数控机床主轴箱设计.docx
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数控机床主轴箱设计
1
第一章概述
1-1设计目的
数控机床的课程设计,是在数控机床设计课程之后进行的实践性教学环节。
其目的在于通过数控机床伺服进给系统的结构设计,使我们在拟定进给传动及变
速等的结构方案过程中得到设计构思、方案分析、结构工艺性、CAD制图、设计
计算、编写技术文件、查阅技术资料等方面的综合训练,建立正确的设计思想,
掌握基本的设计方法,培养我们初步的结构设计和计算能力。
1-2主轴箱的概述
主轴箱为数控机床的主要传动系统它包括电动机、传动系统和主轴部件它与普通车床的主轴箱比较,相对来说比较简单只有两极或三级齿轮变速系统,它主要是用以扩大电动机无级调速的范围,以满足一定恒功率、和转速的问题。
第二章主传动设计
2-1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时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3150r/min,交流主轴电动机,最高转速是
5000r/min。
2-2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=5000/1000=5
而主轴要求的恒功率转速范围Rnp=nmax/nd=3150/125=25.2,远大于交流主
2
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。
涉及变速箱时,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Φf等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp,即Φ=Rdp=2,功率特性图是连续的,无缺口和无重合的。
车床的主参数(规格尺寸)和基本参数如下:
工件最大回
正转最低转速
正转最高转速
电机
转直径
nmin(r
)
nmin(
r
功率
主轴计算转速
mm
)
D
max
min
min
N(kw)
(
)
40070315027125
变速箱的变速级数变速箱的变速级数:
Z=lgRnp/lgΦ=lg25.2/lg5=2.0049
取Z=2
确定各齿轮齿副的齿数:
取
S=118
由U=1.60
得Z1=47
Z1
’=76
由U=2.51
得Z2=88
Z2
’=35
由U=1.33
得Z3=68
Z3
’=52
由U=2.99
得Z4=30
Z4
’=90
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
2-1,2-2
图2-1
图2-2
2.3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
3
较大的变形。
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2-1
各轴的计算转速
轴
I
II
III
计算转速
990
594
125
各轴功率和扭矩计算:
已知一级齿轮传动效率为0.97(包括轴承),则
I
轴:
p1=pd×0.99=27×0.99=26.73
KW
II
轴
p2=p1×0.97=26.73×0.97=25.92KW
III
轴
p3=p2×0.97=25.92×0.97=25.15KW
Ⅰ轴扭矩:
T1
955
104
26.73
25.785
104N
mm
990
Ⅱ轴扭矩:
T2
955
104
25.92
41.673
104N
mm
594
III
轴扭矩:
T3
955104
25.15
192.146104N
mm
125
[φ]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2-2许用扭转角选取原则
轴
主轴
一般传动轴
较低的轴
[Φ](deg/m)
0.5-1
1-1.5
1.5-2
最后所确定各轴所允许的扭转角如表2-3所示
4
轴
Ⅰ轴(电机轴)
II轴
III轴
[Φ](deg/m)
0.5
1
0.5
把以上确定的各轴的扭矩,允许扭转角
[Φ]代入估算公式d1.644
T
可
[
]
得传动轴的估算直径:
d1
1.644
T
]
1.644
T1
1.64425.5
104
43.83mm
轴承30209
[
[]
0.5
d2
1.644
T
]
1.644
T2
1.64455.5
104
44.76mm
轴承30209
[
[]
1
因为主轴为空心轴,材料取
45钢,所以A0=110
d3
A03
P
1103
25.15
65.86mm轴承30215
n(1
4)
125(10.54)
最后取值如下表所示:
轴
I
II
III
估算直径
45
50
70
主轴轴径尺寸的确定:
已知车床最大加工直径为Dmax=400mm,则
主轴前轴颈直径D1=0.25Dmax15=85-115mm取D1
95
后颈直径D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm
取
D275
内孔直径d=0.1Dmax10=35-55mm
取d
40
2.4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。
5
(1)Z1,Z1'齿轮弯曲疲劳的计算齿轮弯曲疲劳估算公式
m
32
N
323
27
3
3.49
Z
nj
35594
齿面点蚀的计算
得A
3703
N
370327
132.05
nj
594
由中心距A及齿数计算出模数:
2A
2132.05
2.15
,所以取m=3
mj
123
Z1Z1'
(2)Z2,Z2'齿轮弯曲疲劳的计算齿轮弯曲疲劳估算公式
m
323
N
323
26.73
2.56
nj
88594
Z
齿面点蚀的计算
得A
3703
N
370326.73
131.6,取A=135
nj
594
2A
2135
2.19,
所以取m=4.5
mj
123
Z2Z2'
(3)Z3,Z3'齿轮弯曲疲劳的计算
取m=4.5
由于受传动轴轴径尺寸大小限制,选取齿轮模数为m=3mm,对比上面的结果,可知这样设计的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,故取同一变速组中的所以齿轮的模数都为m=3mm.
则各齿轮齿数和模数列表如下:
齿轮
Z1
Z1’
Z2
Z2’
Z3
Z3’
Z4
Z4’
齿数
47
76
88
35
68
52
44
76
模数
3
3
3
3
4.5
4.5
4.5
4.5
6
第三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。
3.1各零件结构和尺寸设计
3.1.1设计内容和步骤
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。
3.1.2有关零件结构和尺寸的确定
传动零件,轴,轴承是主轴部件的主要零件,其他零件的结构尺寸是根据主
要零件的位置和结构而定。
1)传动轴的估算
见前一节
2)齿轮相关尺寸的计算
1.齿宽的确定
齿宽影响齿的强度。
轮齿越宽承载能力越高。
但如果太宽,由于齿轮的制造
误差和轴的变形,可能接触不均,反而容易引起振动和噪声。
齿宽b=φd*d
其中φd是齿宽系数,d是齿轮分度圆直径。
齿宽系数可查工具书得到;也就是
说齿宽等于齿宽系数乘以齿轮分度圆直径。
根据齿宽系数来定,一般齿宽系数
0.3
第一套啮合齿轮:
B1=d1xZ1=43mm;B1’=d1’xZ1’=69mm第二套啮合齿轮:
B2=d2xZ2=80mm;B2’=d2’xZ2=32mm第三套啮合齿轮:
B3=d3xZ3=90mm;B3’=d3’xZ3’=70mm第四套啮合齿轮:
B4=d4xZ4=59mm;B4’=d4’xZ4’=100mm各个齿轮的齿厚确定如表3-1.
表3-1
各齿轮的齿宽
齿轮
Z1
Z1’
Z2
Z2’
Z3
Z3’
Z4
Z4’
齿宽
43
69
80
32
90
70
59
100
7
由计算公式;
齿顶:
dd1
(z1
2)m(h1);da2
(z2
2h)
齿根:
df1
(z1
2h2c)m(c
0.25)
得到下列尺寸表
齿轮的直径决定了各轴之间的尺寸。
各主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如下
表3-2:
表3-2各齿轮的直径
齿轮
Z1
Z1’
Z2
Z2’
Z3
Z3’
Z4
Z4’
分度圆直
143.5
230.5
266.5
107.5
304.75
232.75
196.75
340.75
径(mm)
齿顶圆直
147
234
270
111
315
243
207
351
径(mm)
齿根圆直
133.5
220.5
256.5
97.5
294.75
222.75
186.75
330.75
径(mm)
由表3-2可以计算出各轴之间的距离,现将它们列出如表
3-3所示:
表3-3各轴的中心距
轴I-IIII-III
距离187268.75
3)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。
一般留有间隙1-2mm,所以首先设计滑移齿轮。
II轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮齿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,且应留有足够的空间滑移,
据此选出三片齿轮间的间隙分别为d1=17.5mm,d2=15mm.
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两个齿轮间
的距离至少是60mm,现取齿轮间的间距为64mm和70mm.
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
8
轴向载荷的推力轴承。
轴承类型及型号选用主要根据主轴的刚度,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,线接触的磙子轴承比点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。
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。
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,或者成对圆锥滚子轴承,其结构简单,但是极限转速较低。
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度或15度的接触角。
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NN3019K型轴承一个,后支承采用30215型和51215型轴承各一个。
3.1-3各轴结构的设计
I轴的一端与电动机相连,需要安装联轴器
d1
1.644
T
1.644
T1
1.644
25.5104
43.83mm
[]
[]
0.5
取d1=45,联轴器的计算转矩Tca
KAT1,查表得KA1.3
Tca
KAT1
1.3
25.5
104=331500Nmm,查表12-4,选用HL3弹性柱销联
轴器,其公称转矩为630000Nmm。
半轴联轴器的孔径d145mm,半联轴器长
度L=112mm半.联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm,d1245mm。
根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度:
为了满足半联轴器的轴向定位要求,Ⅰ—Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ
—Ⅲ段的直径
dⅡⅢ
52左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径
D=55mm.
mm;
半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不
压在轴断面上,所以Ⅰ—Ⅱ长度应比L1略短一些,取lⅠⅡ=82mm
初步选择滚动轴承:
9
因轴承同时有径向力和轴向力度作用,选用单列圆锥滚子轴承。
根据
dⅡⅢ52mm,选取0基本游隙组,查表选得单列圆锥滚子轴承30311。
其尺寸为
d×D×T=55×120×31.5。
故
d
ⅢⅣ
=dⅦⅧ55
,
lⅦⅧ
31.5
,取其值为。
32mm
右端滚子轴承采用轴肩定位,30311定位轴肩为h=(0.07~0.1)d=(3.85~5.
5)取h=5因此,取
dⅥⅦ
65。
mm
取安装齿轮处的轴段IV-V的直径
d
ⅣⅤ
59;齿轮的左端与轴承之间采用
mm
套筒定位。
已知齿轮轮毂的宽度为100mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此
轴段应略短于轮毂宽度,故取
l
ⅣⅤ
95齿轮右端采用轴肩定位
轴肩高度
mm,
h=(2~3)R,由轴径d=59mm查表15-2得R=2故取h=5mm,则轴环处的直径dⅤⅥ70,
轴环宽度大于
b1.4h,取
lⅤⅥ
10,
取齿轮距箱体内壁之距离
mmlⅡⅢ
50mm,
16mm,考虑箱体铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距
离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽T为31.5mm,则lⅢⅣ=T+S++3=58.5mm,取59mm
lⅥⅦ+SlⅤⅥ16+8-10=14mm
将其结构草图绘制如下图3—2所示
图3-2
Ⅱ轴的设计:
Ⅱ轴其结构完全按标准确定,根据其周详的尺寸可将结构简图绘制如图
3-3所示:
d2
T
T2
1.644
59.05104
1.644
1.644
]
45.46mm
[]
[
1
初步选择滚子轴承:
10
因轴承同时有径向力和轴向力度作用,选用单列圆锥滚子轴承。
根据
d1250mm,选取0基本游隙组,查表选得单列圆锥滚子轴承30310,其尺寸为
d×D×T=50×110×29.25。
根据d2
3=55,取轴承30311
其尺寸为d×D×T=55×120×31.5
。
故
d12*=d56
50,l5631.5,取其值为32mmm。
Ⅱ—Ⅲ段考虑有键槽,轴加大
5%,
d2
3=50
×
(1+5%)=52.5
取值为
,
53
由公称尺寸取键b=14;h=9键长取90齿轮的左右端与两轴承之间采用套筒定
位,取右边套筒长为8。
已知齿轮轮毂的宽度为95mm,为了使套筒端面可靠地压
紧齿轮,取轮毂长为92mm,取l23130mm。
齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度h=(2~3)R,由轴径d=55mm查表15-2得R=2
故取h=6mm,则直径d3467,轴环宽度大于b1.4h,取l3410,取轴承端盖总
宽度为20,齿轮距箱体内壁之距离
41.25mm,考虑箱体铸造误差,在确定滚
子轴承位置时,应距箱体内壁一段距离
s,取s=8mm,已知滚子轴承宽
T为
29.25mm,则
l12
。
=T+S++3=82mm
右端滚子轴承采用轴肩定位,30309定位轴肩为h=(0.07~0.1)d=(3.15~4.
5)取h=4因此,取
d45
58
Ⅳ
Ⅴ段因为要安装滑移齿轮,所以使用滑键
mm.-
由公称尺寸取键b=16h=10t=6t1=4.3,
由前述可知取l=459mm,l45
460,将其
结构草图绘制如下图:
图3-3
11
主轴:
轴径选择:
已知车床最大加工直径为Dmax=400mm,则
主轴前轴颈直径
D1=0.25Dmax15=85-115mm
取D1
100mm
后颈直径
D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm
取D2
75mm
内孔直径d=0.1Dmax15=35-55mm
取d
50mm
Ⅰ段:
取d175mm,主要是轴承的安装,初选圆锥滚子轴承
30215,宽
度27.25mm,内径75mm,外径130mm所以取轴承端盖总宽度为45,考虑箱体铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应在箱体放置一个长度为15的套筒,已知滚动轴承宽T为27.25mm,则l12=T+14=42.25mm取值L1=42mm。
Ⅱ段:
左端滚子轴承采用轴肩定位,30217定位轴肩为h=(0.07~0.1)取h=10
所以d285mm,型轴承宽T为30.5mm,由前述可知L2=194mm;轴承左端采
用卡簧定位,选取GB894.1-86轴用弹性挡圈A型,S=2.5。
III段:
左端滚子轴承采用轴肩定位,30219定位轴肩为h=(0.07~0.1),
取h=2.5所以d2=95mm,型轴承宽T为34.5mm,由前述可知L3=164mm;轴承左端采用卡簧定位,选取GB894.1-96轴用弹性挡圈A型,S=2.5。
Ⅳ段段:
齿轮间用26mm套筒定位,取安装齿轮处的轴段的直径d3100mm;
齿轮3’左端采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为30mm,选A型键28×16齿
轮两端采用卡簧定位,齿轮两端采用卡簧定位选取GB894.1-100轴用弹性挡圈A
型,S=2.5,L4=250mm.
V段:
主轴前轴承采用30219型轴承一个安装轴承用,d7=95mm,轴承端盖总
宽38mm,已知32019型轴承宽T为34.5mm,l7=34.5+T=72.5mm,取L5=75mm。
所以主轴的总长L=725mm。
3.1.4主轴组件的刚度和刚度损失的计算:
最佳跨距的确定:
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