數(shù)控課程設計說明書

機床數(shù)控技術課程設計目 錄1. 概述和機床參數(shù)確定21.1機床運動參數(shù)的確定21.2機床動力參數(shù)的確定21. 3機床布局22. 主傳動系統(tǒng)運動設計32.1制轉速圖32.2定齒輪齒數(shù)32.3算主軸轉速誤差42.4傳動系統(tǒng)圖43估算傳動件參數(shù) 確定其結構尺寸43.1確定計算轉速43.2確定軸的最小直徑43.3估算傳動齒輪模數(shù)54結構設計54.1齒輪塊設計64.2 軸軸承的選擇64.3軸組件64.4縱機構、滑系統(tǒng)設計、封裝置設計64.5軸箱體設計64.6軸換向與制動結構設計65.齒輪強度校核 75.1校核a傳動組齒輪 75.2校核b傳動組齒輪 86. 傳動軸的剛度驗算97. 花鍵鍵側壓潰應力驗算 138. 滾動軸承的驗算139主軸組件驗算1410總結 1611參考文獻 181.概述1機床課程設計的目的本課程設計，是在機床數(shù)控技術課程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的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文件和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。1.1 機床運動參數(shù)的確定（1） 確定Rn已知最低轉速nmin=25rpm，最高轉速nmax=2500rpm，轉速調(diào)整范圍： Rn=nmax/nmin=100（2） 計算轉速=1.2機床動力參數(shù)的確定已知電動機功率為N=15kw，根據(jù)機床設計指導（任殿閣主編）附錄41選擇主電動機為日本FANUC公司交流主軸驅動規(guī)格s15系列，連續(xù)額定輸出功率15KW,基本轉速1500r/min,最高轉速4500r/min，連續(xù)額定轉矩95.4N/m。1.3機床布局確定結構方案1）傳動型采用集中傳動。2）采用制動式摩擦離合器和帶式制動器。3）變速系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪變速。4）潤滑系統(tǒng)采用飛濺油潤滑。2）布局主軸的空間位置布局圖2 主傳動系統(tǒng)運動設計 2.1轉速圖 電動機功率和功率轉矩特性如下：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123108108108齒數(shù)Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z835886345347414942.4制傳動系統(tǒng)圖 圖4傳動系統(tǒng)圖3 估算傳動件參數(shù) 確定其結構尺寸3.1確定計算轉速=按齒面點蝕計算：取A=94由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)：故第二傳動組齒輪模數(shù)取m=3 4結構設計4.1輪塊設計機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據(jù)各傳動組的工作特點，基本組的齒輪采用了銷釘聯(lián)結裝配式結構。第二擴大組，由于傳遞的轉矩較大，則采用了整體式齒輪。所有滑移出論與傳動軸間均采用了花鍵聯(lián)結。從工藝的角度考慮，其他固定齒輪也采用花鍵聯(lián)結。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。4.2軸承的選擇 軸：30206型圓錐滾子軸承 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的輕型機床，為了簡化結構，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構型式。前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。4.4封裝置設計為了適應不同的加工狀態(tài)，主軸的轉速經(jīng)常需要調(diào)整。主軸箱采用飛濺式潤滑。油面高度為65mm左右，甩油輪浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：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軸箱體設計箱體外形采取了各面間直角連接方式，使箱體線條簡單，明快。并采用了箱體底面和兩個導向塊為定位安裝面，并用螺釘和壓板固定。安裝簡單，定位可靠。4.6動結構設計本機床適用于機械加工車間和維修車間。制動器采用了帶式制動器，并根據(jù)制動器設計原則，將其放置在靠近主軸的較高轉速的II軸上。為了保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。5. 齒輪強度校核計算公式5.1校核a傳動組齒輪校核齒數(shù)為23的即可，確定各項參數(shù)1 P=14.7KW,n=1620r/min,2 定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由機械設計查得動載系數(shù)3確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱 確定齒間載荷分配系數(shù): 由機械設計查得確定動載系數(shù): 查表 10-5 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。5.2校核b傳動組齒輪校核齒數(shù)為20的即可，確定各項參數(shù)4 P=14.6KW,n=900r/min,5 定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由機械設計查得動載系數(shù)6確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱 ,查機械設計得確定齒間載荷分配系數(shù): 由機械設計查得確定動載系數(shù): 查表 10-5 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。6傳動軸的剛度驗算對于一般傳動軸要進行剛度的驗算，軸的剛度驗算包括滾動軸承處的傾角驗算和齒輪的齒向交角的驗算。如果是花鍵還要進行鍵側壓潰應力計算。以軸為例，驗算軸的彎曲剛度、花鍵的擠壓應力 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。各傳動力空間角度如圖6所示，根據(jù)表11的公式計算齒輪的受力。圖6 軸空間受力分析表8 齒輪的受力計算傳遞功率Pkw轉速nr/min傳動轉矩TNmm齒輪壓力角齒面摩擦角齒輪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計算結果看出，軸在X、Z兩個平面上均受到兩個方向相反力的作用。根據(jù)圖7所示的軸向位置，分別計算出各平面撓度、傾角，然后進行合成。根據(jù)機械制造工藝、金屬切削機床設計指導（李洪主編）書中的表2.4-14,表2.4-15計算結果如下: a=100 b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1105MPa 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 查表得其許用應力為0.0003330=0.099，即0.00480.099，則撓度合格。（4）左支承傾角計算和分析 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花鍵鍵側壓潰應力驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 經(jīng)過驗算合格。8滾動軸承的驗算機床的一般傳動軸用的軸承，主要是因為疲勞破壞而失效，故進行疲勞壽命驗算。滾動軸承的疲勞壽命驗算根據(jù)圖5所示的軸受力狀態(tài)，分別計算出左（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，所以只驗算左端軸承。軸承壽命經(jīng)過計算F=155.5 合格。9主軸組件驗算前軸承軸徑，后軸承軸徑，求主軸最大輸出轉矩： 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在計算時，先假定初值l/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 初步計算時，可假定主軸的當量外徑為前后軸承的軸徑的平均值。 故慣性矩為：I=前軸承為軸承代號為后軸承為軸承代號為46211和型號為8212 最佳跨距主軸位置及傳動示意圖：10總結 通過機床主軸傳動系統(tǒng)的機械變速機構的設計，使我在擬定攢動機構、裝配結構和制造結構的各種方案以及在機械設計制圖、零件計算和編寫技術文件等方面得到了綜合訓練，培養(yǎng)了我的初步的結構分析與結構設計計算能力。 雖然只有一周的時間，在很倉促的情況下完成了這次機床數(shù)控技術的課程設計，但收獲卻很大，使我初步具備了設計的能力，并且我相信我在這方面的設計能力會逐漸成熟起來。再次感謝曾老師耐心指導幫助！11參考文獻1 金屬切削機床設計簡明手冊 范云漲 機械工業(yè)出版社 199