數(shù)控銑床主軸箱課程設(shè)計(jì)報(bào)告說明書

1、-. z目錄目錄第一章機(jī)床的用途及主要技術(shù)參數(shù) 2第二章方案設(shè)計(jì) 2第三章主傳動(dòng)設(shè)計(jì) 23.1 驅(qū)動(dòng)源的選擇 23.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定 33.3 傳動(dòng)軸的估算 53.4 齒輪模數(shù)的估算 6第四章主軸箱展開圖的設(shè)計(jì) 74.1 設(shè)計(jì)的容和步驟 74.2 有關(guān)零部件構(gòu)造和尺寸確實(shí)定 74.3 各軸構(gòu)造的設(shè)計(jì) 94.4 主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算：10第五章零件的校核 115.1 齒輪強(qiáng)度校核 115.2 傳動(dòng)軸撓度的驗(yàn)算：12第六章心得體會(huì) 13參考文獻(xiàn) 14-. z數(shù)控機(jī)床課程設(shè)計(jì)數(shù)控機(jī)床課程設(shè)計(jì)第一章第一章 機(jī)床的用途及主要技術(shù)參數(shù)機(jī)床的用途及主要技術(shù)參數(shù)常用數(shù)控銑床可分為線軌數(shù)控銑床 、硬軌

2、數(shù)控銑床等。 數(shù)控銑床(線軌)具有精度高、剛性好、噪音小，操作簡(jiǎn)單、維修方便等優(yōu)點(diǎn)。工件一次裝夾可以完成平面、槽、斜面及各種復(fù)雜三維曲面的銑削，及鉆孔，擴(kuò)孔、鉸孔和鏜孔等。是復(fù)雜型腔、模具、箱體類零件加工的理想設(shè)備。數(shù)控銑床(硬軌) 具有精度高、剛性好、噪音小，操作簡(jiǎn)單、維修方便等優(yōu)點(diǎn)。工件一次裝夾可以完成平面、槽、斜面及各種復(fù)雜三維曲面的銑削，及鉆孔，擴(kuò)孔、鉸孔和鏜孔等。是復(fù)雜型腔、模具、箱體類零件加工的理想設(shè)備。表 1-1第二章第二章 方案設(shè)計(jì)方案設(shè)計(jì)本次設(shè)計(jì)的數(shù)控銑床主軸箱是串聯(lián)在交流調(diào)頻主軸電機(jī)后的無級(jí)變速箱，屬于機(jī)械無級(jí)變速裝置。它是利用摩擦力來傳遞轉(zhuǎn)矩，通過連續(xù)改變摩擦傳動(dòng)副工作半

3、徑來實(shí)現(xiàn)無級(jí)變速。由于它的變速圍小，是恒轉(zhuǎn)矩傳動(dòng)，適合銑床的傳動(dòng)。第三章主傳動(dòng)設(shè)計(jì)第三章主傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.13.1 驅(qū)動(dòng)源的選擇驅(qū)動(dòng)源的選擇機(jī)床上常用的無級(jí)變速機(jī)構(gòu)是直流或交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)，直流電動(dòng)機(jī)從額定轉(zhuǎn)速 nd 向上至最高轉(zhuǎn)速 nma*是調(diào)節(jié)磁場(chǎng)電流的方法來調(diào)速的，屬于恒功率，從額定轉(zhuǎn)速 nd 向下至最低轉(zhuǎn)速 nmin 是調(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(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)的體積小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，動(dòng)態(tài)響應(yīng)快，沒有電刷，能到達(dá)的最高轉(zhuǎn)速比同功率的直流調(diào)速電動(dòng)機(jī)高，磨損和故障也少，所以在中小功率領(lǐng)域，交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)占有較大的優(yōu)勢(shì)，鑒于此，本設(shè)計(jì)選用交流

4、調(diào)速電動(dòng)機(jī)。根據(jù)主軸要求的最高轉(zhuǎn)速 4500r/min，最大切削功率 5.5KW,選擇數(shù)控設(shè)備廠的 BESK-8型交流主軸電動(dòng)機(jī)，最高轉(zhuǎn)速是 4500 r/min。3.23.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定轉(zhuǎn)速圖的擬定根據(jù)交流主軸電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速和根本轉(zhuǎn)速可以求得交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率轉(zhuǎn)速圍 Rdp=nma*/nd=4500/1500=3 3-1而主軸要求的恒功率轉(zhuǎn)速圍 Rnp= nma*/nd=4500/150=30 ,遠(yuǎn)大于交流主軸電動(dòng)機(jī)所能提供-. z的恒功率轉(zhuǎn)速圍，所以必須串聯(lián)變速機(jī)構(gòu)的方法來擴(kuò)大其恒功率轉(zhuǎn)速圍。設(shè)計(jì)變速箱時(shí)，考慮到機(jī)床構(gòu)造的復(fù)雜程度，運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比f 等于交流主軸

5、電動(dòng)機(jī)的恒功率調(diào)速圍 Rdp，即 f=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(jí)數(shù)Z=lg Rnp/lg Rdp=lg30/ lg 3=3.10 (3-2)取 Z=3 確定各齒輪副的齒數(shù)： 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 =0.75，則電動(dòng)機(jī)功率 P=5.5/0.75=7.3kw?？蛇x用數(shù)控設(shè)備廠的 BESK-8型交流主軸電動(dòng)機(jī)，連續(xù)額定輸出功率為 7.5kw。由此擬定主傳動(dòng)系統(tǒng)圖、轉(zhuǎn)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

6、-1 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖圖 3-2 轉(zhuǎn)速圖 圖 3-3 主軸功率特性3.33.3 傳動(dòng)軸的估算傳動(dòng)軸的估算傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求。強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此疲勞強(qiáng)度-. z一般不是主要矛盾。除了載荷比較大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)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(dòng)和噪音，發(fā)熱，過早磨損而失效。因此，必須保證傳動(dòng)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

7、，構(gòu)造布置和有關(guān)尺寸，驗(yàn)算彎曲剛度。計(jì)算轉(zhuǎn)速 nj是傳動(dòng)件傳遞全部功率時(shí)的最低轉(zhuǎn)速，各個(gè)傳動(dòng)軸上的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上直接得出如表 2-1 所示。表 3-1 各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速軸III計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min1500750173各軸功率和扭矩計(jì)算： 一級(jí)齒輪傳動(dòng)效率為 0.97包括軸承 ，則：軸：P1=Pd0.99=7.50.99=7.42 KW軸：P2=P10.97=7.420.97=7.20 KWIII 軸：P3=P20.97=7.200.97=6.98 KW軸扭矩：T1=9550P1/n1 =95507.42/1500=47.24 N.m軸扭矩：T2=9550P2/n2 =9550III 軸扭矩

8、：T3=9550P3/n3 =95506.98/173=38是每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角deg/m ，可根據(jù)傳動(dòng)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(zhuǎn)角選取原則軸主軸一般傳動(dòng)軸較低的軸deg/m0.5-11-1.51.5-2根據(jù)表 2-2 確定各軸所允許的扭轉(zhuǎn)角如表 2-3 所示。表 3-3 許用扭轉(zhuǎn)角確實(shí)定軸IIIdeg/m111把以上確定的各軸的輸入功率 N=7.5KW、計(jì)算轉(zhuǎn)速 nj如表 2-1 、允許扭轉(zhuǎn)角如表 2-3代入扭轉(zhuǎn)剛度的估算公式 (3-3)40.011 Td可得各個(gè)傳動(dòng)軸的估算直徑：軸： d1=28.8mm 取 d1=30mm-. z軸： d2=34

9、.0mm 取 d1=35mm主軸軸徑尺寸確實(shí)定：銑床最大加工直徑為 Dma*=400mm, 則：主軸前軸頸直徑 D1=0.25Dma*15=85115mm 取 D1=95mm主軸后軸頸直徑 D2=(0.70.85)D1=6781mm 取 D2=75mm主軸孔直徑 d=0.1Dma*10=3555mm 取 d=40mm3.43.4 齒輪模數(shù)的估算齒輪模數(shù)的估算按接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪的各參數(shù)都方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗(yàn)用。在畫草圖時(shí)用經(jīng)歷公式估算，根據(jù)估算的結(jié)果然后選用標(biāo)準(zhǔn)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(jìn)展

10、估算，第二種是按齒輪的齒面點(diǎn)蝕進(jìn)展估算，而這兩種方法的前提條件是各個(gè)齒輪的齒數(shù)必須，所以必須先給出各個(gè)齒輪的齒數(shù)。根據(jù)齒輪不產(chǎn)生根切的根本條件：齒輪的齒數(shù)不小于 17，在該設(shè)計(jì)中，即最小齒輪的齒數(shù)不小于 17。而由于 Z3,Z3這對(duì)齒輪有最大的傳動(dòng)比，各個(gè)傳動(dòng)齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是 Z3 。取 Z3=20,S=114，則 Z3=94。從轉(zhuǎn)速圖上直接看出直接可以看出 Z3 的計(jì)算轉(zhuǎn)速是 750r/min。根據(jù)齒輪彎曲疲勞估算公式m=2.4 (3-4)332Nz nj根據(jù)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度估算公式計(jì)算得: m=2.84由于受傳動(dòng)軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數(shù)為 m =3mm，比照上述結(jié)果，可知

11、這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，而且考慮到兩傳動(dòng)軸的間距，故取同一變速組中的所有齒輪的模數(shù)都為 m=3mm?，F(xiàn)將各齒輪齒數(shù)和模數(shù)列表如下：表 3-4 齒輪的估算齒數(shù)和模數(shù)列表齒輪Z0Z0Z1Z1Z2Z2Z3Z3齒數(shù)3570387668469420模數(shù)mm33333333第四章第四章 主軸箱展開圖的設(shè)計(jì)主軸箱展開圖的設(shè)計(jì)主軸箱展開圖是反映各個(gè)零件的相互關(guān)系，構(gòu)造形狀以及尺寸的圖紙。因此設(shè)計(jì)從畫展開圖開場(chǎng)，確定所有零件的位置，構(gòu)造和尺寸，并以此為依據(jù)繪制零件工作圖。-. z4.14.1 設(shè)計(jì)的容和步驟設(shè)計(jì)的容和步驟這一階段的設(shè)計(jì)容是通過繪圖設(shè)計(jì)軸的構(gòu)造尺寸

12、及選出軸承的型號(hào)，確定軸的支點(diǎn)距離和軸上零件力的作用點(diǎn)，計(jì)算軸的強(qiáng)度和軸承的壽命。4.24.2 有關(guān)零部件構(gòu)造和尺寸確實(shí)定有關(guān)零部件構(gòu)造和尺寸確實(shí)定傳動(dòng)零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其它零件的構(gòu)造和尺寸是根據(jù)主要零件的位置和構(gòu)造而定。所以設(shè)計(jì)時(shí)先畫主要零件，后畫其它零件，先畫傳動(dòng)零件的中心線和輪廓線，后畫構(gòu)造細(xì)節(jié)。1傳動(dòng)軸的估算這一步在前面已經(jīng)做了計(jì)算。2齒輪相關(guān)尺寸的計(jì)算為了確定軸的軸向距離，齒輪齒寬確實(shí)定是必須的。而容易引起振動(dòng)和噪聲，一般取齒寬系數(shù) m =(6-10)m。這里取齒寬系數(shù) m=10, 則齒寬 B=mm=103=30mm.現(xiàn)將各個(gè)齒輪的齒厚確定如表 3-1 所示。表 4

13、-1 各齒輪的齒厚齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3齒厚mm303030303030齒輪的直徑?jīng)Q定了各個(gè)軸之間的尺寸，所以在畫展開圖草圖前，各個(gè)齒輪的尺寸必須算出。現(xiàn)將主軸部件中各個(gè)齒輪的尺寸計(jì)算如表 3-2 所示。表 4-2 各齒輪的直徑齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3分度圓直徑mm11422820413828260齒頂圓直徑mm12023421014428866齒根圓直徑mm106.5220.5196.5130.5274.552.5Z0Z010521011121697.5202.5由表 3-2 可以計(jì)算出各軸之間的距離，現(xiàn)將它們列出如表 4-3 所示。表 4-3 各軸的中心距軸距離mm1601753

14、確定齒輪的軸向布置-. z為防止同一滑移齒輪變速組的兩對(duì)齒輪同時(shí)嚙合，兩個(gè)固定齒輪的間距，應(yīng)大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙 1-2mm，所以首先設(shè)計(jì)滑移齒輪。軸上的滑移齒輪的兩個(gè)齒輪輪之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時(shí)，當(dāng)模數(shù)在1-2mm 圍時(shí)，間隙必須不小于 5mm,當(dāng)模數(shù)在 2.5-4mm 圍時(shí)，間隙必須不小于 6mm，且應(yīng)留有足夠空間滑移，據(jù)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?，F(xiàn)取齒輪之間的間距為 82mm 和 45mm。圖 4-1 齒輪的軸向間距4軸承的選擇及其配置主軸組件的滾動(dòng)

15、軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個(gè)方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號(hào)選用主要應(yīng)根據(jù)主軸的剛度，承載能力，轉(zhuǎn)速，抗振性及構(gòu)造要求合理的進(jìn)展選定。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(zhuǎn)速要低；多個(gè)軸承的承載能力比單個(gè)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(yīng)考慮構(gòu)造要求，如中心距特別小的組合機(jī)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?yàn)楫?dāng)軸承外徑一定時(shí)，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力角接觸球軸承如配推力軸承，則極限轉(zhuǎn)速低 ，或者成對(duì)圓錐滾子軸承，其構(gòu)造簡(jiǎn)單，

16、但是極限轉(zhuǎn)速較低，如配空心圓錐-. z滾子軸承，其極限轉(zhuǎn)速顯著提高，但本錢也相應(yīng)的提高了。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或 15的接觸角。軸向載荷為主且精度要求不高時(shí)，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時(shí)，選用向心推力軸承。該設(shè)計(jì)的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉(zhuǎn)速高的要求，所以在選擇主軸軸承時(shí)，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(gè)，后支承采用 30215 型和8215 型軸承各一個(gè)。4.34.3 各軸構(gòu)造的設(shè)計(jì)各軸構(gòu)造的設(shè)計(jì)I 軸的一端與電動(dòng)機(jī)相連，將其構(gòu)造草圖繪制如以下圖 42 所示圖 42II 軸安裝滑移齒輪，其構(gòu)造如

17、草圖 32 所示圖 4-3III 軸其構(gòu)造完全按標(biāo)準(zhǔn)確定，根據(jù)軸向的尺寸將構(gòu)造簡(jiǎn)圖繪制如以下圖 44 所示圖 4-44.44.4 主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算：主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算：最正確跨距確實(shí)定：取彈性模量 E=2.1*，D=95+75/2=85；1110 Pa主軸截面慣距64(44)2.48 102DdIm 截面面積：A=4415.632mm主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩：床身上最大回轉(zhuǎn)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=4448.9N22FzFy估算時(shí)，暫取 L0/a=3,即取 3*120=360mm.

18、前支承支反力00360 1204448.94931.9360AlaRFNl后支承支反力01204448.91483.0360BaRFNl取213.976 10/aKN m則0/2.96La 則0281Lmm因在上式計(jì)算中，忽略了 ys的影響，故 L0應(yīng)稍大一點(diǎn)，取 L0=300mm計(jì)算剛度損失：-. z取 L=385mm,=4.61L=385mm,=4.61 因在上式計(jì)算中，忽略了 ys的影響，故 L0應(yīng)稍大一點(diǎn)，取L0=300mm計(jì)算剛度損失：取 L=385mm,=4.61表 4-4 彈 性 主 軸 y1 彈性支承 k 彎曲變形 yb 剪切變形 ys 由 公式懸伸段跨距段懸伸段跨距段前支承后

19、支承總 柔 度 總剛度5.48810-7-72.22410-62.36110-71.16510-711.1210-72.2810-744.6510-72.24105 L=38512.2949.85.292.6124.95.11005.48810-7-71.73210-62.36110-71.491510-712.410-73.75610-742.8310-72.33105L0=300 12.8140.465.513.4828.98.77100由 LL0 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(hào)及支承形式都能滿足剛度要求。第五章第五章 零件的校核零件的校核5.15.1

20、 齒輪強(qiáng)度校核齒輪強(qiáng)度校核校核 II 軸齒輪 校核齒數(shù)為 20 的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)P=7.2KW, n=750r/min軸扭矩: T2=9550P2/n2 =95507.2/750=91.68 N.m5-1確定動(dòng)載系數(shù)：60 1000Dnv=2.35m/s齒輪精度為 7 級(jí)，由?機(jī)械設(shè)計(jì)?查得使用系數(shù) 05. 1vK非對(duì)稱查?機(jī)械設(shè)計(jì)?得確定齒間載荷分配系數(shù):=2778.2N 5-2tTFD32 91.68 10662=42.1100N/m 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?查得 =1.2AtK Fb1 2778.266FHKK確定動(dòng)載系數(shù):=1 1.05 1.2 1.42=1.6AvFHKK K KK2231

21、.120.18 1 0.60.23 10HddKb24. 1FK-. z查表 10-5 2.65 1.58FYSF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540MPa 圖 10-18 查得0.9,S = 1.3FENK 5-3373.889.32.65 1.58FFSY Y49.489.3 故滿足要求。tKFbm1.6 2778.230 35.25.2 傳動(dòng)軸撓度的驗(yàn)算：傳動(dòng)軸撓度的驗(yàn)算：II 軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對(duì)嚙合齒輪副中，中間的兩對(duì)齒輪對(duì) II 軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)展校核d=60mm， E=2.1*，b=30mm ，*=180mm1110 Pa5-