2167 T611鏜床主軸箱傳動設計及尾柱設計,t611,鏜床,主軸,傳動,設計 1第 1 章 緒 論1.1 項目的研究意義在當今時代，任何一個具備完整工業(yè)體系的國家，都會有相當數(shù)量的制造業(yè)，如汽車、機車、電力、船舶、航空航天、冶金礦山、石油化工、機床工具、通信、輕工、建材、家電、食品、儀器、儀表等。上述這些部門大多與機械工業(yè)有關，有的是實質(zhì)上就是機械工業(yè)，它們都是用機械設備制造各種各樣的產(chǎn)品。所以說機械工業(yè)是國民經(jīng)濟的裝備部，是國民經(jīng)濟的先導，是國家重要的基礎工業(yè)。如果一個國家的機械工業(yè)水平不高，它生產(chǎn)的產(chǎn)品在國際市場上是很難有競爭力的，也是很難立于世界民族之林的！美國是世界工業(yè)強國，70年代美國曾認為制造業(yè)是“夕陽工業(yè)” ，經(jīng)濟重心應由制造業(yè)轉向高科技產(chǎn)業(yè)及服務業(yè)等第三產(chǎn)業(yè)。科研重理論成果，不重視實際應用，政府不支持產(chǎn)業(yè)技術，使美國制造業(yè)產(chǎn)生衰退。而同期日本重視制造技術，重視高素質(zhì)人才的培養(yǎng)，注重將高科技成果應用于制造業(yè)，加之嚴密的社會組織，很快把原來美國占絕對優(yōu)勢的產(chǎn)業(yè)如汽車、照相機、家電、機床、復印機、半導體等變成自己的主導產(chǎn)業(yè)，占領了世界市場。這很快引起了美國政界、科技界、企業(yè)界有識之士的關注。為此，80 年代后期，美國政府和企業(yè)迅速組織調(diào)查，MIT 在調(diào)查報告中指出：“一個國家要想生活的好，必須生產(chǎn)的好。振興經(jīng)濟的出路在于振興制造業(yè)” ，當前國際間“經(jīng)濟的競爭歸根到底是制造技術和制造能力的競爭” 。鏜床是一種主要用鏜刀在工件上加工孔的機床。通常用于加工尺寸較大、精度要求較高的孔，特別是分布在不同表面上、孔距和位置精度要求較高的孔，如各種箱體、汽車發(fā)動機缸體等零件上的孔。所以對其進行合理設計，其意義十分重大。1.2 國內(nèi)外的科技現(xiàn)狀國外現(xiàn)狀：德國政府一貫重視機床工業(yè)的重要戰(zhàn)略地位，在多方面大力扶植。特別講究“實際”與“ 實效”，堅持“以人為本” ，師徒相傳，不斷提高人員素質(zhì)。在發(fā)展大量大批生產(chǎn)自動化的基礎上，于 1956 年研制出第一臺數(shù)控機床后，一直堅持實事求是，講求科學精神，不斷穩(wěn)步前進。德國特別注重科學試驗，理論與實際相結合，基礎科研與應用技術科研并重。企業(yè)與大學科研部門緊密合作，2對用戶產(chǎn)品、加工工藝、機床布局結構、數(shù)控機床的共性和特性問題進行深入的研究，在質(zhì)量上精益求精。德國的數(shù)控機床質(zhì)量及性能良好、先進實用、貨真價實，出口遍及世界。尤其是大型、重型、精密數(shù)控機床。德國特別重視數(shù)控機床主機及配套件之先進實用，其機、電、液、氣、光、刀具、測量、數(shù)控系統(tǒng)、各種功能部件，在質(zhì)量、性能上居世界前列。如西門子公司之數(shù)控系統(tǒng)和 Heidenhain 公司之精密光柵，均為世界聞名，競相采用。國內(nèi)現(xiàn)狀：在產(chǎn)品開發(fā)上，國內(nèi)支柱企業(yè)重點放在數(shù)控機床上，年生產(chǎn)機床臺數(shù)和數(shù)控機床所占比例逐年上升。據(jù)不完全統(tǒng)計，2004 年鉆鏜床行業(yè)共開發(fā)新產(chǎn)品 81 種，其中數(shù)控機床新產(chǎn)品 61 種，占開發(fā)新產(chǎn)品的近 80%。數(shù)控產(chǎn)品中在國內(nèi)具有領先水平的有 36 種，包括車銑鏜等復合加工中心，高速（最高轉速在 15000r/min 至 36000r/min）立、臥式加工中心、高速銑削中心、大型臥式加工中心（工作臺尺寸 2000mm×4000mm 及以上） 、龍門式加工中心（龍門五面、龍門五軸） 、五軸聯(lián)動加工中心、高精度數(shù)控機床等。1.3 設計產(chǎn)品的用途和應用領域該產(chǎn)品主要用于加工尺寸較大、精度要求較高的孔，特別是分布在不同表面上、孔距和位置精度要求較高的孔，如各種箱體、汽車發(fā)動機缸體等零件上的孔。臥式鏜床的主軸水平布置并可軸向進給，主軸箱沿前立柱導軌垂向運動，工作臺可縱向或橫向運動，可鉆、擴、鉸、和鏜孔及車削內(nèi)、外螺紋、攻螺紋、車外圓柱面、端面及用端銑刀、圓柱銑刀銑平面等。1.4 設計方案1.4.1 設計目標、研究內(nèi)容和擬解決的關鍵問題設計目標：完成對 T611 型鏜床主軸箱體傳動設計以及尾柱設計研究內(nèi)容：（1）T611 鏜床主軸箱設計（2）T611 鏜床尾柱設計解決的關鍵問題：T611 型鏜床主軸箱體傳動設計1.4.2 設計方案3對 T611 型鏜床主軸箱體傳動設計以及尾柱設計1.4.3 題目的可行性分析當今世界，工業(yè)發(fā)達國家對機床工業(yè)高度重視，競相發(fā)展機電一體化、高精、高效、高自動化先進機床，以加速工業(yè)和國民經(jīng)濟的發(fā)展。中國加入WTO 后，正式參與世界市場激烈競爭，今後如何加強機床工業(yè)實力、加速數(shù)控機床產(chǎn)業(yè)發(fā)展，實是緊迫而又艱巨的任務。1.4.4 本項目的創(chuàng)新之處對主軸箱傳動進行優(yōu)化設計，提高生產(chǎn)效率和降低生產(chǎn)成本。第 2 章 機床總體設計4該型號鏜床是一種主要用鏜刀在工件上加工孔的機床。通常用于加工尺寸較大、精度要求較高的孔，特別是分布在不同表面上、孔距和位置精度要求較高的孔，如各種箱體、汽車發(fā)動機缸體等零件上的孔。臥式鏜床的主軸水平布置并可軸向進給，主軸箱沿前立柱導軌垂向運動，工作臺可縱向或橫向運動，可鉆、擴、鉸、和鏜孔及車削內(nèi)、外螺紋、攻螺紋、車外圓柱面、端面及用端銑刀、圓柱銑刀銑平面等。根據(jù)機床的精度等級和工作性能要求，構思主傳動系統(tǒng)，初步擬定采用集中傳動，采用三相異步電動機，經(jīng)分級變速箱實現(xiàn)主軸所需的各級轉速和轉速范圍。（1）確定變速組傳動副數(shù)目實現(xiàn) 18 級主軸轉速變化的傳動2.1 確定電機根據(jù)功率要求查表選取電動機型號Y160M-4 11kw n=1460r/min2.2 機床布局①確定結構方案②主軸傳動系統(tǒng)采用普通 V 帶，齒輪傳動③傳動型式采用集中傳動④主軸正反轉方向，制動采用能耗制動器⑤變速齒輪系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪⑥潤滑系統(tǒng)采用飛濺油潤滑（2）布局采用臥式鏜床常規(guī)的布局型式，機床主要組成部件有床身、前立柱、主軸箱、工作臺和后立柱等。此次設計主傳動系統(tǒng)包括Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ軸及相關部件。第 3 章 主傳動系統(tǒng)設計3.1 擬定結構5（1）確定變速組傳動副數(shù)目：18=3×3×2（2）確定基本組和擴大組：18=3 ×3 ×2139（3）驗算最后擴大組變速范圍： 826.)1(9)1(22?????pxr?maxR?所以符合設計原則3.2 分配降速比該鏜床主軸系統(tǒng)共設有四個傳動組，其中有一個是帶傳動，根據(jù)降速比分配應“前快后慢”的原則，確定各傳動組最小傳動比：=u總 6.1min234.6105.??E6536.26.1 ???3.3 繪制轉速圖由 1.26=1.06 ，查表 4.2-1（文獻 13）轉速有431.5、40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600。63.4 確定齒輪齒數(shù)利用查表法及各對齒數(shù)比求出個傳動組齒輪齒數(shù)。26.1::1?Z401?Z50258.:.43 34216.::365 0560?71:26.:87?Z537?Z42858.:.109 95101.326.:: 23172:.3143?Z6?Z3144126.::65 2015796變速組 一 二 三齒數(shù)和 90 95 99齒輪 1Z2345Z6789Z1012Z3145Z16齒數(shù)40 50 35 55 30 60 53 42 37 58 23 72 66 33 20 793.5 確定帶輪直徑帶傳動是機械傳動學科的一個重要分支，主要用于傳遞運動和動力。它是機械傳動中重要的傳動形式，也是電機設備的核心，聯(lián)接部件，種類異常繁多，用途極為廣泛。其最大的特點是可以自由變速，遠近傳動，結構簡單，更換方便。設計功率 由表 3.2-5（文獻 2）查得載荷修正系數(shù)dP 3.1?AKkw3.14.???KA8查表 2.4-3，圖 2.4-1（文獻 1） 。取小帶輪基準直徑：mm120?d大帶輪直徑由公式 求得：)(12?????dmm498.06.1.2??d3.6 驗算主軸轉速誤差主軸各級實際轉速值由公式： cbadEun????)1(2?實其中 ， ， 分別為第一、二、三變速齒輪傳動比。aubc1n??98.0246326.15.?62.15.3?2 ...8.9=50.13n98.014626.5.162.=63.14??23..?.=79.65n98.01626.2.16.=100.224...1.26 =126.37n??98.016326.?62.11.26 =159.1824..91.26 =200.59n??98.0214626.6.1=252.610 3.5.?32=318.3 n98.024626.1.=401.112??.5.36.1= 505.43n98.046326.12.?.=636.8142..36.1=802.35n??98.0626.12.1.26 =1010.91243.?36.11.26 =1273.87n98.0626.1.1.26 =1604.918??.24.3.轉速誤差：=4.1%標 準 標 準實 際 n????%10???所以轉速誤差表為：主軸轉速 1n23n45n67n89n標準轉速r/min31.5 40 50 63 80 100 125 160 200實際轉速 31.56 39.8 50.1 63.1 79.6 100.2 126.3 159.1 200.510r/min轉速誤差% 0.2 0.5 0.2 0.2 0.5 0.2 1.0 0.6 0.3主軸轉速 10n12n134n1516n1718n標準轉速r/min250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600實際轉速r/min252.6 318.3 401.1 505.4 636.8 802.3 1010.9 1273.8 1604.9轉速誤差% 1.0 1.0 0.3 1.1 1.1 0.3 1.1 1.9 0.3易知轉速誤差滿足要求3.7 繪制傳動系統(tǒng)圖根據(jù)傳動情況及齒輪分布情況，繪制傳動系統(tǒng)圖如下：1112第 4 章 估算傳動件參數(shù)并確定其結構尺寸4.1 確定傳動件轉速由轉速圖可得各軸轉速及各齒輪轉速：傳動件 計算轉速Ⅰ 800Ⅱ 400Ⅲ 125軸Ⅳ 1001Z800263038004Z500580064007Z6308800950010Z315齒輪4001312Z12538001416005Z 12516 31.54.2 確定主軸支承軸頸尺寸參照圖 2.3-2（文獻 1） ，選取前支承軸頸直徑：=100mm1D后支承軸頸直徑：=（0.7～0.8） =70～85mm21D取 =80mm4.3 估算傳動軸直徑(mm)??491???cnPd其中 為軸危險截面的直徑 （mm）P 為該傳動軸的載入功率（kw）P= (kw)?E計算公式軸號計算轉速 cn傳動效率 ?輸入功率 Pkw允許扭轉角 []?傳動軸長 估計軸直 花鍵軸尺寸N×d×D×B14r/min deg/m 度mm徑mmⅠ 800 0.96 10.56 1.5 400 35.0 8×36×42×7Ⅱ 400 0.96×0.995 10.51 1.5 400 41.6 8×42×48×8??491???cnPdⅢ 125 0.96×0.995×0.9910.4 1.5 500 52.5 8×52×60×104.4 估算傳動齒輪模數(shù)許用接觸應力 =0.96 ，查表 2.4-17，圖 2.4-8（文獻 1）HP?Lim得 =1100N/ 2由表 2.4-17（文獻 1）有 = ，查圖 2.4-13（文獻 1）取FP?Lim=518 N/FP?2查表 2.4-17 取齒寬系數(shù)=b/m=7。m?由圖 2.4-10 （文獻 1）取 =30 時 =4.1；5ZFSY=23 時 =4.24；1=20 時 =4.345FS按齒面疲勞強度： 321()267HmcHPKuAnZ????按輪齒彎曲疲勞強度：1531267FSFmcPKYAnZ???可得下表：傳動組小齒輪齒數(shù)比 1??齒寬系數(shù) m?傳遞功率P載荷系數(shù)K系數(shù) HA系數(shù) F許用接觸應力 P?許用齒根應力F計算轉速 cn系數(shù) FSY模數(shù) Hm模數(shù) F選取模數(shù)第一變速組5Z302 7 10.56 1 61 1 1100 518 800 4.1 2.23 2.12 2.5第二變速組1Z233.17 7 10.51 1 61 1 1100 518 400 4.24 3.22 2.94 3.5第三變速組15Z204 9 10.4 1 61 1 1100 518 125 4.34 3.96 4.19 4.54.5 制動器的選擇與計算選擇電機能耗制動方式，特點是制動比較平穩(wěn)，制動時間可以調(diào)整，簡化16機床結構，但需要直流電源，功率大，設備復雜。由于電機制動采用電氣方法直接制動電動機使機床結構簡化。制動器安裝位置應根據(jù)機床具體結構，使用條件、綜合全面考慮來確定。一般情況下，力爭將制動器安放在靠近主軸（或其他執(zhí)行元件上） 、且轉速較高，變速范圍較小的軸上，可達到制動時間短、沖擊小、制動靈敏、結構尺寸小（制動轉矩?。┑木C合效果。因此將制動器放在Ⅰ軸上。4.6 普通 V 帶的選擇與計算計算內(nèi)容符號單位計算公式 計算過程 結果設計功率dPkw ,表 2.4-2（文獻dAKP?1）=1.3×11dP14.3帶型選擇mm 圖 2.4-1（文獻 1）=120mm,1dr/mm460En?A 型初選中心距0amm 根據(jù)機床的布局及結構方案 120120.7()()dda???600計算帶的基 0dLmm0122()dda???06(1204)dL????1728.317準長度210()4da?? 2(140)6???選擇的帶的基準長度dLmm 表 2.4-4（文獻 1） 1800實際中心距amm 21()8dB??124ddLA??21()8dB??1()dalPZK???=318.82(40)4.58B231..1.a???635.9V帶輪包角0a° 1211sind??0?14080sin635.9???171.5合格帶速vdL??16dnv????5~25m/s12046v???9.17合格帶的撓 1s? 10.218曲次數(shù)u104dmvL??1029.78u??合格帶的根數(shù)Z 1()aLPK??表 2.4-6 表 2.4-9 表 2.4-10（文獻 1）4.3(1.9205)91.0Z??8.16取 8其中 表示接觸弧的包角修正系數(shù)；aK表示帶長修正系數(shù)。L4.7 幾何計算計算 的尺寸：2Z端面齒形角：20°ta?分度圓直徑：mm250.12dzm??齒頂高：mm.ah?齒根高：mm1.253.fm全齒高：mm.125.6afh???齒頂圓直徑：19=125+2×2.5=130 mm2aadh??齒根高直徑：=125-2×3.125=118.75 mmff?中心矩：=112.5 mm12()(405)2.zma???同理算出 的幾何尺寸：4Z20°tamm452.137.5dzm???mm.ahmm1.253.fmm.125.6afh???=137.5+2×2.5=142.5 mmd=137.5-2×3.125=131.25 mm2ffh?的幾何尺寸：6Z20°ta?mm602.51dzm??mm.ahmm1.253.f?20mm2.531.625afh???=150+2×2.5=155 mmd=150-2×3.125=143.75 mm2ffh?21第 5 章 結構設計5.1 帶輪設計根據(jù) V 帶計算選用 8 根 A 型 V 帶，由于Ⅰ軸安裝制動器及傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用卸荷帶輪結構。5.2 齒輪塊設計齒輪采用滑移齒輪變速機構，根據(jù)各傳動組的工作特點，第一擴大組的滑移齒輪采用銷釘聯(lián)接裝配式結構，基本組采用了整體滑移式齒輪。第二擴大組，由于傳遞轉矩較大，采用鏈接裝配式齒輪，所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。5.3 軸承選擇為了簡化結構，主軸采用了軸向后端定位的兩支承軸組件、前支承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用角接觸球軸承和推力軸承，為了保證主軸的回轉精度，主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。5.4 操縱機構為了適應不同的加工狀態(tài)，主軸的轉速經(jīng)常需要調(diào)整。根據(jù)各滑移變速傳動組的特點，分別采用了集中變速操縱機構和單獨操縱機構。5.5 潤滑系統(tǒng)設計主軸內(nèi)采用飛濺式潤滑，卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。5.6 密封裝置為了保證密封效果，采用接觸密封，主軸直徑大，線速度高，采用非接觸式密封，卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封以防止雜物進入。22第 6 章 傳動件驗算6.1 驗算軸彎曲剛度（1）受力分析Ⅱ軸上的齒輪為滑移齒輪。根據(jù)本鏜床齒輪排列特點。主軸轉速為100r/min 時，Ⅱ軸受力變形最大，故采用此時的齒輪位置為計算位置。（2）計算撓度、傾角齒輪受力計算齒輪 2z齒輪 9z；69.510PTn??；2tFd；cost??；ar?傳遞功率轉速傳動轉矩齒輪壓力角齒面摩擦角切向力合力1F在X軸上的投影在Z軸上的投影分度圓直徑切向力合力1F在X軸上的投影在Z軸上的投影分度圓直徑23Pkwnr/minTN·mma°r° 1tFN N1xNzNdmm2tFN N2xNzNdmmdmz?10.51630 1593182062317.42578.3359.82554.3137.52460.52737.6-1515-2280.2129.56.2 花鍵鍵側擠壓應力計算max28()jy jyTDdlNk?????????其中 為計算擠壓應力jy為許用擠壓應力j?????為花鍵軸傳遞的最大轉矩maxT為花鍵軸的大徑D為花鍵軸的小徑d為花鍵的赤數(shù)N為載荷分布不均系數(shù) =0.7~0.8kk24計算公式最大轉矩maxTN·mm花鍵軸小徑dmm花鍵軸大徑Dmm花鍵數(shù)N載荷系數(shù)k工作長度lmm許用擠壓應力 jy?????MPa計算擠壓應力 jyMPa結論6max9.510cPTn??ax28()jy jyDdlNk????????250926.342 48 8 0.8 70 30 8.30 合格6.3 驗算齒輪模數(shù)按齒面接觸疲勞強度2231cos(1)267 )AHPntvHaHn HEmPKumZZ? ??????驗算公式按齒輪彎曲疲勞強度 31AFntvFaFSFncPKY???計算內(nèi)容序號名稱符號 單位 計算用圖表或公式 計算過程 結果1 齒數(shù)Z 232使用系 AK表 3.4-31（文獻 2） 1.025數(shù) HPK表 3.4-32（文獻 2） 0.843功率系數(shù) F表 3.4-32（文獻 2） 0.83Hn表 3.4-33（文獻 2） 0.974轉速變化系數(shù)FnK表 3.4-33（文獻 2） 0.97HPntHPntHntK?=0.84×0.97×1.27HPnt1.035變動工作用量系數(shù)FPntKFPntFnt=0.83×0.97×2.02FPnt 取 1Ht=HtK6. 704105?1.276工作期限系數(shù)FtKmin60()pHtFtKN??=Ft6.2563102.027名義切向力tFN ；71.90tcPn??E?= ×t7.9?.45.10?分度圓 26.6268 圓周速度vm/s max60cosnzv???6302.5v???9動載系數(shù) vK112()/vtAKzvFb?21u? 512.(.0/4???236.7.9)1.1210齒向載荷分布系數(shù)K?1SMK????=1+0.2+0.17K?1.37Ha表 3.4-38（文獻 2） 1.111齒間載荷分配系數(shù)FaK表 3.4-38（文獻 2） 1.112節(jié)點區(qū)域系數(shù)HZ圖 3.4-7（文獻 2） 2.5彈2713 性系數(shù)EZ/Nm表 3.4-39（文獻 2） 189.814接觸強度重合度及螺旋角系數(shù)Z??圖 3.4-8（文獻 2） 0.915許用接觸應力HP?N/mm 2=HP?LimVRZ=1200×0.89HP?106816復合齒形系數(shù)FSY插齒、滾齒查圖 3.4-10（文獻 2）剃齒、磨齒查圖 3.4-11（文獻 2）4.0彎曲強度重2817 合度及螺旋角系數(shù)Y??圖 3.4-12（文獻 2） 0.818許用齒根應力FP?N/mm 2lim1.3FP??=1.3×446FP?579.819接觸強度模數(shù)Hnmmm 3.2420彎曲強度模數(shù)Fnmmm 3.316.4 滾動軸承驗算根據(jù)Ⅱ軸的受力狀態(tài)，分別計算出左（A 端） 、右（ B 端）兩支承端支反力。29在 xoy 平面內(nèi)：N215639.81530.4xxAFfbRl??????N74.6.9xBca?在 zoy 平面內(nèi)：N2180.2165.315.9zZAFfbRl???????N.74.48.zBca?左、右端支反力為：N222530.9.60.AAR?????N64.8.3.BB?兩端支承受力相同、左端受力大，所以只驗算左端軸承。軸承驗算：30疲勞壽命驗算 （h）??50()nhAHPlCfLTKF???計算公式 靜負荷驗算（N）0oj?計算內(nèi)容序號名稱符號 單位 計算用表或公式 計算過程 結果1額定動負荷C N 查軸承手冊 200002速度系數(shù)nf103cn??3.104nf??0.473使用系數(shù)AK表 2.4-19（文獻 1） 1.04功率利用系數(shù)HP表 2.4-20（文獻 1） 0.805轉速變化系HnK表 2.4-21（文獻 1） 0.9731數(shù)6齒輪輪換工作系數(shù)lK表 2.4-27（文獻 1） 0.757當量動負荷FN 640.88許用壽命Th 100009壽命指數(shù)3.3310額定壽命hLh 將上述參數(shù)代入 公式 計算得 hL?6810T??合格11額定靜負荷0CN 查軸承手冊 1520012安全 表 2.4-32 1.232系數(shù) 0K（文獻 1）13當量靜負荷0FN 0Fr?已計算求得 640.814靜負荷ojCN 0ojCKF?ojC01.2640.879???合格6.5 尾柱設計尾柱安裝在床身的左端，它由后立柱和支架組成，支架用來支承懸伸較長的刀桿，以增加刀桿的剛度。后立柱還可沿床身導軌作縱向移動，以調(diào)整位置。尾柱的動力來源于主軸箱，通過安裝在床身導軌上的光杠，再經(jīng)由一對錐齒輪傳遞過來，支架的上下移動是通過立柱上的絲杠來實現(xiàn)的。尾柱對于提高加工精度有很大作用，加工大型缸體，特別是對于加工深孔。其高度為 1280mm，具體參數(shù)見圖。 3334第 7 章 技術經(jīng)濟分析技術與經(jīng)濟之間存在著極為密切的關系，它們既相互聯(lián)系，相互制約，又相互促進。技術進步是推動社會發(fā)展的強大動力；經(jīng)濟條件是技術進步的必要前提。技術經(jīng)濟分析就是研究怎么把一項技術政策，技術設施或技術方案在技術上的先進性和經(jīng)濟上的合理性，有機結合起來?？茖W的加以評定，使之達到完善統(tǒng)一的一門科學。制定機械加工工藝規(guī)程時，通常應提幾種方案。這些方案都應滿足工件的設計要求—精度，表面質(zhì)量和其他技術要求，而其生產(chǎn)率和成本則有所不同，為了選取最佳方案，就必須要進行技術經(jīng)濟分析。工藝過程的技術經(jīng)濟分析有兩種方法：一是對不同的工藝過程進行成本的分析和評比，二是按相對技術經(jīng)濟指標進行宏觀比較。經(jīng)濟性是機械產(chǎn)品的重要指標之一，從產(chǎn)品設計到產(chǎn)品的加工制造，應始終貫徹經(jīng)濟性原則。投資回收期計算按動態(tài)投資回收計算：公式 0[/(/,)]/[(,1)(/,)]TtKRAPititAPit?????1)1tti=(/,/該鏜床初步定價為 =20 萬元，預期年凈收益為 =5 萬元，貼現(xiàn)率 =12%。0KRi由表 7.1-3（文獻 2） ， =12%，且 =20/5=4i0/有（A/P，12%，5）=3.805〈 ；（A/P，12%，6）=4.1117〉R0/KR可見， =5t所以 43.8051T???35=5+0.64=5.64 年經(jīng)過 5.64 年，能收回投資。 第 8 章 綠色制造技術36機械制造業(yè)為社會生產(chǎn)機器的同時，也產(chǎn)生了大量的工業(yè)廢液、廢氣、固體廢氣物等污染。隨著全社會保健意識的增長，企業(yè)家和技術人員也都意識到，若在延伸用這種粗放式的機械制造模式，將不利于整個行業(yè)和社會的可持續(xù)法展，因此急需探索符合環(huán)保要求的節(jié)能、降耗、少污染的綠色機械制造模式，采取相應的綠色模式，適應社會發(fā)展的要求。綠色制造是龐大的系統(tǒng)工程是一個綜合考慮環(huán)境影響和資源消耗的制造技術。它著眼在產(chǎn)品的制造過程中，對環(huán)境的負面影響最小，與環(huán)境協(xié)調(diào)發(fā)展，促進企業(yè)經(jīng)濟效益和社會效益共同提高的制造模式。目前機械制造工業(yè)存在的主要問題有：（1）廢舊或閑置設備回收和再利用率較低；（2）能源和原材料的浪費現(xiàn)象十分嚴重；（3）環(huán)境保護意識在機制工業(yè)廠家頭腦中還比較淡薄尤其是一些中小企業(yè)對環(huán)境的污染還比較嚴重；（4）產(chǎn)品的回收利用率很低。近幾年開始開發(fā)的綠色制造，正是針對以上這些現(xiàn)象，提出綜合考慮環(huán)境因素和資源利用效率的現(xiàn)代制造模式。傳統(tǒng)制造和綠色制造的最大區(qū)別就是傳統(tǒng)制造只是根據(jù)市場信息設計生產(chǎn)和銷售產(chǎn)品，而其余就考慮得較少。綠色制造則通過綠色生產(chǎn)過程（綠色設計、綠色材料、綠色設備、綠色工藝、綠色包裝、綠色管理）生產(chǎn)出綠色產(chǎn)品，產(chǎn)品使用完以后再通過綠色處理后加以回收利用。采用綠色制造能最大限度地減少對環(huán)境的負面影響，同時原材料和能源的利用效率能達到最高。目前已經(jīng)頒布的 ISO9000 系列國際質(zhì)量標準和ISO14000 國際環(huán)保標準更為綠色制造提供了廣闊的應用空間。一、低物耗的綠色制造技術原材料（尤其是一些不可再生的金屬材料）大量消耗，將不利于全社會的可持續(xù)發(fā)展，因此，機械工業(yè)應積極推廣資源消耗少的綠色技術，也就是在機械制造中，優(yōu)化工藝方案，采用先進的加工技術，可采取以下綠色工藝技術。1、綠色材料：綠色設計與制造所選擇的材料既要有良好的適用性能，又要與環(huán)境有較好的協(xié)調(diào)性。為此，可改善機械產(chǎn)品的功能，簡化結構，減少所用材料的種類；選用易加工的材料，低耗能、少污染的材料，可回收再利用的材料。2、少無切削：隨著新技術、新工藝的發(fā)展、精鑄、冷擠壓等成型技術和工程塑料在機械制造中的應用日趨成熟，從近似成形向凈成形仿形發(fā)展。有些成形件不需要機械加工，就可直接使用，不僅可以節(jié)約毛坯制造時的能耗、物37耗，也大大減少了產(chǎn)品的制造周期和生產(chǎn)費用。3、節(jié)水制造技術：水是寶貴的資源在機械制造中起著重要作用。但由于我國北方缺水，從綠色可持續(xù)發(fā)展的角度，應積極探討節(jié)水制造的新工藝。干式切削就是一例，它可消除在機加工時使用切削液所帶來的負面效應，是理性的機械加工綠色工藝。它的應用不局限于鑄鐵的干銑削，也可擴展到機加工的其它方面，但要有其特定的邊界條件，如要求刀具具有較高的耐熱性、耐磨性和良好的化學穩(wěn)定性，機床則要求高速切削，有冷風、吸塵等裝置。4、減少加工余量：若機件的毛坯粗糙，機加工余量較大，不僅消耗較多的原材料，而且生產(chǎn)效率低下。因此，有條件的地區(qū)可組織專業(yè)化毛坯制造，提高毛坯精度；另一方面，采用先進的制造技術，如高速切削，隨著切削速度的提高，則切削力下降，且加工時間短，工件變形小，以保證加工質(zhì)量5、新型刀具材料：減少刀具，尤其是復雜、貴重刀具材料的磨耗是降低材料消耗的另一重要途徑，對此可采用新型刀具材料，發(fā)展涂層刀具。6、回收利用：綠色設計與制造，非?？粗貦C械產(chǎn)品廢棄后回收利用，它使傳統(tǒng)的物料運行模式從開放式變?yōu)椴糠珠]環(huán)式。二、低能耗的綠色制造技術機械制造企業(yè)在生產(chǎn)機械設備時，需要大量鋼鐵、電力、煤炭和有色金屬等資源，隨著地球上礦物資源的減少和近期國際市場石油的不斷波動，節(jié)能降耗已經(jīng)是不爭的事實，對此可采取以下綠色技術。1、技術節(jié)能：加強技術改造，提高能源利用率，如采用節(jié)能型電機、風扇，淘汰能耗大的老式設備。2、工藝節(jié)能：改變原來能耗大的機械加工工藝，采用先進的節(jié)能新工藝和綠色新工裝。3、管理節(jié)能：加強能源管理及時調(diào)整設備負荷，消除滴、漏、跑、冒等浪費現(xiàn)象，避免設備空車運轉和機電設備長期處于待電狀態(tài)。4、適度利用新能源：可再生利用、無污染的新能源是能源發(fā)展的一個重要方向。如把太陽能聚焦，可以得到利用輻射加工的高能量光速。太陽能、天然氣、風扇、地熱能等新型潔凈的能源還有待于進一步開發(fā)。5、綠色設備：機械制造裝備將向著低能耗，與環(huán)境相協(xié)調(diào)的綠色設備方向發(fā)展，現(xiàn)在已出現(xiàn)了干式切削加工機床、強冷風磨削機床等。綠色化設備減少了機床材料的用量，優(yōu)化了機床結構，提高了機床性能，不使用對人和生產(chǎn)環(huán)境有害的工作介質(zhì)。三、廢棄物少的綠色制造技術38機械制造目前多是采用材料去除的加工方式，產(chǎn)生大量的切屑、廢品等廢棄物，既浪費了資源，有污染了環(huán)境，對此可采取以下綠色技術。1、切削液的回收再利用：已使用過的廢乳化液中，一般含油，此外還含有 S,P 等化學添加劑，如直接排放或燃燒，則將造成嚴重的環(huán)境污染，綠色制造對切削液的使用、回收利用或再生非常重視。2、磨屑二次資源利用：在磨削中，磨屑的處理有些困難，若采用干式磨削，磨削處理則較為方便，由于 CBN 砂輪的磨削比較高，磨屑中很少有砂輪的微粒，磨屑純度很高，可通過一定的裝置，搜集被加工材料的磨粒，作二次資源利用。一臺機器的全生命周期要經(jīng)歷設計、毛坯制造、機械加工、熱處理、裝配、包裝、使用和維修、報廢回收等階段，每一個階段都與環(huán)境保護緊密相連，都有可能造成環(huán)境污染。結 論時光如水，畢業(yè)設計的完成代表大學生活的即將結束，同時也是對我四年學業(yè)的綜合檢驗。本次我設計的是 T611 鏜床主軸箱傳動及后立柱。鏜床通常39用于加工尺寸較大，要求精度較高的孔，如各種箱體、汽車發(fā)動機等。對于一臺機床來講，主軸箱是其最重要的部件，它關系到傳遞各種轉速，扭矩。而再設計它的傳動系統(tǒng)，目的主要有：提高其工作效率、減少各種損耗、降低成本、減小噪音。盡管目前數(shù)控機床大量的使用，效率也大大高于普通機床，但價格相對便宜的普通機床還是有其廣闊的市場，如何提高競爭就只能在提高工作效率和降低成本上做文章。因此就有必要不斷地對設計進行改進。在近三個月的設計過程中，設計的每個過程，我都嚴格按照國家的標準進行制圖和設計。同時也發(fā)現(xiàn)自己很多方面的不足，只有通過長期的實踐，通過設計，生產(chǎn)，再設計，才能最終設計出滿意的產(chǎn)品。幾個月的設計，最大的收獲是對機械產(chǎn)品的研發(fā)有了很高的認識以及極大的鍛煉了自己的自主設計能力，為以后步入工作崗位打下了很好的基礎。由于缺乏經(jīng)驗，在設計過程中難免會存在不合理之處，還請各位老師指出，深表謝意。致 謝感謝馬老師在整個畢業(yè)設計過程中對我的幫助和支持，正是因為有了馬老師的指導，我的畢業(yè)設計才得一完成。同時也感謝胡老師和蘇老師在參考資料方面對我的幫助。40參考文獻1.李洪。機械制造工藝金屬切削機床設計指導。東北工學院出版社。19892.李洪。實用機床設計手冊。遼寧科學技術出版社。19993.成大先。機械設計手冊?；瘜W工業(yè)出版社。20024.陳宏鈞。鏜工操作技能手冊。機械工業(yè)出版社。20045.劉維民、夏延秋、付興國。齒輪傳動潤滑材料。化學工業(yè)出版社。2005416.齒輪手冊編委會。齒輪手冊。機械工業(yè)出版社。20017.張展。減速器設計選用手冊。上海科學技術出版社。20028.羅善明、余以直、郭迎福、諸世敏。帶傳動理論與新型帶傳動。國防工業(yè)出版社。2006-69.張松林。軸承手冊。江西科學技術出版社。200510.朱孝錄。機械傳動裝置選用手冊。機械工業(yè)出版社。199911.卜炎。機械傳動裝置設計手冊。機械工業(yè)出版社。199912.王旭、王積森。機械設計課程設計。機械工業(yè)出版社。200313.杜君文。機械制造技術裝備及設計。天津大學出版社。199814.濮良貴、紀名剛。機械設計。高等教育出版社。200115.汪星橋。機床設計手冊。機械工業(yè)出版社。198616.陳于萍?；Q性與測量技術基礎。機械工業(yè)出版社。200017.王憲軍。趙存友。機械設計。哈爾濱工程大學出版社。200218.王知行。劉廷榮。機械原理。高等教育出版社，200419.張躍峰，陳通編著。AutoCAD2006 入門與提高。第 1 版，北京：清華大學出版社。200620. 陳于萍。互換性與測量技術基礎。機械工業(yè)出版社。200021. 李澄，吳天生，聞百橋。機械制圖。高等教育出版社。199822.Richard P。Paul，Robot Manipulators Mathematics，Programming and Control，MIT Press,198123.Sors L。Fatigue Design of Machine Components﹒Oxford：Pergamon Press， 197124. Richard P。Groover，Mitchell Weiss，Roger N﹒Nagel，and Nicholas G﹒Odrey，Industrial Robotics，Technology ，Programming ，and Applications， Mcgraw — Hill Book company ，198942附錄 1NOVEL METHOD OF REALIZING THE OPTIMAL TRANSMISSIONOF THE CRANK-AND-ROCKER MECHANISM DESIGNAbstract: A novel method of realizing the optimal transmission of the crank-and-rocker mechanism is presented. The optimal combination design is made by finding the related optimal transmission parameters. The diagram of the optimal transmission is drawn. In the diagram, the relation among minimum transmission angle, the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the length of the bars is shown, concisely, conveniently and directly. The method possesses the main characteristic. That it is to achieve the optimal transmission parameters under the transmission angle by directly choosing in the diagram, according to the given requirements. The characteristics of the mechanical transmission can be improved to gain the optimal transmission effect by the method. Especially, the method is simple and convenient in practical use.Keywords：Crank-and-rocker mechanism, Optimal transmission angle, Coefficient of travel speed variationINTRODUCTIONBy conventional method of the crank-and-rocker design, it is very difficult to realize the optimal combination between the various parameters for optimal transmission. The figure-table design method introduced in this paper can help achieve this goal. With given conditions, we can, by only consulting the designing figures and tables, get the relations between every parameter and another of the designed crank-and-rocker mechanism. Thus the optimal transmission can be realized.The concerned designing theory and method, as well as the real cases of its application will be introduced later respectively.431 ESTABLISHMENT OF DIAGRAM FOR OPTIMAL TRANSMISSION DESIGN It is always one of the most important indexes that designers pursue to improve the efficiency and property of the transmission. The crank-and-rocker mechanism is widely used in the mechanical transmission. How to improve work ability and reduce unnecessary power losses is directly related to the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the ratio of the crank and rocker. The reasonable combination of these parameters takes an important effect on the efficiency and property of the mechanism, which mainly indicates in the evaluation of the minimum transmission angle.The aim realizing the optimal transmission of the mechanism is how to find the maximum of the minimum transmission angle. The design parameters are reasonably combined by the method of lessening constraints gradually and optimizing separately. Consequently, the complete constraint field realizing the optimal transmission is established.The following steps are taken in the usual design method. Firstly, the initial values of the length of rocker and the oscillating angle of rocker are given. 3l ?Then the value of the coefficient of travel speed variation is chosen in the Kpermitted range. Meanwhile, the coordinate of the fixed hinge of crank possibly Arealized is calculated corresponding to value .K1.1 Length of bars of crank and rocker mechanismAs shown in Fig.1, left arc is the permitted field of point . The GC2coordinates of point are chosen by small step from point to point .A2CG44The coordinates of point areA(1)02hyc??(2)ARxwhere , the step, is increased by small increment within range(0, ). If the 0h Hsmaller the chosen step is, the higher the computational precision will be. is the Rradius of the design circle. is the distance from to .d2CG(3)cos)2cos(cs33 ????????????lRlCalculating the length of arc and , the length of the bars of the 1A2mechanism corresponding to point is obtained[1,2].1.2 Minimum transmission angle min?Minimum transmission angle (see Fig.2) is determined by the equations[3]i45(4)32214min)(cosll????(5)32214ax)(ll(6)maxmin180??????where ——Length of crank(mm)1l——Length of connecting bar(mm)2——Length of rocker(mm)3l——Length of machine frame(mm)4Firstly, we choose minimum comparing with . And then we record all min?in?values of greater than or equal to and choose the maximum of them.min??4046Secondly, we find the maximum of corresponding to any oscillating angle min?which is chosen by small step in the permitted range (maximum of is ? min?different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation ).?KFinally, we change the length of rocker by small step similarly. Thus we 3lmay obtain the maximum of corresponding to the different length of bars, min?different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation .?Fig.3 is accomplished from Table for the purpose of diagram design.47It is worth pointing out that whatever the length of rocker is evaluated, the 3llocation that the maximum of arises is only related to the ratio of the length of min?rocker and the length of machine frame / , while independent of .3l4 3l2 DESIGN METHOD2.1 Realizing the optimal transmission design given the coefficient of travel speed variation and the maximum oscillating angle of the rockerThe design procedure is as follows.(1) According to given and , taken account to the formula the extreme K?included angle is found. The corresponding ratio of the length of bars / is ? 3l4obtained consulting Fig.3.48(7)?????180K?(2) Choose the length of rocker according to the work requirement, the length 3lof the machine frame is obtained from the ratio / .3l4(3) Choose the centre of fixed hinge as the vertex arbitrarily, and plot an Disosceles triangle, the side of which is equal to the length of rocker (see Fig.4), 3land . Then plot , draw , and make angle ???21DC212CM?N1. Thus the point of intersection of and is gained. ???902NM2C1Finally, draw the circumcircle of triangle .1P?(4) Plot an arc with point as the centre of the circle, as the radius. The arc D4lintersections arc at point . Point is just the centre of the fixed hinge of the GC2A49crank.Therefore, from the length of the crank(8)