数控机床的课程设计

本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 第一章第一章 概述概述 1 1 设计目的 2 1 2 主轴箱的概述 2 第第 2 章章主传动的设计主传动的设计 2 2 1 驱动源的选择 2 2 2 转速图的拟定 2 2 3 传动轴的估算 4 2 4 齿轮模数的估算 3 2 5V 带的选择 4 第第 3 章章主轴箱展开图的设计主轴箱展开图的设计 7 3 1 各零件结构尺寸的设计 7 3 1 1 设计内容和步骤 7 3 1 2 有关零件结构和尺寸的设计 7 3 1 3 各轴结构的设计 9 3 1 4 主轴组件的刚度和刚度损失的计算 10 3 1 5 轴承的校核 13 3 2 装配图的设计的概述 13 总结总结 19 参考文献参考文献 20 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 第一章第一章 概述概述 1 1 设计目的 数控机床的课程设计 是在数控机床设计课程之后进行的实践性教学环节 其 目的在于通过数控机床伺服进给系统的结构设计 使我们在拟定进给传动及变 速等的结构方案过程中得到设计构思 方案分析 结构工艺性 CAD 制图 设 计计算 编写技术文件 查阅技术资料等方面的综合训练 建立正确的设计思 想 掌握基本的设计方法 培养我们初步的结构设计和计算能力 1 2 主轴箱的概述 主轴箱为数控机床的主要传动系统它包括电动机 传动系统和主轴部件 它与普通车床的主轴箱比较 相对来说比较简单只有两极或三级齿轮变速系统 它主要是用以扩大电动机无级调速的范围 以满足一定恒功率 和转速的问题 第二章第二章 2 主传动设计主传动设计 2 1 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 时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 根据主轴要求的最高转速 4000r min 最大切削功率 5kw 选择北京数控设 备厂的 BESK 8 型交流主轴电动机 最高转速是 4500r min 2 2 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 3 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 而主轴要求的恒功率转速范围 Rnp 3 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 涉及变速箱时 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 Rdp 3 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 2 99 取 Z 3 确定各齿轮齿副的齿数 取 S 116 由 U 1 955 得 Z1 24 Z1 68 由 U 1 54 得 Z2 75 Z2 30 由 U 4 6 得 Z3 48 Z3 57 由此拟定主传动系统图 转速图以及主轴功率特性图分别如图 2 1 2 2 2 3 图 2 1 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 图 2 2 图 2 3 2 3 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不至于产生过大的变形 如果刚 度不够 轴上的零件由于轴的 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 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 速可以从转速图是直接得出 如表 2 1 所示 表 2 1 各轴的计算转速 轴 I II III 计算转速 1500 530 140 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 同步带传动效率为 0 98 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 则 I 轴 P1 Pd x 0 98 7 5 x 0 98 7 35KW II 轴 p2 p1 x 0 97 7 5 x 0 97 7 28KW III 轴 P3 P2 x 0 97 7 28 x 0 97 7 06KW II 轴扭矩 T2 9550P2 n2 9550 x x7 28 530 1 31x 5 10 III 轴扭矩 T3 9550 P3 N3 9550 x 7 06 140 4 82x 是每米长度上 5 10 允许的扭转角 deg m 可根据传动轴的要求选取 其选择的原则如表 2 2 所示 表 2 2 许用扭转角选取原则 轴 主轴一般传动轴较低的轴 deg m 0 5 11 1 51 5 2 最后所确定各轴所允许的扭转角如表 2 3 所示 轴 I 轴 II 轴 III 轴 deg m 0 510 5 把以上确定的各轴的输入功率 N 7 5KW 计算转速 nj 允许扭转角 代入扭 转刚度的估算公式 d 91 可得传动轴的估算直径 4 N nj 40mm 52 06mm 4 4 2 7 5 9191 530 1 j N d n 4 4 3 7 5 9191 140 0 5 j N d n 31 39mm 最后取值如下表所示 4 1 91 j N d n 轴 I II III 估算直径 40 32 53 主轴轴径尺寸的确定 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 已知车床最大加工直径为 Dmax 400mm 则 主轴前轴颈直径 D1 0 25Dmax15 85 115mm 后颈直径 D2 0 7 0 85 D1 67 81mm 内孔直径 d 0 1Dmax10 35 55mm 2 4 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 齿轮模数的估算方法有两种 一是按齿轮的弯曲疲劳进行估算 二是按齿 轮的齿面点蚀进行估算 这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知 根据齿轮不产生跟切的基本条件 齿轮数不小于 17 由于 Z3 Z3 这对齿轮 有较大的传动比 各个齿轮中最小齿数的齿轮必然是 Z3 取 Z4 22 S 105 则 Z4 83 从转速图上直接看出 Z3 的计算转速是 530r min 根据齿轮弯曲疲劳估算公式 3 3 7 5 32322 7 22 530 N Znj m 根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算 得 m 2 7 由于受传动轴轴径尺寸大小限制 选取齿轮模数为 m 3 mm 对比上面的结果 可知这样设计的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲疲 劳强度 故取同一变速组中的所以齿轮的模数都为 m 3mm 可得两轴中心距为 a 157 5mm 圆整为 a 158mm 则各齿轮齿数和模数列表如下 齿轮Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3 Z4Z4 齿数2468753048572283 模数22333333 2 5 V 型带的选择 V 带选择 spz 型带 取小带轮的大小 72mm 大带轮的大小为 204mm 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 2 5 1 确定中心距 a 和带的基准长 dL 如果中心距未给出 可根据传动的结构需要初定长度中心距 a0 取 0 7 a0 2 193 2 a0 00 21 1 18057 5 dd dd a 0 145 8 0 120 确定带的根数 z 根 圆整为 3 根 00 2 7 ca aL p z pp k k V 带速度的验算 1 1 1 16 73 60 1000 d d d n Vm s 22 2 16 96 60 1000 d d d n Vm s max 2530 Vm s 故带符合要求 12maxdd VVV 第三章主轴箱展开图的设计第三章主轴箱展开图的设计 主轴箱展开图是反应各个零件的相互关系 结构形状以及尺寸的图纸 并 以此为依据绘制零件工作图 3 1 各零件结构和尺寸设计 3 1 1 设计内容和步骤 通过绘图设计轴的结构尺寸以及选出轴承的型号 确定轴的支点距离和轴 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 上零件力的作用点 计算轴的强度和轴承的寿命 3 1 2 有关零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 其他零件的结构尺寸是根据 主要零件的位置和结构而定 1 传动轴的估算 见前一节 2 齿轮相关尺寸的计算 齿宽影响齿的强度 轮齿越宽承载能力越高 但如果太宽 由于齿轮的 制造误差和轴的变形 可能接触不均 反而容易引起振动和噪声 一般 取齿宽系数 6 10 m 这里取齿宽系数 10 则齿宽 B X m m m m 10 x3 30mm 各个齿轮的齿厚确定如表 3 1 表 3 1 各齿轮的齿厚 齿轮Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3 Z4Z4 齿厚2520353035303030 由计算公式 齿顶 122 1 2 1 2 a d zm hdzh d 齿根 得到下列尺寸表 1 1 22 0 25 f zhc m c d 齿轮的直径决定了各轴之间的尺寸 各主轴部件中各个齿轮的尺寸计算 如下表 3 2 表 3 2 各齿轮的直径 齿轮Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3 Z4Z4 分度圆直径 mm 481362259014417166249 齿顶圆直径 mm 521402319615017772255 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 齿根圆直径 mm 43131217 582 5136 5163 558 5241 5 由表 3 2 可以计算出各轴之间的距离 现将它们列出如表 3 3 所示 表 3 3 各轴的中心距 轴 I II II III 距离230 160 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 II 轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮齿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 6 mm 且应留有足够的空间滑移 据此选出三片齿轮间 的间隙分别为 d1 17 5mm d2 15mm 由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的两个齿轮间的距 离至少是 60mm 现取齿轮间的间距为 64mm 和 70mm 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 线接触的磙子轴承比点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 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 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 或者 成对圆锥滚子轴承 其结构简单 但是极限转速较低 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 度或 15 度的接触角 轴向载荷为 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 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 本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 刚度和速度这两各方面必须考虑 3 1 3 各轴结构的设计 轴的一端与带轮相连 将 轴的结构草图绘制如图 3 2 图 3 2 轴其结构完全按标准确定 根据其周详的尺寸可将结构简图绘制如图 3 3 所示 图 3 3 3 1 4 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 N D 90 65 2 77 5mm 5 2 1 10 2 mm 主轴截面惯距 44 64 1 64 10 2 Dd Imm 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 截面面积 A 3459 9 2 mm 主轴最大输出转矩 5 95500005 12 10 n P MN mm n 2002560 450 2 n zn M FMN 0 51280 Yz FFN 故总切削力为 22 2862 17 zy FFFN 估算时 暂取即取 270mm 0 3 La 前后支承支反力3816 22 a RN 954 06 b RN 取 1033000N mm a k 5 3 67 10 b kN mm 3 0 338 a EI Ka 则 0 2 5La 则 225mm 0 L 因在上式计算中 忽略了 ys 的影响 故 225mm 0 L 主轴端部挠度的计算 已知齿轮最少齿数为 30 模数为 3 则分度圆直径为 90mm 则齿轮的圆周力 2max 2 2911pTdN 径向力 0 51455 5 rt ppN 则传动力在水平面和垂直面内有分力为 水平面 2735 45 H QN 垂直面 2451 12 v QN 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 去计算齿轮与前支承的距离为 66mm 其与后支承的距离为 384mm 切削力的计算 已知车床拖板最大回转直径 max 400Dmm 则主切削力 1310 vc ppN 径向切削力 0 5655 hc ppN 轴向切削力 0 35458 5 rc ppN 当量切削力的计算 P a B a 3639 对于车床 B 0 4 160mm max D 则水平面内 1819 5 h pN 垂直面内 1273 65 v pN 主轴端部的挠度计算 3 22 12 11 1 1 1 3 p aLaaaa Y EIaEALKLKL 3 8 196 10 ph Ymm 3 5 737 10 pv Ymm 传动力的作用下 主轴端位移的计算公式见下式 2 12 1 1 1 6 Q bc Lc abaab YQ EILkLLK L 式中 号表示位移方向上与力反向 b 表示齿轮与前支承的距离 c 表 示齿轮与后支承的距离 将各值带入 得 3 4 307 10 Qh Y 3 3 86 10 Qv Y 水平面内 3 3 889 10 H Ymm 垂直面内 3 1 877 10 v Ymm 则主轴最大端位移为 3 max 4 39 10Ymm 已知主轴最大端位移许用值为 0 0002L 0 09mm y 则 符合要求 max Y y 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 主轴倾角的验算 在切削力 p 的作用下主轴前轴承处的倾角为 水平面 5 7 1 10 rad 3 H ph p La EI 垂直面内 5 4 9 10 rad 3 V pV p La EI 传动力 Q 作用下主轴倾角为 水平面内 rad 5 3 867 10 QH 垂直面内 rad 5 3 465 10 H 则主轴前轴承处的角为 5 3 233 10 rad HPHQH 垂直面内 rad 5 1 435 10 VPVQV 故符合要求 225 max 3 537 10 rad HV QQ 3 1 5 轴承的校核 齿轮受切向力2911 te FN 径向力 切削力 F 1310N 径向切削力0 51455 5 re FpN 0 5655 r FpN 轴向切削力 转速 n 4000r min d 90mm 0 35458 5 a FpN 垂直面内的受力分析 1 66 213 47 450 re r v F FN 2 384 1242 03 450 re r v F FN 水平面内的受力分析 1 90384 2615 05 450 rte r h FF FN 2 54066 359 450 rte r h FF FN 故合力 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 1 2623 7 r FN 2 1292 89 r FN 求两轴承的轴向力 对 70000AC 型轴承 dr FeF 111 0 681778 23 drr FeFFN 222 0 68879 2 drr FeFFN 12 1337 7 aad FFFN 22 879 2 ad FFN 1 0 1337 7 0 012 108 a F c 两次计算的差值不大 因此 确定 2 2 879 2 0 019 46 2 a F c 12 0 68ee 当量动载荷 1 1 1 1337 7 0 509 2623 7 a r F e F 1 1 2 879 2 0 68 1292 89 a r F e F 对两轴承取 X 1 Y 0 X 1 Y 0 由载荷性质 轻载有冲击故取1 5 p f 当量载荷 111 1 5 2623 73935 6 pr pfX FN 222 1 5 1292 891939 3 pr pfX FN 因为所以可知其寿命 12 pp 6 1 10 143346 60 h c Lh n p 本文档下载自 工百科 更多工程实例资料 图纸请浏览工百科 轴承也符合刚度要求 3 2 装配图的设计 根据主轴展开图第一阶段的设计 已将主轴部件的各个部分的零件确 定下来 展开图在设计中附 总结总结 经过为期两周的不懈努力 我们顺利完成了对数控车床纵向进给系统的设 计 在这两周内 我们本着 以我所学 为我所用 提高自我 的宗旨 按