数控课程设计说明书1

机床数控技术课程设计 1 目目 录录 1 1 概述和机床参数确定概述和机床参数确定 2 1 1 机床运动参数的确定 2 1 2 机床动力参数的确定 2 1 3 机床布局 2 2 2 主传动系统运动设计主传动系统运动设计 3 2 1 制转速图 3 2 2 定齿轮齿数 3 2 3 算主轴转速误差 4 2 4 传动系统图 4 3 3 估算传动件参数 估算传动件参数 确定其结构尺寸确定其结构尺寸 4 3 1 确定计算转速 4 3 2 确定轴的最小直径 4 3 3 估算传动齿轮模数 5 4 4 结构设计 结构设计 5 4 1 齿轮块设计 6 4 2 轴轴承的选择 6 4 3 轴组件 6 4 4 纵机构 滑系统设计 封装置设计 6 4 5 轴箱体设计 6 4 6 轴换向与制动结构设计 6 5 5 齿轮强度校核齿轮强度校核 7 5 1 校核 a 传动组齿轮 7 5 2 校核 b 传动组齿轮 8 6 6 传动轴的刚度验算传动轴的刚度验算 9 7 7 花键键侧压溃应力验算花键键侧压溃应力验算 13 8 8 滚动轴承的验算滚动轴承的验算 13 9 主轴组件验算 主轴组件验算 14 1010 总结 总结 16 11 参考文献 参考文献 18 机床数控技术课程设计 2 1 1 概述概述 1 1机床课程设计的目的机床课程设计的目的 本课程设计 是在机床数控技术课程之后进行的实践性教学环节 其目的在于通 过机床运动机械变速传动系统的结构设计 使学生在拟定传动和变速的结构的结构方 案过程中 得到设计构思 方案分析 结构工艺性 机械制图 零件计算 编写技术 文件和查阅技术资料等方面的综合训练 树立正确的设计思想 掌握基本的设计方法 并培养学生具有初步的结构分析 结构设计和计算能力 1 11 1 机床运动参数的确定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 nj min r100 Rn 3 0 nmin 1 21 2 机床动力参数的确定机床动力参数的确定 已知电动机功率为 N 15kw 根据 机床设计指导 任殿阁主编 附录 41 选择主 电动机为日本 FANUC 公司交流主轴驱动规格 s15 系列 连续额定输出功率 15KW 基本 转速 1500r min 最高转速 4500r min 连续额定转矩 95 4N m 1 3 机床布局机床布局 确定结构方案 1 传动型采用集中传动 2 采用制动式摩擦离合器和带式制动器 3 变速系统采 用多联滑移齿轮变速 4 润滑系统采用飞溅油润滑 2 布局 主轴的空间位置布局图 机床数控技术课程设计 3 2主传动系统运动设计主传动系统运动设计 2 1 转速图转速图 电动机功率和功率转矩特性如下 机床数控技术课程设计 4 2 2定齿轮齿数 变速组第一变速组第二变速组 齿数和 123108108108 Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8 齿数 3588634534741494 2 4 制传动系统图制传动系统图 图 4 传动系统图 3估算传动件参数估算传动件参数 确定其结构尺寸确定其结构尺寸 3 1 确定计算转速确定计算转速 机床数控技术课程设计 5 332 j w nZ N m 98 2 90020 6 14 323 按齿面点蚀计算 6 93 900 6 14 370 n N 370A 3 3 j 取 A 94 由中心距 A 及齿数计算模数 94 0 200 942 zz A2 m 21 j 故第二传动组齿轮模数取 m 3 4 4 结构设计 结构设计 4 1 轮块设计轮块设计 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 4 2 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 4 3 轴组件轴组件 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 4 4 封装置设计封装置设计 为了适应不同的加工状态 主轴的转速经常需要调整 机床数控技术课程设计 6 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 4 5 轴箱体设计轴箱体设计 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 4 6 动结构设计动结构设计 本机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 II 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 5 齿轮强度校核齿轮强度校核 计算公式 bm YYKT SaFa F 1 2 5 1 校核校核 a 传动组齿轮传动组齿轮 校核齿数为 23 的即可 确定各项参数 1 P 14 7KW n 1620r min mmN106 81620 7 141055 9 n P1055 9 T 366 2定动载系数 s m54 2 100060 162030 100060 dn v 齿轮精度为 7 级 由 机械设计 查得动载系数05 1 A K 3mmmb m 1829 确定齿向载荷分配系数 取齿宽系数1 d 非对称 223 1 120 18 1 0 60 23 10 Hdd Kb 41 1 321023 0 6 01 18 0 12 1 3 机床数控技术课程设计 7 确定齿间载荷分配系数 N573 30 106 82 d T2 F 3 t 由 机械设计 查得m N100 8 31 18 5730 1 b FK tA 1 2 HF KK 确定动载系数 6 127 1 2 105 1 0 1 HFvA KKKKK 查表 10 5 65 2 Fa Y58 1 Sa 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 aFE Mp540 图 10 18 查得 S 1 39 0 N K aF Mp374 3 1 5409 0 3 89 58 1 65 2 374 SaFa F YY 故合适 3 8946 25 218 5736 1 bm KFt 5 2 校核校核 b 传动组齿轮传动组齿轮 校核齿数为 20 的即可 确定各项参数 4 P 14 6KW n 900r min mmN1054 1 900 6 141055 9 n P1055 9T 466 5定动载系数 s m64 1 100060 90035 100060 dn v 齿轮精度为 7 级 由 机械设计 查得动载系数85 0 v K 6mmmb m 1829 确定齿向载荷分配系数 取齿宽系数1 d 非对称 223 1 120 18 1 0 60 23 10 Hdd Kb 42 1 321023 0 6 01 18 0 12 1 3 机床数控技术课程设计 8 查 机械设计 得5 4 22 18 hb27 1 F K 确定齿间载荷分配系数 N880 35 1054 1 2 d T2 F 4 t m N100 9 48 18 8800 1 b FK tA 由 机械设计 查得 1 2 HF KK 确定动载系数 3 127 1 2 185 0 0 1 HFvA KKKKK 查表 10 5 65 2 Fa Y58 1 Sa 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 aFE Mp540 图 10 18 查得 S 1 39 0 N K aF Mp374 3 1 5409 0 3 89 58 1 65 2 374 SaFa F YY 故合适 3 89 4 55 318 8803 1 bm KFt 6 传动轴的刚度验算传动轴的刚度验算 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 机床数控技术课程设计 9 F1 F2 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 机床数控技术课程设计 10 齿轮 42齿轮 28 传递 功率 P kw 转 速 n r mi n 传 动 转 矩 T N mm 齿 轮 压 力 角 齿 面 摩 擦 角 切 向 力 Ft1 N 合 力 F1 N F1 在 X 轴 投 影 Fz1 N F1 在 Z 轴 投 影 Fz1 N 分 度 圆 直 径 d1 m m 切 向 力 Ft2 N 合 力 F 2 N F1 在 X 轴 投 影 Fz2 N F1 在 Z 轴 投 影 Fz2 N 分 度 圆 直 径 d2 mm zmd F F d T F n P T t t cos 2 1055 9 6 14 6900 13946 206 398 4 443 3 60 3 439 2 1 6 8 348 6 387 8 214 6 323 112 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 1 105MPa n l x 150 14 107 5 6 1 EIL 图 7 轴 挠度 倾角分析图 7 9541 64 21 64 44 d I 1 xoy 平面内挠度 6 222 2 222 1 cnlcFanlaF EIL n y xxx 机床数控技术课程设计 11 14222 222 150 5 7 10 60 3 100 330150100 214 6 130 330150100 0 00033 2 zoy 平面内挠度 6 222 2 222 1 cnlcFanlaF EIL n y zzx 14222 222 150 5 7 10 439 2 100 330150100 323 130 330150100 0 0048 3 挠度合成 22 xx yyy 0048 0 0048 0 00033 0 22 查表得其许用应力为 0 0003 330 0 099 即 0 0048 0 099 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 6 1 21 flcfFblabF EIL xxA 14 5 7 10 60 3 100 230 330230 214 6 130 200 330200 0 0000677 b zoy 平面力作用下的倾角 6 1 21 flcfFblabF EIL zzA 14 5 7 10 439 2 100 230 330230 323 130 200 330200 0 00016 c 倾角合成 22 xAxAA 4 22 1075 1 00016 0 0000677 0 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 机床数控技术课程设计 12 a xoy 平面力作用下的倾角 6 1 21 clcfFalabF EIL xxB 14 5 5 7 10 60 3 100 230 330 100 214 6 130 200 330 130 4 8 10 b zoy 平面力作用下的倾角 6 1 21 clcfFalabF EIL zzB 14 5 5 7 10 439 2 100 230 330 100 323 130 200 330200 1 27 10 c 倾角合成 22 xBxBB 4 2525 105 2 1027 1 108 4 查表得其许用倾角值为 0 0006 则右支承倾角合格 7 花键键侧压溃应力验算花键键侧压溃应力验算 花键键侧工作表面的挤压应力为 8 22 max Mpa lzdD T jvjv 75 0 max Mpa z mml mmdD mmNT jv 许用压溃应力 通常载荷分布不均匀系数 花键齿数 花键的工作长度 花键的外径和内径 花键传递的最大扭矩 MPa jv jvjv 140 100 41 1 75 0 6270 2125 392768 22 花键热处理 经过验算合格 8 滚动轴承的验算滚动轴承的验算 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 机床数控技术课程设计 13 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 21 214 6 20060 3 230 88 0 330 xx A F fF b RN l 21 214 6 13060 3 100 66 3 330 xx B F cF a RN l 在 zoy 平面内 21 323 200439 2 230 128 2 330 ZZ A FfF b RN l 21 323 130439 2 100 12 1 330 zz B F cF a RN l 左 端支反力为 22 xAxAA RRR 5 155 3 66 0 88 22 22 xBxBB RRR 4 67 1 12 2 128 22 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 500hTh FKKK Cf L lHPA n h 机床数控技术课程设计 14 3 33 10 3 0 75 1 1 0 8 0 96 355 100100 0 488 33 355 l AA HP Hn j nn j ra ra K KK K K nrpm ff n FXFYF F FF XY C 寿命指数 滚子轴承 齿轮轮换工作系数 使用系数 功率利用系数 转速变化系数 轴承的计算转速 速度系数 当量动载荷 径向载荷 轴向载荷 径向系数 轴向系数 滚动轴承尺寸所表示的额定动20800N负荷 经过计算 F 155 5 TLh 8 3 10 105 8 5 1558 096 0 1 1 488 0 20800 500 合格 9 主轴组件验算主轴组件验算 前轴承轴径 后轴承轴径 求主轴最大输出转矩 mmD80 1 mmD60 2 mN955 100 10 9550 n P 9550T 切削力 沿 y 轴 N 9 9947 096 0 955 Fc 背向力 沿 x 轴 N 9 4973F5 0F cp 故总的作用力N11122FFF 2 p 2 c 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 在计算时 先假定初值 l a 3 l 3mm300100 机床数控技术课程设计 15 前后支承的支反力 B RRA和 N l aF R N l alF R B A 9 617 360 120 7 1853 2 6 2471 360 480 7 1853 2 轴承的刚度 iz 52 La 9 Fr C 10 9 42KN umNizlFK arA 8 17120cos 52 9942039 3 cos 39 3 9 19 08 01 09 19 0 8 01 0 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 e d 故惯性矩为 I 702 6080 e d 822 1072 04 0 07 0 05 0 前轴承为轴承