ca6140数控机床毕业设计论文(编辑修改稿)

ca6140数控机床毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

径： 200mm； 主轴通孔直径： 40mm； 主轴前锥孔： 莫式 6 号 ； 最大加工工件长度： 1000mm。 2．运动参数 以回转为主运动的机床，主运动参数是主轴转速。 转速 (r/min)与切削速度（ m/min)的关系是：  m in//1 0 0 0 rdvn  式中 n 转速 (r/min)； V 切削速度 (m/min)； d 工件或刀具直径 (mm)， Dd  Dd 。 切削速度主要与刀具和工件的材料有关，常用的刀具材料有高速钢和 合金钢等，工件材料有钢，铸铁以及铜铝等有色金属。 根据 CA6140 的一般工作情况，确定主轴最高转速 [11]由 采用 YT15 硬质合金刀车削碳钢工件获得，主轴最低转速 [11]由 采用 W16Cr4V 高速钢刀车削铸铁件获得。 m in/140 3m in100 0 m a xm a x rd vn   m in/ a xm in1000m in rd vn   根据 [11]表 71选择 标准数列数值，选择机床的最高转速为 1400r/min，最低转速为。 公比 [9] 取 ，转速级数 Z=12。 当确定了最高和最低转速后，就应选取公比  ， 从使用性能方面考虑，公比  最好选的小一些，以减少相对转速损失，但公比越小级数就越多，将 使 机床的结构越复杂，对于一般生产要求的普通机床，减少相对转 速损失是主要的，所以公比  取得较小。 结合 CA6140 实际常用的公比，选取 公比。  主运动链转速图的拟定 传动组和传动副数目得确定 实现 12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： 8 A． 12=3*4 B. 12=4*3 C. 12=3*2*2 D． 12=2*3*2 E. 12=2*2*3 以上方案中， A和 B方案可以省掉一根轴。 缺点是 其中一个 传动组内有 4个传动副。 如果用一个四联滑移 齿轮，则会增加轴向尺寸；如果采用 2个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止 2 个滑移齿轮同时啮合。 所以一般不采用。 C、D、 E 方案根据“前多后少”原则比较：从电机到主轴，一般为降速传动。 接近电动机的零件转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。 如果是传动副较多的传动组合在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，就节省材料了。 所以选择 C方案： 12=3*2*2。 结构网各种方案的选择 在上述的 C 方案 12=3*2*2 中，又因基本组和扩大顺序排列的不同而出现不同的方案。 可能的六种方案，其结构 式和结构网 如图 21 所示 ： =31*23*26 =32*21*26 =32*26*21 =31*26*23 =34*21*22 =34*22*21 图 21 结构网络方案 在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸增大，常限制最小传动比41min i ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比 2maxi。 在主传动链任一传动组的最 大变速范围   10~8m inm a xm a x  iiR。 检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组， 即第二扩大组， 因为其他传动组的变 速 范围都比他小。 根据式（ 21）应为 ： 10~8m a xX )1(   RR nPnn  (21) 方案 A、 B、 C、 E的第二扩大组 6222 R,2,6  则px。 m a x6 2 RR  ， ，是可行的。 方案 D和 F， m a x822 16342 RRpx  ，，是不可行的。 在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 因为 如果 各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围小 的 ，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。 在可行的四种方案中， A的中间传动轴变速范围最小，故 A方案最好。 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。 从而确定结构网如图 22所 9 示： 图 22 结构网络图 绘制转速图 一般车床若无特殊要求，多采用 Y系列封闭式三相异步电动机 [10]，根据选择原则和使用条件选择 Y132M4型 Y系列笼式三相异步电动机。 额定功率为 ，同步转速为 1440r/min。 总降速传动比 ： 140 a xm in  nni。 本次设计，结构式共有三个传动组，变速机构共需 4轴，加上电动机轴一共5根轴。 由 i n/1400m i n/ m a x  ，， rnrn m i m ，确定各级转速。 查表 71，得到 12 级的转速值： 、 4 6 90、 12 180、 250、 35500、 7 1000、 1400 r/min。 在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为轴Ⅰ、轴Ⅱ、轴Ⅲ、轴Ⅳ。 Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ之间的传 动组分别设为 a、 b、 c。 现由Ⅳ（主轴）开始，确定轴Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ的转速。 （ 1）确定轴Ⅲ的转速 在 传动组 c中，它 的变速范围为 ]10,8[ m a x66  R ， 根据结 式 ： 　41 141 ci 112 22 ci 确定Ⅲ轴的转速只有一和可能： 12 180、 250、 35 500、 710r/min。 （ 2）确定轴Ⅱ的转速 传动组 b的级比指数为 3，在传动比极限值的范围内，轴Ⅱ转速最高可为 500、7 1000r/min,最低可为 180、 250、 355r/，为了避免升速，又不致传动比太小，可取 10 bi 112bi 轴Ⅱ的转速确定为： 35 500、 710r/min。 (3)确定轴Ⅰ的转速 对于轴Ⅰ，其级比指数为 1,可取 ： 21121 ai ai 113ai 确定轴Ⅰ转速为 710r/min。 由此也可确定加在电动机与主轴之 间的定传动比211400710 i。 由此绘制出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）如图 23所示： 图 23 转速图 齿轮齿数的确定 传动比 i 采用的是标准公比的整数次方，齿数和 zS 以及小齿轮齿数查 [9]表81。 a 21121 ai ai 113ai 21121 ai时： zS „„ 60、 6 6 6 7 7 78„„ ai时： zS „„ 60、 6 6 6 6 70、 7 73„„ 113ai 时： zS „„ 60、 6 6 6 6 70、 7 7 76„„ 可取 zS 72,则可从表中查出轴Ⅰ上小齿轮齿数分别为： 2 36。 于是48/241 ai ， 42/302 ai ， 36/363 ai。 可得轴Ⅱ上的齿轮齿数分别为： 4 4 36。 在此传动组中，轴Ⅱ 上 将采用三联滑移齿轮。 当轴Ⅰ、Ⅱ上的齿数为 36/36的齿轮啮合时，三联滑移齿轮左移。 齿数为 42 的齿轮将从轴Ⅰ的齿数为 24 的齿轮旁边滑移过去。 要使这两个齿轮外圆不相碰，这两个齿轮的齿顶圆半径之和应 11 等于或小于中心距。 对于不变位的标准齿，三联滑移齿轮的最大和次大齿轮之间的齿数差，应大于或 等于 4。 此设计中， 4842=6。 b bi 112bi 查 [9]表 81 bi时： zS „„ 6 7 7 7 7 80、 8 8 87„„ 112bi时： zS „„ 70、 7 7 7 7 80、 8 8 86„„ 可取 84zS ，于是可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为： 2 42 于是 62/221 ib ， 42/422 ib ，得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为 6 42。 3. 传动组 c 　　　41 141 ci 112 22 ci　　 查 [9]表 81 　　　41 141 ci 时： zS „„ 8 8 8 90、 9 95„„ 112 22 ci 时： zS „„ 7 7 7 8 8 8 8 90„„ 可取 zS 90。 4/11ci 为降速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为 18； 22ci 为升速传动，取轴Ⅳ齿轮齿数为 30。 于是得 72/181 ic , 30/602 ci 得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为 18， 60；得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为 72， 30。 各传动组齿数如下表 21所示 : 表 21 齿轮齿数表 变数组 第一变速组 a 第二变速组 b 第三变速组 c 齿数和 72 84 90 齿轮 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 z11 z12 z13 z14 齿数 24 48 30 42 36 36 22 64 42 42 18 72 60 30 绘制传动系统图 根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件，可画出系统图，如图 24所示。 12 24 传动系统图 确定各轴转速 确定主轴计算转速 主轴的计算转速 [9]为 ： min/ .5nn 131213zm in  IV 各传动轴的计算转速 轴Ⅲ可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去，轴Ⅲ的计算转速 为：125r/min；轴Ⅱ的计算转速为 355r/min；轴Ⅰ的计算转速为 710r/min。 各齿轮的计算转速 传动组 c 中， 18/72 只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 355r/min； 60/30只需计算 z = 30 的齿轮，计算转速为 250r/min；传动组 b计算 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/min；传动组 a 应计算 z = 24 的齿轮，计算转速为 710r/min。 验算主轴转速误差 主轴各级实际转速值用式 (22)[9] 3213212139。 2561261400 iiiiiiddnn E  (22) i i i3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比 ， En 为电动机转速。 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示： %)%1(1039。  n nn 13 式中 39。 n — 主轴实际转速（ r/min） n — 主轴标准转速（ r/min）  — 公比 计算得出 转速误差 ， 如表 22所示 ： 表 22 转速误差表 主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 标准转速 45 63 90 125 180 实际转速 转速误差 % 主轴转速 n7 n8 n9 n10 n11 n12 标准转速 250 355 500 710 1000 1400 实际转速 690 1380 转速误差 % 由上表可知 转速误差在允许范围之内 ，所以设计 满足使用要求。 第 3 章 传动原件设计 传动原件主要包括 V带的选取，齿轮的设计和各轴最小直径的计 算。 带传动设计 电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=,传动比 i=，两班制， 一天运转 16个 小时，工作年数 10年。 查 [8]表 66，取工矿系数  ，则设计功率 ： 2 5 K Aca  V 带类型 根据小带轮的转速和计算功率，查 [8]图 610，选 B型带。 查 [8]表 67和图 610 选取小带轮基准直径 : mmidmmd 21  ， 取 mmd 2652 。 验算带速 :一般应使带速在 5～ 25m/s 的范围内。 100060 11 ndv  式 中 1n 小带轮转速（ r/min） 1d 小带轮直径 (mm) ]25,5[/   smv 14 故设计的 V带满足要求。 和带的基准长度 设中心距为 a0,中心距过大引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，疲劳寿命降低，按下式（ 31）初定中心距 : )(2)( 2121 ddadd  （ 31） 于是  a ,初取中心距为 mma 4000 。 带长 ： mmL )130265()265130( 2  查表取 相近的基准长度 : mmLd 1400。 带传动实际中心距 : mmLLaa d 00  安装时需要最小中心距：。