數(shù)控機床主軸箱設計

第一章概述TOC\o"1-5"\h\z設計目的 2主軸箱的概述 22.1驅動源的選擇 22.2轉速圖的擬定 22.3傳動軸的估算 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計 73.1各零件結構尺寸的設計 73.1.1設計內(nèi)容和步驟 73.1.2有關零件結構和尺寸的設計 73.1.3各軸結構的設計 93.1.4主軸組件的剛度和剛度損失的計算 103.1.5軸承的校核 133.2裝配圖的設計的概述 13\o"CurrentDocument"總結 19參考文獻 20第一章概述1-1設計目的數(shù)控機床的課程設計，是在數(shù)控機床設計課程之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過數(shù)控機床伺服進給系統(tǒng)的結構設計，使我們在擬定進給傳動及變速等的結構方案過程中得到設計構思、方案分析、結構工藝性、CAD制圖、設計計算、編寫技術文件、查閱技術資料等方面的綜合訓練，建立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，培養(yǎng)我們初步的結構設計和計算能力。2主軸箱的概述主軸箱為數(shù)控機床的主要傳動系統(tǒng)它包括電動機、傳動系統(tǒng)和主軸部件它與普通車床的主軸箱比較，相對來說比較簡單只有兩極或三級齒輪變速系統(tǒng)，它主要是用以擴大電動機無級調(diào)速的范圍，以滿足一定恒功率、和轉速的問題。第二章2主傳動設計1驅動源的選擇機床上常用的無級變速機構是直流或交流調(diào)速電動機，直流電動機從額定轉速nd向上至最高轉速nmax是調(diào)節(jié)磁場電流的方法來調(diào)速的，屬于恒功率，從額定轉速nd向下至最低轉速nmin時調(diào)節(jié)電樞電壓的方法來調(diào)速的屬于恒轉矩；交流調(diào)速電動機是靠調(diào)節(jié)供電頻率的方法調(diào)速。由于交流調(diào)速電動機的體積小，轉動慣量小，動態(tài)響應快，沒有電刷，能達到的最高轉速比同功率的直流調(diào)速電動機高，磨損和故障也少，所以在中小功率領域，交流調(diào)速電動機占有較大的優(yōu)勢，鑒于此，本設計選用交流調(diào)速電動機。根據(jù)主軸要求的最高轉速4000r/min，最大切削功率5kw，選擇北京數(shù)控設備廠的BESK-8型交流主軸電動機，最高轉速是4500r/min。2-2轉速圖的擬定根據(jù)交流主軸電動機的最高轉速和基本轉速可以求得交流主軸電動機的恒功率轉速范圍Rdp=nmax/nd=3而主軸要求的恒功率轉速范圍Rnp=3,遠大于交流主軸電動機所能提供的恒功率轉速范圍，所以必須串聯(lián)變速機構的方法來擴大其恒功率轉速范圍。涉及變速箱時，考慮到機床結構的復雜程度，運轉的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比①f等于交流主軸電動機的恒功率調(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由此擬定主傳動系統(tǒng)圖，轉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傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此疲勞強度一般不是主要矛盾。除了載荷較大的情況外，可以不必驗算軸的強度。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)生振動和噪音，發(fā)熱，過早磨損而失效，因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。計算轉速nj是傳動件傳遞全部功率時的最低轉速，各個傳動軸上的計算轉速可以從轉速圖是直接得出，如表2-1所示。表2-1各軸的計算轉速軸IIIIII計算轉速1500530140各軸功率和扭矩計算:已知一級齒輪傳動效率為0.97（包括軸承），同步帶傳動效率為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]是每米長度上允許的扭轉角(deg/m),可根據(jù)傳動軸的要求選取，其選擇的原則如表2-2所示。表2-2許用扭轉角選取原則軸主軸一般傳動軸較低的軸[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，計算轉速nj,允許扭轉角[①]代入扭轉剛度的估算公式d=914N/(nj[①])，可得傳動軸的估算直徑：d2=91.-^^=?！饵c”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度和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)比較復雜，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用。在畫草圖時用經(jīng)驗公式估算，根據(jù)估算的結果然后選用標準齒輪的模數(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行估算，二是按齒輪的齒面點蝕進行估算。這兩種方法的前提條件是各個齒輪的齒數(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’這對齒輪有較大的傳動比，各個齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是Z3.取Z4=22,S=105，則Z4’=83從轉速圖上直接看出Z3的計算轉速是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)齒輪接觸疲勞強度估算公式計算得m=2.7由于受傳動軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數(shù)為m=3mm,對比上面的結果，可知這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，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和帶的基準長Ld如果中心距未給出，可根據(jù)傳動的結構需要初定長度中心距40,取0.7（d+d）<a0<2（d+d），193.2<a0<552后確定a0=200，根據(jù)帶傳動的幾何關系，按下式計算所需代的基準長度 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。驗算主動輪上的包角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計主軸箱展開圖是反應各個零件的相互關系，結構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各零件結構和尺寸設計3.1.1設計內(nèi)容和步驟通過繪圖設計軸的結構尺寸以及選出軸承的型號，確定軸的支點距離和軸上零件力的作用點，計算軸的強度和軸承的壽命。3.1.2有關零件結構和尺寸的確定傳動零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其他零件的結構尺寸是根據(jù)主要零件的位置和結構而定。傳動軸的估算見前一節(jié)齒輪相關尺寸的計算齒寬影響齒的強度。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。各主軸部件中各個齒輪的尺寸計算如下表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)的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距應大于滑移齒輪的寬度。一般留有間隙1-2mm，所以首先設計滑移齒輪。II軸上的滑移齒輪的兩個齒輪輪齒之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時，當模數(shù)在1-2mm范圍內(nèi)時，間隙必須不小于5mm,當模數(shù)在2.5-4mm范圍內(nèi)時，間隙必須不小于6mm，且應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軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號選用主要根據(jù)主軸的剛度，承載能力，轉速，抗振性及結構要求合理的進行選定。同樣尺寸的軸承，線接觸的磙子軸承比點接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉速要低，多個軸承的承載能力比單個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，或者成對圓錐滾子軸承，其結構簡單，但是極限轉速較低。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，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時，選用向心推力軸承。本設計的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉速高的要求，所以在選擇主軸軸承時，剛度和速度這兩各方面必須考慮。3.1-3各軸結構的設計I軸的一端與帶輪相連，將I軸的結構草圖繪制如圖3-2圖3-2II軸其結構完全按標準確定，根據(jù)其周詳?shù)某叽缈蓪⒔Y構簡圖繪制如圖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，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因在上式計算中，忽略了ys的影響，故L0=225mm主軸端部撓度的計算：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。

切削力的計算：已知車床拖板最大回轉直徑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當量切削力的計算：P=(a=B)/a=3639對于車床B=0.4D=160mm則水平面內(nèi)：ph=1819.5N垂直面內(nèi)：p=1273.65N主軸端部的撓度計算：Y=p］七(1+L+欄(1+a+_!(1+a)主軸端部的撓度計算：Y=pI3EIaEALKLKL)、 1 2 7Y=Y=8.196x10-3mm，phY=5.737x10-3mmpv傳動力的作用下，主軸端位移的計算公式見下式:bc(L+c)a 1.1b、〃a、ab— +—(1-—)(1+—)— 、 6EIL kLLKL/式中：“一”號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，轉速n=4000r/mind=90mm軸向切削力F=0.35p=458.5N，轉速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=0.019兩次計算的差值不大，46.2因此，確定e=e=0.68,當量動載荷:F_F_1337.7F1=2623.7rl=0.509<e1=0.68=e1F_=0.68=e1r2對兩軸承取X=1，Y=0；X=1，Y=0；由載荷性質，輕載有沖擊故取fp=1.5當量載荷:p=f(XF)=1.5x2623.7=3935.6N1p1r1P2=f(X2F2)=1.5x1292.89=1939.3N。因為p>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裝配圖的設計根據(jù)主軸展開圖第一階段的設計，已將主軸部件的各個部分的零件確定下來，展開圖在設計中附?？偨Y經(jīng)過為期兩周的不懈努力，我們順利完成了對數(shù)控車床縱向進給系統(tǒng)的設計。在