数控机床主轴箱设计

第一章概述TOC\o"1-5"\h\z设计目的 2主轴箱的概述 22.1驱动源的选择 22.2转速图的拟定 22.3传动轴的估算 42.4齿轮模数的估算 32.5V带的选择 4\o"CurrentDocument"第3章主轴箱展开图的设计 73.1各零件结构尺寸的设计 73.1.1设计内容和步骤 73.1.2有关零件结构和尺寸的设计 73.1.3各轴结构的设计 93.1.4主轴组件的刚度和刚度损失的计算 103.1.5轴承的校核 133.2装配图的设计的概述 13\o"CurrentDocument"总结 19参考文献 20第一章概述1-1设计目的数控机床的课程设计，是在数控机床设计课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过数控机床伺服进给系统的结构设计，使我们在拟定进给传动及变速等的结构方案过程中得到设计构思、方案分析、结构工艺性、CAD制图、设计计算、编写技术文件、查阅技术资料等方面的综合训练，建立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，培养我们初步的结构设计和计算能力。2主轴箱的概述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、和转速的问题。第二章2主传动设计1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。2-2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恒功率转速范围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恒功率转速范围，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①f等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp,即①=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图2-1

图2-3图图2-32.3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

轴：P1=Pdx0.98=7.5x0.98=7.35KW轴p2=p1x0.97=7.5x0.97=7.28KW轴P3=P2x0.97=7.28x0.97=7.06KWII轴扭矩：T2=9550P2/n2=9550xx7.28/530=1.31x105III轴扭矩：T3=9550P3/N3=9550x7.06/140=4.82x105[①]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所示。表2-2许用扭转角选取原则轴主轴一般传动轴较低的轴[①](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[①](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[①]代入扭转刚度的估算公式d=914N/(nj[①])，可得传动轴的估算直径：d2=91.-^^=。《点”40mmd3=91二=40mmd3=91二=91n[肩 \140x0.5j7.5=52.06mmd=91(— =31.39mm.最后取值如下表所示:轴IIIIII估算直径403253主轴轴径尺寸的确定:已知车床最大加工直径为Dmax=400mm,则主轴前轴颈直径D1=0.25Dmax+15=85-115mm后颈直径D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm内孔直径d=0.1Dmax+10=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m>32 =323：'7.5=2.7o 3Z*nj 322x530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..则各齿轮齿数和模数列表如下：齿轮Z1Z1’Z2Z2’Z3Z3’Z4Z4’齿数2468753048572283模数223333332-5V型带的选择;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Ld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40,取0.7（d+d）<a0<2（d+d），193.2<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 L，：L'=2a0+-（d+d）dd 2 d1 d2+~d2 d2）得到L'=855.4，取L=900mm4。 d d0L-La=a0+ ―d=200+（900-855.4）/2=222mm。验算主动轮上的包角a：1a=1800-匕~dd1x57.50=145.8。>=120。；1 a确定带的根数z：z=——匚——=2.7根，圆整为3根。(PP)kk0+A0aLV带速度的验算:V=—dd1"1—=16.73m/sd160x1000V=兀"d2”2=16.96m/sd260x1000V=25--30m/Smax匕1匕1V匕2<Vmax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。3.1各零件结构和尺寸设计3.1.1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。3.1.2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。传动轴的估算见前一节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①=(6-10)m.这里取齿宽系数①=10，则齿宽B=①Xm=10x3=30mm.各个齿轮的齿厚确定如表3-1.表3-1各齿轮的齿厚齿轮Z1Z1’Z2Z2’Z3Z3’Z4Z4’齿厚2520353035303030由计算公式;齿顶：d=(z+2)m(h*=1);d=(z+2h*)齿根：d =(z1-2h*—2c*)m(c*=0.25)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Z1Z1’Z2Z2’Z3Z3’Z4Z4’分度圆直径(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，线接触的磙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。3.1-3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3-2II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3-33.1.4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=2.1x105N/mm2， D=(90+65)/2=77.5mm；主轴截面惯距：I= 42.=1.64x106mm42截面面积；A=3459.9mm2P王轴最大输出转矩：M=9550000—=5.12x1。5N.mmFMn=M/200=2560Nz450/2nF=0.5F=1280N故总切削力为：F=\：'F2+F=2862.17N估算时，暂取L/a=3,即取270mm前后支承支反力R=3816.22NR=954.06N取k=1033000N/mm孔=3.67x105N/mm门=EI=0.338Kxa3则L0/a=2.5则L=225mm因在上式计算中，忽略了ys的影响，故L0=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：p=2TJd=2911N径向力：p=0.5p=1455.5N则传动力在水平面和垂直面内有分力为:水平面：Qh=2735.45N垂直面：Q=2451.12N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D=400mm。max则主切削力：p=p=1310N径向切削力：p=0.5p=655N轴向切削力：p=0.35p=458.5N当量切削力的计算：P=(a=B)/a=3639对于车床B=0.4D=160mm则水平面内：ph=1819.5N垂直面内：p=1273.65N主轴端部的挠度计算：Y=p］七(1+L+栏(1+a+_!(1+a)主轴端部的挠度计算：Y=pI3EIaEALKLKL)、 1 2 7Y=Y=8.196x10-3mm，phY=5.737x10-3mmpv传动力的作用下，主轴端位移的计算公式见下式:bc(L+c)a 1.1b、〃a、ab— +—(1-—)(1+—)— 、 6EIL kLLKL/式中：“一”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Y=-4.307x10-3 Y=-3.86x10-3Qh Qv水平面内：Y=3.889X10-3mm垂直面内：Y=1.877x10-3mm则主轴最大端位移为：Y=4.39x10-3mm已知主轴最大端位移许用值为［y］=0.0002L=0.09mm则Y<［y］，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：0==7.1x10-5radph 3EI垂直面内：0=pv^a=4.9x10-5radpv3EI传动力Q作用下主轴倾角为：水平面内：0 =-3.867x10-5radQH垂直面内：0=-3.465x10-5rad则主轴前轴承处的角为0=0+0=3.233x10-5radHPHQH垂直面内：0=0+0=1.435x10-5radVPVQV0 =jQj+Q^2=3.537x10-5rad 故符合要求。3-1-5轴承的校核：齿轮受切向力F=2911N径向力：F=0.5p=1455.5N；切削力F=1310N，径向切削力F=0.5p=655N轴向切削力F=0.35p=458.5N，转速n=4000r/mind=90mm轴向切削力F=0.35p=458.5N，转速n=4000r/mind=90mm垂直面内的受力分析:Fr1vFr2vFrex66=213.47N450Frex384=1242.03N450水平面内的受力分析:F=Frx90+Fex384=2615.05Nr1h 450F=F必40",x66=359Nr2h450故合力：F=2623.7Nr1F=1292.89Nr2求两轴承的轴向力:对70000AC型轴承F^eFFd广eF1=0.68xF1=1778.23NF2=eF2=0.68xF2=879.2NF=F+F2=1337.7NF=F+F2=1337.7Nal=F2=879.2NF―alc01337.7 0.012108F—a2c2竺2=0.019两次计算的差值不大，46.2因此，确定e=e=0.68,当量动载荷:F_F_1337.7F1=2623.7rl=0.509<e1=0.68=e1F_=0.68=e1r2对两轴承取X=1，Y=0；X=1，Y=0；由载荷性质，轻载有冲击故取fp=1.5当量载荷:p=f(XF)=1.5x2623.7=3935.6N1p1r1P2=f(X2F2)=1.5x1292.89=1939.3N。因为p>p所以可知其寿命L=史—(£)^=143346九1 2 h60np1轴承也符合刚度要求。3-2装配图的设计根据主轴展开图第一阶段的设计，已将主轴部件的各个部分的零件确定下来，展开图在设计中附。总结经过为期两周的不懈努力，我们顺利完成了对数控车床纵向进给系统的设计。在