數(shù)控課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)116頁(yè)

1、機(jī)床數(shù)控技術(shù)課程設(shè)計(jì)目 錄1. 概述和機(jī)床參數(shù)確定21.1機(jī)床運(yùn)動(dòng)參數(shù)的確定21.2機(jī)床動(dòng)力參數(shù)的確定21. 3機(jī)床布局22. 主傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)32.1制轉(zhuǎn)速圖32.2定齒輪齒數(shù)32.3算主軸轉(zhuǎn)速誤差42.4傳動(dòng)系統(tǒng)圖43估算傳動(dòng)件參數(shù) 確定其結(jié)構(gòu)尺寸43.1確定計(jì)算轉(zhuǎn)速43.2確定軸的最小直徑43.3估算傳動(dòng)齒輪模數(shù)54結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)54.1齒輪塊設(shè)計(jì)64.2 軸軸承的選擇64.3軸組件64.4縱機(jī)構(gòu)、滑系統(tǒng)設(shè)計(jì)、封裝置設(shè)計(jì)64.5軸箱體設(shè)計(jì)64.6軸換向與制動(dòng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)65.齒輪強(qiáng)度校核 75.1校核a傳動(dòng)組齒輪 75.2校核b傳動(dòng)組齒輪 86. 傳動(dòng)軸的剛度驗(yàn)算97. 花鍵鍵側(cè)壓潰應(yīng)力驗(yàn)算 1

2、38. 滾動(dòng)軸承的驗(yàn)算139主軸組件驗(yàn)算1410總結(jié) 1611參考文獻(xiàn) 181.概述1機(jī)床課程設(shè)計(jì)的目的本課程設(shè)計(jì)，是在機(jī)床數(shù)控技術(shù)課程之后進(jìn)行的實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié)。其目的在于通過(guò)機(jī)床運(yùn)動(dòng)機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，使學(xué)生在擬定傳動(dòng)和變速的結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)方案過(guò)程中，得到設(shè)計(jì)構(gòu)思，方案分析，結(jié)構(gòu)工藝性，機(jī)械制圖，零件計(jì)算，編寫(xiě)技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹(shù)立正確的設(shè)計(jì)思想，掌握基本的設(shè)計(jì)方法，并培養(yǎng)學(xué)生具有初步的結(jié)構(gòu)分析，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算能力。1.1 機(jī)床運(yùn)動(dòng)參數(shù)的確定（1） 確定Rn已知最低轉(zhuǎn)速nmin=25rpm，最高轉(zhuǎn)速nmax=2500rpm，轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍： Rn=nmax/nmin=

3、100（2） 計(jì)算轉(zhuǎn)速=1.2機(jī)床動(dòng)力參數(shù)的確定已知電動(dòng)機(jī)功率為N=15kw，根據(jù)機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)（任殿閣主編）附錄41選擇主電動(dòng)機(jī)為日本FANUC公司交流主軸驅(qū)動(dòng)規(guī)格s15系列，連續(xù)額定輸出功率15KW,基本轉(zhuǎn)速1500r/min,最高轉(zhuǎn)速4500r/min，連續(xù)額定轉(zhuǎn)矩95.4N/m。1.3機(jī)床布局確定結(jié)構(gòu)方案1）傳動(dòng)型采用集中傳動(dòng)。2）采用制動(dòng)式摩擦離合器和帶式制動(dòng)器。3）變速系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪變速。4）潤(rùn)滑系統(tǒng)采用飛濺油潤(rùn)滑。2）布局主軸的空間位置布局圖2 主傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) 2.1轉(zhuǎn)速圖 電動(dòng)機(jī)功率和功率轉(zhuǎn)矩特性如下：2.2定齒輪齒數(shù)變速組第一變速組第二變速組齒數(shù)和1231081081

4、08齒數(shù)Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z835886345347414942.4制傳動(dòng)系統(tǒng)圖 圖4傳動(dòng)系統(tǒng)圖3 估算傳動(dòng)件參數(shù) 確定其結(jié)構(gòu)尺寸3.1確定計(jì)算轉(zhuǎn)速=按齒面點(diǎn)蝕計(jì)算：取A=94由中心距A及齒數(shù)計(jì)算模數(shù)：故第二傳動(dòng)組齒輪模數(shù)取m=3 4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)4.1輪塊設(shè)計(jì)機(jī)床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機(jī)構(gòu)。根據(jù)各傳動(dòng)組的工作特點(diǎn)，基本組的齒輪采用了銷(xiāo)釘聯(lián)結(jié)裝配式結(jié)構(gòu)。第二擴(kuò)大組，由于傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，則采用了整體式齒輪。所有滑移出論與傳動(dòng)軸間均采用了花鍵聯(lián)結(jié)。從工藝的角度考慮，其他固定齒輪也采用花鍵聯(lián)結(jié)。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)結(jié)。4.2軸承的選擇 軸：30206型圓錐滾子軸

5、承 軸：30207型圓錐滾子軸承和NN3009型雙列圓柱滾子軸承 軸：30210型圓錐滾子軸承4.3軸組件本銑床為普通精度級(jí)的輕型機(jī)床，為了簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)，主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸主件。前軸承采用了NN3020K型雙列圓柱滾子軸承，后支承采用了NN3016K型雙列圓柱滾子軸承，中支承N219E型圓柱滾子軸承。為了保證主軸的回轉(zhuǎn)精度，主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。主軸前端采用了圓錐定心結(jié)構(gòu)型式。前軸承為C級(jí)精度，后軸承為D級(jí)精度。4.4封裝置設(shè)計(jì)為了適應(yīng)不同的加工狀態(tài)，主軸的轉(zhuǎn)速經(jīng)常需要調(diào)整。主軸箱采用飛濺式潤(rùn)滑。油面高度為65mm左右，甩油輪浸油深度為10mm左右。潤(rùn)滑油型

6、號(hào)為：HJ30。I軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用了皮碗式接觸密封。而主軸直徑大，線速度較高，則采用了非接觸式 密封。4.5軸箱體設(shè)計(jì)箱體外形采取了各面間直角連接方式，使箱體線條簡(jiǎn)單，明快。并采用了箱體底面和兩個(gè)導(dǎo)向塊為定位安裝面，并用螺釘和壓板固定。安裝簡(jiǎn)單，定位可靠。4.6動(dòng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)本機(jī)床適用于機(jī)械加工車(chē)間和維修車(chē)間。制動(dòng)器采用了帶式制動(dòng)器，并根據(jù)制動(dòng)器設(shè)計(jì)原則，將其放置在靠近主軸的較高轉(zhuǎn)速的II軸上。為了保證離合器與制動(dòng)器的聯(lián)鎖運(yùn)動(dòng)，采用一個(gè)操縱手柄控制。5. 齒輪強(qiáng)度校核計(jì)算公式5.1校核a傳動(dòng)組齒輪校核齒數(shù)為23的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)1 P=14.7KW,n=1620r/

7、min,2 定動(dòng)載系數(shù)：齒輪精度為7級(jí)，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得動(dòng)載系數(shù)3確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對(duì)稱(chēng) 確定齒間載荷分配系數(shù): 由機(jī)械設(shè)計(jì)查得確定動(dòng)載系數(shù): 查表 10-5 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。5.2校核b傳動(dòng)組齒輪校核齒數(shù)為20的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)4 P=14.6KW,n=900r/min,5 定動(dòng)載系數(shù)：齒輪精度為7級(jí)，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得動(dòng)載系數(shù)6確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對(duì)稱(chēng) ,查機(jī)械設(shè)計(jì)得確定齒間載荷分配系數(shù): 由機(jī)械設(shè)計(jì)查得確定動(dòng)載系數(shù): 查表 10-5 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎

8、曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。6傳動(dòng)軸的剛度驗(yàn)算對(duì)于一般傳動(dòng)軸要進(jìn)行剛度的驗(yàn)算，軸的剛度驗(yàn)算包括滾動(dòng)軸承處的傾角驗(yàn)算和齒輪的齒向交角的驗(yàn)算。如果是花鍵還要進(jìn)行鍵側(cè)壓潰應(yīng)力計(jì)算。以軸為例，驗(yàn)算軸的彎曲剛度、花鍵的擠壓應(yīng)力 圖5 軸受力分析圖 圖5中F1為齒輪Z4（齒數(shù)為42）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z9（齒數(shù)28）上所受的切向力Ft2，徑向力Fr2的合力。各傳動(dòng)力空間角度如圖6所示，根據(jù)表11的公式計(jì)算齒輪的受力。圖6 軸空間受力分析表8 齒輪的受力計(jì)算傳遞功率Pkw轉(zhuǎn)速nr/min傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩TN·mm齒輪壓力角°

9、齒面摩擦角°齒輪42齒輪28切向力Ft1N合力F1NF1在X軸投影Fz1NF1在Z軸投影Fz1N分度圓直徑d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X軸投影Fz2NF1在Z軸投影Fz2N分度圓直徑d2mm14.690013946206398.4443.360.3439.2168348.6387.8214.6323112從表8計(jì)算結(jié)果看出，軸在X、Z兩個(gè)平面上均受到兩個(gè)方向相反力的作用。根據(jù)圖7所示的軸向位置，分別計(jì)算出各平面撓度、傾角，然后進(jìn)行合成。根據(jù)機(jī)械制造工藝、金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)（李洪主編）書(shū)中的表2.4-14,表2.4-15計(jì)算結(jié)果如下: a=100 b=230 c=130 f

10、=200 l=330 E=2.1×105MPa n=l-x=150 圖7軸撓度、傾角分析圖 （1）xoy平面內(nèi)撓度 （2）zoy平面內(nèi)撓度 （3）撓度合成 查表得其許用應(yīng)力為0.0003×330=0.099，即0.00480.099，則撓度合格。（4）左支承傾角計(jì)算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則左支承傾角合格。（5）右支承傾角計(jì)算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則右支承傾角合格。7花鍵鍵側(cè)壓潰

11、應(yīng)力驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： 經(jīng)過(guò)驗(yàn)算合格。8滾動(dòng)軸承的驗(yàn)算機(jī)床的一般傳動(dòng)軸用的軸承，主要是因?yàn)槠谄茐亩В蔬M(jìn)行疲勞壽命驗(yàn)算。滾動(dòng)軸承的疲勞壽命驗(yàn)算根據(jù)圖5所示的軸受力狀態(tài)，分別計(jì)算出左（A端）、右（B端）兩支承端支反力。在xoy平面內(nèi)： 在zoy平面內(nèi)： 左、端支反力為： 兩支承軸承受力狀態(tài)相同，但左端受力大，所以只驗(yàn)算左端軸承。軸承壽命經(jīng)過(guò)計(jì)算F=155.5 合格。9主軸組件驗(yàn)算前軸承軸徑，后軸承軸徑，求主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩： 切削力（沿y軸）背向力（沿x軸） 故總的作用力此力作用于頂尖間的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為F/2=926.85在計(jì)算時(shí)，先假定初值l/

12、a=3 l=3前后支承的支反力軸承的剛度：iz=52, La=9, Fr=C/10=9.42KN 初步計(jì)算時(shí)，可假定主軸的當(dāng)量外徑為前后軸承的軸徑的平均值。 故慣性矩為：I=前軸承為軸承代號(hào)為3182116后軸承為軸承代號(hào)為46211和型號(hào)為8212 最佳跨距主軸位置及傳動(dòng)示意圖：10總結(jié) 通過(guò)機(jī)床主軸傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械變速機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，使我在擬定攢動(dòng)機(jī)構(gòu)、裝配結(jié)構(gòu)和制造結(jié)構(gòu)的各種方案以及在機(jī)械設(shè)計(jì)制圖、零件計(jì)算和編寫(xiě)技術(shù)文件等方面得到了綜合訓(xùn)練，培養(yǎng)了我的初步的結(jié)構(gòu)分析與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算能力。 雖然只有一周的時(shí)間，在很倉(cāng)促的情況下完成了這次機(jī)床數(shù)控技術(shù)的課程設(shè)計(jì)，但收獲卻很大，使我初步具備了設(shè)計(jì)的能力，并且我相信我在這方面的設(shè)計(jì)能力會(huì)逐漸成熟起來(lái)。再次感謝曾老師耐心指導(dǎo)幫助！11參考文獻(xiàn)1 金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)簡(jiǎn)明手冊(cè) 范云漲 機(jī)械工業(yè)出版社 1