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1、数控铳床主轴箱课程设计说明 书（完整）目录第一章机床的用途及主要技术参数3第二章方案设计3第三章主传动设计33.1驱动源的选择33.2转速图的拟定43.3传动轴的估算63.4齿轮模数的估算7第四章主轴箱展开图的设计84.1设计的内容和步骤84.2有关零部件结构和尺寸的确定 84.3各轴结构的设计114.4主轴组件的刚度和刚度损失的计算： 11第五章零件的校核135.1齿轮强度校核 135.2传动轴挠度的验算：14第六章 心得体会 14参考文献15数控机床课程设计第一章 机床的用途及主要技术参数常用数控铣床可分为线轨数控铣床、硬轨数控铣床等。数控铣床（线轨）具有精度高、刚性好、噪音小，操作简单、
2、维修方便等优点。工件一次 装夹可以完成平面、槽、斜面及各种复杂三维曲面的铣削，及钻孔，扩孔、铰孔和镗孔等。 是复杂型腔、模具、箱体类零件加工的理想设备。数控铣床（硬轨）具有精度高、刚性好、噪音小，操作简单、维修方便等优点。工件一 次装夹可以完成平面、槽、斜面及各种复杂三维曲面的铣削，及钻孔，扩孔、铰孔和镗孔等。 是复杂型腔、模具、箱体类零件加工的理想设备。表1-1产品名称空号用盘加T尺4丄訓対逢T竹台堆洽虽押荐£:''I G 咚电机生产厂册甘）平血 度X)匸电 机33.毛垂和丄轨床X16321000X320X40016&L 5100C20L&-1250
3、250CL 027.5亂7L 56326688X1370XIMS江东机床厂X25321OQ0X 320 X40016ai.5-1DOO2016-12502500- 021. 67.5X17.66452&83X1970KIMS产肥辑称虽'.LI-Xj主轴 Kiff f?米轴平ffi总1丿 rfr(轎主棚转現1忡台进I榨fj熄*电机昨羽尺寸（毫用、生产厂(H/ 和(54；/知fit大扳更M.上电总淳M.比垂至W3030G20CKJT"媒1D-1B0耻5r t«n-.50= 50015前35. 320510X2380X5300£壬览机庸厂30020003
4、95025-120无0,5-150C15001-K1.51015.5曲326510X2380X&3M第二章方案设计本次设计的数控铣床主轴箱是串联在交流调频主轴电机后的无级变速箱，属于机械无级 变速装置。它是利用摩擦力来传递转矩，通过连续改变摩擦传动副工作半径来实现无级变速。 由于它的变速范围小，是恒转矩传动，适合铣床的传动。第三章主传动设计3.1驱动源的选择机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从额定转速nd向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速nd向下至最低转速nmin是调节电枢电压的方法来调速的，属于恒转矩；交流调速电动机是靠
5、调节供电频 率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达陕西科技大学课程设计说明书 到的最高转速比同功率的直流调速电动机高，磨损和故障也少，所以在中小功率领域，交流 调速电动机占有较大的优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。根据主轴要求的最高转速 4500r/min ，最大切削功率 5.5KW, 选择北京数控设备厂的BESK-8型交流主轴电动机，最高转速是 4500 r/min 。3.2 转速图的拟定根据交流主轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的恒功率转速范围Rdp=nmax/nd=4500/1500=3(3-1)而主轴要求的恒功率转速范围
6、 Rnp= nmax/nd=4500/150=30 , 远大于交流 主轴电动机所能提供的恒功率转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其恒功率转速 范围。设计变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比f 等于交流主轴电动机的恒功率调速范围 Rdp,即f=Rdp=3，功率特性图是连续的，无缺口和 无重合的。变速箱的变速级数Z=lg Rnp/lg Rdp=lg30/ lg3=3.10(3-2)取 Z=3确定各齿轮副的齿数：取 S=114由 u=2得 Z1=38Z1'=76由 u=0.67得 Z2=68Z2'=46由 u=0.22得 Z3=94Z3
7、9;=20如取总效率n =0.75，则电动机功率P=5.5/0.75=7.3kw。可选用北京数控设备厂的 BESK-8型交流主轴电动机，连续额定输出功率为 7.5kw。 由此拟定主传动系统图、转速图以及主轴功率特性图分别如图3-1、图 3-2、图 3-3第 4 页 共 16 页IE4GD1133图3-13主传动系统图3鲂乞/、丿召4化Q、XX、0(11500m47001SOIO3-2陕西科技大学课程设计说明书图3-3主轴功率特性3.3传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载 荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。
8、因此疲劳 强度一般不是主要矛盾。除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在 载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。如果刚度不够，轴上的零件如齿轮，轴承等由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热， 过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度轴的直径，画 出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。计算转速nj是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速 图上直接得出如表2-1所示。表3-1 各轴的 计算转速轴InIII计算转速150071(r/min )5073各轴功率和扭
9、矩计算：已知一级齿轮传动效率为0.97 （包括轴承），贝I 轴：Pi=FdX 0.99=7.5 X 0.99=7.42 KWU 轴：R=PX 0.97=7.42 X 0.97=7.20 KWIII 轴：P3=R X 0.97=7.20 X 0.97=6.98 KWI 轴扭矩：Ti=9550P/n i =9550 X 7.42/1500=47.24 N.mU 轴扭矩：T2=9550P/n 2 =9550 X III 轴扭矩：T3=9550P/n3 =9550 X © 是每米长度上允许的扭转角（deg/m）,可根据传动轴的要求选取，其选取的原则如 表2-2所示。表3-2 许用扭 转角选取
10、原则轴主轴般传 动轴较低的 轴0.5-11-1.51.5-2(deg/m)根据表2-2确定各轴所允许的扭转角如表 2-3所示。表3-3 许用扭 转角的确定轴Iniii© (deg/m)111把以上确定的各轴的输入功率 N=7.5KW计算转速nj （如表2-1 ）、允许扭转角© （如表2-3）代入扭转刚度的估算公式(3-3)可得各个传动轴的估算直径:取 di=30mmI 轴：d i=28.8mmU轴：d2=34.0mm取 di=35mm主轴轴径尺寸的确定：已知铣床最大加工直径为 Dmax=400mm,贝主轴前轴颈直径Di=0.25Dmax± 15=85115mm 取
11、 D=95mm主轴后轴颈直径D2=（0.7 0.85）D1=6781mm 取D2=75mm主轴内孔直径d=0.1Dmax± 10=3555mm取 d=40mm3.4齿轮模数的估算按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮的各 参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据 估算的结果然后选用标准齿轮的模数。齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，第二种是按齿轮的 齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所以必须先给出 各个齿轮的齿数。根据齿轮不产生根切的基本条件：齿轮的齿数不
12、小于17，在该设计中，即最小齿轮的齿数不小于17。而由于Z3,Z3 '这对齿轮有最大的传动比，各个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然 是 Z3 '取 Z3 '20,S=114，贝U Z3=94。从转速图上直接看出直接可以看出 Z3的计算转速是750r/min 。根据齿轮弯曲疲劳估算公式=2.4 (3-4)陕西科技大学课程设计说明书根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得：m=2.84由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为 m =3mm，对比上述结果，可知这样 设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，而且考虑到 两传动轴的间距，故取同一变速组中的所
13、有齿轮的模数都为m=3mm。现将各齿轮齿数和模数列表如下：表3-4 齿轮的 估算齿数和模数列表齿轮Z0Z0'Z1Z1 'Z2Z2'Z3Z3'齿数3570387668469420模数 (mm)33333333第四章 主轴箱展开图的设计主轴箱展开图是反映各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸。因此设计从画展 开图开始，确定所有零件的位置，结构和尺寸，并以此为依据绘制零件工作图。4.1设计的内容和步骤这一阶段的设计内容是通过绘图设计轴的结构尺寸及选出轴承的型号，确定轴的支点距 离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和轴承的寿命。4.2有关零部件结构和尺寸的确定传动零
14、件，轴，轴承是主轴部件的主要零件，其它零件的结构和尺寸是根据主要零件的 位置和结构而定。所以设计时先画主要零件，后画其它零件，先画传动零件的中心线和轮廓 线，后画结构细节。1) 传动轴的估算这一步在前面已经做了计算。2) 齿轮相关尺寸的计算为了确定轴的轴向距离，齿轮齿宽的确定是必须的。而容易引起振动和噪声，一般取齿宽系数m =(6-10)m。这里取齿宽系数 m=10,则齿宽B=mx m=1(X 3=30mm现将各个齿轮的齿厚确定如表 3-1所示。表4-1 各齿轮 的齿厚齿轮Z1ZTZ2Z2Z3Z3齿厚 (mm)303030303030齿轮的直径决定了各个轴之间的尺寸，所以在画展开图草图前，各个
15、齿轮的尺寸必须算出。现将主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如表3-2所示表4-2各齿轮 的直径齿轮Z1ZTZ2Z2Z3Z3分度圆直 径（mm）11422820413828260齿顶圆直 径（mm）12023421014428866齿根圆直 径（mm）106.5220.5196.5130.5274.552.5Z0Z0'10521011121697.5202.5由表3-2可以计算出各轴之间的距离，现将它们列出如表4-3所示。表4-3 各轴的 中心 轴innm距离（mm1601753）确定齿轮的轴向布置为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移 齿轮的宽度，一般留
16、有间隙1-2mm所以首先设计滑移齿轮。U轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在 1-2mm范围内时，间隙必须不小于 5mm当模数在2.5-4mm范围内时，间隙必须不小于 6mm 且应留有足够空间滑移，据此选取该滑移齿轮三片齿轮之间的间隙分别为di= 45mm,c2=8mm由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的齿轮的间隙。现取齿轮之间的间距为 82mm和45mmID IIXX DiliI II图4-1齿轮的轴向间距4）轴承的选择及其配置主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承，又要有承受两个方向轴向载荷的 推力轴承。轴承类型及型号选用主要应
17、根据主轴的刚度，承载能力，转速，抗振性及结构要 求合理的进行选定。同样尺寸的轴承，线接触的滚子轴承比电接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低； 多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大；不同轴承承受载荷类型及大小不同；还应 考虑结构要求，如中心距特别小的组合机床主轴，可采用滚针轴承。为了提高主轴组件的刚度，通常采用轻型或特轻型系列轴承，因为当轴承外径一定时， 其孔径（即主轴轴颈）较大。通常情况下，中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承（如配推力轴承，则极限转速低），或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低，如配空心圆锥滚 子轴承，其极限转速显著提高，但成本也相应的提高了
18、。高速轻载采用成组角接触球轴承， 根据轴向载荷的大小分别选用 25。或15。的接触角。轴向载荷为主且精度要求不高时， 选用推力轴承配深沟球轴承，精度要求较高时，选用向心推力轴承。该设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚 度和速度这两方面都要考虑。主轴前轴承采用3182119型轴承一个，后支承采用30215型和8215型轴承各一个。陕西科技大学课程设计说明书4.3各轴结构的设计I轴的一端与电动机相连，将其结构草图绘制如下图42所示图42II轴安装滑移齿轮，其结构如草图 32所示图4-3III轴其结构完全按标准确定，根据轴向的尺寸将结构简图绘制如下图4 4所示4
19、.4主轴组件的刚度和刚度损失的计算：最佳跨距的确定：取弹性模量 E=2.1XlO11Pa，D=(95+75) /2=85 ； 主轴截面惯距I (D4 d4)2.48 10 6m422截面面积：A=4415.63mm主轴最大输出转矩：Mn 9550P 477.5N ?mn床身上最大回转直径约为最大加工直径的60%即240mm故半径为0.12mFz 丛 3979.2N0.12Fy=0.5Fz=1989.6N故总切削力为： F= Fz2 Fy2 =4448.9N估算时，暂取Lo/a=3,即取3x120=360mm.前支承支反力 Ra F 匕 a 4448.9 360 120 4931.9Nl0360
20、a120后支承支反力 Rb F 4448.91483.0Nl0360取 Ka 13.976 102N /mKb 2.67 102N /mKb5.230.216Ka a3则 L0 /a 2.96则 L0281mm因在上式计算中，忽略了 ys的影响，故L。应稍大一点，取L°=300mm计算刚度损失：取L=385mmx =4.61因在上式计算中，忽略了 y的影响，故L。应稍大一点，取L°=300mm计算刚度损失：取 L=385mm,% =4.61表4-4由 公 式弹性主轴y 1弹性支承k总 柔 度总 刚度弯曲变形yb剪切变形ys前支承后支承悬伸段跨距段悬伸段跨距段L=3855.4
21、88 X-7102.224 X10-62.361 X10-71.165X 10-711.12X 10-72.28 X10-744.65X 10-72.24X 10512.29 %49.8 %5.29 %2.61 %24.9 %5.1 %100%L0=3005.488 X-7101.732 X10-62.361 X10-71.4915X 10-712.4 X10-73.756 X10-742.83X 10-72.33X 10512.81 %40.46 %5.51 %3.48 %28.9 %8.77 %100%由Lm L0引起的刚度损失约为3.68 %,可知，主轴刚度损失较小，选用的轴承型号及支
22、承形式都能满足刚度要求。第五章零件的校核5.1齿轮强度校核校核II轴齿轮 校核齿数为20的即可，确定各项参数P=7.2KW, n=750r/mi nII轴扭矩：T2=9550P2/n2 =95507.2/750=91.68 N.mDnv 确定动载系数：60 1000 =2.35m/s齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数Kv 1.05非对称 1.12 0.18 1 0.6 d2 d2 0.23 10 3b31.120.18(10.6)0.23 10271.42查机械设计得Kf 1.24确定齿间载荷分配系数：32T 2 91.68 10Ft=2778.2ND66Kafl = 1 2778.2 =
23、42.1100N/m由机械设计查得 心Kh =1.2b66确定动载系数：K KaKvKf Kh =1 1.05 1.2 1.42=1.6查表 10-5Yf2.65FS 1.58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(5-1)(5-2)fe 540MPa图 10-18 查得心 0.9,S = 1.30.9 5401.3373.8MPa373.889.3Yf YS2.65 1.58(5-3)bm1.6 2778.230 349.4 89.3故满足要求5.2传动轴挠度的验算:II轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对II轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中
24、间齿轮啮合来进行校核T 9550 P/n 9550 7.2/2272 30N mFt 2 T/d 2 30/(60 10 3) 1000NP F , Ft2 Ft21414N已知 d=60mm，E=2.1X1011Pa， b=30mm ，x=180mmF b xl2 x2 b2Yb1414 30 180 3602 1802 30210 3 46 2.1 10114403 43103360 1064(5-4)2.02 10 4 mmy 0.03 4 0.12mm Yby ,所以合格。第六章心得体会在将近两周的不懈努力下，课程设计终于完成了。从开始直到设计基本完成，我有许多 感想。这是我们比较独立
25、的在自己的努力下做一个与课程相关的设计。在这次设计中暴露出陕西科技大学课程设计说明书我的许多薄弱环节，很多学过的知识不能学以致用，直到做了这次作业后才能渐渐掌握，以 前学过的东西自己并不是都掌握了，很多知识只是照搬书本，并非自己所理解，经过这次设 计又加深了理解。而且，在一些计算过程中我和我的同学进行了计算方面的讨论，这又加强 了我的合作能力。做课设的期间不仅手工制图得到了巩固，而且 AutoCAD 画图软件也在不断练习中进一 步加深，学会了如何去应用工程手册，如何合理的选用相关参数，以及一些设计经验。总的说来， 我感觉这次课程设计让我的许多方面都得到了锻炼， 这不仅仅是知识方面的， 还有能力
26、方面东西。总之我学到了我想学的东西，这次课程设计使我受益匪浅。参考文献第 15 页 共 16 页陕西科技大学课程设计说明书20051. 文怀兴， 夏田 . 数控机床系统设计 . 北京： 化学工业出版社，2. 文怀兴 . 数控铣床系统设计 . 北京：化学工业出版社， 20063. 郑文伟 . 吴克坚 . 机械原理 . 北京：高等教育出版社， 19974. 濮良贵， 纪名刚. 机械设计 . 北京：高等教育出版社， 20015. 周开勤 . 械零件手册 .北京：高等教育出版社， 20016. 陈易新 . 机床设计指导书 . 哈尔滨：哈尔滨大学出版社， 19817. 成大先 . 机械设计手册 . 北京：化学工业出版社， 20008. 机床设计图册 . 上海：上海科学技术出版社， 1979