機床課程設計數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設計

1、燕山大學課 程 設 計 說 明 書題目： 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設計學院（系）：機械工程學院機制系年級專業(yè)： 08 學 號： 學生姓名： 指導教師： 教師職稱： 教授 燕山大學課程設計（論文）任務書院（系）：機械工程學院 基層教學單位：機械制造研究所 學 號學生姓名專業(yè)（班級）08機制設計題目數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設計設計技術參數(shù)數(shù)控車床 滿載功率：7.5kw 最高轉速：3500r/min最低轉速：22.5r/min 變速要求：無級調速設計要求1.確定結構方案；2.計算傳動件基本尺寸，確定其結構。3.繪制主軸箱展開圖。4.設計圖紙及說明書符合規(guī)范。工作量展開圖a0一張；課程設計說明書。 1份（不少于5

2、千字）工作計劃第1周 計算傳動件基本尺寸，繪制結構方案圖。第2周 繪制展開圖。第3周 繪制展開圖。第4周 完成夾具的虛擬裝配，撰寫課程設計說明書，制作答辯用的ppt，答辯。參考資料機床設計圖冊、機床設計手冊、機械設計手冊指導教師簽字基層教學單位主任簽字說明：此表一式四份，學生、指導教師、基層教學單位、系部各一份。 2010 年 11 月 29 日燕山大學課程設計評審意見表指導教師評價：（1）方案的合理性 優(yōu)秀， 良好， 中等， 一般， 較差（2）機床結構設計及計算 優(yōu)秀， 良好， 中等， 一般， 較差（3）主軸箱展開圖及說明書 優(yōu)秀， 良好， 中等， 一般， 較差（4）出勤、平時表現(xiàn)及獨立設計

3、能力 優(yōu)秀， 良好， 中等， 一般， 較差 成績： 指導教師： 年 月 日答辯小組評價：（1）表達能力： 優(yōu)秀， 良好， 中等， 一般， 較差（2）回答問題： 優(yōu)秀， 良好， 中等， 一般， 較差（3）設計質量： 優(yōu)秀， 良好， 中等， 一般， 較差成績： 評閱人： 年 月 日課程設計總成績：答辯小組成員簽字：年 月 日目 錄第1章 概述11.1機床課程設計的目的 11.2 主軸箱概述 1第2章 參數(shù)的擬定及電機的選擇 . 22.1驅動源的選擇 22.2轉速圖的擬定22.3確定齒輪齒數(shù)5 2.4 轉速圖及功率特性曲線 52.5 傳動系統(tǒng)圖 62.6 電機功率 .62.7 電機參數(shù) .7第3章

4、傳動件的設計 93.1確定各州計算轉速 93.2 傳動軸的估算 93.3 齒輪摸數(shù)的計算 103.4 齒輪參數(shù)的去定 103.5 尺寬的確定 .113.6 中心距的計算 .11第4章 主軸組件設計 124.1主軸主要參數(shù)確定 124.2主軸的構造 .134.3軸上零件的定位 .134.4主軸軸承 . 13第5章 主軸零件的驗算 155.1齒輪強度校驗 155.2主軸的校核 16第6章 潤滑與密封 18結束語 .19參考文獻 20第1章概述1.1金屬切削機床在國民經(jīng)濟中的地位裝備制造業(yè)是保證國民經(jīng)濟發(fā)展建設的基礎，裝備制造業(yè)的技術水平和現(xiàn)代化水平?jīng)Q定著整個國民經(jīng)濟水平的發(fā)展,肩機床的屬性決定了它

5、在國民經(jīng)濟中的重要地位，負著為國民經(jīng)濟各部門提供現(xiàn)代化裝備的任務，它為工業(yè)、農業(yè)、運輸業(yè)、科研和國防等部門提供各種機器、儀器和工具，是國民經(jīng)濟賴以發(fā)展的基礎，機床的種類、質量和加工效率直接影響著其他機械產品的生產技術水平和經(jīng)濟效益。因此，機床工業(yè)的現(xiàn)代化水平和規(guī)模，以及所擁有機床的數(shù)量和質量是一個國家工業(yè)發(fā)達程度的重要標志之一。1.2機床課程設計的目的機床課程設計，是在學習過課程金屬切削機床之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握

6、基本的設計方法，并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。1.3 主軸箱概述 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)和株洲部件。它與普通機床主軸箱比較，相對來說簡單，只有兩級或三級齒輪變速系統(tǒng)和，它主要是用以擴大電動機無極調速范圍，以滿足一定恒功率和轉速問題。第2章參數(shù)的擬定及電機的選擇2.1 驅動源的選擇機床上常用的無極變速機構是直流或交流調速電機，直流電動機從轉速向上至最高轉速是調節(jié)磁場電流的方法來調速的，屬于恒功率，從額定轉速向下至最低轉速是調節(jié)驅動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體積小，轉動慣量小，動態(tài)

7、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機高，磨損與故障也小，所以在中小功率領域，交流調速電動機占較大優(yōu)勢，鑒于此，本設計選用交流調速電機。2.2轉速圖的擬定1）轉速要求轉速范圍電機的基本參數(shù)中，給出了額定轉速n0，頻率范圍fmax與fmin。其中，n0是對應工頻50hz是的轉速，而電機的速度范圍如下計算(轉速與頻率成正比 )：nmax= n0fmax/50nmin= n0fmin /50對電機進行選擇，查數(shù)據(jù)可得北京中源動力電氣技術有限公司的yvf 系列變頻電機頻率范圍為5-150hz其他參數(shù)如下 由上公司可得該系列電機的最高轉速4500rpm。最低轉速nmin= n0fmin

8、 /50=150 rpm而機床主軸要求輸出的調速范圍為：22.5-3500rpm，即；主軸的計算轉速；取主軸要求的恒功率調速范圍電動機恒功率調速范圍主軸要求的恒功率調速范圍遠大于電動機所能提供的恒功率調速范圍，所以必須配以分級變速箱。使主軸在低速段工作時要求電機工作在相應的高速段，這樣電機的功率因數(shù)高，工作效率高。采用兩級的齒輪定比傳動，適當增加電機功率可滿足要求。為使電動機盡可能工作在高速段，且所選電動機功率也比較小，應滿足如取變速箱的公比=3，則與無級變速時故變速箱的變速級數(shù)：,取z=4. 然而為了簡化變速箱及其自動操縱機構，希望用雙速變速箱，現(xiàn)取z=2，則有 得5.76 則初步畫出轉速圖

9、如下則由上圖得：解得：n=784rpm，=610rpm，=0.134， =168rpm，現(xiàn)取=1 / 5，則=0.67，=1.16 ;2.3確定齒輪齒數(shù)采用滑移齒輪變速時，滑移齒輪控制的兩組齒輪傳動副，當所選用的的齒輪模數(shù)相等時，齒輪總數(shù)應該相等，且最小齒輪齒數(shù)的為23，根據(jù)金屬切削機床表8-1,，則i=1.16的傳動副齒數(shù)分別為74 ,64, i=0.94的傳動副的齒數(shù)分別為23, 115。i=0.67時的帶輪副帶輪直徑分別為126mm，188mm。2.4轉速圖、功率特性曲線如下2.5傳動系統(tǒng)圖2.6電機功率轉速圖和主軸功率特性如上圖。主軸為3500rpm時，電動機為4500rpm。主軸轉速

10、為1166rpm時，電動機轉速1500rpm。之一段位恒功率，功率特性圖中為ab段。由于檔變速箱通過23/115傳動主軸，電動機又為4500rpm時，主軸轉速為4500126/18823/115=610rpm，即圖中c點。主軸轉速為1166至610rpm的bc段是電動機1500784rpm獲得的。這一段是恒轉矩。同樣，主軸從201到計算轉速105rpm的de段，電動機也處于恒轉矩范圍內。為是bc段玉de段之間仍能得到要求的切削功率，電動機功率的最大輸出功率只能取得大些。為使電動機在784rpm時能得到最大輸出功率p=7.5kw，電動機在1500rpm時的輸出功率應為 7.51500/784=1

11、4.35kw通常情況下，電動機的過載系數(shù)為k=1.251.30則選擇北京中源動力成產的電動機最大功率18.5kw，則過載系數(shù)為 k=18.5/14.35=1.292.7電動機的參數(shù)如下第3章傳動件的設計3.1 確定各軸計算轉速 計算轉速是傳動件傳遞全功率的最低轉速，各個傳動軸上的計算轉速可從轉速涂上直接得出軸（r/min）784525105105表3.1各軸的計算轉速3.2傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算

12、軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。(1) 按扭轉剛度估計軸的直徑其中：p-電動機額定功率 k-鍵槽系數(shù) a-系數(shù)-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉速。-每米床度允許扭轉角，可根據(jù)傳動軸要求選取。表3-2 許用扭轉角選取原則軸一般傳動軸要求高的軸要求低的軸（deg/m）1-1.50.5-11.5-2軸1.51.50.5a838383k1.051.051.071軸的直徑：，取35mm.2軸的直徑：，取40mm.3.3 齒輪模數(shù)的計算變速箱中的齒輪，不必都做強度計算，可在相同模數(shù)和材料的齒輪中，選取一個承受載荷最大、齒

13、數(shù)最小的齒輪驗算。齒輪采用40cr高頻淬火，=1370mp 齒輪接觸疲勞強度計算： -齒寬系數(shù) -小齒輪齒數(shù) -許用接觸應力 -小齒輪計算轉速取m=4mm3.4 齒輪參數(shù)的確定從機械原理 表10-2查得以下公式 齒頂圓 齒根圓 分度圓 齒頂高 齒根高 齒輪的具體值見表齒輪尺寸表齒輪齒數(shù)z模數(shù)m分度圓d齒根圓齒頂圓123492821002764296286304364425624626441154460450468536414613615463641461361543.5齒寬確定由公式得：齒寬系數(shù)=8mm。則齒寬b=84=32 mm3.6軸與軸中心距 a1=a2=192mm第4章 主軸組件設計4

14、.1 主軸主要參數(shù)的確定（1）主軸前端的直徑：根據(jù)通用金屬切削機床機床主軸徑前端尺寸通用機床主軸前軸頸尺寸（mm）車床功率5.5-7.5kw時，軸徑為75-110mm。取前軸徑=100mm，則后軸頸=0.7=70mm（2）主軸內孔直徑d的確定 很多機床的主軸是空心的，內孔直徑與其用途有關。銑床主軸內孔可通過拉桿來拉緊刀桿。為不過多的削弱主軸的剛度，銑床主軸孔徑d可比刀具拉桿直徑大510mm?？招闹鬏S的剛度幾乎等于實心主軸的剛度，等于0.4時，空心主軸的剛度為實心主軸的90%，小于0.7時，空心主軸的剛度急劇下降此處取d=42mm,（3）主軸前端懸伸量a的確定 主軸前端懸伸量a是指主軸前端面到前

15、軸承徑向反力作用中點（或前徑向支承中點）的距離。它主要取決于主軸端部的結構，前支承軸承配置和密封裝置的形式和尺寸，有結構設計確定。由于前端懸伸量對主軸部件的剛度、抗振性的影響很大，因此在滿足結構要求的前提下，設計時應盡量縮短該懸伸量。此處選a為100mm.（4）主軸主要支承間跨距l(xiāng)的確定 合理確定主軸主要支承間的跨距l(xiāng)，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前軸端較大的位移。因此存在一個最佳跨距，在該跨距時，因主軸彎曲變形和

16、支承變形引起主軸前軸端的總位移量為最小。一般會不斷降低，主軸主要支承間的實際跨距l(xiāng)往往大于上述最佳跨距，此處選l=3a=300mm.4.2主軸的構造主軸的構造和形狀主要取決于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承等零件的類型、數(shù)量、位置和安裝定位方法等。設計時還應考慮主軸加工工藝性和裝配工藝性?？蚣苁綌?shù)控銑床主軸一般為空心階梯軸，前端徑向尺寸大，中間徑向尺寸逐漸減小，尾部徑向尺寸最小。主軸的前端形式取決于機床類型和安裝夾具或刀具的形式。主軸頭部的形狀和尺寸已經(jīng)標準化，應遵照標準進行設計。主軸的直徑和長度的確定主要是根據(jù)軸上零件的裝配，框架式數(shù)控銑床主軸簡圖如圖所示軸上主要尺寸已在前面介紹，在確

17、定各軸段長度時，應盡可能使結構緊湊，同時還要保證零件所需的裝配或調整空間。軸的各段長度主要是根據(jù)各零件與軸配合部分的軸向尺寸和相臨零件間必要的空隙來確定的。4.3 軸上零件的定位（1）零件的軸向定位 軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、軸端擋圈、軸承端蓋和圓螺母等來保證。軸肩分為定位軸肩和非定位軸肩，軸肩處易產生應力集中，而且軸肩過多也不利于裝配，因此，軸肩定位多用于軸向力較大的場合。套筒定位因為不影響軸的疲勞強度，一般用于軸上兩個零件之間的定位。若兩零件的間距較大或轉速較高時，都不宜采用套筒定位。軸端擋圈適用于固定軸端零件，可以承受較大的軸向力。為了防止軸端擋圈轉動造成螺釘松脫，可加圓柱銷鎖定

18、軸端擋圈。圓螺母定位可承受大的軸向力，但軸上螺紋處有較大的應力集中，故一般用于固定軸端的零件，當軸上零件間距離較大不宜使用套筒定位時，也常采用圓螺母定位。（2）零件的周向定位周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉動。常用的周向定位零件有鍵、花鍵、銷、緊定螺釘以及過盈配合等，其中緊定螺釘只用在傳力不大之處。4.4 主軸軸承1）軸承類型選擇雙列圓柱滾子軸承承載能力大，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。與雙列圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種：600角雙列推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小

19、一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。根據(jù)此設計特點，前支撐采用雙列圓柱滾子軸承與雙列向心推力球軸配合使用，后支撐用雙列圓柱滾子軸承2）軸承的精度和配合主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經(jīng)濟性。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環(huán)都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反

20、映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。3）軸承間隙的調整為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于1：12的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特

21、別要注意：調整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。第5章 主要零件的驗算5.1 齒輪強度校驗在驗算變速箱中齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大的、齒數(shù)最少的齒輪進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸應力，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲應力，對硬齒面軟齒芯的滲碳淬火齒輪，一定要驗算彎曲應力。這里要驗算的是齒輪1，齒輪23。齒輪接觸疲勞強度計算：按彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)式中：p傳遞的額定功率（kw）,p=； 電動機功率

22、（kw）； 從電動機到所計算齒輪的傳遞效率； z1小齒輪齒數(shù)； i大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)比 壽命系數(shù)； 齒向載荷分布系數(shù)； 動載荷系數(shù)； 工作狀況系數(shù) 齒形系數(shù)； 許用接觸應力； 許用彎曲應力；=1.2，=1.4，=1.15，=1.248齒輪1按接觸應力計算：查機床課程設計指導書=1.2，=1.4，=1.15，=1.248 按彎曲應力計算：=1.2，=1.4，=1.15，=0.7 綜上所述，無論從接觸應力還是彎曲應力，均符合要求，故取=4符合要求。5.2 主軸的校核1主軸按扭轉強度校核這種方法只是按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果軸還受到不大的彎矩時，則用降低需用扭轉切應力的辦法予以考慮。軸的

23、扭轉強度條件為： (4.1) (4.2) (4.3) 需用扭轉切應力，單位為。因為=7.5 ，mm，查表得40 的值為：3555，則0.35 成立，所以此主軸滿足扭轉強度要求。2主軸的扭轉剛度校核。 軸的扭轉變形用每米長的扭轉角表示。階梯軸的扭轉角單位為（）/m的計算公式為： (4.4)對圓軸： = (4.5)軸的扭轉剛度的條件為： 的取值為 0.51（）/m 計算得階梯軸的扭轉角為： 0.04,則軸滿足扭轉剛度要求。 第6章 潤滑與密封 主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵加密封裝置防止油外流。 主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.10.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。 2）疏導在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?總結 金屬切削機床的課程設計任務完成了，但是在同學們的共同努力