畢業設計-數控機床三維建模與設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 可得兩軸中心距為 a=175mm. 現將各齒輪齒數和模數列表如下 ： 表 24 齒輪的估算齒數和模數列表 齒輪 Z1 Z1′ Z2 Z2’ Z3 Z3’ 齒數 46 70 77 39 20 96 模數（ mm） 3 3 3 3 3 3 數控機床三維建模與設計 7 3 主軸箱展開圖的設計 主軸箱展開圖是反映各個零件的相互關系，結構形狀以及尺寸的圖紙。因此設計從畫展開圖開始，確定所有零件的位置，結構和尺寸， 并以此為依據繪制零件工作圖。 各零件結構和尺寸設計 設計的內容和步驟 這一階段的設計內容是通過繪圖設計軸的結構尺寸及選出軸承的型號，確定軸的支點距離和軸上零件力的作用點，計算軸的強度和軸承的壽命。 有關零部件結構和尺寸的確定 傳動零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其它零件的結構和尺寸是根據主要零件的位置和結構而定。所以設計時先畫主要零件，后畫其它零件，先畫傳動零件的中心線和輪廓線，后畫結構細節。 1） 傳動軸的估算 這一步在前面已經做了 計算。 2） 齒輪相關尺寸的計算 為了確定軸 的軸向距離，齒輪齒寬的確定是必須的。 齒寬影響齒的強度。但如果太寬，由于齒輪的制造誤差和軸的變形，可能接觸不均，反而容易引起振動和噪聲，一般取 齒寬系數 Φm =(610)m。 這里取 齒寬系數 Φm=10, 則 齒寬 B=Φm m=10 3= 31所示。 表 31 各齒輪的齒厚 齒輪 Z1 Z1′ Z2 Z2′ Z3 Z3′ 齒厚（ mm） 30 30 30 30 30 30 齒輪的直徑決定了各個軸之間的尺寸，所以在畫展開圖草圖前，各個齒輪的尺寸必須算出。現將主軸部件中 各個齒輪的尺寸計算如表 32所示。 表 32 各齒輪的直徑 齒輪 Z1 Z1′ Z2 Z2′ Z3 Z3′ 分度圓直徑（ mm） 138 210 231 117 60 288 齒頂圓直徑（ mm） 144 216 237 123 66 294 齒根圓直徑（ mm） 由表 32可以計算出各軸之間的距離，現將它們列出如表 33所示。 陜西科技大學畢業設計說明書 8 表 33 各軸的中心距 軸 ⅠⅡ ⅡⅢ 距離（ mm） 175 175 3） 確定齒輪的軸向布置 為避免 同一滑移齒輪變速組內的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距，應大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙 12mm，所以首先設計滑移齒輪。 Ⅱ軸上的滑移齒輪的兩個齒輪輪之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時，當模數在 12mm 范圍內時，間隙必須不小于 5mm,當模數在 范圍內時，間隙必須不小于 6mm，且應留有足夠空間 滑移， 據此選取該滑移齒輪 三片 齒輪之間的間隙 分別為d1=,d2=15mm。 由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的兩個齒輪的間距至少是 60mm，現取齒輪之間的間距為 64mm和 70mm。 4） 軸承的選擇及其配置 主軸組件的滾動軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號選用主要應根據主軸的剛度，承載能力，轉速，抗振性及結構要求合理的進行選定。 同樣尺寸的軸承，線接觸的滾子軸承比電接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉速要低；多個軸承的承載能力比單個軸承的承載能力要大；不同軸承承受載荷類型及大小不同；還應考慮結構要求，如中心距特別小的組合機床主軸，可采用滾針軸承。 為了提高主軸組件的剛度，通常采用輕型或特輕型系列軸承，因為當軸承外徑一定時，其 孔徑（即主軸軸頸）較大。 通常情況下，中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承（如配推力軸承，則極限轉速低），或者成對圓錐滾子軸承，其結構簡單，但是極限轉速較低，如配空心圓錐滾子軸承，其極限轉速顯著提高，但成本也相應的提高了。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據軸向載荷的大小分別選用 25176。或 15176。的接觸角。軸向載荷為主且精度要求不高時，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時，選用向心推力軸承。 該設計的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉速高的要求，所以在選擇主軸軸承時，剛度和速度這兩方面都要考 慮。主軸前軸承采用 3182119型軸承一個 ，后支承采用 30215型和 8215 型軸承各一個 各軸結構的設計 Ⅰ軸的一端 與帶輪相連 ，將Ⅰ軸的結構草圖繪制如圖 32所示。 數控機床三維建模與設計 9 Ⅱ軸其結構完全按標準確定，根據其軸向的尺寸可將結構簡圖繪制如圖 31所示。 圖 31 Ⅱ軸的結構簡圖 圖 32 Ⅰ軸的結構簡圖 主軸組件的剛度和剛度損失的計算： 最佳跨距的確定： 取彈性模量 E= 105 N/mm2, D=(95+75)/2=85。 主軸截面慣距： I= (D4d4)2? = 106 mm4。 截面面積： A= mm2 主軸最大輸出轉矩： Mn=9550000Pn = 105 FzMn4502= N Fy== N 故總切削力為： F= 22Fz Fy? = N 估算時，暫取 L0/a=3,即取 285mm. 前后支承支反力 Ra= N Rb= N 取 Ka= 105 N/mm 陜西科技大學畢業設計說明書 10 Kb= 105 N/mm η =a3EIKa= 則 L0/a=. 則 L0=281mm 因在上式計算中，忽略了 ys的影響，故 L0應稍大一點，取 L0=300mm 計算剛度損失： 取 L=385mm,χ = 由 公 式 彈 性 主 軸 y1 彈性支承 k 總 柔 度 總 剛度 彎曲變形 yb 剪切變形 ys 前 支承 后支承 懸伸段 跨距段 懸伸段 跨距段 L=385 107 106 107 107 107 107 107 105 ％ ％ ％ ％ ％ ％ 100％ L0=300 107 106 107 107 107 107 107 105 ％ ％ ％ ％ ％ ％ 100％ 由 L≠ L0引起的剛度損失 約為 ％ ,可知，主軸剛度損失較小，選用的軸承型號及支承形式都能滿足剛度要求。 主軸端部撓度的驗算： 傳動力的計算： 已知齒輪最少齒數為 39，模數為 3，則分度圓直徑為 78mm, 則齒輪的圓周力： P=2T2/dmin= N 徑向力： Pr== N 則傳動力在水平面和垂直面內有分力為： 水平面： QH=PtH+PrH= N 垂直面： Qv=Ptv+Prv= N 取計算齒輪與前支承的距離為 185mm, 其與后支承的距離為 200mm. 切削力的計算： 已知車床拖板最大回轉直徑 Dmax=200mm, 則主切削力： Pv=Pc= N 徑向切削力： PH== N 軸向切削力： Pr== N 數控機床三維建模與設計 11 當量切削力的計算： P=（ a+B） p′ /a 對于車床 B==160mm 則水平面內： PH= N 垂直面內： Pv= N 主軸端部撓度的計算： Yp=P〔 33aEI (1+La )+χ (1 )aaEA L?? 221211(1 ) ( )aaK L K L?? 〕 (mm) YPH= 102mm, yPv= 102mm 傳動力作用下，主軸端位移的計算公式見 517： YQ=Q〔 212( ) 1 1(1 ) (1 )6b c L c a b a a bE IL K L L K L? ? ? ? ? 〕 (mm) 式中： “ ” 號 表示位移方向與力反向， b 表示齒輪與前支承的距離， c 表示齒輪與后支承的距離，將各值代入，得 yQ= 107Q YQH= 103 mm yQV= 102 mm 則水平面內： yH=yPH+yQH= 102 mm 垂直面內： yv=yPV+yQV= 102 mm 則主軸最大端位移為： ymax= 又已知主軸端部位移的 許用值「 y」 =,L=385mm 則「 y」 = 385=. ymax﹤ 「 y」 , 符合要求。 主軸 傾角的驗算： 如果軸承處的傾角過大，會破壞軸承的的正常工作，縮短軸承的壽命，因此需要加以限制。而前軸承所受的載荷較大，故只需校核前軸承。通常在計算主軸傾角時， 不考慮支承彈性的影響。 在切削力 P 作用下主軸前軸承處的傾角為： 水平面內： PH? = LaEI ? 104 rad 垂直面內： PV? = 3vPLaEI = 105 rad 在傳動力 Q 作用下主軸前軸承處的傾角為： 水平面內： QH? = ()6HQ bc L cEIL??= 105 rad 陜西科技大學畢業設計說明書 12 垂直面內： VH? = ()6VQ bc L cEIL??= 104 rad 則主軸前軸承處的傾角為： 水平面內： H? = PH QH??? = 105 rad 垂直面內： V? = PV QV??? = 105 rad 則 max? = 22HV??? = 104 rad 又已知主軸傾角的許用值為 「 ? 」 = rad 所以 max? ﹤ 「 ? 」 , 符合要求。 裝配圖的 圖紙設計 根據主軸展開圖第一階段的設計，已將主軸部件的各個部分的零件確定 下來，但作為完整的展開圖，必須包含主軸部件的各個視圖，尺寸，技術要求，技術特性表，零件編號，明細表和標題欄。 主軸箱展開圖上必須完成的內容主要有標注尺寸，編寫技術要求，對所有的零件進行編號，列出零件明細表及標題欄。 標注尺寸 展開圖上標注的尺寸有： 1）特性尺寸：傳動零件的中心距。 2）配合尺寸：主要零件的配合處都應標注尺寸，配合性質和精度等級。配合性質和精度的選擇對主軸部