《数控机床说明书》word版

1、Q目 录1 .概 述 和 机 床 参 数 确 定 21 . 1 机 床 运 动 参 数 的 确 定 1 . 2 机 床 动 力 参 数 的 确 定 1 . 3 机 床 布 局 22 .主 传 动 系 统 运 动 设 计 2 . 1 确 定 变 速 组 传 动 副 数 目 32 . 2 确 定 变 速 组 的 扩 大 顺 序 42 . 3 绘 制 转 速 图 42 . 4 确 定 齿 轮 齿 数 52 . 5 确 定 带 轮 直 径 52 . 6 验 算 主 轴 转 速 误 差 52 . 7 绘 制 传 动 系 统 图 63 估 算 传 动 件 参 数 确 定 其 结 构 尺 寸 63 . 1

2、确 定 计 算 转 速 63 . 2 确 定 轴 的 最 小 直 径 63 . 3 估 算 传 动 齿 轮 模 数 73.4 普 通 V 带 的 选 择 和 计 算 84 结 构 设 计 94 . 1 带 轮 设 计 94 . 2 齿 轮 块 设 计 1 04.3 传 动 轴 轴 承 的 选 择 1Q4 . 4 主 轴 组 件 1 04.5 操 纵 机 构 、 滑 系 统 设 计 、 封 装 置 设 计 104 . 6 主 轴 箱 体 设 计 1 04.7 主 轴 换 向 与 制 动 结 构 设 计 105 . 齿 轮 强 度 校 核 1 1a传动组齿轮5 . 2 校 核 b 传 动 组 齿

3、轮 1 2传动轴的刚度验算花键键侧压溃应力验算滚 动 轴 承 的 验 算8 .1 59 主轴组件验算.10总结11参考文献1.概述1 机床课程设计的目的机床课程设计，是在金属切削机床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。轻型车床是根据机械加工业发展需要而设计的一种适应性强，工艺范围广，结构简单，制造成本低的万能型车床。它

4、被广泛地应用在各种机械加工车间，维修车间。它能完成多种加工工序；车削内圆柱面，圆锥面，成形回转面，环形槽，端面及内外螺纹，它可以用来钻孔，扩孔，铰孔等加工。1Q1.1 机床运动参数的确定（1） 确定调速范围 Rn已知若某型数控车床的电机工作在额定转速时（ 1500r/min箱的变速，主轴实现6级转速，分别为：1600r/min900r/min530r/min250r/min，150r/min，85r/min有一只数据的：n 1600r min，n 85r ， Z 6min调速范围为：R nn 19nr r 公比为： （nn ） ()11.86 11 (Z（2） 求出转速系列由已知得，标准转速数

5、列为：85 150 250 530 900 16001.2机床动力参数的确定 41选择主电动机为 Y100L-4，其主要2技术数据见下表 1：表 1 Y100L-4技术参数2堵转电 堵转转 最大转 同步转级数矩（kw） 电流 效率 功率 额定电 额定转 额定转 （r/mi（A） （%） 因数 ）1Q143036.8 82.5 0.81 7.02.22.2150041.3机床布局确定结构方案1）主轴传动系统采用V23）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）布局采用卧式车床常规的布局形式。机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜扳

6、箱，车身等 6个部件组成。主轴的空间位子布局图2 主传动系统运动设计1Q2.1确定变速组传动副数目实现 6级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：1）6=23 2）6=32从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也较小。如使传动副有较多的传动组在接近电动机处，则使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，可以节省材料。由于题目要求有低速档和高速档之分，所以只能选择第一套分配方案。故选择 的方案。2.2确定变速组的扩大顺序的传动副组合，其传动组的顺序又可有以下两种形式：1） 6=22） 6=23112选择中间轴的变速范围最小的方案，变速范围小，转速高，转

7、矩较小，传动件1）较为合理。结构网图如下：图22.3绘制转速图1Q图32.4确定齿轮齿数 戴曙主编）表81，求出各传动组齿轮齿数1Q表2Z1齿数105 105 30 180 64 36 50 50 36 642.5确定带轮直径确定计算功率N jK-工作情况系数工作时间为一班制 查表的 K=1.1N-主动带轮传动的功率计算功率为 N=1.1x5=5.5kwj根据计算功率和小带轮的转速选用的三角带型号为 A ，查表 26得小带轮直径推荐植n为 90.5mm ，大带轮直径2.6绘制传动系统D DD 143.79412n1121Q图43 估算传动件参数 确定其结构尺寸3.1确定计算转速轴：900轴：9

8、00n 900轴：530传动组 a：z 1051j传动组 b：z 50n 5305j3.2确定轴的最小直径确定各轴最小直径1轴的直径： 0.96, /n1r17.57.50.96d 491 24mm4n900 2轴的直径： 0.980.990.99 0.922,n r/2121Q7.547.50.922d 491 28mmn900 3轴的直径： 0.980.99 0.89, 530 /nr3237.57.50.89d 49134mm4n530此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。3.3估算传动齿轮模数-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：N5m 32=3231.8（n 为大齿轮的计算转速，根据转速图确定）3

9、Z n30900wjj按齿面点蚀计算：N5A370取 A=85370365.533900nj由中心距 A及齿数计算模数：2A2m 2.36z z1j2模数因取m 和m 中较大值。故第一变数组齿轮模数因取 m=2.5wj-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：N5m 32=3232.573Z n56530wj按齿面点蚀计算：1QN5A3703703114.073530nj取 A=115由中心距 A及齿数计算模数：2A2m 2.74z zj12故第二转动组齿轮模数取 m=33.4普通 V带的选择和计算设计功率皮带选择的型号为 A型两带轮的中心距A (0.7 2)(D D )mm范围内选择。中心距过小时，胶带短因

10、而增P K P（kw）P 1.155.5kwddAO12加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起震动。3.14801430Dn1 160000计算胶带速度 m/sv60000初定中心距A 98mm 280mmO计算带的基准长度：2(D D )L 2A (D D )21780mm24Ao120o按上式计算所得的值查表选取计算长查金属切削机床设计指导表 23取Ld 825a a D D )22实际中心距 A=218a 2L (D D )12A=302.5mm1Q为了张紧和装拆胶带的需要，中心距 A应为-（h+0.01L）到+0.02L的范围内调整。-（h+0.01

11、L）为装拆调整量，h为胶带厚度，0.02L为张紧调整量。核算定小带轮包角D Do 21 求得176.2 合格.o0oo01A1带的挠曲次数:1000mv 100026.03u 14.640 合格L825njn cc 1带的根数Z n 单根三角带能传递的功率oc 小带轮的包角系数13.3Z 4.99 取 5根三角胶带。0.740.894结构设计4.1带轮设计根据 V带计算，选用 5根 A型 V带。由于 I轴安装了摩擦离合器，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。4.2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。

12、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。4.3传动轴轴承的选择1Q轴：30207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：30208型圆锥滚子轴承4.4主轴组件本车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

13、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。4.5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。4.6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

14、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。1Q4.7制动结构设计本机床属于卧式车床，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。2Y Y1 5. 齿轮强度校核：计算公式5.1校核 a传动组齿轮F校核齿数为 30的即可，确定各项参数 P=5KW,n=800r/min,T 9.55P/n 9.555/ 7.16N 664dn 48 900 定动载系数：v m/s601000601000齿轮精度为 7级，由机械设计查得

15、动载系数K A b m 9218mmm确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 1d 非对称K 1.120.18 10.6 0.2310 b223Hdd1.120.6)0.2310 32 1.423b/h/(24.5,查机械设计得K FT 27.164 定齿间载荷分配系数: 故将齿宽调整为 36， NFdt1.0K FA82.9N /mtb由机械设计查得K K FH确定动载系数: K K K K K 1.01.051.21.27 1.6HAvF1Q查表 10-5Y 2.65F 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540Mp。a图 10-18查得 K 0.9,S = 1.3N0.

16、9540 374Mp1.3Fa FY Y89.3， 1.6t 89.3故合适。35.2校核 b传动组齿轮校核齿数为 28的即可，确定各项参数 P=5KW,n=530r/min,T 9.55 P/n 9.55 5/ 11.46 N 664dn60100056530 定动载系数：v 0.733m/s601000齿轮精度为 7级，由机械设计查得动载系数K 0.85v b m 9218mmm确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 1d 非对称K 1.120.18 10.6 0.2310 b223Hdd1.12 0.6) 0.23 10 32 1.42 3b/h/(24.5,查机械设计得K FT 211.46

17、4确定齿间载荷分配系数: 4093NFdt1Q1.0K FAt 227.4 N /mb1.0K FA故将齿宽调整为 48，t N /mb由机械设计查得K K FH确定动载系数: K K K K K 1.00.851.21.27 1.3HAvF查表 10-5Y 2.65F 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 540Mp。a图 10-18查得 K 0.9,S = 1.3N0.9540 374Mp1.3Fa 89.3，FY Y 1.3255.4故合适。t6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

18、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1QF1F2图5图 5中 F为齿轮 Z（齿数为 42 F ，径向力F 的合力。F为齿轮14t1r12Z（齿数 28）上所受的切向力 F ，径向力 F 的合力。9t2r2根据表 11的公式计算齿轮的受力。表8 分度圆直径6n切向力dFdmmmmNNNN1Q168211从表 8计算结果看出，轴在XZ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 2.4-14,表 2.4-15计算结果如下:a=100b=230c=130f=200l=330MPan=l-x=150

19、15.710146EILd44I 9541.7图7（1）xoy平面内挠度ny F al n a )F cl n c )2222226EILx1x21505.710 60.3100(330 150 100 )222214.6130(330 150 100 )2220.00033（2）zoy平面内挠度1Qny F al n a )F cl n c )2222226EILxz1z21505.710 439.2100(330 150 100 )222323130(330 150 100 )2220.0048（3）挠度合成y y y22xx 0.00033 0.0048220.0048查表得其许用应力为

20、 ，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1F ab lb F cf l f( ) ( ) 6EILA1x25.710 60.3100230(330230)14214.6130200(330200)0.0000677b. zoy平面力作用下的倾角1F ab lb F cf l f( ) ( ) 6EILAz1z25.710 439.2100230(330230330200)0.00016c. 倾角合成 22AA xAx (0.0000677) (0.00016)221.75104查表得其许用倾角值为 0.000

21、6，则左支承倾角合格。（5）右支承倾角计算和分析1Qa. xoy平面力作用下的倾角1 BF abla)F cflc)6EIL1x25.710 60.3100230(330100)214.6130200(330130)4.8105b. zoy平面力作用下的倾角1 BF abla)F cflc)6EILz1z25.710 439.2100230(330100)323130200(330200)1.27105c. 倾角合成 22BB xBx (4.810 ) 10 )525 2 2.5104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工作表面的挤压应力为：T

22、Mpa(D d lz22T 花键传递的最大扭矩N mmmaxD,d 花键的外径和内径mml 花键的工作长度mmz花键齿数 0.75许用压溃应力Mpajv8392761.41 (25 21 )27060.75jv22jv 100 140MPajv1Q经过验算合格。8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表 11AB端）两支承端支反力。在 xoy平面内：F f F b214.620060.3230R 188.0Nx2l330AF cF a214.613060.3100R 66.3Nx21l330B在 zoy平面内：R F f

23、 F b 323200439.2230Z1128.2NZ2l330F cF a 323130439.2100AR Nz2z1l330B左、端支反力为：R R R 22AA xAx 22R R R 22BB xBx 128.2 12.12267.4两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。nK K K F轴承寿命 500(T h) LhhAl1Q103 寿命指数，滚子轴承K 齿轮轮换工作系数0.75lK 使用系数，K 1.1AAK 功率利用系数（0.8)K 转速变化系数（0.96)n 轴承的计算转速（355rpm)j100100f 速度系数，f 0.488n3355nnjF XF

24、 YFraF 当量动载荷F 径向载荷F 轴向载荷raX 径向系数Y 轴向系数C20800）经过计算 F=155.5L () 8.5T 合格。831.10.960.8155.5h9主轴组件验算前轴承轴径D 80，后轴承轴径D 60，求主轴最大输出转矩：121.590PT 9550 9550159.17N mn根据主电动机功利为 1.5，则床身上最大回转直径 D=320mm刀架上最大回转直径D 主轴通孔直径 d36mm,最大工件长度 1000mm。床身上最大加工直径为最大1回转直径的 60%也就是 192mm故半径为 0.096mm。159.17切削力（沿 y轴） F 1658.0N0.096c背向