數(shù)控機床主軸箱設計0000000000-副本

1、第一章 概述1.1 設計目的21.2 主軸箱的概述2第2章 主傳動的設計2 2.1驅(qū)動源的選擇2 2.2轉(zhuǎn)速圖的擬定22.3傳動軸的估算42.4齒輪模數(shù)的估算32.5V帶的選擇4第3章 主軸箱展開圖的設計7 3.1各零件結(jié)構(gòu)尺寸的設計7 3.1.1 設計內(nèi)容和步驟73.1.2有關零件結(jié)構(gòu)和尺寸的設計73.1.3各軸結(jié)構(gòu)的設計93.1.4主軸組件的剛度和剛度損失的計算103.1.5軸承的校核133.2裝配圖的設計的概述13總結(jié)19參考文獻20第一章 概述1-1設計目的數(shù)控機床的課程設計，是在數(shù)控機床設計課程之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過數(shù)控機床伺服進給系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設計，使我們在擬定進給傳

2、動及變速等的結(jié)構(gòu)方案過程中得到設計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、CAD制圖、設計計算、編寫技術文件、查閱技術資料等方面的綜合訓練，建立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，培養(yǎng)我們初步的結(jié)構(gòu)設計和計算能力。1-2 主軸箱的概述 主軸箱為數(shù)控機床的主要傳動系統(tǒng)它包括電動機、傳動系統(tǒng)和主軸部件它與普通車床的主軸箱比較，相對來說比較簡單只有兩極或三級齒輪變速系統(tǒng)，它主要是用以擴大電動機無級調(diào)速的范圍，以滿足一定恒功率、和轉(zhuǎn)速的問題。第二章2主傳動設計2-1驅(qū)動源的選擇機床上常用的無級變速機構(gòu)是直流或交流調(diào)速電動機 ，直流電動機從額定轉(zhuǎn)速nd向上至最高轉(zhuǎn)速nmax是調(diào)節(jié)磁場電流的方法來調(diào)速的，屬于恒功率，

3、從額定轉(zhuǎn)速nd向下至最低轉(zhuǎn)速nmin時調(diào)節(jié)電樞電壓的方法來調(diào)速的屬于恒轉(zhuǎn)矩；交流調(diào)速電動機是靠調(diào)節(jié)供電頻率的方法調(diào)速。由于交流調(diào)速電動機的體積小，轉(zhuǎn)動慣量小，動態(tài)響應快，沒有電刷，能達到的最高轉(zhuǎn)速比同功率的直流調(diào)速電動機高，磨損和故障也少，所以在中小功率領域，交流調(diào)速電動機占有較大的優(yōu)勢，鑒于此，本設計選用交流調(diào)速電動機。根據(jù)主軸要求的最高轉(zhuǎn)速3150r/min，交流主軸電動機，最高轉(zhuǎn)速是5000r/min。 2-2 轉(zhuǎn)速圖的擬定 根據(jù)交流主軸電動機的最高轉(zhuǎn)速和基本轉(zhuǎn)速可以求得交流主軸電動機的恒功率轉(zhuǎn)速范圍Rdp=nmax/nd=5000/5=5 而主軸要求的恒功率轉(zhuǎn)速范圍

4、Rnp=nmax/nd=3150/125=25.2，遠大于交流主軸電動機所能提供的恒功率轉(zhuǎn)速范圍，所以必須串聯(lián)變速機構(gòu)的方法來擴大其恒功率轉(zhuǎn)速范圍。涉及變速箱時，考慮到機床結(jié)構(gòu)的復雜程度，運轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比f等于交流主軸電動機的恒功率調(diào)速范圍 Rdp,即=Rdp=2,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(shù)變速箱的變速級數(shù)  Z=lg Rnp/lg  Rdp=lg25/ lg 5=2.0049          &#

5、160;         (3-2) 取 Z=2確定各齒輪齒副的齒數(shù)：取S=114由U=2.24 得Z1=35 Z1=79由U=1.41 得Z2=47 Z2=67由U=3.55 得Z3=26 Z3=88由此擬定主傳動系統(tǒng)圖，轉(zhuǎn)速圖以及主軸功率特性圖分別如圖2-1，2-2，2-3圖2-1圖2-2 圖2-32.3 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(zhuǎn)載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此疲勞強度一般不

6、是主要矛盾。除了載荷比較大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求軸在載荷下（彎曲，軸向，扭轉(zhuǎn)）不致產(chǎn)生過大的變形（彎曲，失穩(wěn)，轉(zhuǎn)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(chǎn)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(zhuǎn)剛度軸的直徑，畫出草圖后，再根據(jù)受力情況，結(jié)構(gòu)布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度。 計算轉(zhuǎn)速nj是傳動件傳遞全部功率時的最低轉(zhuǎn)速，各個傳動軸上的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上直接得出如表2-1所示 表2-1 各軸的計算轉(zhuǎn)速軸 I II III計算轉(zhuǎn)速 1000 446 125各軸功率和扭矩計算： 已知一級齒

7、輪傳動效率為0.97（包括軸承），則 I軸： =×0.99=27×0.99=26.73 KW II 軸 = ×0.97=26.73×0.97=25.92 KW III軸 =×0.97=25.92×0.97=25.15 KW軸扭矩：軸扭矩：III軸扭矩：是每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m），可根據(jù)傳動軸的要求選取，其選取的原則如表2-2所示。表2-2 許用扭轉(zhuǎn)角選取原則 軸 主軸一般傳動軸較低的軸（deg/m）0.5-11-1.51.5-2最后所確定各軸所允許的扭轉(zhuǎn)角如表2-3所示 軸 軸（電機軸） II軸 III軸（deg

8、/m） 0.510.5把以上確定的各軸的扭矩，允許扭轉(zhuǎn)角代入估算公式 ,可得傳動軸的估算直徑： 軸承30209 軸承30209因為主軸為空心軸，材料取45鋼，所以A0=110 軸承30215最后取值如下表所示： 軸 I II III估算直徑 45 45 70主軸軸徑尺寸的確定： 已知車床最大加工直徑為Dmax=400mm,則 主軸前軸頸直徑 D1=0.25Dmax15=85-115mm 取95 后頸直徑 D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm 取75 內(nèi)孔直徑 d=0.1Dmax10=35-55mm 取402.4 齒輪模數(shù)的估算按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)比較復雜，而且有些

9、系數(shù)只有在齒輪的各參數(shù)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(jīng)驗公式估算，根據(jù)估算的結(jié)果然后選用標準齒輪的模數(shù)。 齒輪模數(shù)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(shù)必須已知，所以必須先給出各個齒輪的齒數(shù)。(1)齒輪彎曲疲勞的計算 齒輪彎曲疲勞估算公式 2.93 齒面點蝕的計算 得111 由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)： 1.94，所以取m=3(2) 齒輪彎曲疲勞的計算 齒輪彎曲疲勞估算公式 3.083齒面點蝕的計算 得144.79 ,取A=1452.54,所以取m=4.5(3) 齒輪彎曲

10、疲勞的計算取m=4.5由于受傳動軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數(shù)為m=3 mm,對比上面的結(jié)果，可知這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，故取同一變速組中的所以齒輪的模數(shù)都為m=3mm. 則各齒輪齒數(shù)和模數(shù)列表如下：齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3齒數(shù)357967478925模數(shù)334.54.54.54.5 第三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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)和尺寸，并以此為依據(jù)繪制零件工作圖。3.1 各零件結(jié)構(gòu)和尺寸設計3.11 設計內(nèi)容和步驟 這一階段的設計內(nèi)容是通過繪圖設計軸

11、的結(jié)構(gòu)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。3.1.2 有關零件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定傳動零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其他零件的結(jié)構(gòu)尺寸是根據(jù)主要零件的位置和結(jié)構(gòu)而定。1） 傳動軸的估算見前一節(jié)2） 齒輪相關尺寸的計算1.齒寬的確定齒寬影響齒的強度。輪齒越寬承載能力越高。但如果太寬，由于齒輪的制造誤差和軸的變形，可能接觸不均，反而容易引起振動和噪聲，一般取齒寬系數(shù)=（6-10）m.第一套嚙合齒輪：第二套嚙合齒輪：第三套嚙合齒輪：這里取齒寬系數(shù)=10，則齒寬，各個齒輪的齒厚確定如表3-1.表3-1 各齒輪的齒寬齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3齒寬32

12、3045 474547由計算公式；齒頂：齒根：得到下列尺寸表齒輪的直徑?jīng)Q定了各軸之間的尺寸。各主軸部件中各個齒輪的尺寸計算如下表3-2 表3-2 各齒輪的直徑齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3分度圓直徑(mm)105.00237268188356100齒頂圓直徑(mm)111.00243276196364108.00齒根圓直徑（mm）97.50229.5025817834690 由表3-2可以計算出各軸之間的距離，現(xiàn)將它們列出如表3-3所示 表3-3 各軸的中心距 軸I-IIII-III 距離1752303)確定齒輪的軸向布置 為避免同一滑移齒輪變速組內(nèi)的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距應大于滑

13、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齒之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時，當模數(shù)在1-2mm范圍內(nèi)時，間隙必須不小于5mm,當模數(shù)在2.5-4mm范圍內(nèi)時，間隙必須不小于6 mm，且應留有足夠的空間滑移，據(jù)此選出三片齒輪間的間隙分別為d1=17.5mm,d2=15mm. 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兩個齒輪間的距離至少是60mm，現(xiàn)取齒輪間的間距為64mm和70mm.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根據(jù)主軸的剛

14、度，承載能力，轉(zhuǎn)速，抗振性及結(jié)構(gòu)要求合理的進行選定。 同樣尺寸的軸承，線接觸的磙子軸承比點接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉(zhuǎn)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。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。 通常情況下，中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承，或者成對圓錐滾子軸承，其結(jié)構(gòu)簡單，但是極限轉(zhuǎn)速較低。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據(jù)軸向載荷的大小分別選用25度或15度的接觸角。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(zhuǎn)速高的要求

15、，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NN3019K型軸承一個，后支承采用30215型和51215型軸承各一個。3.1-3 各軸結(jié)構(gòu)的設計I軸的一端與電動機相連，需要安裝聯(lián)軸器取=45,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查表得=331500，查表17-2，選用HL3彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630000。半軸聯(lián)軸器的孔徑35mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=60mm根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度：為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度

16、=60mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸斷面上，所以長度應比略短一些，取=58mm初步選擇滾動軸承：因軸承同時有徑向力和軸向力度作用，選用單列圓錐滾子軸承。將其結(jié)構(gòu)草圖繪制如下圖32所示 圖3-2 軸其結(jié)構(gòu)完全按標準確定，根據(jù)其周詳?shù)某叽缈蓪⒔Y(jié)構(gòu)簡圖繪制如圖3-3所示： 圖3-33.1.4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=N/， D=（90+65）/2=77.5mm； 主軸截面慣距： 截面面積；A=3459.9 主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩： 故總切削力為：估算時，暫取即取270mm前后支承支反力 取=1033000N/mm 則 則=225mm 因在上式計算中，忽

17、略了ys的影響，故=225mm主軸端部撓度的計算： 已知齒輪最少齒數(shù)為30，模數(shù)為3，則分度圓直徑為90mm則齒輪的圓周力： 徑向力：則傳動力在水平面和垂直面內(nèi)有分力為：水平面：垂直面：去計算齒輪與前支承的距離為66mm，其與后支承的距離為384mm。切削力的計算：已知車床拖板最大回轉(zhuǎn)直徑。則主切削力：徑向切削力：軸向切削力：當量切削力的計算：P=（a=B）/a3639對于車床 B=0.4=160mm則水平面內(nèi)：垂直面內(nèi)：主軸端部的撓度計算：， 傳動力的作用下，主軸端位移的計算公式見下式：式中：“”號表示位移方向上與力反向，b表示齒輪與前支承的距離，c表示齒輪與后支承的距離，將各值帶入，得 水

18、平面內(nèi)：垂直面內(nèi)：則主軸最大端位移為：已知主軸最大端位移許用值為0.0002L0.09mm則<，符合要求。 主軸傾角的驗算：在切削力p的作用下主軸前軸承處的傾角為：水平面：垂直面內(nèi)：傳動力Q作用下主軸傾角為：水平面內(nèi)：rad垂直面內(nèi)：rad則主軸前軸承處的角為垂直面內(nèi)：rad 故符合要求。3-1-5軸承的校核：齒輪受切向力徑向力：；切削力F=1310N，徑向切削力軸向切削力，轉(zhuǎn)速n=4000r/min d=90mm 垂直面內(nèi)的受力分析：水平面內(nèi)的受力分析：故合力：求兩軸承的軸向力:對70000AC型軸承兩次計算的差值不大，因此，確定，當量動載荷： 對兩軸承取X=1，Y=0； X=1，Y=

19、0；由載荷性質(zhì)，輕載有沖擊故取當量載荷：。因為所以可知其壽命軸承也符合剛度要求。3-2裝配圖的設計 根據(jù)主軸展開圖第一階段的設計，已將主軸部件的各個部分的零件確定下來，展開圖在設計中附。總結(jié)經(jīng)過為期兩周的不懈努力，我們順利完成了對數(shù)控車床縱向進給系統(tǒng)的設計。在這兩周內(nèi)，我們本著“以我所學，為我所用，提高自我”的宗旨，按照設計要求、結(jié)合所學設計理論一步一步，認認真真地分析、計算，近乎絞盡腦汁終于取得了現(xiàn)在的圓滿成功?？梢院敛豢鋸埖卣f，我們甚至沒睡過一個好覺。但是，“不經(jīng)一番寒徹骨，那得梅花撲鼻香”。雖然在本次課程設計過程中，我們明顯感覺到本次相對以前所做過的課程設計難度較高，但我們還是把它完成了。我們又一次