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  牛头刨床数控改造设计 摘 要 2 第一章 引言 3 第二章 设计方案的拟定 4 2.1 刨床整体和各部件的拟定和分析 4 2. 2 数控机床工作原理及组成 4 2.2.1 横向进给伺服系统机械部分计算与校核实例 5 2.2.2 杆螺母副的设计、计算与选型 6 2.2.3进电机的计算和选型 20 2.3 工作原理与结构组成 24 2. 牛头刨床传动系统及结构组成 25 2.1.2 牛头刨床及其组成部分的名称和作用 33 2.1.3 牛头刨床的典型机构及其调整 35 2.2 牛头刨床尺寸参数的确定 38 2.3 运动设计 38 2.4 B6050牛头刨床的传动系统 40 2.5进给传动链 43 2.6快速移动链 44 第三章 系统和刀架的改造方案设计 49 第四章 经济性分析 52 第五章 结论和展望 53 致 谢 54 参考文献 55 摘 要 针对传统牛头刨床的空行程和工作效率低这两个缺陷,采用机械传动方式,对牛头刨床进行机构改造设计。使改进后的牛头刨床既能恒力切削,又能是滑枕做匀速直线运动,既能消除空行程,又能变单向切削为双向切削。不仅提高了工作效率,也降低了能耗,而且机构简单,容易进行改造。 关键词:牛头刨床 单行程 空行程 双向刨削。 Abstract: A simplified calculation scheme for the equivalent stress of vortex dedendum under the effect of uniform internal ores sure was brought forward. Simulation has been carried out on the being established 72 finite element models of vortex body with the exertion of fixed end..surface constraint and different interior pres.. sures.The simplified formula was obtained through planning from the analysis of simulated result.The research indicated that the distribution rules of equivalent stress of vortex dedendum with different parameters were basically identical and presented an exponential distribution along with the involute angles and revealed a linear relationship with the vortex addendum an d interior pressures.There is evident diference in stress distribution between the portion of end segment of vortex tooth. Key words:vortex machinery;vortex dedendum;equivalent stress;simplified calculation 第一章 引言 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。 多年来中国机械工业的高位运行,盈利能力的持续提升,为国民经济可持续发展和综合国力的提高作出了无可替代的贡献。因此,大力发展机械工业,用先进的机械设备去装备国民经济各部门,对促进中国国民经济和社会发展具有重大意义。200年机械设备制造行业增长形势较好,投资继续保持较为快速的增长以及国民经济的结构调整、技术改造都对机械制造行业产生了大量的市场需求,为机械设备制造业的稳定增长提供了良好的产业环境。 ”迫在眉睫。而现有机床很多都是低效率,精度不高的普通车床,因此改造普通车床提高其生产效率以及精度也是一条可行的路。 传统的牛头刨床不论是机械传动式,还是液压传动式都只能做单向刨削,也就是滑枕在一个往复运动当中只有一个方向是刨削行程,而回程是空行程,不做刨削。虽然靠传动的急回特性可以缩短空行程的时间,但是也只是个改善,没有从根本上解决加工效率低空耗大的问题。正因为有空行程和刨削力不均匀这两个致命的缺陷,导致牛头刨床在实际生产中的应用受到很大限制。如果牛头刨床能消除空行程,变单向刨削为双向刨削,同时提供稳定均衡的刨削力,会带来良好的经济效益和社会效益。根据传统牛头刨床工作特征,实现双向刨削的技术难点:要解决滑枕往复运动提供一个始终相同的作用力和等速运动;要提供能双向刨削的刨刀。 第二章 设计方案的拟定 2.1 刨床整体和各部件的拟定和分析 机械制造行业中,刨床占有一定的位置。它适合加工一些狭窄、细长的零件。如机床的床身、箱体及其它零件上的平面、沟槽、成形面等。 (一)刨床的分类及型号 按刨床的结构特征可分为二类:牛头刨床、龙门刨床和插床。其应用范围各有不同 如B6050型,其中B表示属刨床类,6表示属牛头刨床组,0表示属牛头刨床型,50表示了该刨床最大行程的1/10(即500mm)。刨削加工能达到的精度等级为IT9~IT7,表面粗糙度Ra=6.3~1.6μm。 图2-1 数控机床的组成图 图3-1 2.2.1 横向进给伺服系统机械部分计算与校核实例 查《综合作业指导书》P13页 式中——车床床身上加工最大直径横切端面时主切削力可取纵切时的 式中 ——走刀方向的切削力(N) ——垂直走刀方向的切削力(N) 2.2.2 杆螺母副的设计、计算与选型 (1) 计算牵引力 横向进给选为三角型或综合导轨 参考《机床设计手册.2》6.2-2;6.2-3 查阅《综合作业指导书》P22页 式中:,,——切削分力(N)G——移动部件的重量(N) 表1-1查得横向溜板及刀架重力500N ——滑动导轨摩擦系数,随导轨形式而不同 取=0.15-0.18 K——考虑颠复力矩影响的实验系数 取K=1.15 (2) 计算最大动负载C 选用滚珠丝杆导轨 参考《机床设计手册.3》P185-P210 查阅《综合作业指导书》P22页 式中:L——寿命,以转为一单位 n——丝杆转速(r/min) ——为最大切削条件下进给速度,可取最高进给速度的1/2-1/3 取 ——丝杆导程(mm)=6mm T——为使用寿命(h),15000h ——运转系数,查表3-14一般取1.2-1.5 (3) 螺母副的选型 查阅《综合作业指导书》附表A-2,可采用WD3006外循环垫片调整紧的双螺母滚珠丝杆副,1列2.5圈,其额定动负载为9700N,精度等级按表3-17选为3 式中:——螺旋升角,WD3006 ——摩擦角取 滚动摩擦系数0.003-0.004 (5) 刚度验算 横向进给丝杆支承方式图2N,支承间距L=350mm 图3-2 计算如下: 丝杆的拉伸或压缩变形量(mm) 查阅《综合作业指导书》图3-4,根据=N,D=30mm查出 可算出: c) 滚珠与螺纹滚道间接触变形量 查图3-5得W系列1列2.5圈滚珠和螺纹滚道接触变形量 因进行了预紧 d) 支承滚珠丝杆的轴承的轴向接触变形 采用推力球轴承5204查阅《机床设计手册.25.9-137,d=20mm,滚动体直径=5.556mm,数量Z=13 综合以上几项变形量之和: 〈定位精度 (6) 稳定性校核 计算临界负载(N) 式中:E——材料弹性模量() I——截面惯性矩() L——丝杆两轴承端距离(cm) ——丝杆支承方式系数,从表3.15中查出,一端固定,一端简支为2.00 一般=2.5-4.0,所以 此滚珠丝杆不会产生失稳。 齿轮传动比计算 已确定横向脉冲当量,滚珠直径导程=6mm, 初选步进电动机步距角可计算传动比: 考虑到结构上的原因不使大齿轮直径太大,以免影响到横向溜板有行程,故此处可采用两级齿轮降速。 因进给运动齿轮受力不大,模数````取2,有关参数参照表2 表2: 传动齿轮几何参数 齿数 Z 18 45 20 32 分度圆 d=mz 36 90 40 64 齿顶圆 40 94 44 68 齿根圆 31 85 35 59 齿宽 (6-10)m 20 中心距 63 52 3.2.4 横向步进电机的计算,校核和选型 (1) 初选步进电机 a) 计算步进电机负载转矩 查阅《综合作业指导书》P22页 式中: ——脉冲当量,取 ——进给牵引力(N) ——步距角,初选双拍制为 ——电机—丝杆传动效率为齿轮、轴承、丝杆效率之积分别为 b) 估算步进电机起动转矩 根据负载转矩除以一定的安全系数来估算步进电机起动转矩(N.cm) 一般横向进给伺服系统取0.4-0.5 c) 计算最大静转矩 查表3-22如取五相十拍,则 d) 计算步进电机运行频率和最高启动频率 式中:——最大切削进给速度 ——最大快移速度 ——脉冲当量,取 根据估算出的最大静转矩在表3-23中查出150BFG2815最大静转矩为245N.cm 可以满足经济型数控机床有可能使用较大的切削用量,应该选用稍大转矩的步进电机,以留有一定余量,另一方面与国内同类型机床进行类比的要求。决定采用150BFG2915,但从《综合作业指导书》P244000Hz,满足空载时(3333.33Hz)的要求。 (2) 校核步进电机转矩 前面所述初选步进电机的转矩计算,均为估算,初选后,应该进行校核计算。 a) 等效转动惯量计算 计算简图见图2,根据表3-24,经二对齿轮降速时,传动系统折算到电机轴上的总转动惯量可由下式计算: 式中:——齿轮及其轴的转动惯量 ——齿轮的转动惯量 ——丝杆转动惯量 ——丝杆导程(cm) G——工件及工作台重量(N) G=500(N) b) 齿轮、轴、丝杆等圆柱体惯量计算 表3-24所示圆柱体转动惯量计算公式如下: 对于钢材, 式中:M——圆柱体质量 D——圆柱体直径 (cm) L——圆柱体长度或原长(cm) 钢材的密度为 因此 基本满足惯量匹配的要求。 c) 电机转矩计算 机床在不同的工况下,其所需转矩不同,下面分别按各阶段计算: 快速空载起动转矩 在快速空载起动阶段,加速转矩占的比例较大,具体计算如下: 式中: ——快速空载起动转矩 ——空载起动时折算到电机轴上的摩擦转矩 ——折算到电机轴上的摩擦转矩 ——由于丝杆预紧时折算到电机轴上的附加摩擦转矩 在采用丝杆螺母副传动时,上述各种转矩可用下式计算: 式中:——传动系统折算到电机轴上的总等效转动惯量 ——电机最大角速度 ——电机最大转速 ——运动部件最快速度 ——脉冲当量 ——步进电机的步距角 ——运动部件从停止到起动加速到最大快进速度所需时间(s) 起动加速时间=30(ms) 折算到电机轴上的摩擦转矩 式中: ——导轨的摩擦力(N) ——垂直方向的切削力(N) G——运动部件的总重量(N) ——导轨摩擦系数,取=0.15 ——齿轮降速比 ——传动链总效率,一般可取0.7-0.8 附加摩擦转矩: 式中: ——滚珠丝杆预加负荷,一般取,为进给牵引力(N) ——滚珠丝杆导程(cm) ——滚珠丝杆未预紧时的传动效率,一般取 上述三项合计: 快速移动时所需转矩 最大切削负载时所需要的转矩 式中: ——折算到电机轴上的切削负载转矩 从上面计算看出、、三种工况下,以快速空载所需转矩最大,即以此项作为校核步进电机转矩的依据。 从表3-22查出,当步进电机为五相十拍时为 则最大静转矩为: 从表3-23查出150BFG2815最大转矩为为245,大于所需最大静转矩,可以满足此项要求。 d) 校核步进电动机起动矩频特性和运行矩频特性 前面已经计算出机床最大快移时,需步进电机的最高起动频率为3333.33Hz,切削进给时所需步进电机运行频率为1666.7Hz 从表3-23中查出150BFG2815型步进电机允许的最高空载起动频率为4000Hz,运行频率为16000Hz,再从图3-15,3-16查出150BFG2815步进电机起动矩频特性和运行矩频特性如图3所示: 当快速运动和切削进给时,150BFG2815型步进电机起动矩频特性和运行矩频特性可以满足要求。 3.3纵向进给伺服系机械部分计算与校核 3.3.1 计算切削力 主切削力F(N) —走刀方向的切削分力(N) (mm)=mm =10594.63(N) ::=1:0.25:0.4 —垂直走刀方向的切削力 =0.25=2648.66(N) =0.4=4237.85(N) 3.3.2 丝杆螺母副的计算和造型 (1) 计算进给牵引力 纵向进给选为综合导轨。参考表6.2—2,6.2—33〉〉 查书《综合作业指导书》P22 在正常情况下: —考虑颠复力矩影响的实验系数,综合导轨取K=1.15 —滑动导轨磨擦系数0.15~0.18—溜板及刀架重力查《综合作业指导书》表1—1,取=800N =1.152648.66+0.16(4237.85+500)=2175.94(N) (2) 计算最大动负载C C= 参考《机床设计手册.3》P185~P210—滚珠丝杆导程。 初选 —为最大切削力条件下的进给速度,可取最高进给速度的1/2~1/3 =1m/min —使用寿命(h),对于数控机车取 =15000h —运转系数,按一般运转取1.2~1.53—14《综合作业指导》取为1.2 转为1单位 —丝杆转速r/min 125 113 C==19512.57 (3) 滚珠丝杆螺母副的选型 可采用WD6008外循环螺纹调整预紧的双螺母珠丝杆副,1列2.5圈,其额定功动负载为18200(N)3-17选为3级。 (4) 传功效率计算: = 式中:r—螺旋升角,WD6008 r= —磨擦角取10’ 滚动磨擦系数0.003~0.004 2175.94(N)。支承L=1500mm,丝杆螺母及轴承均进行预紧,预紧力为最大轴向负荷1/3。 ① 丝杠的拉伸或压缩变形量 图3-5 查《综合作业指导书》图3-4,根据 =2175.94(N), 查出10-5 可算出 ==(0.65×10-5×1500)mm=0.975×10-2 mm 由于两端均采用向心推力球轴承,且丝杆进行了预拉伸,故其拉压刚度可以提高4倍。其实际变形量(mm)为 =1/4=0.975×10-2/2=0.244×10-2mm ② 滚珠与螺纹滚道间接触变形 查《综合作业指导书》图3-5,W系列1列2.5圈滚珠和螺纹滚道接触变形量 =6.0μm 因进行预紧 =1/2=1/2×6.0=3.0μm ③ 支承滚珠丝杆轴承的轴向接触变形 采用D8208型推力球轴承,=35mm,滚动体直径=6.35mm,滚动体数量Z=18, 注意此公式中单位应为N 因施加预紧力,故 =1/2×=1/2×0.009065=0.004528mm 根据以上计算 =++=0.00244+0.0030+0.004528=0.0099681-1《综合作业指导书》定位精度为±0.01 (6) 稳定性校核 滚珠丝杆两端采用推力球轴承,不会产生失稳现象不需作稳定性校核。 (7) 纵向滚珠丝杆副几何参数 表3:滚珠丝杆副几何参数 参数名称 符号 关系式 WD6008 螺 纹 滚 道 公称直径 60 导 程 8 接触角 2.183 钢球直径 3.969 滚道法面半径 2.064 偏心距 0.0030 螺纹升角 = 螺 杆 外 径 =-(0.2~0.25) 9.2 内 径 =+2-2 5.878 接触直径 =-Cos 6.034 螺 母 螺纹直径 =-2+2 4.122 内 径 =+(0.2~0.25) 0.7938 2.3.1 齿轮传动比计算 已知纵向进给脉冲当量=0.01mm/step,滚珠丝杆导程=8mm,初选步进电动机步距角,可计算出传动比: = -脉冲当量(mm/step) -滚珠丝杆的基本导程(mm) -步进电机的步距角 ===3/8 因为可进定齿轮齿数为 =/=24/64 =24 ,=m取2, 则有关参数如下表所示(见表4): 表4:传动齿轮几何参数 齿 数 分度圆 = 齿顶圆 =+2 齿根圆 =-21.25 齿 宽 (6~10) 20 20 中心距 =(+)/2 进电机的计算和选型初选步进电机 ① 计算步进电机负载转矩 = -脉冲当量(mm/step)取 =0.01mm/step -进给牵引力(N)取 =N -步距角,初选双拍制为 -电机-丝杆的传动效率,为齿轮、轴承、丝杆效率之积,分别为0.98、0.99、0.99和0.94。 =N.cm ② 算步进电机启动转矩 根据负载转矩除以一定的安全系数来估算步进电机启动转矩 =/0.3~0.5 一般纵向进给伺服系统的安全系数取0.3~0.4 = /0.4=/0.4=455.9N.mm ③ 计算最大静扭矩 查《综合作业指导书》表3-22,如取五相十拍,则==0.951 =/0.951=/0.951=479.39N.mm 计算步进电机运行的频率和最高起动频率 =HZ =HZ 式中:-最大切削进给速度m/min , =m/min -最大快移速度m/min, =m/min -脉冲当量, =0.01mm/step 根据估算出的最大的静转矩=N.mm在表3-23中查出130BF001最大静扭矩为931NN可以满足要求,,但从表中看出130BF001步进电机最高空载起动频率为3000HZ,不能满足=3333HZ的要求,此项指标可暂不考虑,可以采用软件开降速程序来解决。 校核步进电机转矩前面所初步电机的转矩计算,均为估算,初迭之后,应该进行校核计算。 效转动惯量计算 计算简图如前(a)所示,根据《综合作业指导书》表3-24,传动系统计算到电机轴上的总的转动惯量 可由下式计算: =++[(+)+()] —步进电机转子转动惯量() .—矢轮Z1Z2的转动惯量() —滚珠丝杆转动惯车() 参考同类型机床,初步反应式步进电机, )2w=()2×80=0.468kg·cm2=4.68N·cm2 齿轮转动惯量: J1=7.8×10-4×4.84×2=8.281kg·cm2=82.81 N·cm2 J2=7.8×10-4×12.84×2=53.678kg·cm2 丝杆传动惯量: J3=7.8×10-4×64×140=141.52kg·cm2=1415.2 N·cm2 电机转动惯量很小,可以忽略。 因此,总的转动惯量: J=(J3+J2)+J1+J4 =(141.52+53.68)+0.468+8.281 = 130.52 kg·cm2=1305.2 N·cm2 (1) 所需转动力矩计算。 快速空载启动所需力矩: 最大切削力负载时所需力矩: 式中:--空载启动时折算到电机轴上的加速度力矩 ――折算到电机轴上的摩擦力矩 ――由于丝杆预紧所引起,折算到电机轴上的附加摩擦力矩 ――切削时折算到电机轴上的加速度力矩 ――折算到电机轴上的切削负载力矩 当时, 当时, 当,时, N·cm 当时,预加载荷则 所以,快速空载启动所需力矩: 快速进给时所需力矩: 切削时所需力矩: 由以上分析计算可知: 所需最大力矩发生快速启动时: ,所以选择型号WD6008 ③ 校核步进电机起动矩频特性和运行矩频特性。 已计算出机床最大快移时需步进电机的最高起动频率为3333Hz,切削进入时所需步进电机运行频率为1333.3Hz。 从《综合作业指导书》表3—23中查出型步进电机允许的最高空载起动频率为3000Hz,运行频率为16000Hz,再从〈〈综合作业指导书〉〉图3—15,3—16查出BF步进电机起动矩频特性和运行矩频特性曲线如(C)图所示,当步进电机起动时,时,,不能满足此机床所要求的空载起动力矩222.916N.cm。直接使用则会施行失步现象,所以必须采取开降进控制〈用软件实现〉,将起动频率到1000Hz起动转矩可增高到588.4N.cm,然后电路上再采用高低压驱动电路,可将电机输出转矩扩大一倍左右。 当快速运动和切削进给时,BF型步进电机运行矩频特性(D)图完全可以满足要求:1. 牛头刨床简介 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。 2. 牛头刨床传动系统及结构组成 图2表明了牛头刨床的传动系统怎样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。打开牛头刨床的外壳,对它的内部结构加以分析研究。装在电动机1的伸出轴端上的小皮带轮2,通过一组三角皮带3,驱动固定在轴I上的大皮带轮4,再由轴I借助于摩擦合器8,转动空套在轴I上的三联齿轮5、6、7,驱动花键轴II右端的三联滑移齿轮9、10、11(三联滑移齿轮是用来变换相啮合的齿轮对,以改变转速,从而调整刨削速度的。图示为齿轮6与10相啮合),并由轴II转动左端的三联滑移齿轮12、13,14,驱动固定在轴III上的三联齿轮15、16、17(图示为齿轮13与16相啮合),再由固联于轴III右端的齿轮18,驱动固定在轴IV上的大齿轮19。由图1-2b可见,在大齿轮19上,装有用20联接的滑块21,此滑块可绕销钉20转动,并可在导杆22的导槽中滑动(销钉20到大齿轮中心的距离可由图1-2c所示的机构进行调整),所以当大齿轮转动时,便可借助滑块21来拨动导杆22绕固定支点(销钉23)左右摆动(同时导杆下端的导槽与滑块24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25与调整块26相联的,而调整块又在拧紧手柄27时被紧固在滑枕28上。所以当导杆22摆动时,滑枕28便沿着导轨29作前后往复运动。于是由图2可知,安装在滑枕前端刀架30上的刨刀31便作切削运动 工作台32由如下方式获得到适时的、间歇的进给运动。在大齿轮19的空心轴IV上,固定着凸轮33。当轴IV转动时,凸轮便推动滚子34而使L形推杆35绕其轴VIII往复摆动,于是推杆35的另一端的扇形齿轮36也往复摆动,以驱动空套在轴V上的扇形齿轮37摆动。又由于在扇形齿轮37下部的小轴上,装有一个棘爪38,所以当扇形齿轮37摆动时,棘爪38便间歇地拨动空套在轴V上的棘轮39转动一个角度,并遇过牙嵌离合器40,使轴V带着其左端的圆锥齿轮47间歇地转动一个角度,以驱动与其相啮合的圆锥齿轮42,从而通过伸缩轴VI使其另一端的圆锥齿轮43间歇地转动,再通过轴VII上的圆锥齿轮44和牙嵌离合器45,使螺杆46间歇地转动,以推动固联在工作台32上的螺母47间歇地移动。这样,工作台32便沿着滑轨48间歇地进行进给运动。切削运动和进给运动恰当地配合起来,便可实现其刨削平面的能。 由上述分析知,电动机是它接受外界输入能量的原动部分,刨刀和工作台(包括夹持装置)是它的执行部分,从原动部分到执行部分之间所经过的一系列装置则是它的传动部分。所以就其主体来说,这部机器是由原动部分、传动部分和执行部分三个组成部分所构成的。我们还可以对多种机器进行类似的分析,由此知,任何一部完整的机器,其主体都是由主动部分、传动部分和执行部分所组成的。 图2所示的牛头刨床由以下机构组成 皮带传动(机构):小皮带轮2、皮带3和和大皮带轮4(包括轴,轴承、机架等,下同)。 齿轮机构:齿轮6和10(或13和16,18和19,36和37等)。 螺旋机构:螺杆46和螺母47。 摆动导杆机构:大齿轮19(包括销钉20),滑块21、导杆22,滑块24等。 凸轮机构:凸轮33和推杆35(包括滚子34) 。 棘轮机构:扇形齿轮37,棘爪38和棘轮39。 组成上述各机构用的皮带轮、皮带,齿轮、螺杆、螺母、滑块,导杆、凸轮,椎杆、棘爪、棘轮等,以及联接用的螺栓、销钉等,支承用的轴、机架等都叫做零件。离合器、轴承等叫做部件或组件。3. 牛头刨床传动系统机构简图 设计要求与技术条件 1、在原机构上改造成具有数控加工功能的机床; 2、两个坐标均采用步进电机驱动,脉冲当量均为0.005mm; 3、工作台实现纵向、垂直移动。牛头刨床操作规程 主执行机构设计参考方案 图6参考方案 各执行机构的协调设计(运动循环图) 执行构件刨刀和工作台间运动配合关系的圆环式运动循环图 主执行机构设计方案完成后,极位夹角θ已知。确定上图中Φ角,为凸轮机构提供设计依据。 切削阻力线 切削阻力线图及质心位置示意 曲柄长度调节机构部装图 图9 曲柄长度调节机构部装图 6档变速及转速图示意是把电机传来的旋转运动变成滑枕的往复直线运动。摇臂机构是由摇臂齿轮和摇臂等组成,如图8-39。摇臂的下端与支架相连;上端与滑枕的螺母相连。摇臂的滑槽与摇臂齿轮上的偏心滑块相连。当摇臂齿轮由小齿轮带动旋转时,偏心滑块带动摇臂绕支架中心左右摆动,使滑枕作往复直线运动。要调整滑枕的行程大小,使之略大于工件刨削表面长度。调整滑枕行程长度的方法是改变摇臂齿轮上滑块的偏心位置,转动方头便可使滑块在摇臂齿轮的导向槽内移动,从而改变其偏心距。偏心距越大,滑枕的行程越长。刨削前,还要根据工件的左右位置来调节滑枕的行程位置。方法是先使摇臂停留在极右位置,松开锁紧手柄,用扳手转动滑枕内的圆锥齿轮使丝杆旋转,从而使滑枕又移动到合适位置,然后拧紧手柄。 2.棘轮机构 棘轮机构的作用是将摇臂齿轮轴的旋转运动间歇地传递给横梁内的水平进给丝杆,使工作台在水平方向做自动进给。图8-40 为棘轮机构工作原理示意图。 棘爪架空套在丝杆轴上,棘轮由键和丝杆相联。摇臂轴旋转时,通过齿轮转动,带动偏心销,使连杆拉动棘爪架往复摆动。摇臂齿轮轴每转动一周,刨刀往返一次,棘爪架即往复摆动一次。 棘爪架上装有棘爪,借弹簧压力使棘爪与棘轮保持接触。摇杆向前摆动时,棘爪的垂直面推动棘轮;摇杆向后摆动时,棘爪的斜面从棘轮上滑过,而棘轮不动。因此棘爪架每往复摆动一次,即推动棘轮向前转动若干齿,从而使工作台沿水平方向移动一定距离,实现自动进给。改变棘爪的前后方向,即可改变工作台的进给方向。若将棘爪提起,则棘爪与棘轮分离,自动进给停止,此时,可用手动进给。工作台进给量的大小,可通过调整棘轮罩的位置,即使棘轮罩遮住棘爪摆动范围内的部分棘齿,改变棘爪每次拨动的有效齿数进行改变。调节进给量的另一种方法是改变偏心销的偏心距离,偏心距小,则每次棘爪每次拨动的齿数少,进给量就小;反之进给量就大。刨削加工的主运动为刨刀的直线运动,刨削为单向加工,向前为加工行程,返回为空程。刨刀每次返回后,工作做横向的间歇移动是进给运动。 2.1.2 牛头刨床及其组成部分的名称和作用 如图8-38 是B6050型牛头刨床的外行图 牛头刨床主要由床身、滑枕、刀架、工作台、横梁、底座等组成。主要组成部分的名称和作用如下: 床身它用来支承刨床各部件。其顶面燕尾形导轨供滑枕作往复运动用,垂直面导轨供工作台升降用,床身内部安装有传动结构。 滑枕主要用来带动刨刀作直线往复运动。前端安装刀架。 刀架用于夹持刨刀。摇动上端刀架手柄,可使刨刀上下移动;松开转盘上的螺母,将转盘扳转一定角度,可实现斜向进给。滑板上还安装有可偏转的刀座。抬刀板可以绕刀座横轴向上抬起,刨刀在返回行程时,抬刀板抬起,减少刨刀与工件的摩擦。 工作台用来安装工件。它可以随横梁作上下调整运动,也可沿横梁作水平方向的移动和进给运动。 2.1.3 牛头刨床的典型机构及其调整 图1 B6050牛头刨床的传动系统 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 B6050牛头刨床的传动系统如图1所示,其典型机构及其调整概述如下。 (1)变速机构 如图1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2。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。 图2 滑枕行程长度的调整 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3 滑枕往复运动速度的变化 (5)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3。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4所示。齿轮2与图1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,因此工作台的自动进给是间歇的。 图4 B6050牛头刨床运动及调整 1、2—齿轮 3—连杆 4—棘爪 5—棘轮 6—丝杆 7—棘轮护盖 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。横向进给调整量的范围为0.33mm~3.3mm. 2.2 牛头刨床尺寸参数的确定 2.3 运动设计 主运动参数主运动是指:将切屑切下来所需要的最基本的运动。主运动由电动机经减速装置将运动传给主轴,通过变换车头箱外的手柄位置,可使箱内不同的齿轮啮合,从而主轴得到各种转速,主轴通过卡盘使工件作旋转。所以,对于主运动是回转运动的机床,主轴转速即为主运动参数 显然,普通车床车削时,工件的旋转运动即是主运动。主轴转速 与切削速度 根据各自用户的不同要求,设计和制造出各种各样的机床新品种,这些不同品种的机床,其主运动参数都有不同的要求。实践中知 工作物材料的性质有软有硬;工作物的尺寸有大有小。因而,车制时车头的转动应有快有慢,即尺寸大的或材料硬度高的工作物应选慢速;而尺寸小的或材料硬度低的工作物要选择快速车削。这样,为适应多种零件加工而设计制造的通用机床,通常主轴就需要进行变速,因而就需要确定它的变速范围,即确定最低转速与最高转速。如果采用分级变速,则还应确定转速级数。 进给运动参数是对进给量的描述。大部分机床的进给量是用工件每转一周,车刀向工件所移动的距离(rreCr)来表示。这类机床有:车床、钻床、镗床、滚齿机等。对于进给量的变化只影响生产率的机床,为使相对损失为一定值,进给量的数列也应取等比数列。例如:1粥型镗床的进给数列是:0、05、0、07、0.10、0、13、0.19、0.27、0.37、0、52、0.74、1.03、1.43、2.05、2.9、5.7、8、11.1、16共l8级(1)刨床、插床等作直线往复运动的机床,则是以每一往复的位移来表示。为使进给机构简单而采用间歇进给的棘轮机构,进给量由每次往复转过的齿数(1、2、3??)而定,这就不是等比数列而是等差数列了 (2)铣床和磨床,由于使用的是多刃刀具,进给量常以每分钟的位移量表示。 (3)供大量生产用的自动和半自动车床,常用交换齿轮来调整进给量,可以不按一定的规则,而用交换齿轮选择最有利的进给量。用普通车床车制螺丝时,进给箱定。而螺纹的标准不是一个等比数列,而是一个分段的等差数列。 3 标准公比、公比的选用及标准数列 (1)标准公比 为了简化机床的设计与使用,根据机床实际使用情况,规定了公比的几个标准值,这些数值是选取2或l0的某次方根。选用l0的某次方根,这是因计数通常采用10进位。公比采用l0的某次方根后,可使这个等比数列中每隔n级后的数字,恰好是前面数字的l0倍,使数列整齐好记。 (2)公比的选用 当确定了最高与最低转速以后,就应选取公比 ,为了减少相对转速损失,公比 最好选小一点。但由于越小,级数就愈多,使机床结构复杂。为了满足相对转速损失小的要求和又能简化构造,常采用交换齿轮变速。常用机床 一.确定极限转速 确定(或按给定的)主轴极限转速n(max) 和n(min)求R(R). 二.确定公比 选定主轴转速数列的公比,并由它确定出标准或派生的转速。 三.求出主轴转速级数 ,因为两轴间变速组的传动副数多采用设计简单变速系统时,变速级数应该选为的形式,m,n为正整数。 四.确定结构网和结构式 划出合适的结构网,或按传动顺序列写合适的结构式,验算结构网或结构式中的最大扩大组(按扩大顺序的最末 2.4 B6050牛头刨床的传动系统 图8-5所示为B6050牛头刨床的传动系统图。传动系统是通过一些传动机构和零件,如带,带轮,轴,齿轮,丝杆,螺母等等,把电动机,滑枕和工作台等运动部件联接起来的系统,用于传递动力并协调各运动部件的运动。 传动链 在牛头刨床上,由电动机到滑枕之间由一些传动零件和机构把他们互相联系起来;由凸轮到工作台之间又有一些传动零件和机构把它们互相联系起来,这两种传动联系均称为“链传动”。 凡传动链必有首末两端,即一端是主动链(如电动机或凸轮),另外一端是被动链(如滑枕或工作台)。机床在工作过程中,需要多少个运动,就有多少条传动链,而所有这些传动链就组成了整台机床的传动系统。 机床的传动系统图 阅读分析机床传动系统图的方法: 首先应该找出首末两端件,再找出联接首末的传动机构 研究分析各传动轴间的传动关系和传动比;分析各传动轴和各传动齿轮之间的关系。 分析整个运动的传动关系,列出传动结构式和运动的平衡方式,从而计算出该机床的各级速度。 主运动 B6050牛头刨床的主运动是指滑枕的往复直线移动。传动链的首末两端分别是电动机和滑枕(图8-5)。 N=4KW ,n=1430r/minde 的驱动电动机经传动比为φ95/φ362的三角皮带传动,带动轴I旋转。在轴I上装有三种传动件和传动机构: 1)在I轴左端接有F摩擦锥式制动器,它的作用是摩擦锥在机床停车(电动机停)时,与固定部分(安装在床身内壁上)压合,用锥面的摩擦力使传动件,包括机床滑枕和工作台移动马上停止。这样可保证停机后,刀具和工作台有准确的位置,并减少了停机的辅助 时间。 2)在轴I中间有片式离合器M压紧摩擦片可将I轴旋转传给三轴联动齿轮(48 25 52)。M离合器的通和断有齿轮齿条机构之齿轮当中的手柄控制,M离合器和F离合器互相联动,即M离合器结合F离合器松开,只有M离合器松开F离合器才制动。 3)I轴左端的齿数30的齿轮传到横向和垂直进给传动当M片状摩擦离合台器结合时,三联滑动齿轮旋转,控制II轴的三联齿轮得到3种转速I-II轴传动比分别为25/53 ,48/30 ,52/26,用变速手柄控制。从II轴到III轴也是用变速手柄使左边的三联滑动齿轮啮合。由于华东齿轮不同位置,使II轴每种转速,至III轴又得到3种转速。三中传动比为23/57 ,30/30 ,31/49。通过以上分析可知,由变速手柄控制的II轴和III轴的二组三联传动齿轮,使III轴共获得3χ3=9种转速。 III轴上的Z=23齿轮和IV轴Z=115的套筒大齿轮啮合,是IV轴旋转。大齿轮左端装有曲柄摇杆机构,带动滑枕做往复运动;大齿轮旋转一周,滑枕往复运动一次 由电动机至滑枕为一条传动路线(传动链),它可以用传动平衡方程式来表示传动关系,传动比和转速的关系。 n=χφ95/φ362χχη(r/min)———电动机的转速,=1430(r/min)———主运动传动链变速传动机构传动比。它是每级传齿轮的主动和被动齿轮齿数的比值(三联滑动齿轮的啮合位置不同,计算齿轮齿数也不同)。 η———皮带传动的弹性滑动系数,可取0.95; ———主运动传动链变速传动机构传动比。它是每级传动齿轮的主动和被动齿轮齿数的比值(三联滑动齿轮啮合位置不同,计算齿轮齿数也不同)。 有平衡方程式可算出各级滑枕往复行程次数。现在将最高最低往复行程次数计算如下: =1430××××14.3(r/min) =1430××××150(r/min) B6050牛头刨床标牌上标准滑枕每分钟行程为15、24、37、51、64、80、100、126和158。 (3)进给传动链 本刨床的进给运动是工作台的间歇进给,它是在滑枕退至工件之外,再次切入工件之前进行的。由于有这种间歇进给时间的要求,故进给转动链必须由始端件滑枕或Z=115的大齿轮的套筒右端轴IV上装有凸轮的滚轮传动,得到滚轮轴的摆动运动,再经Z=45、Z=18的扇形齿轮传动用棘爪带动棘轮作一个方向的间歇旋转运动,每次棘爪拨动棘轮齿数的多少用另一个凸轮手动控制(控制进给量大小),棘轮的间歇旋转应调整到与滑枕在往复运动配合。 Z=80的棘轮的间歇旋转运动,经齿状离合器向左啮合。传至IV轴在经过进给安全机构B,传给圆锥齿轮Z=25和Z=16。IV轴为伸缩轴,Z=23圆锥齿轮的旋转有控制进给换向后传至IV轴再经齿状离合器啮合,使丝杆V带动工作台水平进给;如经离合器啮合使轴X旋转,再经圆锥齿轮传动(15/19),丝杆VI轴旋转,使工作台垂直进给。 由于棘爪拨动棘轮齿速范围1~16,故其进给量空16级,最小和最大进给量如下: 水平进给: =凸轮一转××××5=0.125(mm)=凸轮一转××××5=2(mm) 垂直进给: =凸轮一转××××××4=0.08(mm)=凸轮一转××××××4=1.26(mm) (4) 快速移动链 工作台横向和垂直方向除可以做间歇工作进给外,还可以做快速连续移动。这种快速移动是在调整机床或装卸工件时移动工作台而使用的。 快速移动链的的始端件是和主动链空同使用的电动机,经皮带传动至轴I。轴I右端的Z=30齿轮带动Z=70,Z=60齿轮,使V轴旋转。再经右端31/69传动比传至空套齿轮Z=69,离合器左向啮合时,工作台做间歇工作进给, 离合器右向啮合时,Z=69齿轮旋转运动传至工作台,则工作台做横向水平和垂直方向快速运动。快速传动链平衡方程和速度如下: =1430×××××××4=842(mm/min) =1430×××××××××4=531.5(mm/min). (5)传动路线表达式 综合上述分析,B6050牛头刨床全部传动系统可由传动路线表达式表示: 摇杆机构的设计 B6050型牛头刨床的曲柄摇杆机构 如下图,曲柄摇杆的作用是将Z=115大齿轮的旋转运动传至滑枕,使滑枕做直线的大齿轮做等速旋转。大齿轮当中有一对啮合的圆锥齿轮,带动径向丝杆旋转。滑块即可随大齿轮旋转又可沿摇杆中间的糟内滑动。于是由大齿轮的旋转运动转变为摇杆左右摆动。摇杆摆动中心为,上端叉行糟内配有滑块,滑块销与滑枕连接;当大齿轮旋转一周时摆动摇杆带动滑枕在床身上面的导轨上做一次往复运动。 大齿轮中心O有手柄轴,可手摇手柄使圆锥齿轮带动丝杆旋转, 曲柄摇杆工作原理图 曲柄销沿大齿轮径向移动,可调节摇杆的摆角大小,由于摆角改变,使滑枕行程长度有所改变。曲柄销距中心O越远,行程越大;距中心O越近,摆角越小,行程越短。 2) 速度分析 大齿轮转过一周,所用时间为t,工作行程时所用时间,大齿轮转过角;滑枕返回行程时所用时间,永乐国际app大齿轮转过角。如果大齿轮转速为n,则滑枕没往复行程一次所需时间,等于大齿轮一周所需的时间: t==+ 式中,t———滑枕往复行程一次的时间(min)————滑枕工作行程时间(min) ————滑枕返回行程时间(min) n—————大齿轮转违(r/min),或滑枕没分钟往复次(1/转) 多片摩擦式离合器和制动装置 机床上的离合器的用来定期的接通或断开传动链两轴之间的运动,以时间机床的开动、停止、换向和变速等动作。 离合器可分为齿式离合器、摩擦离合器和超越离合器等几种主要类型。B6050牛头刨床的采用摩擦离合器来实现启动和停止机床工作运动的。 如下图为B6050牛头刨床多片摩擦式离合器和制动装置的机构。图中三联齿轮通过一系列传动机构将运动传递至滑枕。三联齿轮是空套在轴I上,右端是多片式摩擦离合器,左端为制动装置。摩擦片有两种不同的形状外摩擦片3以外缘的突起部分卡在三联齿轮套筒的缺口糟内,内摩擦片4则以花键孔套在花键轴I上。而内外摩擦片是相间安装的,通常情况下是相互 脱开的,,当扳动操纵机构的拔叉将滑环9向右移动时,使轴I上的摆块10绕轴心按顺时针摆动,其下端就拨动推杆8向左移动,通过推杆8左端的定位销使滑环7和螺母5同时向左移动,压紧内、摩擦片,靠摩擦片的作用,使空套的轴I上的三联齿轮随同轴I一起转动。当扳动操纵机构的拔叉将滑环9向左移动时,就使内、外摩擦片放松,即不能传递扭矩,也就是轴I与空套的三联齿轮两者的传动断开,滑枕也就停止运动。 在轴I上的空套三联齿轮左端是制动装置,其中带外锥体的制动圈2,用导键安装在三联齿轮左端的套筒上。在启动机床时,操纵机构的拔叉将制动圈2向右移动,使制动圈2与带有内锥面的制动碗1分开;停车时,操纵机构的拔叉将制动圈2向左移动,使制动圈2与固定不动的制动碗1合上,借助两者间的摩擦力作用,使三联齿轮制动,亦即使滑枕的运动迅速停止。由于制动装置与摩擦离合器是用同一手柄操纵的,而且两者是联动的,所以只有当制动装置松开后,摩擦离合器的内、外摩擦片才压紧;摩擦离合器的内、外摩擦片松开后,制动装置才合上。 多片式摩擦离合器所传递的扭矩,与其片数的多少(即摩擦面的大小)、内,外摩擦片间压力的大小和摩擦系数的大小等有关。通常,在使用中主要是调节多片摩擦离合器的内、外摩擦片被压的松紧程度。过松不能传递动力或打滑,并且会发热,这种现象很不好;过紧则易使机床超载损坏。调整摩擦理合器的松紧时,先将卡子6钦下,然后转动调节螺母5,使之旋进或退出一牙,或数牙直至调节到适当的松紧程度为止。 过载安全机构 如下图所示为B6050牛头刨床的过载安全机构。该结构主要是由平面摩擦片4和圆锥齿轮5所组成的,当操作不甚或切削超载时,摩擦盘会自行打滑并使进给停止。这样不至于损坏机件,保证机床的运行外,同时还保证有足够的运行扭矩使之正常进给。如在进给中出现连续行不规则的打滑现象,则会影响进给的均匀性而使工件表面粗糙度边粗。此时,可将盖1旋开,并旋松螺钉2,用方头扳手旋转螺母3,调整到使进给机构正常工作为止。但是不宜旋得过紧,以防不起过载的作用,调整后应仍将螺钉2和盖1旋紧。 第三章 系统和刀架的改造方案设计 l 牛头刨床滑枕恒推力和 等速运动的实现传统牛头刨床主传动机构的曲柄摇杆机构的运动特性是无法实现滑枕往复等速运动的,正因为滑枕在刨削行程中的速度不均匀性,无法提供对滑枕的恒定推力。从机械设计角度分析解决第一技术难点的方法可谓多种多样,但从经济性、技术性、可靠性角度综合分析,比较简单易行且经济实用的方法是 采用机械传动式,下面就这种方式的设计思路作介绍用机械传动方式实现牛头刨床滑枕恒推动力和等速直线所示。其设计思路采用机构运动简图方式来描述运动。其传动原理是:电动机通过带传动拖动由齿轮1,2,3,4组成的齿轮传动机构,再由齿轮4与齿条1啮合推动滑枕运动(齿条1与滑枕相固连)。因为电动机是在某一选定的转速下工作,而且整个传动系统传动比恒定,因此,这套机械传动系统必定能给滑枕提供恒定的刨削力和匀速直线运动为了在正反向刨削过程中电动机始终保持一个方向转动,且不停歇不换向,设计方案中特别加入一个电磁阀和一个介轮(介轮与齿轮4相啮合)。按图1所示,当齿轮2顺时针转动时,若齿轮3和齿轮4啮合,滑枕向右作正向运动;当滑枕运动到碰铁1触动行程开关1时,电磁铁动作,将齿轮3推向右侧脱离齿轮4并与介轮啮合,这就使齿轮4反转,最终使滑枕反向运动。 在滑枕回过程中,碰铁2触动行程开关2时,电磁铁又动作并将齿轮3拉回与齿轮4重新啮合,使滑枕再次换向右行,进而保证了双向刨削的实现。 2 双向刨削刀架的设计 双向刨削刨刀刀架的设计采用双刀交替工作式。其设计思路见图1。其工作原理是:当滑枕向右工作时,在进入刨削之前的预工作阶段,齿轮5在齿条2上滚动,齿轮5受到的啮合阻力方向向左,这就使得摇杆向左摆转,同时牵动连杆2及与 之相连的连杆1向左移动,从而带动刀架1和刀架2绕主刀架上的铰链作顺时转动,这样就使刨刀1靠向工作面而同时使刨刀2抬起,此时便可使牛头刨床作正向刨削。当滑枕运动到碰铁1触动行程开关1时,电磁铁动作,将齿轮3推向右侧脱离齿轮4并与介轮啮合,这就使齿轮4反转,使滑枕反向运动,这时,齿轮5在齿条2上向左滚动,齿轮5受到的啮合阻力方向向右,使得摇杆向右摆转,同时牵动连杆2及与之相连的连杆1向右移动,从而带动刀架1和刀架2绕主刀架上的铰链作逆时转动,这样就使刨刀2靠向工作面而同时使刨刀1抬起,此时便可使牛头刨床作反向刨削。这就使两把刨刀随应刨削要求而实现自动交替变换。为了解决刨刀的对定问题,在主刀架上设置了一个凸轮机构 当逆时针转动刀凸轮,对刀凸轮将左侧副刀架2抬起,使其绕铰链沿顺时针转一个小角度,同时通过连杆1拉动刀架1靠向主刀架靠板并垂直于工件,调整主刀架升降手轮,使刨刀1抵到工件表面后将其固定;然后再顺时针扳动对刀凸轮,使对刀凸轮顶起刀架1,让刨刀1抬起,也使刀架2靠向主刀架靠板并垂直于工件表面,再将刨刀2抵到工件表面后再固定,便完成两把刨刀的对定。 3 牛头刨床双向刨削的实现 按图1所示,当电动机拖动使齿轮2做顺时针转动时,若齿轮3和齿轮4啮合,滑枕向右运动作正向刨削,齿轮5在齿条2上向右滚动,齿轮5受到的啮合阻力方向向左,这就使得摇杆向左摆转,同时牵动连杆2及与之相连的连杆1向左移动,从而带动刀架1和刀架2绕主刀架上的铰链作顺时转动这样就使刨刀1靠向工作面而同时使刨刀2抬起,此时便可使牛头刨床作正向刨削。当滑枕运动到碰铁1触动行程开关1时,电磁铁动作将齿轮3推向右侧脱离齿轮4并与介轮啮合,这就使齿轮4反转,使滑枕反向运动,同时,齿轮5在齿条2上向左滚动,齿轮5受到的啮合阻力方向向右,使得摇杆向右摆转,同时牵动连杆2及与之相连的连杆一1向右移动,从而带动刀架1和刀架2绕主刀架上的铰链作逆时转动,这样就使刨刀2靠向工作面而同时使刨刀1抬起,此时便可使牛头刨床作反向刨削。反向刨削的示意如图2所示当滑枕回程过程中,碰铁2触动行程开关2时,电磁铁动作并将齿轮3拉回与齿轮4重新啮合,使滑枕再次换向右行,进而又实现正向刨削。移动碰铁1,2的位置便可调整滑枕的行程和相对工作台的位置。工作台的横向进给由横向进给步进电机拖动一套螺旋传动机构来实现。当任意一个行程开关动作时,步进电机工作一个角度,通过螺旋传动机构使工作台作横向移动一个距离。 第四章 经济性分析 任何一个较为复杂的机械零件,都有不同的加工工艺方案,特别是一个新产品,从开发设计,试制,小批量投产到产品发展和成熟时期的大批量生产,都要经历不同的生产批量过程。作为组成这一产品的机械零件必须根据生产批量来确定其工艺方案,现在以B6050型牛头刨床双向切削刀架改造设计为例,将在保持加工精度的同时大大提高生产效率,且安全性能好,自动化程度有所提高,对工人的劳动强度也没那么大。说明在不同生产批量情况下,如何合理选择定位基准,采用适宜的生产设备和工艺手段,以保证加工质量可靠,满足市场的需求。达到生产批量的能力,同时投资小,见效快,成本低,从而获得企业的最大经济效益。 传统的牛头刨床,无论是机械传动式,还是液压传动式,都是只能做单方向刨削,也就是滑枕在一个往复运动中,只有一个方向是刨削行程,而回程是空行程,不做刨削。虽然靠传动的急回特性可以缩短空行程的时间,但是也只是个改善,没有从根本上解决加工效率低和空耗大的问题。正是因为有空行程和刨削力不均匀(对机械传动式)这两个致命的缺陷,导致牛头刨床在实际生产中的应用受到很大的限制。如果牛头刨床能消除空行程,变单向刨削为双向刨削,同时提供稳定均衡的刨削力,会带来良好的经济效益和社会效益。 第五章 结论和展望 上述所确定的双向刨削牛头刨床设计方案,比较全面地阐述了双向刨削牛头刨的设计思路,较好地解决了关键性技术难题,实现了牛头刨床所应具备的优质高效、节能低耗的设计理念和目标,为刨削机床的技术创新开辟了一条新路。 改革开放以来,随着我国经济的高速发展,工程机械行业快速发展壮大。中国已成为工程机械行业生产大国。但由于受到企业规模、国际化程度尤其是关键核心技术等影响,中国并不是工程机械行业的强国。 来自中国工程机械协会的信息显示,到2007年全国已有工程机械生产企业及科研单位2000多家;全行业固定资产净值270多亿元。“然而,世界工程机械巨头卡特彼勒2006年的销售额已经超过400亿美元。就是说我国的工程机械制造商加起来比不上一个卡特彼勒。”即使是中国规模最大的工程机械制造企业徐州工程机械集团公司,其销售额也只是美国卡特彼勒公司的7%左右。中国工程机械工业协会副秘书长江琳说。 中国工程机械协会综合部主任、高级工程师王金星说,尽管如此,经过多年发展,中国已经有了打造工程机械航母的基础。据中国机械工业联合会市场发展部冯宝珊介绍,经过多年发展,中国工程机械行业已经形成了一些以区域划分的产业基地,如以中联重科、三一重工、山河智能为代表的湖南工程机械;以徐工、常林、镇江为代表的江苏基地;以广西柳工、玉柴、柳建为代表的广西工程机械;以合力叉车、星马、江淮为代表的安徽工程机械等。对此,北京大学教授张国有认为,区域内的企业组合往往是成就区域品牌的重要基础。 致 谢 本文承蒙工学院机械工程系老师指导和同组同学的帮助。老师从本文的写作内容、版式编排等各方面多次给予了详细的指导,对本文所涉及项目的实施、刨床的设计、工艺的改进及组合机床的设计制造等给予了大量的帮助,并向我们提供了相关参考资料提出了很好的意见和建议,使得本文得以成稿,在此表示衷心的感谢!另外,向本文引用、转载过资料的文献作者表示感谢。向其他所有对于本文的完成做出过帮助的人表示感谢。 参考文献 张新义主编.经济型数控机床系统设计.北京:机械工业出版社,1998 余英良主编.机床数控改造设计与实例.北京:机械工业出版社,1994 王贵明主编.数控实用技术.北京:机械工业出版社,2001 张建纲、胡大锋主编.数控技术.武汉:华中科技大学出版社,2000 张建明主编.机电一体华系统控制.北京:高等教育出版社,2001 邓星钟主编.机电传动控制.武汉:华中科技大学出版社,2001 王爱玲主编.现代数控机床结构与设计.北京:兵器工业出版社,1999 卜云峰主编.机械工业及自动化简明设计手册上下册.北京:机械工业出版社,1999 刘跃南主编.机床计算机数控及应用,北京:机械工业出版社,1997 10、李洪主编.实用机床设计手册.沈阳:辽宁科学技术出版社,1999 11、李群芳、黄建主编.单片机微型计算机也接口技术.北京:电子工业出版社,2001 12、陶晓杰主编.伺服电机用于车床进给系统.制造业自动化,第22期,2000 13、机床设计手册编写组,机床设计手册(第三册),机械工业出版社,1986 14、李立强等主编.控车床自动转位刀台设计,制造技术与车床,2000 15、黄玉美主编.床总体方案的创新设计,设备管理与维修,2000 16、孙桓等主编.机械原理,高等教育出版社, 1995 17、机械工程手册.机械工程手册.机械工业出版社,1900 18、刘淑华.浅谈数控车床主传动系统设计.52668网路博览会.产业频道,2003 19、杨波.浅谈机床数控改造.e-works,e-works论坛,2001 20、大连理工大学工程画教研室主编.机械制图.北京:高等教育出版社,1993 图23 曲柄长度调节机构 图4 主执行机构 图5 牛头刨床传动系统机构简图 图7 运动循环图

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