数控课程设计说明书.pdf

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1、可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！目 录 1.概 述 和 机 床 参 数 确 定 2 1.1机 床 运 动 参 数 的 确 定 2 1.2机 床 动 力 参 数 的 确 定 2 1.3机 床 布 局 2 2.主 传 动 系 统 运 动 设 计 3 2.1制 转 速 图 3 2.2定 齿 轮 齿 数 3 2.3算 主 轴 转 速 误 差 4 2.4传 动 系 统 图 4 3 估 算 传 动 件 参 数 确 定 其 结 构 尺 寸 4 3.1确 定 计 算 转 速 4 3.2确 定 轴 的 最 小 直 径 4 3.3估 算 传 动 齿 轮 模 数 5 4 结 构 设 计 5 4.1齿 轮 块

2、设 计 6 4.2 轴 轴 承 的 选 择 6 4.3轴 组 件 6 4.4纵 机 构、滑 系 统 设 计、封 装 置 设 计 6 4.5轴 箱 体 设 计 6 4.6轴 换 向 与 制 动 结 构 设 计 6 5.齿 轮 强 度 校 核 7 5.1 校核 a 传动组齿轮 7 5.2校 核b传 动 组 齿 轮 8 6.传动轴的刚度验算9 7.花键键侧压溃应力验算 13 8.滚动轴承的验算13 9主轴组件验算14 10总结 16 11参考文献 18 可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！1.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

3、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/nmin=100（2）计算转速nj=min/r100Rn3.0nmin 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

4、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可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！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：可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！2.2定齿轮齿数 变速组 第一变速组 第二变速组 齿数和 123 108 108 108 齿数

5、Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 35 88 63 45 34 74 14 94 2.4 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 可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！332jwnZNm=98.2900206.14323 按齿面点蚀计算：6.939006.14370nN370A33j 取 A=94 由中心距 A 及齿数计算模数：94.0200942zzA2m21j 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

6、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

7、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。可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！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。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

8、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bmYYKTSaFaF12 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 P=14.7KW,n=1620r/min,mmN106.81620/7.141055.9n/P1055.9T366 定动载系数：s/m54.2100060162030100060dnv 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得动载系数05.1AK mmmbm1829 确定

9、齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d 非对称2231.120.18 1 0.60.23 10HddKb 41.1321023.0)6.01(18.012.13 可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！确定齿间载荷分配系数:N57330106.82dT2F3t m/N1008.31185730.1bFKtA由机械设计查得 1.2HFKK 确定动载系数:6.127.12.105.10.1HFvAKKKKK 查表 10-5 65.2FaY 58.1SaF 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aFEMp540。图 10-18 查得 9.0NK,S=1.3 aFMp3743.15409.0

10、3.8958.165.2374SaFaFYY，3.8946.252185736.1bmKFt 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 P=14.6KW,n=900r/min,mmN1054.1900/6.141055.9n/P1055.9T466 定动载系数：s/m64.110006090035100060dnv 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得动载系数85.0vK mmmbm1829 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d 非对称2231.120.18 1 0.60.23 10HddKb 42.1321023.0)6.01(18.012.13可编辑修改

11、欢迎下载，希望对您有帮助！5.4)22/(18/hb,查机械设计得27.1FK 确定齿间载荷分配系数:N880351054.12dT2F4t m/N1009.48188800.1bFKtA 由机械设计查得 1.2HFKK 确定动载系数:3.127.12.185.00.1HFvAKKKKK 查表 10-5 65.2FaY 58.1SaF 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aFEMp540。图 10-18 查得 9.0NK,S=1.3 aFMp3743.15409.0 3.8958.165.2374SaFaFYY，3.894.553188803.1bmKFt 故合适。6 传动轴

12、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 可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！F1F2 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 齿轮的受力计算可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！zmdFFdTFnPTttc

13、os21055.96 传递功率P kw 转 速 n r/min 传动 转矩 T Nmm 齿轮压力角 齿面摩擦角 齿轮 42 齿轮 28 切向力 Ft1 N 合力 F1 N F1 在 X 轴投影Fz1 N F1 在 Z 轴投影Fz1 N 分度圆直径d1 mm 切向力 Ft2 N 合力 F2 N F1 在 X 轴投影Fz2 N F1 在 Z 轴投影Fz2 N 分度圆直径d2 mm 14.6 900 13946 20 6 398.4 443.3 60.3 439.2 168 348.6 387.8 214.6 323 112 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

14、。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=2.1105MPa n=l-x=150 14107.561EIL 图 7 轴挠度、倾角分析图 7.954164216444dI（1）xoy 平面内挠度可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！)()(622222221cnlcFanlaFEILnyxxx 14222222150 5.7 1060.3 100(330150100)214.6 130(3301501

15、00)0.00033 （2）zoy 平面内挠度)()(6 22222221cnlcFanlaFEILnyzzx 14222222150 5.7 10439.2 100(330150100)323 130(330150100)0.0048（3）挠度合成 22 xxyyy 0048.00048.000033.022 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 )()(6121flcfFblabFEILxxA 145.7 1060.3 100 230(330230)214.6 130 200(

16、330200)0.0000677 b.zoy 平面力作用下的倾角 )()(61 21flcfFblabFEILzzA 145.7 10439.2 100 230(330230)323 130 200(330200)0.00016 c.倾角合成 22 xAxAA 4221075.1)00016.0()0000677.0(查表得其许用倾角值为0.0006，则左支承倾角合格。可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！（5）右支承倾角计算和分析 a.xoy 平面力作用下的倾角 )()(6121clcfFalabFEILxxB 1455.7 1060.3 100 230(330 100)214.6 130

17、200(330 130)4.8 10 b.zoy 平面力作用下的倾角)()(61 21clcfFalabFEILzzB 1455.7 10439.2 100 230(330 100)323 130 200(330200)1.27 10 c.倾角合成 22 xBxBB 42525105.2)1027.1()108.4(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：)(822maxMpalzdDTjvjv 75.0,maxMpazmmlmmdDmmNTjv许用压溃应力通常载荷分布不均匀系数，花键齿数花键的工作长度花键的外径和内径花键传

18、递的最大扭矩 MPajvjvjv14010041.175.06270)2125(39276822花键热处理 经过验算合格。8 滚动轴承的验算可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！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：21214.620060.3 23088.0330 xxAF fF bRNl 21214.6 13060.3 10066.3330 xxBF cF aRNl 在 zoy 平面内：21323 200439.2230128.23

19、30ZZAFfF bRNl 21323 130439.2 10012.1330zzBF cF aRNl 左、端支反力为：22 xAxAARRR 5.1553.660.8822 22 xBxBBRRR 4.671.122.12822 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)(500hThFKKKCfLlHPAnh可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！3.331030.751.10.8)0.96)355)1001000.48833 355lAAHPHnjnnjraraKKKKKnrpmffnFXFYFFFFXYC寿命指数，滚子轴承齿轮轮换工作系数使用系数，功率利用系数（

20、转速变化系数（轴承的计算转速（速度系数，当量动载荷径向载荷 轴向载荷径向系数 轴向系数滚动轴承尺寸所表示的额定动20800N负荷（）经过计算 F=155.5 TLh8310105.8)5.1558.096.01.1488.020800(500 合格。9 主轴组件验算 前轴承轴径mmD801，后轴承轴径mmD602，求主轴最大输出转矩：mN955100109550nP9550T 切削力（沿 y 轴）N9.9947096.0955Fc 背向力（沿 x 轴）N9.4973F5.0Fcp 故总的作用力N11122FFF2p2c 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=92

21、6.85 在计算时，先假定初值 l/a=3 l=3mm300100 可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！前后支承的支反力BRRA和 NlaFRNlalFRBA9.6173601207.185326.24713604807.18532 轴承的刚度：iz=52,La=9,Fr=C/10=9.42KN umNizlFKarA/8.17120cos)52(9942039.3cos)(39.39.19.08.01.09.19.08.01.0 初步计算时，可假定主轴的当量外径ed为前后轴承的轴径的平均值。702/)6080(ed 故惯性矩为：I=8221072)04.007.0(05.0 前轴承为轴承代

22、号为 3182116 后轴承为轴承代号为 46211 和型号为 8212 umNizFrdizFrdKbbB/8.5022.2526.25030cos18716.10577018.125cos18716.10476018.1cos)(18.1cos)(18.1352352352352051.01012.017211072101.2638113aKEIA 3.42ABKK 01.8120 1.5180ollmma查图表与原假设不符，则调整取 最佳跨距mmlo1808.1100 主轴位置及传动示意图：可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！可编辑修改 欢迎下载，希望对您有帮助！10总结 通过机床主轴

23、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 .