數(shù)控機床說明書.doc

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目 錄 1. 概述和機床參數(shù)確定………………………………………………………………2 1.1機床運動參數(shù)的確定…………………………………………………………………2 1.2機床動力參數(shù)的確定…………………………………………………………………2 1. 3機床布局………………………………………………………………………………2 2. 主傳動系統(tǒng)運動設計……………………………………………………………………3 2.1確定變速組傳動副數(shù)目………………………………………………………………3 2.2確定變速組的擴大順序………………………………………………………………4 2.3繪制轉速圖……………………………………………………………………………4 2.4確定齒輪齒數(shù)…………………………………………………………………………5 2.5確定帶輪直徑…………………………………………………………………………5 2.6驗算主軸轉速誤差……………………………………………………………………5 2.7繪制傳動系統(tǒng)圖………………………………………………………………………6 3．估算傳動件參數(shù) 確定其結構尺寸………………………………………………………6 3.1確定計算轉速…………………………………………………………………………6 3.2確定軸的最小直徑………………………………………………………………6 3.3估算傳動齒輪模數(shù)……………………………………………………………………7 3.4普通V帶的選擇和計算………………………………………………………………8 4．結構設計…………………………………………………………………………………9 4.1帶輪設計………………………………………………………………………………9 4.2齒輪塊設計……………………………………………………………………………10 4.3傳動軸軸承的選擇………………………………………………………………………10 4.4主軸組件………………………………………………………………………………10 4.5操縱機構、滑系統(tǒng)設計、封裝置設計………………………………………………10 4.6主軸箱體設計…………………………………………………………………………10 4.7主軸換向與制動結構設計……………………………………………………………10 5.齒輪強度校核……………………………………… ………………………………………11 5.1校核a傳動組齒輪…………………………………………………………………………………11 5.2校核b傳動組齒輪………………………………… ………………………………12 6. 傳動軸的剛度驗算…………………………………………………………………………………14 7. 花鍵鍵側壓潰應力驗算………………………………………………………………………… 15 8.滾動軸承的驗算…………………………………………………………15 9. 主軸組件驗算………………………………………………………………………………………16 10．總結…………………………………………………………………………………………………18 11．參考文獻……………………………………………………………………………………………18 1.概述 1機床課程設計的目的 機床課程設計，是在金屬切削機床課程之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。輕型車床是根據(jù)機械加工業(yè)發(fā)展需要而設計的一種適應性強，工藝范圍廣，結構簡單，制造成本低的萬能型車床。它被廣泛地應用在各種機械加工車間，維修車間。它能完成多種加工工序；車削內圓柱面，圓錐面，成形回轉面，環(huán)形槽，端面及內外螺紋，它可以用來鉆孔，擴孔，鉸孔等加工。 1.1 機床運動參數(shù)的確定 （1） 確定調速范圍Rn 已知若某型數(shù)控車床的電機工作在額定轉速時（1500r/min），需要通過分級變速箱的變速，主軸實現(xiàn)6級轉速，分別為：1600 r/min，900 r/min，530r/min（高速檔）；250r/min，150r/min，85r/min（低速檔）； 有一只數(shù)據(jù)的：，， 調速范圍為： 公比為： （2） 求出轉速系列 由已知得，標準轉速數(shù)列為： 85 150 250 530 900 1600 1.2機床動力參數(shù)的確定 根據(jù)《機床設計指導》（任殿閣主編）附錄41選擇主電動機為Y100L2-4，其主要技術數(shù)據(jù)見下表1： 表1 Y100L2-4技術參數(shù) 轉速（r/min） 額定功率 （kw） 滿載時 堵轉電流 堵轉轉矩 最大轉矩 同步轉速（r/min） 級數(shù) 電流 （A） 效率 （%） 功率因數(shù) 額定電流（倍） 額定轉矩（倍） 額定轉矩（倍） 1430 3 6.8 82.5 0.81 7.0 2.2 2.2 1500 4 1.3機床布局 確定結構方案 1）主軸傳動系統(tǒng)采用V帶，齒輪傳動。2）傳動型采用集中傳動。3）制動采用式摩擦離合器和帶式制動器。4）變速系統(tǒng)采用多聯(lián)劃移齒輪變速。5）潤滑系統(tǒng)采用飛濺油潤滑。 2）布局 采用臥式車床常規(guī)的布局形式。機床主要由主軸箱，皮鞍，刀架，尾架，進給箱，溜扳箱，車身等6個部件組成。 主軸的空間位子布局圖 2 主傳動系統(tǒng)運動設計 2.1確定變速組傳動副數(shù)目 實現(xiàn)6級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： 1）6=23 2）6=32 從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高，從而轉矩較小，尺寸也較小。如使傳動副有較多的傳動組在接近電動機處，則使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，可以節(jié)省材料。 由于題目要求有低速檔和高速檔之分，所以只能選擇第一套分配方案。 故選擇6=23的方案。 2.2確定變速組的擴大順序 6=23的傳動副組合，其傳動組的順序又可有以下兩種形式： 1） 6=2331 2） 6=2132 選擇中間軸的變速范圍最小的方案，變速范圍小，轉速高，轉矩較小，傳動件的尺寸盡可能小些，盡量使擴大組的順序要與傳動順序一致的原則。所以選擇方案（1） 較為合理。結構網(wǎng)圖如下： 圖2變速組擴大順序 2.3繪制轉速圖 圖3轉速圖 2.4確定齒輪齒數(shù) 利用查表法由《金屬切削機床》（大連理工 戴曙主編）表8—1，求出各傳動組齒輪齒數(shù) 表2 各傳動組齒輪齒數(shù) 變速組 第一變速組 第二變速組 齒數(shù)和 210 100 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 齒數(shù) 105 105 30 180 64 36 50 50 36 64 2.5確定帶輪直徑 確定計算功率 K-工作情況系數(shù) 工作時間為一班制 查表的K=1.1 N-主動帶輪傳動的功率 計算功率為Nj=1.1x5=5.5kw 根據(jù)計算功率和小帶輪的轉速選用的三角帶型號為A ， 查表2—6得小帶輪直徑推薦植為90.5mm ，大帶輪直徑 2.6繪制傳動系統(tǒng) 圖4傳動系統(tǒng)圖 3 估算傳動件參數(shù) 確定其結構尺寸 3.1確定計算轉速 軸Ⅰ：900 軸Ⅱ：900 軸Ⅲ：530 傳動組a： 傳動組b： 3.2確定軸的最小直徑 確定各軸最小直徑 [1]Ⅰ軸的直徑： [2]Ⅱ軸的直徑： [3]Ⅲ軸的直徑： 此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整。 3.3估算傳動齒輪模數(shù) Ⅰ-Ⅱ軸： 按齒輪彎曲疲勞計算： =（為大齒輪的計算轉速，根據(jù)轉速圖確定） 按齒面點蝕計算： 取A=85 由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)： 模數(shù)因取和中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=2.5 Ⅱ-Ⅲ軸： 按齒輪彎曲疲勞計算： = 按齒面點蝕計算： 取A=115 由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)： 故第二轉動組齒輪模數(shù)取m=3 3.4普通V帶的選擇和計算 設計功率 （kw） 皮帶選擇的型號為A型 兩帶輪的中心距范圍內選擇。中心距過小時，膠帶短因而增加膠帶的單位時間彎曲次數(shù)降低膠帶壽命；反之，中心距過大，在帶速較高時易引起震動。 ①計算膠帶速度 ②初定中心距 ③計算帶的基準長度： 按上式計算所得的值查表選取計算長查《金屬切削機床設計指導》表23取 ④實際中心距 A= A=302.5 為了張緊和裝拆膠帶的需要，中心距A應為-（h+0.01L）到+0.02L的范圍內調整。 -（h+0.01L）為裝拆調整量，h為膠帶厚度，0.02L為張緊調整量。 ⑤核算定小帶輪包角 求得合格. ⑥帶的撓曲次數(shù): 合格 ⑦帶的根數(shù) 單根三角帶能傳遞的功率 小帶輪的包角系數(shù) 取5根三角膠帶。 4．結構設計 4.1帶輪設計 根據(jù)V帶計算，選用5根A型V帶。由于I軸安裝了摩擦離合器，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用了卸荷帶輪結構。 4.2齒輪塊設計 機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據(jù)各傳動組的工作特點，基本組的齒輪采用了銷釘聯(lián)結裝配式結構。第二擴大組，由于傳遞的轉矩較大，則采用了整體式齒輪。所有滑移出論與傳動軸間均采用了花鍵聯(lián)結。 從工藝的角度考慮，其他固定齒輪也采用花鍵聯(lián)結。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)結。 4.3傳動軸軸承的選擇 軸Ⅰ：30207型圓錐滾子軸承 軸Ⅱ：30207型圓錐滾子軸承和NN3009型雙列圓柱滾子軸承 軸Ⅲ：30208型圓錐滾子軸承 4.4主軸組件 本車床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結構，主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸主件。前軸承采用了NN3020K型雙列圓柱滾子軸承，后支承采用了NN3016K型雙列圓柱滾子軸承，中支承N219E型圓柱滾子軸承。為了保證主軸的回轉精度，主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調整軸承的間隙。主軸前端采用了圓錐定心結構型式。 前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。 4.5操縱機構 、滑系統(tǒng)設計 、封裝置設計 為了適應不同的加工狀態(tài)，主軸的轉速經(jīng)常需要調整。根據(jù)各滑依齒輪變速傳動組的特點，分別采用了集中變速操縱機構和單獨操縱機構。 主軸箱采用飛濺式潤滑。油面高度為65mm左右，甩油輪浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：HJ30。 I軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用了皮碗式接觸密封。而主軸直徑大，線速度較高，則采用了非接觸式 密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。 4.6主軸箱體設計 箱體外形采取了各面間直角連接方式，使箱體線條簡單，明快。 并采用了箱體底面和兩個導向塊為定位安裝面，并用螺釘和壓板固定。安裝簡單，定位可靠。 4.7制動結構設計 本機床屬于臥式車床，適用于機械加工車間和維修車間。制動器采用了帶式制動器，并根據(jù)制動器設計原則，將其放置在靠近主軸的較高轉速的III軸上。為了保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。 5. 齒輪強度校核：計算公式 5.1校核a傳動組齒輪 校核齒數(shù)為30的即可，確定各項參數(shù) 1 P=5KW,n=800r/min, 2 定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得動載系數(shù) 3 確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 非對稱 ,查《機械設計》得 4 定齒間載荷分配系數(shù): 5 故將齒寬調整為36， 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數(shù): ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 5.2校核b傳動組齒輪 校核齒數(shù)為28的即可，確定各項參數(shù) 6 P=5KW,n=530r/min, 7 定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得動載系數(shù) 8 確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 非對稱 ,查《機械設計》得 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 故將齒寬調整為48， 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數(shù): ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 6傳動軸的剛度驗算 對于一般傳動軸要進行剛度的驗算，軸的剛度驗算包括滾動軸承處的傾角驗算和齒輪的齒向交角的驗算。如果是花鍵還要進行鍵側壓潰應力計算。 以Ⅱ軸為例，驗算軸的彎曲剛度、花鍵的擠壓應力 圖5 軸Ⅱ受力分析圖 圖5中F1為齒輪Z4（齒數(shù)為42）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z9（齒數(shù)28）上所受的切向力Ft2，徑向力Fr2的合力。 根據(jù)表11的公式計算齒輪的受力。 表8 齒輪的受力計算 傳遞功率P kw 轉 速 n r/min 傳動 轉矩 T Nmm 齒輪壓力角 α 齒面摩擦角 γ 齒輪30 齒輪64 切向力 Ft1 N 合力 F1 N F1 在 X 軸投影Fz1 N F1 在 Z 軸投影Fz1 N 分度圓直徑d1 mm 切向力 Ft2 N 合力 F2 N F1 在 X 軸投影Fz2 N F1 在 Z 軸投影Fz2 N 分度圓直徑d2 mm 2.43 1000 13946 20 6 398.4 443.3 60.3 439.2 168 348.6 387.8 214.6 323 112 從表8計算結果看出，Ⅱ軸在X、Z兩個平面上均受到兩個方向相反力的作用。根據(jù)圖7所示的軸向位置，分別計算出各平面撓度、傾角，然后進行合成。根據(jù)《機械制造工藝、金屬切削機床設計指導》（李洪主編）書中的表2.4-14,表2.4-15計算結果如下: a=100 b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1105MPa n=l-x=150 圖7軸Ⅱ撓度、傾角分析圖 （1）xoy平面內撓度 （2）zoy平面內撓度 （3）撓度合成 查表得其許用應力為0.0003330=0.099，即0.0048〈0.099，則撓度合格。 （4）左支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則左支承傾角合格。 （5）右支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則右支承傾角合格。 7花鍵鍵側壓潰應力驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 經(jīng)過驗算合格。 8滾動軸承的驗算 機床的一般傳動軸用的軸承，主要是因為疲勞破壞而失效，故進行疲勞壽命驗算。 滾動軸承的疲勞壽命驗算 根據(jù)表11所示的Ⅱ軸受力狀態(tài)，分別計算出左（A端）、右（B端）兩支承端支反力。 在xoy平面內： 在zoy平面內： 左、端支反力為： 兩支承軸承受力狀態(tài)相同，但左端受力大，所以只驗算左端軸承。 軸承壽命 經(jīng)過計算F=155.5 合格。 9主軸組件驗算 前軸承軸徑，后軸承軸徑，求主軸最大輸出轉矩： 根據(jù)主電動機功利為1.5，則床身上最大回轉直徑D=320mm刀架上最大回轉直徑主軸通孔直徑d,最大工件長度1000mm。床身上最大加工直徑為最大回轉直徑的60%也就是192mm故半徑為0.096mm。 切削力（沿y軸） 背向力（沿x軸） 故總的作用力 此力作用于頂尖間的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為F/2=926.85 主軸孔徑初選為40 根據(jù)結構選懸伸長度a=120mm 在計算時，先假定初值l/a=3 l=3 前后支承的支反力 軸承的剛度：iz=52, La=9, Fr=C/10=9.42KN 初步計算時，可假定主軸的當量外徑為前后軸承的軸徑的平均值。 故慣性矩為：I= 前軸承為軸承代號為3182116 后軸承為軸承代號為46211和型號為8212 最佳跨距 10．總結 通過機床主軸傳動系統(tǒng)的機械變速機構的設計，使我在擬定攢動機構、裝配結構和制造結構的各種方案以及在機械設計制圖、零件計算和編寫技術文件等方面得到了綜合訓練，培養(yǎng)了我的初步的結構分析與結構設計計算能力。 雖然只有一周的時間，在很倉促的情況下完成了這次技術切削機床的課程設計，但收獲卻很大，使我初步具備了設計的能力，并且我相信我在這方面的設計能力會逐漸成熟起來。 再次感謝張吉堂老師和曾志強老實的耐心指導和幫助！ 11．參考文獻 [1] 金屬切削機床設計簡明手冊 范云漲 機械工業(yè)出版社 1994年 [2] 金屬切削機床 戴曙 機械工業(yè)出版社 1993年 [3] 機床課程設計指導書 陳易新 機械工業(yè)出版社 1987年 [4] 機械制造工藝、金屬切削機床設計指導 李洪 東北工學院出版社 1989年 [5] 機床設計指導 任殿閣 張佩勤 遼寧科學技術出版社 1991年 [6] 機床課程設計指導書 陳易新 哈爾濱工業(yè)大學 1981年 [7] 機械設計課程設計手冊 吳宗澤 羅圣國 高等教育出版社 1992年