數控車床主軸箱設計說明書

1、<p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　一、前言2</b></p><p>　　1.1數控機床主傳動系統(tǒng)的特點2</p><p>　　1.2 主傳動系統(tǒng)的設計要求2</p><p>　　二、主傳動方案選擇與設計3</p><p>　　

2、2.1 數控車床主傳動總體方案選擇3</p><p>　　2.2 主傳動系統(tǒng)結構設計4</p><p>　　2.3 計算轉速的確定5</p><p>　　2.4 傳動級數的確定5</p><p>　　三、電動機的選擇14</p><p>　　3.1 直流主軸驅動系統(tǒng)得特點14</p><

3、p>　　3.2 交流主軸驅動系統(tǒng)15</p><p>　　3.3選擇電機16</p><p>　　四、確定齒輪齒數17</p><p>　　4.1 選定齒輪類型,精度等級,材料及齒數.17</p><p>　　4.2按齒面接觸強度設計17</p><p>　　4.3 按齒根彎曲強度設計19</p

4、><p>　　4.4幾何尺寸計算20</p><p><b>　　4.5驗算21</b></p><p>　　五 皮帶輪的設計計算23</p><p>　　六、主軸結構設計25</p><p>　　6.1對主軸組件的性能要求25</p><p>　　6.2軸承配置型

5、式27</p><p>　　6.3主要參數的確定27</p><p>　　6.4主軸頭的選用29</p><p><b>　　總結與體會29</b></p><p><b>　　致謝詞30</b></p><p><b>　　參考文獻31</b&g

6、t;</p><p><b>　　一、前言</b></p><p>　　主傳動系統(tǒng)是用來實現(xiàn)機床主運動的傳動系統(tǒng)，它應具有一定的轉速（速度）和一定的變速范圍，以便采用不同材料的刀具，加工不同的材料，不同尺寸，不同要求的工件，并能方便的實現(xiàn)運動的開停，變速，換向和制動等。</p><p>　　數控機床主傳動系統(tǒng)主要包括電動機、傳動系統(tǒng)和主軸部件，

7、它與普通機床的主傳動系統(tǒng)相比在結構上比較簡單，這是因為變速功能全部或大部分由主軸電動機的無級調速來承擔，剩去了復雜的齒輪變速機構，有些只有二級或三級齒輪變速系統(tǒng)用以擴大電動機無級調速的范圍。</p><p>　　1.1數控機床主傳動系統(tǒng)的特點</p><p>　　與普通機床比較，數控機床主傳動系統(tǒng)具有下列特點。</p><p>　?。?）、轉速高、功率大。它能使數控

8、機床進行大功率切削和高速切削，實現(xiàn)高效率加工。</p><p>　　（2）、變速范圍寬。數控機床的主傳動系統(tǒng)有較寬的調速范圍，一般Ra>100，以保證加工時能選用合理的切削用量，從而獲得最佳的生產率、加工精度和表面質量。</p><p>　?。?）、主軸變速迅速可靠，數控機床的變速是按照控制指令自動進行的，因此變速機構必須適應自動操作的要求。由于直流和交流主軸電動機的調速系統(tǒng)日趨完善

9、，所以不僅能夠方便地實現(xiàn)寬范圍無級變速，而且減少了中間傳遞環(huán)節(jié)，提高了變速控制的可靠性。</p><p>　　（4）、主軸組件的耐磨性高，使傳動系統(tǒng)具有良好的精度保持性。凡有機械摩擦的部位，如軸承、錐孔等都有足夠的硬度，軸承處還有良好的潤滑。</p><p>　　1.2 主傳動系統(tǒng)的設計要求</p><p>　?。?）、主軸具有一定的轉速和足夠的轉速范圍、轉速級數

10、，能夠實現(xiàn)運動的開停、變速、換向和制動，以滿足機床的運動要求。</p><p>　?。?）、主電機具有足夠的功率，全部機構和元件具有足夠的強度和剛度，以滿足機床的動力要求。</p><p>　　（3）、主傳動的有關結構，特別是主軸組件要有足夠高的精度、抗震性，熱變形和噪聲要小，傳動效率高，以滿足機床的工作性能要求。</p><p>　?。?）、操作靈活可靠，維修方便

11、，潤滑密封良好，以滿足機床的使用要求。</p><p>　　（5）、結構簡單緊湊，工藝性好，成本低，以滿足經濟性要求。</p><p>　　二、主傳動方案選擇與設計</p><p>　　2.1 數控車床主傳動總體方案選擇</p><p>　　數控機床的調速是按照控制指令自動執(zhí)行的，因此變速機構必須適應自動操作的要求。在主傳動系統(tǒng)中，目前多采用

12、交流主軸電動機和直流主軸電動機無級調速系統(tǒng)。為擴大調速范圍，適應低速大轉矩的要求，也經常應用齒輪有級調速和電動機無級調速相結合的調速方式。</p><p>　　數控機床主傳動系統(tǒng)主要有四種配置方式，如圖1-1所示。</p><p>　　帶有變速齒輪的主傳動 大、中型數控機床采用這種變速方式。如圖1-1（a）所示，通過少數幾對齒輪降速，擴大輸出轉矩，一滿足主軸低速時對輸出轉矩特性的要求。

13、數控機床在交流或直流電動機無級變速的基礎上配以齒輪變速，使之成為分段無級變速。滑移齒輪的移位大都采用液壓缸加撥叉，或者直接由液壓缸帶動齒輪來實現(xiàn)。</p><p>　　通過帶傳動的主傳動 如圖1-1（b）所示，這種傳動主要應用于轉速較高、變速范圍不大的機床。電動機本身的調速能夠滿足要求，不用齒輪變速，可以避免齒輪傳動引起的振動與噪聲。它適用于高速、低轉矩特性要求的主軸。常用的是V帶和同步齒形帶。</p

14、><p>　　用兩個電動機分別驅動主軸 如圖1-1（c）所示，這是上述兩種方式的混合傳動，具有上述兩種性能。高速時電動機通過帶輪直接驅動主軸旋轉；低速時，另一個電動機通過兩級齒輪傳動驅動主軸旋轉，齒輪起到降速和擴大變速范圍的作用，這樣就使恒功率區(qū)增大，擴大了變速范圍，克服了低速時轉矩不夠且電動機功率不能充分利用的缺陷。</p><p>　　內裝電動機主軸傳動結構 如圖1-1（d）所

15、示，這種主傳動方式大大簡化了主軸箱體與主軸的結構，有效地提高了主軸部件的剛度，但主軸輸出轉矩小，電動機發(fā)熱對主軸影響較大</p><p>　　2.2 主傳動系統(tǒng)結構設計</p><p>　　機床主傳動系統(tǒng)的結構設計，是將傳動方案“結構化”，向生產 提供主傳動部件裝配圖，零件工作圖及零件明細表等。</p><p>　　在機床初步設計中，考慮主軸變速箱機床上位置，其他部

16、件的相互關系，只是概略給出形狀與尺寸要求，最終還需要根據箱內各元件的實際結構與布置才確定具體方案，在可能的情況下，設計應盡量減小主軸變速箱的軸向和徑向尺寸，以便節(jié)省材料，減輕質量，滿足使用要求。設計中應注意對于不同情況要區(qū)別對待，如某些立式機床和搖臂鉆床的主軸 箱；要求較小的軸向尺寸而對徑向尺寸要求并不嚴格；但有的機床，如臥式銑鏜床、龍門銑床的主軸箱要沿立柱或橫梁導軌移動，為減少其顛覆力矩，要求縮小徑向尺寸。</p>

17、<p>　　機床主傳動部件即主軸變速箱的結構設計主要內容包括：主軸組件設計，操縱機構設計，傳動軸組件設計，其他機構（如開停、制動及換向機構等）設計，潤滑與密封裝置設計，箱體及其他零件設計等。</p><p>　　主軸變速箱部件裝配圖包括展開圖、橫向剖視圖、外觀圖及其他必要的局部視圖等。給制展開圖和橫向剖視圖時，要相互照應，交替進行，不應孤立割裂地設計，以免顧此失彼。給制出部件的主要結構裝配草圖之后，需

18、要檢查各元件是否相碰或干涉，再根據動力計算的結果修改結構，然后細化、完善裝配草圖，并按制圖標準進行加深，最后進行尺寸、配合及零件標注等。</p><p>　　2.3 計算轉速的確定</p><p>　　主軸的計算轉速在主軸調速范圍中所居的地位，是因為機床種類而已。對于大型機床，由于應用范圍很廣，調速范圍很寬，計算轉速可以取高一些。對于精密機床，鉆床、滾齒機等，由于應用范圍較窄，調速范圍較小

19、，計算轉速應取低些。</p><p>　　下表列出了各類機床主軸計算轉速的統(tǒng)計公式。輕型機床的計算轉速可比表中推薦值的高。數控機床由于考慮切削輕金屬，調速范圍比普通機床寬，計算轉速也可以比表中推薦的高些。</p><p>　　但是，目前數控機床尚未總結出公式，故主軸的計算轉速的計算公式選用表1</p><p>　　對本次設計機床定位中型車床，故選用公式</p&

20、gt;<p>　　其中 為主軸的最低轉速 =40r/min</p><p>　　為主軸的變速范圍 </p><p><b>　　代入公式中 </b></p><p>　　=136.6r/min</p><p>　　數控機床又與考慮切削輕金屬、調速范圍比普通機床要寬，計算轉速也可以

21、比推薦的高些，故取</p><p>　　2.4 傳動級數的確定</p><p>　?。?）主傳動系統(tǒng)的參數</p><p>　　主傳動系統(tǒng)的主要參數有動力參數和運動參數。動力參數是指主運動驅動電動機的功率，運動參數指主運動的變速范圍。</p><p><b>　　運動參數：</b></p><p>

22、;　　=2400r/min =40r/min</p><p>　　主軸的調速范圍： ===60</p><p>　　主軸的計算轉速： =150r/min</p><p>　　主軸恒功率變速范圍：</p><p>　　（2）主傳動級數的確定</p><p>　　綜合考慮電動機與主軸功率特性的匹配問

23、題（數控車床主軸要求的恒功率變速范圍遠大于調速電動機的恒功率變速范圍），為了解決這一問題，需要在電動機與主軸之間串聯(lián)一個分擋變速機構，以便擴大其恒功率調速范圍，滿足低速大功率切削時對電動機輸出功率的要求。主傳動系統(tǒng)的傳動方式采用定比傳動和分擋無級變速相結合的傳動方式。交流調頻主軸電動機經帶傳動，傳遞給傳動軸，傳動軸再通過變速機構傳遞給主軸，從而實現(xiàn)主軸的變速。變速機構采用齒輪副來實現(xiàn)，如圖2所示。這樣通過電動機的無級變速，配合變速機構便

24、可確保主軸的功率和轉矩要求。</p><p><b>　　圖2-1</b></p><p>　　如圖2-1所示，車床主軸要求的功率特性和轉矩特性。這兩條特性曲線是以計算轉速為分界，從至最高轉速的區(qū)域Ⅰ為恒功率區(qū)，在該區(qū)域內，任意轉速下主軸都可以輸出額定的功率，最大轉矩則隨主軸轉速的下降而上升。從最低轉速至的區(qū)域Ⅱ為恒轉矩區(qū)，在該區(qū)域內，最大轉矩不再隨轉速下降而上升，任

25、何轉速下可能提供的轉矩都不能超過計算轉速下的轉矩，這個轉矩就是機床主軸的最大轉矩。在Ⅱ區(qū)域內，主軸可能輸出的最大功率，則隨主軸轉速的下降而下降。</p><p>　　如果采用交流調頻電機，F(xiàn)ANUC主軸電機S系列，其額定轉速為1500r/min，最高轉速為6000r/min，恒功率調速范圍/=6000/1500=4。如圖所示是變速電機的功率特性。從額定轉速到最高轉速的區(qū)域Ⅰ為恒功率區(qū)；從最低轉速到的區(qū)域Ⅱ為恒轉矩

26、區(qū)。很明顯，變速電機的功率特性與車床主軸的要求不匹配：變速電機的恒功率范圍小而主軸要求的范圍大。</p><p><b>　　圖2-2</b></p><p>　　4遠小于主軸要求的=16。因此，雖然交流調頻電機的最低轉速可以低于45r/min，總的調速范圍可以超過主軸要求的=60，但由于恒功率調速范圍不夠，性能不匹配，是不能簡單地使電動機直接拖動主軸的。則應在電動機

27、與主軸之間串聯(lián)一個分級變速箱，來實現(xiàn)主軸與電機的恒功率匹配。</p><p>　　在設計數控車床傳動時，必須考慮電動機與主軸功率特性匹配問題。由于主軸要求的恒功率變速范圍 遠大于電動機的恒功率變速范圍 ，所以在電動機與主軸之間要串聯(lián)一個分級變速箱，以擴大其恒功率調速范圍，滿足低速大功率切削時對電動機的輸出功率的要求。</p><p>　　在設計分級變速箱時，考慮機床結構復雜程度、運轉平穩(wěn)性

28、要求等因素，變速箱公比的選取有下列三種情況。</p><p>　?、?取變速箱的公比 等于電動機的恒功率調速范圍 ，即=，功率特性圖示連續(xù)的、無缺口和無重合。如變速箱的變速級數為Z，則主軸的恒功率變速范圍為</p><p>　　變速箱的變速級數Z可由上式算出</p><p>　?、?若要簡化變速箱結構，變速級數應少些，變速箱公比可取大于電動機的恒功率調速范圍，即〉。

29、這時，變速箱每擋內有部分低轉速只能恒轉變速，主傳動系統(tǒng)功率特性圖中出現(xiàn)缺口，稱之為功率降低區(qū)。是用缺口范圍內的轉速時，為限制轉矩過大，得不到電動機輸出全部功率。為保證缺口處的輸出功率，電動機的功率應相應增大，這樣將會出現(xiàn)“大馬拉小車”的現(xiàn)象</p><p>　　③ 如果數控機床為了恒線速度切削需在運轉中變速時，取公比小于電動機的恒功率變速范圍，即，在主傳動系統(tǒng)功率特性圖上有一小段重合，這時變速箱的變速級數將增多，

30、使結構變得復雜。適合于恒線速度切削時可在運轉中變速，這時不能變速箱變速，必須用電動機變速。因為用變速箱變速時必須停車，這在連續(xù)切削時是不允許的。因此，可采用增加變速箱的變速級數Z，降低公比的方法解決。</p><p>　　根據數控車床的結構要求和上面三種情況相比較，故選用第1種變速箱公比選擇方法。</p><p>　　取變速箱的公比等于電動機的恒功率調速范圍 ，即=，則車床主軸的恒功率變速

31、范圍為</p><p><b>　　變速箱的變速級數</b></p><p>　　電動機恒功率調速范圍=/=6000/1500=4，</p><p>　　主軸的恒功率調速范圍2400/150=16</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　

32、=2</b></p><p>　　因此，車床主軸變速箱的變速級數為2</p><p>　　（3）分級變速箱的設計計算</p><p>　　通過主傳動級數的確定，以及分級變速箱的公比=4的確定可得轉速圖（圖2-3）</p><p>　　電動機經定比傳動1：2.5，使變速箱的軸得到2400r/min～600r/min（恒功率）和600

33、r/min～160r/min （恒轉矩）的轉速。如果經Ⅱ—主軸之間的一對1：1齒輪傳動，主軸能得到2400r/min～600r/min恒功率轉速范圍</p><p><b>　　圖2-3</b></p><p>　　。當主軸轉速n降到600r/min時，電機轉速降至1500r/min（額定轉速）。如果電機轉速繼續(xù)下降，則將進入恒轉矩區(qū)，最大輸出功率也隨之下降

34、。主軸轉速為2400</p><p>　　r/min～600r/min時，是恒功率。當電機轉速低于額定轉速時，最大輸出功率將下降。</p><p>　　當主軸轉速降至1500r/min時，變速箱變速，經1/4傳動主軸。這時電機轉速自動地回到最高轉速。當電機又從6000r/min降至1500r/min時，主軸從600r/min降至150r/min，仍為恒功率。</p><

35、p>　　主軸150r/min的轉速已經接近于原要求的計算轉速，轉速繼續(xù)下降將進入恒轉矩段?？侩姍C繼續(xù)降速得到，當電機轉速降至400r/min時，主軸轉速降至150</p><p>　　×（1/2.5）×（1/4）=40r/min，即為主軸的最低轉速，這時電動機的最大輸出功率為</p><p>　　即為額定功率的27%</p><p><

36、;b>　　圖5功率特性圖</b></p><p><b>　　圖2-4</b></p><p>　　如圖2-4所示a、b、d應該為一條直線，為了清楚起見，把她畫成了2段并略為錯開?？梢钥闯?，主軸的恒功率變速范圍a-d兩段拼接起來的，每段都等于電動機的恒功率調速范圍=4，所以變速箱的公比=4。</p><p>　　如圖2-5所示

37、，從a到d（由2段組成）轉矩隨著轉速的下降而上升。至d點位主軸輸出的最大轉矩，d到e位恒轉矩區(qū)。</p><p>　　圖6 轉矩特性圖</p><p><b>　　圖2-5</b></p><p>　　對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。</p><p>　　軸的抗彎斷面慣性矩（）<

38、/p><p><b>　　花鍵軸 =</b></p><p>　　式中 d—花鍵軸的小徑（mm）；</p><p>　　i—花軸的大徑（mm）；</p><p>　　b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數；</p><p>　　傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：</p><

39、;p><b>　　=</b></p><p>　　式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）;</p><p>　　—該軸的計算轉速（r/min）。</p><p>　　傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力</p><p>　　式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。</p

40、><p><b>　　齒輪的徑向力：</b></p><p>　　式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20º；</p><p><b>　　ρ—齒面摩擦角，；</b></p><p>　　β—齒輪的螺旋角；β＝0</p><p><b>　　故N</b>

41、</p><p>　　花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算</p><p>　　花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為：</p><p>　　式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）；</p><p>　　D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）；</p><p><b>　　L—花鍵工作長度；</b></p><

42、p><b>　　N—花鍵鍵數；</b></p><p>　　K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8；</p><p>　?。?） 傳動比的確定</p><p>　　從電機軸到中間軸帶傳動的傳動比為1/2.5，從中間軸到主軸一組齒輪傳動的傳動比為1/1和1/4</p><p><b>　　各軸的傳動參數

43、</b></p><p><b>　　三、電動機的選擇</b></p><p>　　機床的主軸系統(tǒng)和進給系統(tǒng)有很大的差別。根據機床主傳動的工作特點，早期的機床主軸傳動全部采用三相異步電動機加上多級變速箱的結構。隨著技術的不斷發(fā)展，機床結構有了很大的改進，從而對主軸系統(tǒng)提出了新的要求，而且因用途而異。在數控機床中，數控車床占42％，數控鉆鏜銑床占33％，數控

44、磨床、沖床占23％，其他只占2％。為了滿足量大面廣的前兩類數控機床的需要，對主軸傳動提出了下述要求：主傳動電動機應有2.2～250kW的功率范圍；要有大的無級調速范圍，如能在1：100～1000范圍內進行恒轉矩調速和1：10的恒功率調速；要求主傳動有四象限的驅動能力；為了滿足螺紋車削，要求主軸能與進給實行同步控制；在加工中心上為了自動換刀，要求主軸能進行高精度定向停位控制，甚至要求主軸具有角度分度控制功能等等。 </p>

45、<p>　　主軸傳動和進給傳動一樣，經歷了從普通三相異步電動機傳動到直流主軸傳動，而隨著微處理器技術和大功率晶體管技術的進展，現(xiàn)在又進入了交流主軸伺服系統(tǒng)的時代，目前已很少見到在數控機床上有使用直流主軸伺服系統(tǒng)了。但是國內生產的交流主軸伺服系統(tǒng)的產品尚很少見，大多采用進口產品。</p><p>　　交流伺服電動機有永磁式同步電動機和籠型異步電動機兩種結構形式，而且絕大多數采用永磁式同步電動機的結構形式。

46、而交流主軸電動機的情況則不同，交流主軸電動機均采用異步電動機的結構形式，這是因為，一方面受永磁體的限制，當電動機容量做得很大時，電動機成本會很高，對數控機床來講無法接受采用；另一方面，數控機床的主軸傳動系統(tǒng)不必像進給伺服系統(tǒng)那樣要求如此高的性能，采用成本低的異步電動機進行矢量閉環(huán)控制，完全可滿足數控機床主軸的要求。但對交流主軸電動機性能要求又與普通異步電動機不同，要求交流主軸電動機的輸出特性曲線（輸出功率與轉速關系）是在基本速度以下時為

47、恒轉矩區(qū)域，而在基本速度以上時為恒功率區(qū)域。</p><p>　　數控機床使用的主軸驅動系統(tǒng)，可分為直流主軸驅動系統(tǒng)和交流主軸驅動系統(tǒng)兩大類。下面根據這兩大類主軸驅動系統(tǒng)的特點來選擇主軸驅動系統(tǒng)。</p><p>　　3.1 直流主軸驅動系統(tǒng)得特點</p><p>　　在數控機床高速,高效,高精度的控制要求,使得FANUC直流主軸驅動與通常的速度自動調節(jié)系統(tǒng)相比有以

48、下特點:</p><p>　　調速范圍寬, 采用FANUC主軸驅動的數控機床,在機械結構方面，小型機床通常采用電機與主軸直接或皮帶變速的結構形式、中、大型機床通常只設置高,低速兩級簡單的機械變速機構，因此，主軸電動機的調速必須全部依賴主軸驅動器進行控制。為保證數控機床的加工范圍,使加工工藝相對集中，并達到理想的切削效果，主軸驅動器必須實現(xiàn)無級變速，且具有教寬的調速范圍。</p><p>　

49、　在結構上，ＦＡＮＵＣ直流主軸電動機為全封閉的結構形式，可以在有塵埃和切削液飛濺的工業(yè)環(huán)境中使用。</p><p>　　在冷卻系統(tǒng)上，為了縮小體積，提高效率，ＦＡＮＵＣ主軸電動機采用了特殊法人熱管冷卻系統(tǒng)，可以將轉子產生的熱量迅速的向外界發(fā)散。</p><p>　　在磁路設計上，為了使電機發(fā)熱最小，ＦＡＮＵＣ煮粥電動機定子采用了獨特的附加磁極，以減小損耗，提高了效率。</p>

50、<p>　　3.2 交流主軸驅動系統(tǒng) </p><p>　　在近幾年，很多機床都采用交流主軸驅動系統(tǒng)，下面談論一下交流主軸驅動系統(tǒng)與交流主軸驅動系統(tǒng)的一些特點：</p><p>　　由于驅動系統(tǒng)采用了微處理器和現(xiàn)代控制理論進行控制，系統(tǒng)運行平穩(wěn)，振動和噪音小，并且可以獲得較大的調速范圍和較高的低速轉矩，可以較方便地與數控機床相配套。</p><p>　　

51、較大功率驅動系統(tǒng)采用了難度較大的“回饋制動”技術，在制動時，既可將電動機能量反饋回電網，起到節(jié)能的效果，又可以加快起、制動速度。</p><p>　　驅動器具有Ｄ／Ａ轉換器、實際轉速／轉矩信號輸出、電氣主軸“定向準?！钡裙δ?，可以方便地與各類ＣＮＣ配套。</p><p>　　電機采用無外殼結構，定子硅鋼片直接進行空氣冷卻，可以在浮塵、切削液飛濺的場合安全、可靠地工作。</p>

52、<p>　　與直流電機相比，由于交流主軸電機在結構上無換向器，主軸電機通常不需要進行維修。</p><p>　　主軸低年級轉速的提高不受換向器的限制，最高轉速通常比直流主軸低年級更高。</p><p>　　主軸電機的冷卻空氣由前端向后流動，可以有效減少電機發(fā)熱對機床精度的影響。</p><p><b>　　3.3選擇電機</b>&l

53、t;/p><p>　　通過上面兩種主軸驅動系統(tǒng)的比較，交流主軸電動機在工作環(huán)境，冷卻系統(tǒng)和調速范圍上都優(yōu)于直流主軸驅動系統(tǒng)，故根據在這些方面的優(yōu)勢本設計的主軸驅動系統(tǒng)采用交流主軸驅動系統(tǒng)．</p><p>　　其選用的交流主軸電機的參數如下：</p><p><b>　　四、確定齒輪齒數</b></p><p>　　4.1

54、選定齒輪類型,精度等級,材料及齒數.</p><p>　　根據選定的傳動方案,選用直齒圓柱齒輪傳動.</p><p>　　（1）本次設計屬于金屬切削機床類,一般齒輪傳動,故選用6級精度.</p><p>　?。?）材料選擇.由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調質),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調質)硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS.&l

55、t;/p><p>　　（3）選小齒輪齒數 大齒輪齒數 </p><p>　　4.2按齒面接觸強度設計 </p><p>　　由設計計算公式(10-9a)進行試算,即</p><p>　　

56、確定公式內的各計算數值</p><p><b>　　（1）試選載荷系數</b></p><p>　?。?）計算小齒輪傳遞的轉矩</p><p><b>　　由上文可知為 </b></p><p>　?。?）由表10-7選取齒寬系數</p><p>　?。?）由表10-6查得材

57、料的彈性影響系數</p><p>　?。?）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限;</p><p>　?。?）由式10-13計算應力循環(huán)次數</p><p>　?。?）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數</p><p>　?。?）計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效

58、概率為1%，安全系數S=1，由式（10-12）得</p><p><b>　　2）計算</b></p><p>　　（1）小齒輪分度圓直徑，代入[]中較小的值</p><p><b>　?。?）計算圓周速度</b></p><p><b>　?。?）計算齒寬</b></p

59、><p>　?。?）計算齒寬與齒高之比</p><p>　　模數 </p><p>　　齒高 </p><p><b>　?。?）計算載荷系數</b></p><p>　　根據，6級精度，由圖10-8查得動載系數；</

60、p><p>　　直齒輪，假設。由表10-3查得；</p><p>　　由表10-2查得使用系數；</p><p>　　由表10-4查得6級精度，小齒輪懸臂支承時，</p><p><b>　　將數據代入得</b></p><p><b>　??； </b></p&

61、gt;<p>　　由，查圖10-13得；故載荷系數</p><p>　?。?）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得</p><p><b>　?。?）計算模數</b></p><p>　　4.3 按齒根彎曲強度設計</p><p>　　由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為</

62、p><p>　　1）確定公式內的各計算數值</p><p>　?。?）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；</p><p>　　（2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數，；</p><p>　?。?）計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12

63、）得</p><p>　　（4）計算載荷系數K</p><p><b>　?。?）查取齒形系數</b></p><p>　　由表10-5查得；。</p><p>　　（6）查取應力校正系數</p><p>　　由表10-5查得；。</p><p>　?。?）計算大小齒輪的并

64、加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數值大。</b></p><p><b>　　2）設計計算</b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒

65、數的乘積）有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數2.46并就近圓整為標準值m=3mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數為24.大齒輪齒數為96</p><p>　　這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。</p><p><b>　　4.4幾何尺寸計算</b></p><p>&

66、lt;b>　　1）計算分度圓直徑</b></p><p><b>　　=72mm</b></p><p><b>　　2）計算中心距</b></p><p><b>　　3）計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　取。</b>&

67、lt;/p><p><b>　　4.5驗算</b></p><p><b>　　，合適。</b></p><p>　　根據上邊計算方法，依次求得其他齒輪參數如下：</p><p><b>　　公式： d=mz</b></p><p>　　a組： Za1 =

68、24 Za2 = 96</p><p>　　b組: Zb1 = 60 Zb2 = 60 </p><p>　　表2 標準直齒圓柱齒輪輪齒各部分的尺寸計算 </p><p>　　由表2計算a、b兩組齒輪參數如下</p><p><b>　　a組：</b></p

69、><p><b>　　模數m = 3</b></p><p><b>　　壓力角 α=20°</b></p><p>　　齒距 P = πm =9.42</p><p>　　齒厚 s = πm/2 = 4.71</p><p>　　齒槽寬 e =πm/2 = 4.71&

70、lt;/p><p>　　頂隙 c = cm =0.75</p><p><b>　　齒頂高 h = 3</b></p><p>　　齒根高 h = (h+ c)m = 3.75</p><p>　　全齒高 h = h+ h=(2h+ c)m = 6.75</p><p>　　b組: 模數m = 3&

71、lt;/p><p><b>　　壓力角 α=20°</b></p><p>　　齒距 P = πm =9.42</p><p>　　齒厚 s = πm/2 = 4.71</p><p>　　齒槽寬 e =πm/2 = 4.71</p><p>　　頂隙 c = cm =0.75

72、 齒頂高 h = hm = 3</p><p>　　齒根高 h = (h+ c)m = 3.75</p><p>　　全齒高 h = h+ h=(2h+ c)m = 6.75</p><p><b>　　中心距 </b></p><p>　　五 皮帶輪的設計計算</p><p>　　設一天運轉

73、時間=8～10小時（按小帶輪計算）</p><p>　　1 確定計算功率 </p><p>　　由表8-7查得工作情況系數 ，故</p><p>　　計算功率 = KA·P = 1.2×5.5 = 6.6kw</p><p>　　2 根據 和n 選膠帶型別為：A型</p><p>　　3

74、確定帶輪的基準直徑 并驗算帶速v</p><p>　　1）選小帶輪直徑d1=85㎜</p><p>　　則大帶輪直徑d2=2.5×d1=212㎜</p><p><b>　　2）驗算帶速v：</b></p><p>　　V===6.67米/秒</p><p>　　4 確定V帶的中心距a

75、和基準長度 </p><p>　　根據公式 初定中心距 </p><p>　　2）由公式計算帶所需的基準長度</p><p>　　Ld=2+(d1+d2)+ =1040.93mm</p><p>　　選帶的基準長度Ld=1000mm</p><p>　　3）計算實際中心距a。</p><p>

76、;<b>　　=+=295mm</b></p><p>　　5 驗算小帶輪包角</p><p>　　≈180°-×60°=161.2°≥90°</p><p>　　6 計算帶的概數z</p><p>　　1）單根V帶傳遞的功率 </p><p>

77、;<b>　　1500r/min</b></p><p>　　查表得 Pr=2.03kw</p><p>　　單根膠帶傳遞功率的增量：</p><p>　　ΔP0=0.18kw</p><p>　　2）計算V帶的根數z</p><p>　　膠帶根數： 取z=4根。</p><p

78、>　　7 計算單根V帶的初始拉力的最小值 </p><p>　　應使帶的實際初拉力F0> </p><p>　　8 作用在軸上的力</p><p>　　F=2 ·Z·sin=1522N</p><p><b>　　帶輪寬：</b></p><p>　　B=（Z

79、-1）e+2f=72㎜</p><p><b>　　六、主軸結構設計</b></p><p>　　6.1對主軸組件的性能要求</p><p>　　主軸組件是機床主要部件之一，它的性能對整機性能由很大的影響。主軸直接承受切削力，轉速范圍又很大，所以對主軸組件的主要性能特提出如下要求：</p><p>　?、倩剞D精度 主軸

80、組件的回轉精度，是指主軸的回轉精度。當主軸做回轉運動時，線速度為零的點的連線稱為主軸的回轉中心線。回轉中心線的空間位置，在理想的情況下應是固定不變。實際上，由于主軸組件中各種因素的影響，回轉中心線的空間位置每一瞬間都是變化的，這些瞬時回轉中心線的平均空間位置成為理想回轉中心線。瞬時回轉中心線相對于理想回轉中心線在空間的位置距離，就是主軸的回轉誤差，而回轉誤差的范圍，就是主軸的回轉精度。純徑向誤差、角度誤差和軸向誤差，它們很少單獨存在。當

81、徑向誤差和角度誤差同時存在時，構成徑向跳動，而軸向誤差和角度誤差同時存在構成端面跳動。由于主軸的回轉誤差一般都是一個空間旋轉矢量，它并不是所有的情況下都表示為被加工工件所得到的加工形狀。</p><p>　　主軸回轉精度的測量，一般分為三種：靜態(tài)測量、動態(tài)測量和間接測量。目前我國在生產中沿用傳統(tǒng)的靜態(tài)測量法，用一個精密的測量棒插入主軸錐孔中，使千分表觸頭觸及檢測棒圓柱表面，以低速轉動主軸進行測量。千分表最大和最小

82、的讀數差即認為是主軸的徑向回轉誤差。端面誤差一般以包括主軸所在平面內的直角坐標系的垂直坐標系的垂直度數據綜合表示。動態(tài)測量是用以標準球裝在主軸中心線上，與主軸同時旋轉；在工作態(tài)上安裝兩個互成90º角的非接觸傳感器，通過儀器記錄回轉情況。間接測量是用小的切削量加工有色金屬試件，然后在圓度儀上的測量試件的圓度來評價。出廠時，普通級加工中心的回轉精度用靜態(tài)測量法測量，當L＝300mm時允許誤差應小于0.02mm。造成主軸回轉誤差的原

83、因主要是由于主軸的結構及其加工精度、主軸軸承的選用及剛度等，而主軸及其回轉零件的不平衡，在回轉時引起的激振力，也會造成主軸的回轉誤差。因此加工中心的主軸不平衡量一般要控制在0.4mm/s以下。</p><p>　?、趧偠?主軸部件的剛度是指受外力作用時，主軸組件抵抗變形的能力。通常以主軸前端產生單位位移時，在位移方向上所施加的作用力大小來表示。主軸組件的剛度越大，主軸受力變形就越小。主軸組件的剛度不足，在切削

84、力及其它力的作用下，主軸將產生較大的彈性變形，不僅影響工件的加工質量，還會破壞齒輪、軸承的正常工作條件，使其加快磨損，降低精度。主軸部件的剛度與主軸結構尺寸、支承跨距、軸承類型及配置型式、軸承間隙的調整、主軸上傳動元件的位置等有關。</p><p>　　③抗振性 主軸組件的抗振興是指切削加工時，主軸保持平穩(wěn)地運行而不發(fā)生振動的能力。主軸組件抗振興差，工作時容易產生，不僅降低加工質量，而且限制了機床生產率的提高

85、，使刀具耐用度下降。提高主軸抗振興必須提高主軸組件的靜剛度，采用較大阻尼比的前軸承，以及在必要時安裝阻尼器。另外，使主軸的固有頻率遠遠大于激振力的頻率。</p><p>　　④溫升 主軸組件在運轉中，溫升過高會引起兩方面的不良后果：一是主軸組件和箱體因熱彭漲而變形，主軸的回轉中心線和機床其它組件的相對位置會發(fā)生變化，直接影響加工精度；其次是軸承等元件會因溫度過高而改變已調好的間隙和破壞正常潤滑條件，影響軸承

86、的正常工作。嚴重時甚至會發(fā)生“抱軸”。數控機床一般采用恒溫主軸箱來解決恒溫問題。</p><p>　　⑤耐磨性 主軸組件必須有足夠的耐磨性，以能長期保持精度。主軸上易磨損的地方是刀具或工件的安裝部位以及移動式主軸的工作部位。為了提高耐磨性，主軸的上述部位應該淬硬或氮化處理。主軸軸承也需有良好的潤滑，以提高耐磨性。</p><p>　　以上這些要求，有的還是矛盾的。例如高剛度和高速，高速

87、與低溫升，高速與高精度等。這就要具體問題具體分析，例如設計高效數控機床的主軸組件時，主軸應滿足高速和高剛度的要求；設計高精度數控機床時，主軸應滿足高剛度、低溫升的要求[6]。</p><p><b>　　6.2軸承配置型式</b></p><p>　　本課題中數控機床的轉速較高，卻要求徑向剛度好，所以軸承的配置型式選擇為剛度速度型[13]。前軸承采用雙列角接觸球軸承，

88、接觸角為，它們通過套筒背靠背配置，以減少主軸懸伸量。后軸承采用雙列短圓柱滾子軸承，以承受較大的傳動力。如下圖所示：</p><p>　　圖2.6 主軸支承型式</p><p>　　6.3主要參數的確定</p><p>　　主軸的主要參數是指：主軸平均直徑D（或主軸前軸頸直徑）；主軸內孔直徑；主軸懸伸量a和主軸支承跨距。這些參數直接影響主軸的工作性能，但為簡化問題，主

89、要是由靜剛度條件來確定這些參數，即選擇D、d、a、l使主軸獲得最大靜剛度，同時兼顧其它要求，如高速性、抗振性等。</p><p>　?。?）主軸前軸頸直徑的確定</p><p>　　主軸平均直徑對主軸部件剛度影響較大。加大直徑，可減少主軸本身彎曲變形引起的主軸軸端位移和軸承彈性變形引起的軸端位移，從而 提高主軸部件剛度。但加大直徑受到軸承dn值的限制，同時造成相配零件尺寸加大、制造困難、結

90、構龐大和重量增加等，因此在滿足剛度要求下應取較小值。</p><p>　　按車床主電動機功率來確定，由資料[16]圖6.1－83可取。 </p><p>　?。?）主軸內孔直徑d的確定</p><p>　　確定孔徑的原則是，為減輕主軸重量，在滿足對空心主軸孔頸要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求下，應取較大值。</p><p><

91、;b>　　對于數控機床，，。</b></p><p>　?。?）主軸懸伸量的確定</p><p>　　主軸懸伸量是指主軸前端面到支承徑向反力作用中點的距離，它對主軸部件的剛度和抗振性影響很大。因此在滿足結構要求的前提下盡可能取小值。減小的常見措施有：</p><p>　?、俦M量采用短錐法蘭式主軸端部結構。</p><p>　

92、　②推力軸承配置在前支承時，應安裝在徑向軸承的內側而不是外側。</p><p>　?、酆侠碓O計前支承的調整結構和密封裝置形式。盡量采用主軸端部的法蘭盤和軸肩等構成密封裝置。</p><p>　?、懿捎孟蛐耐屏S承來代替向心軸承。成對安裝的圓錐滾子軸承，應采取滾錐小端相對的形式；成對安裝的向心推力軸承應采取背對背或面朝外的同方向排列形式。本課題中主軸前端的一對向心推力軸承正是采用這種安裝形式

93、。</p><p>　?、莞淖冚S端工夾具的結構形式來減小a值[16]。</p><p>　?。?）支承跨距的確定</p><p>　　支承跨距是指相鄰兩支承的支承反力作用點之間的距離。合理確定是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。當時，主軸部件具有最大剛度，即為主軸部件的最佳跨距。在具體設計時，往往由于結構上的限制而使，這就造成主軸部件的剛度損失。合理跨距,通常取

94、。因為D、a一定時，越大，軸承的徑向跳動對主軸前端的徑向跳動影響越小，且加大可較小振動。當需要遠大于時，可采用三支承結構[6]。</p><p><b>　　6.4主軸頭的選用</b></p><p>　　如前文所述，采用短錐法蘭式主軸端部結構有利于減小主軸懸伸量。本課題選用B型法蘭式主軸端部，代號為6，其基本尺寸由資料[16]表6.1－31可獲得。</p>

95、;<p><b>　　總結與體會</b></p><p>　　主軸箱是機床的動力源將動力和運動傳遞給機床主軸的基本環(huán)節(jié)，其機構復雜而巧妙，這次設計的效果沒有預計的輕松。由于在時間上拖了下來，而且所學的知識內容也很不理想。我接受的設計任務是對車床的主軸箱進行設計。主軸箱的結構繁多，我省去了很多細部結構。從這點讓我深深的體會到“科技是第一生產力”這句話的正確與嚴峻性。在設計中我們也

96、遇到了其它許多棘手的問題，但是有問題就問，在設計過程中經常去網上查資料，去圖書館找對應的專業(yè)書籍，并且書上看不懂的找導師去問，雖然所學知識有限，但最后還是實現(xiàn)設計的效果。</p><p>　　對于一次設計來說，總體安排很重要。這次設計由于總體安排剛開始的時候沒有很合理的制定，所以工作量的實際大小與工作的具體性質不是很明確，以致在開始的幾周里沒有什么實質性的進展。在隨后的工作過程中我注意了這一點，經常通宵熬夜，所以

97、進度才勉強趕了上來，不過時間還是緊了點。對但最終我還是努力完成了設計任務。</p><p>　　畢業(yè)設計是本科學習階段一次非常難得的理論與實際相結合的機會，通過這次比較完整的主傳動系統(tǒng)設計，我擺脫了單純的理論知識學習狀態(tài)，和實際設計的結合鍛煉了我的綜合運用所學的專業(yè)基礎知識，解決實際問題的能力。同時也提高我查閱文獻資料、設計手冊、設計規(guī)范以及電腦制圖等其他專業(yè)能力水平，而且通過 對整體的掌控，對局部的取舍，以及對

98、細節(jié)的斟酌處理，都使我的能力得到了鍛煉，經驗得到了豐富，并且意志品質力，抗壓能力及耐力也都得到了不同程度的提 升。這是我們都希望看到的也正是我們進行畢業(yè)設計的目的所在。</p><p><b>　　致謝詞</b></p><p>　　我的畢業(yè)設計論文一直是在導師夏重老師的悉心指導下進行的。夏老師教學態(tài)度嚴謹， 學識淵博，為人和藹可親。并且在整個畢業(yè)設計過程中，不斷對我

99、得到的結論進行指導，并提出新的問題，使得我的畢業(yè)設計課題能夠深入地進行下去， 也使我接觸到了許多理論和實際上的新問題，使我做了許多有益的思考。在此表示誠摯的感謝和由衷的敬意。也是夏老師在我時間緊迫的時候給我緊迫感，讓我深深的明白時間的寶貴性 </p><p>　　夏老師在機械設計方面具有豐富的實踐經驗，對我的設計給予了不少的指導和幫助，使我能夠將理論中的結果與實際相結合。另外，他對待問題的嚴謹作風也給我留下了深刻

100、的印象。在此表示深深的謝意。盡管我是第一次設計，難免遇到許多比較低級的問題，夏老師卻都極其耐心地予以解答，在此表示深深的謝意。謹此向老師表示衷心的感謝和崇高的敬意. </p><p>　　最后，再次對關心、幫助我的老師和同學表示衷心地感謝</p><p><b>　　參考文獻：</b></p><p>　　《機械設計手冊》第三版第二卷 

101、;    成大先主編            化學工業(yè)出版社</p><p>　　《實用機床設計手冊》             李洪主編  

102、;            遼寧科學技術出版社</p><p>　　《現(xiàn)代金屬切削機床概論》         賈亞州主編         

103、   機械工業(yè)出版社</p><p>　　《機械傳動裝置設計手冊》         卜炎主編              機械工業(yè)出版社</p><p>　　《機械

104、零件設計手冊》             吳宗澤主編           機械工業(yè)出版社</p><p>　　《機械設機師手冊》      

105、;         吳宗澤主編           機械工業(yè)出版社</p><p>　　《實用機械傳動設計手冊》         姚振浦主編 &#

106、160;         科學技術出版社</p><p>　　《機械工程師手冊》                趙明生主編     &#

107、160;     機械工業(yè)出版社</p><p>　　《現(xiàn)代數控機床》                 王愛玲主編