数控车床主轴箱设计

1、江西工业工程职业技术学院毕业论文题目数控车床主轴箱设计专业机电一体化学生姓名李园华论文编号28准考证号20080580指导教师吴连连2010年度下（上/下）摘要主轴箱是机床要的部件，是用于布置机床工作主轴及其传动零件和相应的附加机构的。主轴箱采用多级齿轮定的传动系统箱内各个位置上的传动齿轮和传动轴把运动传到主轴上，使主轴获得规定的转速和方向。轴箱传动系统的设计，以及主轴箱各部件的加工工艺直接影响机床的性能。主轴箱为数控机床的主要传动系统它包括电动机、传动系统和主轴部件它与普通车床的主轴箱比较，相对来说比较简单只有两极或三级齿轮变速系统，它主要是用以扩大电动机无级调速的范围，以满足一定恒功率、和

2、转速的问题。关键字：数控车床主轴箱传动齿轮内容摘要2刖百4第1章数控车床的发展史1.1 数控阶段51.2 计算机数控阶段51.3 数控未来发展的趋势6第2章主传动的设计61.1.1 驱动源的选择61.2.1 转速图的拟定71.3.1 传动轴的估算81.4.1 齿轮模数的估算101.5.1 V带的选择11第2章主轴箱展开图的设计12各零件结构尺寸的设计12设计内容和步骤12有关零件结构和尺寸的设计12各轴结构的设计14轴组件的刚度和刚度损失的计算15承的校核17总结20参考文献21随着电子信息技术的发展，世界机床业已进入了以数字化制造技术为核心的机电一体化时代，其中数控机床就是代表产品之一。数控

3、机床是制造业的加工母机和国民经济的重要基础。它为国民经济各个部门提供装备和手段，具有无限放大的经济与社会效应。目前，欧、美、日等工业化国家已先后完成了数控机床产业化进程，而中国从20世纪80年代开始起步，仍处于发展阶段。“十五”期间，中国数控机床行业实现了超高速发展。其产量2001年为17521台，2002年24803台，2003年36813台，2004年51861台，2004年产量是2000年的3.7倍，平均年增长39%;2005年国产数控机床产量59639台，接近6万台大关，是“九五”末期的4.24倍。“十五”期间，中国机床行业发展迅猛的主要原因是市场需求旺盛。固定资产投资增速快、汽车和机

4、械制造行业发展迅猛、外商投资企业增长速度加快所致。2006年，中国数控金切机床产量达到85756台，同比增长32.8%,增幅高于金切机床产量增幅18.4个百分点，进而使金切机床产值数控化率达到37.8%,同比增加2.3个百分点。止匕外，数控机床在外贸出口方面亦业绩骄人，全年实现出口额3.34亿美元，同比增长63.14%,高于全部金属加工机床出口额增幅18.58个百分点。2007年，中国数控金切机床产量达123,257台，数控金属成形机床产量达3,011台；国产数控机床拥有量约50万台，进口约20万台。2008年10月，中国数控机床产量达105,780台，比2007年同比增长2.96%。长期以来

5、，国产数控机床始终处于低档迅速膨胀，中档进展缓慢，高档依靠进口的局面，特别是国家重点工程需要的关键设备主要依靠进口，技术受制于人。究其原因，国内本土数控机床企业大多处于“粗放型”阶段，在产品设计水平、质量、精度、性能等方面与国外先进水平相比落后了5-10年；在高、精、尖技术方面的差距则达到了10-15年。同时中国在应用技术及技术集成方面的能力也还比较低，相关的技术规范和标准的研究制定相对滞后，国产的数控机床还没有形成品牌效应。同时，中国的数控机床产业目前还缺少完善的技术培训、服务网络等支撑体系，市场营销能力和经营管理水平也不高。更重要原因是缺乏自主创新能力，完全拥有自主知识产权的数控系统少之又

6、少，制约了数控机床产业的发展。国外公司在中国数控系统销量中的80%以上是普及型数控系统。如果我们能在普及型数控系统产品快速产业化上取得突破，中国数控系统产业就有望从根本上实现战略反击。同时，还要建立起比较完备的高档数控系统的自主创新体系，提高中国的自主设计、开发和成套生产能力，创建国产自主品牌产品，提高中国高档数控系统总体技术水平。第一章数控车床的发展史1946年诞生了世界上第一台电子计算机，这表明人类创造了可增强和部分代替脑力劳动的工具。它与人类在农业、工业社会中创造的那些只是增强体力劳动的工具相比，起了质的飞跃，为人类进入信息社会奠定了基础。6年后，即在1952年，计算机技术应用到了机床上

7、，在美国诞生了第一台数控机床。从此，传统机床产生了质的变化。近半个世纪以来，数控系统经历了两个阶段和六代的发展。数控（N。阶段（19521970年）早期计算机的运算速度低，对当时的科学计算和数据处理影响还不大，但不能适应机床实时控制的要求。人们不得不采用数字逻辑电路"搭"成一台机床专用计算机作为数控系统，被称为硬件连接数控HARD-WIR,简称为数控(NQ随着元器件的发展，这个阶段历经了三代，即1952年的第一代-电子管；1959年的第二代-晶体管；1965年的第三代-小规模集成电路。计算机数控（CNC阶段（1970年现在）到1970年，通用小型计算机业已出现并成批生产。于

8、是将它移植过来作为数控系统的核心部件，从此进入了计算机数控（CNC阶段（把计算机前面应有的"通用"两个字省略了）。到1971年，美国INTEL公司在世界上第一次将计算机的两个最核心的部件-运算器和控制器，采用大规模集成电路技术集成在一块芯片上，称之为微处理器（MICROPROCESSQ双可称为中央处理单元（简称CPU。到1974年微处理器被应用于数控系统。这是因为小型计算机功能太强，控制一台机床能力有富裕（故当时曾用于控制多台机床，称之为群控），不如采用微处理器经济合理。而且当时的小型机可靠性也不理想。早期的微处理器速度和功能虽还不够高，但可以通过多处理器结构来解决。由于微

9、处理器是通用计算机的核心部件，故仍称为计算机数控。到了1990年，PC机（个人计算机，国内习惯称微机）的性能已发展到很高的阶段，可以满足作为数控系统核心部件的要求。数控系统从此进入了基于PC的阶段。总之，计算机数控阶段也经历了三代。即1970年的第四代-小型计算机；1974年的第五代-微处理器和1990年的第六代-基于PC（国外称为PC-BASED,虽然还要指出的是国外早已改称为计算机数控(即CNC了，而我国仍习惯称数控(NC。所以我彳门日常讲的"数控"，实质上已是指"计算机数控”了。数控未来发展的趋势继续向开放式、基于PC的第六代方向发展基于PC所具有的开放性、

10、低成本、高可靠性、软硬件资源丰富等特点，更多的数控系统生产厂家会走上这条道路。至少采用PC机作为它的前端机，来处理人机界面、编程、联网通信等问题，由原有的系统承担数控的任务。PC机所具有的友好的人机界面，将普及到所有的数控系统。远程通讯，远程诊断和维修将更加普遍。向高速化和高精度化发展这是适应机床向高速和高精度方向发展的需要。向智能化方向发展随着人工智能在计算机领域的不断渗透和发展，数控系统的智能化程度将不断提高。(1)应用自适应控制技术数控系统能检测过程中一些重要信息，并自动调整系统的有关参数，达到改进系统运行状态的目的。(2)引入专家系统指导加工将熟练工人和专家的经验，加工的一般规律和特殊

11、规律存入系统中，以工艺参数数据库为支撑，建立具有人工智能的专家系统。(3)引入故障诊断专家系统(4)智能化数字伺服驱动装置可以通过自动识别负载，而自动调整参数，使驱动系统获得最佳的运行。第二章2主传动设计驱动源的选择机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从额定转速nd向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速nd向下至最低转速nmin时调节电枢电压的方法来调速的属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到的最高转速比同功率的直流调速电动机高，磨损和故障也少，所以在中

12、小功率领域，交流调速电动机占有较大的优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。根据主轴要求的最高转速4000r/min,最大切削功率5kw,选择北京数控设备厂的BESK-8型交流主轴电动机，最高转速是4500r/min。转速图的拟定根据交流主轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的包功率转速范围Rdp=nmax/nd=3而主轴要求的恒功率转速范围Rnp=3,远大于交流主轴电动机所能提供的包功率转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其恒功率转速范围。涉及变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比tf等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp,即©

13、=Rdp=3,功率特性图是连续的，无缺口和无重合的。变速箱的变速级数Z=2.99.取Z=3确定各齿轮齿副的齿数：取S=116由U=1.955得Z1=24Z1=68由U=1.54得Z2=75Z2=30由U=4.6得Z3=48Z3=57由此拟定主传动系统图，转速图以及主轴功率特性图分别如图2-1,2-2,2-3传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下不至于产生过大的变形。如果刚度不够,轴上

14、的零件由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效，因此，必须保证传动轴有足够的刚度。计算转速nj是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图是直接得出，如表2-1所示。表2-1各轴的计算转速轴IIIIII计算转速1500530140各轴功率和扭矩计算:已知一级齿轮传动效率为0.97（包括轴承），同步带传动效率为0.98,则I轴：P1=Pdx0.98=7.5x0.98=7.35KWII轴p2=p1x0.97=7.5x0.97=7.28KWIII轴P3=P2x0.97=7.28x0.97=7.06KW轴扭矩：T2=9550P2/n2=9550x

15、x7.28/530=1.31好轴扭矩：T3=9550P3/N3=9550x7.06/140=4.82如。是每米长度上允许的扭转角（deg/m）,可根据传动轴的要求选取，其选择的原则如表2-2所表2-2许用扭转角选取原则轴主轴一般传动轴较低的轴3(deg/m)0.5-11-1.51.5-2最后所确定各轴所允许的扭转角如表2-3所示轴I轴II轴III轴3(deg/m)0.510.5把以上确定的各轴的输入功率N=7.5KW,计算转速nj,允许扭转角0代入扭转刚度的估算公式d=91驯人足力D，可得传动轴的估算直径:52.06mm轴IIIIII估算直径40325331.39mm最后取值如下表所示:主轴轴

16、径尺寸的确定：已知车床最大加工直径为Dmax=400mm,则主轴前轴颈直径D1=0.25Dmax115=85-115mm后颈直径D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm内孔直径d=0.1Dmax110=35-55mm2.4齿轮模数的估算按接触疲劳强度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的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。齿轮模数的估算方法有两种，一是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，二是按齿轮的齿面点蚀进行估算。这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知。根据齿轮不产生跟切的基本条件：齿轮数

17、不小于17。由于Z3,Z3'这对齿轮有较大的传动比，各个齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3.取Z4=22,S=105，则Z4=83从转速图上直接看出Z3的计算转速是530r/min.根据齿轮弯曲疲劳估算公式根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得m=2.7由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为m=3mm,对比上面的结果，可知这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，故取同一变速组中的所以齿轮的模数都为m=3mm.可得两轴中心距为a=157.5mm圆整为a=158mm.齿轮Z1Z1Z2ZZ3Z3'Z4Z4'齿数2468753048572283模数

18、22333333则各齿轮齿数和模数列表如下:2.5V型带的选V带选择spz型带，取小带轮的大小72mm,大带轮的大小为204mm；2-5-1确定中心距a和带的基准长L如果中心距未给出，可根据传动的结构需要初定长度中心距a0,取0.7(d.+drfs)<a0<2(d南,I93.2<a0<552后确定a0=200,根据带传动的几何关系，按下式计算所需代的基准长度Li：La=2a0+24+d显）得到L也=855.4,取Ld=900mmL*j.a=a0+2=200+(900-855.4)/2=222mm。验算主动轮上的包角或qF-皿=145曾>=M；确定带的根数z:=2.

19、7根，圆整为3根。V带速度的验算:tfl60x1000/=血g4=6_9foi/jd?60x1000L二25故带符合要求。第三章主轴箱展开图的设计主轴箱展开图是反应各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸，并以此为依据绘制零件工作图。各零件结构和尺寸设计设计内容和步骤通过绘图设计轴的结构尺寸以及选出轴承的型号，确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和轴承的寿命。有关零件结构和尺寸的确定传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要零件，其他零件的结构尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。1）传动轴的估算见前一节2）齿轮相关尺寸的计算齿宽影响齿的强度。轮齿越宽承载能力越高。但如果太宽，由于齿轮的

20、制造误差和轴的变形，可能接触不均，反而容易引起振动和噪声，一般取齿宽系数。=(6-10)m.这里取齿宽系数。,=10,则齿宽B=OXm=10x3=30mn&个齿轮的齿厚确定如表3-1.表3-1各齿轮的齿厚齿轮Z1Z1Z2ZZ3Z3'Z4Z4'齿厚2520353035303030由计算公式；齿顶：(L(，少帅+1)4如止3/_=(Z-2A*-2c*)m(c*=0JSiZB_.齿根：'I"得到下列尺寸表齿轮的直径决定了各轴之间的尺寸。各主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如下表3-2表3-2各齿轮的直径齿轮Z1Z1Z2ZZ3Z3'Z4Z4'分度圆直

21、径(mm)481362259014417166249齿顶圆直径(mm)521402319615017772255齿根圆直径(mm)43131217.582.5136.5163.558.5241.5由表3-2可以计算出各轴之间的距离，现将它们列出如表3-3所示表3-3各轴的中心距轴I-IIII-III距离2301603)确定齿轮的轴向布置为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距应大于滑移齿轮的宽度。一般留有间隙1-2mm,所以首先设计滑移齿轮。II轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮齿之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在1-2mm范围内时，间隙必须不小于5mm,当模数在

22、2.5-4mm范围内时，间隙必须不小于6mm,且应留有足够的空间滑移，据此选出三片齿轮间的间隙分别为d1=17.5mm,d2=15mm.由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的两个齿轮间的距离至少是60mm,现取齿轮间的间距为64mm和70mm.4）轴承的选择及其配置主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承，又要有承受两个方向轴向载荷的推力轴承。轴承类型及型号选用主要根据主轴的刚度，承载能力，转速，抗振性及结构要求合理的进行选定。同样尺寸的轴承，线接触的僚子轴承比点接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低，多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大，不同轴承承受载荷类型及大小不

23、同。为了提高主轴组件的刚度，通常采用轻型或特轻型系列轴承。通常情况下，中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承，或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低。高速轻载采用成组角接触球轴承，根据轴向载荷的大小分别选用25度或15度的接触角。轴向载荷为主且精度要求不高时，选用推力轴承配深沟球轴承，精度要求较高时，选用向心推力轴承。本设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚度和速度这两各方面必须考虑。各轴结构的设计I轴的一端与带轮相连，将I轴的结构草图绘制如图3-2图3-2n轴其结构完全按标准确定，根据其周详的尺寸可将结构简图绘制如图3-3所示:图3

24、-3主轴组件的刚度和刚度损失的计算最佳跨距的确定：取弹性模量E=21xl(fN/JIM3,D=(90+65)/2=77.5mm；T制(犷rf*).4I=1.64x10HDR主轴截面惯距：2截面面积；A=3459.9幅/p9550000-二512x1位主轴最大输出转矩：n月逑二MJ200=2S60Nz450/2'屿才盟二侬0”为MH比小4¥=圮6=2862.17#故总切削力为：*，7估算时，暂取4，"二Z即取270mm肃尸方法方4二381fiUff刖后支承支反力口七二954蚓取人=1033000N/mm勺二"IxIrMe则/力力-25则4i=225mm因在上

25、式计算中，忽略了ys的影响，故=2=225mm主轴端部挠度的计算：已知齿轮最少齿数为30,模数为3,则分度圆直径为90mm'则齿轮的圆周力：股骂g=291M径向力：PO5p14555N则传动力在水平面和垂直面内有分力为：水平面：Oh273545W垂直面：0,一2451r川去计算齿轮与前支承的距离为66mm,其与后支承的距离为384mm。切削力的计算：已知车床拖板最大回转直径也二枷M。则主切削力：PJR一川°”径向切削力：-655N轴向切削力：当量切削力的计算：P=(a=B)/a=3639对于车床B=0.4”皿=160mm则水平面内：Pk9制垂直面内：P.一65M。=h>

26、10叫E，匚=5J37x1e传动力的作用下，主轴端位移的计算公式见下式：(bc(Lc)a1baaft)产w制式中：”号表示位移方向上与力反向，b表示齿轮与前支承的距离，c表示齿轮与后支承的距离，将各值带入，得1=307x10水平面内:1ff=3£89xl04mm垂直面内：,.TW？xlOmm则主轴最大端位移为：?皿419x10G已知主轴最大端位移许用值为'=0.0002L=0.09mm则L<LH,符合要求。主轴倾角的验算：在切削力p的作用下主轴前轴承处的倾角为:水平面：以嘴73M垂直面内：传动力Q作用下主轴倾角为：水平面内：。窜-3867x10rad垂直面内：为-446

27、5x10ad则主轴前轴承处的角为3-3233x10rad垂直面内：斗一九'每7435x10.同*=«Q；+G=3J37xlOrad故符合要求。3.6轴承的校核齿轮受切向力匕-2911N径向力：4=0Sp=1455_5"；切削力f=i310n,径向切削力4=Q5p=655N轴向切削力5=035p=458_5",转速n=4000r/mind=90mm垂直面内的受力分析：Fx66=-2巾450=213.472V3喈w水平面内的受力分析:x蛆纥X3丝雨5止N450故合力：除26217”%=1292秒N求两轴承的轴向力：对70000AC型轴承%=叫产O&x/二17782V/二四二0&x4=879ZV匕=其+4=1331萧51337.7ftn上二0.012。W8鹭吗3G姐2两次计算的差值不大，因此，确定q二与二0施当量动载荷:。13377-2«23.7=0309”i192用一292_89=0.68=绮对两轴承取X=1,Y=0;X=1,Y=0;由载荷性质，轻载有冲