数控课程设计说明书(共16页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上目 录1. 概述和机床参数确定21.1机床运动参数的确定21.2机床动力参数的确定21. 3机床布局22. 主传动系统运动设计32.1制转速图32.2定齿轮齿数32.3算主轴转速误差42.4传动系统图43估算传动件参数 确定其结构尺寸43.1确定计算转速43.2确定轴的最小直径43.3估算传动齿轮模数54结构设计54.1齿轮块设计64.2 轴轴承的选择64.3轴组件64.4纵机构、滑系统设计、封装置设计64.5轴箱体设计64.6轴换向与制动结构设计65.齿轮强度校核 75.1校核a传动组齿轮 75.2校核b传动组齿轮 86. 传动轴的刚度验算97. 花键键侧压溃应力验

2、算 138. 滚动轴承的验算139主轴组件验算1410总结 1611参考文献 181.概述1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。1.1 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/nm

3、in=100（2） 计算转速=1.2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2 主传动系统运动设计 2.1转速图 电动机功率和功率转矩特性如下：2.2定齿轮齿数变速组第一变速组第二变速组齿数和1231081

4、08108齿数Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z835886345347414942.4制传动系统图 图4传动系统图3 估算传动件参数 确定其结构尺寸3.1确定计算转速=按齿面点蚀计算：取A=94由中心距A及齿数计算模数：故第二传动组齿轮模数取m=3 4结构设计4.1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

5、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封装置设计为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。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

6、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. 齿轮强度校核计算公式5.1校核a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=162

7、0r/min,2 定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得动载系数3确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 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。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。5.2校核b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,5 定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得动载系数6确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿

8、轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。6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 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 齿轮的受力计算传递功率Pkw转速nr/min传动转矩TNmm齿轮压力角齿面摩擦角齿轮42

9、齿轮28切向力Ft1N合力F1NF1在X轴投影Fz1NF1在Z轴投影Fz1N分度圆直径d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X轴投影Fz2NF1在Z轴投影Fz2N分度圆直径d2mm14.690013946206398.4443.360.3439.2168348.6387.8214.6323112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.

10、1105MPa n=l-x=150 图7轴挠度、倾角分析图 （1）xoy平面内挠度 （2）zoy平面内挠度 （3）挠度合成 查表得其许用应力为0.0003330=0.099，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 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 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 a. xoy平面力作用下的倾角 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 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： 经过验算合格。

11、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： 在zoy平面内： 左、端支反力为： 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。轴承寿命经过计算F=155.5 合格。9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： 切削力（沿y轴）背向力（沿x轴） 故总的作用力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=3前后支承的支反力轴承的刚度：iz=52,

12、 La=9, Fr=C/10=9.42KN 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。 故惯性矩为：I=前轴承为轴承代号为后轴承为轴承代号为46211和型号为8212 最佳跨距主轴位置及传动示意图：10总结 通过机床主轴传动系统的机械变速机构的设计，使我在拟定攒动机构、装配结构和制造结构的各种方案以及在机械设计制图、零件计算和编写技术文件等方面得到了综合训练，培养了我的初步的结构分析与结构设计计算能力。 虽然只有一周的时间，在很仓促的情况下完成了这次机床数控技术的课程设计，但收获却很大，使我初步具备了设计的能力，并且我相信我在这方面的设计能力会逐渐成熟起来。再次感谢曾老师耐心指导帮助！11参考文献1 金属切削机床设计简明手册 范云涨 机械工业出版社 1994年2 金属切削机床 戴曙 机械工业出版社 1993年3 机床课程设计指导书 陈易新 机械工业出版社 1987年 4 机械制造工艺、金属切削机床设计指导 李洪 东北工学院出版社 1989年5 机床设计指导 任殿阁 张佩勤 辽宁科学技术出版社 1991年6 机床课程设计指导书 陈易新 哈尔滨工业大学 1981年7 机械设计课程设计手册 吴宗泽 罗圣国 高等教育出版社 1992年专心-专注-专业