数控课程设计指南.docx
1.概述和机床参数确定21.1机床运动参数确实定21. 2机床动力参数确实定22. 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33. 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构造尺寸43. 1确定计算转速43. 2确定轴的最小直径44. 3估算传动齿轮模数54.构造设计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65. 6轴换向与制动构造设计66. 齿轮强度校核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算138 .滚动轴承0¾验算139 .主轴组件验算1410 .总结1611 .参照文献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构造设计，使学生在确定传动和变速B构造的构造方案过程中，得到设计构思，方案分析，构造工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文献和查阅技术资料等方面B综合训练，树立对H¾B设计思想，掌握基本B设计措施,并培养学生具有初步的构造分析，构造设计和计算能力。1.1 机床运动参数确实定(1)确定Rn已知最低转速nmin=25rpm,最高转速nmix=2500rpm,转速调整范围：Rn=naxnrei=100（2）计算转速nj=nmzRf=IOOrmin1.2 机床动力参数确实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企业交流主轴驱动规格S15系列，持续额定输出功率15KW,基本转速1500rmin,最高转速4500rmin,持续额定转矩95.4Nmo1.3 机床布局确定构造方案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45001500310250083327793电动机功率和功率转矩特性如下:22定齿轮齿数变速组第一变速组第二变速组齿数和123108108108齿数Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8358863453474149425图4传动系统图3估算传动件参数确定其构造尺寸3.1确定计算转速=2.9814.6-32必匕=32M*20×900按齿面点蚀计算：A3703户=370;?=93.6NnJV900取A=94由中心距A和齿数计算模数:故第二传动组齿轮模数取m=34 .构造设计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构造。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。从工艺日勺角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了减少加工成本而采用了单键联结。4.2 轴承的选择轴I：30206型圆锥滚子轴承轴II：30207型圆锥滚子轴承和NN3009型双列圆柱滚子轴承轴III：30210型圆锥滚子轴承4.3 轴组件本铳床为一般精度级的轻型机床，为了简化构造，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构造型式。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一样的加工状态，主轴的转速常常需要调整。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IOmm左右。润滑油型号为：HJ30oI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用了各面间直角连接方式，使箱体线条简朴，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。安装简朴，定位可靠。4.6 动构造设计本机床合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轴上。为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一种操纵手柄控制。5 .齿轮强度校核=25一计算公式Fbm5.1 校核a传动组齿轮校核齿数为23时即可，确定各项参数P=14.7KW,n=1620rmin,T=9.55×106×Pn=9.55×106×14.71620=8.6×103Nmm齿轮精度为7级，由机械设计查得动载系数K.=1.05(3) b=n1X6=9X2=Snvn确定齿向载荷分派系数:取齿宽系数8=1非对称KHfi=1.12+0.18(1+0.62)2+0.23×103Z?=1.12+0.18(1+0.6)+0.23×IO-3×32=1.41n?XR6X确定齿间载荷分派系数：F1=573Nd30幺0=比型=31.8YIOON/m由机械设计查得b18确定动载系数：K=KaKKfciCw=1.0×1.05X1.2×1.27=查表10-51=2.65计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮B弯曲疲劳强度极限o>e=540处。图10T8查得Kn=0.9,S=1.3r10.9×540o.z1.IbF=374MPar374YpaYsi12.65×1.5889.3,KF1.6×5734人、力1=25.46<89.3故合适。bm18x25.2校核b传动组齿轮校核齿数为20时即可，确定各项参数(4)P=14.6KW,n=900rmin,T=9.55×106×Pn=9.55×106×14.6/900=1.54×10,Nmm心士小井多粉兀dn×35×900(5)定动教系数：V=1.64ms60×100060x1000齿轮精度为7级，由机械设计查得动载系数KV=O.85(6)b=ni×m=9×2=18E帆确定齿向载荷分派系数:取齿宽系数为=1非对称XTw/?=1.12+0.18(1+0.62)d2+0.23X10-3b=1.12+0.18(1+0.6)+0.23×103×32=1.42。/=18(2x2)=45,查机械设计得KFb=I27=880NOT2x154×IO435确定齿间载荷分派系数：Ft=,dKF1.0×880Z1QCscz=48.9YIooN/m18由机械设计查得确定动载系数：K=KAKvKFaKHa=1.0×0.85×1.2×1.27=1.3查表10-5%=2.65%=1.58计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮0弯曲疲劳强度极限=540M几。图10-18查得KN=0.9,S=1.3110.9×540.1cr1=374MPa374112.65x1.5889.3,bm18x3KE1.3x880U-onoM人工1=55.4<89.3故合适。6传动轴的刚度验算对于一般传动轴要进行刚度0验算，轴日勺刚度验算包括滚动轴承处0倾角验算和齿轮的齿向交角B验算。假如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为齿轮方（齿数为42）上所受日勺切向力Fw径向力FnB¾合力。F?为齿轮Z9（齿数28）上所受B¾切向力%,径向力%的合力。图6轴II空间受力分析表8齿轮的受力计算齿轮42齿轮28T9.55×106×P1=nr2TE=彳F=-COSe=a+传递功率Pkw转速nr/min传动转矩TN-齿轮压力角O齿面摩擦角YO切向力FUN合力F1NF1在X轴投影F21F1在Z轴投影K1分度圆It径dm切向力凡N合力F2NF1在X轴投影必F1在Z轴投影EA分度圆直径d2d=zmNNmNNnin14.6900206寸翁OOOOCO等OO816348.6t逐9COZCOCM8从表8计算成果看出，II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H表2.4-14,表2.4-15计算成果如下：a=100_X_.U.一F.b=230C=130f=2001=330E=2.1×IO5MPan=1-=15016EI1=5.7×10,4图7轴挠度、倾角分析图.7id4×14_.1.I=9541.76464(1) XOy平面内挠度北=7巴必“2-Fx2c(12-W2-C2)6EI1=150×5.7×10-1460.3×100×(3302-1502-1OO2)-214.6×130×(33()2_5o2-1OO2)=-0.00033(2) ZOy平面内挠度/；=岛居皿-72c(Z2-c2)6EI1=150×5.7×1014439.2×100×(3302-1502-1OO2)-323×130×(3302-1502-IOO2)=0.0048(3)挠度合成y=Jy'J+y”=0.0332+0.00482=0.0048查表得其许用应力为0.0003X330=0.099,即0.0048(0.099,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明=焉心曲/-Fx2cf(1÷/)16E11=5.7×10,4×60.3×100×230×(330+230)-214.6×130×200×(330+200)=0.0000677b. ZOy平面力作用下I内倾角=-Fzxab1+b)-Fz2cf(1+/)6EI1=5.7×1014×439.2×IOO×23O×(330+230)-323×130×200×(330+200)=0.00016c.倾角合成=(0.00677)2+(0.016)2=1.75×W4查
