X7132立式铣床主轴箱课程设计说明书.doc

XXXX 机械学院 机械设计课程任务说明书机械设计课程任务说明书 题目题目 设计 X7132 立式铣床的主轴箱部分 班班 级 机自级 机自 0803 指导老师 指导老师 XXX 2011 年 9 月 22 日 xxxx 机械学院课程设计说明书 第 2 页 共 16 页 目录目录 数控机床课程设计数控机床课程设计 4 第一章第一章 X7132 铣床的用途及主要技术参数铣床的用途及主要技术参数 4 1 1 用途 4 1 2 结构 4 1 3 特点 4 第二章第二章 方案设计方案设计 5 第三章第三章 主传动设计主传动设计 5 3 1 驱动源的选择 5 3 2 转速图的拟定 5 3 3传动轴的估算 7 3 4齿轮模数的估算 8 第四章第四章 主轴箱展开图的设计主轴箱展开图的设计 8 4 1设计的内容和步骤 9 4 2有关零部件结构和尺寸的确定 9 4 3 各轴结构的设计 11 4 4主轴组件的刚度和刚度损失的计算 12 xxxx 机械学院课程设计说明书 第 3 页 共 16 页 第五章第五章 零件的校核零件的校核 13 5 1齿轮强度校核 13 5 2传动轴挠度的验算 14 第六章第六章 心得体会心得体会 15 参考参考文文献献 15 xxxx 机械学院课程设计说明书 第 4 页 共 16 页 数控机床课程设计数控机床课程设计 第一章第一章 X7132 铣床的用途及主要技术参数铣床的用途及主要技术参数 1 1 用途 用途 卧式升降台铣床是一种中 小型通用金属切削机床 本机床的主轴锥孔可直接或者通过附件安装各种圆柱铣刀 圆片铣刀 成型铣刀 端面 铣刀等刀具 适于加工各种中小零件的平面 斜面 沟槽 孔 齿轮等 是机械制造 模具 仪器 仪表 汽车 摩托车等行业的理想加工设备 1 2 结构 结构 本机床的机身 升降台 工作台 主传动 悬梁 冷却 润滑及电气等各部分组成 机 身由底座 床身组成 床身固定在底座上 升降台位于床身前方 沿床身导轨垂直升降 升降 台与滑座由矩形导轨联接 工作台与滑座用燕尾导轨联接 通过丝杠 丝母带动工作台纵 横向移动 主传动安装在床身内 通过床身右侧盖板上的三个变速手柄调节主轴转速 悬梁部 分由固定座 滑枕 挂架组成 床身上面安装固定座 与滑枕通过燕尾导轨联结 挂架悬挂在 滑枕的一端 冷却液存放在底座内腔中 电器箱安装在床身左侧 1 3 特点 特点 本机床工作台可纵 横向手动进给和垂直升降 工作台又可纵 横向实现机动进给 主 传动采用齿轮变速结构 通过三级齿轮变速 使主轴得到 40 1300 转 分 12 级不同转速 调整 范围广 主轴采用支撑结构 提高了主轴的刚性 主轴孔锥度 7 24 卧轴中心至工作台距离 mm 0 450 主轴转速范围 12 级 40 1300 工作台尺寸 mm 1500 320 工作台行程 mm 340 870 工作台纵 横向机动进给速度 mm min 8 级 30 740 工作台垂直升降速度 mm min 560 主传动电机功率 kw 2 2 工作台机动进给电机功率 kw 1 1 机床外型尺寸 mm 1600 1800 1800 1600 2000 1800 机床重量 kg 1600 1700 xxxx 机械学院课程设计说明书 第 5 页 共 16 页 第二章第二章 方案设计方案设计 本次设计的数控铣床主轴箱是串联在交流调频主轴电机后的无级变速箱 属于机械无级 变速装置 它是利用摩擦力来传递转矩 通过连续改变摩擦传动副工作半径来实现无级变速 由于它的变速范围小 是恒转矩传动 适合铣床的传动 第三章第三章 主传动设计主传动设计 3 1 驱动源的选择驱动源的选择 机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机 直流电动机从额定转速 nd 向上 至最高转速 nmax 是调节磁场电流的方法来调速的 属于恒功率 从额定转速 nd 向下至最低 转速 nmin 是调节电枢电压的方法来调速的 属于恒转矩 交流调速电动机是靠调节供电频 率的方法调速 由于交流调速电动机的体积小 转动惯量小 动态响应快 没有电刷 能达 到的最高转速比同功率的直流调速电动机高 磨损和故障也少 所以在中小功率领域 交流 调速电动机占有较大的优势 鉴于此 本设计选用交流调速电动机 选择 YL100L1 4 型交流主轴电动机 最高转速是 3000r min 同步转速 1500r min 3 2 转速图的拟定转速图的拟定 根据交流主轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的恒功率转速范围 Rdp nmax nd 3000 1500 2 3 1 而主轴要求的恒功率转速范围 Rnp nmax nd 3000 300 10 远大于交流主轴电动机所能提供的恒功率转速范围 所以必须串联变速机构的方法来扩大其 恒功率转速范围 设计变速箱时 考虑到机床结构的复杂程度 运转的平稳性等因素 取变速箱的公比 f 等于交流主轴电动机的恒功率调速范围 Rdp 即 f Rdp 2 功率特性图是连续的 无 缺口和无重合的 变速箱的变速级数 Z lg Rnp lg Rdp lg10 lg 2 3 3 3 2 取 Z 3 确定各齿轮副的齿数 取 S 90 由 u 0 6 得 Z1 30 Z1 50 由 u 2 07 得 Z2 54 Z2 26 由 u 0 5 得 Z3 30 Z3 60 选用 YL100L1 4 型交流主轴电动机 连续额定输出功率为 2 2kw xxxx 机械学院课程设计说明书 第 6 页 共 16 页 由此拟定主传动系统图 转速图分别如图 3 1 图 3 2 所示 3 1 主传动系统图 3 2 转速图 xxxx 机械学院课程设计说明书 第 7 页 共 16 页 3 3 传动轴的估算传动轴的估算 传动轴除应满足强度要求外 还应满足刚度要求 强度要求保证轴在反复载荷和扭转载 荷作用下不发生疲劳破坏 机床主传动系统精度要求较高 不允许有较大的变形 因此疲劳 强度一般不是主要矛盾 除了载荷比较大的情况外 可以不必验算轴的强度 刚度要求轴在 载荷下 弯曲 轴向 扭转 不致产生过大的变形 弯曲 失稳 转角 如果刚度不够 轴上的零件如齿轮 轴承等由于轴的变形过大而不能正常工作 或者产生振动和噪音 发热 过早磨损而失效 因此 必须保证传动轴有足够的刚度 通常 先按扭转刚度算出轴的直径 画出草图后 再根据受力情况 结构布置和有关尺寸 验算弯曲刚度 计算转速 nj 是传动件传递全部功率时的最低转速 各个传动轴上的计算转速可以从 转速图上直接得出如表 2 1 所示 表 3 1 各轴的计算转速 轴 III 计算转速 r min 1500900450 各轴功率和扭矩计算 已知一级齿轮传动效率为 0 97 包括轴承 则 轴 P1 Pd 0 99 2 2 0 99 2 178 KW 轴 P2 P1 0 97 2 178 0 97 2 113 KW III 轴 P3 P2 0 97 2 113 0 97 2 05 KW 轴扭矩 T1 9550P1 n1 9550 2 178 1500 13 876 N m 轴扭矩 T2 9550P2 n2 9550 2 113 900 22 421N m III 轴扭矩 T3 9550P3 n3 9550 2 05 450 43 506N m 表 3 3 许用切应力的确定 轴 III MPa T 303030 把以上确定的各轴的输入功率 N 计算转速 nj 如表 2 1 允许扭转角 如表 2 3 代入扭转刚度的估算公式 3 3 3 0 2 T T d 3 4 0 2 1 T T d 可得各个传动轴的估算直径 由于轴为花键轴或存在键槽扩大轴径 5 15 轴 d1 13 22mm 取 d1 30mm 轴 d2 15 92mm 取 d2 30mm III 轴 d2 19 55mm 取 d3 65mm xxxx 机械学院课程设计说明书 第 8 页 共 16 页 主轴轴径尺寸的确定 已知铣床最大加工直径为 Dmax 150mm 则 主轴前轴颈直径 D1 0 25Dmax 15 22 5 52 5mm 取 D1 50mm 主轴后轴颈直径 D2 0 7 0 85 D3 45 5 55 5mm 取 D2 55mm 主轴内孔直径 d 0 1Dmax 10 22 5mm 取 d 22 5mm 3 4 齿轮模数的估算齿轮模数的估算 按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂 而且有些系数只有在齿轮的各 参数都已知方可确定 故只有在装配草图画完后校验用 在画草图时用经验公式估算 根据 估算的结果然后选用标准齿轮的模数 齿轮模数的估算有两种方法 第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算 第二种是按齿轮的 齿面点蚀进行估算 而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知 所以必须先给出 各个齿轮的齿数 根据齿轮不产生根切的基本条件 齿轮的齿数不小于 17 在该设计中 即最小齿轮的 齿数不小于 17 而由于 Z3 Z3 这对齿轮有最大的传动比 各个传动齿轮中最小齿数的齿轮 必然是 Z3 取 Z3 30 S 114 则 Z3 60 从转速图上直接看出直接可以看出 Z3 的计算转速是 450r min 根据齿轮弯曲疲劳估算公式 m 2 6 3 4 332 N z nj 根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得 m 2 84 由于受传动轴轴径尺寸大小限制 选取齿轮模数为 m 3mm 对比上述结果 可知这样 设计出的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲疲劳强度 而且考虑到 两传动轴的间距 故取同一变速组中的所有齿轮的模数都为 m 3mm 现将各齿轮齿数和模数 列表如下 表 3 4 齿轮的估算齿数和模数列表 齿轮 Z0Z0 Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3 齿数 357025450306030 模数 mm 33333333 第四章第四章 主轴箱展开图的设计主轴箱展开图的设计 主轴箱展开图是反映各个零件的相互关系 结构形状以及尺寸的图纸 因此设计从画展 开图开始 确定所有零件的位置 结构和尺寸 并以此为依据绘制零件工作图 xxxx 机械学院课程设计说明书 第 9 页 共 16 页 4 1 设计的内容和步骤设计的内容和步骤 这一阶段的设计内容是通过绘图设计轴的结构尺寸及选出轴承的型号 确定轴的支点 距离和轴上零件力的作用点 计算轴的强度和轴承的寿命 4 2 有关零部件结构和尺寸的确定有关零部件结构和尺寸的确定 传动零件 轴 轴承是主轴部件的主要零件 其它零件的结构和尺寸是根据主要零件的 位置和结构而定 所以设计时先画主要零件 后画其它零件 先画传动零件的中心线和轮廓 线 后画结构细节 1 传动轴的估算 这一步在前面已经做了计算 2 齿轮相关尺寸的计算 为了确定轴的轴向距离 齿轮齿宽的确定是必须的 而容易引起振动和噪声 一般取齿宽系数 m 6 10 m 这里取齿宽系数 m 10 则齿宽 B m m 10 3 30mm B m m 10 2 5 25mm 现将各个齿轮的齿厚确定如表 3 1 所示 表 4 1 各齿轮的齿厚 齿轮 Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3 齿厚 mm 252525253030 齿轮的直径决定了各个轴之间的尺寸 所以在画展开图草图前 各个齿轮的尺寸必须算 出 现将主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如表 3 2 所示 表 4 2 各齿轮的直径 齿轮 Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3 分度圆直径 mm 75 1251356591 54183 08 齿顶圆直径 mm 80 1301407097 54189 08 齿根圆直径 mm 68 75118 75128 7558 7584 08175 58 由表 4 2 可以计算出各轴之间的距离 现将它们列出如表 4 3 所示 表 4 3 各轴的中心距 轴 距离 mm 100137 31 xxxx 机械学院课程设计说明书 第 10 页 共 16 页 3 确定齿轮的轴向布置 为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合 两个固定齿轮的间距 应大于滑移 齿轮的宽度 一般留有间隙 1 2mm 所以首先设计滑移齿轮 轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮之间必须留有用于齿轮加工的间隙 插齿时 当模数在 1 2mm 范围内时 间隙必须不小于 5mm 当模数在 2 5 4mm 范围内时 间隙必须不小于 6mm 且 应留有足够空间滑移 据此选取该滑移齿轮三片齿轮之间的间隙分别为 d1 54mm d2 9mm 由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出轴 上的齿轮的间隙 现取齿轮之间的间距为 54mm 图 4 1 齿轮的轴向间距 4 轴承的选择及其配置 主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承 又要有承受两个方向轴向载荷的 推力轴承 轴承类型及型号选用主要应根据主轴的刚度 承载能力 转速 抗振性及结构要 求合理的进行选定 同样尺寸的轴承 线接触的滚子轴承比电接触的球轴承的刚度要高 但极限转速要低 多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大 不同轴承承受载荷类型及大小不同 还应 考虑结构要求 如中心距特别小的组合机床主轴 可采用滚针轴承 为了提高主轴组件的刚度 通常采用轻型或特轻型系列轴承 因为当轴承外径一定时 其孔 径 即主轴轴颈 较大 通常情况下 中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承 如配推力轴 承 则极限转速低 或者成对圆锥滚子轴承 其结构简单 但是极限转速较低 如配空心 圆锥滚子轴承 其极限转速显著提高 但成本也相应的提高了 高速轻载采用成组角接触球 轴承 根据轴向载荷的大小分别选用 25 或 15 的接触角 轴向载荷为主且精度要求不 高时 选用推力轴承配深沟球轴承 精度要求较高时 选用向心推力轴承 该设计的主轴不仅有刚度高的要求 而且有转速高的要求 所以在选择主轴轴承时 刚 度和速度这两方面都要考虑 轴 前轴承采用 6202 型轴承一个 后支承采用 2 6206 型轴承一个 轴 前轴承采用 2 6206 型轴承一个 后支承采用 2 6206 型轴承一个 xxxx 机械学院课程设计说明书 第 11 页 共 16 页 主轴前轴承采用 6210 型轴承一个 后支承采用 4 7211AC C 级 型轴承一个 4 3 各轴结构的设计各轴结构的设计 I 轴的一端与电动机相连 将其结构草图绘制如下图 4 2 所示 图 4 2 II 轴安装滑移齿轮 其结构如草图 3 2 所示 图 4 3 III 轴其结构完全按标准确定 根据轴向的尺寸将结构简图绘制如下图 4 4 所示 xxxx 机械学院课程设计说明书 第 12 页 共 16 页 图 4 4 4 4 主轴组件的刚度和刚度损失的计算主轴组件的刚度和刚度损失的计算 最佳跨距的确定 取弹性模量 E 2 1X D 65 11 10 Pa 主轴截面惯距 64 44 2 48 10 2 Dd Im 截面面积 A 4415 63 2 mm 主轴最大输出转矩 955014 n p MNm n 床身上最大回转直径约为最大加工直径的 60 即 240mm 故半径为 0 12m 116 67 0 12 n z M FN Fy 0 5Fz 58 33N 故总切削力为 F 130 43N 22 FzFy 估算时 暂取 L0 a 3 即取 3x120 360mm 前支承支反力 0 0 360 120 130 43173 9 360 A la RFN l 后支承支反力 0 120 130 4343 48 360 B a RFN l 取 2 13 976 10 a KN m 2 2 67 10 b KN m xxxx 机械学院课程设计说明书 第 13 页 共 16 页 5 23 a b K K 3 0 0021 a EI Ka 则 0 2 96La 则 0 281Lmm 因在上式计算中 忽略了 ys 的影响 故 L0 应稍大一点 取 L0 300mm 计算刚度损失 取 L 385mm 4 61 因在上式计算中 忽略了 ys 的影响 故 L0 应稍大一点 取 L0 300mm 计算刚度损失 取 L 385mm 4 61 表 4 4 弹 性 主 轴 y1 弹性支承 k 弯曲变形 yb 剪切变形 ys 由 公 式悬伸段跨距段悬伸段跨距段 前支承后支承 总 柔 度 总 刚度 5 488 10 7 2 224 10 6 2 361 10 7 1 165 10 7 11 12 10 7 2 28 1 0 7 44 65 10 7 2 24 105 L 3 85 12 29 49 8 5 29 2 61 24 9 5 1 100 5 488 10 7 1 732 10 6 2 361 10 7 1 4915 10 7 12 4 10 7 3 756 10 7 42 83 10 7 2 33 105 L0 300 12 81 40 46 5 51 3 48 28 9 8 77 100 由 L L0 引起的刚度损失约为 3 68 可知 主轴刚度损失较小 选用的轴承型号及支承形 式都能满足刚度要求 第五章第五章 零件的校核零件的校核 5 1 齿轮强度校核齿轮强度校核 校核 II 轴齿轮 P 2 2KW n 900r min 轴扭矩 T2 9550P2 n2 95502 2 900 23 3 N m 5 1 确定动载系数 5 88m s 60 1000 Dn v 齿轮精度为 7 级 由 机械设计 查得使用系数 1 15 V K xxxx 机械学院课程设计说明书 第 14 页 共 16 页 非对称 1 180 H K 查 机械设计 得 1 19 F K 确定齿间载荷分配系数 3 2 23 3 10 125 372 8N 5 2 2 t T F D 2 98100N m 由 机械设计 查得 1 2 At K F b 1 372 8 125 FH KK 确定动载系数 1 1 15 1 2 1 18 1 62 AvFH KK K KK 查表 10 5 2 32 1 70 F Y S F 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 540MPa 图 10 18 查得寿命系数0 9 S 1 3 FE N K 0 9 540 373 8 1 3 F MPa 5 3 373 8 94 8 2 32 1 70 F FS Y Y t KF bm 1 9389 3 故满足要求 1 62 372 8 125 2 5 5 2 传动轴挠度的验算传动轴挠度的验算 II 轴的校核 通过受力分析 在一轴的三对啮合齿轮副中 中间的两对齿轮对 II 轴中点处 的挠度影响最大 所以 选择中间