数控机床课程设计方案.docx

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1、第一章概述1.1 设计目的21.2 主轴箱的概述2第2章主传动的设计22.1 驱动源的选择22.2 转速图的确定22.3 传动轴0估算42.4 齿轮模数的估算32.5 V带时选择4第3章主轴箱展开图0设计73.1 各零件构造尺寸的设计73.1.1 设计内容和环节7有关零件构造和尺寸0设计7各轴构造的设计9主轴组件的刚度和刚度损失的计算10轴承的校核133.2 装配图的设计的概述13总结1920参照文献第一章概述1-1设计目的数控机床B课程设计，是在数控机床设计课程之后进行B实践性教学环节。其目时在于通过数控机床伺服进给系统的构造设计，使我们在确定进给传动和变速等的构造方案过程中得到设计构思、方

2、案分析、构造工艺性、CAD制图、设计计算、编写技术文献、查阅技术资料等方面的综合训练，建立对的的设计思想，掌握基本0设计措施，培养我们初步0构造设计和计算能力。1-2主轴箱的概述主轴箱为数控机床B重要传动系统它包括电动机、传动系统和主轴部件它与一般车床的主轴箱比较，相对来说比较简朴只有两极或三级齿轮变速系统，它重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2主传动设计2-1驱动源B选择机床上常用0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是调整磁场电流0措施来调速0,属于恒功率，从额定转速nd向下至最低转速nmin时调整电枢电

3、压的I措施来调速的!属于恒转矩；交流调速电动机是靠调整供电频率的措施调速。由于交流调速电动机0体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能到达0最高转速比同功率0直流调速电动机高，磨损和故障也少，因此在中小功带领域，交流调速电动机占有较大B优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。根据主轴规定0最高转速4000rmin,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4500rmino2-2转速图、J确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=nmaxnd=3而主轴规定0恒功率转速范围Rnp=3,远不小于交流主轴电动机所

4、能提供0恒功率转速范围，因此必须串联变速机构B措施来扩大其恒功率转速范围。涉和变速箱时，考虑到机床构造的复杂程度，运转的平稳性等原因，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,功率特性图是持续的，无缺口和无重叠的。变速箱B变速级数Z=2.99.取Z=3确定各齿轮齿副0齿数：取S=I16由U=1.955得Z1=24Z=68由U=1.54得Z2=75Z2=30由U=4.6得Z3=48Z3,=57由此确定主传动系统图，转速图以和主轴功率特性图分别如图2-1,2-2,2-3图2-1图2-2图2-32.3传动轴B估算传动轴除应满足强度规定外，还应满足刚度规定。强度规定保证

5、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规定较高，不容许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是重要矛盾。除了载荷较大的状况外，可以不必验算轴0强度。刚度规定轴在载荷下不至于产生过大0变形。假如刚度不够,轴上0零件由于轴B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是传动件传递所有功率时B最低转速,各个传动轴上0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0计算转速轴IIIIII计算转速1500530140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,

6、则I轴：P1=PdX0.98=7.5x0.98=7.35KWII轴p2=p1X0.97=7.5X0.97=7.28KWIII轴P3=P2X0.97=7.28X0.97=7.06KWII轴扭矩：T2=9550P2n2=9550Xx7.28530=1.31x1Q5III轴扭矩：T3=9550P3N3=9550X7.06/140=4.82xIO5是每米长度上容许的扭转角48的），可根据传动轴的规定选用，其选择的原则如表2-2所示。表2-2许用扭转角选用原则轴主轴一般传动轴较低的轴(degm)0.5-11-1.51.5-2最终所确定各轴所容许的扭转角如表2-3所示轴I轴II轴m轴(degm)0.510

7、.5把以上确定0各轴的输入功率N=7.5KW,计算转速nj,容许扭转角代入扭转刚度的估算公式d=91N（nj）,可得传动轴的估算直径:d2=91=91J-=40mm&=914-=91J=52.06mmnjV53013勺同140x0.5di=9i4-OF=31.39mm.最终取值如下表所示:轴IIIIII估算直径403253主轴轴径尺寸确实定：己知车床最大加工直径为DmaX=40Omm,则主轴前轴颈直径D1=0.25Dmax+15=85-115mm后颈直径D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm内孔直径d=0.1Dmax+10=35-55mm2.4齿轮模数B估算按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度

8、计算齿轮模数比较复杂，并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0成果然后选用原则齿轮0模数。齿轮模数日勺估算措施有两种，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。这两种措施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：齿轮数不不不小于17。由于Z3,Z3，这对齿轮有较大0传动比，各个齿轮中最小齿数0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530rmin.根据齿轮弯曲疲劳估算公式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

9、寸大小限制，选用齿轮模数为m=3mm,对比上面0成果，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因此齿轮的模数都为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Z1ZZ2Z2,Z3Z3,Z4Z4,齿数2468753048572283模数223333332-5V型带B选择；V带选择SPZ型带，取小带轮B大小72mm,大带轮的J大小为204mm；2-5-1确定中心距a和带的I基准长假如中心距未给出，可根据传动的构造需要初定长度中心距a,取0.7（Qj力2）a02+193.2a0=120；a确

10、定带J根数z：(PoMPO)K/1=2.7K,圆整为3根。V带速度日勺验算:皿出=16.73ms60x10007rds=16.96m/s601000匕ax=25一一30ms以%21故带符合规定。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互相关系，构造形状以和尺寸的图纸，并以此为根据绘制零件工作图。3.1 各零件构造和尺寸设计3.1. 1设计内容和环节通过绘图设计轴的构造尺寸以和选出轴承附型号，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0寿命。有关零件构造和尺寸确实定传动零件，轴，轴承是主轴部件的重要零件，其他零件的构造尺寸是根据重要零件0位置和构造而定。1）传动轴的估算

11、见前一节2）齿轮有关尺寸0计算齿宽影响齿的强度。轮齿越宽承载能力越高。但假如太宽，由于齿轮的制造误差和轴B变形，也许接触不均，反而轻易引起振动和噪声，一般取齿宽系数“尸(6-10)m.这里取齿宽系数W=I0,则齿宽B=zwXm=103=30mm.各个齿轮日勺齿厚确定如表3-1.表3-1各齿轮的齿厚齿轮Z1ZZ2Z2,Z3Z3,Z4Z4,齿厚2520353035303030由计算公式；齿顶：4=(4+2)次=1)；42=(Z2+2)齿根：d=G2*-2c*)m(c*=0.25)得到下列尺寸表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日勺尺寸计算如下表3-2表3-2各齿轮的直径齿轮Z1Z

12、1,Z2Z2,Z3Z3,Z4Z4,分度圆直径(mm)481362259014417166249齿顶圆a径(mm)521402319615017772255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33各轴B中心距轴I-IIII-III距离2301603）确定齿轮B轴向布置为防止同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同步啮合，两个固定齿轮的间距应不小于滑移齿轮的宽度。一般留有间隙1-2mm,因此首先设计滑移齿轮。II轴上B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1-2m

13、m范围内时，间隙必须不不不小于5mm,当模数在2.5-4mm范围内时，间隙必须不不不小于6mm,且应留有足够的空间滑移，据此选出三片齿轮间B间隙分别为d1=17.5mm,d2=15mm.由滑移齿轮B厚度以和滑移齿轮上时间隙可以得出主轴上的两个齿轮间0距离至少是60mm,现取齿轮间B间距为64mm和70mm.4）轴承的选择和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0推力轴承。轴承类型和型号选用重要根据主轴0刚度，承载能力，转速，抗振性和构造规定合理B进行选定。同样尺寸I为轴承，线接触的磅子轴承比点接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低，多种轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大，不一样轴承承受载荷类型和大小不一样。为了提高主轴组件的刚度，一般采用轻型或特轻型系列轴承。一般状况下，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，其构造简朴，不过极限转速较低。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。轴向载荷为主且精度规定不高时，选用推力轴承配深沟球轴承，精度规定较高时，选用向心推力轴承。本设计的主轴不仅有刚度高的规定，并且有转速高的规定，因此在选择主轴轴承时，刚度和速度这两各方面必须考虑。3.1-3各轴构