 对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(取模数与齿数的乘积)有关可取由弯曲强度算得模数4.45并就近圆整为标准值按接触强度算得的分度圆直径算出齿轮齿数 取齿数为24则实际齿数为则。 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯曲疲劳强度并做到结构紧凑、避免浪费。 5.几何尺寸计算 (1) 计算分度圆直径 (3-44) (3-45) (2) 计算中心距 (3-46) 圆整得应用于刨床中中心距合适由于圆整所相差的数值很小0.5选择为 (3) 计算齿轮宽度 (3-47) 取 同理将设计公式改为计算公式: (3-48) 即可计算出其他直齿轮的所有尺寸。公式中各参数的意义与前面相同。 (4)III轴上另外两个齿轮参数为, 与之啮合的齿轮, 中心距为 (3-49) (5)齿宽为 齿数与的两齿轮啮合时, 齿轮的模数: 齿轮的分度圆直径 (3-50) (3-51) 齿轮的中心距 (3-52) 计算齿宽:取齿宽 齿数与的两齿轮啮合时, 齿轮的模数: 齿轮的分度圆直径 (3-53) 齿轮的中心距 (3-54) 计算齿宽 (3-55) 取齿宽 齿数与的两齿轮啮合时, 齿轮的模数: 齿轮的分度圆直径 (3-56) (3-57) 齿轮的中心距 (3-58) 计算齿宽 (3-59) 取齿宽 齿数与的两齿轮啮合时, 齿轮的模数: 齿轮的分度圆直径 (3-60) 齿轮的中心距 (3-61) 计算齿宽 (3-62) 3.4本章小结 本章对齿轮进行了设计和校核使齿轮的强度适合设计要求从而完成主要零件的设计工作。1.轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。 拟定轴上零件的装配方案: 拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提,它决定着轴的基本形式。所谓装配方案,就是预定出轴上方根零件的装配方向,顺序和相互关系。 轴上零件的定位: 为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动,轴上零件除了有游动或空转的要求者外,都必须进行轴向和周向定位,以保证其准确的工作位置。 零件的轴向定位: 2.轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈和圆螺母等来保证的。轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩两类。利用轴肩定位是最方便可靠的方法,但采用轴肩就必然会使轴的直径加大,而且轴肩处将因截面突变而引起应力集中。因此,轴肩位多用于轴向力较大的场合。定位轴肩的高度 一般取为 为与零件相配处的轴的直径,单位为。流动轴承的定位轴肩高度必须低于轴承内圈端面的高度,以便拆卸轴承。非定位轴肩是为了加工和装配方便而设置的,其高度一般取为1~2mm。 3.零件的径向定位: 径向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的径向定位零件键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等。 4.轴的强度计算 强度计算是设计轴的重要内容之一,其目的在于根据轴的受载情况及相应的强度条件来确定轴的直径。若轴的直径已由经验方法或结构设计所确定,则计算的目的就是验算已定的轴径是否满足强度要求。 轴的扭转强度条件为 (4-1) 式中:— 轴所受的扭矩,单位为; — 轴的抗扭截面系数,单位为 — 轴的转速,单位为; — 轴传递的功率,单位为; — 计算截面处轴的直径,单位为mm; — 许用扭转剪切应力,单位为。 由上式可得轴的直径 (4-2) 式中: 对于空心轴,则 (4-3) 式中, 即空心轴的内径与外径之比,通常取。 应当指出,当轴截面上开有键槽时,应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径的轴,有一个键槽时,轴径增大;有两个键槽时,应增大7%对于直径的轴,有一个键槽时,轴径增大5%~7%;有两个键槽时,应增大10%~15%.然后将轴径圆整为标准直径。 按弯扭合成强度条件计算 5.出轴的计算简图(即力学模型) 在作计算简图时,应先求出轴上受力零件的载荷(若为空间力系,应把空间力分解为圆周力,径向力和轴向力,然后把它们全部转化到轴上),并将其分解为水平分力和垂直分力。然后求出各支承处的水平反力和垂直反力。 6.出弯矩图 根据上述简图,分别按水平面和垂直平面计算各力产生的弯矩,并按计算结果分别出水平面上弯矩和垂直面上的弯矩;然后按下式计算总弯矩并出合成弯矩图; (44) 做出扭矩图 校核轴的强度 已知:轴的弯矩和扭矩后,可针对某些危险截面作弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论,计算应力 (45) 为了考虑循环特性的影响,引入折合系数,则计算应力为: (4-6) 对于直径为圆轴,弯曲应力,扭转切应力,将数据 代入上式中,则轴的弯扭合成强度条件为: (4-7) 其中式中:——轴的计算应力,单位为 ——轴所承受的弯矩,单位为; ——轴所受的扭矩, 单位为 ——轴的抗弯截面系数,单位为 ——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。(轴).已知: 轴的最低转,轴的功率转矩 2.求作用在齿轮上的力: (4-8) (4-9) (4-10) (4-11) 3.计算轴的直径、长度: 取轴材料为45钢,调质处理由手册查得,取, 由公式: (4-12) 代入数据: 得 考虑到轴最细 则取 图4.1空心轴图 取此处安装大斜齿轮 该段轴长度: (413) 取,此处安装滑动轴承 尺寸: 因为考虑润滑的因素中间处设计一段轴颈小些取 剩余段仍然有一段安装滑动轴承因为两端轴承相同所以轴颈相同取在轴的右端安装一个齿轮取 同理可设计:I轴II轴,III轴轴; 求M 因为齿轮悬臂放置所以水平面内弯矩 (4-14) 竖直面内弯矩 其中 为大齿轮的分度圆直径在第三章设计计算中已经算出为 合成弯矩 (4-15) 做竖直方向弯矩图,水平方向弯矩图和合成弯矩图 (3)由前面的转矩为 (4) 计算相当弯矩 (4-16) 图42第四轴的受力图 4-3轴的载荷分析图 其中是考虑弯矩和转矩所产生的应力循环特性不同而引入的修正系数扭转剪应力按脉动循环变化时 校核: (4) 查表得: 设计得轴最小直径64mm,所以此。所用数据查于机械设计原理及课程实践。本章对空心主轴进行了设计,并按此设计方法对其余轴进行校核受力最大的空心主轴满足设计要求。 第5章轴承的选择及曲柄机构的设计 在牛头刨床中,空心主轴的轴承负荷较大,冲击比较厉害,径向尺寸又有一定的限制,所以一般采用滑动轴承;而其它轴的轴承,一般采用滚动轴承 拟定:轴瓦的内径d1=72mm 轴瓦的工作长度轴瓦材料为硒青铜 查表 得, 已知:主轴转速 1.核算比压 2.核算 因为 (5-1) 所以(5-2) 核算结果表明,轴承的发热情况不严重,但这是基于正确安装和保证润滑的条下的结论,如果安装不正确,润滑条件不好,轴承工作条件将显著变坏,甚至会烧坏。初选两个调心轴承1308,公称压力角由手册查得,负荷性质为中等冲击,由表5-24查得。 传动轴转速 由“传动轴”计算可知,皮带作用力齿轮法向作用力 根据各支点的弯矩等于零得,即: (5-3) 求得 (5-4) 求得 由于 ,所以只需计算支承2的寿命和静负荷 选定轴承调心球轴承,该轴承的参数为:,。 要求寿命大于20000小时 1.核算轴承的寿命 计算实际负荷 每个轴承承受的实际径向负荷为: (5-5) 因为齿轮轴向负荷为: (5-6) 计算当量动载荷 (5-7) 查表得 ,,, 在此情况下径向当量动载荷为:因为是球轴承,取。 计算轴承寿命 (5-8) 此值大于要求寿命20000h,寿命符合要求。 2.校核轴承的静载荷 角接触球轴承的径向当量静载荷为: (5-9) 由表查得安全系数 故,所以静负荷也符合要求。遗传算法是一种模拟自然界生物群体进化过程的随机全局优化方法具有简单,通用,隐含并行性等优点可求得问题的全局最优解由于它对目标函数和约束函数的性态没有限制, 既不要求连续可微, 也无需计算目标函数和约束函数的梯度或Hessian矩阵, 只需计算适应度就可完成迭代寻优过程因此, 遗传算法在各个领域都得到了广泛应用并越来越受到工程设计人员的重视但实践表明基本遗传算法也有不足之处例如早熟收敛及进化后期收敛缓慢等缺陷本文针对基本遗传算法的这些缺陷提出了相应的改进措施, 得到了一种改进的遗传算法牛头刨床是一种具有急回特性的用于刨削加工的机床,牛头刨床的刨刀处于工作行程时, 如果能以匀速刨削工件,则会降低对电机的容量要求, 改善工件的表面质量, 并有利于延长刨刀的切削寿命当刨刀处于空行程时, 要求快速返回以提高生产率, 为了改善传力性能和机械效率, 要求机构的最大压力角,尽可能小传统的设计方法往往采用类比试凑法, 很难保证刨刀在切削过程中速度平稳, 从而难以保证工件的刨削质量本文以刨刀的实际切削速度与理想切削速度偏差的均方根为目标函数, 采用改进的遗传算法编制计算机程序对其进行优化设计,在很短的时间内就获得了最佳设计方案优化设计数学模型: 1.设计变量 图51机构示意图 牛头刨床中实现刨刀切削运动的关键机构是一个由曲柄1滑块2摆动导杆3连杆4刨头5和机架6组成的六杆机构该六杆机构可分解为两个四杆机构即摆动导杆机构和导杆滑块机构原动件曲柄旋转通过滑块2带动摆动导杆3左右往复摆动摆动导杆3 通过连杆4带动刨头5左右移动从而使刨刀完削动作如图所示六杆机构由等参数确定实际上这些结构参数并不是独立的存在冗余参数当刨头5的导路位于摆动导杆的端点所在的圆弧高度的平分线 中构件之间的几何关系可知机架6 的长度对于摆动导杆机构摆角与行程速比系数之间存在关系式由于是经常用于表征机构急回特性的一个重要参数所以用代替作为一个设计变量切削行程中刨头5的速度的平稳性与各杆件的绝对长度无关,只与相对长度有关故设曲柄的长度为1 于是六杆机构的优化设计变量可表示为 (5-10) 2.目标函数 由于本文优化目标是使得切削行程中刨头5 的运动速度尽可能接近理想的匀速所以必须求出刨头的实际速度以O为坐标原点建立平面直角坐标系如图所示采用矢量方程解析法可求得刨头5的速度大小,速度方向沿负r轴为 (5-11) 式中 (5-12) (5-13) (5-14) 为了适应不同加工工艺的要求刨床往往设置若干档不同的刨削速度不失一般性设某档速度为当刨刀的实际速度刨头5的速度与误差最小时工件加工质量最好由于是曲柄转角的函数故将工作行程中的等分为本文取记第个等分点处曲柄的转角为的变化范围为目标函数取各等分点处与差值的均方根即 (5-15) 3. 约束条件 首先必须满足摆动导杆机构成立的条件即必须大于同时也不能太长否则会使机构重心偏高因此可以得到的杆长约束为 (5-16) (5-17) 其次,为了使牛头刨床具备急回特性提高生产率行程速比系数应该大于1 但过大的值将会产生较大的惯性力K值的范围一般介于1.2-2.2之间故取 (5-18) (5-19) 最后为了减小机构的最大压力角应该增大连杆4的长度L4但L4太大会使刨床体积过大增加成本 所以取 (5-20) (5-21) 4.编码方式 编码是应用遗传算法时要解决的首要问题若采用传统的二进制编码设计变量随着维数增多染色体长度就变大, 这样就会降低算法的搜索效率另外二进制编码还需要解码进一步降低了遗传算法的效率因此本文采用实数编码.采用实数编码的优点在于1(基因与设计变量相同无需解码!算法实现时更加方便2避免Hamming现象对搜索效率的副作用3精度高计算量少此外实数编码比二进制编码更容易引入问题的相关信息。 优化结果及分析: 采用Visual Basic编制程序.参照B655型牛头刨床中刨刀工作行程的若干级平均速度以及对应的曲柄转速将其分别代入优化程序进行计算结果如表所示由表可以看出当刨头的理想工作速度及曲柄对应的转速变化时优化结果基本相同本算例所用为0.128-0.681m/s覆盖了B655型刨床刨头平均工作速度范围为了适应不同加工工艺要求曲柄的长度应设计为可调的当可调时和刨头行程都会随着而变化在设计牛头刨床的六杆机构时应使能够在微调这样才能满足刨头工作速度平稳的要求。应用优化设计的结果可以很轻松的设计出六杆机构的各参数的尺寸。先确定出的尺寸,在前面齿轮设计过程中我已经设计出大斜齿轮的分度圆直径为527.99所以的长度不能大于齿轮直径的一半即264mm初选。摆杆长度为对应的行程速比系数为可以算出导杆摆角为由设计要求可知最大行程为550毫米刨刀的切入、切出空行程均为5%H即27.5毫米由图中几何关系可求得摆杆的长度为 表51 优化设计结果 理想速度 曲柄速度 优化结果 K 0.128 12.5 3.654 1.318 1.791 0.965 0.185 17.9 3.654 1.138 1.791 1.380 0.257 25.0 3.654 1.318 1.791 1.929 0.375 36.5 3.641 1.301 1.797 2.818 0.540 52.5 3.623 1.292 1.806 4.054 0.681 73 3.603 1.280 1.816 5.701 图52摆杆示意图 比较算得的结果按优化设计得出的结果可以满足基本的尺寸要求完全满足设计需要所以取摆杆的长度为1020mm。参考现有刨床的结构形式设计摆杆结构,同理设计出齿轮上用于固定滑块的支撑结构。 5-3 齿轮零件图本章对刨床的轴承进行了选择并对其进行了校核同时对曲柄机构优化设计,使其工作平稳。牛头刨床作为最早的金属切削机床之一,用于加工中小尺寸的平面或直槽的金属切削机床,多用于单件或小批量生产。 ,对牛头刨床的结构及其工作原理有了充分的了解。在这次设计中完成了刨床的总体布局及刨床中的滑枕,曲柄机构,工作台等主体结构。合理选择了电动机型号为Y132M2-6选择皮带型号为普通V带A型设计了齿轮轴等并对其进行校核使其满足要求合理的选择轴承在设计年限范围内满足使用寿命的要求。 本设计介绍了B655型牛头刨床的一些基础知识及其工作原理,还介绍了各个主要部分的组成和作用。主要对B655型牛头刨床床身、滑枕和变速箱进行了设计。并且查阅了有关资料如《机械原理》《工程力学》《课程设计》等最终完成了设计。 在设计过程中我对刨床的主要传动机构的摆杆的长度,利用所查资料的结果(见表4.1)对其进行设计使刨刀在切削过程中速度接近匀速从而使加工质量提高。很好的满足了设计要求。 随着科技的发展,社会的进步,对机器零件的精度要求越来越高,原有的老式机床已不能满足现代生产的需要,特别是一些需要精密仪器的航空、航天等产业。因此,我认为此种类的机床以后应该进行精度方面的改造或者进行数控改造,以满足一些特种加工方面的要求。何建民.刨工操作技术与窍门[M].北京:机械工业出版社,2006.陈江义.课程设计任务[J].郑州工业大学学报: 1999,35(1):101106. 刘品.徐晓希.机械精度设计与检测基础[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2004.王三民.机械原理与设计课程设计[M].北京:机械工业出版社,2004.王三民.机械原理与设计[M].北京:机械工业出版社,2000.戴曙.金属切削机床[M].北京:机械工业出版社,2000.恽达明.金属切削机床[M].北京:机械工业出版社,2000.成大先.机械设计手册[M].北京:机械工业出版社,2001.苗淑杰. 机械设计实践[M].哈尔滨:哈尔滨工业出版社,2000.LIU H ZH,LU B H.Study of the planer system and optimal design of planer [J].Journal of Xi an JiaotongUniversity, 2003,37(3):277281.(in Chinese). Chao C L,Neou J.the control of the planer and driving principle[J].Precision Engineering,2000,24(4):285~290. 致谢 首先感谢系里给予我的支持和帮助,给我们提供了很多便利的条件和良好的环境,使我们顺利的完成了毕业设计。 再次感谢校内实习工厂,他们给了我参看相关牛头刨床资料和实物的机会,并且工厂师傅还耐心的讲解了我不懂的地方。 特别感谢我的指导教师老师及系里的其他教师对我的指导和帮助,是你们的耐心指导才使我最终顺利的完成了设计。 也感谢给过我帮助的同学们。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) II 32 - mm

  ·电信业务运营商BSSCallcenter系统客户端大集中Citrix解决方案.doc

  ·电子设计大赛论文-基于温度传感器DS18B20的水温控制系统.doc

  ·电子设计大赛训练设计报告-基于AT89C52单片机的电梯控制模型系统设计.doc

  ·机械毕业设计(论文)-JTP-1.6×1.2矿用提升绞车主轴装置设计【全套图纸】.doc

  ·机械毕业设计(论文)-电脑支架冲压工艺及模具设计【全套图纸】.doc

  ·机械毕业设计(论文)-杠杆臂加工工艺规程及其钻孔的夹具设计【全套图纸】.doc

  ·机械毕业设计(论文)开题报告-JTP-1.6×1.2矿用提升绞车主轴装置设计.doc

  ·机械制造技术课程设计-换挡叉机械加工工艺规程及钻Φ16H8夹具设计【全套图纸】.doc

  请自觉遵守互联网相关的政策法规,严禁发布色情、暴力、反动的言论。用户名:验证码:匿名?发表评论