數(shù)控機(jī)床主軸箱設(shè)計(jì)

第一章概述TOC\o"1-5"\h\z設(shè)計(jì)目的 2主軸箱的概述 22.1驅(qū)動(dòng)源的選擇 22.2轉(zhuǎn)速圖的擬定 22.3傳動(dòng)軸的估算 42.4齒輪模數(shù)的估算 32.5V帶的選擇 4\o"CurrentDocument"第3章主軸箱展開圖的設(shè)計(jì) 73.1各零件結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì) 73.1.1設(shè)計(jì)內(nèi)容和步驟 73.1.2有關(guān)零件結(jié)構(gòu)和尺寸的設(shè)計(jì) 73.1.3各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 93.1.4主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算 103.1.5軸承的校核 133.2裝配圖的設(shè)計(jì)的概述 13\o"CurrentDocument"總結(jié) 19參考文獻(xiàn) 20第一章概述1-1設(shè)計(jì)目的數(shù)控機(jī)床的課程設(shè)計(jì)，是在數(shù)控機(jī)床設(shè)計(jì)課程之后進(jìn)行的實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié)。其目的在于通過數(shù)控機(jī)床伺服進(jìn)給系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，使我們?cè)跀M定進(jìn)給傳動(dòng)及變速等的結(jié)構(gòu)方案過程中得到設(shè)計(jì)構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、CAD制圖、設(shè)計(jì)計(jì)算、編寫技術(shù)文件、查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，建立正確的設(shè)計(jì)思想，掌握基本的設(shè)計(jì)方法，培養(yǎng)我們初步的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算能力。2主軸箱的概述主軸箱為數(shù)控機(jī)床的主要傳動(dòng)系統(tǒng)它包括電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)和主軸部件它與普通車床的主軸箱比較，相對(duì)來說比較簡(jiǎn)單只有兩極或三級(jí)齒輪變速系統(tǒng)，它主要是用以擴(kuò)大電動(dòng)機(jī)無級(jí)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(dòng)設(shè)計(jì)1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nmax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時(shí)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，能達(dá)到的最高轉(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)選用交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)。根據(jù)主軸要求的最高轉(zhuǎn)速4000r/min，最大切削功率5kw，選擇北京數(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4500r/min。2-2轉(zhuǎn)速圖的擬定根據(jù)交流主軸電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速和基本轉(zhuǎn)速可以求得交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率轉(zhuǎn)速范圍Rdp=nmax/nd=3而主軸要求的恒功率轉(zhuǎn)速范圍Rnp=3,遠(yuǎn)大于交流主軸電動(dòng)機(jī)所能提供的恒功率轉(zhuǎn)速范圍，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)速范圍。涉及變速箱時(shí)，考慮到機(jī)床結(jié)構(gòu)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①f等于交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率調(diào)速范圍Rdp,即①=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=2.99.取Z=3確定各齒輪齒副的齒數(shù)：取S=116由U=1.955得Z1=24Z1’=68由U=1.54得Z2=75Z2’=30由U=4.6得Z3=48Z3’=57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2-1，2-2,2-3圖2-1

圖2-3圖圖2-32.3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)載荷和扭轉(zhuǎn)載荷作用下不發(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)度一般不是主要矛盾。除了載荷較大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求軸在載荷下不至于產(chǎn)生過大的變形。如果剛度不夠，軸上的零件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。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)速圖是直接得出，如表2-1所示。表2-1各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速軸IIIIII計(jì)算轉(zhuǎn)速1500530140各軸功率和扭矩計(jì)算:已知一級(jí)齒輪傳動(dòng)效率為0.97（包括軸承），同步帶傳動(dòng)效率為0.98，則

軸：P1=Pdx0.98=7.5x0.98=7.35KW軸p2=p1x0.97=7.5x0.97=7.28KW軸P3=P2x0.97=7.28x0.97=7.06KWII軸扭矩：T2=9550P2/n2=9550xx7.28/530=1.31x105III軸扭矩：T3=9550P3/N3=9550x7.06/140=4.82x105[①]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，其選擇的原則如表2-2所示。表2-2許用扭轉(zhuǎn)角選取原則軸主軸一般傳動(dòng)軸較低的軸[①](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I軸II軸III軸[①](deg/m)0.510.5把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW，計(jì)算轉(zhuǎn)速nj,允許扭轉(zhuǎn)角[①]代入扭轉(zhuǎn)剛度的估算公式d=914N/(nj[①])，可得傳動(dòng)軸的估算直徑：d2=91.-^^=?！饵c(diǎn)”40mmd3=91二=40mmd3=91二=91n[肩 \140x0.5j7.5=52.06mmd=91(— =31.39mm.最后取值如下表所示:軸IIIIII估算直徑403253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=0.25Dmax+15=85-115mm后頸直徑D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm內(nèi)孔直徑d=0.1Dmax+10=35-55mm2.4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)都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗(yàn)用。在畫草圖時(shí)用經(jīng)驗(yàn)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)的估算方法有兩種，一是按齒輪的彎曲疲勞進(jìn)行估算，二是按齒輪的齒面點(diǎn)蝕進(jìn)行估算。這兩種方法的前提條件是各個(gè)齒輪的齒數(shù)必須已知。根據(jù)齒輪不產(chǎn)生跟切的基本條件：齒輪數(shù)不小于17。由于Z3,Z3’這對(duì)齒輪有較大的傳動(dòng)比，各個(gè)齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是Z3.取Z4=22,S=105，則Z4’=83從轉(zhuǎn)速圖上直接看出Z3的計(jì)算轉(zhuǎn)速是530r/min.根據(jù)齒輪彎曲疲勞估算公式m>32 =323：'7.5=2.7o 3Z*nj 322x530根據(jù)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度估算公式計(jì)算得m=2.7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,對(duì)比上面的結(jié)果，可知這樣設(shè)計(jì)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，故取同一變速組中的所以齒輪的模數(shù)都為 m=3mm.可得兩軸中心距為a=157.5mm.圓整為a=158mm..則各齒輪齒數(shù)和模數(shù)列表如下：齒輪Z1Z1’Z2Z2’Z3Z3’Z4Z4’齒數(shù)2468753048572283模數(shù)223333332-5V型帶的選擇;V帶選擇spz型帶，取小帶輪的大小72mm，大帶輪的大小為204mm；

2-5-1確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)Ld如果中心距未給出，可根據(jù)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)需要初定長(zhǎng)度中心距40,取0.7（d+d）<a0<2（d+d），193.2<a0<552后確定a0=200，根據(jù)帶傳動(dòng)的幾何關(guān)系，按下式計(jì)算所需代的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 L，：L'=2a0+-（d+d）dd 2 d1 d2+~d2 d2）得到L'=855.4，取L=900mm4。 d d0L-La=a0+ ―d=200+（900-855.4）/2=222mm。驗(yàn)算主動(dòng)輪上的包角a：1a=1800-匕~dd1x57.50=145.8。>=120。；1 a確定帶的根數(shù)z：z=——匚——=2.7根，圓整為3根。(PP)kk0+A0aLV帶速度的驗(yàn)算:V=—dd1"1—=16.73m/sd160x1000V=兀"d2”2=16.96m/sd260x1000V=25--30m/Smax匕1匕1V匕2<Vmax故帶符合要求。第三章主軸箱展開圖的設(shè)計(jì)主軸箱展開圖是反應(yīng)各個(gè)零件的相互關(guān)系，結(jié)構(gòu)形狀以及尺寸的圖紙，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(shè)計(jì)3.1.1設(shè)計(jì)內(nèi)容和步驟通過繪圖設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)尺寸以及選出軸承的型號(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。3.1.2有關(guān)零件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定傳動(dòng)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。傳動(dòng)軸的估算見前一節(jié)齒輪相關(guān)尺寸的計(jì)算齒寬影響齒的強(qiáng)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(dòng)和噪聲，一般取齒寬系數(shù)①=(6-10)m.這里取齒寬系數(shù)①=10，則齒寬B=①Xm=10x3=30mm.各個(gè)齒輪的齒厚確定如表3-1.表3-1各齒輪的齒厚齒輪Z1Z1’Z2Z2’Z3Z3’Z4Z4’齒厚2520353035303030由計(jì)算公式;齒頂：d=(z+2)m(h*=1);d=(z+2h*)齒根：d =(z1-2h*—2c*)m(c*=0.25)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(gè)齒輪的尺寸計(jì)算如下表3-2表3-2各齒輪的直徑齒輪Z1Z1’Z2Z2’Z3Z3’Z4Z4’分度圓直徑(mm)481362259014417166249齒頂圓直徑(mm)521402319615017772255齒根圓直徑（mm）43131217.582.5136.5163.558.5241.5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3-3所示表3-3各軸的中心距軸I-IIII-III距離2301603）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(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。II軸上的滑移齒輪的兩個(gè)齒輪輪齒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范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于5mm,當(dāng)模數(shù)在2.5-4mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于6mm，且應(yīng)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(gè)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(dòng)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)選用主要根據(jù)主軸的剛度，承載能力，轉(zhuǎn)速，抗振性及結(jié)構(gòu)要求合理的進(jìn)行選定。同樣尺寸的軸承，線接觸的磙子軸承比點(diǎn)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。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(duì)圓錐滾子軸承，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(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。本設(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)，剛度和速度這兩各方面必須考慮。3.1-3各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)I軸的一端與帶輪相連，將I軸的結(jié)構(gòu)草圖繪制如圖3-2圖3-2II軸其結(jié)構(gòu)完全按標(biāo)準(zhǔn)確定，根據(jù)其周詳?shù)某叽缈蓪⒔Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(jì)算：最佳跨距的確定：取彈性模量E=2.1x105N/mm2， D=(90+65)/2=77.5mm；主軸截面慣距：I= 42.=1.64x106mm42截面面積；A=3459.9mm2P王軸最大輸出轉(zhuǎn)矩：M=9550000—=5.12x1。5N.mmFMn=M/200=2560Nz450/2nF=0.5F=1280N故總切削力為：F=\：'F2+F=2862.17N估算時(shí)，暫取L/a=3,即取270mm前后支承支反力R=3816.22NR=954.06N取k=1033000N/mm孔=3.67x105N/mm門=EI=0.338Kxa3則L0/a=2.5則L=225mm因在上式計(jì)算中，忽略了ys的影響，故L0=225mm主軸端部撓度的計(jì)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：p=2TJd=2911N徑向力：p=0.5p=1455.5N則傳動(dòng)力在水平面和垂直面內(nèi)有分力為:水平面：Qh=2735.45N垂直面：Q=2451.12N去計(jì)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(jì)算：已知車床拖板最大回轉(zhuǎn)直徑D=400mm。max則主切削力：p=p=1310N徑向切削力：p=0.5p=655N軸向切削力：p=0.35p=458.5N當(dāng)量切削力的計(jì)算：P=(a=B)/a=3639對(duì)于車床B=0.4D=160mm則水平面內(nèi)：ph=1819.5N垂直面內(nèi)：p=1273.65N主軸端部的撓度計(jì)算：Y=p］七(1+L+欄(1+a+_!(1+a)主軸端部的撓度計(jì)算：Y=pI3EIaEALKLKL)、 1 2 7Y=Y=8.196x10-3mm，phY=5.737x10-3mmpv傳動(dòng)力的作用下，主軸端位移的計(jì)算公式見下式:bc(L+c)a 1.1b、〃a、ab— +—(1-—)(1+—)— 、 6EIL kLLKL/式中：“一”號(hào)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Y=-4.307x10-3 Y=-3.86x10-3Qh Qv水平面內(nèi)：Y=3.889X10-3mm垂直面內(nèi)：Y=1.877x10-3mm則主軸最大端位移為：Y=4.39x10-3mm已知主軸最大端位移許用值為［y］=0.0002L=0.09mm則Y<［y］，符合要求。主軸傾角的驗(yàn)算:

在切削力p的作用下主軸前軸承處的傾角為:水平面：0==7.1x10-5radph 3EI垂直面內(nèi)：0=pv^a=4.9x10-5radpv3EI傳動(dòng)力Q作用下主軸傾角為：水平面內(nèi)：0 =-3.867x10-5radQH垂直面內(nèi)：0=-3.465x10-5rad則主軸前軸承處的角為0=0+0=3.233x10-5radHPHQH垂直面內(nèi)：0=0+0=1.435x10-5radVPVQV0 =jQj+Q^2=3.537x10-5rad 故符合要求。3-1-5軸承的校核：齒輪受切向力F=2911N徑向力：F=0.5p=1455.5N；切削力F=1310N，徑向切削力F=0.5p=655N軸向切削力F=0.35p=458.5N，轉(zhuǎn)速n=4000r/mind=90mm軸向切削力F=0.35p=458.5N，轉(zhuǎn)速n=4000r/mind=90mm垂直面內(nèi)的受力分析:Fr1vFr2vFrex66=213.47N450Frex384=1242.03N450水平面內(nèi)的受力分析:F=Frx90+Fex384=2615.05Nr1h 450F=F必40",x66=359Nr2h450故合力：F=2623.7Nr1F=1292.89Nr2求兩軸承的軸向力:對(duì)70000AC型軸承F^eFFd廣eF1=0.68xF1=1778.23NF2=eF2=0.68xF2=879.2NF=F+F2=1337.7NF=F+F2=1337.7Nal=F2=879.2NF―alc01337.7 0.012108F—a2c2竺2=0.019兩次計(jì)算的差值不大，46.2因此，確定e=e=0.68,當(dāng)量動(dòng)載荷:F_F_1337.7F1=2623.7rl=0.509<e1=0.68=e1F_=0.68=e1r2對(duì)兩軸承取X=1，Y=0；X=1，Y=0；由載荷性質(zhì)，輕載有沖擊故取fp=1.5當(dāng)量載荷:p=f(XF)=1.5x2623.7=3935.6N1p1r1P2=f(X2F2)=1.5x1292.89=1939.3N。因?yàn)閜>p所以可知其壽命L=史—(￡)^=143346九1 2 h60np1軸承也符合剛度要求。3-2裝配圖的設(shè)計(jì)根據(jù)主軸展開圖第一階段的設(shè)計(jì)，已將主軸部件的各個(gè)部分的零件確定下來，展開圖在設(shè)計(jì)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(duì)數(shù)控車床縱向進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。在