數控銑床主軸箱課程設計說明書

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1、目錄 第一章 機床的用途及主要技術參數 2 第二章 方案設計 2 第三章 主傳動設計 2 3.1 驅動源的選擇 2 3.2 轉速圖的擬定 3 3.3傳動軸的估算 5 3.4齒輪模數的估算 6 第四章 主軸箱展開圖的設計 7 4.1設計的內容和步驟 7 4.2 有關零部件結構和尺寸的確定 7 4.3 各軸結構的設計 9 4.4 主軸組件的剛度和剛度損失的計算： 10 第五章 零件的校核 11 5.1齒輪強度校核 11 5.2傳動軸撓度的驗算： 12 第六章 心得體會 13 參考文獻 14 數控機床課程設計 第一章 機床的用途及主要技術參數

2、常用數控銑床可分為線軌數控銑床 、硬軌數控銑床等。 數控銑床(線軌)具有精度高、剛性好、噪音小，操作簡單、維修方便等優(yōu)點。工件一次裝夾可以完成平面、槽、斜面及各種復雜三維曲面的銑削，及鉆孔，擴孔、鉸孔和鏜孔等。是復雜型腔、模具、箱體類零件加工的理想設備。 數控銑床(硬軌) 具有精度高、剛性好、噪音小，操作簡單、維修方便等優(yōu)點。工件一次裝夾可以完成平面、槽、斜面及各種復雜三維曲面的銑削，及鉆孔，擴孔、鉸孔和鏜孔等。是復雜型腔、模具、箱體類零件加工的理想設備。 表1-1 第二章 方案設計 本次設計的數控銑床主軸箱是串聯在交流調頻主軸電機后的無級變速箱，屬于機械無級變速

3、裝置。它是利用摩擦力來傳遞轉矩，通過連續(xù)改變摩擦傳動副工作半徑來實現無級變速。由于它的變速范圍小，是恒轉矩傳動，適合銑床的傳動。 第三章 主傳動設計 3.1 驅動源的選擇 機床上常用的無級變速機構是直流或交流調速電動機，直流電動機從額定轉速nd向上至最高轉速nmax是調節(jié)磁場電流的方法來調速的，屬于恒功率，從額定轉速nd向下至最低轉速nmin是調節(jié)電樞電壓的方法來調速的，屬于恒轉矩；交流調速電動機是靠調節(jié)供電頻率的方法調速。由于交流調速電動機的體積小，轉動慣量小，動態(tài)響應快，沒有電刷，能達到的最高轉速比同功率的直流調速電動機高，磨損和故障也少，所以在中小功率領域，交流調速電動機占有

4、較大的優(yōu)勢，鑒于此，本設計選用交流調速電動機。 根據主軸要求的最高轉速4500r/min，最大切削功率5.5KW,選擇北京數控設備廠的BESK-8型交流主軸電動機，最高轉速是4500 r/min。 3.2 轉速圖的擬定 根據交流主軸電動機的最高轉速和基本轉速可以求得交流主軸電動機的恒功率轉速范圍 Rdp=nmax/nd=4500/1500=3 （3-1） 而主軸要求的恒功率轉速范圍Rnp= nmax/nd=4500/150=30 ,遠大于交流主軸電動機所能提供的恒功率轉速范圍，所以必須串聯變

5、速機構的方法來擴大其恒功率轉速范圍。 設計變速箱時，考慮到機床結構的復雜程度，運轉的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比Фf等于交流主軸電動機的恒功率調速范圍Rdp，即Фf=Rdp=3，功率特性圖是連續(xù)的，無缺口和無重合的。 變速箱的變速級數 Z=lg Rnp/lg Rdp=lg30/ lg 3=3.10 (3-2) 取 Z=3 確定各齒輪副的齒數： 取S=114 由u=2 得Z1=38 Z1′=76 由u=0.67 得Z2=68 Z2′=46 由u=0.22 得Z3=94 Z3′=20 如取總效率η

6、=0.75，則電動機功率P=5.5/0.75=7.3kw?？蛇x用北京數控設備廠的BESK-8型交流主軸電動機，連續(xù)額定輸出功率為7.5kw。 由此擬定主傳動系統圖、轉速圖以及主軸功率特性圖分別如圖3-1、圖3-2、圖3-3。 圖3-1 主傳動系統圖 圖3-2轉速圖 圖3-3主軸功率特性 3.3傳動軸的估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統精度要求較高，不允許有較大的變形。因此疲勞強度一般不是主要矛盾。除了載荷比較大的情況外，可以

7、不必驗算軸的強度。剛度要求軸在載荷下（彎曲，軸向，扭轉）不致產生過大的變形（彎曲，失穩(wěn)，轉角）。如果剛度不夠，軸上的零件如齒輪，軸承等由于軸的變形過大而不能正常工作，或者產生振動和噪音，發(fā)熱，過早磨損而失效。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。通常，先按扭轉剛度軸的直徑，畫出草圖后，再根據受力情況，結構布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度。 計算轉速nj是傳動件傳遞全部功率時的最低轉速，各個傳動軸上的計算轉速可以從轉速圖上直接得出如表2-1所示。 表3-1 各軸的計算轉速 軸 Ⅰ Ⅱ III 計算轉速（r/min） 1500 750 173 各軸功率和扭矩計算：

8、 已知一級齒輪傳動效率為0.97（包括軸承），則： Ⅰ軸：P1=Pd×0.99=7.5×0.99=7.42 KW Ⅱ軸：P2=P1×0.97=7.42×0.97=7.20 KW III軸：P3=P2×0.97=7.20×0.97=6.98 KW Ⅰ軸扭矩：T1=9550P1/n1 =9550×7.42/1500=47.24 N.m Ⅱ軸扭矩：T2=9550P2/n2 =9550×7.20/750=91.68N.m III軸扭矩：T3=9550P3/n3 =9550×6.98/173=385.31N.m [φ]是每米長度上允許的扭轉角（deg/

9、m），可根據傳動軸的要求選取，其選取的原則如表2-2所示。 表3-2 許用扭轉角選取原則 軸 主軸 一般傳動軸 較低的軸 [φ]（deg/m） 0.5-1 1-1.5 1.5-2 根據表2-2確定各軸所允許的扭轉角如表2-3所示。 表3-3 許用扭轉角的確定 軸 Ⅰ Ⅱ III [φ]（deg/m） 1 1 1 把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW、計算轉速nj（如表2-1）、允許扭轉角[φ]（如表2-3）代入扭轉剛度的估算公式 (3-3) 可得各個傳動軸的估算直徑： Ⅰ軸： d1

10、=28.8mm 取d1=30mm Ⅱ軸： d2=34.0mm 取d1=35mm 主軸軸徑尺寸的確定： 已知銑床最大加工直徑為Dmax=400mm, 則： 主軸前軸頸直徑 D1=0.25Dmax±15=85～115mm 取D1=95mm 主軸后軸頸直徑 D2=(0.7～0.85)D1=67～81mm 取D2=75mm 主軸內孔直徑 d=0.1Dmax±10=35～55mm 取d=40mm 3.4齒輪模數的估算 按接觸疲勞強度和彎曲疲

11、勞強度計算齒輪模數比較復雜，而且有些系數只有在齒輪的各參數都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗用。在畫草圖時用經驗公式估算，根據估算的結果然后選用標準齒輪的模數。 齒輪模數的估算有兩種方法，第一種是按齒輪的彎曲疲勞進行估算，第二種是按齒輪的齒面點蝕進行估算，而這兩種方法的前提條件是各個齒輪的齒數必須已知，所以必須先給出各個齒輪的齒數。 根據齒輪不產生根切的基本條件：齒輪的齒數不小于17，在該設計中，即最小齒輪的齒數不小于17。而由于Z3,Z3’這對齒輪有最大的傳動比，各個傳動齒輪中最小齒數的齒輪必然是Z3’。取Z3’=20,S=114，則Z3=94。 從轉速圖上直接看出直接可以看出

12、Z3的計算轉速是750r/min。 根據齒輪彎曲疲勞估算公式mω=2.4 (3-4) 根據齒輪接觸疲勞強度估算公式計算得: m=2.84 由于受傳動軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數為m =3mm，對比上述結果，可知這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，而且考慮到兩傳動軸的間距，故取同一變速組中的所有齒輪的模數都為m=3mm?，F將各齒輪齒數和模數列表如下： 表3-4 齒輪的估算齒數和模數列表 齒輪 Z0 Z0’ Z1 Z1’ Z2 Z2’ Z3 Z3’ 齒數 35 70 38 76 68 46 94 20

13、 模數（mm） 3 3 3 3 3 3 3 3 第四章 主軸箱展開圖的設計 主軸箱展開圖是反映各個零件的相互關系，結構形狀以及尺寸的圖紙。因此設計從畫展開圖開始，確定所有零件的位置，結構和尺寸，并以此為依據繪制零件工作圖。 4.1設計的內容和步驟 這一階段的設計內容是通過繪圖設計軸的結構尺寸及選出軸承的型號，確定軸的支點距離和軸上零件力的作用點，計算軸的強度和軸承的壽命。 4.2 有關零部件結構和尺寸的確定 傳動零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其它零件的結構和尺寸是根據主要零件的位置和結構而定。所以設計時先畫主要零件，后畫其它零件，先畫傳動零件的中心線和輪廓

14、線，后畫結構細節(jié)。 1）傳動軸的估算 這一步在前面已經做了計算。 2）齒輪相關尺寸的計算 為了確定軸的軸向距離，齒輪齒寬的確定是必須的。 而容易引起振動和噪聲，一般取齒寬系數Φm =(6-10)m。這里取齒寬系數Φm=10, 則齒寬B=Φm×m=10×3=30mm.現將各個齒輪的齒厚確定如表3-1所示。 表4-1 各齒輪的齒厚 齒輪 Z1 Z1′ Z2 Z2′ Z3 Z3′ 齒厚（mm） 30 30 30 30 30 30 齒輪的直徑決定了各個軸之間的尺寸，所以在畫展開圖草圖前，各個齒輪的尺寸必須算出?，F將主軸部件中各個齒輪的尺寸計算如表3-

15、2所示。 表4-2 各齒輪的直徑 齒輪 Z1 Z1′ Z2 Z2′ Z3 Z3′ 分度圓直徑（mm） 114 228 204 138 282 60 齒頂圓直徑（mm） 120 234 210 144 288 66 齒根圓直徑（mm） 106.5 220.5 196.5 130.5 274.5 52.5 Z0 Z0’ 105 210 111 216 97.5 202.5 由表3-2可以計算出各軸之間的距離，現將它們列出如表4-3所示。 表4-3 各軸的中心距 軸 ⅠⅡ

16、 ⅡⅢ 距離（mm） 160 175 3）確定齒輪的軸向布置 為避免同一滑移齒輪變速組內的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距，應大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙1-2mm，所以首先設計滑移齒輪。 Ⅱ軸上的滑移齒輪的兩個齒輪輪之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時，當模數在1-2mm范圍內時，間隙必須不小于5mm,當模數在2.5-4mm范圍內時，間隙必須不小于6mm，且應留有足夠空間滑移，據此選取該滑移齒輪三片齒輪之間的間隙分別為d1= 45mm,d2=8mm。 由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的齒輪的間隙。 現取齒輪之間的間距為82mm和45mm。 圖4-

17、1 齒輪的軸向間距 4）軸承的選擇及其配置 主軸組件的滾動軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號選用主要應根據主軸的剛度，承載能力，轉速，抗振性及結構要求合理的進行選定。 同樣尺寸的軸承，線接觸的滾子軸承比電接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉速要低；多個軸承的承載能力比單個軸承的承載能力要大；不同軸承承受載荷類型及大小不同；還應考慮結構要求，如中心距特別小的組合機床主軸，可采用滾針軸承。 為了提高主軸組件的剛度，通常采用輕型或特輕型系列軸承，因為當軸承外徑一定時，其孔徑（即主軸軸頸）較大。 通常情況下，中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推

18、力角接觸球軸承（如配推力軸承，則極限轉速低），或者成對圓錐滾子軸承，其結構簡單，但是極限轉速較低，如配空心圓錐滾子軸承，其極限轉速顯著提高，但成本也相應的提高了。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據軸向載荷的大小分別選用25°或 15°的接觸角。軸向載荷為主且精度要求不高時，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時，選用向心推力軸承。 該設計的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉速高的要求，所以在選擇主軸軸承時，剛度和速度這兩方面都要考慮。主軸前軸承采用3182119型軸承一個，后支承采用30215型和8215型軸承各一個。 4.3 各軸結構的設計 I軸的一端與電動機相連，將其結構草圖繪制

19、如下圖4—2所示 圖4—2 II軸安裝滑移齒輪，其結構如草圖3—2所示 圖4-3 III軸其結構完全按標準確定，根據軸向的尺寸將結構簡圖繪制如下圖4—4所示 圖4-4 4.4 主軸組件的剛度和剛度損失的計算： 最佳跨距的確定： 取彈性模量E=2.1X，D=（95+75）/2=85； 主軸截面慣距 截面面積：A=4415.63 主軸最大輸出轉矩： 床身上最大回轉直徑約為最大加工直徑的60%，即240mm。故半徑為0.12m Fy=0.5Fz=1989.6N 故總切削力為： F==4448.9N 估算時

20、，暫取L0/a=3,即取3x120=360mm. 前支承支反力 后支承支反力 取 則 則 因在上式計算中，忽略了ys的影響，故L0應稍大一點，取L0=300mm 計算剛度損失： 取L=385mm,χ=4.61因在上式計算中，忽略了ys的影響，故L0應稍大一點，取L0=300mm 計算剛度損失： 取L=385mm,χ=4.61 表4-4 由 公式 彈 性 主 軸 y1 彈性支承k 總 柔 度 總 剛度 彎曲變形 yb 剪切變形ys 前支承 后支承 懸伸段 跨距段

21、懸伸段 跨距段 L=385 5.488×10-7 2.224×10-6 2.361×10-7 1.165×10-7 11.12×10-7 2.28×10-7 44.65×10-7 2.24×105 12.29％ 49.8％ 5.29％ 2.61％ 24.9％ 5.1％ 100％ L0=300 5.488×10-7 1.732×10-6 2.361×10-7 1.4915×10-7 12.4×10-7 3.756×10-7 42.83×10-7 2.33×105 12.81％ 40.46％ 5.51％ 3.48％ 28.9％

22、 8.77％ 100％ 由L≠L0引起的剛度損失約為3.68％,可知，主軸剛度損失較小，選用的軸承型號及支承形式都能滿足剛度要求。 第五章 零件的校核 5.1齒輪強度校核 校核II軸齒輪 校核齒數為20的即可，確定各項參數 P=7.2KW, n=750r/min Ⅱ軸扭矩: T2=9550P2/n2 =95507.2/750=91.68 N.m （5-1） 確定動載系數：=2.35m/s 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數 非對稱 查《機械設計》得 確定齒間

23、載荷分配系數: =2778.2N （5-2） ==42.1 100N/m由《機械設計》查得 =1.2 確定動載系數: =11.051.21.42=1.6 查表 10-5 2.65 1.58 計算彎曲疲勞許用應力，由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 540MPa 圖10-18查得0.9,S = 1.3 （5-3） 49.489.3 故滿足要求。 5

24、.2傳動軸撓度的驗算： II軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對II軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 已知d=60mm， E=2.1X，b=30mm ，x=180mm （5-4） 。 第六章 心得體會 在將近兩周的不懈努力下，課程設計終于完成了。從開始直到設計基本完成，我有許多感想。這是我們比較獨立的在自己的努力下做一個與課程相關的設計。在這次設計中暴露出我的許多薄弱環(huán)節(jié)，很多學過的知識不能學以致用，直到做了這次作業(yè)后才能漸漸掌握，以前

25、學過的東西自己并不是都掌握了，很多知識只是照搬書本，并非自己所理解，經過這次設計又加深了理解。而且，在一些計算過程中我和我的同學進行了計算方面的討論，這又加強了我的合作能力。 做課設的期間不僅手工制圖得到了鞏固，而且AutoCAD畫圖軟件也在不斷練習中進一步加深，學會了如何去應用工程手冊，如何合理的選用相關參數，以及一些設計經驗。 總的說來，我感覺這次課程設計讓我的許多方面都得到了鍛煉，這不僅僅是知識方面的，還有能力方面東西?？傊覍W到了我想學的東西，這次課程設計使我受益匪淺。 參考文獻 1. 文懷興， 夏田. 數控機床系統設計. 北京：

26、 化學工業(yè)出版社，2005 2. 文懷興. 數控銑床系統設計. 北京：化學工業(yè)出版社，2006 3. 鄭文偉. 吳克堅. 機械原理. 北京：高等教育出版社，1997 4. 濮良貴， 紀名剛. 機械設計. 北京：高等教育出版社，2001 5. 周開勤. 械零件手冊.北京：高等教育出版社，2001 6. 陳易新. 機床設計指導書. 哈爾濱：哈爾濱大學出版社，1981 7. 成大先. 機械設計手冊. 北京：化學工業(yè)出版社，2000 8. 機床設計圖冊. 上海：上海科學技術出版社，1979 第 14 頁 共 14 頁