数控车床主传动系统设计

1、数控车床主传动系统设计数控车床主传动系统设计摘摘 要要主要是数控车床的主传动系统分析与设计。这类主传动系统的设计也可以用于对普通车床的改造，以适应当前我国机床工业发展现状，具有一定的经济效益和社会效益。设计主要包括根据一些原始数据结合实际条件和情况对车床一些参数进行拟定，在根据拟定的参数，进行传动方案的比较，确定传动方案。然计算个传动副的传动比及齿轮齿数，在估算齿轮模数和各轴的轴径，并对齿轮和轴的强度、刚度进行校核。除此之外，还有电动机的选择，液压卡盘的设计与选择。如电磁离合器的选择等，从而完成对整个主传动系统的设计。关键词关键词：数控车床；主传动系统；设计Abstract CNC lathe

2、 is mainly the main transmission system analysis and design. The design of these main drive system can also be used for the transformation of ordinary lathe in order to adapt to the current development status of China machine tool industry, with a certain economic and social benefits. Design include

3、s some of the original data in accordance with actual conditions and circumstances of some parameters on the lathe be prepared, in accordance with the development of parameters for comparison of transmission scheme to determine the transmission scheme. However, calculation of a transmission gear rat

4、io and vice gear teeth, gear module in the estimate and the axis of the shaft, and gear and shaft strength, stiffness check. In addition, there is the choice of motor, hydraulic chuck design and selection. Such as the choice of the electromagnetic clutch in order to complete the design of the main d

5、rive system.K Ke ey yw wo or rd ds s: : CNC; lathe main drive system; design 目目 录录1 1 引引 言言.1第第2 2 章章 主传动系统的设计主传动系统的设计.32.1. 拟定传动方案.32.1.1 选择电机.52.1.2 计算各轴计算转速、功率和转矩.82.1.3 转速图.92.1.4 传动图.92.2 轴系部件的结构设计.102.2.1 I 轴结构设计.102.2.2 II 轴结构设计.142.3 主轴结构设计.272.4 绘制主传动系统总装图.303.3.液压卡盘的液压卡盘的设设计计.323.1 机床夹具的功能

6、和应满足的要求.323.1.1 机床夹具的功能.323.1.2 机床夹具应满足的要求.323.2 机床夹具的类型和组成.323.2.1 机床夹具的类型.323.2.2 机床夹具的基本组成.333.3 卡盘夹紧机构的设计.333.3.1 夹紧机构设计应满足的要求.333.3.2 卡盘夹紧机构的选用.333.4 液压卡盘系统总装图.344 4 结结论论.35参考文献参考文献.36致致 谢谢.3711 引言引言而相对于传统机床，数控机床有以下明显的优越性：（1）可以加工出传统机床加工不出来的曲线、曲面等复杂的零件。 （2）可以实现加工的柔性自动化，从而效率比传统机床提高 37 倍。 （3）加工零件的

7、精度高，尺寸分散度小，使装配容易，不再需要“修配” 。 （4）可实现多工序的集中，减少零件在机床间的频繁搬运。 （5）拥有自动报警、自动监控、自动补偿等多种自律功能，可实现长时间无人看管加工。 因此，采用数控机床，可以降低工人的劳动强度，节省劳动力（一个人可以看管多台机床） ，减少工装，缩短新产品试制周期和生产周期，可对市场需求作出快速反应。 此外，机床数控化还是推行 FMC（柔性制造单元） 、FMS（柔性制造系统）以及 CIMS（计算机集成制造系统）等企业信息化改造的基础。数控技术已经成为制造业自动化的核心技术和基础技术。 经济型数控车床大多数是不能自动变速的，全功能数控车床的主传动系统大多

8、采用无级变速。目前，无级变速系统主要有变频主轴系统和伺服主轴系统两种，一般采用直流或交流主轴电机，通过带传动带动主轴旋转，或通过带传动和主轴箱内的减速齿轮带动主轴旋转。由于主轴电机调速范围广，又可无级调速，使得主轴箱的结构大为简化。工件最大回转直径:;最大加工直径:400mm280mm横向最大行程(X 轴):,纵向最大行程(Z 轴):180mm650mm最大车削长度:;X,Z 轴的最小设定单位为:500mm0.001mm主轴最大/最小转速:100200R 4000/45 /minr快速进给速度:纵向:,横向:15/minm8/minm课题的主要内容包括主轴传动系统的设计、液压卡盘的设计安装。经

9、济型数控车床大多数是不能自动变速的，全功能数控车床的主传动系统大多采用无级变速。目前，无级变速系统主要有变频主轴系统和伺服主轴系统两种，一般采用直流或交流2主轴电机，通过带传动带动主轴旋转，或通过带传动和主轴箱内的减速齿轮带动主轴旋转。由于主轴电机调速范围广，又可无级调速，使得主轴箱的结构大为简化。32 主传动系统的设计主传动系统的设计2.1. 拟定传动方案拟定传动方案数控机床需要自动换刀、自动变速；且在切削不同直径的阶梯轴，曲线螺旋面和端面时，需要切削直径的变化,主轴必须通过自动变速，以维持切削速度基本恒定。这些自动变速又是无级变速，以利于在一定的调速范围内选择理想的切削速度，这样有利于提高

10、加工精度，又有利于提高切削效率。无级调速有机械、液压和电气等多种形式，数控机床一般采用由直流或交流调速电动机作为驱动源的电气无级变速。由于数控机床的主运动的调速范围较大，单靠调速电机无法满足这么大的调速范围，另一方面调速电机的功率扭矩特性也难于直接与机床的功率和转矩要求相匹配。因此，数控机床主传动变速系统常常在无级变速电机之后串联机械有级变速传动，以满足机床要求的调速范围和转矩特性。 为简化主轴箱结构，本方案仅采用二级机械变速机构，运动方案如图 2.1：有级变速的自动变换方法一般有液压和电磁离合器两种。液压变速机构是通过液压缸、活塞杆带动拨叉推动滑移齿轮移动来实现变速，双联滑移齿轮用一个液压缸

11、，而三联滑移齿轮则必须使用两个液压缸（差动油缸）实现三位移动。液压拨叉变速是一种有效的方法，工作平稳，易实现自动化。但变速时必须主轴停车后才能进行，另外，它增加了数控机床的复杂性，而且必须将数控装置送来的电信号转换成电磁阀的机械动作，然后再将压力油分配到相应的液压缸，因而增加了变速的中间环节，带来了更多的不可靠因素。4图 2.1 主轴传动电磁离合器图电磁离合器是应用电磁效应接通或切断运动的元件，由于它便于实现自动操作，并有现成的系列产品可供选用，因而它已成为自动装置中常用的操作元件。电磁离合器用于数控机床的主传动时，能简化变速机构，操作方便。通过若干个安装在各传动轴上的离合器的吸合和分离的不同

12、组合来改变齿轮的传动路线，实现主轴的变速。电磁离合器一般分为摩擦片式和牙嵌式。选择主轴驱动系统将在价格与性能之间找出一种理想的折衷。表 2.1 简要给出了用户所期望的主轴驱动系统的性能。下面将对各种交流主轴系统进行对比、分析表表 2.1 理想主轴驱动系统性能理想主轴驱动系统性能项目内容高性能低速区要有足够的转矩宽恒功率范围,并在高速范围内保持一定转矩高旋转精度高动态响应高加减速,起制动能力具有强鲁棒性,能适应环境条件和参数变化高效率,低噪声5低价格低购买价格,低维护价格,低服务价格通用要求耐用性,可维护性,安全可靠性感应电机交流主轴驱动系统是当前商用主轴驱动系统的主流，其功率范围从零点几个kW

13、 到上百 kW，广泛地应用于各种数控机床上。 经过对比分析本设计中决定采用 FANU系列交流主轴电机。系列是高速、高cici精、高效的伺服系统，可实现机床的高速、高精控制，并使机床更紧凑。2.1.1 选择电机选择电机(1)根据机械的负载特性和生产工艺对电动机的启动、制动、反转、调速等要求，选择电动机类型。(2)根据负载转矩、转速变化范围和启动频繁程度等要求，考虑电动机的温升限制、过载能力额启动转矩，选择电动机功率，并确定冷却通风方式。所选电动机功率应留有余量，负荷率一般取 0.80.9。(3)根据使用场所的环境条件，如温度、湿度、灰尘、雨水、瓦斯以及腐蚀和易燃易爆气体等考虑必要的保护措施，选择

14、电动机的结构型式。(4)根据企业的电网电压标准和对功率因素的要求，确定电动机的电压等级和类型。(5)根据生产机械的最高转速和对电力传动调速系统的过渡过程的要求，以及机械减速机构的复杂程度，选择电动机额定转速。此外，还要考虑节能、可靠性、供货情况、价格、维护等等因素。（6）由于不同的机床要求不同的主轴输出性能(旋转速度，输出功率，动态刚度，振动抑制等)，因此，主轴选用标准与实际使用需要是紧密相关的。（7）选择电动机容量就是合理确定电动机的额定功率。决定电动机功率时要考虑电动机的发热、过载能力和起动能力三方面因素，但一般情况下电动机容量主要由运行发热条件而定。电动机发热与其工作情况有关。但对于载荷

15、不变或变化不大，且在常温下连续运转的电动机（如本课题中的电动机），只要其所需输出功率不超过其额定功率，工作时就不会过热，可不进行发热计算，本设计中电机容量按以下步骤确定。（8）确定主轴切削力6确定主轴材料为 45 号钢，淬硬处理（淬火及低温回火） ，硬度为 44HRC，单位切削力为().2270/m公斤0.3/smm r切削用量范围： 90 105/min1 50.1 0.5/rmtmmsmm s 主切削力： (2.1)FzPzPzXYFzVPzPzrPznPzPzFzCtSKKKKK料 取 167,1.0,0.751.09,1.081.3,1.05,0.9FzFzFzFzzVFznFzVFz

16、CXYKKKKK料F切深 取，进给量取。t5mm0.3/mm r切削功率：102 606120105/min,489.5 1058.3976120Fz vFz vPKwvmPKw切削切削切削速度（9）确定电机输出动率 Pd dPP切削 传动装置的总效率 (2.2)1213 其中，圆柱直齿轮传动效率，查得0.98；13轴轴承效率，查得20.990.990.98；2 轴（主轴）轴承效率，查得30.990.990.98。 4由此，0.980.980.980.980.922。 故，8.3979.1070.922dPKw7（10）选择电动机额定功率edP如前所述，电动机功率应留有余量，负荷率一般取 0.

17、80.9，所以电动机额定功率选取为 11。Kw（11）电动机电压和转速的选择小功率电动机一般选为 380V 电压。所以本电机的电压可选为 380V。 同一类型、功率相同的电动机具有多种转速。一般而言，转速高的电动机，其尺寸和重量小，价格较低，但会使传动装置的总传动比、结构尺寸和重量增加。选用转速低的电动机则情况相反。要综合考虑电机性能、价格、车床性能要求等因素来选择。本课题中数控机床的主轴的转速范围要求为。由于只有一根中间35 /min 4000 /minrr传动轴，传动链较短，因此变速级数较少，故对电动机恒功率变速范围以及整个变速范围要求较高。I 轴上齿轮传动比确定为，II 轴上两对直齿轮的

18、传动比分别为，12/1i 29/16i 。所以两条传动链中，高速传动链传动比，低速传动链传动318/7i 12i=ii =2/1 9/16=9/8比。由此可得电机的转速范围:13i=ii =2/1 18/7=36/7maxmin n4000 9/8=4500r/min , n35 36/7=180r/min（12）确定电机的型号由前面信息，可选取 FANUC 交流电机，型号为。这种电机转动非常平稳，12/6000ci采用 160,000,000/rev 的超高分辨率位置编码器，通过线圈切换可实现电机的高速、高加速控制，作为 系列的后续产品，具有更先进的节能效果。电机参数如下表所示：表 2.2

19、电机参数型号额定功率连续 30min 功率最低转速最高转速重量振动冷却12/6000ci11Kw15Kw1500 /minr4500 /minr95Kg5V56W8机座长为，电机轴径为，轴伸为，中心高。465mm48mm110mm132mm2.1.2 计算各轴计算转速、功率和转矩计算各轴计算转速、功率和转矩（1）各轴计算转速首先估算主轴的计算转速，由于采用的是无级调速，所以采用以下的公式： ； (2.3)0.30.3max3min4000()35 ()145 /min35nnrn然后通过传动比计算传动轴和电机轴的计算转速， 233145 18/7372.9 /min373 /minnnirr

20、121373 2746 /minnnir上式中 、 、 的意义如前所述。i1ii（2）各轴输入功率=11KwIPedP (2.4)IIP12IP 11 0.98 0.9810.6Kw IIIP4121411 0.9810.2IPKw 上式中，、的意义如前所述。123（3）各轴输入转矩19550 11/746140.82TN m 29550 10.6/373271.39TN m39550 10.2/145671.79TN m将以上计算结果整理后列于表 2.2，供以后计算选择，供以后计算使用：表 2.3 各轴的传动参数参数 轴I 轴（电机轴）II 轴（中间传动轴）III 轴（主轴）计算转速（746

21、3731459）minr输入功率（Kw） 11 10.6 10.2转矩（）N m 140.82 271.39 671.79 传动比12/1i ，29/16i 318/7i 2.1.3 转速图转速图由电机的转速范围(包括恒功率变速范围)和各轴传动比,作数控车床的转速图,见图 2-2.图 2.2 转速图2.1.4 传动图传动图初定数控车床的传动图,如图 2-3.10图 2.3 传动图 2.2 轴系部件的结构设计轴系部件的结构设计2.2.1 I 轴结构设计轴结构设计I 轴上的零件主要是齿轮 1。一端用凸台定位,另一端用紧定螺钉定位。（a）选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数根据选定的传动方案,选用直齿

22、圆柱齿轮传动.（1）本次设计属于金属切削机床类,一般齿轮传动,故选用 6 级精度.（2）材料选择.选择小齿轮材料为 40Cr(调质),硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢(调质)硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS.（3）选小齿轮齿数大齿轮齿数 135,z 22 3570z （b）按齿面接触强度设计 由设计计算公式(10-9a)进行试算,即 (2.5)213112.32()tEtdHK TZudu确定公式内的各计算数值11（1）试选载荷系数3 . 1tK（2）计算小齿轮传递的转矩由上文可知为140.82N m（3）选取齿宽系数5 . 0d（4）查得材料的弹性影响系数2/1

23、8 .189 MPaZE（5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强;6001limMPaH度极限;MPaH5502lim（6）计算应力循环次数 (2.6)9119926060 746 1 500002.24 102.24 10 /21.12 10hNn jLN （7）查得接触疲劳寿命系数120.90;0.95HNHNKK（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得 (2.7)1lim112lim220.90 6005400.95 550528HNHHHNHHKMPaMPaSKMPaMPaS（c）计算（1）小齿轮分度圆直径，代入中较小的值1tdH (2.

24、8)52213311.3 1.408 102 1189.812.32()2.32()0.5252896.047tEdHK TZud tmmumm（2）计算圆周速度 v (2.9)113.14 96.047 7463.75/60 100060 1000td nvm s（3）计算齿宽b (2.10)10.5 96.04748.024dtbdmm12（4）计算齿宽与齿高之比/b h模数 (2.11)11/96.047/352.744ttmdzmmmm 齿高 (2.12)2.252.25 2.7446.175thmmm (2.13)/48.024/6.1757.78b h （5）计算载荷系数根据，6

25、级精度，查得动载系数；3.75/vm s1.07vK 直齿轮，假设。查得；/100/AtK F bN mm1.2HFKK查得使用系数；1.25AK 查得 6 级精度，小齿轮悬臂支承时， (2.14)2231.11 0.18(1 6.7)0.15 10HddKb将数据代入得 ； (2.15)2231.11 0.18(1 6.7 0.5 ) 0.50.15 1044.0011.237HK由，得；故载荷系数/7.78,1.237Hb hK1.18FK (2.16)1.25 1.07 1.2 1.2371.985AVHHKK K KK（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 (2.17)3311

26、/96.0471.985/1.3110.60ttddK Kmm（7）计算模数m (2.18)11/110.60/353.16mdzmm（d）按齿根弯曲强度设计得弯曲强度的设计公式为 (2.19)13212()FaSadFY YKTmz（e）确定公式内的各计算数值13（1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPa；2380FEMPa（2）查得弯曲疲劳寿命系数10.82FNK（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 (2.20)1110.82 500292.861.4FNFEFKMPaS（4）计算载荷系数 K (2.21)1.25 1.07 1.

27、2 1.181.894AVFFKK K KK（5）查取齿形系数查得；。12.45FaY22.24FaY（6）查取应力校正系数查得；。11.65SaY21.75SaY（7）计算大小齿轮的并加以比较FaSaFY Y (2.22)1112.45 1.650.01380292.86FaSaFYY2222.24 1.750.01699230.71FaSaFYY大齿轮的数值大。（f）设计计算5322 1.894 1.408 100.016992.460.5 35mmmmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，m由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿

28、面接触疲劳强度所决定m的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数142.46 并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出2.5mmm1110.60dmm小齿轮齿数1110.60/2.544z 大齿轮齿数212 4488zuz这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算（1）计算分度圆直径1144 2.5110dz mmmmm2288 2.5220dz mmmmm（2）计算中心距12()/2(110220)/2165addmm（3）计算齿轮宽度10.5 11055dbdmm取。21

29、55,60Bmm Bmm（4）验算51122 1.407 102558110tTFNNd，合适。1.25 2558/58.14/100/55AtK FN mmN mmN mmb2.2.2 II 轴结构设计轴结构设计（1）轴的支承形式该轴不受或只受极小的轴向力，而右端所受径向力矩明显高于左端，故左端选用深沟球轴承，而右端选用一对角接触球轴承背靠背安装，如图所示：15图 2.4 中间轴的支承形式（2）轴上零件的轴向定位II 轴上的主要零件主要有三对直齿圆柱齿轮及其中两直齿圆柱齿轮对应的电磁离合器。滚子轴承的左端靠在端盖上，右端用轴肩定位。与电机轴上齿轮相啮合的齿轮左端用圆螺母固定,右端用轴肩定位.

30、另外两齿轮所对应的电磁离合器位于它们中间，相互紧靠，两齿轮的另两端用螺钉锁紧挡圈定位。轴右端的轴承左边利用轴肩定位，右端用一摔油盘（有套筒的作用）和圆螺母进行定位。轴的选材和最小直径得确定mind轴的材料选择为：45 号钢（调质处理） 。轴的最小尺寸， 3min0PdAn式中，由表 153，可取得 110，故 0A 3min10.611033.6373dmm取35mm。由于取值较计算值大的多，所以不用再按弯扭合成强度条件计算和mindmind进行疲劳强度校合。轴的零件图如图 2-5.图 2.5 中间轴零件图齿轮的设计16齿轮 1 和 2 的直径相差较大，对齿轮 1（小齿轮）在模数和选材及热处理

31、方面要求较高，所以首先进行该对齿轮的设计。1.选定齿轮的精度等级和材料，初选齿数本数控机床的运行速度较高，精度等级选择 6 级精度；小齿轮材料选择为 40，调质后表面淬火，硬度为 280HBS；大齿轮材料选择为 45 钢，rc调制后表面淬火，硬度为 240HBS。小齿轮齿数初选为24， 1z2z1z3i24 18/7622.按齿面接触强度进行设计按式试算， 213112.32()tEtdHK TZudu确定公式内的各计算值：初选载荷系数 Kt1.6；计算小齿轮传递的转矩由前文可知小齿轮传递的转矩为 271.39;可选定齿宽系数0.4； d查得材料的弹性影响系数189.8；EZ1/2aMP按齿面

32、接触硬度查得小齿轮的接触疲劳强度650MPa；大齿轮的接触疲劳强度lim1H600MPa；lim2H两齿轮的设计寿命为 50000h，由式 1013，计算应力循环次数 9116060 373 1 500001.119 10nNn jL 9821/1.119 107/184.352 10NNi查得接触疲劳寿命系数=0.9,=0.95;1HNK2HNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%,安全系数 s1。17=0.9650/1585MPa 1H1lim1HNHKS=0.95600/1=570MPa 2H2lim2HNHKS将以上参数代入公式进行计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入H-中较小的

33、值32311.6 271.39 1018/7 1189.92.32()127.850.418/7570tdmm计算圆周速度 v 1143.14 127.85 373/2.50/60 10006 10td nvm sm s计算齿宽 10.4 127.8551.14dtbdmmmm计算齿宽与齿高之比 齿轮模数 11/127.85/245.327ttmdzmmmm齿高 2.252.25 5.32711.986thmmmmm/51.14/11.9864.27b h 计算载荷系数 K查得动载系数；1.06VK 查得;1.2HFKK查得使用系数1.25；AK小齿轮精度为 6 级，相对支撑作对称分布。HK2

34、3d1.11 0.180.15 10 b31.11 0.180.15 1051.141.1522（1+0. 6 0. 4）0. 4 由 b/h4.27，=1.15,查图 1013，得1.12，HKFK故，动载系数181.25 1.06 1.2 1.151.829AVHHKK K KK按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 3311/127.851.829/1.6133.68tTddK Kmm计算模数 11/133.68/245.57mdz3.按齿根弯曲强度设计弯曲疲劳的设计公式为 13212()FaSadFY YKTmz以下确定式中各参数的值：查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限520MPa；大齿

35、轮的弯曲疲劳强度极限1FE440MPa；2FE查得弯曲疲劳寿命系数0.82，0.87；1FNK2FNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.3，得0.82520/1.3328MPa1F11FNFEKS0.87440/1.3294.46Mpa 2F22FNFEKS计算载荷系数 K 1.25 1.06 1.2 1.121.781AVFFKK K KK查取齿形系数查得。122.65;2.28FaFaYY查取应力校正系数查得；。11.58SaY21.73SaY19计算大、小齿轮的并加以比较FaSaFY Y 1112.65 1.580.01277328FaSaFYY2222.28 1.730.0

36、1340294.46FaSaFYY大齿轮数值大，将用于以下计算。将以上参数代入进行计算5322 1.781 2.714 100.013403.80.4 24mmmmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，m由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决m定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度所算得的模数，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数3.5mmm1133.68dmm11/133.68/3.538zdm2118/7 3897zuz4.几何尺寸计算1）计算分度圆直径1138 3.5133

37、dz mmmmm2297 3.5339.5dz mmm2）计算中心距12()/2(133339.5)/2236.25addmm3）计算齿轮宽度10.4 13353.2dbdmm取。2160,65Bmm Bmm5.验算203112/2 271.4 10 /1334081.2tFTdNN，合适。4081.2 1.2585.0310060tAFKNNb第二对齿轮的模数可取得比齿轮 1 小，3。由于这两齿轮得中心距与齿轮 134mm和 2 的中心距相等，故,.3236.25 16/25 2/3100z 4100 9/1656z 四个齿轮的尺寸参数如表 2.4 所示。表表 2.4 齿轮尺寸参齿轮尺寸参参

38、数 齿轮1234模数 m3.53.533齿数 z389710056中心距 a236.25分度圆直径 d133339.5300168齿顶圆直径ad140346.5306174齿根圆直径fd124.25330.75292.5160.5全齿高 h7.8756.75齿宽 b60545560压力角20202020基圆直径bd125319282 158传动比i18/79/16齿轮宽 B65607075齿宽系数d0.40.150.20.2轮毂宽706585901.电磁摩擦离合器的计算和选择21本课题中数控机床得转速较高，对工作可靠性要求高，根据结构选择原则，选取牙嵌式电磁离合器。形式选定后，应进一步确定其规

39、格（1）规格计算其规格选择计算的基本原则是使其计算转矩小于或等于其薄弱环节的失效条件限制而cT允许其传递的许用转矩T，即 (2.23)maxmax cnTTTTTT nn其中-理论转矩T-计算转矩cT-公称转矩nT-许用转矩 T-最大转矩maxT-许用最大转矩maxT-许用转速 n1）计算转矩由于各类联轴器，离合器实际工况不同，在确定计算转矩时应将理论转矩乘以不同cTT系数 K本机床承受长期平稳载荷，故 (2.24) cTKTT式中，-分别为离合器的计算转矩，公称，许用转矩，；cTnT TN m-离合器理论转矩，；TN mK离合器工况系数，见下表所示。本文中为金属切学机床，取 K=1.4，从而

40、得到22 (2.25)1.4 271.39379.946TcN m根据计算转矩，选取规格为 DLY5-40A 的牙嵌式离合器，相关尺寸可从表中查取。（2）牙嵌式离合器的设计计算1）离合器的外径计算（经验公式） (2.26)33502.80.08502.80.08 379.946160.69()cDTmm牙的外径： (2.27)160.69ZDDmmmm表 2.5 离合器工况系数机械类型K机械类型K金属切削机床1.3-1.5轻纺机械1.2-2曲柄式压力机械1.1-1.3农业机械2-3.5汽车,车辆1.2-3挖掘机械1.2-2.5拖拉机1.5-3钻探机械2-4船舶1.3-2.5活塞泵,通风机,压力

41、机1.3起重运输机械在最大载荷下结合1.35-1.5活塞泵(单缸),大型通风机,压缩机,木材加工机械1.7在空载下结合1.25-1.5冶金矿山机械1.8-3.2牙的内径： (2.28)0.70.7 160.69112.49ZZDDmm牙的平均直径： (2.29)0.5()0.5 (160.69 112.49)136.59mZZDDDmm牙的宽度： (2.30)0.5()0.5 (160.69 112.49)24.1ZZZbDDmm牙的高度： (2.31)0.650.65 24.115.67ZZhbmm牙的个数： (2.32)60/()Zn t 式中-主，从动半离合器的转速差n (2.33)60

42、 1000/(), /minmnvDr-牙齿接合圆周速度差，一般取v(0.70.8)/vm s-离合器允许结合时间，一般机床，取t0.5ts23本文中取，则可以得到0.7/vm s0.1ts60 1000 0.7/(3.14 136.59)98 /minnr60/(98 0.1)6z 2）牙间压紧力 (2.34)1112 tan()cdmuQTFDd近似可取 (2.35)2tan()cdmTQFD式中 -牙形角，一般取30 -摩擦角，钢与钢接触，取79 -牙的平均直径mD -弹簧推力，一般取dF3050dFN本课题中取，30 ,8 ,40dFN 从而， (2.36)2 379.946tan(3

43、08 )4042.5136.59QN （3）磁路结构设计1）磁轭铁心截面积 (2.37)222.5/()AQ Bmm式中，-磁感应强度，一般取B1.2 1.4BT -牙间压紧力，N。Q取，1.3BT2222.5/2.5 42.5/1.354()AQ Bmm2）线圈槽内径（内铁心外径）24 (2.38) 222.3 /2.3 54/3.144545.5ndAdmm式中-离合器轴径。d3）线圈槽外径（外铁心内径） (2.39)222.3 /160.692.3 54/3.14160.5wdDAmm4）线圈槽宽度 (2.40)()/2(160.545.5)/257.5()nwnbddmm5）励磁磁势

44、41.6 10( )IWBVA式中，-气隙中中磁感应强度，一般取B0.50.7BT -工作气隙，近似取牙的高度。 -气隙系数，一般取V2.53.5V 取，则0.6BT3V (2.42)431.6 1015.67 0.6 3 0.145.1 10IWA 6）线圈槽高度 (2.43)2350()nsHIWhmmft式中，-线圈槽高宽比，/46;nnhb -传热系数。线圈散热良好时，；s80.056st线圈散热不良时， ；7.420.043st-填充系数，按导线直径查得；Hf0d-温升，K，按技术要求确定；t-电阻系数，可取；210.017mm m取查得，得4,80.0568.056,1st0.7H

45、f25 (2.44)23 24335050 5 0.017 (45.1 10 )1053.5()8.056 0.7 1nsHIWhmmft 7）导线直径 (2.45)300.0686/0.0686 0.017 103 45.1 10 /243.94()mdd IW Umm式中，-线圈的平均直径， md0.5()0.5 (160.545.5)103,mwndddmm -电源电压，一般取 24VU8）线圈匝数 (2.46)2204/()4 53.5 57.5 0.7/(3.14 3.94 )176.7nnHWb h fd9）磁轭底部厚度 (2.47)2/2176.7/(2 3.14 45)0.63

46、()hAdmm磁轭高度：，一般取253.50.632 56.13()nhhhmm 23mm10）衔铁厚度 20.6322.63()xbhmm 衔铁内径由轴径根据结构确定，外径xddxDDmm（4）磁路验算1）线圈总磁势 (2.48)61(880960)900 83.5 15.671.17 10 ( )nKKRIWH LBA式中，-气隙，磁轭，衔铁等各部分的磁均强度与磁路长度,KKHL2）气隙磁场强度 (2.49)3/(880960)45.1 10 /(900 0.6)83.5( )BIWT3）电磁吸力 (2.50)2250.40.4 83.5541.5 10 ()QB AN6.轴承的选择26可

47、选轴承的型号和其他参数，如表 2-7 所示：7、键和圆螺母的选择可选择键的尺寸如下表 2-6： 表表 2.6 键的尺寸参数键的尺寸参数 参数键公称尺寸b h长度L轴深度t孔深度1t与离合器配合的键14 9505.53.8圆螺母选用 M351.5。表表 2.7 轴承尺寸参数轴承尺寸参数轴承 参数型号内径d外径D轴承宽B安装尺寸1D安装尺寸3D1073562144157轴两端的支撑轴承7307C7307AC3580214471与齿轮配合的轴承7308C7308AC40902349812.3 主轴结构设计主轴结构设计1.对主轴组件的性能要求主轴组件是机床主要部件之一，它的性能对整机性能由很大的影响。

48、主轴直接承受切削力，转速范围又很大，所以对主轴组件的主要性能特提出如下要求：回转精度 主轴组件的回转精度，是指主轴的回转精度。当主轴做回转运动时，线速度为零的点的连线称为主轴的回转中心线。回转中心线的空间位置，在理想的情况下应是固定不变。实际上，由于主轴组件中各种因素的影响，回转中心线的空间位置每一瞬间都是变27化的，这些瞬时回转中心线的平均空间位置成为理想回转中心线。瞬时回转中心线相对于理想回转中心线在空间的位置距离，就是主轴的回转误差，而回转误差的范围，就是主轴的回转精度。纯径向误差、角度误差和轴向误差，它们很少单独存在。当径向误差和角度误差同时存在时，构成径向跳动，而轴向误差和角度误差同

49、时存在构成端面跳动。由于主轴的回转误差一般都是一个空间旋转矢量，它并不是所有的情况下都表示为被加工工件所得到的加工形状。主轴回转精度的测量，一般分为三种：静态测量、动态测量和间接测量。目前我国在生产中沿用传统的静态测量法，用一个精密的测量棒插入主轴锥孔中，使千分表触头触及检测棒圆柱表面，以低速转动主轴进行测量。千分表最大和最小的读数差即认为是主轴的径向回转误差。端面误差一般以包括主轴所在平面内的直角坐标系的垂直坐标系的垂直度数据综合表示。动态测量是用以标准球装在主轴中心线上，与主轴同时旋转；在工作态上安装两个互成 90 角的非接触传感器，通过仪器记录回转情况。间接测量是用小的切削量加工有色金属

50、试件，然后在圆度仪上的测量试件的圆度来评价。出厂时，普通级加工中心的回转精度用静态测量法测量，当 L300mm 时允许误差应小于 0.02mm。造成主轴回转误差的原因主要是由于主轴的结构及其加工精度、主轴轴承的选用及刚度等，而主轴及其回转零件的不平衡，在回转时引起的激振力，也会造成主轴的回转误差。因此加工中心的主轴不平衡量一般要控制在 0.4mm/s 以下。刚度 主轴部件的刚度是指受外力作用时，主轴组件抵抗变形的能力。通常以主轴前端产生单位位移时，在位移方向上所施加的作用力大小来表示。主轴组件的刚度越大，主轴受力变形就越小。主轴组件的刚度不足，在切削力及其它力的作用下，主轴将产生较大的弹性变形

51、，不仅影响工件的加工质量，还会破坏齿轮、轴承的正常工作条件，使其加快磨损，降低精度。主轴部件的刚度与主轴结构尺寸、支承跨距、轴承类型及配置型式、轴承间隙的调整、主轴上传动元件的位置等有关。抗振性 主轴组件的抗振兴是指切削加工时，主轴保持平稳地运行而不发生振动的能力。主轴组件抗振兴差，工作时容易产生，不仅降低加工质量，而且限制了机床生产率的提高，使刀具耐用度下降。提高主轴抗振兴必须提高主轴组件的静刚度，采用较大阻尼比的前轴承，以及在必要时安装阻尼器。另外，使主轴的固有频率远远大于激振力的频率。28温升 主轴组件在运转中，温升过高会引起两方面的不良后果：一是主轴组件和箱体因热彭涨而变形，主轴的回转

52、中心线和机床其它组件的相对位置会发生变化，直接影响加工精度；其次是轴承等元件会因温度过高而改变已调好的间隙和破坏正常润滑条件，影响轴承的正常工作。严重时甚至会发生“抱轴” 。数控机床一般采用恒温主轴箱来解决恒温问题。耐磨性 主轴组件必须有足够的耐磨性，以能长期保持精度。主轴上易磨损的地方是刀具或工件的安装部位以及移动式主轴的工作部位。为了提高耐磨性，主轴的上述部位应该淬硬或氮化处理。主轴轴承也需有良好的润滑，以提高耐磨性。以上这些要求，有的还是矛盾的。例如高刚度和高速，高速与低温升，高速与高精度等。这就要具体问题具体分析，例如设计高效数控机床的主轴组件时，主轴应满足高速和高刚度的要求；设计高精

53、度数控机床时，主轴应满足高刚度、低温升的要求6。2.轴承配置型式本课题中数控机床的转速较高，却要求径向刚度好，所以轴承的配置型式选择为刚度速度型13。前轴承采用双列角接触球轴承，接触角为，它们通过套筒背靠背配置，以减25少主轴悬伸量。后轴承采用双列短圆柱滚子轴承，以承受较大的传动力。如下图所示：图 2.6 主轴支承型式3.主要参数的确定主轴的主要参数是指：主轴平均直径 D（或主轴前轴颈直径） ；主轴内孔直径；主1Dd轴悬伸量 a 和主轴支承跨距 。这些参数直接影响主轴的工作性能，但为简化问题，主要是l由静刚度条件来确定这些参数，即选择 D、d、a、l 使主轴获得最大静刚度，同时兼顾其它要求，如

54、高速性、抗振性等。（1）主轴前轴颈直径的确定1D主轴平均直径对主轴部件刚度影响较大。加大直径，可减少主轴本身弯曲变形引起1D的主轴轴端位移和轴承弹性变形引起的轴端位移，从而 提高主轴部件刚度。但加大直径受29到轴承 dn 值的限制，同时造成相配零件尺寸加大、制造困难、结构庞大和重量增加等，因此在满足刚度要求下应取较小值。按车床主电动机功率来确定，可取。 190Dmm（2）主轴内孔直径 d 的确定确定孔径的原则是，为减轻主轴重量，在满足对空心主轴孔颈要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下，应取较大值。对于数控机床，本课题中车床主轴尾端需要安装皮带轮，轴径较小，/0.60.5d D 故取16

55、，即。/0.55d D d50mm（3）主轴悬伸量的确定a主轴悬伸量是指主轴前端面到支承径向反力作用中点的距离，它对主轴部件的刚度和a抗振性影响很大。因此在满足结构要求的前提下尽可能取小值。减小的常见措施有：a尽量采用短锥法兰式主轴端部结构。推力轴承配置在前支承时，应安装在径向轴承的内侧而不是外侧。合理设计前支承的调整结构和密封装置形式。尽量采用主轴端部的法兰盘和轴肩等构成密封装置。采用向心推力轴承来代替向心轴承。成对安装的圆锥滚子轴承，应采取滚锥小端相对的形式；成对安装的向心推力轴承应采取背对背或面朝外的同方向排列形式。本课题中主轴前端的一对向心推力轴承正是采用这种安装形式。改变轴端工夹具的

56、结构形式来减小 a 值。（4）支承跨距 的确定l支承跨距 是指相邻两支承的支承反力作用点之间的距离。合理确定 是获得主轴部件最ll大静刚度的重要条件之一。当时，主轴部件具有最大刚度，即为主轴部件的最佳跨距。0ll0l在具体设计时，往往由于结构上的限制而使，这就造成主轴部件的刚度损失。合理跨0ll距,通常取。因为 D、a 一定时， 越大，轴承的径向跳动对主轴前(0.75 1.5)ratll0ratllll端的径向跳动影响越小，且加大 可较小振动。当需要 远大于时，可采用三支承结构。ll0l（5）主轴头的选用30如前文所述，采用短锥法兰式主轴端部结构有利于减小主轴悬伸量。本课题选用 B 型a法兰式

57、主轴端部，代号为 6。（6）轴承型号的选择考虑到主轴上部件的安装需要利用轴肩来进行轴向定位，初步确定好安装轴承部位轴径后，选择轴承型号及其尺寸如表 2-8 所示：表 2.8 主轴轴承尺寸参数轴承 参数型号内径d外径D轴承宽B安装尺寸1D安装尺寸2D安装尺寸4D安装尺寸5D前轴承362189016030103147后轴承31821147011030801031022.4 绘制主传动系统总装图绘制主传动系统总装图从前文的设计结果,可绘制出主传动系统的装配图,如图 2-7 所示. 图 2.7 主传动系统总装图313 液压卡盘的设计液压卡盘的设计3.1 机床夹具的功能和应满足的要求机床夹具的功能和应满

58、足的要求3.1.1 机床夹具的功能机床夹具的功能(1) 保证加工精度 工件通过机床夹具进行安装,包含了二层含义:一是定位,二是夹紧.这样就可以保证工件加工表面的定位精度,且精度稳定.(2) 提高生产率 使用夹具来安装工件,可以减少很多辅助时间,从而提高生产率.(3) 扩大机床的使用范围 3.1.2 机床夹具应满足的要求机床夹具应满足的要求 机床夹具应满足的基本要求包括以下几方面:(1) 保证加工精度 其关键是正确的定位,夹紧和导向方案,夹具制造的技术要求,定位误差的分析和验算.(2) 夹具的总体方案应与年生产纲领相适应 夹具应根据生产批量的性质具有可调性.(3) 安全,方便,减轻劳动强度 机床

59、夹具可以在必要时增加保护装置.(4) 排屑顺畅 切屑的热量会影响机床加工精度,而清理切屑会增加辅助时间,因此在设计中必须高度重视.(5) 机床夹具应具有良好的强度,刚度和结构工艺性.3.2 机床夹具的类型和组成机床夹具的类型和组成3.2.1 机床夹具的类型机床夹具的类型机床夹具有多种分类方法,如按夹具的使用范围来分,有下面五种类型:(1) 通用夹具 例如车床上的卡盘,铣床上的平口钳等等,这类夹具通用性强,一般不需要调整就可以适应多种工件的安装加工,在单件小批量生产中广泛应用.(2) 专用夹具 用于某一特定工件的特定工序,广泛应用于成皮生产和大批量生产中.(3) 组合夹具 由一系列的标准化元件组

60、合而成,各部分具有高度互换性和耐磨性,使用时可根据情况进行拆换.特别适合单间小批量生产中位置精度要求较高的工件加工.(4) 可调整夹具和成组夹具 具有一定可调节性,适合中小批量生产.32(5) 随行夹具 这类夹具主要应用于自动线和柔性制造系统中.3.2.2 机床夹具的基本组成机床夹具的基本组成机床夹具主要由以下几部分组成:(1) 定位元件及定位装置 用于确定工件正确位置的元件或装置.(2) 夹紧元件及夹紧装置 用于固定工件已获得的正确位置的元件或装置.(3) 导向及对刀元件 用于确定工件与刀具相互位置的元件.(4) 动力装置 在成批生产中,为了减轻工人劳动量,常采用气动,液动等动力装置.(5)