数控铣床主轴箱设计说明书-数控机床课程设计.doc

燕山大学里仁学院课程设计说明书数控机床课程设计一设计题目及要求1.设计题目：数控铣床主轴箱设计2.已知参数：主轴最高转速3000r/min,最小转速为40r/min,满载功率3Kw。3.设计要求：采用交流调频主轴电动机,实现主轴的无级变速。二选题背景数控铣床的主运动广泛采用无级变速，这不仅能使其在一定调速范围内选择到合理的切削速度，而且还能在运转中自动变速。无级调速有液压、机械、电气多种形式，数控铣床多采用由直流和交流调速电动机作为驱动的电机无级调速。由于数控铣床调速范围较宽，一般情况下单靠调速电动机无法满足；另一方面调速电动机的功率和转矩特性也难于直接与铣床的功率和转矩完全匹配。因此，需要无级调速电动机后串联机械分级变速传动，一满足调速范围和功率、转矩特性的要求。三主传动设计1. 驱动源的选择 因电动机与其它驱动源电动机相比，它具有较高的驱动效率且其种类和型号较多，具有良好的调速启动，制动及反相控制性能选择电动机作为驱动源。铣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。 根据主轴要求的最高转速2500r/min，满载功率3KW,选择中至信电机制造有限公司的YVP132M-4型交流主轴电动机，最高转速是3000 r/min,最低转速90r/min，额定转速1500r/min。2. 转速图的拟定 主轴调速范围：Rn=nmax/nmin=2500/45=55.56计算转速:Nj=150.2r/min取计算转速为155 r/min根据交流主轴电动机的最高转速和额定转速可以求得交流主轴电动机的恒功率转速范围 Rp=nmax/nd=3000/1500=2 而主轴要求的恒功率转速范围Rnp= nmax/nd=2，远大于交流主轴电动机所能提供的恒功率转速范围，所以必须配以分级变速箱。如取变速箱的公比，则由于无级变速时故变速箱的变速级数设计变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，为了简化变速箱及其自动操作机构，采用双速变速箱，现取Z=2 ,=4.02 变速箱公比大于电动机的恒功率调速范围Rp,即 Rp 比Rp值大许多，在主轴的功率特性图中将出现较大的“缺口”，为保证缺口处的输出功率，电动机的功率应相应增大，取电动机额定功率Pd=4kw，在缺口处的功率仅为：P =41500/671=8.94kw。选取电动机的额定功率P=15kw 确定齿轮副的齿数： 取齿数和S=117,由=1.72 得：Z1=44，Z1=73 取齿数和S=117,由=0.43 得：Z2=82，Z2=35 传动系统和转速图、功率特性图如下： 传动系统图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1所示。 表1 各轴的计算转速轴III计算转速（r/min）720360155 效率对估算轴径d影响不大，在估算各个轴直径时可以忽略，据此可认为各个轴的输入功率均为11kw 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=Pd0.99=150.99=14.85 KW 轴：P2=P10.97=14.850.97=14.40 KW III轴：P3=P20.97=14.400.97=13.97 KW 轴扭矩：T1=9550P1/n1 =955010.89/720=196.97N.m轴扭矩：T2=9550P2/n2 =955010.56/360=382 N.mIII轴扭矩：T3=9550P3/n3 =955010.25/155=860.73 N.m是每米长度上允许的扭转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取，其选取的原则如表2所示。 表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根据表2确定各轴所允许的扭转角如表3所示。 表3 许用扭转角的确定轴III（deg/m）111把以上确定的各轴的输入功率N=11KW、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 可得各个传动轴的估算直径：轴： d1=43.49mm 取d1=45mm 轴： d2=54.74mm 取d2=55mm主轴轴径尺寸的确定：已知铣床最大加工直径为Dmax=400mm, 则：主轴前轴颈直径 D1=0.25Dmax15=85115mm 取D1=100mm主轴后轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=6781mm 取D2=75mm主轴内孔直径 d=0.1Dmax10=3555mm 取d=35mm4. 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。各个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3。取Z3=28，则Z3=84。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=2.56 根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得: m=2.97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4 齿轮的估算齿数和模数列表齿轮Z0Z0Z1Z1Z2Z2齿数306082354473模数（mm）333333四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。1. 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。2. 有关零部件结构和尺寸的确定 传动轴的估算由于轴上有滑移齿轮，所以将二轴设计成花键轴，参照表3-4的估算直径，选择直径d=63mm的标准花键轴。主轴的设计则比较复杂，一是因为主轴内部有自动换刀的拉杆，弹簧的结构，二是因为主轴前端刀具的限制，所以主轴的直径不能简单的按前面的估算直径来确定。参照主轴的功率，结合经验数据，取主轴前轴颈的直径d=100mm。 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。齿宽影响齿的强度。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b=(6-10)m。齿轮模数小且装在轴的中部或者是单片齿轮，取大值；齿轮模数大且装在靠近支承处或是多联齿轮，取小值。按照以上的原则，现将各个齿轮的齿厚确定如表4-1所示。表4-1 各齿轮的齿厚齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿厚（mm）343030343430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4-2所示。表4-2 各齿轮的直径齿轮（mm）Z0Z0Z1Z1Z2Z2分度圆直径90180246105132219齿顶圆直径96186252111138225齿根圆直径82.5172.5238.597.5124.5211.5由表4-2可以计算出各轴之间的距离 a1=(d1+d2)/2=135 mm a2=(d3+d2)/2=175.5mm 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，当小齿轮需要高频淬火时，为放置感应圈，在两齿轮之间留出宽度大于等于8mm,且应留有足够空间滑移，安装拨叉处的槽宽通常取12mm，拨叉槽至齿轮端面的厚度应大于5mm。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的间隙。现取齿轮之间的间距为96mm 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。主轴前轴承采用三联角接触球轴承，后支承采用双列短圆柱滚子轴承。前轴承的配置特点是外侧的两个角接触球轴承大口朝向主轴的工作端，承受主要方向的轴向力；第三个角接触球轴承与外侧的两个球轴承背靠背配置，使三联角接触球轴承有一定的支撑跨距，以提高承受颠覆力矩的能力。根据主轴前端直径，选择前端角接触球轴承型号为70000型02系列，后支承采用双列圆柱滚子轴承NN型30系列。轴由于受的轴向力比较小，但速度要求比较高，所以轴上的轴承配置为角接触轴承，根据前面所估算确定的各轴的轴径大小，可以选择70000型02系列.3. 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=（100+75）/2=85；主轴截面惯距截面面积：A=4417.86主轴最大输出转矩： 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 Fy=0.5Fz=1989.6N故总切削力为： F=4448.9N估算时，暂取L0/a=3,即取3x120=360mm.前支承支反力后支承支反力 取则则因在上式计算中，忽略了ys的影响，故L0应稍大一点，取L0=300mm五零件的校核1. 齿轮强度校核 由于在运动降速增扭过程中，小齿轮所受载荷最严重，所以应校核Z3,即Z=23的齿轮即可。 确定各项参数P=7.3KW, nj=600r/min轴扭矩: T2=9550P/n =95507.2/600=92 N.m 确定动载系数：=2.3m/s齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数 在非对称分布时， 查机械设计得确定齿间载荷分配系数: =2778.2N =42.1 100N/m由机械设计查得 =1.2确定动载系数:=11.051.21.42=1.6查表 10-5 2.65 1.58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 由机械设计图10-18查得0.9,S = 1.3 ，则： 49.489.3 故满足要求。2. 传动轴挠度的验算6 设计体会在三周的不懈努力下，课程设计终于完成了。从开始时摸不到头脑到设计基本完成，实在有许多感想。首先要多谢老师给我们的这个机会来锻炼自己，还要感谢诸多同学们的帮助。在这次设计中暴露出我们的许多薄弱环节，很多学过的知识都不能灵活应用，在这次课程设计后才逐渐掌握，学过的东西自己没有用的话就不是不是都掌握了，很多知识都已很模糊，经过这次设计才能系统的回忆起来。理论与实践