Diseño de circuito de control eléctrico de torno ordinario CM6132

La tarea de diseño de este curso es el diseño del accionamiento principal del torno CM6132. Dado que el torno CM6132 es un torno de procesamiento de precisión y alta precisión, requiere alta precisión de procesamiento, operación confiable del husillo y poca interferencia del mundo exterior, vibración y temperatura. Por lo tanto, este diseño tiene como objetivo separar la transmisión de la caja del husillo y la transmisión de la caja de cambios del torno para minimizar el impacto de la fuente de vibración de la caja de cambios y el motor original en la transmisión de la caja del husillo.

El diseño de este curso incluye el diseño de transmisión, cálculo de potencia, diseño estructural y calibración de husillo del torno CM6132. , incluyendo el diagrama estructural del accionamiento principal del torno CM6132 con dibujos A0.

Este curso de graduación diseñado por el diseñador del curso es el primer examen y prueba de los conocimientos básicos de las carreras de mecánica en nuestra escuela en cuatro años. Incluye conocimientos básicos profesionales en muchas disciplinas mecánicas, como mecánica teórica, mecánica de materiales, principios mecánicos, diseño mecánico y diseño de equipos de fabricación mecánica, por lo que se denomina diseño de cursos profesionales. No es sólo un examen y una prueba de nuestro dominio del conocimiento profesional, sino también una aplicación del conocimiento que hemos aprendido para analizar y resolver problemas prácticos en la producción. Dado que esta práctica de diseño del curso coincide con el período de sprint del examen de ingreso de posgrado de 2010, inevitablemente hay muchas fallas y errores en el proceso de redacción del manual de diseño del curso y en el diseño del diagrama de la estructura del controlador principal CM6132. Por favor corrígeme.

2. Diseño de la transmisión

Basado en el análisis de datos de investigación, este diseño utiliza métodos de cálculo o analogía para determinar la relación común de velocidad límite de la caja de cambios del eje principal diseñada y calcular el límite de velocidad. velocidad, seleccione la velocidad y potencia del motor, elabore una estructura adecuada, una red estructural y un diagrama de velocidad, luego elabore un plan de transmisión y un diagrama del sistema de transmisión, determine la relación de velocidad, el número de dientes y el diámetro de la polea.

2.1 determina la velocidad máxima.

Según los requisitos de la tarea, Nmax=2000rpm, Nmin=45rpm y la relación común de velocidad de rotación φ=1,41. Entonces el rango de velocidad Rn:

Rn=Nmax/Nmin=44.4 (1)

Según φ, Rn, se puede obtener la serie de velocidades del husillo z:

z = lgRn/LGφ 1 = 11.98 = 12(2)

2.2 Determinar la estructura y la red estructural

Debido a la limitación de la estructura, el número de pares de transmisión en el grupo de transmisión suele ser 2 o 3, por lo que su fórmula estructural es: z = 2 (n) * 3 (m). Para una transmisión de 12 velocidades, su fórmula estructural puede tener las siguientes tres formas:

12=3*2*2; 12=2*3*2; /p>

Cuando la potencia del motor es constante, cuanto menor sea el par que debe transmitirse, menor será el tamaño total de las piezas de la transmisión y el eje de la transmisión. Por lo tanto, en la secuencia de transmisión, intente tener más piezas de transmisión en la parte delantera, es decir, el principio de más delante y menos detrás. Por lo tanto, la fórmula estructural adoptada en este diseño es:

12=3*2*2

En la Figura 1, hay tres conjuntos de engranes de engranajes desde el eje I al eje II, y tres diferentes velocidades de transmisión; desde el eje ⅱ al eje ⅲ, hay dos pares de engranajes engranando respectivamente, y se pueden obtener dos velocidades de transmisión diferentes, por lo que desde el eje ⅱ al eje ⅲ, 3 * 2 = 6 velocidades de transmisión diferentes pueden ser obtenido de manera similar, hay dos pares de engranajes engranados entre el eje III y el eje IV, que pueden obtener dos velocidades de transmisión diferentes, por lo que se pueden obtener 3 * 2 * 2 = 12 velocidades de transmisión diferentes desde el eje I al eje IV; .

Figura 1 Esquema de transmisión 3*2*2

Al formular un esquema de transmisión de máquina herramienta, la correlación de las características de la cadena de transmisión a menudo se dibuja en un cuadro para su comparación y selección. Este diagrama es un diagrama de red estructural. La red estructural solo muestra la correlación de la relación de transmisión de cada par de transmisión, no el valor numérico, por lo que se dibuja de forma simétrica (Figura 2). Debido a que la velocidad de rotación del husillo debe satisfacer la ley de la relación de pasos (se convierte en una serie geométrica de menor a mayor, y la relación común es φ), las dos líneas horizontales adyacentes en la red estructural representan una relación común φ.

Para evitar que el rango de transmisión en un eje exceda el valor permitido, cuantos más pares de transmisión haya, menor debe ser el índice de relación de velocidad.

Teniendo en cuenta que hay más adelante y menos atrás en la secuencia de transmisión, se debe utilizar el principio de pequeño adelante y grande atrás para expandir la secuencia, que es el llamado principio de denso adelante y escaso adentro. atrás. Por tanto, la fórmula estructural utilizada en este diseño es:

12=3(1)*2(3)*2(6)

12: serie.

3, 2, 2: El número de pares de transmisión para cada grupo de transmisión según la secuencia de transmisión.

1, 3, 6: El número de espacios entre las relaciones intermedias en cada grupo de transmisión también refleja la relación de transmisión y el orden de expansión.

Esta forma de transmisión refleja el orden de transmisión y el orden de expansión, lo que indica que la dirección de transmisión y el orden de expansión son consistentes. La figura 2 muestra la fórmula estructural de la transmisión.

Figura 2 12=3(1)*2(3)*2(6) red estructural

2.3 Dibujar el diagrama de velocidades

Dibujar el diagrama de velocidades de Torno CM6132 Antes de la tabla de velocidades, es necesario explicar dos puntos:

(1) Para compactar la estructura y reducir la vibración y el ruido, generalmente se limita a:

Respuesta: Amin gt=1/4 ;

b: Imax lt;=2 (engranaje helicoidal

Por lo tanto, en un grupo de transmisión, el rango de transmisión debe ser menor o igual a 8. De acuerdo con este diseño, la diferencia máxima entre los pares de transmisión no puede ser 6 cuadrículas en el diagrama de velocidad

c: el principio de almacenar en búfer primero y después

Es decir, la relación de reducción del grupo de transmisión delante de la transmisión es pequeña. El grupo de transmisión trasero tiene una relación de reducción grande

(2)2)cm El diagrama de velocidad del torno 6132 está muy cerca. relacionado con el diagrama de su sistema de transmisión principal. Entonces, antes de dibujar su diagrama de velocidad, primero debe determinar el diagrama de su sistema de transmisión principal.

Figura 3 Esquema del sistema de transmisión principal del torno ordinario CM6132.

Como se muestra en la Figura 3, el torno ordinario CM6132 adopta una transmisión separada, es decir, la caja de cambios está separada de la caja del husillo principal. Los ejes III y IV son accionados por correa. La transmisión de la caja de noche adopta un mecanismo de rueda trasera (líneas coaxiales IV, V), que resuelve el problema de que la relación de transmisión no puede ser demasiado grande (limitada por la relación de transmisión límite).

El torno ordinario CM6132 (12 rpm, relación común φ=1,41) adopta un mecanismo de rueda trasera, como se muestra en la Figura 4. El orden de los números de eje en el diagrama corresponde al diagrama del sistema de transmisión en la Figura 3.

Figura 4 Velocímetro de torno ordinario CM6132.

Debido a que la velocidad máxima Nmax = 2000 rpm y la potencia de la máquina herramienta CM6132 es generalmente de alrededor de 3,0 KW, para cumplir con los requisitos de velocidad y potencia, el modelo de motor asíncrono trifásico de la serie Y es Y100L2-4 y sus parámetros técnicos como se muestra en la siguiente tabla.

Tabla 1 Datos técnicos del motor Y100L2-4

2.4 Estimación del número de dientes del engranaje

Para facilitar el diseño y la fabricación, el módulo de cada engranaje en el mismo grupo de transmisión suelen ser los mismos. En este momento, el número de dientes de engranaje de cada par de transmisión es el mismo.

Obviamente, si la suma del número de dientes es demasiado pequeña, el número de dientes del piñón será menor, y se producirá socavado, o el tamaño del orificio central del engranaje es insuficiente ( relacionado con el diámetro del eje de transmisión), o la raíz del diente es demasiado pequeña al procesar el chavetero (necesario para transmitir el movimiento) si la suma del número de dientes es demasiado grande, el tamaño de la estructura del engranaje; será grande, lo que resultará en una estructura del sistema de transmisión principal voluminosa. Por lo tanto, debe seleccionarse adecuadamente según el diámetro del eje de transmisión.

Este diseño * * * incluye cuatro grupos de transmisión de pares de engranajes: grupo de transmisión de eje I-II, grupo de transmisión de eje II-III, grupo de transmisión IV-V y grupo de transmisión V-VI (husillo). Ahora, según la relación de transmisión de los pares de transmisión en cada grupo de transmisión, se elaboran varios números de dientes, como se muestra en la Tabla 2 a continuación. En cuanto a los detalles,

El número de dientes para cada par de pares de transmisión y el número de dientes para cada engranaje se determinarán después de estimar y determinar el diámetro de cada eje.

Tabla 2 Número de dientes del engranaje y número de dientes en diferentes relaciones de transmisión

2.5 Determinación del diámetro de la polea

En este diseño, desde el motor hasta del eje I y del eje III al VI Hay dos conjuntos de transmisiones de poleas, sus relaciones de transmisión son 1,43:1 y 1:1 respectivamente. Las correas trapezoidales se utilizan generalmente en máquinas herramienta. El tipo de correa se puede determinar según la velocidad y la potencia del motor. El número de correas es de 2 a 5.

Según la potencia y velocidad transmitida por la polea, se selecciona una correa tipo A desde el motor hasta el eje I. El diámetro de la polea en el eje I es D2 = 180 mm. el diámetro de la polea en el eje del motor es D1=176 mm. Se utilizan cinco correas.

Las correas tipo A (diámetro pequeño, gran capacidad de carga) se utilizan desde el eje III hasta el eje IV. El diámetro de la polea del eje IV es D3=140 mm, el diámetro de la polea es D4=140 mm. y se utilizan dos cinturones.

3. Cálculo dinámico

3.1 Determinación de la potencia del motor

Como se mencionó anteriormente, para el torno doméstico ordinario CM6132, la potencia de la máquina es generalmente de 3,0 KW, elija Y100L2-4 motores asíncronos. Su potencia nominal es de 3KW.

3.2 Estimación del husillo

Al inicio del diseño, debido a que solo se determinó un plano y aún no se había determinado la estructura específica, el diámetro del husillo solo pudo ser determinado preliminarmente en base a datos estadísticos.

3.2.1 Diámetro del muñón D1 en el extremo frontal del husillo

Tabla 3 Diámetro del muñón D1 en el extremo frontal de varios husillos de máquinas herramienta

Figura 5 Diagrama de estructura del husillo de máquina herramienta

p>

Como se muestra en la Tabla 3, se selecciona D1=80 mm para este diseño.

3.2.2 Muñón trasero del husillo D2

Muñón principal de máquina herramienta general D2=(0,7~0,85)D1, tome D2=60 mm.

Cabe señalar que los muñones delantero y trasero del husillo generalmente se refieren a los muñones que coinciden con los rodamientos del husillo, por lo que D1 y D2 deben ser un múltiplo entero de 5.

3.3 Cálculo preliminar del eje de transmisión intermedio

Basado en la experiencia de producción, el diámetro equivalente d de cada eje de máquinas herramienta en general y su potencia de transmisión p, velocidad calculada Nj y torsión permitida ángulo [ф ]Existe la siguiente fórmula empírica:

d gt= 11 sqrt(sqrt(P/Nj[ф]))(3)

En la fórmula, P: la unidad de potencia nominal transmitida por el eje de transmisión, P=η*Pe, es kilovatio (KW).

η: La eficiencia total de transmisión desde el motor a los componentes de transmisión del eje.

d: Diámetro equivalente en centímetros.

Nj: Velocidad de cálculo, la unidad son rpm.

Para ejes estriados, el diámetro interior del eje es generalmente 7 menor que d.

3.3.1 Determinación del ángulo de torsión permitido [ф]

Generalmente, los valores de referencia de los ángulos de torsión permitidos de cada eje de la máquina herramienta se muestran en la Tabla 4 .

Tabla 4 Ángulo de torsión permitido [ф] de cada eje de la máquina herramienta

En este diseño, el ángulo de torsión permitido [ф] del eje de transmisión intermedio es 1,2.

3.3.2 Determinación de la velocidad calculada Nj

La velocidad calculada Nj se refiere a la velocidad más baja a la que el eje principal u otro eje de transmisión transmite toda la potencia. Para máquinas herramienta de uso general de tamaño mediano con transmisión de relación constante, la velocidad calculada del husillo es generalmente:

Nj=Nmin*φ^(Z/3 -1)

Por lo tanto, en este diseño, Nj=125rpm. Según el diagrama de velocidad de rotación de la Figura 4, la velocidad de rotación calculada de cada eje se puede determinar como se muestra en la siguiente tabla.

Tabla 5 Velocidad calculada de cada eje

3.3.3 Determinación de la potencia de transmisión de cada eje

La potencia de transmisión de cada eje N=η*Pe . Al determinar la eficiencia de cada eje, no se considera la influencia del rodamiento, pero al seleccionar la eficiencia de transmisión de cada engranaje del eje, se toma un valor pequeño para compensar el error causado por el rodamiento. La eficiencia de los componentes superiores de transmisión de máquinas herramienta en general se muestra en la siguiente tabla.

Tabla 6 Eficiencia de la transmisión mecánica

La transmisión de engranajes cilíndricos de la caja de cambios adopta una precisión de 8 niveles. La caja del husillo principal requiere una alta precisión, por lo que se selecciona una precisión de 7 niveles. La eficiencia de transmisión y el diámetro equivalente de cada eje se pueden determinar a partir de la Tabla 4, Tabla 5, Tabla 6 y la fórmula (3). Consulte la siguiente tabla:

Tabla 7 Potencia de transmisión y diámetro calculado de cada eje de transmisión intermedio de la máquina herramienta

3.4 Estimación del módulo de engranaje

Según El cálculo de la resistencia a la fatiga por contacto o de la resistencia a la flexión del módulo de engranajes es complicado. Algunos parámetros del sistema solo se pueden determinar después de conocerlos, por lo que solo se utilizan para la verificación después de completar el boceto. Antes de pintar la cabaña con techo de paja, haga un presupuesto y elija un módulo de engranaje estándar.

Generalmente, los engranajes del mismo grupo de transmisión utilizan el mismo módulo y un eje principal, y los engranajes de la caja de cambios utilizan de 1 a 2 módulos. El módulo de engranaje para transmitir potencia generalmente mide más de 2 mm. En las máquinas herramienta de tamaño medio, los módulos de engranaje en la caja de cambios del husillo suelen ser de 2,5, 3 y 4 mm.

A partir de la distancia entre centros A y el número de dientes Z1, Z2, el módulo de engranaje se puede obtener de la siguiente manera:

m=2A/(Z1 Z2) (4)

Según la experiencia de producción real, la distancia entre centros de engranajes estimada a partir de la corrosión por picadura de la superficie del diente tiene la siguiente fórmula:

A gt=370(P/Nj)^(1/3) (5)

Entre ellos, Nj: la velocidad calculada del engranaje grande, en rpm.

p: Los engranajes transmiten potencia en kilovatios.

Del eje I al eje II, P=2.85KW, Nj=1400rpm, luego AI II >: =46.9mm.

Del eje II al eje III, P=2,76KW , Nj=1000rpm, luego AII III>= 52,0 mm.

Del eje III al eje IV, P=2,55KW, Nj=355rpm, luego AIII IV>= 71,4 mm.

Se puede ver en (4) y la Tabla 2 que la suma del número de dientes en la transmisión de engranajes de cada eje es la suma del número mínimo de dientes, y luego está el módulo mínimo que cada El eje debe satisfacer.

Por tanto, para los ejes I y II, (Z1 Z2)min=48, AI II>=46,9 mm, entonces m gt= 1,95 mm.

Para los ejes II y Eje III , (Z1 Z2)min=46, AI II gt=52,0 mm, luego m gt= 2,26 mm.

Para los ejes III y IV, (Z1 Z2)min=76, AI II gt =71,4 mm, luego m >= 1,87 mm.

Entonces, para la transmisión de engranajes cilíndricos en la caja de cambios, se toma uniformemente m=2,5 mm. Debido a que el par de transmisión del husillo es grande, el módulo de engranaje en la caja del husillo es de 3 mm.

3.5 Determinar el diámetro de cada eje y el número de dientes de cada engranaje.

En la práctica de producción, la transmisión de engranajes en ejes se realiza principalmente a través de conexiones de chaveta circunferencial. Las conexiones estriadas se utilizan ampliamente por sus ventajas de buen centrado, buen rendimiento de guiado y pequeña concentración de tensión. Por lo tanto, en este diseño, todos los ejes de transmisión utilizan ejes estriados. El diámetro del eje estriado estándar apropiado se selecciona a través del diámetro equivalente de cada eje, y luego el número de dientes de cada par de transmisión de engranajes en el eje se selecciona a través del diámetro del eje estriado. . La selección específica del tamaño del eje estriado y el número de dientes se muestra en la siguiente tabla.

Tabla 8 parámetros de cada eje estriado y el número de dientes del piñón de transmisión correspondiente

Hay tres puntos que es necesario explicar:

( 1) Representación del tamaño del parámetro del eje estriado Z-D * D * B. Z representa el número de dientes del eje estriado, D representa el diámetro grande del eje estriado, D representa el diámetro pequeño y B representa el ancho del diente. El modelo específico se muestra en la siguiente figura:

Figura 6 Eje estriado rectangular

(2) Se debe seleccionar el número de dientes del engranaje para garantizar que la distancia entre la raíz del diente del engranaje y la superficie del cubo del eje estriado de gran diámetro no es inferior a 3 ~ 5 mm.

(2) Como se muestra en el diagrama del sistema de transmisión principal del torno CM6132 dibujado en la Figura A0, el eje IV se convierte en un casquillo hueco con engranajes, que se pueden cargar y descargar, de modo que la tensión causada por la polea La fuerza radial se transmite al cuerpo de la máquina a través del manguito y el rodamiento para garantizar que el funcionamiento del husillo no sea afectado por la tensión de la polea.

(4) Polea 1: 1 transmite potencia entre 4) eje III y eje IV.

4 Diseño estructural

El diseño estructural incluye la estructura de la caja del husillo principal y la caja de cambios, así como la estructura de los componentes de la transmisión (eje de transmisión, cojinetes, engranajes, poleas, embragues, dispositivos de descarga, etc.) Diseño y maquetación. ), componentes de husillo, cajas y conectores, etc.

4.1 Disposición axial de los engranajes

En este diseño se utilizan engranajes deslizantes en muchos lugares. Los engranajes deslizantes deben garantizar que cuando un par de engranajes estén completamente desacoplados, un par de engranajes puedan. entre en la malla, de lo contrario causará interferencia o dificultad en el cambio.

Por lo tanto, la distancia entre los engranajes fijos coincidentes debe garantizar un espacio suficiente, al menos no menos del doble del ancho del diente, y el espacio δ = 1 ~ 2 mm.

Generalmente, el ancho de los dientes del engranaje es b1=(6~12)m, y el módulo del par de transmisión de engranajes en la caja de cambios es m=2,5 mm. El ancho de los dientes del engranaje que diseñé es b=6m. = 15 mm. Para la caja del husillo principal, m=3 mm, b2=20 mm, por lo que la distancia b entre engranajes fijos adyacentes en la caja de cambios no debe ser inferior a 32 mm.

Figura 7 Disposición axial de los engranajes

4.2 Disposición del eje de transmisión y sus componentes superiores de transmisión

4.2.1 Diseño del eje I

Figura 8 Disposición del eje I y sus componentes superiores de transmisión

El eje I es un engranaje deslizante triple y el tamaño de la sección transversal del eje estriado correspondiente es 6-32*28*7. Se utilizan rodamientos rígidos de bolas en los extremos izquierdo y derecho, modelos 6205 y 6206 respectivamente. El extremo derecho es una polea de 5 dientes, que está conectada a la chaveta plana del eje I. La polea en forma de V en el extremo derecho del motor transmite potencia al eje I y luego transmite la potencia al eje II a través del engranaje deslizante.

4.2.2 Diseño del eje dos

Figura 9 Disposición del eje II y sus componentes superiores de transmisión

Hay cinco engranajes fijos en el eje II, tres en el la izquierda La primera marcha coincide con el eje I, y las dos marchas de la derecha coinciden con el eje III. El tamaño de la sección transversal del eje estriado correspondiente es 6-32*28*7, y los extremos izquierdo y derecho son rodamientos rígidos de bolas modelo 6205. La potencia se transmite desde el eje I al eje II y al eje III a través de los dos engranajes de la derecha.

4.2.3 Diseño de tres ejes

Figura 10 Diagrama de disposición del eje III y sus componentes superiores de transmisión

Hay dos engranajes deslizantes en el eje III, que están conectados con el eje II. Los dos engranajes fijos engranan entre sí. El tamaño del segmento del eje estriado correspondiente es 6-35*30*10. A la izquierda y a la derecha se encuentran los rodamientos rígidos de bolas modelo 6206. El extremo izquierdo es una polea de 2 dientes y la potencia se transmite desde el eje II al eje III y luego al eje IV a través de la polea V izquierda.

4 . 2 . 4 Diseño del eje IV

Figura 11 Diagrama de disposición del eje IV y sus componentes superiores de transmisión.

El eje IV es en realidad un manguito con un engranaje, que está enfundado en el extremo izquierdo del eje principal. Dos casquillos de soporte para rodamientos rígidos de bolas (6214) aumentan su rigidez. El extremo izquierdo es una polea de 2 dientes y su posición axial se puede ajustar mediante la tuerca izquierda. La potencia se transmite desde la polea del eje de diámetro III al eje IV y luego a través del engranaje derecho.

4.2.5 Diseño del eje V

Figura 12 Diseño del eje V y su elemento de transmisión superior

El eje V es en realidad un mecanismo de rueda trasera. Los dos engranajes deslizantes están conectados mediante pernos a la placa de la horquilla de cambio que controla el deslizamiento del embrague de engranajes en el eje principal, logrando así el propósito del cambio de velocidad. El parámetro de tamaño del eje estriado correspondiente es 6-40*35*10. A la izquierda y a la derecha se encuentran los rodamientos rígidos de bolas modelo 6206. Cuando se gira el engranaje deslizante para engranar el engranaje izquierdo con el engranaje del eje IV, el eje principal obtendrá la sexta velocidad baja. Si el engranaje deslizante se mueve de modo que el engranaje del eje principal de la horquilla de cambio conectado a él engrane directamente con el engranaje del eje IV, el eje principal obtendrá una alta velocidad de 8 pasos.

Diseño del husillo

Figura 13 Disposición del husillo y sus componentes superiores de transmisión

El husillo está equipado con una horquilla de cambio en el eje V ( mecanismo de rueda trasera) embrague de engranaje interno controlado por disco y un engranaje conectado fijamente al eje principal y al piñón en el extremo derecho del eje V. Cuando el engranaje del eje IV engrana directamente con el embrague del engranaje interno, el eje principal obtendrá la velocidad alta de la sexta marcha. Cuando está desengranado, el engranaje de conexión y el mecanismo de la rueda trasera simplemente están conectados, y el eje principal desacelerará dos veces para alcanzar la sexta velocidad baja en 1:2,8.

Dado que el eje principal es relativamente largo, para mejorar su rigidez, este diseño adopta un método de tres soportes. Su estructura requiere que los tres orificios de soporte en la caja tengan un alto grado de coaxialidad, de lo contrario. Se producirá un aumento de temperatura y fugas de aire. La potencia de carga aumentará. Sin embargo, el procesamiento coaxial de 3 orificios es difícil, por lo que generalmente se selecciona un soporte auxiliar o un soporte posterior. El soporte auxiliar sólo desempeñará un papel cuando la carga sea grande y el eje esté doblado y deformado.

Este diseño utiliza el soporte frontal como punto de soporte principal. El rodamiento de rodillos cilíndricos cortos de dos hileras modelo NU316 tiene una gran capacidad de carga, un pequeño coeficiente de fricción, un bajo aumento de temperatura y un límite de velocidad alto, lo que le permite utilizar el soporte frontal como punto de soporte principal. Puede cumplir bien con los requisitos de diseño, pero no puede soportar la fuerza axial. En este diseño, se utilizan dos filas de rodamientos axiales de bolas 51214 en el soporte medio como soporte auxiliar para cooperar con el soporte frontal para soportar la fuerza axial. Por un lado, puede cumplir con los requisitos de alta velocidad, alta precisión y carga pesada, y al mismo tiempo soportar grandes fuerzas axiales y radiales, por otro lado, puede transmitir completamente la fuerza axial del eje al fuselaje; de adelante hacia atrás para asegurar un buen funcionamiento del husillo, precisión y rendimiento dinámico. Cada rodamiento tiene una tuerca para ajustar su juego axial, y los rodamientos deslizantes cónicos interior y exterior pueden ajustar su juego radial a través de una cubierta trasera de dos vías.

4.3 Inspección de resistencia del husillo

Como eje de salida del torno, el husillo impulsa la pieza de trabajo sujeta para girar a través del mandril. Por otro lado, debido a los requisitos de alta precisión y rendimiento del husillo y la compleja estructura y disposición de sus componentes de transmisión, el husillo es generalmente más grueso y está hecho en un eje hueco para asegurar alta resistencia, rigidez y resistencia a la fatiga bajo el mismo. consumo de materiales.

En este diseño, solo se verifica la resistencia del eje principal. Los otros ejes, la rigidez y la resistencia a la fatiga están limitadas por el espacio y no se discutirán nuevamente.

En este diseño, el husillo tiene dos fuentes de energía. Una es obtener la velocidad baja de sexta velocidad a través del mecanismo de la rueda trasera y la otra es obtener la velocidad alta de sexta velocidad a través del embrague de engranaje interno. En estos dos casos, el estado de tensión del husillo es obviamente diferente y se deben realizar análisis y verificación de tensión respectivamente.

Además, el dispositivo de descarga generalmente está dispuesto en el extremo frontal del husillo del torno, que puede transferir la fuerza de corte durante el proceso de corte al cuerpo de la máquina, por lo que no se considera la influencia de la fuerza de corte. al comprobar la fuerza.

Dado que el eje principal soporta momento flector y par al mismo tiempo, la calibración se lleva a cabo de acuerdo con la condición de resistencia combinada del momento flector y par. Según la teoría de la tercera fuerza, se puede concluir:

σc=Mc/W=sqrt(M^2 (ε*T)^2)/W lt=[σ-1b] (6)

El material del husillo de este diseño es acero 45 templado y revenido, y su resistencia a la fatiga permitida [σ-1b]=60Mpa.

Antes de comprobar el cálculo es necesario realizar algunos tratamientos sencillos y cálculos simplificados. El diagrama estructural del eje principal se muestra en la Figura 13, y la posición axial específica del elemento de transmisión en él se muestra en la Figura A0. Dado que el soporte intermedio solo se utiliza aquí como soporte auxiliar, no se utiliza como punto de reacción del soporte al realizar el análisis de fuerza. Se considera que el punto de acción de la fuerza de reacción concentrada de los cojinetes izquierdo y derecho actúa en el punto medio del soporte del cojinete. Ahora las posiciones y distancias de los puntos de acción de cada elemento de transmisión sobre el eje principal son las siguientes:

Figura 14 Diagrama esquemático de la posición axial del eje principal y sus partes superiores

4.3.1 Calibración de resistencia de transmisión de 6 etapas alta Cálculo del kernel

En este caso, el engranaje fijo en el lado derecho del eje principal está estresado y su diagrama de tensión se muestra en la Figura 15.

Par t 1 = 9,55 * 10 3 * p 1/n 1 = 9,55 * 10 3 * 0,84/45 = 531n * m.

Fuerza circunferencial ft 1 = t 1 * 10 3/(d 1/2)= 531 * 10 3/(76 * 3/2)= 4658n.

Fuerza radial fr 1 = ft 1 * tan(20)= 1695n.

Fuerza de reacción del apoyo en el plano horizontal: fa 1 = db/(da db)* ft 1 = 132/(280 132)* 4658n = 1492n.

FB 1 = ft 1-fa 1 = 3166n

Fuerza de reacción en el plano vertical: fa 1 ' = db/(da db)* fr 1 = 543n.

FB 1' = fr 1-fa 1' = 1152n

Momento flector horizontal de la sección C: MC = 280 * fa 1 * 10(-3)= 418n * m.

Momento flector vertical de la sección C: MC' = 280 * fa 1 ' * 10(-3)= 152n * m.

Momento flector compuesto de sección C: MC 1 = sqrt(mc2 MC ' 2)= 445n * m

Debido a la rotación unidireccional del eje principal, el par se considera como un ciclo pulsante, ε=[σ -1b]/ [σ0b]=0.6, entonces el momento flector equivalente de la sección C es:

MVC 1 = sqrt(mc1^2 (ε*t1)^2) =547n*m

El diagrama de tensiones, el diagrama de torsión y el diagrama de momento flector del eje se muestran en la Figura 15.

Compruebe la resistencia del eje en función de la fuerza combinada de flexión y torsión;

La sección C tiene el mayor momento de flexión equivalente y puede ser una sección peligrosa. Se sabe que MC = MVC 1 = 547n * m .[σ-1b]= 60 MPa,

σc=mc/w=mc/0.1dc^3 =547*10^3/(0.1 *75 ^3)=13.0mpalt; [σ-1b]=60Mpa

Entonces su potencia es suficiente.

Figura 15 Cálculo de la resistencia del eje de 6 velocidades baja

4.3.2 Cálculo de la resistencia de una transmisión de 6 velocidades de alta calidad

En este caso, la parte interior del lado izquierdo del eje principal El embrague de engranajes engrana directamente con el engranaje externo del eje IV. El diagrama de tensiones se muestra en la Figura 16. Asimismo:

Torque T2 = 9,55 * 10 3 * P2/N2 = 9,55 * 10 3 * 3 * 0,84/355 = 67,8N * m

Fuerza circunferencial ft2 = T2 * 10 3/(D2/2)= 67,8 * 10 3/(27 * 3/2)= 1674n.

Fuerza radial fr2 = ft2 * tan (20) = 609n

Fuerza de reacción en el plano horizontal: Fa2 = DB/(d b-DA)* FT2 = 552/(552 -140)*1674n = 2242n.

FB2 = Ft2-FA2 =-568 Newtons

Fuerza de reacción en el plano vertical: FA2'= db/(db-da)*Fr2=816N.

FB2'=Fr2-FA2'=-207N

Momento flector horizontal de la sección A: Ma = 140 * FT2 * 10(-3)= 234n * m.

Momento flector vertical de una sección: ma' = 280 * fr2 ' * 10(-3)= 85,2n * m.

Momento flector compuesto de la sección a: ma 1 = sqrt(ma 2 ma ' 2)= 249n * m.

De manera similar, el momento flector equivalente en la sección A es:

MVA 1 = sqrt(ma1^2 (ε*t2)^2)=252n*m

El diagrama de tensiones, diagrama de torsión y diagrama de momento flector del eje se muestran en la Figura 16.

De manera similar, el momento flector equivalente en la sección A es el mayor, por lo que puede ser una sección peligrosa. Se sabe que Ma=Mva1=252N*m. [σ-1b]=60Mpa,

σa=ma/w=ma/0.1dc^3 =252*10^3/(0.1*65^3)mpa = 9.2 MPa lt; 1b]=60Mpa

Entonces su potencia es suficiente.

Figura 16 Cálculo de la resistencia de 6 ejes de alta calidad

En resumen, la resistencia del eje principal es suficiente en ambos casos, por lo que el tamaño del eje principal diseñado esta vez cumple con los requisitos.

Paso 5: Cortar

Esta vez el diseñador de cursos profesional hizo un diseño de curso muy crítico e importante para el último semestre, y también fue la última vez antes del proyecto de graduación sobre el Conocimientos básicos del diseño de cursos de especialización en mecánica. Personalmente le doy gran importancia a este diseño.

Debido al conflicto entre el tiempo de diseño de este curso y el tiempo del examen de ingreso de posgrado, muchos contenidos, especialmente el diagrama de estructura del sistema de transmisión de la máquina herramienta CM6132 en la Figura A0, se completaron rápidamente, y hay algunos errores menores y falta de razonabilidad. Por ejemplo, la disposición de los engranajes deslizantes triples en el eje I no es razonable, lo que provoca directamente que el espacio entre los engranajes deslizantes sea demasiado grande (para dejar espacio y garantizar que no haya interferencia entre los engranajes), lo que a su vez afecta el tamaño axial del eje I e incluso el tamaño completo de la caja de cambios. Para otro ejemplo, cuando varios pares de engranajes engranan en una caja de cambios, no se considera que los engranajes compartidos reduzcan el número de engranajes fijos en el eje II, reduciendo así el tamaño axial del eje II. También está el pequeño tamaño de la polea triangular que conecta la caja de cambios y la caja del husillo principal, que no está coordinada con la enorme caja del husillo principal. El diseño de las cubiertas de los extremos en ambos lados del husillo no es razonable...

Por supuesto, a través de esto también aprendí mucho del diseño del curso, lo que me dio una comprensión más profunda de la especialización en mecánica y una comprensión más clara de la estructura del sistema de transmisión interna de las máquinas herramienta. No se puede obtener del conocimiento de los libros en las clases universitarias. Tampoco se puede probar mediante exámenes ordinarios. Desde esta perspectiva, el diseño del curso no solo es una forma complementaria importante de evaluar y probar el dominio del conocimiento y la capacidad de aplicación de los estudiantes, sino que también los estudiantes pueden dominar el conocimiento básico profesional y la información del campo profesional de una manera más sólida y sólida a través del diseño del curso, lo que prepararlos para futuros trabajos mecánicos y sentar una buena base para las actividades de práctica de producción.

6. Referencia

1. Diseño mecánico de Peng Wensheng y otros. Versión 1. Beijing: Prensa de Educación Superior, 2002.

2. Diseño de equipos de fabricación de maquinaria. Segunda edición. Beijing: Machinery Industry Press, 2008.

3. Diseño del curso de diseño mecánico. Versión 1. Wuhan: Prensa de la Universidad de Ciencia y Tecnología de Huazhong, 2006.

4. Editor jefe Wu. Diseño de piezas mecánicas[M]. Versión 1. Prensa de la industria de maquinaria de Beijing 2004