数控机床说明书.资料

1、目录 TOC o 1-5 h z 概述 3机床课程设计的目的 3铣床的规格系列和用处 3操作性能要求 3参数的拟定 3确定极限转速 3主电机选择 3传动设计 4主传动方案拟定 4传动结构式、结构网的选择 4确定传动组及各传动组中传动副的数目 4传动式的拟定 4结构式的拟定 5传动件的估算 6三角带传动的计算 6传动轴的估算 7传动轴直径的估算 7传动轴以及主轴计算转速 8齿轮齿数的确定和模数的计算 9齿轮齿数的确定 9齿轮模数的计算 9齿宽确定 12带轮结构设计 12动力设计 13主轴刚度验算 13选定前端悬伸量C13主轴支承跨距L 的确定 13计算当量外径 13主轴刚度的计算 13对于这种机

2、床的刚度要求 13齿轮校验 14轴承的校验 15系统传动图 16心得体会 17参考文献 17.概述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。铳床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知 识和资料作些简要介绍。本次设计的是

3、普通铳床主轴变速箱。操作性能要求1）具有皮带轮卸荷装置2）主轴的变速由滑移齿轮完成.参数的拟定确定极限转速主轴最大转速2000r/min ,最低转速160 r/min 。公比 =1.25主电机选择合理的确定电机功率N,使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使 电机经常轻载而降低功率因素。已知电动机的功率是5.5KW根据机床设计手册3选Y132S1-2,额定功率5.5 kw , 满载转速2900 r/in ,最大额定转距2.2。. 传动设计主传动方案拟定拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同

4、特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。传动结构式、结构网的选择结构式、 结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法， 但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。确

5、定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有 Z、Z、个传动副。即 Z Z1Z2Z3本设计中传动级数为Z=12传动副中由于结构的限制以 2或3为合适，本课程设计 选择方案：12=3X2X2; 12=2X3X 2; 12 = 2X2X3传动式的拟定12 级转速传动系统的传动组， 选择传动组安排方式时， 考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能以及一个“前多后少”的原则。故离电动机近的传动组的传动副个数最好高于后面的传动组的传动副数。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用2。综上所述，传动式为12=

6、3X 2X2。3.2.3 结构式的拟定对于12=3X 2X2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：12 3i232612322i261232262112 3i262312342i221234222i根据(1)传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 (2)基本组扩大组的排列顺序,初选12 3i 23 26的方案。转速图的拟定电研机 I II HI N4.传动件的估算三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓 和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的 定比传动。(1)选择三角带的型号根据机械设计4表8-6

7、取Ka =1.2根据公式Pca KaP 1.2 5.5 6.6KW式中P-电动机额定功率，Ka-工作情况系数查机械设计4图8-8因此选择A型带，尺寸参数为B=80mmbd=11mm h=10,40。(2)确定带轮的计算直径D , D带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D不宜过小，即DDmin。查机械设计4表8-3 , 8-7取主动轮基准直径D =100mm。由公式D2 上Di 1n2式中：n-小带轮转速，n -大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。2900所以D2 100 1 0.02225.5mm,取值224mm可以潴足传动比的要求。1264(3)确定三角带速

8、度Dm3.14 100 2900按公式V 15.2mo60 100060 1000s(4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：根据经验公式 0.7 D1 D2A, 2 D1 D2 mm 取 1.5 100 224486mm, M A0 =486mm.(5)三角带的计算基准长度LLo 2A DiD22D2Di 24A3 14Lo 2 486 3.14 100 22422224 1004 4861448.58mm由机械设计4表8-2 ,圆整到标准的计算长度L 1400mm(6)确定实际中心距AA A L L0 486 (1488.58-1400 ) 2

9、442mm2(7)验算小带轮包角1 1800 D2 D1 57.50 163.870 120 ,主动轮上包角合适。1A(8)确定三角带根数Z根据机械设计4式8-22得pcaz P0P0k ki传动比i v 1400/710 2v2查表 8-5c, 8-5d 得 p0 = 0.34KW, p0= 2.05KW查表 8-8 , k =0.96 ;查表 8-2 , kl =0.96Z 2.17取 Z 4 根4.2 传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭 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，不允许有较大变形。因此疲 劳强度一般不失是主要

10、矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求 保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。传动轴直径的估算其中：P-电动机额定功率K-键槽系数A-系数-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积; -该传动轴的计算转速。计算转速nj是传动件能传递全部功率的最低转速。 各传动件的计算转速可以从转速图 上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。查机械制造装备设计1表3-8取I, IV轴的K=1.05, A=11。II , III轴是花键轴，取 K=1.07, A=7，所以di(110 1.05)5.23 mm126429.3mmd2(771.07)5.07 m

11、m 79923.3mm,d3(77 1.07)4.92 mm 40127.4mm ,d4(110 1.05)4.92 mm 31940.7mm ,取 30mm取 25mm取 30mm取 50mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整4.2.2传动轴以及主轴计算转速根据转速图可判断:21264r/minnjII799r / minnjIII401r /minnjIV 319r/min齿轮齿数的确定和模数的计算齿轮齿数的确定当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机 械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方 时，变速组内每对齿轮的齿

12、数和 Sz及小齿轮的齿数可以从1表3-6 （机械制造装备设计） 中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿 轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。第一组齿轮：传动比：u141,3 4, u22工1.251.6查表，齿数和Sz取70Z =35, Z2=35, Z3=31, Z4=39, Zs=27, Z6=43;第二组齿轮：传动比：u11, u2 口 1齿数和Sz取84:,Z7=42, Z8=42, Z9=28, Z10=56;第三组齿轮： TOC o 1-5 h z 211传动比：51.6, u2

13、442.5齿数和Sz取113:Zn=69,乙2 二44,乙3 =32, Z14=81,齿轮模数的计算I - H齿轮弯曲疲劳的计算：N1 Nd 5.5 0.96 0.99kw 5.23kwN ” 5.23, “m32 3mm 323! 1.695mm znj: 44 799（机床主轴变速箱设计指导3P36, 为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定）齿面点蚀的计算： A 3703匹mm 3703匡3 69.21mm,nj 799取A=70,由中心距A及齿数计算出模数：mj2AZi Z22 70701.944根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数取mj 1.944所以取m 3 H-m齿轮弯曲疲

14、劳的计算:m, 5.0732.3 ,56 401N2 5.5 0.96 0.99 0.99 0.99kw 5.07kw1.948齿面点蚀的计算：A 3703 Nmm 3703 5.07 86.2 n1 401取A=87,由中心距A及齿数计算出模数:mj2A乙Z22 87842.07根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数取mj2.07 所以取m 3m- IV齿轮弯曲疲劳的计算:N3 5.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw4.92kw TOC o 1-5 h z N4.92m323mm 3231.84 znj-81 319齿面点蚀的计算：A 370mm 37

15、0；/空2 92.1, .n. 319取A=93,由中心距A及齿数计算出模数:2A2 93mj乙Z21131.646根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数取m 1.646所以取m 3，一、- 、 * *(4)标准齿轮：20度，h 1, c 0.25从机械原理9表10-2查得以下公式齿顶圆 da = (z1 + 2h*a)m齿根圆 df(z1 2h*a 2c* )m分度圆d = mz齿顶局 ha = h am齿根高 hf=(h*a+c*)m齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆da齿根圆df齿顶局ha齿根高hf1353108114115.533.752353108114

16、115.533.75331396102103.533.754393120126127.533.755273849091.533.756433132138139.533.757423126132133.533.758423126132133.533.759283849091.533.7510563168174175.533.7511693207213214.533.7512443132138139.533.751332396102103.533.7514813243249250.533.75由公式Bmm m 610, m为模数得:第一套啮合齿轮Bi6103 1830mm第二套啮合齿轮Bii610

17、3 1830mm第三套啮合齿轮Biii6103 18 30mm反转啮合齿轮Biv610 3 1830mm4.3.3齿宽确定一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮 齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以 B1 18mm, B2 18mm , B3 18mm , B4 18mm ,B525mm,B620mm, B725mm, B818mm, B925mm, B1020mm,B1125mm, B1220mm, B1320mm, B1418mm带轮结构设计查机械设计4P156页，当dd 300mm时，采用腹板式。D是轴承外径，查机 械零件手册2确定选用深沟

18、球轴承 6211, d=55mm,D=100mm?轮内孔尺寸是轴承外径 尺寸100mm齿机械设计4表8-10确定参数得：bd 11, ha 2.75,hf 8.7,e 15, f 9, min 5.5,38o带轮宽度：B z 1 e 2f 4 1 15 2 9 63mm一 一一 一 一一一 一d1 1.9D 1.9 50mm 95mm,C 1/5 B 12.6 13mm ,L 1.7d1 85mm.5.动力设计主轴刚度验算1P121 ,根据主轴端部的结构，前选定前端悬伸量C,参考机械装备设计支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定C=120mm.5.1.2主轴支承跨距L的确定后支撑是圆锥滚

19、子轴承。L=460mm5.1.3de4_4_4_44(5022 56200 7727 6594 704604183 7534 X4)4 64.17mm5.1.4主轴刚度的计算由于 di/d。30/64.17 0.468 0.5 , i e/故根据式金属切削机床5 (10 18):_4_41X3 100.06417Ks20.06762 (0.432 0.06417)m 244N / m5.1.5对于这种机床的刚度要求由于这种机床属高效通用机床，主轴的刚度可根据自激振动稳定性决定。取阻尼比0.025；当 50m/min , s 0.1mm/r 时，Kcb 2.46N /( m mm), 68.8。

20、这种机床要求切削稳定性良好，取blim0.02Dmax 0.02 100 2mm代入式(1016),Kb2.46 4 cos68.8o 34.5N / m 2 0.025 (1 0.025)根据稳定性指标的规定，工件长度 L 0.3Dmax 30mm,加上卡盘，共长110mm。根据式(1018),2_ 2Ka 34.5 0.6 4 0.4 (1 137/432) 2 102.9N/ m67.6(1 67.6/432)根据式(1019), KS 1.66KA 170.8N / m可以看出，该机床主轴是合格的。齿轮校验在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和

21、弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮5,齿轮9,齿轮12这三个齿轮。齿轮5的齿数为28,模数为3,齿轮的应力：1）接触应力：HI- - ZHZE:bd uu-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；Zh-区域系数；Ze-弹性影响系数；K- 载荷系数；Ft圆周力。查机械设计4表10-4及图10-8及表10-2分布得kHB 1.15,kFB 1.20;kv 11kA 1.25 假定齿轮工作寿命是48000h。最终确定：接触应力h 830.0Mpa接触疲劳强度校核h h满足2）弯曲应力：KFYFaYSabmYFa齿型系数；YSa应力校正系数.查机械设计4有，求得：F =105Mpa弯曲疲劳强度校核 F f满足另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。轴承的校验一般机床传动轴的滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。机床主轴通常有较高的刚度要求。主轴轴径的尺寸较大，按轴径尺寸所选定的轴承， 其疲劳寿命是足够的，所以对主轴轴承主要进行精度和刚度的校核。对于转速很低的滚动轴承，主要因滚动体接触面的永久变形而失效，故应验算其静载 荷。45#钢调质毛土坯直径 200 硬度217: 255抗拉强度极限B 640 t 25: 45屈服强度极限s 355弯曲疲劳极限155剪切疲劳极限1 60许用弯曲应力按扭转强度校验2.73 t“ P 955 104 nT 0.2d3N=16