数控车床主传动机构设计正文

1、0 引言这次毕业设计中 , 我所从事设计的课题是经济型数控车床主传动机构设计。此类 数控车床属于经济型中档精度机床，这类机床的传动要求采用手动与电控双操纵方 式，在一定范围内实现电控变速。 总体的设计方案就是对传动方案进行比较， 绘出转 速图，对箱体及内部结构进行设计，包括轴和齿轮的设计、校核等。为什么要设计此类数控车床呢？因为随着我国国民经济的不断发展， 我国制造业 领域涌现出了许多私营企业， 这些企业的规模普遍不大， 没有太多的资本。 一些全功 能数控系统，其功能虽然丰富，但成本高，对于这些中小型企业来说购置困难，但是 中小型企业为了发展生产，希望对原有机床进行改造，进行数控化、自动化，以

2、提高 生产效率。 我国机床工业的发展现状是机床拥有量大、 工业生产规模小， 突出的任务 就是用较少的资金迅速改变机械工业落后的生产面貌，使之尽可能提高自动化程度， 保证加工质量，减轻劳动强度，提高经济效益。我国是拥有 300 多万台机床的国家， 而这些机床又大量是多年累积生产的通用机床， 自动化程度低， 要想在近几年内用自 动和精密设备更新现有机床， 不论是资金还是我国机床厂的能力都是办不到的。 因此， 普通机床的数控改造，大有可为。它适合我国的经济水平、教育水平和生产水平，已 成为我国设备技术改造主要方法之一。 目前，我国经济型数控系统发展迅速， 研制了 几十种简易数控系统， 有力地促进了我

3、国数控事业的发展。 经济型数控机床系统就是 结合现实的生产实际， 我国的国情， 在满足系统基本功能的前提下， 尽可能地降低价 格。经济型数控车床有许多优点。 1）其降格便宜，且性能价格比适中，与进口标准 数控车床相比，前者只需一万元左右，后者则需十万甚至几十万元。因此，它特别适 合于改造在设备中占有较大比重的普通车床， 适合在生产第一线大面积推广。 从提高 资本效率出发， 改造闲置设备， 能发挥机床的原有功能和改造后的新增功能， 提高机 床的使用价值。 2）适用于多品种、中小批量产品的适应性强。在普通车床上加工的 产品，大都可在经济型数控车床上进行。加工不同零件，只要改变加工程序，很快适 应和

4、达到批量生产的要求。 3）相对于普通车床，经济型数控车床能提高产品质量， 降低废品损失。数控有较高的加工精度，加工出的产品尺寸一致性好，合格率高。 4） 采用数控车床，能解决复杂的加工精度，还能节约大量工装费用，降低生产成本。 5） 采用此类车床，还能减轻工人劳动强度将工人从紧张、繁重的体力劳动中解脱出来。 6）可以提高工人素质，促进技术进步。数控系统的出现扩大了工人的视野，带动了 学习微电子技术的热潮，为工人由“体力型”向“智力型”过渡创造了条件，促进了 工厂的技术进步。 7）增强了企业应变能力，为提高企业竞争能力创造了条件。企业 应用经济型数控设备对设备进行改造后， 提高了加工精度和批量生

5、产的能力， 同时又 保持“万能加工”和“专用高效”这两种属性，提高设备自身对产品更新换代所需要 的应变能力，增强企业的竞争能力。本设计中的数控车床主传动系统的特点就是主电机采用双速电机， 这样可以简化 箱体内的结构。 操纵方式并非是完全数控， 而是采用采用手动与电控双操纵方式， 在 一定范围内实现电控变速。本设计就是对在我国应用非常广泛的C6 型数控车床进行的改造，具有广泛的适应性。 C6 型车床是一种加工效率高，操作性能好，社会拥有 量大的普通车床。 实践证明， 把这种车床改造为数控车床， 已经收到了良好的经济效、人益。总体的设计方案就是对传动方案进行比较， 绘出转速图， 对箱体及内部结构进

6、行 设计，包括轴和齿轮的设计、校核等。设计时一要注意设计的科学性和条理性，另一 点就是要注意和实际的结合。设计的依据主要是以经验或类比为基础的传统（经验 ）设计方法。 作为一名尚未毕业的大学生， 经验自然是我们所欠缺的， 所以除了老师的 指导，最主要的就是借鉴书上的设计方法。 书上虽然不会有完全相同的示例， 但一些 其他类型的主轴箱设计方法在这个课题上同样适用， 适用也只是大体上的适用， 具体 到一些细节的设计就需我们自己查设计手册了。 比如说其中涉及到电磁离合器的设计 就需自己解决。虽然我们很缺乏设计的经验，但还应处处从实际出发。从大处讲，联 系实际是指在进行机床工艺可能性的分析、 参数拟定

7、和方案确定中， 既要了解当今的 先进生产水平和可能趋势， 更应了解我国实际生产水平， 使设计的机床、 机器在四化 建设中发挥最佳的效益。 从小处讲， 指对设计的机床零部件的制造、 装配和维修要进 行认真的、切实的考虑和分析，对推荐的设计数据和资料要结合实际情况进行取舍。 通过设计实践，了解和掌握结合实际、综合思考的设计方法。1 总体设计方案拟定11 拟定主运动参数 （ nmax、 nmin、Z）机床设计的初始，首先需要确定有关参数，它们是传动设计和结构设计的依据， 影响到产品是否能满足所需要的功能要求。 根据拟定的参数、 规格和其他特点， 了解 典型工艺的切削用量，了解极限转速 n嘶、nmin

8、和级数Z、主传动电机功率N。1 2 运动设计根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析， 确定传动结构方案和传动系统图。 传动方案有多种， 传动型式更是式样众多， 比如：传动型式上有集中传动的主轴变速 箱。分离传动的主轴箱与变速箱； 扩大变速范围可以用增加传动组数， 也可用背轮机 构、分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公 用齿轮等。然后计算各传动比及齿轮的齿数。1 3 动力计算和结构草图设计估算齿轮模数m和轴颈d,选择和计算离合器。将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排、布置和设计。1 4 轴和齿轮的验算在结构草图的基础上，对一根传动轴和齿轮的刚度、

9、强度进行校核。1 5 主轴变速箱装配设计主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿” ，进行设计和绘制的。图上各零部件 要表达清楚，并标明尺寸和配合。2参数拟定2.1 车床主参数（规格尺寸）和基本参数此经济型数控车床是由C6140普通车床改装而来，根据任务书上提供的条件：此数控车床的主轴转速可分高低两档，共有12级转速：其中高低两档各有6级转速， 低速档时 nmax=340/, nmin =45r/min;高速档时 nmax=1800 r/min，nmin=235 r/min ;此车床床身上最大回转直径为 400mm主轴端部型式为C6;主轴通孔直径为 65 mm 主轴孔锥度为公制 70；采用双速电机

10、：其中 电机的转速和功率分别为 1000/1500 r/min ，4/5.5KW。2.2 各级转速的确定已知主轴的转速分为12级，又分为高低两档，其中高档最大转速nmax为1800r/min，最小转速 咲 为 235 r/min ； R1= nmax/ nmin =1800/235=7.66R=z 1 1当机床处于低速档时，主轴共有6级，转速范围尺=nmaxnmin= 340=45=7.556Rn= z 1，即 =z 1 Rn =5 7.566 =1.499，取 =1.449 1.067,已知 nmin =45,查标准数列表（见参考文献1第6页）.从表中找到nmin=45,就可每隔六个数取得一

11、个数,得低速档的6级转速分别为45,67,103,154,230,340 r/min;当车床处于高速档时，主轴共有6级，转速范围Rn =nmaxnmin1800235=7.659Rn= z 1，即 =z 1 Rn =5 7.659 =1.50,取 =1.50 1.067,已知 nmax=1800 ,查标准数列表（见参考文献1第6页）.从表中找到nmax=1800,就可每隔六个数取得一个数，得高速档的6级转速分别为3.运动设计3. 1主拟定传动方案拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系 统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、 机构以及其组成、安排不同特点的传动

12、型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。 因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。3. 2 传动方案的比较3. 2. 1采用单速电机已知变速级数为Z=12o确定传动组及各传动组中传动副的数目。级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、 各传动副，即Z=Z1Z2Z3传动副数由于结构的限制以 2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子Z=2a X3o可以有两种方案方案一 12=2X 3X 2传动齿轮数目2X( 2+3+2) =14。轴向尺寸为15b。传动轴数目为4根。操纵机构较为简单：两个滑移齿轮

13、和一个三联滑移齿轮，可单独也可集中操纵。方案二 12=3 X 4<-一传动齿轮数目2X( 3X4) =14个。轴向尺寸为19b。传动轴数目为3根。操纵机构较复杂：四联滑移齿轮作为整体式，滑移长度为12b;如拆为2个双联滑移齿轮，需要有自锁，以保证只有一个齿轮副啮合。相比之下，还是传动副数分别为 2，3，2的三个传动组方案为优。3. 2. 2采用双速电机车床上，有时采用双速电机，双速电机的转速比：电=2,传动系统的公比 应当是2的整次方根，本设计中的双速电机的公比=2 =1.41。这时电机的转速变换起着系统中第一扩大传动组的作用相应基本组的传动级数应为2,这样使传动系统的机械结构简化。本设

14、计是经济型数控车床，采用电控和手动两种方式，为了结构设计 的需要，本设计采用双速电机。3. 3各级传动比的计算假设结构如图:I轴II轴主轴13丄7"81A456X109由于已经设计了各轴之间的相对位置关系，由传动系统草图知共有六个传动比。分别设齿轮1和齿轮4之间的传动比为i14,齿轮2和齿轮5之间的传动比为i25,齿轮8 和齿轮9之间的传动比为i89,齿轮3和齿轮6之间的传动比为i36,齿轮7和齿轮10 之间的传动比为i7io,带轮传动比为i轮带。设其中 i 25 < il4 < i36。当处于低档时，手动操作使得齿轮 8和齿轮9啮合。当中间的电磁离合器得电，齿轮2和齿轮

15、5之间啮合，当时的主轴转速最小，为45 或 67 r/mi n。可得 i25 x i89 x i轮带 x 1000=45r/mini25 x i89 x i 轮带 x 1500=67 r/min当左侧的电磁离合器得电，齿轮3和齿轮6之间啮合，当时的主轴转速最大，为226 或 340 r/min 。可得 i36 x i89 x i 轮带 x 1000=230 r/mini36 x i89 x i 轮带 x 1500=340 r/min当右侧的电磁离合器得电，齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合，当时的主轴转速为 100 或 150可得 i14 x i89 x i轮带 x 1000=100 r/mini

16、i4 x i89 x i轮带 x 1500=150 r/min当处于高档时，手动操作使得齿轮 7和齿轮 10啮合 当中间的电磁离合器得电， 齿轮 2 和齿轮 5 之间啮合， 当时的主轴转速最小， 为 236或 354可得 i25 x i710 x i轮带 x 1000=235 r/mini25 x i710 x i轮带 x 1500=354 r/min当左侧的电磁离合器得电， 齿轮 3 和齿轮 6 之间啮合， 当时的主轴转速最大， 为 1200 或 1800可得 i36 x i710 x i轮带 x 1000=1200 r/mini36 x i710 x i轮带 x 1500=1800 r/m

17、in当右侧的电磁离合器得电，齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合，当时的主轴转速为 543 或 816可得i14 x i710 x i轮带 x 1000=543 r/mini14 x i710 x i轮带 x 1500=815 r/min由这 6 各方程联列可解得i25 0.3226i14 0.7447i36 1.6452i89 0.2576i710 1.3659i轮带0.534传动比的选用时，应注意的几个问题， 充分使用齿轮副的极限传动比 umin=1/4， umax=2，虽然可以最大限度地获得变速箱范围或减少传动件数， 但会导致齿轮和箱体尺寸 过大，齿轮线速度增大，容易产生振动和噪音，要求精度提

18、高。在实践中，往往不采 用降速很小、升速很大的传动比，特别是中间轴的传动。因此，从系统的角度考虑， 宁可适当增加串联传动组的数目， 或者用并联式的分支传动满足变速范围的要求， 而 避免用极限传动比的传动副。以上几个传动比都符合要求。3 4 各轴转速的确定方法由传动比和电机的转速，可以计算出各轴的转速；3. 4. 1 I轴的转速I轴从电机得到运动，经传动系统转化成各级转速。电机转速转速和主轴最高转 速应相接近。显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，I轴不宜将电机转速降得太低。但如果I轴上装有摩擦离合器一类部件时， 高速下摩擦损 耗、发热都将成为突出矛盾，因此，I轴转速也不宜太

19、高车床的I轴转速一般取 700 1000 r/mi n左右比较合适。另外也要注意到电机与I轴的传动方式，如用带轮传动 时，降速比不宜太大，和主轴尾部可能干涉。3. 4. 2 中间传动轴的转速对于中间传动轴的转速的考虑原则是： 妥善解决结构尺寸大小与噪音、 振动等性 能要求之间的矛盾。中间传动轴的转速较高时， 中间传动轴和齿轮承受扭矩小， 可以使轴径和齿轮模 数小些，从而可以使结构紧凑。但是，这将引起空载功率和噪音加大。从经验知：主 轴转速和中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正：1、对于功率较大的重切削机床， 一般主轴转速较低， 中间轴的转速适当取高一些对减小结构尺寸的效果较 明显。 2

20、、对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低一些。3、控制齿轮圆周速度V 8m/s，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。3. 5转速图拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已经知道了，而且根据设计出来的各级齿轮 的传动比，这样就可以拟定主运动的转速图，使主运动逐渐具体化。150054: 4153:3110000.534 : 135:47I20:6217: 66电动机I轴主轴n轴1200815543354230154103453402361800此车床集中传动：公比为 1.41 ,级数Z=12,变速范围R=1800/45=40。4动力计算4.1齿轮的计算4.1 .1确定齿轮齿数和模数（查表法）可以

21、用计算法或查表法确定齿轮齿数， 后者更为简便。根据上面计算的传动比和 初步定出的小齿轮齿数，查表即可求出齿轮副齿数之和，再减得大齿轮的齿数。用查表法求I轴和u轴上的齿轮的齿数和模数常用传动比的适用齿数（小齿轮）（见参考书1第20页）。选取时应注意：不产生根切。一般取 Zmi n1820;保证强度和防止热变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚2m,般取S> 5mm 贝U Zmin6.5+2T/m。同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等。若模数相同，则齿数和亦应相等。 但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。 机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。

22、但修正量不能太大，一般 齿数差不能超过34个齿。防止各种碰撞和干涉。三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于 4。所以，可以假设其中最小的齿轮 2齿数为20,而且由上可知，齿轮2和齿轮5 之间的传动比为3.1，查常用传动比的适用齿数（小齿轮）表，可找到最接近的传动 比为3.15，当时的齿数之和为82。可得大齿轮齿数为62。齿轮模数的估算按接触疲劳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各 参数都已经知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算， 再选用标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的估算：m32- mm1仙其中N 计算齿轮传递的额定功率N=nX Nd齿轮点蚀的估

23、算：A> 3703 N mrflnj其中nj为大齿轮的计算转速,A为齿轮中心距由中心距A及齿数z1、z2求出模数：mj2A z1 z2 根据估算所得m和mj中较大得值,选取相近的标准模数 以齿轮2和齿轮5为例nj =i轮带 x n=1500X 0.534=801 r/minN=5.5X 0.95=5.225kw5 225m > 3231.5095.225V62 1500 0.534A> 3703 69.133mm 1500 0.534mj3 1.68620 62所以,根据 mj选取，为了保证模数一定满足要求,假设齿轮2和齿轮5的模数为3由此可知，输入轴1和传动轴2之间的中心距

24、为A= m （z2 z5） =3（20 62） =123mm2 2同理且根据1轴和2轴之间的距离始终为123mm可得出1轴和2轴之间其 余的齿轮的齿数和模数分别为z1=35 m仁3z4=47 m4=3z3=51 m3=3z6=31 m6=34. 1.2确定齿轮的齿数和模数（计算法）并校核以齿轮8和9为例,设计时采用最高转速，即齿轮10的转速为1800r/min,已知该组齿轮传递的功率为5.5KW,已知传动比为i890.2576，假设齿轮对称布置，使用寿命为8年，每年以300工作日计,两班制，中等冲击，齿轮单向回转。1、齿轮的材料、精度和齿数选择因传递功率不大、转速不高、材料按表7-1选取，都采

25、用55钢，锻造毛坯，大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用6级，软齿表面粗糙度为Ra1.6。软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，取齿轮8的齿数为 17,则齿轮 9 为 17/0.2576=662、设计计算(1) 、设计准则 按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 、按齿面接触疲劳强度设计dit3 ZhZeZ 2KT1(u 1)H dU2T1 =9.55 106 -n955 106 55 66 N.mm 113290N.mm1800 17由图7-6选取材料的接触疲劳极限应力为：H 2lim 580 MPah 2min 560MPa由图7-7选取材料的弯曲

26、疲劳极限应力为：F1lim 230MP a F2lim210MP a应力循环次数N由式(7-3)计算Ni60 1800 17 16 300 8/66 =07 109N29业07 1017 2.76 108u66由图7-8查得接触疲劳强度寿命系数Zn1 1, Zn2 1.02由图7-9查得弯曲疲劳寿命系数Yn11, Yn2 1,由表7-2查得接触疲劳安全系数SHmin1,弯曲疲劳安全系数SFmin14又Yst=2.0,试选 Kt 1.3由前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力m严Zn1 580MPaSH lim2H2吗 Zn2 571MPa2SH limF1F1limYsT yYN1SF li

27、m230 2 1328MP1.4a2F2F2limYST 7Yn2SF lim300MPa2将有关值代入式子得d1tZhZeZ 2K(u 1) HdU=v225 189.8 0.9023 113290 83 =59.1757166则Vidi"1.44查图601000m/s7-10得Kv1.09;由表7-3查得Ka 1.25;由表7-4查得K 1.05;取1；则Kh KaKvKK 1.251.09 1.05 11.431"1 431修正 d1 小仆計 59.17 1.0360.95mm2 1.3m d1/z160.95/173.58mm由表7-6取标准模数m 3.53 校核齿根弯曲疲劳强度由图7-18查得Yfs14.2Yfs24.0取 Y0.7由式（7-12 ）校核大小齿轮的弯曲强度F1F22KTI2 皿 113290 4.2217 3.530.776.87MPaF12YFS2F1 Yfs176.87 404.273.20MPa F2 2所以，初选的齿轮齿数和计算出的模数符合要求。 求得齿轮8和9的齿数和模数分别为z8=17 m8=3.5z9=66 m9=3.5用变位修其中齿轮8的齿数为17,有可能会发生根切现象，所以要修正齿轮,正法求得8齿轮的变位系数为+0.2