数控技术课程设计-数控铣床的主传动系统设计（全套图纸）.doc

金属切削机床课程设计 目 录1.电动机选择11.1机床运动参数的确定11.2机床动力参数的确定12. 分级变速机构设计12. 确定结构方案12.2 主传动系统运动设计22.3绘制转速图、功率转矩特性曲线23主轴变速系统其他参数计算33.1确定计算转速33.2确定轴的最小直径33.3估算传动齿轮模数43.4齿轮块设计53.5传动轴轴承的选择53.6主轴组件53.7操纵机构、滑系统设计、封装置设计53.8主轴箱体设计63.9制动结构设计64.齿轮强度校核64.1校核a传动组齿轮 64.2校核b传动组齿轮75. 传动轴的刚度验算 86. 花键键侧压溃应力验算 127. 滚动轴承的验算128主轴组件验算149总结1610参考文献 16全套图纸加1538937061.电机选择1.1 机床运动参数的确定（1） 确定Rn已知最低转速nmin=25rpm，最高转速nmax=2500rpm，转速调整范围： Rn=nmax/nmin=100（2） 计算转速=1.2机床动力参数的确定已知电动机功率为N=15kw，根据数控机床设计指导选择主电动机为日本FANUC公司交流主轴驱动RS系列，其主要技术数据见下表1：转速（r/min）额定功率（kw）满载时堵转电流堵转转矩最大转矩同步转速（r/min）级数电流（A）效率（%）功率因数额定电流（倍）额定转矩（倍）额定转矩（倍）1420156.882.50.817.02.22.2150042.分级变速机构设计2.1确定结构方案1）主轴传动系统采用V带，齿轮传动。2）传动型采用集中传动。3）制动采用式摩擦离合器和带式制动器。4）变速系统采用多联划移齿轮变速。5）润滑系统采用飞溅油润滑。2）布局主轴的空间位子布局图2.2主传动系统运动设计变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和728490齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z142.3绘制转速图、功率转矩特性曲线 3 主轴变速系统其他参数设计3.1确定计算转速轴：1620 轴：900 主轴：100 传动组a： 3.2确定轴的最小直径确定各轴最小直径1轴的直径： 取d=302轴的直径： 取d=353主轴的直径： 取d=503.3估算传动齿轮模数-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=（为大齿轮的计算转速，根据转速图确定）按齿面点蚀计算：取A=78由中心距A及齿数计算模数：模数因取和中较大值。故第一变数组齿轮模数因取m=2-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=按齿面点蚀计算：取A=94由中心距A及齿数计算模数：故第二转动组齿轮模数取m=33.4齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，基本组的齿轮采用了销钉联结装配式结构。第二扩大组，由于传递的转矩较大，则采用了整体式齿轮。所有滑移出论与传动轴间均采用了花键联结。从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。3.5传动轴轴承的选择 轴：30206型圆锥滚子轴承 轴：30207型圆锥滚子轴承和NN3009型双列圆柱滚子轴承 轴：30210型圆锥滚子轴承3.6主轴组件本铣床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴主件。前轴承采用了NN3020K型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了NN3016K型双列圆柱滚子轴承，中支承N219E型圆柱滚子轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。3.7操纵机构 、滑系统设计 、封装置设计为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑依齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。主轴箱采用飞溅式润滑。油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：HJ30。I轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用了皮碗式接触密封。而主轴直径大，线速度较高，则采用了非接触式 密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。3.8主轴箱体设计箱体外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单，明快。并采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单，定位可靠。3.9制动结构设计本机床属于卧式铣床，适用于机械加工车间和维修车间。制动器采用了带式制动器，并根据制动器设计原则，将其放置在靠近主轴的较高转速的III轴上。为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。4. 齿轮强度校核计算公式4.1校核a传动组齿轮校核齿数为23的即可，确定各项参数1 P=14.7KW,n=1620r/min,2 定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得动载系数3确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。4.2校核b传动组齿轮校核齿数为20的即可，确定各项参数4 P=14.6KW,n=900r/min,5 定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得动载系数6确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。5传动轴的刚度验算对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。以轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力 图5 轴受力分析图 图5中F1为齿轮Z4（齿数为42）上所受的切向力Ft1，径向力Fr1的合力。F2为齿轮Z9（齿数28）上所受的切向力Ft2，径向力Fr2的合力。各传动力空间角度如图6所示，根据表11的公式计算齿轮的受力。图6 轴空间受力分析表8 齿轮的受力计算传递功率Pkw转速nr/min传动转矩TNmm齿轮压力角齿面摩擦角齿轮42齿轮28切向力Ft1N合力F1NF1在X轴投影Fz1NF1在Z轴投影Fz1N分度圆直径d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X轴投影Fz2NF1在Z轴投影Fz2N分度圆直径d2mm14.690013946206398.4443.360.3439.2168348.6387.8214.6323112从表8计算结果看出，轴在X、Z两个平面上均受到两个方向相反力的作用。根据图7所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据机械制造工艺、金属切削机床设计指导（李洪主编）书中的表2.4-14,表2.4-15计算结果如下: a=100 b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1105MPa n=l-x=150 图7轴挠度、倾角分析图 （1）xoy平面内挠度 （2）zoy平面内挠度 （3）挠度合成 查表得其许用应力为0.0003330=0.099，即0.00480.099，则挠度合格。（4）左支承倾角计算和分析 a. xoy平面力作用下的倾角 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 查表得其许用倾角值为0.0006，则左支承倾角合格。（5）右支承倾角计算和分析 a. xoy平面力作用下的倾角 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格。6花键键侧压溃应力验算花键键侧工作表面的挤压应力为： 经过验算合格。7滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故进行疲劳寿命验算。滚动轴承的疲劳寿命验算根据图5所示的轴受力状态，分别计算出左（A端）、右（B端）两支承端支反力。在xoy平面内： 在zoy平面内： 左、端支反力为： 两支承轴承受力状态相同，但左端受力大，所以只验算左端轴承。轴承寿命经过计算F=155.5 合格。8主轴组件验算前轴承轴径，后轴承轴径，求主轴最大输出转矩： 根据主电动机功率为15kw，则床身上最大回转直径D=320mm刀架上最大回转直径主轴通孔直径d,最大工件长度1000mm。床身上最大加工直径为最大回转直径的60%也就是192mm故半径为0.096mm。切削力（沿y轴）背向力（沿x轴） 故总的作用力此力作用于顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=926.85主轴孔径初选为40 根据结构选悬伸长度a=120mm在计算时，先假定初值l/a=3 l=3前后支承的支反力轴承的刚度：iz=52, La=9, Fr=C/10=9.42KN 初步计算时，可假定主轴的当量外径为前后轴承的轴径的平均值。 故惯性矩为：I=前轴承为轴承代号为3182116后轴承为轴承代号为46211和型号为8212 最佳跨距主轴位置及传动示意图：9总结 通过数控铣床主传动机构的设计，使我在拟定攒动机构、装配结构和制造结构的各种方案以及在机械设计制图、零件计算和编写技术文件等方面得到了综合训练，培养了我的初步的结构分析与结构设计计算能力。 虽然只有一周多的时间，在很仓促的情况下完成了这次技术切削机