車床主軸箱 銑床主軸箱CAD圖紙資料若干

喜歡就充值下載吧，，資源目錄下展示的全都有，，下載后全都有，dwg格式的為CAD圖紙，有疑問咨詢QQ：414951605 或1304139763================= 喜歡就充值下載吧，，資源目錄下展示的全都有，，下載后全都有，dwg格式的為CAD圖紙，有疑問咨詢QQ：414951605 或1304139763================= 目錄 前言 1 1課程設計目的和意義 2 2課程設計的任務 2 3主傳動的運動設計 2 3.1轉速圖設計 2 3.1齒輪齒數的確定 3 3.3繪制傳動系統圖 3 3.4各傳動軸計算轉速的確定 4 3.5估算各傳動軸軸徑 4 3.6 齒輪模數的估算 5 4皮帶輪的設計 6 4.1 傳動形式的確定 6 4.2參數計算 6 5機床零件的驗算 9 5.1傳動軸的驗算 9 5.2齒輪的驗算 14 5.3滾動軸承的驗算 17 結束語 30 參考文獻 31 前言 臥銑、銑削，是一種高精度、高效率的自動化機床。配備多工位刀塔或動力刀塔，機床就具有廣泛的加工工藝性能，可加工直線圓柱、斜線圓柱、圓弧和各種螺紋、槽、蝸桿等復雜工件，具有直線插補、圓弧插補各種補償功能，并在復雜零件的批量生產中發(fā)揮了良好的經濟效果。 25 1課程設計目的和意義 目的： 1.根據課堂講授內容，學生做相應的自主練習，消化課堂所講解的內容。 2.通過調試典型例題或習題積累調試程序的經驗。 3.通過完成輔導教材中的編程題，逐漸培養(yǎng)學生的編程能力，用計算機解決實際問題的能力。 意義： 1.有助于加深我們對操作系統這門課程的理解，我們在課堂上學的都是基礎理論知識，對于如何用程序語言來描述所學知識還是有一定難度。通過課程設計，我們可以真正理解其內涵。 2.有利于我們邏輯思維的鍛煉，程序設計能直接有效地訓練學生的創(chuàng)新思維、培養(yǎng)分析問題、解決問題能力。即使是一個簡單的程序，依然需要學生有條不理的構思。 3.有利于培養(yǎng)嚴謹認真的學習態(tài)度，在程序設計過程里，當我們進行機械傳動計算的時候，如果不夠認真或細心，那么可能就導致錯誤，從而無法得出運行結果。那么，這個我們反復調試，反復修改的過程，其實也是對我們認真嚴謹治學的一個鍛煉。 數控機床主傳動系統設計 數控機床采用無級變速系統，以利于在一定的調速范圍內選擇到理想的切削速度，這樣既有利于提高加工精度，又有利于提高切削效率。 已知數控機床主軸轉速的變速范圍為28r/min，電動機額定轉速為1450r/min,電機最大轉速為6000r/min，主軸輸出額定功率為7.5KW。 3.1轉速圖的設計 傳動組及各傳動組中傳動副的數目 級數為Z的傳動系統由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、…個傳動副.即 Z=Z1Z2Z3… 傳動副數由于結構的限制以2或3為適合，即變速級數Z應為2和3的因子： 即 Z=2a3b 實現18級主軸轉速變化的傳動系統可以寫成多種傳動副的組合: 1) 18=3×3×2 2) 18=6×3 3) 18=3×2×3 4) 18=2×3×3 按照傳動副“前多后少”的原則選擇Z=3×3×2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結構，致使Ⅰ軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應先擇18=3×3×2。 方案4）是比較合理的 18=3×3×2的傳動副組合 根據級比指數分配要“前密后疏”的原則，應選用Z=××這一方案，然而對于我們所設計的結構將會出現兩個問題： 第一變速組采用降速傳動時，由于摩擦離合器徑向結構尺寸限制，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅰ-Ⅱ軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統結構尺寸增大。這種傳動不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動，則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔。為了避免出現降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統結構復雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用Z=××這一方案則可解決上述存在的問題。 1）電機功率N： 中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。 根據機床切削能力的要求確定電機功率： N=7.5KW 2） 電機轉速： 選用時，要使電機轉速與主軸最高轉速和I軸轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。 =1440r/min 3）分配降速比: 該銑床主軸傳動系統共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。 u總=/ =16/1440 分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉速數列符合標準和有利于減小齒數和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯的各變速器分配最小傳動比。 a 決定軸Ⅲ-Ⅳ的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限1/4，公比ψ=1.26，1.264=4，因此從 Ⅳ軸的最下點向上4格，找到Ⅲ上對應的點，連接對應的兩點即為Ⅲ-Ⅳ軸的最小傳動比。 b 決定其余變速組的最小傳動比根據“前慢后快”的原則，軸Ⅱ-Ⅲ間變速組取umin=1/ψ3，即從Ⅲ軸向上3格，同理，軸Ⅰ-Ⅱ間取u=1/ψ3，連接各線。 c 根據個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數x0=3，第一擴大組的級比指數x1=1，第二擴大組的級比指數x3=6,畫出傳動系統圖如2.2所示 圖3.1轉速圖 1）電機功率N： 中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。 根據機床切削能力的要求確定電機功率： N=7.5KW 3） 電機轉速： 選用時，要使電機轉速與主軸最高轉速和I軸轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。 =1450r/min 3）分配降速比: 該銑床主軸傳動系統共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。 u總=/ =28/1450 3.2 齒輪齒數的確定 1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數 Zj+Zj’= Zj/Zj’ =uj 其中 Zj——主動齒輪的齒數 Zj’——被動齒輪的齒數 uj——一對齒輪的傳動比 ——一對齒輪的齒數和 為了保證不產生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現。 把Z1的齒數取大些： 當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數。對于定比傳動的齒輪齒數可依據機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數，如傳動比是標準公比的整數次方時，變速組內每對齒輪的齒數和及小齒輪的齒數可以從表3-6（機械制造裝備設計）中選取。 一般在主傳動中，最小齒數應大于18～20。采用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 第一組齒輪： 傳動比：， ， 查《機械制造裝備設計》表3-6，所有齒輪副齒數和均取88 第一組齒輪副：Z=37 第二組齒輪副：Z=31 第三組齒輪副：Z=20 同一變速組中的齒輪取同一模數，故?。ǎ┳钚〉凝X輪進行計算，然后取標準模數值作為該變速組齒輪的模數。 式中 P ——該齒輪傳遞的功率（KW）； Z ——所算齒輪的齒數； ——該齒輪的計算轉速（r/min）。 (1)Ⅰ-Ⅱ齒輪模數的計算： 取 (2) Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算： 取=2.5 (3)Ⅲ-Ⅳ齒輪彎曲疲勞的計算： 取 (4)標準齒輪： 從機械原理表10-2查得以下公式 分度圓 齒輪尺寸表 齒輪 齒數z 模數m 1 37 2.5 2 31 2.5 3 20 2.5 4 48 2.5 5 35 2.5 6 33 2.5 7 37 3 8 44 3 9 30 2.5 10 51 2.5 11 24 3 12 57 3 13 18 3 14 78 3 15 60 3 16 30 3 3.4各傳動軸計算轉速的確定： 各軸的計算轉速的確定 主軸計算轉速確定后，就可以從轉速圖上得出各傳動軸的計算轉速，對于上述轉速圖可得各傳動軸的計算轉速如下： Ⅰ軸的計算轉速：N1=750r/min, Ⅱ軸的計算轉速：N2=300r/min 3.5估算各傳動軸軸徑： 根據傳動軸傳動的功率大小，用扭轉剛度公式進行初步的計算。 （3.1） 由于各傳動軸屬于一般傳動軸，所以取[]，所對應的，電動機的額定功率P=7.5KW. （1）Ⅰ軸軸徑的估算 Ⅰ軸上安裝一平鍵，所以取K=1.05 η1=η帶η軸承η齒輪2=0.96X0.99X0.992=0.93, N1=750r/min,求得d1≥33.1，圓整取直徑d1=35mm. （2）Ⅱ軸軸徑的估算 由于Ⅱ軸為花鍵軸，所以取K=0.93 η2=η1η軸承η齒輪3=0.93X0.99X0.993=0.89， N2=300r/min,求得d2≥36.57,圓整后取直徑d2=40mm. (3)主軸軸徑的估算 主軸前軸徑的尺寸D1，根據電動機的額定功率P=7.5KW，D1應在90~120之間， 取D1=95mm。則后軸徑為: 圓整后取主軸直徑D2=75mm. 3.6 齒輪模數的估算 初步計算齒輪模數時，按簡化的接觸疲勞強度公式進行。一般同一變速組中的齒輪取同一模數，選擇負荷最重的小齒輪進行計算。從等強度的觀點出發(fā)，可減小其它齒輪的寬度，使齒輪基本上處于在相近的接觸應力或彎曲應力狀態(tài)下工作。這樣一來，還可以縮短該傳動組的軸向尺寸。 （3.2） 根據表選擇鋼（整體淬火），其接觸應力σj=1250MP，取φm=8，由公式來確定各對齒輪的模數： （1） 第一變速組： N1=750r/min；Z1=30；=0.48； 取標準值m1=3 （2）第二變速組： N1=300r/min；Z2=25；=0.3； 取標準值m2=4 2．皮帶輪的設計 2.1傳動形式的確定 帶傳動是由帶和帶輪組成傳遞運動和動力的傳動。根據工作原理可分為兩類：摩擦帶傳動和嚙合帶傳動。摩擦帶傳動是機床主要傳動方式之一，常見的有平帶傳動和V帶傳動；嚙合傳動只有同步帶一種。 普通V帶傳動是常見的帶傳動形式，其結構為：承載層為繩芯或膠簾布，楔角為40°、相對高度進似為0.7、梯形截面環(huán)行帶。其特點為：當量摩擦系數大，工作面與輪槽粘附著好，允許包角小、傳動比大、預緊力小。繩芯結構帶體較柔軟，曲撓疲勞性好。其應用于：帶速V＜25～30m/s;傳動功率P＜700kW;傳動比i≤10軸間距小的傳動。 2.2參數計算 (1)設計功率的確定： 查得工況系數KA=1.2 (2)選定帶型： 根據Pd=9KW和N1=1450r/min 確定為B型。 (3)傳動比： 根據轉速圖知,傳動比為1：2 (4) 確定小帶輪基準直徑： 參考表取dd1=125mm, (5)確定大帶輪直徑 取標準值dd2=250mm. (6) 驗算帶速： 因為帶速V=9.817m/s在[V]=5-25m/s之間,所以經濟耐用。 (7) 初定帶輪軸中心距ɑ0： 得： 即： 初取a0=500mm. (8) 確定帶基準長度Ld0： 選取基準長度Ld0=1600mm (9) 計算實際軸間距ɑ： 取標準值ɑ=500mm 安裝時所需最小軸間距： 張緊或補償伸長所需最大軸間距： (10) 驗算小帶輪包角： 所以小帶輪包角合適。 (11)單根V帶的基本額定功率P1： 根據dd1=140mm和N1=1450r/min查得B型V帶的基本額定功率P1=2.82KW。 (12)單根V帶的額定功率增量： 考慮到傳動比的影響，額定功率的增量由表查得： ΔP=0.7.5KW (13) 計算帶的根數： 取Z=5根。 (14) 單根V帶的預緊力： (15)作用在軸上的力： (16)帶輪的結構和尺寸： 由表可查得， ， ， 3.機床零件的驗算 3.1傳動軸的驗算 (1)根據理論力學，Ⅱ軸受力分析如圖3.1所示： 圖3.1Ⅱ軸受力分析 簡化Ⅱ軸為簡支梁如圖3.2所示： 圖3.2Ⅱ軸簡化圖 (2).計算撓度 P額=7.5KW, η1=η帶η軸承η齒輪2=0.96X0.99X0.992=0.93 η2=η1η軸承η齒輪3=0.93X0.99X0.993=0.89 P2=P額*η2=9.79KW N·mm ∴ 由公式 （3.1） N N 由公式 （3.2） N N 由于Ⅱ軸Ⅰ軸不處于同一平面，所以先建一個直角坐標系，將以上各力投影到坐標軸上，再進行受力分析，如圖4-3所示。 ①簡支梁C段計算圖如圖3.3所示： 由圖可知， a1=140mm b1=160mm l=300mm 圖3.3簡支梁C段計算圖 =-0.1078mm =-0.0647mm ②簡支梁B段計算圖如圖3.4所示 圖3.4簡支梁B段計算圖 由圖可知 a2=90mm ，b2=210mm，l=300mm =0.1023mm =-0.054mm mm ∵軸的許用撓度 而 ，所以軸的撓度合格。 （3）計算偏轉角 = =-0.000106 rad = =-0.000066 rad =- =0.00011 rad =- =-0.000042 rad ∴ 因為裝向心球軸承處的偏轉角許用值 而 所以偏轉角合格。 ∴ ∴ 因為裝向心球軸承處的偏轉角許用值 又 所以偏轉角合格。 對于三支承軸可用虛位移法。即首先假設沒有中間承，求出中間支承處的撓度。再假設中間支承處作用一個外力，在其作用下中間支承處撓度恢復為零。則這個力就是中間支承處的反力。求出中間支承處的反力后，就可按靜定問題處理。 3.2　齒輪的驗算 　　驗算變速箱中的齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （3.3） 彎曲應力的驗算公式為： 　 　　　　　　　　　　　　 （MPa） （3.4） 式中 P——齒輪傳遞的功率（kW）；Ｐ＝Pd×η, 　　　 Pd——電動機的額定功率（kW）； 　　 η——從電動機到所計算齒輪的機械效率； 　　　　 nj——齒輪的計算轉速； 　　　　 m——初算的齒輪模數； 　　 　　 b——齒寬(mm); 　　 　　 Z——小齒輪齒數; 　　　 　 U——大齒輪與小齒輪齒數之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； KS ——壽命系數；KS=KTKnKPKa KT ——工作期限系數： T ——齒輪在機床工作期限（TS）內的總工作時間（ h ），對于中型機床的齒輪取TS =14500～20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為 T=TS/p ，p為變速組的傳動副數； n1 ——齒輪的最低轉速(r/min)； C0——基準循環(huán)次數。 m——疲勞曲線指數。 Kn——速度轉化系數。 Kp——功率利用系數。 Ka——材料強化系數。 KS 的極限值KSmax，KSmin查表可得，當KS ≥ KSmax時，則取KS= KSmax； 當 KS ≤ KSmin 時，取KS = KSmin ； KA ——工作情況系數，中等沖擊的主運動，取KA=1.2～1.6； KV——動載荷系數，查表。 ——齒向載荷分布系數。 Y——標準齒輪齒形系數，查表。 [σH ] ——許用接觸應力（MPa）。 [σF ] ——許用彎曲應力（MPa）。 如果驗算結果和不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 驗算Ⅰ軸上Z=30，m=2.5mm的齒輪 （1）齒輪接觸應力的計算 由 校核齒輪的接觸應力。 （3.5） 其中：，，，，， 由公式 來確定 （3.6） 由表查得 ， 而 由轉速圖知 由表得 ，由表得，由表得 由表確定，由表得 ，由表得 ，由表得 ，最后取 則： （3.7） 所以，齒輪的接觸應力滿足要求。 （2）齒輪彎曲應力的驗算 由公式 進和計算 （3.8） 其中：，， 由表可求得 由表可知，由表可知，由表可知 取 則： （3.9） 所以，彎曲應力滿足要求。 3.3滾動軸承的驗算 　 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞強度而破壞，故應進行疲勞壽命計算。其額定壽命的計算公式為： （h） （3.9） 或按計算負荷的計算公式進行計算： （N） （3.10） 式中 Lh ——額定壽命（ h ）； Cj——計算動載荷（N）； T ——工作期限（ h ），對一般機床取T=10000～14500小時，重型或精密機床可取T=20000～30000小時； C ——滾動軸承的額定負載（N），根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位為(kgf)時應換算成（N）； fn ——速度系數， ， ni為滾動軸承的計算轉速（r/mm） fh ——壽命系數， ，Lh等于軸承的工作期限； ε——壽命指數，對球軸承 ε=3，對滾子軸承 ε=10/3 ； fF——工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（銑床、銑床、鉆床、磨床等多數機床）， fF =1.1～1.3； Kp——功率利用系數，查表5-6 Kn——速度轉化系數，查表5-5 Kl——齒輪轉換工作系數，查《機床設計手冊》2上表4.9—13； P——當量動載荷，按《機床設計手冊》2上計算。 因為Ⅱ軸載荷最大，所以校核Ⅱ軸兩端的軸承6209 由《機械設計手冊》查得軸承的，；6110軸承的， 軸承的受力分析情況如圖3.5所示 圖3.5軸承受力圖 其中 N N N 合成支反力為： N N ，且因與有關，現軸承的受軸向力未知，因此試用逼近法來確定、以及的值。 初選 N N 軸承之間的軸向力 N N 對于軸承Ⅰ 查表取 對于軸承Ⅱ 查表取 從計算結果看與的結果與初選值接近，故可使用。 軸承Ⅰ 所以取，，由于軸承所受力矩較小，所以取，由于軸承所受的載荷是無沖擊，所以取。 軸承Ⅱ 所以取，，由于軸承所受力矩較小，所以取，由于軸承所受的載荷是無沖擊，所以取。 由表查得 ，由表查得 ，且取， 由于是球軸承， 由于，所以計算時取 所以軸承滿足要求。 結束語 通過為時兩周的課程設計真的可以說是學習到了很多，這次的數控機床課程設計可以說是從零開始的一個狀態(tài)，因為之前的高級應用課程是考查課的原因而沒有好好學習，所以才在這次課設中顯得手忙腳亂。但是真的要感謝陳白寧老師的不厭其煩的講解，讓我在對這個課設一無所知的情況下，能夠順利的進行接下來的程序。 通過這兩個周的學習，還是學到了不少的知識！不僅糾正了課程學習過程中出現的許多錯誤，還在試驗中驗證了自己的一些猜想。在學習的過程中有失敗，當然也有困惑，有成功，當然就有喜悅。雖然只是課程設計，但我拿出了自己的全部精力去對待，能學到知識固然值得驕傲，能認識到自己的過錯和不足不也是一件幸事嗎！做學問也是做人，再作學問的過程中體味做人的道理不也是一種收獲嗎？記得古語中說：“學，然后知不足”！希望這次學習只是我學習數控機床的開始，也算是啟蒙吧！我必將更加努力的學習它完善自己。我想這就是我學習這門課的最大感受吧！ 參考文獻 [1]濮良貴，陳國定，吳立言.機械設計(第九版)>.北京：高等教育出版社，2860.8-2013.5 [2]樣裕根，諸世敏.現代工程圖學（第三版）.北京：北京郵電大學出版社，2008.6-2014.1 [3]陳白寧，段智敏，劉文波.機電傳動控制.沈陽：東北大學出版社，2002 [4]關麗榮，岳國盛，韓輝.數控機床原理.北京：國防工業(yè)出版社，2010.1