jck6136数控车床主轴箱和床身部件设计(编辑修改稿)

jck6136数控车床主轴箱和床身部件设计(编辑修改稿)内容摘要：

是数控车床的主要支承件，它支承着数控车床的床头箱，床鞍，刀架，尾座等部件；承受着切削力，重力，摩擦力等静态力和动态力的作用。 其结构的合理 性和性能的好坏直接影响着数控车床的制造成本；影响着车床各部件之间的相对位置精度和车床在工作中各运动部件的相对运动轨迹的准确性，从而影响着工 件的加工质量 ；还影响着车床所用刀具的耐用度，同时也影响着机床的工作效率和寿命等等。 因此，床身特别是数控车床的床身具有足够的静态刚度和较高的刚 度质量比；良好的动态性能；较小的热变形和内应力；并易于加工制造，装配等；才能满足数控车床对床身的要求。 、 数控车床床身的结构设计 床身基本的形式选择 数控车床工作时，主要受到水平方向和垂直方向切削力的作用，使床身在水平面和垂直面内发生弯曲，以及在这些分力联合作用下的扭转，其中，影响最大的是床身水平面内的弯曲。 在此综合考虑，本设计采用平床身，如图 1所示， 这 图 1 平床身 种结构的特点是： 工艺性好，易于加工制造。 由于刀架水平放置，对提高刀架宁波工程学院毕业设计（论文） 8 的运动精度有好处，但床身下部空间小，排屑困难；刀架横滑板较长，加大了机床的宽度尺寸，影响外观。 数控车床床身截面的结构设计 床身在弯曲、扭转载荷作用下，床身的变形与床身的截面的抗弯惯性矩和抗扭惯性矩有关。 材料、截面相同，但形状不同的床身，截面的惯性矩相差很大。 截面积相同时，采用空形截面，加大外轮廓尺寸，在工艺允许的情况下，尽可能减小壁厚，可以大大提高截面的抗弯和抗扭刚度；矩形截面的抗弯刚度高于圆形截面，但圆形截面的 抗扭刚度较高；封闭截面的刚度显著高于不封闭截面的刚度。 为此，我们在设计床身截面时，综合考虑以上因素，在满足使用、工艺情况下，采用空心截面，加大轮廓，减小壁厚，采用全封闭的类似矩形的床身截面形式。 数控车床床身的局部结构设计 数控车床床身局部结构的刚性也很重要，若不重视，同样会影响床身的整体性能。 为此， 综合考虑机床特性，将控制台用 4个螺钉固定在主轴箱上方，并在机床右端面加了可以拆卸的铁板，以便装卸清理和修理。 数控车床床身导轨结构的设计 机床导轨的质量在一定程度上决定了机床的加工精度、工作 能力和使用寿命。 导轨应满足导向精度，精度保持性，低速运动平稳性和结构的工艺性的要求。 由于矩形导轨制造简单，刚度高，承载能力大， 并能限制纵向的自由度。 且两个导轨面的误差不会相互影响，便于安装。 为此，设计出如 图 2 和图 3 所示的导轨结构 （分别为溜板箱导轨和尾座导轨） 来满足机床对导轨结构的要求。 图 2 溜板箱导轨示意图 图 3 尾座导轨示意图 宁波工程学院毕业设计（论文） 9 、 数控车床床身材料的选择和热处理 床身与导轨为一体，床身材料的选择应根据导轨的要求选择。 铸铁具有良好的减震性和耐磨性，易于铸造和加工。 床身材料采用机械性能优良的 ，其硬度、强度较高，耐磨性较好，具有很好的减震性。 为了消除床身的内应力，对床身进行两次时效处理，粗加工前后各进行一次。 导轨表面经热处理，中频淬火后，其硬度可达 ，淬火后其硬度、强度更高，耐磨性更好；而且淬火质量稳定，成本低、生产效率高。 淬火后进行 磨削加工，磨削后导轨具有良好的导向精度、精度保持性和低速运动平稳性，完全可以满足机床的技术要求。 宁波工程学院毕业设计（论文） 10 第 三 章、主轴箱设计 将普通车床设计成数控机床，除了增加控制系统外，机械部分也应进行相应的设计，其中包括：主轴箱变速系统的设计，纵向和横向进给系统的设计选型，以及自动转位刀架的选型。 在此根据任务要求，只详细说明主轴箱部分的设计。 数控车床主轴要求的恒功率变化范围远大于调速电动机的恒功率变化范围，为解决两者功率的匹配问题，满足低速大功率切削时电动机输出功率的要求。 一般来说，调速电动机的恒转矩调 速范围足够大，可满足主轴转矩调速的要求，因此，在设计分档变速机构时，主要考虑主轴恒功率调速范围的要求。 查 [1]表 247，选用 FANUC ai40/3000i 型号的交流伺服电动机，其最大转速为3000r/min。 ，根据任务要求取 Z=2，用一个变速组实现即可，转速图如图 4 所示， 分别用一对齿轮副实现高档转速和低档转速的转换（其中 n为 1800r/min，ned为所选电机的额定转速 ， 210  iii ，）。 图 4 转速图 宁波工程学院毕业设计（论文） 11 电机的选取 合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 在运动设计中我们已经选择电机型号为：FANUC ai40/3000i 型号的交流伺服电动机，其最大转速为 3000r/min，额定力矩为 38 mN ，转动惯量 2mkg ，质量 51kg。 绘制传动系统图 根据转速图 等已知条件可会出如 图 5所示 系统图： 图 5 系统图 宁波工程学院毕业设计（论文） 12 各传动轴的设计 主轴 Ⅲ （主轴） （ 1）材料的选取： 主轴选用 45号钢，调质处理。 其许用切应力 [τ ]=60Mpa。 （ 2）计算直径： 根据 P=，查 [3]表 25 知主轴前颈直径 D1=80mm，主轴后轴颈直径D2==64mm。 轴 Ⅱ （ 1）材料选取： 选用 45号钢，调质处理，其许用切应力 [τ ]=60Mpa。 （ 2）计算直径： Ⅱ 轴的输入功率 ： kwPP g  Ⅱ 其中 g 为齿轮传动的效率。 Ⅱ 轴的 最小 转速： m in/9 0 021 8 0 010 rnun a Ⅱ Ⅱ 轴的 输入扭矩： mNnPT  033 5095 50 ⅡⅡⅡ 根据 ][163m a x   ⅣⅡⅡ DTWTt得： mmTD 1760 1 00 ][16 33    ⅡⅡ 考虑到安全因素等条件 最终取 ⅡD =30mm。 确定各齿轮齿数和模 数 当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。 为了减小变速箱的径向尺宁波工程学院毕业设计（论文） 13 寸，齿数和 120ZS ，对中小型机床一般取 100~70ZS。 考虑到两轴的中心距不致过小，以避免两轴的轴承或传动件与其他零件发生干涉，齿数和不宜太小。 为保证齿轮传动的稳定和不发生根切现象，一般取 20~18min Z。 采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 Ⅰ 、 Ⅱ 轴齿轮副： 传动比： 1 au ， 查 [2]表 36，取 221Z ，齿数和 zS 为 99， 则 77229912  ZSZ z Ⅱ 、 Ⅲ 轴齿轮副 : 传动比： du ， 212 du； 齿轮 4Z 是和离合器连在一起的，为了保证离合器传递运动的可靠性，离合器外径会设计的比较大，因此我们把齿数取得大一些， 由转速图知最小齿轮为 4Z ，查 [2]表 36，取 224 Z ，齿数和 zS 取 99， 则 77229943  ZSZ z ； 再根据 ZS 相等和已知的传动比，查 [2]表 36，知： 335Z ； 则 66339956  ZSZ z ； Ⅰ 、 Ⅱ 轴齿轮模数： 对 21ZZ 齿轮副进行模数估算：  3)(16300nuz 1u16300m 3 223 j2j21m dj    P）（ ， 故 选取标准模数 21 mm =。 由公 式 为模数mB mm ,10~6m 得： B1= B2 =（ 6~10） =15~25mm， 在此取 B1= B2 =20mm， 宁波工程学院毕业设计（论文） 14 mmzmd  ， mmzmd 9 。 Ⅱ 、 Ⅲ 轴齿轮模数： 对 21ZZ 齿轮副进行模数估算：  557 021206 3)121(16 300nuz 1u16 300m 3 223 j2j21m dj    P）（ ， 故 选取标准模数 21 mm =。 由公式 为模数mB mm ,10~6m  得： B3= B4= B5= B6（ 6~10） =15~25mm， 在此取 B3= B6 =25mm， B4= B5 =20mm mmzmd 9  ， mmzmd  ， mmzmd  ， mmzmd 1 6 。 43ZZ 齿轮的校核 根据 GB1001588 选取 43ZZ 为 7 级精度，其中 3Z =25 采用 40rC （调质）硬度为280HBS， 4Z =63 采用 45 号钢，硬度为 240HBS，两者的材料硬度相差 40HBS。 1）校核齿面接触疲劳强度 （ 1）小齿轮传递的扭矩 Ⅱ 轴的输 出 功率 ： kwPP gr 5  Ⅱ 其中 r 为滚动轴承的效率， 宁波工程学院毕业设计（论文） 15 g 为齿轮传动的效率。 Ⅱ 轴的 转速： m in/0 rnun a Ⅱ， Ⅱ 轴的 输出扭矩： mmNmNnPT  ⅡⅡⅡ ； （ 2）齿宽系数 查 [6]表 107，取 d ； （ 3）小齿轮 mmmzd  ； （ 4）齿数比 227643  ZZu； （ 5）查 [6]表 106 得材料的弹性影响系数 MPaZE  ； （ 6）查 [6]图 1021 按齿面硬度查得小齿轮的接触。