数控机床主传动机构设计

1、 摘 要本文研究的主要是数控车床的主传动系统，这类主传动系统的设计可用于对普通车床的改造，以适应当前我国机床工业发展的现状，具有一定的经济效益和社会效益。本文完成的设计主要包括根据一些原始数据（其中包括机床的类型、规格等）结合实际条件和情况对车床一些参数进行拟定，再根据拟定的参数，进行传动方案的比较，确定传动方案。然后计算各传动副的传动比及齿轮齿数，再估算齿轮的模数和各轴的轴径，并对齿轮和轴的强度、刚度进行校核。除此之外，还要对箱体内的主要结构进行设计，一些零件的选型，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：数控车床 主传动系统 设计 AbstractWhat autho

2、r of this text study numerical control main transmission of lathe mainly, the main design of transmission can use for to ordinary transformation of lathe, In order to adapt to the current situation of the present industrial development of lathe of our country, have certain economic benefits and soci

3、al benefit. The design that the author of this text finished includes according to some initial data mainly( type, specification of including the lathe ,etc.) Combine actual condition and situation draft to some parameters of lathe, and then according to the parameter drafted, Carry on the compariso

4、n of the transmission scheme, confirm the transmission scheme. And check the intensity, rigidity of gear wheel and axle . In addition, will design the main structure in the body of the case , the selecting types of some parts, Electromagnetic choice of clutch,etc., finish to whole main design of tra

5、nsmission for instance.Keywords：NC machine tool; main driving system; design 目 录第 1 章 总体设计方案拟定.1 11 拟定主运动参数(、Z).1maxnminn 12 运动设计.1 13 动力计算和结构草图设计.1 14 轴和齿轮的验算.1 15 主轴变速箱装配设计.1第 2 章 参数拟定.2 2.1 车床主参数(规格尺寸)和基本参数.2 2.2 各级转速的确定.2第 3 章 运动设计.3 3 31 主拟定传动方案.3 32 传动方案的比较.3 321 采用单速电机.3 322 采用双速电机 .4 33 各级传动

6、比的计算.5 34 各轴转速的确定方法.7341 轴的转速.7342 中间传动轴的转速.7 35 转速图拟定.7第 4 章 动力计算.9 4.1 齿轮的计算.94.1 .1 确定齿轮齿数和模数（查表法）.941. 2 确定齿轮的齿数和模数（计算法）并校核.1141. 3 齿轮的精度设计；.14 4.2 电磁离合器的选择和使用 .17第 5 章 轴的设计和验算.19 5.1 轴的结构设计.195.2 轴的强度校核(以轴为例) .195.2.1 选择轴的材料 .20 5.2.2 初估轴径.205.2.3 结构设计 .205.2.4 轴的受力分析.215.3 轴的刚度校核(以轴为例) .23第 6

7、章 主轴变速箱的装配设计.26 6.1 箱体内结构设计的特点.26 6.2 设计的方法(以轴的布置为例).26第 7 章 结论.29致 谢.30参考文献.31数控机床主传动机构设计第 1 页第 1 章 总体设计方案拟定1 11 1 拟定主运动参数拟定主运动参数( (、Z)Z)maxnminn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、和级数 Z、主传动maxnminn电机功率 N。1 12 2 运动设计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

8、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 13 3 动力计算和结构草图设计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 14 4 轴和齿轮的验算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、强度进行校核。1 15 5 主轴变速箱装配设计主轴变速箱装

9、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。 数控机床主传动机构设计第 2 页第 2 章 参数拟定2.12.1 车床主参数车床主参数( (规格尺寸规格尺寸) )和基本参数和基本参数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=340/,=45r/min;高速档时=1800 maxnminnmaxnr/min，=235 r/min；minn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:其中 电机的转速和功率分

10、别为1000/1500 r/min，4/5.5KW。2.22.2 各级转速的确定各级转速的确定 已知主轴的转速分为 12 级，又分为高低两档，其中高档最大转速为maxn1800r/min，最小转速为 235 r/min；R1=/=1800/235=7.66minnmaxnminnR=11z 当机床处于低速档时,主轴共有 6 级，转速范围=7.556nRminmaxnn45340 =，即=1.499，取=1.449,已知=45,nR1z1znR5566. 7706. 1minn查从表中找到=45,就可每隔六个数取得一个数,得低速档的 6 级转速分别为minn45,67,103,154,230,3

11、40 r/min; 当车床处于高速档时, 主轴共有 6 级，转速范围=7.659nRminmaxnn2351800 =，即=1.50,取=1.50,已知=1800 ,nR1z1znR5659. 7706. 1maxn查标准数列表(见参考文献 1 第 6 页). 从表中找到=1800, 就可每隔六个数取得一个数,得高速档的 6 级转速maxn分别为:236,354,543,815,1200,1800 r/min。数控机床主传动机构设计第 3 页第 3 章 运动设计3 31 1 主拟定传动方案主拟定传动方案 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

12、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 32 2 传动方案的比较传动方案的比较321 采用单速电机 已知变速级数为 Z=12。 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=3。a2 可以有两种方案 方案一 12=232图 3-1数控机床主传动机构设计第 4 页 传动齿轮数

13、目 2（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：两个滑移齿轮和一个三联滑移齿轮，可单独也可集中操纵。 方案二 12=34 图 3-2 传动齿轮数目 2（34）=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。322 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：=2，传动系统的公比电应当是 2 的整次方根，本设计中的双速电机的公比=1.41。这时电机

14、的2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。本设计是经济型数控车床，采用电控和手动两数控机床主传动机构设计第 5 页种方式，为了结构设计的需要，本设计采用双速电机。33 各级传动比的计算假设结构如图：52419107683轴轴主轴图 3-4 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,齿轮 2 和齿轮 5 之间的传动比14i为,齿轮 8 和齿轮 9 之间的传动比为 ,齿轮 3 和齿轮 6 之间的传动比为,25i89i36i齿轮 7 和齿轮 10 之间的传动比为,带轮

15、传动比为。710i轮带i设其中。25i14i36i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 5 之间啮合，当时的主轴转速最小，为 45 或 67 r/min。可得 1000=45r/min25i89i轮带i1500=67 r/min25i89i轮带i当左侧的电磁离合器得电，齿轮 3 和齿轮 6 之间啮合，当时的主轴转速最数控机床主传动机构设计第 6 页大，为 226 或 340 r/min。可得 1000=230 r/min36i89i轮带i1500=340 r/min36i89i轮带i当右侧的电磁离合器得电，齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合

16、，当时的主轴转速为100 或 150可得 1000=100 r/min14i89i轮带i1500=150 r/min14i89i轮带i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 1000=235 r/min25i710i轮带i 1500=354 r/min25i710i轮带i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 1000=1200 r/min36i710i轮带i 1500=1800 r/min36i710i轮带i

17、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 1000=543 r/min14i710i轮带i 1500=815 r/min14i710i轮带i由这 6 各方程联列可解得 0.3226 0.7447 1.645225i14i36i 0.2576 1.3659 0.53489i710i轮带i 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数控机床主传动机构设计第 7 页=1/4，=2，minumaxu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，要求精度提高。在实践中

18、，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 34 4 各轴转速的确定方法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；341 轴的转速轴从电机得到运动，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，轴不宜将电机转速降得太低。但如果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，轴转速也不宜太高车床的轴转速一般取

19、7001000 r/min 左右比较合适。另外也要注意到电机与轴的传动方式，如用带轮传动时，降速比不宜太大，和主轴尾部可能干涉。342 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、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

20、周速度，在此条件下，可适当选用较高的中间轴smV/8转速。数控机床主传动机构设计第 8 页3 35 5 转速图拟定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。电动机轴轴主轴4510315423034023635454381512001800150010000.534：153：3120：6235：4754：4117：66图 3-5此车床集中传动:公比为,级数 Z=12,变速范围 R=1800/45=40。41. 1数控机床主传动机构设计第 9 页第 4 章 动力计算4.14.1 齿轮的计算齿轮的计算4

21、.1 .1 确定齿轮齿数和模数（查表法）可以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。用查表法求轴和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 Zmin1820；保证强度和防止热变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚 2m,一般取5mm 则 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

22、一定范围内调整中心距使其相等。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：32mm 1 m3znjN数控

23、机床主传动机构设计第 10 页其中 N-计算齿轮传递的额定功率 N=Nd齿轮点蚀的估算：A370mm13njN其中为大齿轮的计算转速,A 为齿轮中心距。nj由中心距 A 及齿数 z1、z2 求出模数： 1212zzAmj根据估算所得和中较大得值,选取相近的标准模数mmj以齿轮 2 和齿轮 5 为例=n=15000.534=801 r/minnj轮带iN=5.50.95=5.225kw321.509m3534. 0150062225. 5A37069.133mm3534. 01500225. 5 1.6866220133.692mj 所以,根据 选取,为了保证模数一定满足要求,假设齿轮 2 和齿

24、轮 5mj的模数为 3由此可知,输入轴 1 和传动轴 2 之间的中心距为 A=123mm2)52(zzm2)6220(3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 m1=3z4=47 m4=3z3=51 m3=3z6=31 m6=3数控机床主传动机构设计第 11 页41. 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0.2576,假设齿轮对称布置,使用寿命为 8 年,每89i年

25、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1.6。aR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 2311) 1(2uuKTZZZddHEHt =9.551TmmNmmNnp.113290.171800665

26、. 51055. 91066由图 7-6 选取材料的接触疲劳极限应力为:,aHMP580lim2aHMP560min2由图 7-7 选取材料的弯曲疲劳极限应力为:, aFMP230lim1aFMP210lim2应力循环次数 N 由式(7-3)计算=66/830016171800601N91007. 12NuN1891076. 266171007. 1由图 7-8 查得接触疲劳强度寿命系数,1.0211NZ2NZ数控机床主传动机构设计第 12 页由图 7-9 查得弯曲疲劳寿命系数,1,11NY2NY由表 7-2 查得接触疲劳安全系数1,弯曲疲劳安全系数1.4,又minHSminFS=2.0,试选

27、1.3STYtK由前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力 2aNHHmMPZS5801limlim1 2aNHlinHHMPZS5712lim12 2aNFSTFFMPYSY32814 . 122301limlim11 2aNFSTFFMPYSY3002limlim22将有关值代入式子 得=59.17 311) 1(2uuKTZZZddHEHt3266831132903 . 1257190. 08 .1895 . 22则1.44100060111ndVtsm/查图 7-10 得; 由表 7-3 查得;由表 7-4 查得09. 1vK25. 1AK;取;则05. 1K1K431. 1105.

28、109. 125. 1KKKKKVAH修正2mmddt95.6003. 117.593 . 1431. 1311mmzdm58. 317/95.60/11由表 7-6 取标准模数5 . 3m3校核齿根弯曲疲劳强度 由图 7-18 查得 2 . 41FSY0 . 42FSY 取7 . 0Y数控机床主传动机构设计第 13 页 由式（7-12）校核大小齿轮的弯曲强度 2121321187.767 . 02 . 453. 317111329043. 122FaFSdFMPYYmZKTI 220.732 . 40 . 487.7621212FaFSFSFFMPYY所以，初选的齿轮齿数和计算出的模数符合要

29、求。求得齿轮 8 和 9 的齿数和模数分别为 z8=17 m8=3.5 z9=66 m9=3.5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，用变位修正法求得 8 齿轮的变位系数为+0.218。用同样的方法可以求得其他齿轮的变位系数。列出各齿轮的齿数、模数、和变位系数编号模数齿数齿形角变位系数1335 20+0.5232020+0.83351 200434720-0.55362 2006331 2007356 20083517 20+0.21893566 0数控机床主传动机构设计第 14 页 2010341 20+0.169表 4-141. 3 齿轮的精度设计；齿轮精度设

30、计的方法及步骤：1、确定齿轮的精度等级； 2、齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定； 3、计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号； 4、确定齿坯公差和表面粗糙度； 5、公法线平均长度极限偏差的换算； 6、绘制齿轮零件图。以齿轮 9 为例：齿数为 66，模数为 3.5,变位系数为 0。确定齿轮的精度等级由于该齿轮是主轴箱内的齿轮，对传动精度和稳定性的要求都比较高，主要要求的是传动平稳性精度等级。据圆周速度100060dnvsm/11. 460000340665 . 3对于如此要求高的齿轮采用 6 级精度。齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定该齿轮属中等精度，且为批量生产查表 12-3 选定、iFW

31、FifF组成检验方案。根据及mmmzd231665 . 311mmb271查表 12-13、表 12-14、表 12-15 可得公差值：第公差组 36rF25F45pF第公差组 9ff11ptf10pbf第公差组 9F数控机床主传动机构设计第 15 页计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号代号 计算齿轮副的最小极限侧隙 由表 12-10 按油池润滑和minnj查得smv/11. 4035. 05 . 301. 001. 01nnmj 6sin)(222112tntaj 根据齿轮和箱体的材料，从材料手册上查得，钢和铸铁的线膨胀系数分别为 ， 。c/105 .1161c/105 .1062传递的中心

32、距 6mmzzma25.1452)1766(5 . 32)21(所以，mmjn038. 0031. 012025.1452确定齿厚极限偏差代号齿厚上偏差 由式（12-15） 6nbbnnnassFffjjfEcos2104. 2tan2221221式中前面已查得F9Fm由表 12-14 按 6 级精度查得pbf mfpb111mfpb92由表 12-17 按 145.5，6 级精度查得 ，mfa20所以，代入数据得，mEss56因为 11ptf1156ptssfE由图 12-29 或者 12-9 查得齿厚的上偏差代号为 G，因此666ptssfE齿厚下偏差可知 622tan2rrnSbFT查表

33、 12-13，6 级精度齿轮，查表 12-11，mFr36数控机床主传动机构设计第 16 页，所以mmITbr917226. 1826. 1mTs24.71913620tan222mmTEESSSsi13771665 .1211137ptsifE由图 12-29 或表 12-9 查得齿厚下偏差代号为 K，因此mEsi1321112至此，小齿轮的精度为：6GK GB10095-88确定齿坯公差、表面粗糙度齿轮内孔是加工、检验及安装的定位基准，对 6 级精度的齿轮，由表 12-18 查得：内孔尺寸公差为 IT7，内孔直径为 85mm,偏差按基准孔 H 选取，即齿轮内孔的下偏差为 0，上偏差为+0.

34、022。内孔的形状公差按 6 级决定或遵守包容原则。定位端面的端面圆跳动公差由表 12-19 查得为 0.014mm。齿顶圆只作为切齿加工的找正基准，不作为检验基准，故其公差选用IT11，齿顶圆直径，偏差按基准轴 h 选取,即下偏差为mmmhddaa238211-0.290，上偏差为 0。齿轮的表面粗糙度按 7 级查表 12-20，各表面粗糙度分别为：齿面aR=1.6,内孔=1.6,基准端面=3.2,齿顶圆=6.3。aRaRaRaR公法线平均长度极限偏差的换算公法线的公称长度 W 及其跨齿数 k,可从机械设计有关手册中查得或按式12-7 和式 12-8 求得跨齿数85 . 09/665 . 0

35、9/ zk 6724.8066014. 0) 116(476. 1 5 . 3014. 0) 12(476. 1 zkmW该齿轮为中模数齿轮，控制侧隙的指标宜采用公法线平均长度极限偏差，按换算式 12-20、式 12-21、式 12-22 得wiwsEE数控机床主传动机构设计第 17 页 mFEEnrnsswms9 .7020sin3672. 020cos66sin72. 0cos6 mFEEnrnsiwsi2 .11520sin3672. 020cos132sin72. 0cos6齿轮工作图下图为本例齿轮零件图。法向模数齿数齿形角齿顶高系数径向变化系数跨齿数跨K齿公法线平均长度偏差精度等级配

36、对齿轮公差组齿轮副中心距及其极限偏差mnzha*kwk6GKGB10095-88afa图号齿数检验项目代号FwFrFpfffptfpbF3.5662010880.724-0.071-0.115145.50.02013817公差值0.0250.0360.0450.0090.0110.0100.009图 4-64.24.2 电磁离合器的选择和使用电磁离合器的选择和使用随着机床设备向自动化趋势发展,电磁离合器和制动器的应用越来越广泛,本设计为经济型数控车床,采用手动和电动相结合的方式,其中的电控就是用电磁离合器来实现的,电磁离合器是自动化控制的主要元件之一,它具有结构紧凑、易于实现远距离操纵和自动控

37、制等特点，同时能满足简化机床结构，提高齿轮箱的传动刚度和加工精度，实现机床高响应性、高频率动作等方面的要求。我设计的主轴箱采用了 3 个电磁离合器，大大简化了主轴箱内结构。离合器的类型很多，有通电工作的，也有失电工作的。按其传递扭矩形式可分为摩擦式离合器、牙嵌式离合器，磁粉式离合器以及转差式离合器；按其工作条件可分为湿式离合器和干式离合器；按其电流馈入的方式可分为有滑环离合器和数控机床主传动机构设计第 18 页无滑环离合器。选择离合器的型号规格之前，必须充分了解各种离合器的动作特性及其优缺点。在选择离合器过程中最重要的因素是扭矩，扭矩表示所传递的动力，假如摩擦片数一定，则所传递扭矩大小和离合器

38、有效半径相对应。但在实际上，速度、温度、摩擦片的磨损情况，污染情况都影响工作扭矩。在设计过程中，计算扭矩是工作载荷的惯性和运动载荷的惯性之和，用 T表示计算扭矩可用下式求出： 7mkgttgVRSWttNSKWTmLmr.)()(308)(2式中-旋转组件的重量rWK-旋转组件的回转半径N-回转转速S-工作安全系数-直线运动组件的重量LWV-线性速度R-变旋转运动为直线运动皮带轮的半径g-9.8t-机器启动所需时间-电磁离合器吸合时间mt但在实际工作中,很多设备的精确载荷难以计算。一般是根据输入动力确定所需扭矩。 7mkgNPST.975 式中 P-输入功率 S-工作安全系数 N-输入转数数控

39、机床主传动机构设计第 19 页第 5 章 轴的设计和验算5.15.1 轴的结构设计轴的结构设计机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大。两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。所以，在设计轴时要充分考虑轴的强度刚度等因素。在选择材料和估算直径都要满足条件，估算完以后还要对轴的强度和刚度进行校核。轴的结构设计主要是使轴的各部分具有合理的结构和尺寸。影响轴的结构的因素很多，因此轴的结构

40、没有标准形式。设计时，必须针对轴的具体情况作具体分析，全面考虑解决。轴的结构设计的主要要求是：装在轴上的零件有确定的位置。且布置合理。轴受力合理，能可靠地传递力和转矩，有利于提高强度和刚度。 轴（输入轴）的设计轴的特点:1将运动传入变速箱的齿轮，一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴不受带的拉力（带轮卸荷）;2若轴上安装正反向的离合器，由于组成离合器的零件很多，在箱内装配很不方便，一般都希望在箱外将轴组装好后在整体装入箱内（最好连皮带轮也组装在上面） 。卸荷装置:带轮将动力传到轴有两类方式：一类是带轮直接装在轴上。除了传递扭矩外，带的拉力也作用在轴上。另一类是带轮装在轴承

41、上，轴承装在套筒（法兰盘）上，传给轴的只是扭矩，径向力由固定在箱体上的套筒承受。这种结构称为卸荷装置。5.25.2 轴的强度校核轴的强度校核( (以以轴为例轴为例) )由盐城市机床厂 1997-10-01 发布的卧式车床企业标准表 9 知主轴转速为数控机床主传动机构设计第 20 页103时,扭矩为 468N.m,这时轴的转速为min/rmin/534534. 01000r5.2.1 选择轴的材料由于这个车头箱传动的功率不大，分别为 4 和 5.5KW，对其重量和尺寸也无特殊要求，故此输入轴采用 45 钢。5.2.2 初估轴径按扭矩初估轴的直径，查表 10-2(见参考书 2)得 C=106117

42、，考虑到安装带轮的轴段仅受扭矩作用，取 C=106,则 2mmnpCd06.235345 . 510633min5.2.3 结构设计(1) 各轴段直径的确定 初估直径后就可按照轴上零件的安装顺序,从处开始逐段确定直径。考虑到轴段 1 上安装带轮，上面将安装有轴承为了mind符合轴承内径系列，即轴段的直径应与轴承型号的选择同时进行，取轴承代号为 6306 的深沟球轴承，其内孔直径为 30，同理可取其他各段轴的内径；（2）各轴长度的选择 轴段一处上要安装有带轮、轴承、密封圈等，根据这些部件的尺寸，可以得出各段轴段的长度。各个轴段尺寸的确定主要是根据轴上零件的毂长或轴上零件配合部分的长度确定。而另一

43、些轴段的长度除与轴上零件有关外，还与箱体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始，为避免转动零件与不动零件干涉，取齿轮端面与箱体内壁的距离 H=15mm,考虑箱体的铸造误差，轴承内端面应距箱体内壁一段距离，取，考虑上下轴承mm5座的联接，取轴衬座宽度为 45mm。（3）轴上倒角及圆角为了保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。为方便加工，其他轴肩圆角半径均取为1mm，根据标准，轴的左右端倒角均为。4 .6403/TGB451上述确定尺寸和结构的过程，与画草图同时进行，结构设计草图（见下图-a）数控机床主传动机构设计第 21 页fedFR1VL1=40.5带

44、轮cba轴承FR1HL2=199.4MVMFR2VaaL3=97.1齿轮FR2HMHTFtFr图图 5-15-15.2.45.2.4 轴的受力分析轴的受力分析2 .74220 tgFFtr(1)画轴的受力简图(见上图-b)，因为齿轮为直齿圆柱齿轮，所以,齿轮上不存在轴向力。(2)计算支承反力在水平面上NLLFFrHR06.2435 .296100007.72321NNFFFHrrHR14.49906.2432 .74212在垂直面上NFFFtVRVR5 .10192/20392/21(3)画弯矩图（见上图-c d e）在水平面上 ，a-a 剖面左侧NmrTFt20395132468数控机床主传

45、动机构设计第 22 页 mmNLFMHRaH.484664 .19906.24321 a-a 剖面右侧mmNLFMHRaH.484661 .9714.49932在垂直面上mmNLFMMVRAvaV.45.989935 .10191 .9732合成弯矩a 剖面左侧和右侧的弯矩相同mmNMMMMaVaHaa.54.11022043.98993484662222(4)画弯矩图（见上图-f）转矩 T=mmNdFt.1560003/4682/(5)判断危险截面显然，a-a 面处无论是弯矩还是扭矩都为最大，a-a 面为危险截面(6)轴的弯扭合成强度校核由表 10-1 查得， abMP551 abMP100

46、0在 a-a 截面左侧 2 aMPmmdtdbtdW63.26402)540(512401 . 02)(1 . 03323合适。(7)轴的疲劳强度安全系数校核由表 10-1 查得，；，aBMP650aMP3001aMP15512 . 0。1 . 0在 a-a 截面左侧 2322312093402)540(512640002 . 02)(2 . 0mmdtdbtdWT由附表 10-1 查得，；由附表 10-4 查得绝对尺寸系数1K63. 1K，；轴经磨削加工，由附表 10-5 查得表面质量系数。81. 076. 00 . 1数控机床主传动机构设计第 23 页则弯曲应力 abMPWM11. 912

47、093110220/应力幅 abaMP11. 9平均应力 0m切应力 aTTMPWT90.1212093156000 aTmaMP45. 6290.122安全系数 67.261mKS 45. 61mKS 66. 922SSSSS查表 10-6 得许用安全系数，显然，故，a-a 截面安全,即5 . 13 . 1 s ss整个轴都是安全的，其弯扭合成强度和疲劳强度均是足够的。5.35.3 轴的刚度校核轴的刚度校核( (以以轴为例轴为例) )轴受载后要发生弯曲和扭转变形，如果变形过大，会影响轴上零件正常工作。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

48、劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。刚度要求保证轴在（弯曲、轴向、扭转）不致产生过大的变形（弯曲、失稳、转角） 。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪声、发热、过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况、结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。数控机床主传动机构设计第 24 页轴的直径按扭转刚度估算，上文已完成，估算出的直径为 40mm.车床传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度 y 和倾角 。各类轴的挠度 y 和倾角 ，应小于弯曲刚度的许用值Y和

49、值，即：yY；值，即：轴的弯曲变形的允许值：安装齿轮的轴允许的挠度为（0.010.03）m计算轴本身弯曲变形产生的挠度 y 和倾角 时,一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁,当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时,可把轴看作等径轴,采用平均直径（)来计算。计算公式为：圆轴：平均直径ididdi1惯性矩 6441dI轴为圆轴,其平均直径mmiddi4035040301 惯性矩 4441125664644064mmdIl=296.5c=40.5xb=199.4轴承带轮a=97.1xxa齿轮ayp图 5-1计算挠度: a 段内: )4 .1995 .296(12566410264 .1991560)(

50、62227222xxxblEIlPbxyx数控机床主传动机构设计第 25 页1其中 P-力载荷(N) I-截面惯性矩 M-弯矩载荷-倾角 y-挠度 x-所求之点距离E-轴材料的弹性模量,钢材 E=aMP7102 b 段内: 1)(6)(222axllEIlxlPayx c 段内: 1) 1(6)2() 1(xEIlbaPabxyBx由图分析得,a 段内挠度1)4 .1995 .296(12566410264 .1991560)(62227222xxxblEIlPbxyxx 的值为 0 和 97.1 之间由求导得 x 的值为 97.1 时,挠度最大,其挠度值为0.0025081,而轴的挠度的允许

51、值为(0.010.03)m,其中 m 为齿轮模数,所以,y=0.030.09mm可知 a 段内挠度yb 段内挠度 =)(6)(222axllEIlxlPayx11 .97)5 .296(5 .2961256641026)5 .296(15602227xx对式子求导,得到挠度为最大时,求得 其挠度值也y再由公式计算得到几个受力端点处的挠度,由计算可得同样y所以,挠度符合要求倾角的校核 由分析可知,最大倾角出现在左支承点处 其倾角为弧度671066. 25 .2961256641026) 1 .975 .296(4 .1991 .9715606)(EIlalPab左支承处装有深沟球轴承,其许用倾角

52、为=0.0025rad可得最大倾角许用倾角 所以轴的刚度符合要求.数控机床主传动机构设计第 26 页第 6 章 主轴变速箱的装配设计箱体内结构的设计:设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等） 。6.16.1 箱体内结构设计的特点箱体内结构设计的特点主轴变速箱是机床的主要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题:(1)精度:车床主轴部件要求比较高的精度。如：主轴的径向跳动0.01mm;主轴的轴向窜动0.01mm。(2)刚度和抗振性:综合刚度（主轴与刀架之间的作用力与相对变形之比）： N/mm;33400 Dj综合其中 D 为最大回

53、转直径 mm。(3)传动效率的要求：等级 1 效率0.85 等级 2 效率0.8 等级 3 效率为 0.75(4)主轴前轴承处温度和温升应控制在一定范围内，噪音也应控制在一定范围之内： 等级 1 dB78 等级 2 dB80 等级 3 dB83结构应尽可能简单、紧凑，加工和装配工艺性好，便于维修和调整。操作方便，安全可靠。遵循标准化和通用化的原则。6.26.2 设计的方法设计的方法( (以轴的布置为例以轴的布置为例) )主轴箱结构设计由于是整个机床设计的重点。由于结构比较复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在画正式图之前，最好能先画草图。目数控机床主传动机构设计第 27 页的是：布置

54、传动件及选择结构方案。检验传动设计的结果中有无相互干涉，碰撞或其它不合理的情况，以便及时改正。确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。为达到上述目的，草图的主要轮廓尺寸和零件之间的相对位置尺寸一定要画得准确，细部结构可不必画出。各部分结构经过反复推敲修改，经过必要得验算，确定了结构方案以后，才能开始画正式装配图。展开图和横截面图应该尽量交叉进行，这样容易及时发现问题。传动轴设计特点:机床的传动轴，广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安排齿轮，离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强

55、度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大。两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。轴系布置的一般程序是：先确定主轴在变速箱中的位置，在确定传动轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合的关系的轴，第三步确定电动机轴或运动输入轴（1 轴）的位置，最后确定其他各传动轴的位置。车床主轴（图 6-20）1、垂直方向（高度）H=1/2D-由车床主参数 D 决定。2 水平方向ab主轴中心在尾架导轨中间，也有稍偏向前导轨的，也有偏向后导轨的，为降低床身导轨的变形，切削力的方向尽可能在前、后导轨之间，主轴中心越往后越好；但从便于装卸工

56、件、减轻劳动强度的角度讲，主轴中心越往前越好。一般中型车床取尾架导轨中央或稍偏后，这样，既便于操作，又可使切数控机床主传动机构设计第 28 页削力均匀地作用于刀架地两导轨面上。从实验的结果分析，中型车床主轴部件的变形及其组成比为：主轴本身变形约占 45 至 65%，主轴轴轴承的变形约占 30 至 45%，轴承的支承件（箱体）变形很少。因此，可以认为主轴部件的刚度主要取决于主轴及其轴承。然而，主轴传动齿轮与其啮合的齿轮之间不同的位置，将致使主轴及其主轴轴承承受力有着很大上午变化。通过分析两种极限情况，就可以了解一般情况下的主轴部件受力和变形方法，以选择和确定合适的主轴上齿轮传动力的位置和方向。轴（输入轴）的位置 1轴上往往装有摩擦离合器等机构，这些部件的位置安排应便于调装。2 摩擦离合器或摩擦式制动器，需要考虑便于冷却与润滑，离主轴部件要