數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計

1、數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計摘摘 要要主要是數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)分析與設(shè)計。這類主傳動系統(tǒng)的設(shè)計也可以用于對普通車床的改造，以適應當前我國機床工業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀，具有一定的經(jīng)濟效益和社會效益。設(shè)計主要包括根據(jù)一些原始數(shù)據(jù)結(jié)合實際條件和情況對車床一些參數(shù)進行擬定，在根據(jù)擬定的參數(shù)，進行傳動方案的比較，確定傳動方案。然計算個傳動副的傳動比及齒輪齒數(shù)，在估算齒輪模數(shù)和各軸的軸徑，并對齒輪和軸的強度、剛度進行校核。除此之外，還有電動機的選擇，液壓卡盤的設(shè)計與選擇。如電磁離合器的選擇等，從而完成對整個主傳動系統(tǒng)的設(shè)計。關(guān)鍵詞關(guān)鍵詞：數(shù)控車床；主傳動系統(tǒng)；設(shè)計Abstract CNC lathe

2、 is mainly the main transmission system analysis and design. The design of these main drive system can also be used for the transformation of ordinary lathe in order to adapt to the current development status of China machine tool industry, with a certain economic and social benefits. Design include

3、s some of the original data in accordance with actual conditions and circumstances of some parameters on the lathe be prepared, in accordance with the development of parameters for comparison of transmission scheme to determine the transmission scheme. However, calculation of a transmission gear rat

4、io and vice gear teeth, gear module in the estimate and the axis of the shaft, and gear and shaft strength, stiffness check. In addition, there is the choice of motor, hydraulic chuck design and selection. Such as the choice of the electromagnetic clutch in order to complete the design of the main d

5、rive system.K Ke ey yw wo or rd ds s: : CNC; lathe main drive system; design 目目 錄錄1 1 引引 言言.1第第2 2 章章 主傳動系統(tǒng)的設(shè)計主傳動系統(tǒng)的設(shè)計.32.1. 擬定傳動方案.32.1.1 選擇電機.52.1.2 計算各軸計算轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩.82.1.3 轉(zhuǎn)速圖.92.1.4 傳動圖.92.2 軸系部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計.102.2.1 I 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計.102.2.2 II 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計.142.3 主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計.272.4 繪制主傳動系統(tǒng)總裝圖.303.3.液壓卡盤的液壓卡盤的設(shè)設(shè)計計.323.1 機床夾具的功能

6、和應滿足的要求.323.1.1 機床夾具的功能.323.1.2 機床夾具應滿足的要求.323.2 機床夾具的類型和組成.323.2.1 機床夾具的類型.323.2.2 機床夾具的基本組成.333.3 卡盤夾緊機構(gòu)的設(shè)計.333.3.1 夾緊機構(gòu)設(shè)計應滿足的要求.333.3.2 卡盤夾緊機構(gòu)的選用.333.4 液壓卡盤系統(tǒng)總裝圖.344 4 結(jié)結(jié)論論.35參考文獻參考文獻.36致致 謝謝.3711 引言引言而相對于傳統(tǒng)機床，數(shù)控機床有以下明顯的優(yōu)越性：（1）可以加工出傳統(tǒng)機床加工不出來的曲線、曲面等復雜的零件。 （2）可以實現(xiàn)加工的柔性自動化，從而效率比傳統(tǒng)機床提高 37 倍。 （3）加工零件的

7、精度高，尺寸分散度小，使裝配容易，不再需要“修配” 。 （4）可實現(xiàn)多工序的集中，減少零件在機床間的頻繁搬運。 （5）擁有自動報警、自動監(jiān)控、自動補償?shù)榷喾N自律功能，可實現(xiàn)長時間無人看管加工。 因此，采用數(shù)控機床，可以降低工人的勞動強度，節(jié)省勞動力（一個人可以看管多臺機床） ，減少工裝，縮短新產(chǎn)品試制周期和生產(chǎn)周期，可對市場需求作出快速反應。 此外，機床數(shù)控化還是推行 FMC（柔性制造單元） 、FMS（柔性制造系統(tǒng)）以及 CIMS（計算機集成制造系統(tǒng)）等企業(yè)信息化改造的基礎(chǔ)。數(shù)控技術(shù)已經(jīng)成為制造業(yè)自動化的核心技術(shù)和基礎(chǔ)技術(shù)。 經(jīng)濟型數(shù)控車床大多數(shù)是不能自動變速的，全功能數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)大多

8、采用無級變速。目前，無級變速系統(tǒng)主要有變頻主軸系統(tǒng)和伺服主軸系統(tǒng)兩種，一般采用直流或交流主軸電機，通過帶傳動帶動主軸旋轉(zhuǎn)，或通過帶傳動和主軸箱內(nèi)的減速齒輪帶動主軸旋轉(zhuǎn)。由于主軸電機調(diào)速范圍廣，又可無級調(diào)速，使得主軸箱的結(jié)構(gòu)大為簡化。工件最大回轉(zhuǎn)直徑:;最大加工直徑:400mm280mm橫向最大行程(X 軸):,縱向最大行程(Z 軸):180mm650mm最大車削長度:;X,Z 軸的最小設(shè)定單位為:500mm0.001mm主軸最大/最小轉(zhuǎn)速:100200R 4000/45 /minr快速進給速度:縱向:,橫向:15/minm8/minm課題的主要內(nèi)容包括主軸傳動系統(tǒng)的設(shè)計、液壓卡盤的設(shè)計安裝。經(jīng)

9、濟型數(shù)控車床大多數(shù)是不能自動變速的，全功能數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)大多采用無級變速。目前，無級變速系統(tǒng)主要有變頻主軸系統(tǒng)和伺服主軸系統(tǒng)兩種，一般采用直流或交流2主軸電機，通過帶傳動帶動主軸旋轉(zhuǎn)，或通過帶傳動和主軸箱內(nèi)的減速齒輪帶動主軸旋轉(zhuǎn)。由于主軸電機調(diào)速范圍廣，又可無級調(diào)速，使得主軸箱的結(jié)構(gòu)大為簡化。32 主傳動系統(tǒng)的設(shè)計主傳動系統(tǒng)的設(shè)計2.1. 擬定傳動方案擬定傳動方案數(shù)控機床需要自動換刀、自動變速；且在切削不同直徑的階梯軸，曲線螺旋面和端面時，需要切削直徑的變化,主軸必須通過自動變速，以維持切削速度基本恒定。這些自動變速又是無級變速，以利于在一定的調(diào)速范圍內(nèi)選擇理想的切削速度，這樣有利于提高

10、加工精度，又有利于提高切削效率。無級調(diào)速有機械、液壓和電氣等多種形式，數(shù)控機床一般采用由直流或交流調(diào)速電動機作為驅(qū)動源的電氣無級變速。由于數(shù)控機床的主運動的調(diào)速范圍較大，單靠調(diào)速電機無法滿足這么大的調(diào)速范圍，另一方面調(diào)速電機的功率扭矩特性也難于直接與機床的功率和轉(zhuǎn)矩要求相匹配。因此，數(shù)控機床主傳動變速系統(tǒng)常常在無級變速電機之后串聯(lián)機械有級變速傳動，以滿足機床要求的調(diào)速范圍和轉(zhuǎn)矩特性。 為簡化主軸箱結(jié)構(gòu)，本方案僅采用二級機械變速機構(gòu)，運動方案如圖 2.1：有級變速的自動變換方法一般有液壓和電磁離合器兩種。液壓變速機構(gòu)是通過液壓缸、活塞桿帶動撥叉推動滑移齒輪移動來實現(xiàn)變速，雙聯(lián)滑移齒輪用一個液壓缸

11、，而三聯(lián)滑移齒輪則必須使用兩個液壓缸（差動油缸）實現(xiàn)三位移動。液壓撥叉變速是一種有效的方法，工作平穩(wěn)，易實現(xiàn)自動化。但變速時必須主軸停車后才能進行，另外，它增加了數(shù)控機床的復雜性，而且必須將數(shù)控裝置送來的電信號轉(zhuǎn)換成電磁閥的機械動作，然后再將壓力油分配到相應的液壓缸，因而增加了變速的中間環(huán)節(jié)，帶來了更多的不可靠因素。4圖 2.1 主軸傳動電磁離合器圖電磁離合器是應用電磁效應接通或切斷運動的元件，由于它便于實現(xiàn)自動操作，并有現(xiàn)成的系列產(chǎn)品可供選用，因而它已成為自動裝置中常用的操作元件。電磁離合器用于數(shù)控機床的主傳動時，能簡化變速機構(gòu)，操作方便。通過若干個安裝在各傳動軸上的離合器的吸合和分離的不同

12、組合來改變齒輪的傳動路線，實現(xiàn)主軸的變速。電磁離合器一般分為摩擦片式和牙嵌式。選擇主軸驅(qū)動系統(tǒng)將在價格與性能之間找出一種理想的折衷。表 2.1 簡要給出了用戶所期望的主軸驅(qū)動系統(tǒng)的性能。下面將對各種交流主軸系統(tǒng)進行對比、分析表表 2.1 理想主軸驅(qū)動系統(tǒng)性能理想主軸驅(qū)動系統(tǒng)性能項目內(nèi)容高性能低速區(qū)要有足夠的轉(zhuǎn)矩寬恒功率范圍,并在高速范圍內(nèi)保持一定轉(zhuǎn)矩高旋轉(zhuǎn)精度高動態(tài)響應高加減速,起制動能力具有強魯棒性,能適應環(huán)境條件和參數(shù)變化高效率,低噪聲5低價格低購買價格,低維護價格,低服務價格通用要求耐用性,可維護性,安全可靠性感應電機交流主軸驅(qū)動系統(tǒng)是當前商用主軸驅(qū)動系統(tǒng)的主流，其功率范圍從零點幾個kW

13、 到上百 kW，廣泛地應用于各種數(shù)控機床上。 經(jīng)過對比分析本設(shè)計中決定采用 FANU系列交流主軸電機。系列是高速、高cici精、高效的伺服系統(tǒng)，可實現(xiàn)機床的高速、高精控制，并使機床更緊湊。2.1.1 選擇電機選擇電機(1)根據(jù)機械的負載特性和生產(chǎn)工藝對電動機的啟動、制動、反轉(zhuǎn)、調(diào)速等要求，選擇電動機類型。(2)根據(jù)負載轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速變化范圍和啟動頻繁程度等要求，考慮電動機的溫升限制、過載能力額啟動轉(zhuǎn)矩，選擇電動機功率，并確定冷卻通風方式。所選電動機功率應留有余量，負荷率一般取 0.80.9。(3)根據(jù)使用場所的環(huán)境條件，如溫度、濕度、灰塵、雨水、瓦斯以及腐蝕和易燃易爆氣體等考慮必要的保護措施，選擇

14、電動機的結(jié)構(gòu)型式。(4)根據(jù)企業(yè)的電網(wǎng)電壓標準和對功率因素的要求，確定電動機的電壓等級和類型。(5)根據(jù)生產(chǎn)機械的最高轉(zhuǎn)速和對電力傳動調(diào)速系統(tǒng)的過渡過程的要求，以及機械減速機構(gòu)的復雜程度，選擇電動機額定轉(zhuǎn)速。此外，還要考慮節(jié)能、可靠性、供貨情況、價格、維護等等因素。（6）由于不同的機床要求不同的主軸輸出性能(旋轉(zhuǎn)速度，輸出功率，動態(tài)剛度，振動抑制等)，因此，主軸選用標準與實際使用需要是緊密相關(guān)的。（7）選擇電動機容量就是合理確定電動機的額定功率。決定電動機功率時要考慮電動機的發(fā)熱、過載能力和起動能力三方面因素，但一般情況下電動機容量主要由運行發(fā)熱條件而定。電動機發(fā)熱與其工作情況有關(guān)。但對于載荷

15、不變或變化不大，且在常溫下連續(xù)運轉(zhuǎn)的電動機（如本課題中的電動機），只要其所需輸出功率不超過其額定功率，工作時就不會過熱，可不進行發(fā)熱計算，本設(shè)計中電機容量按以下步驟確定。（8）確定主軸切削力6確定主軸材料為 45 號鋼，淬硬處理（淬火及低溫回火） ，硬度為 44HRC，單位切削力為().2270/m公斤0.3/smm r切削用量范圍： 90 105/min1 50.1 0.5/rmtmmsmm s 主切削力： (2.1)FzPzPzXYFzVPzPzrPznPzPzFzCtSKKKKK料 取 167,1.0,0.751.09,1.081.3,1.05,0.9FzFzFzFzzVFznFzVFz

16、CXYKKKKK料F切深 取，進給量取。t5mm0.3/mm r切削功率：102 606120105/min,489.5 1058.3976120Fz vFz vPKwvmPKw切削切削切削速度（9）確定電機輸出動率 Pd dPP切削 傳動裝置的總效率 (2.2)1213 其中，圓柱直齒輪傳動效率，查得0.98；13軸軸承效率，查得20.990.990.98；2 軸（主軸）軸承效率，查得30.990.990.98。 4由此，0.980.980.980.980.922。 故，8.3979.1070.922dPKw7（10）選擇電動機額定功率edP如前所述，電動機功率應留有余量，負荷率一般取 0.

17、80.9，所以電動機額定功率選取為 11。Kw（11）電動機電壓和轉(zhuǎn)速的選擇小功率電動機一般選為 380V 電壓。所以本電機的電壓可選為 380V。 同一類型、功率相同的電動機具有多種轉(zhuǎn)速。一般而言，轉(zhuǎn)速高的電動機，其尺寸和重量小，價格較低，但會使傳動裝置的總傳動比、結(jié)構(gòu)尺寸和重量增加。選用轉(zhuǎn)速低的電動機則情況相反。要綜合考慮電機性能、價格、車床性能要求等因素來選擇。本課題中數(shù)控機床的主軸的轉(zhuǎn)速范圍要求為。由于只有一根中間35 /min 4000 /minrr傳動軸，傳動鏈較短，因此變速級數(shù)較少，故對電動機恒功率變速范圍以及整個變速范圍要求較高。I 軸上齒輪傳動比確定為，II 軸上兩對直齒輪的

18、傳動比分別為，12/1i 29/16i 。所以兩條傳動鏈中，高速傳動鏈傳動比，低速傳動鏈傳動318/7i 12i=ii =2/1 9/16=9/8比。由此可得電機的轉(zhuǎn)速范圍:13i=ii =2/1 18/7=36/7maxmin n4000 9/8=4500r/min , n35 36/7=180r/min（12）確定電機的型號由前面信息，可選取 FANUC 交流電機，型號為。這種電機轉(zhuǎn)動非常平穩(wěn)，12/6000ci采用 160,000,000/rev 的超高分辨率位置編碼器，通過線圈切換可實現(xiàn)電機的高速、高加速控制，作為 系列的后續(xù)產(chǎn)品，具有更先進的節(jié)能效果。電機參數(shù)如下表所示：表 2.2

19、電機參數(shù)型號額定功率連續(xù) 30min 功率最低轉(zhuǎn)速最高轉(zhuǎn)速重量振動冷卻12/6000ci11Kw15Kw1500 /minr4500 /minr95Kg5V56W8機座長為，電機軸徑為，軸伸為，中心高。465mm48mm110mm132mm2.1.2 計算各軸計算轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算各軸計算轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩（1）各軸計算轉(zhuǎn)速首先估算主軸的計算轉(zhuǎn)速，由于采用的是無級調(diào)速，所以采用以下的公式： ； (2.3)0.30.3max3min4000()35 ()145 /min35nnrn然后通過傳動比計算傳動軸和電機軸的計算轉(zhuǎn)速， 233145 18/7372.9 /min373 /minnnirr

20、121373 2746 /minnnir上式中 、 、 的意義如前所述。i1ii（2）各軸輸入功率=11KwIPedP (2.4)IIP12IP 11 0.98 0.9810.6Kw IIIP4121411 0.9810.2IPKw 上式中，、的意義如前所述。123（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩19550 11/746140.82TN m 29550 10.6/373271.39TN m39550 10.2/145671.79TN m將以上計算結(jié)果整理后列于表 2.2，供以后計算選擇，供以后計算使用：表 2.3 各軸的傳動參數(shù)參數(shù) 軸I 軸（電機軸）II 軸（中間傳動軸）III 軸（主軸）計算轉(zhuǎn)速（746

21、3731459）minr輸入功率（Kw） 11 10.6 10.2轉(zhuǎn)矩（）N m 140.82 271.39 671.79 傳動比12/1i ，29/16i 318/7i 2.1.3 轉(zhuǎn)速圖轉(zhuǎn)速圖由電機的轉(zhuǎn)速范圍(包括恒功率變速范圍)和各軸傳動比,作數(shù)控車床的轉(zhuǎn)速圖,見圖 2-2.圖 2.2 轉(zhuǎn)速圖2.1.4 傳動圖傳動圖初定數(shù)控車床的傳動圖,如圖 2-3.10圖 2.3 傳動圖 2.2 軸系部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸系部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計2.2.1 I 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計軸結(jié)構(gòu)設(shè)計I 軸上的零件主要是齒輪 1。一端用凸臺定位,另一端用緊定螺釘定位。（a）選定齒輪類型,精度等級,材料及齒數(shù)根據(jù)選定的傳動方案,選用直齒

22、圓柱齒輪傳動.（1）本次設(shè)計屬于金屬切削機床類,一般齒輪傳動,故選用 6 級精度.（2）材料選擇.選擇小齒輪材料為 40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為 280HBS,大齒輪材料為 45 鋼(調(diào)質(zhì))硬度為 240HBS,二者材料硬度差為 40HBS.（3）選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù) 135,z 22 3570z （b）按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式(10-9a)進行試算,即 (2.5)213112.32()tEtdHK TZudu確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值11（1）試選載荷系數(shù)3 . 1tK（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由上文可知為140.82N m（3）選取齒寬系數(shù)5 . 0d（4）查得材料的彈性影響系數(shù)2/1

23、8 .189 MPaZE（5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強;6001limMPaH度極限;MPaH5502lim（6）計算應力循環(huán)次數(shù) (2.6)9119926060 746 1 500002.24 102.24 10 /21.12 10hNn jLN （7）查得接觸疲勞壽命系數(shù)120.90;0.95HNHNKK（8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得 (2.7)1lim112lim220.90 6005400.95 550528HNHHHNHHKMPaMPaSKMPaMPaS（c）計算（1）小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值1tdH (2.

24、8)52213311.3 1.408 102 1189.812.32()2.32()0.5252896.047tEdHK TZud tmmumm（2）計算圓周速度 v (2.9)113.14 96.047 7463.75/60 100060 1000td nvm s（3）計算齒寬b (2.10)10.5 96.04748.024dtbdmm12（4）計算齒寬與齒高之比/b h模數(shù) (2.11)11/96.047/352.744ttmdzmmmm 齒高 (2.12)2.252.25 2.7446.175thmmm (2.13)/48.024/6.1757.78b h （5）計算載荷系數(shù)根據(jù)，6

25、級精度，查得動載系數(shù)；3.75/vm s1.07vK 直齒輪，假設(shè)。查得；/100/AtK F bN mm1.2HFKK查得使用系數(shù)；1.25AK 查得 6 級精度，小齒輪懸臂支承時， (2.14)2231.11 0.18(1 6.7)0.15 10HddKb將數(shù)據(jù)代入得 ； (2.15)2231.11 0.18(1 6.7 0.5 ) 0.50.15 1044.0011.237HK由，得；故載荷系數(shù)/7.78,1.237Hb hK1.18FK (2.16)1.25 1.07 1.2 1.2371.985AVHHKK K KK（6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 (2.17)3311

26、/96.0471.985/1.3110.60ttddK Kmm（7）計算模數(shù)m (2.18)11/110.60/353.16mdzmm（d）按齒根彎曲強度設(shè)計得彎曲強度的設(shè)計公式為 (2.19)13212()FaSadFY YKTmz（e）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值13（1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限1500FEMPa；2380FEMPa（2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)10.82FNK（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得 (2.20)1110.82 500292.861.4FNFEFKMPaS（4）計算載荷系數(shù) K (2.21)1.25 1.07 1.

27、2 1.181.894AVFFKK K KK（5）查取齒形系數(shù)查得；。12.45FaY22.24FaY（6）查取應力校正系數(shù)查得；。11.65SaY21.75SaY（7）計算大小齒輪的并加以比較FaSaFY Y (2.22)1112.45 1.650.01380292.86FaSaFYY2222.24 1.750.01699230.71FaSaFYY大齒輪的數(shù)值大。（f）設(shè)計計算5322 1.894 1.408 100.016992.460.5 35mmmmm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，m由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒

28、面接觸疲勞強度所決定m的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)142.46 并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出2.5mmm1110.60dmm小齒輪齒數(shù)1110.60/2.544z 大齒輪齒數(shù)212 4488zuz這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑1144 2.5110dz mmmmm2288 2.5220dz mmmmm（2）計算中心距12()/2(110220)/2165addmm（3）計算齒輪寬度10.5 11055dbdmm取。21

29、55,60Bmm Bmm（4）驗算51122 1.407 102558110tTFNNd，合適。1.25 2558/58.14/100/55AtK FN mmN mmN mmb2.2.2 II 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計軸結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸的支承形式該軸不受或只受極小的軸向力，而右端所受徑向力矩明顯高于左端，故左端選用深溝球軸承，而右端選用一對角接觸球軸承背靠背安裝，如圖所示：15圖 2.4 中間軸的支承形式（2）軸上零件的軸向定位II 軸上的主要零件主要有三對直齒圓柱齒輪及其中兩直齒圓柱齒輪對應的電磁離合器。滾子軸承的左端靠在端蓋上，右端用軸肩定位。與電機軸上齒輪相嚙合的齒輪左端用圓螺母固定,右端用軸肩定位.

30、另外兩齒輪所對應的電磁離合器位于它們中間，相互緊靠，兩齒輪的另兩端用螺釘鎖緊擋圈定位。軸右端的軸承左邊利用軸肩定位，右端用一摔油盤（有套筒的作用）和圓螺母進行定位。軸的選材和最小直徑得確定mind軸的材料選擇為：45 號鋼（調(diào)質(zhì)處理） 。軸的最小尺寸， 3min0PdAn式中，由表 153，可取得 110，故 0A 3min10.611033.6373dmm取35mm。由于取值較計算值大的多，所以不用再按彎扭合成強度條件計算和mindmind進行疲勞強度校合。軸的零件圖如圖 2-5.圖 2.5 中間軸零件圖齒輪的設(shè)計16齒輪 1 和 2 的直徑相差較大，對齒輪 1（小齒輪）在模數(shù)和選材及熱處理

31、方面要求較高，所以首先進行該對齒輪的設(shè)計。1.選定齒輪的精度等級和材料，初選齒數(shù)本數(shù)控機床的運行速度較高，精度等級選擇 6 級精度；小齒輪材料選擇為 40，調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 280HBS；大齒輪材料選擇為 45 鋼，rc調(diào)制后表面淬火，硬度為 240HBS。小齒輪齒數(shù)初選為24， 1z2z1z3i24 18/7622.按齒面接觸強度進行設(shè)計按式試算， 213112.32()tEtdHK TZudu確定公式內(nèi)的各計算值：初選載荷系數(shù) Kt1.6；計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由前文可知小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為 271.39;可選定齒寬系數(shù)0.4； d查得材料的彈性影響系數(shù)189.8；EZ1/2aMP按齒面

32、接觸硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度650MPa；大齒輪的接觸疲勞強度lim1H600MPa；lim2H兩齒輪的設(shè)計壽命為 50000h，由式 1013，計算應力循環(huán)次數(shù) 9116060 373 1 500001.119 10nNn jL 9821/1.119 107/184.352 10NNi查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.9,=0.95;1HNK2HNK計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%,安全系數(shù) s1。17=0.9650/1585MPa 1H1lim1HNHKS=0.95600/1=570MPa 2H2lim2HNHKS將以上參數(shù)代入公式進行計算 試算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入H-中較小的

33、值32311.6 271.39 1018/7 1189.92.32()127.850.418/7570tdmm計算圓周速度 v 1143.14 127.85 373/2.50/60 10006 10td nvm sm s計算齒寬 10.4 127.8551.14dtbdmmmm計算齒寬與齒高之比 齒輪模數(shù) 11/127.85/245.327ttmdzmmmm齒高 2.252.25 5.32711.986thmmmmm/51.14/11.9864.27b h 計算載荷系數(shù) K查得動載系數(shù)；1.06VK 查得;1.2HFKK查得使用系數(shù)1.25；AK小齒輪精度為 6 級，相對支撐作對稱分布。HK2

34、3d1.11 0.180.15 10 b31.11 0.180.15 1051.141.1522（1+0. 6 0. 4）0. 4 由 b/h4.27，=1.15,查圖 1013，得1.12，HKFK故，動載系數(shù)181.25 1.06 1.2 1.151.829AVHHKK K KK按實際得載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 3311/127.851.829/1.6133.68tTddK Kmm計算模數(shù) 11/133.68/245.57mdz3.按齒根彎曲強度設(shè)計彎曲疲勞的設(shè)計公式為 13212()FaSadFY YKTmz以下確定式中各參數(shù)的值：查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限520MPa；大齒

35、輪的彎曲疲勞強度極限1FE440MPa；2FE查得彎曲疲勞壽命系數(shù)0.82，0.87；1FNK2FNK計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S1.3，得0.82520/1.3328MPa1F11FNFEKS0.87440/1.3294.46Mpa 2F22FNFEKS計算載荷系數(shù) K 1.25 1.06 1.2 1.121.781AVFFKK K KK查取齒形系數(shù)查得。122.65;2.28FaFaYY查取應力校正系數(shù)查得；。11.58SaY21.73SaY19計算大、小齒輪的并加以比較FaSaFY Y 1112.65 1.580.01277328FaSaFYY2222.28 1.730.0

36、1340294.46FaSaFYY大齒輪數(shù)值大，將用于以下計算。將以上參數(shù)代入進行計算5322 1.781 2.714 100.013403.80.4 24mmmmm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，m由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決m定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度所算得的模數(shù)，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)3.5mmm1133.68dmm11/133.68/3.538zdm2118/7 3897zuz4.幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑1138 3.5133

37、dz mmmmm2297 3.5339.5dz mmm2）計算中心距12()/2(133339.5)/2236.25addmm3）計算齒輪寬度10.4 13353.2dbdmm取。2160,65Bmm Bmm5.驗算203112/2 271.4 10 /1334081.2tFTdNN，合適。4081.2 1.2585.0310060tAFKNNb第二對齒輪的模數(shù)可取得比齒輪 1 小，3。由于這兩齒輪得中心距與齒輪 134mm和 2 的中心距相等，故,.3236.25 16/25 2/3100z 4100 9/1656z 四個齒輪的尺寸參數(shù)如表 2.4 所示。表表 2.4 齒輪尺寸參齒輪尺寸參參

38、數(shù) 齒輪1234模數(shù) m3.53.533齒數(shù) z389710056中心距 a236.25分度圓直徑 d133339.5300168齒頂圓直徑ad140346.5306174齒根圓直徑fd124.25330.75292.5160.5全齒高 h7.8756.75齒寬 b60545560壓力角20202020基圓直徑bd125319282 158傳動比i18/79/16齒輪寬 B65607075齒寬系數(shù)d0.40.150.20.2輪轂寬706585901.電磁摩擦離合器的計算和選擇21本課題中數(shù)控機床得轉(zhuǎn)速較高，對工作可靠性要求高，根據(jù)結(jié)構(gòu)選擇原則，選取牙嵌式電磁離合器。形式選定后，應進一步確定其規(guī)

39、格（1）規(guī)格計算其規(guī)格選擇計算的基本原則是使其計算轉(zhuǎn)矩小于或等于其薄弱環(huán)節(jié)的失效條件限制而cT允許其傳遞的許用轉(zhuǎn)矩T，即 (2.23)maxmax cnTTTTTT nn其中-理論轉(zhuǎn)矩T-計算轉(zhuǎn)矩cT-公稱轉(zhuǎn)矩nT-許用轉(zhuǎn)矩 T-最大轉(zhuǎn)矩maxT-許用最大轉(zhuǎn)矩maxT-許用轉(zhuǎn)速 n1）計算轉(zhuǎn)矩由于各類聯(lián)軸器，離合器實際工況不同，在確定計算轉(zhuǎn)矩時應將理論轉(zhuǎn)矩乘以不同cTT系數(shù) K本機床承受長期平穩(wěn)載荷，故 (2.24) cTKTT式中，-分別為離合器的計算轉(zhuǎn)矩，公稱，許用轉(zhuǎn)矩，；cTnT TN m-離合器理論轉(zhuǎn)矩，；TN mK離合器工況系數(shù)，見下表所示。本文中為金屬切學機床，取 K=1.4，從而

40、得到22 (2.25)1.4 271.39379.946TcN m根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩，選取規(guī)格為 DLY5-40A 的牙嵌式離合器，相關(guān)尺寸可從表中查取。（2）牙嵌式離合器的設(shè)計計算1）離合器的外徑計算（經(jīng)驗公式） (2.26)33502.80.08502.80.08 379.946160.69()cDTmm牙的外徑： (2.27)160.69ZDDmmmm表 2.5 離合器工況系數(shù)機械類型K機械類型K金屬切削機床1.3-1.5輕紡機械1.2-2曲柄式壓力機械1.1-1.3農(nóng)業(yè)機械2-3.5汽車,車輛1.2-3挖掘機械1.2-2.5拖拉機1.5-3鉆探機械2-4船舶1.3-2.5活塞泵,通風機,壓力

41、機1.3起重運輸機械在最大載荷下結(jié)合1.35-1.5活塞泵(單缸),大型通風機,壓縮機,木材加工機械1.7在空載下結(jié)合1.25-1.5冶金礦山機械1.8-3.2牙的內(nèi)徑： (2.28)0.70.7 160.69112.49ZZDDmm牙的平均直徑： (2.29)0.5()0.5 (160.69 112.49)136.59mZZDDDmm牙的寬度： (2.30)0.5()0.5 (160.69 112.49)24.1ZZZbDDmm牙的高度： (2.31)0.650.65 24.115.67ZZhbmm牙的個數(shù)： (2.32)60/()Zn t 式中-主，從動半離合器的轉(zhuǎn)速差n (2.33)60

42、 1000/(), /minmnvDr-牙齒接合圓周速度差，一般取v(0.70.8)/vm s-離合器允許結(jié)合時間，一般機床，取t0.5ts23本文中取，則可以得到0.7/vm s0.1ts60 1000 0.7/(3.14 136.59)98 /minnr60/(98 0.1)6z 2）牙間壓緊力 (2.34)1112 tan()cdmuQTFDd近似可取 (2.35)2tan()cdmTQFD式中 -牙形角，一般取30 -摩擦角，鋼與鋼接觸，取79 -牙的平均直徑mD -彈簧推力，一般取dF3050dFN本課題中取，30 ,8 ,40dFN 從而， (2.36)2 379.946tan(3

43、08 )4042.5136.59QN （3）磁路結(jié)構(gòu)設(shè)計1）磁軛鐵心截面積 (2.37)222.5/()AQ Bmm式中，-磁感應強度，一般取B1.2 1.4BT -牙間壓緊力，N。Q取，1.3BT2222.5/2.5 42.5/1.354()AQ Bmm2）線圈槽內(nèi)徑（內(nèi)鐵心外徑）24 (2.38) 222.3 /2.3 54/3.144545.5ndAdmm式中-離合器軸徑。d3）線圈槽外徑（外鐵心內(nèi)徑） (2.39)222.3 /160.692.3 54/3.14160.5wdDAmm4）線圈槽寬度 (2.40)()/2(160.545.5)/257.5()nwnbddmm5）勵磁磁勢

44、41.6 10( )IWBVA式中，-氣隙中中磁感應強度，一般取B0.50.7BT -工作氣隙，近似取牙的高度。 -氣隙系數(shù)，一般取V2.53.5V 取，則0.6BT3V (2.42)431.6 1015.67 0.6 3 0.145.1 10IWA 6）線圈槽高度 (2.43)2350()nsHIWhmmft式中，-線圈槽高寬比，/46;nnhb -傳熱系數(shù)。線圈散熱良好時，；s80.056st線圈散熱不良時， ；7.420.043st-填充系數(shù)，按導線直徑查得；Hf0d-溫升，K，按技術(shù)要求確定；t-電阻系數(shù)，可??；210.017mm m取查得，得4,80.0568.056,1st0.7H

45、f25 (2.44)23 24335050 5 0.017 (45.1 10 )1053.5()8.056 0.7 1nsHIWhmmft 7）導線直徑 (2.45)300.0686/0.0686 0.017 103 45.1 10 /243.94()mdd IW Umm式中，-線圈的平均直徑， md0.5()0.5 (160.545.5)103,mwndddmm -電源電壓，一般取 24VU8）線圈匝數(shù) (2.46)2204/()4 53.5 57.5 0.7/(3.14 3.94 )176.7nnHWb h fd9）磁軛底部厚度 (2.47)2/2176.7/(2 3.14 45)0.63

46、()hAdmm磁軛高度：，一般取253.50.632 56.13()nhhhmm 23mm10）銜鐵厚度 20.6322.63()xbhmm 銜鐵內(nèi)徑由軸徑根據(jù)結(jié)構(gòu)確定，外徑xddxDDmm（4）磁路驗算1）線圈總磁勢 (2.48)61(880960)900 83.5 15.671.17 10 ( )nKKRIWH LBA式中，-氣隙，磁軛，銜鐵等各部分的磁均強度與磁路長度,KKHL2）氣隙磁場強度 (2.49)3/(880960)45.1 10 /(900 0.6)83.5( )BIWT3）電磁吸力 (2.50)2250.40.4 83.5541.5 10 ()QB AN6.軸承的選擇26可

47、選軸承的型號和其他參數(shù)，如表 2-7 所示：7、鍵和圓螺母的選擇可選擇鍵的尺寸如下表 2-6： 表表 2.6 鍵的尺寸參數(shù)鍵的尺寸參數(shù) 參數(shù)鍵公稱尺寸b h長度L軸深度t孔深度1t與離合器配合的鍵14 9505.53.8圓螺母選用 M351.5。表表 2.7 軸承尺寸參數(shù)軸承尺寸參數(shù)軸承 參數(shù)型號內(nèi)徑d外徑D軸承寬B安裝尺寸1D安裝尺寸3D1073562144157軸兩端的支撐軸承7307C7307AC3580214471與齒輪配合的軸承7308C7308AC40902349812.3 主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計1.對主軸組件的性能要求主軸組件是機床主要部件之一，它的性能對整機性能由很大的影響。

48、主軸直接承受切削力，轉(zhuǎn)速范圍又很大，所以對主軸組件的主要性能特提出如下要求：回轉(zhuǎn)精度 主軸組件的回轉(zhuǎn)精度，是指主軸的回轉(zhuǎn)精度。當主軸做回轉(zhuǎn)運動時，線速度為零的點的連線稱為主軸的回轉(zhuǎn)中心線?；剞D(zhuǎn)中心線的空間位置，在理想的情況下應是固定不變。實際上，由于主軸組件中各種因素的影響，回轉(zhuǎn)中心線的空間位置每一瞬間都是變27化的，這些瞬時回轉(zhuǎn)中心線的平均空間位置成為理想回轉(zhuǎn)中心線。瞬時回轉(zhuǎn)中心線相對于理想回轉(zhuǎn)中心線在空間的位置距離，就是主軸的回轉(zhuǎn)誤差，而回轉(zhuǎn)誤差的范圍，就是主軸的回轉(zhuǎn)精度。純徑向誤差、角度誤差和軸向誤差，它們很少單獨存在。當徑向誤差和角度誤差同時存在時，構(gòu)成徑向跳動，而軸向誤差和角度誤差同

49、時存在構(gòu)成端面跳動。由于主軸的回轉(zhuǎn)誤差一般都是一個空間旋轉(zhuǎn)矢量，它并不是所有的情況下都表示為被加工工件所得到的加工形狀。主軸回轉(zhuǎn)精度的測量，一般分為三種：靜態(tài)測量、動態(tài)測量和間接測量。目前我國在生產(chǎn)中沿用傳統(tǒng)的靜態(tài)測量法，用一個精密的測量棒插入主軸錐孔中，使千分表觸頭觸及檢測棒圓柱表面，以低速轉(zhuǎn)動主軸進行測量。千分表最大和最小的讀數(shù)差即認為是主軸的徑向回轉(zhuǎn)誤差。端面誤差一般以包括主軸所在平面內(nèi)的直角坐標系的垂直坐標系的垂直度數(shù)據(jù)綜合表示。動態(tài)測量是用以標準球裝在主軸中心線上，與主軸同時旋轉(zhuǎn)；在工作態(tài)上安裝兩個互成 90 角的非接觸傳感器，通過儀器記錄回轉(zhuǎn)情況。間接測量是用小的切削量加工有色金屬

50、試件，然后在圓度儀上的測量試件的圓度來評價。出廠時，普通級加工中心的回轉(zhuǎn)精度用靜態(tài)測量法測量，當 L300mm 時允許誤差應小于 0.02mm。造成主軸回轉(zhuǎn)誤差的原因主要是由于主軸的結(jié)構(gòu)及其加工精度、主軸軸承的選用及剛度等，而主軸及其回轉(zhuǎn)零件的不平衡，在回轉(zhuǎn)時引起的激振力，也會造成主軸的回轉(zhuǎn)誤差。因此加工中心的主軸不平衡量一般要控制在 0.4mm/s 以下。剛度 主軸部件的剛度是指受外力作用時，主軸組件抵抗變形的能力。通常以主軸前端產(chǎn)生單位位移時，在位移方向上所施加的作用力大小來表示。主軸組件的剛度越大，主軸受力變形就越小。主軸組件的剛度不足，在切削力及其它力的作用下，主軸將產(chǎn)生較大的彈性變形

51、，不僅影響工件的加工質(zhì)量，還會破壞齒輪、軸承的正常工作條件，使其加快磨損，降低精度。主軸部件的剛度與主軸結(jié)構(gòu)尺寸、支承跨距、軸承類型及配置型式、軸承間隙的調(diào)整、主軸上傳動元件的位置等有關(guān)。抗振性 主軸組件的抗振興是指切削加工時，主軸保持平穩(wěn)地運行而不發(fā)生振動的能力。主軸組件抗振興差，工作時容易產(chǎn)生，不僅降低加工質(zhì)量，而且限制了機床生產(chǎn)率的提高，使刀具耐用度下降。提高主軸抗振興必須提高主軸組件的靜剛度，采用較大阻尼比的前軸承，以及在必要時安裝阻尼器。另外，使主軸的固有頻率遠遠大于激振力的頻率。28溫升 主軸組件在運轉(zhuǎn)中，溫升過高會引起兩方面的不良后果：一是主軸組件和箱體因熱彭漲而變形，主軸的回轉(zhuǎn)

52、中心線和機床其它組件的相對位置會發(fā)生變化，直接影響加工精度；其次是軸承等元件會因溫度過高而改變已調(diào)好的間隙和破壞正常潤滑條件，影響軸承的正常工作。嚴重時甚至會發(fā)生“抱軸” 。數(shù)控機床一般采用恒溫主軸箱來解決恒溫問題。耐磨性 主軸組件必須有足夠的耐磨性，以能長期保持精度。主軸上易磨損的地方是刀具或工件的安裝部位以及移動式主軸的工作部位。為了提高耐磨性，主軸的上述部位應該淬硬或氮化處理。主軸軸承也需有良好的潤滑，以提高耐磨性。以上這些要求，有的還是矛盾的。例如高剛度和高速，高速與低溫升，高速與高精度等。這就要具體問題具體分析，例如設(shè)計高效數(shù)控機床的主軸組件時，主軸應滿足高速和高剛度的要求；設(shè)計高精

53、度數(shù)控機床時，主軸應滿足高剛度、低溫升的要求6。2.軸承配置型式本課題中數(shù)控機床的轉(zhuǎn)速較高，卻要求徑向剛度好，所以軸承的配置型式選擇為剛度速度型13。前軸承采用雙列角接觸球軸承，接觸角為，它們通過套筒背靠背配置，以減25少主軸懸伸量。后軸承采用雙列短圓柱滾子軸承，以承受較大的傳動力。如下圖所示：圖 2.6 主軸支承型式3.主要參數(shù)的確定主軸的主要參數(shù)是指：主軸平均直徑 D（或主軸前軸頸直徑） ；主軸內(nèi)孔直徑；主1Dd軸懸伸量 a 和主軸支承跨距 。這些參數(shù)直接影響主軸的工作性能，但為簡化問題，主要是l由靜剛度條件來確定這些參數(shù)，即選擇 D、d、a、l 使主軸獲得最大靜剛度，同時兼顧其它要求，如

54、高速性、抗振性等。（1）主軸前軸頸直徑的確定1D主軸平均直徑對主軸部件剛度影響較大。加大直徑，可減少主軸本身彎曲變形引起1D的主軸軸端位移和軸承彈性變形引起的軸端位移，從而 提高主軸部件剛度。但加大直徑受29到軸承 dn 值的限制，同時造成相配零件尺寸加大、制造困難、結(jié)構(gòu)龐大和重量增加等，因此在滿足剛度要求下應取較小值。按車床主電動機功率來確定，可取。 190Dmm（2）主軸內(nèi)孔直徑 d 的確定確定孔徑的原則是，為減輕主軸重量，在滿足對空心主軸孔頸要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求下，應取較大值。對于數(shù)控機床，本課題中車床主軸尾端需要安裝皮帶輪，軸徑較小，/0.60.5d D 故取16

55、，即。/0.55d D d50mm（3）主軸懸伸量的確定a主軸懸伸量是指主軸前端面到支承徑向反力作用中點的距離，它對主軸部件的剛度和a抗振性影響很大。因此在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下盡可能取小值。減小的常見措施有：a盡量采用短錐法蘭式主軸端部結(jié)構(gòu)。推力軸承配置在前支承時，應安裝在徑向軸承的內(nèi)側(cè)而不是外側(cè)。合理設(shè)計前支承的調(diào)整結(jié)構(gòu)和密封裝置形式。盡量采用主軸端部的法蘭盤和軸肩等構(gòu)成密封裝置。采用向心推力軸承來代替向心軸承。成對安裝的圓錐滾子軸承，應采取滾錐小端相對的形式；成對安裝的向心推力軸承應采取背對背或面朝外的同方向排列形式。本課題中主軸前端的一對向心推力軸承正是采用這種安裝形式。改變軸端工夾具的

56、結(jié)構(gòu)形式來減小 a 值。（4）支承跨距 的確定l支承跨距 是指相鄰兩支承的支承反力作用點之間的距離。合理確定 是獲得主軸部件最ll大靜剛度的重要條件之一。當時，主軸部件具有最大剛度，即為主軸部件的最佳跨距。0ll0l在具體設(shè)計時，往往由于結(jié)構(gòu)上的限制而使，這就造成主軸部件的剛度損失。合理跨0ll距,通常取。因為 D、a 一定時， 越大，軸承的徑向跳動對主軸前(0.75 1.5)ratll0ratllll端的徑向跳動影響越小，且加大 可較小振動。當需要 遠大于時，可采用三支承結(jié)構(gòu)。ll0l（5）主軸頭的選用30如前文所述，采用短錐法蘭式主軸端部結(jié)構(gòu)有利于減小主軸懸伸量。本課題選用 B 型a法蘭式

57、主軸端部，代號為 6。（6）軸承型號的選擇考慮到主軸上部件的安裝需要利用軸肩來進行軸向定位，初步確定好安裝軸承部位軸徑后，選擇軸承型號及其尺寸如表 2-8 所示：表 2.8 主軸軸承尺寸參數(shù)軸承 參數(shù)型號內(nèi)徑d外徑D軸承寬B安裝尺寸1D安裝尺寸2D安裝尺寸4D安裝尺寸5D前軸承362189016030103147后軸承31821147011030801031022.4 繪制主傳動系統(tǒng)總裝圖繪制主傳動系統(tǒng)總裝圖從前文的設(shè)計結(jié)果,可繪制出主傳動系統(tǒng)的裝配圖,如圖 2-7 所示. 圖 2.7 主傳動系統(tǒng)總裝圖313 液壓卡盤的設(shè)計液壓卡盤的設(shè)計3.1 機床夾具的功能和應滿足的要求機床夾具的功能和應滿

58、足的要求3.1.1 機床夾具的功能機床夾具的功能(1) 保證加工精度 工件通過機床夾具進行安裝,包含了二層含義:一是定位,二是夾緊.這樣就可以保證工件加工表面的定位精度,且精度穩(wěn)定.(2) 提高生產(chǎn)率 使用夾具來安裝工件,可以減少很多輔助時間,從而提高生產(chǎn)率.(3) 擴大機床的使用范圍 3.1.2 機床夾具應滿足的要求機床夾具應滿足的要求 機床夾具應滿足的基本要求包括以下幾方面:(1) 保證加工精度 其關(guān)鍵是正確的定位,夾緊和導向方案,夾具制造的技術(shù)要求,定位誤差的分析和驗算.(2) 夾具的總體方案應與年生產(chǎn)綱領(lǐng)相適應 夾具應根據(jù)生產(chǎn)批量的性質(zhì)具有可調(diào)性.(3) 安全,方便,減輕勞動強度 機床

59、夾具可以在必要時增加保護裝置.(4) 排屑順暢 切屑的熱量會影響機床加工精度,而清理切屑會增加輔助時間,因此在設(shè)計中必須高度重視.(5) 機床夾具應具有良好的強度,剛度和結(jié)構(gòu)工藝性.3.2 機床夾具的類型和組成機床夾具的類型和組成3.2.1 機床夾具的類型機床夾具的類型機床夾具有多種分類方法,如按夾具的使用范圍來分,有下面五種類型:(1) 通用夾具 例如車床上的卡盤,銑床上的平口鉗等等,這類夾具通用性強,一般不需要調(diào)整就可以適應多種工件的安裝加工,在單件小批量生產(chǎn)中廣泛應用.(2) 專用夾具 用于某一特定工件的特定工序,廣泛應用于成皮生產(chǎn)和大批量生產(chǎn)中.(3) 組合夾具 由一系列的標準化元件組

60、合而成,各部分具有高度互換性和耐磨性,使用時可根據(jù)情況進行拆換.特別適合單間小批量生產(chǎn)中位置精度要求較高的工件加工.(4) 可調(diào)整夾具和成組夾具 具有一定可調(diào)節(jié)性,適合中小批量生產(chǎn).32(5) 隨行夾具 這類夾具主要應用于自動線和柔性制造系統(tǒng)中.3.2.2 機床夾具的基本組成機床夾具的基本組成機床夾具主要由以下幾部分組成:(1) 定位元件及定位裝置 用于確定工件正確位置的元件或裝置.(2) 夾緊元件及夾緊裝置 用于固定工件已獲得的正確位置的元件或裝置.(3) 導向及對刀元件 用于確定工件與刀具相互位置的元件.(4) 動力裝置 在成批生產(chǎn)中,為了減輕工人勞動量,常采用氣動,液動等動力裝置.(5)