普通数控车床主传动系统设计样本

普通数控车床主传动系统设计摘要数控车床不但可以车外圆还能用于镗孔、车端面、钻孔与铰孔。与其她种类机床相比，车床在生产中使用最广。本论文一方面简介了国内数控机床发展过程与现状,并分析了其存在问题;对数控机床发展趋势进行了探讨；并对数控车床主轴箱传动系统进行了设计与计算。主轴箱有安装在精密轴承中空心主轴和一系列变速齿轮构成。数控车床主轴可以获得在调速范畴内任意速度，以满足加工切削规定。当前，数控车床发展趋势是通过电气与机械装置进行无级变速。变频电机通过带传动和变速齿轮为主轴提供动力。普通变频电机调速范畴3—5，难以满足主轴变速规定；串联变速齿轮则扩大了齿轮变速范畴。本设计将本来带轮不卸荷构造变为了带轮卸荷构造，使输入轴在带处只受转矩，将轴上径向力传动到车床机体上,改进了输入轴受力状况，。核心词：主轴箱，无级调速，传动系统AbstractNClathecandoboring，facing，drillingandReaminginadditiontoturning.Theuseoflathesintheproductionthantheothertypesofmachinetoolsandmore.Andcomparedtoothertypesofmachinetools，lathesintheproductionisthemostwidelyused.Inthisdesign，thedevelopmentandcurrentsituationofNCmachineinChinawasintroducedandaseriesofproblemswerepresented.ThedevelopmenttrendtoNClathewasdiscussed.SomecountermeasureswaspresentedforthedevelopmentofNCmachineinChinaandthentheheadstockofNClathehasbeencalculatlydesigned.Headstocksiscomposedofthehollowspindlewhichisinstalledinprecisionbearingsandaseriesoftransmissiongears.Thespindlecanobtainanyspeedinthespeedrangetomeettheprocessingrequirementsofcutting.Atpresent，thedevelopmenttrendistoprovideacontinuouslyvariablespeedthroughtheelectricalormechanicaldevices.VariableFrequencyMotorconveysthepowerthroughbeltdriveandasetoftransmissiongears.ThespeedrangeofVariableFrequencyMotorisusually3-5，whichisdifficulttomeetthespeedrangerequirementsofthespindlespeed；Thetransmissiongearsistoexpandthescopeofavariable-speedtomeetthespeedrangeofthespindleInaddition，inthisdesignthedesignofthebeltdrivehasbeenchangedfromtheoriginalunloadingstructureintotheloadingstructure，transmissedtheforcetothelathebodysothatinputshaftisonlyforcedtorque，improvedtheforcingstateoftheinputshaft.Keywords：headstocks，acontinuouslyvariablespeed，transmissionSysterm目录摘要 ⅠAbstract（英文摘要） Ⅱ目录 ⅢTOC\o\t"标题3,3,标题4,4"第一章绪论 11.1数控车床主传动系统规定 11.2数控车床主传动系统方式 11.3国内外数控车床主传动系统发展 21.3.1设数控车床发展总趋势.................................21.3.2确中华人民共和国数控车床发展重要问题........................4TOC\o"1-4"第二章变速主传动系统法案制定 62.1主传动技术指标制定 72.1.1动力参数拟定计数...................................72.1.2主运动调速范畴拟定.................................82.1.3主轴计算转速拟定...................................92.2变速主传动系统设计 102.2.1拟定传动方案...........................................102.2.2转速图拟定........................................112.2.3拟定传动变速系统图..................................12第三章传动系统零部件设计 153.1传动皮带设计与选定 153.1.1V带传动设计.........................................153.1.2带构造设计.........................................163.2齿轮设计与校核 173.2.1各传动轴传递动力计算....................................173.2.2齿轮副32/76齿轮设计与校核...........................193.2.3齿轮副30/54齿轮设计与校核............................233.2.4齿轮副54/54齿轮设计与校核............................263.3传动轴设计与校核 303.3.1传动轴I设计与校核...................................303.3.2轴II设计与校核.....................................33第四章主轴组件设计与校核 354.1主轴规定 354.2主轴轴承选取 364.3主轴设计与校核 36第五章主轴驱动与控制 395.1主轴转速自动变换 395.2齿轮有级变速变挡装置 405.3主轴旋转与轴向进给同步控制 405.3主轴旋转与径向进给同步控制 40第六章总结与展望 41参照文献 43道谢 45第一章绪论数控车床运用数字化信息对车床运动及加工过程进行控制，是一种可编程通用加工设备，能自动完毕内外圆柱面、圆锥面、圆弧面、端面、螺纹等工序切削加工，因此特别适合加工形状复杂轴类和盘套类零件。与通用机床和专用机床相比，数控车床具备加工灵活、通用性强、能适应产品品种和规格频繁变化特点，可以满足新产品开发和多品种、小批量、生产自动化规定，是一种柔性、高性能自动化车床，代表了当代控制技术发展方向，是一种典型机电一体化产品，因而被广泛应用于机械制造业。数控车床主传动系统涉及主轴电机、传动系统与主轴组件，与普通机床相比，变速功能绝大某些由主轴电机无级调速来承担，省去了繁杂齿轮变速机构，构造简朴，有些只有两极或三级齿轮变速机构系统用以扩大电机无级调速范畴1.1数控车床主传动系统规定数控机床作为高自动化机电一体化设备，其主传动系统设计普通应满足如下基本规定。使用性能规定高一方面应满足机床运动特性。如机床主轴有足够转速范畴和转速级数，不但有低速大转矩功能并且还要有较高转速。传动系统设计合理，操作以便灵活、迅速、安全可靠。传递动力规定主电动机和传动机构能提供和传递足够功率和转速，具备较高传递效率。工作性能规定主传动中所有零部件要有足够刚度、精度、和抗振性、热变形特性稳定，才干保证加工零件有较高质量。电动机、主轴及传动部件都是热源，低温升、小变形是对主轴传动系统重要指标；主轴要较高旋转精度与运动精度；主轴轴颈尺寸、轴承类型及装配方式，轴承预紧量大小、主轴组件质量分布与否均匀及主轴组件阻尼对主轴组件静刚度和抗振性都会产生影响；主轴组件必要有足够耐磨性，使之保持良好精度；轴承处还要有良好润滑。此外，还规定主创动系统构造简朴，便于调节与维修；工艺性好，便于加工与装配；防护性好；使用寿命长。1.2数控车床主传动系统方式机床主传动系统可分为分级变速传动和无级变速传动。分级变速传动是在一定范畴能均匀、离散地分布着有限级数转速，重要用于普通机床。无级变速形式可以在一定范畴内持续变化转速，以便得到满足加工规定最佳转速，能在运转中变速，便于自动变速。数控车床得主传动系统普通采用无级变速。与普通车床相比，数控车床主传动采用交、直主轴调速电动机，电动机调速范畴大，并可无级调速，使主轴构造大为简化。为了适应不同加工需求数控车床主传动系统有如下三种方式。=1\*GB2⑴电动机直接驱动主轴电动机与主轴通过联轴器直接连接，或采用内装式主轴电动机驱动。采用直接驱动可大大简化主轴箱构造，能有效地提高主轴刚度。这种传动特点是主轴转速变化、输出转矩与主轴特性完全一致。但因主轴功率和转矩特性直接决定主轴电机性能，因而这种变速传动应用受到一定限制。=2\*GB2⑵采用定比传动主轴电动机经定比传动给主轴。定比传动可采用带传动或齿轮传动，这种传动方式在一定限度上能满足主轴功率和转矩规定，但其变速范畴仍和电动机调速范畴相似。当前，交流、直流主轴电动机恒功率转速范畴普通只有2-4，而恒转矩范畴则达100以上；许多大、中型机床主轴规定有更宽恒功率转速范畴。很明显，这种状况下主轴电动机功率特性和机床主轴规定不匹配:调速电动机恒功率范畴远不大于主轴规定恒功率变速范畴。因此这种变速方式多用于小型或高速数控机床。=3\*GB2⑶采用分档变速方式采用这种变速方式重要是为理解决主轴电动机功率特性和机床主轴功率特性不匹配。变速多采用齿轮副来实现，电动机无级变速配合变速机构可保证主轴功率、转矩规定，满足各种切削运动转矩输出，特别是保证低速时转矩和扩大恒功率调速范畴。=4\*GB2⑷用两个电机分别驱动主轴

上述两种方式混合传动，高速时带轮直接驱动主轴，低速时另一种电机通过齿轮减速后驱动主轴1.3国内外数控车床主传动系统发展.1.3.1数控车床发展总趋势近年来，随着数控加工技术不断发展，数控车床主传动系统也呈现出某些新发展趋势，如主轴转速高速化、功能构造复合化、柔性化。=1\*GB2⑴高速主轴单元为了适应数控加工高速化发展，当前越来越多高速数控车床采用了电主轴。电主轴又称内置式电动机主轴单元，就是将高速主轴电动机置于主轴内部，通过交流变频控制系统，使主轴获得所需工作转速和转矩，实现电动机、主轴一体化功能；取消了皮带、带轮和齿轮等环节，大大减少了主传动转动惯量，提高了主轴动态响应速度和工作精度，彻底解决了主轴高速运转时皮带和带轮等传动振动和噪声问题；可精准实现主轴定位和轴传动功能。采用电主轴构造可使主轴转速达到10000r/min以上，它融合了尖端高速精密轴承、润滑技术、冷却技术、高速变频驱动技术，是技术含量很高机电一体化产品。=2\*GB2⑵功能复合化、柔性化随着数控车床对加工对象适应性不断提高，数控车床（特别适合主传动系统）设计发生了很大变化，并向着功能复合化和系统柔性化方向发展。

功能复合化目是进一步提高机床生产效率，使用于非加工辅助时间减至至少。通过功能复合化，可以扩大车床使用范畴、提高效率，实现一机多用、一机多能，即一台数控车床既可以实现车削功能，也可以实现铣削加工。宝鸡机床厂已经研制成功CX25Y数控车铣复合中心，该机床同步具备X、Z轴以及C轴和Y轴。通过C轴和Y轴，可以实现平面铣削和偏孔、槽加工。该机床还配备有强动力刀架和副主轴。副主轴采用内藏式电主轴构造，通过数控系统可直接实现主、副主轴转速同步。该机床工件一次装夹即可完毕所有加工，极大地提高了效率。数控车床向柔性自动化系统发展趋势是：从点(数控单机、加工中心和数控复合加工机床)、线(FMC、FMS、FTL、FML)向面(工段车间独立制造岛、FA)、体(CIMS、分布式网络集成制造系统)方向发展，另一方面向注重应用性和经济性方向发展。柔性自动化技术是制造业适应动态市场需求及产品迅速更新重要手段，是各国制造业发展主流趋势，是先进制造领域基本技术。其重点是以提高系统可靠性、实用化为前提，以易于联网和集成为目的，注重加强单元技术开拓和完善。CNC单机向高精度、高速度和高柔性方向发展。数控机床及其构成柔性制造系统能以便地与CAD、CAM、CAPP及MTS等联结，向信息集成方向发展。网络系统向开放、集成和智能化方向发展由此可见，当代数控车床主传动系统设计不但限于只满足原有基本规定，还要综合考虑当代制造对机床整体规定，如制造控制、过程控制以及物料传送，以缩短产品加工时间、周转时间、制造时间，以最大限度提高生产率。中华人民共和国数控机床现状及发展中重要问题1.3.2中华人民共和国发展数控车床存在重要问题中华人民共和国於1958年研制出第一台数控机床，发展过程大体可分为两大阶段。在1958～1979年间为第一阶段，从1979年至今为第二阶段。第一阶段中对数控机床特点、发展条件缺少结识，在人员素质差、基本薄弱、配套件但是关状况下，一哄而上又一哄而下，曾三起三落、终因体现欠佳，无法用於生产而停顿。重要存在问题是盲目性大，缺少实事求是科学精神。在第二阶段从日、德、美、西班牙先后引进数控系统技术，从日、美、德、意、英、法、瑞士、匈、奥、韩国、台湾省共11国(地区)引进数控机床先进技术和合伙、合资生产，解决了可靠性、稳定性问题，数控机床开始正式生产和使用，并逐渐向前发展。在20余年间，数控机床设计和制造技术有较大提高，重要体当前三大方面：培训一批设计、制造、使用和维护人才；通过合伙生产先进数控机床，使设计、制造、使用水平大大提高，缩小了与世界先进技术差距；通过运用国外先进元部件、数控系统配套，开始能自行设计及制造高速、高性能、五面或五轴联动加工数控机床，供应国内市场需求，但对核心技术实验、消化、掌握及创新却较差。至今许多重要功能部件、自动化刀具、数控系统依托国外技术支撑，不能独立发展，基本上处於从仿制走向自行开发阶段，与日本数控车床水平差距很大。存在重要问题涉及：缺少象日本“机电法”、“机信法”那样指引；严重缺少各方面专家人才和纯熟技术工人；缺少进一步系统科研工作；元部件和数控系统不配套；公司和专业间缺少合伙，基本上孤军作战，虽然厂多人众，但形成不了合力。中华人民共和国此后要加速发展数控机床产业，既要进一步总结过往经验教训，切实改进存在问题，又要认真学习国外先进经验，沿对的道路迈进。建议切实做好如下几点：中华人民共和国厂多人众，极需对的方针、政策对数控车床发展进行有力指引。应学习美、德、日经验，政府高度注重、对的决策、大力扶植。在方针政策上，应讲究科学精神、经济实效，以切实提高生产率、劳动生产率为原则。在办法上，进一步顾客，精通工艺，低中高档并举，学习日本，一方面解决量大而广中档数控机床，批量生产，占领市场，减少进口，扩大出口。在环节办法上，必要使国产数控系统先进、可靠，狠抓产品质量与配套件过关，打好技术基本。近期重在打基本，建立信誉，扩大国产数控车床国内市场份额，远期谋求赶超世界先进水平，大步走向世界市场；必要狠抓主线，坚持“以人为本”，加速提高人员素质、培养各种专家人才，从主线上变化当前低效、落后状态。人是一切事业成败主线，层层都要注重“培才、选才、用才”，建立学习型公司，树立公司文化，加速哺育新人，培训在职人员，建立师徒相传制度，举办各种技术讲座、训练班和专项讨论会，甚至聘请外国专家、顾问等，竭力提高数控。随着世界科技进步和机床工业发展，数控车床作为机床工业主流产品，已成为实现装备制造业当代化核心设备，是国防军工装备发展战略物资。数控机床拥有量及其性能水平高低，是衡量一种国家综合实力重要标志。加快发展数控机床产业也是国内装备制造业发呈现实规定。第二章变速主传动系统方案制定2.1主传动系统重要技术指标拟定中档规格二轴联动数控车床，床身最大回转直径￠460mm，最大工件长度1000mm；主轴通孔直径56mm，主轴锥度莫氏六号，可以加工直线、锥度、球面、螺纹罩等，功能齐全、精度可靠、操作以便。主传动系统重要参数有动力参数和运动参数。动力参数是指主运动驱动电动机功率；运动参数是指主运动变速范畴。依照数控车床加工工艺、加工对象、所规定精度、成本及生产周期并结合国内外机床发呈现状拟定数控车床重要技术指标。2.1.1动力参数拟定主传动中个传动件尺寸要依照传动功率来拟定。传动功率过大，使传动件尺寸粗大，电动机常在低负载下工作，功率因数小而挥霍能源；功率过小将限制车床切削加工能力而减少生产效率。因而需合理拟定主传动功率。但由于实际加工过程切削用量变化范畴大、传动件之间摩擦等不拟定因素，用理论计算办法来拟定主传动功率尚有困难，可通过类比、记录办法互相比较来拟定。查机电一体化手册车削功率在8-16kw之间依照切削功率PC与主传动链总效率η估算,即P=。主传动链功率效率η=0.7—0.85，数控车床多采用调速电动机和较短机械传动链，效率较大，因而取=0.78,则预计P在10.26kw~20.51kw.之间。数控车床加工范畴普通都比较大，切削功率PC可依照有代表性加工状况，由其主切削抗力PC=KW---主切削力切向分力，N；---切削速度N••；查金属切削手册知，以硬质合金刀具车削合金构造钢为例，数控车床有代表型主切削力切向分力大概在2500左右，切削速度取90—250r\min，则懂得PC=2500200\60000=8.333kwP==10.68kw考虑到空转运转功率损失，如各传动件在空转运营时摩损功耗，传动件搅油和克服空气阻力功率以及其其他动载荷摩擦损耗等。J1FCNCI-B机床是中档规格数控车床，参照国内外同类机床电动机功率，此机床可以选用11kw电动机，考虑到数控机床变速范畴比较大，选用交流变频电动机YVP160-4，标称功率11kw，额定转矩70N•m调频电动机功率转矩与2.1.2主运动调速范畴拟定主轴转速由切削速度（r/min）与工件直径（mm）来拟定=（r/min）计算该数控车床=、=，则数控车床变速范畴=代入公式，选取，，，要据车床上几种典型加工状况考虑，不也许将一切状况考虑进去，也不是加工状况最大值和最小值。经记录分析车床最高转速出当前硬质合金刀具精车钢料外圆工艺中，最低转速出当前高速工具钢刀具精车合金钢工件梯形丝杠中。由工艺手册可知硬质合金刀具刀具精车钢料丝杠=250r\min；高速车刀粗车圆柱体=30-50r\min（随被吃刀量与进给量增长而减少）；高速工具钢低速精车丝杠=1.5r\min，车床主参数￠460mm，加工丝杠最大直径=50mm，则=0.5D=0.5460mm=230mm=（0.2-0.25）=（46-58）mm，取=50mm。max===1591r/min==41.52r/min由于当代数控车床向高速高精度方向发展，考虑到此后技术储备，类比行业中同类数控车床转速范畴初步选用=20r\min，=r\min。则数控车床总变速范畴==1002.1.3主轴计算转速拟定由切削原理知主运动为直线运动机床，主运动为恒转矩运动；主运动为旋转运动机床，主运动为恒功率运动。数控车床加工工艺范畴广，变速范畴大。有些典型工艺如：精车丝杠、加工螺纹、等，工件尺寸大，需采用小被吃刀量、小进给量；低速主轴转速小，不需传动电动机所有功率。咱们把机床能传递所有功率最低转速称为主轴计算转速，以它为临界转速，如图。从至最高转速区域为恒功率区域，任意转速可以传递电动机所有功率，但主轴转矩随主轴转速上升而下降；从最低转速至区域b为恒转矩区域，任意转速可以输出最大转矩，但主轴输出功率将随主轴转速下降而下降。数控车床变速范畴比较广，计算转速比普通车床高。当前数控机床计算转速拟定尚无统一原则，拟定是参照同类机床，并结合该机床加工工艺规定，使=154r\min.图2.2主轴转速曲线2.2变速主传动系统设计2.2.1拟定传动方案机床传动形式分为有极和无极变速两种，无级变速形式可以在一定范畴内持续变化转速，以便得到满足加工规定最佳转速，能在运转中变速，便于自动变速，这对与提高机床生产效率和提高被加工零件质量均有重要意义；同步采用无级变速可使主轴构造大为简化，缩短传动链；因而无级变速应用日益广泛。该数控机床总变速范畴是=\20=100，变速范畴较大，单靠无级变速装置有难以实现。并且，无级变速装置功率扭转特性应同传动链工作规定相适应，这就规定串联机械有级变速来扩大变速范畴并选取适当无级变速器以满足机床功率扭矩特性规定。该数控机床是以经济型数控车床，设计主轴由交流变频电动机经皮带论、齿轮传动至主轴。从图1与图2可以看出：调频电机恒功率转速范畴为4500\1500=3，而主轴规定恒功率调速范畴为\250=8，显然电动机不能满足主轴所规定恒功率变速范畴。因此在设计师不能根据总变速范畴来设计主创动系统，而应考虑电动机与主轴功率匹配。主轴恒功率调速范畴Rnp=max\=\250=8,电动机恒功率调速范畴Rdp=max\=4500\1500=3为了使主轴和电动机恒功率匹配，现通过增长变速齿轮来满足规定，该变速齿轮组扩大了电动机恒功率调速。2.2.2转速图拟定1．转速图拟定分析和设计主传动系统须应用一种特殊线图，称为转速图。转速图可以清晰表达出：传动轴数目，主轴及各传动轴转速级数、转速值及其传动路线，变速组个数、传动顺序及扩大顺序，各变速组传动副数及其传动比数值，变速规律等。一方面依照最高转速和最低转速拟定变速范畴，选取适当公比后再拟定转速级数，绘制转速图。：已知机床转速范畴在20r/min~r/min，电动机最高转速为4000r/min，额定转速为1500r/min，电动机额定功率P=11kW，拟定主轴箱构造．（1）拟定主轴变速范畴（2）拟定主轴计算转速由于数控机床主轴变速范畴大，计算转速应比计算值高些，因此圆整取计算转速nc=。（3）拟定主轴恒功率变速范畴（4）拟定电动机所可以提供恒功率变速范畴由于Rnp>>Rdp，电动机直接驱动主轴不能满足恒功率变速规定，因而需要串联一种有级变速箱，以满足主轴恒功率调速范畴。（5）拟定转速级数取，则对于数控车床，为了加工端面时满足恒线速度切削规定，应使转速有某些重复，故取Z=2（6）拟定转速图和功率特性图如图2.2.3拟定传动变速系统图拟定传动系统原则是：在保证机床运动和使用规定前提下，运动传动链要尽量短而简朴；传动效率高以及操作简朴以便。一方面要考虑某些构造方面问题，考虑构造能否实现：如小齿轮齿根圆与否不不大于轴直径，大齿轮顶圆与否会碰及相邻轴等；另一方面因考虑构造与否合理，如布置与否紧凑，操纵与否以便等。该机床采用双联滑移齿轮变速组，采用窄式排列构造，使机床构造紧凑。主轴变速拟采用通过滑移齿轮移位来实现，需保证当齿轮2与齿轮4完全脱开啮合之后，齿轮3和齿轮6才干开始进入啮合，因此齿轮5与齿轮6相邻间距离b要不不大于于滑移齿轮宽度（齿轮2与齿轮宽度之和），普通b++△，△=14mm。综合考虑个因素，拟订传动系统示意图，如图。主传动系统示意图第三章传动系统零部件设计3.1传动皮带设计和选定带传动是由带和带轮构成传递运动和动力传动。依照工作原理可分为两类：摩擦带传动和啮合带传动。摩擦带传动是机床重要传动方式之一，常用有平带传动和V带传动；啮合传动只有同步带一种。普通V带传动是常用带传动形式，其构造为：承载层为绳芯或胶帘布，楔角为40°、相对高度进似为0.7、梯形截面环行带。其特点为：当量摩擦系数大，工作面与轮槽粘附着好，容许包角小、传动比大、预紧力小。绳芯构造带体较柔软，曲挠疲劳性好。其应用于：带速V＜25～30m/s;传动功率P＜700kW;传动比i≤10轴间距小传动。一．重要失效形式1．带在带轮上打滑，不能传递动力；2．带由于疲劳产生脱层、扯破和拉断；3．带工作面磨损。保证带在工作中不打滑前提下能传递最大功率，并具备一定疲劳强度和使用寿命是V带传动设计重要根据，也是靠摩擦传动其他带传动设计重要根据。3.1.1．V带传动设计(1)设计功率拟定：查得工况系数(2)选定带型：依照和拟定为B型。(3)传动比：依照转速图知,传动比为(4)拟定小带轮基准直径：参照表取(5)拟定大带轮直径：取原则值(6)验算带速：由于在之间，因此经济耐用。(7)初定带轮轴中心距：得：即：初取(8)拟定带基准长度： 选用基准长度(9)计算实际轴间距：取原则值。安装时所需最小轴间距：张紧或补偿伸长所需最大轴间距：(10)验算小带轮包角：因此小带轮包角适当。(11)单根V带基本额定功率：依照和查得B型V带基本额定功率。(12)单根V带额定功率增量：考虑到传动比影响，额定功率增量由表查得：(13)计算带根数：取根。(14)单根V带预紧力：(15)作用在轴上力：(16)带轮构造和尺寸：由表可查得带轮详细构造参见零件图为了减轻传动轴上载荷，采用卸荷式带轮构造，使带轮上载荷由轴承支撑进而传给箱体，轴只承受转矩，装配装置参见装配图。3.2齿轮设计与校核普通同一变速组齿轮模数相似,所有齿轮中一方面选取负荷较重小齿轮按接触疲劳强度公式进行初算。因此从最小齿轮Z=26开始设计校核。（注意：为便于阅读在本节内容中，在相啮合每对齿轮设计与校核时，积极齿以数字1为下角标，被动齿轮以数字2为下角标）3.2.1各传动轴传递动力计算电动机输出功率==11kw，额定转速=1500r/min，输出转矩=9550=轴=1\*ROMANI==110.96=10.56kw为带传动效率===750r/min=9550=中间轴=2\*ROMANII==10.560.990.97=10.14kw，分别为轴承、齿轮传动效率。==937.51.8=521r/min=9550=9550=高速档轴=3\*ROMANIII==10.140.990.97=9.7kw，分别为、轴=3\*ROMANIII上轴承、齿轮传动效率==5211=521r\min=9550=9550= 低速档轴=3\*ROMANIII==9.7kw==5212.4=217r\min=9550=9550= 动力传动状况表：轴号功率kw转矩转速r\min传动比传动效率输入输出输入输出电机--11--701500---0.96轴=1\*ROMANI10.5610.1470107937.51：1.60.9603轴=2\*ROMANII10.149.7134.461835211：1.80.9603轴=3\*ROMANIII高速9.79.31551835211:10.9603低速9.79.31554842171:2.40.96033.2.2齿轮副(32/76)齿轮设计与校核因生产批量较小，故小齿轮用40Cr，调质解决，硬度241HB~286HB,平均取为260HB,与之啮合大齿轮用42SiMn合金钢，调质解决，硬度217HB~255HB,平均取为235HB.载荷变化规律如图3.2:图3.2载荷变化图计算环节如下：齿面接触疲劳强度计算1）.初步计算转矩=9550=9550=.齿宽系数=0.4接触疲劳强度极限=710MPa，=580MPa,许用接触疲劳强度极=0.9=639MPa，=0.9=522MPa取值β=查表=82初步计算小齿轮直径===85.2mm取=90mm 初步计算齿宽b=36mm,取b=35mm2).校核计算圆周速度vv==2.69m/s.精度级别8级齿数Z和模数m=32,m==2.9,因此取m=3，=96mm=76,m=3，=763=232mm使用系数=1.1动载荷系数=1.16齿间载荷分派系数==3751N==117.2N\mm>100N\mm=[1.88-3.2(+)]cosβ=[1.88-3.2×]=1.86由此得齿间载荷分布系数查表==载荷系数KK==1.21.11.711.16=3.05弹性系数=189.8节点区域系数=2.45重叠度系数由式得因得故螺旋角系数接触最小安全系数=1.05总工作时间=1030080.2=4800h应力循环次数预计<<,则查表指数m=8.78==(0.2+0.5+0.2)=3.62=1.45接触寿命系数查图=1.2，=1.25许用接触应力===798MPa===690MPa验算==189.82.450.73 =640MPa<698MPa满足规定.3).拟定传动重要尺寸分度圆直径由以上运算懂得=32，=76,模数=3;分度圆直径==3.0532=96.1mm=3.0576=231.8mm中心距a==165mm齿宽b大齿轮,小齿轮 齿面弯曲疲劳强度验算齿形系数查表得应力重叠修正系数查表得重叠系数==1.72=0.25+=0.25+=0.69螺旋角系数>齿间载荷分派系数由上面知=1.71齿间载荷分布系数b/h=35/(2.253.5)=4.44查有关图知=1.175载荷系数KK==1..251.11.751.175=2.77弯曲疲劳极限查实验齿轮弯曲极限表=600MPa,=450MPa,弯曲最小安全系数有有关表=1.25应力循环次数预计<<,则查表指数m=49.91==(0.2+0.5+0.2)=7.24=(0.2+0.5+0.2)=4.02弯曲寿命系数查弯曲寿命系数图=1.01，=1.03尺寸系数査尺寸系数图=1.0许用弯曲应力==验算==277MPa<<传动无严重过载状况,固不作静强度校核.=3\*Arabic3.齿轮构造设计预计传动轴=2\*ROMANII直径在35mm左右,小齿轮分度圆直径=96mm,因此没必要做成齿轮轴.考虑到该齿轮与Z=54齿轮作滑移齿轮,因此应与Z=54齿轮一起进行构造设计,见零件图.3.2.3齿轮副()齿轮设计与校核因生产批量较小，故小齿轮用40Cr，调质解决，硬度241HB~286HB,平均取为260HB,与之啮合大齿轮用40Cr合金钢，调质解决，硬度241HB~286HB,平均取为260HB.载荷变化规律如上图。计算环节如下：齿面接触疲劳强度计算1）.初步计算转矩=9550=9550=.齿宽系数=0.8接触疲劳强度极限=710MPa，=580MPa,许用接触疲劳强度极=0.9=639MPa，=0.9=522MPa取值β=查表=82初步计算小齿轮直径===83mm取=90mm 初步计算齿宽b=70mm,取b=70mm2).校核计算圆周速度vv==4.417m/s.精度级别8级齿数Z和模数m=30,m==3,因此取m=3，=90mm=54,m=3，=543=165mm使用系数=1.25动载荷系数=1.2齿间载荷分派系数==2360N==117.2N\mm>100N\mm=[1.88-3.2(+)]cosβ=[1.88-3.2×]=1.57由此得齿间载荷分布系数查表==载荷系数KK==1.251.21.61.2=2.95弹性系数=189.8节点区域系数=2.45重叠度系数由式得因得故螺旋角系数接触最小安全系数=1.05总工作时间=1030080.2=4800h应力循环次数预计<<,则查表指数m=8.78==(0.2+0.5+0.2)=3.62=1.45接触寿命系数查图=1.2，=1.25许用接触应力===798MPa===690MPa验算==189.82.450.92 =652MPa<698MPa满足规定.3).拟定传动重要尺寸分度圆直径由以上运算懂得=30，=54,模数=3;分度圆直径==3.0530=91.5mm=3.0554=165.2mm中心距a==127mm齿宽b大齿轮,小齿轮 齿面弯曲疲劳强度验算齿形系数查表得应力重叠修正系数查表得重叠系数==1.69=0.25+=0.25+=0.69螺旋角系数>齿间载荷分派系数由上面知=1.6齿间载荷分布系数b/h=70/(2.253.5)=8.88查有关图知=1..2载荷系数KK==1..251.21.61.2=2.88弯曲疲劳极限查实验齿轮弯曲极限表=600MPa,=450MPa,弯曲最小安全系数有有关表=1.25应力循环次数预计<<,则查表指数m=49.91==(0.2+0.5+0.2)=7.24=(0.2+0.5+0.2)=4.02弯曲寿命系数查弯曲寿命系数图=1.01，=1.03尺寸系数査尺寸系数图=1.0许用弯曲应力==验算==220MPa<<传动无严重过载状况,固不作静强度校核.=3\*Arabic3.齿轮构造设计为保证滑移齿轮在滑移时总处在啮合状态，小齿轮因足够宽，小齿轮宽度至少应不不大于最大滑移距离与Z=54齿轮宽度值之和。见零件图3.2.4齿轮副()各齿轮设计与校核因生产批量较小，故小齿轮用40Cr，调质解决，硬度241HB~286HB,平均取为260HB,与之啮合大齿轮用40Cr合金钢，调质解决，硬度241HB~286HB,平均取为260HB.载荷变化规律同上图。计算环节如下：齿面接触疲劳强度计算1）.初步计算转矩=9550=9550=.齿宽系数=0.3接触疲劳强度极限=710MPa，=580MPa,许用接触疲劳强度极=0.9=639MPa，=0.9=522MPa取值β=查表=82初步计算小齿轮直径===165mm取=165mm 初步计算齿宽b=25mm,取b=25mm2).校核计算圆周速度vv==4.5m/s.精度级别8级齿数Z和模数m=54,m==3.1,因此取m=3，=165mm=54,m=3，=543=165mm使用系数=1.25动载荷系数=1.2齿间载荷分派系数==2208N==117.2N\mm>100N\mm=[1.88-3.2(+)]cosβ=[1.88-3.2×]=1.2由此得=1.23齿间载荷分布系数查表==载荷系数KK==1.251.21.231.15=2.12弹性系数=189.8节点区域系数=2.45重叠度系数由式得因得故螺旋角系数接触最小安全系数=1.05总工作时间=1030080.2=4800h应力循环次数预计<<,则查表指数m=8.78==(0.2+0.5+0.2)=3.62=1.45接触寿命系数查图=1.2，=1.25许用接触应力===798MPa===690MPa验算==189.82.450.91 =632MPa<698MPa满足规定.3).拟定传动重要尺寸分度圆直径由以上运算懂得=54，=54,模数=3;分度圆直径==3.0530=165.2mm=3.0554=165.2mm中心距a==165mm齿宽b大齿轮,小齿轮 齿面弯曲疲劳强度验算齿形系数查表得应力重叠修正系数查表得重叠系数==1.73=0.25+=0.25+=0.68螺旋角系数>齿间载荷分派系数由上面知=1.23齿间载荷分布系数b/h=25/(2.253.5)=4查有关图知=1.16载荷系数KK==1..251.21.231.16=2.12弯曲疲劳极限查实验齿轮弯曲极限表=600MPa,=450MPa,弯曲最小安全系数有有关表=1.25应力循环次数预计<<,则查表指数m=49.91==(0.2+0.5+0.2)=7.24=(0.2+0.5+0.2)=4.02弯曲寿命系数查弯曲寿命系数图=1.01，=1.03尺寸系数査尺寸系数图=1.0许用弯曲应力==验算==197MPa<<传动无严重过载状况,固不作静强度校核.=3\*Arabic3.齿轮构造设计见零件图。3.3传动轴设计与校核3.3.1传动轴=1\*ROMANI设计与校核1）.估算轴颈d假设轴材料为45#钢，则由公式，查表C=118，=25mm，2)轴构造设计该轴兼有传动轴和液压变档滑移作用，画出Z=26齿轮轮廓,齿轮分度圆直径较大,不需要采用齿轮轴构造;依照轴及轴上零件作用，完毕轴构造设计,详见零件图.为便于计算对轴上受力进行简化：在水平面内与竖直平面内对轴进行受力分析计算如下：a）.计算齿轮受力=9550=107.37圆周力==2360N.径向力=N，轴向力b）.计算支撑反力水平面内支撑反力=2895N，=360N垂直面支撑反力，画水平面内xy和垂直面内xz受力图,见附图1.c).画水平面弯矩图见附图1.Mxy画垂直面弯矩图Mxz画合成弯矩图d).画轴转矩图见附图1.e)许用应力用查入法查表=102.5MPa,=60MPa应力校正系数==0.59f).画出当量弯矩图见附图1当量弯矩0.59107370N.mm=63346N.mm齿轮中间截面处当量弯矩=160010N.mm轴颈处当量弯矩==180200N.mm轴颈处当量弯矩==161550N.mmg).校核轴颈齿轮中间处轴直径d===27mm<35mm。在轴颈处d===30mm<35mm，因此该轴设计得合理。附图13.3.2.轴=2\*ROMANII设计与校核1）.估算轴颈d假设轴材料为45#钢，则由公式，查表C=118，=25mm，2)轴构造设计该轴兼有传动轴和液压变档滑移作用，画出Z=26齿轮轮廓,齿轮分度圆直径较大,不需要采用齿轮轴构造;依照轴及轴上零件作用，完毕轴构造设计,详见零件图.为便于计算对轴上受力进行简化：在水平面内与竖直平面内对轴进行受力分析计算如下：a）.计算齿轮受力=9550=183圆周力==3751N.径向力=N，轴向力b）.计算支撑反力垂直面内支撑反力=580N，=806N水平面支撑反力，画水平面内xy和垂直面内xz受力图,见附图1.c).画水平面弯矩图见附图1.Mxy画垂直面弯矩图Mxz画合成弯矩图d).画轴转矩图见附图e)许用应力用查入法查表=102.5MPa,=60MPa应力校正系数==0.59f).画出当量弯矩图见附图1当量弯矩0.59183000N.mm=108460N.mm齿轮中间截面处当量弯矩=N.mmg).校核轴颈齿轮中间处轴直径d===35.62mm>35mm;考虑载荷较均匀分布，本次校核是在极端状况下进行且误差在5%之内，因此合理。附图2第四章主轴组件设计与校核4.1主轴规定1旋转精度主轴旋转精度上是指装配后，在无载荷，低转速条件下，主轴前端工件或刀具部位径向跳动和轴向跳动。主轴组件旋转精度重要取决于各重要件，如主轴，轴承，箱体孔制造，装配和调节精度。还决定于主轴转速，支撑设计和性能，润滑剂及主轴组件平衡。通用（涉及数控）机床旋转精度已有原则规定可循。2静刚度主轴组件静刚度（简称刚度）反映组件抵抗静态外载荷变形能力。影响主轴组件弯曲刚度因素诸多，如主轴尺寸和形状，滚动轴承型号，数量，配备形式和欲紧，先后支撑距离和主轴前端悬伸量，传动件布置方式，主轴组件制造和装配质量等。各类机床主轴组件刚度当前尚无统一原则。3抗振性主轴组件工作时产生震动会减少工件表面质量和刀具耐用度，缩短主轴轴承寿命，还会产生噪声影响环境。振动体现为逼迫振动和自激振动两种形式。影响抗振性因素重要有主轴组件静刚度，质量分布和阻尼（特别是主轴前支撑阻尼）主轴固有频率应远不不大于激动力频率，以使它不易发生共振。当前，尚未制定出抗振性指标，只有某些实验数据可供设计时参照。4升温和热变形主轴组件工作时因各相对运动处摩擦和搅油等而发热，产生温升，从而使主轴组件形状和位置发生变化（热变形）。主轴组件受热伸长，使轴承间隙发生变化。温度是使润滑油粘度减少，减少了轴承承载能力。主轴箱因温升而变形，使主轴偏离对的位置。先后轴承温度不同，还会导致主轴轴线倾斜。由于受热膨胀是材料固有性质，因而高精度机床要进一步提高加工精度，往往受热变形限制。研究如何减少主轴组件发热，如何控制温度，是高精度机床主轴组件研究重要课题之一。5耐磨性主轴组件耐磨性是指长期保持原始精度能力，即精度保持性。对精度有影响一方面是轴承，另一方面是安顿刀，夹具和工件部位，如锥孔，定心轴径等。为了提高耐磨性，普通机床主轴上上述某些应淬硬至HRC60左右，深约1mm.6材料和热解决主轴承载后容许弹性变形很小，引起应力普通远远不大于钢强度极限。因而，强度普通不做为选材根据。主轴形状，尺寸拟定之后，刚度重要取决于材料弹性模量。各种材料弹性模量几乎相似，因而刚度也不是选材根据。主轴材料选取重要依照耐磨性和热解决变形来考虑。数控机床材料普通是45号或60号优质中碳钢，需调质解决。7主轴构造为了提高刚度，主轴直径应当大些。前轴承到主轴前端距离（称悬伸量）应尽量小某些。为了便于装配，主轴普通作成阶梯形，主轴构造和形状与主轴上所安装传动件，轴承等零件类型，数量，位置和安装办法有直接关系。主轴中孔用与通过棒料，拉杆或其他工具。为了可以通过更大棒料，车床中空但愿大些，但受刚度条件影响和限制，孔径普通不适当超过外径70%。4.2主轴轴承选取角接触轴承既可以承受径向载荷又可以承受轴向载荷。它惯用于高速主轴，接触角越大轴向刚度越大，径向刚度和容许转速越低。角接触轴承为点接触，为了提高刚度和承载能力采用三联组培方式。主轴前轴承采用三个接触角向里；轴承由圆螺母进行预紧，预紧量在轴承制造时配好。轴承精度级别选P4级。双列向心短圆柱滚子轴承，内圈有锥度为1：12锥孔与主轴锥形轴颈相配。通过轴向移动内圈，变化其在主轴上位置来调节轴承间隙。这种轴承径向刚度和承载能力较大，旋转转速高，径向构造紧凑。主轴后端安装双列向心短圆柱滚子轴承，其径向间隙也由圆螺母来调节。因前轴承鐜主轴组件精度影响较大，后轴承精度级别采用P5级。这种配备保证了轴承有较高回转精度，容许较高转速和刚性，合用于负载较大数控车床。4.3主轴设计与校核：主轴重要参数是：主轴前端直径D1，主轴内径d,主轴悬伸量a和主轴支撑跨距L。1.前端直径D1，主轴后轴颈直径D2表4.1主轴D1（按电机功率）mm功率（kw）D1mm1.4～2.52～3.63～5.55～7.37.4～11车床60～8070～9070～10595～130110～145铣床及加工中心50～9060～9060～9575～10090～105外圆磨床——50～6055～7070～8075～90由上表可取D1=110mm因而可知由式子后端直径圆整后2．主轴内径主轴孔径d取主轴平均直径55%--65%，取d=56mm。3．前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，规定可以自锁，当前采用莫氏锥孔。因车床最大回转直径D=460mm>400mm，采用莫氏锥度6号，锥度大端直径D=63.348mm，锥度=1：19.180，长度L=181mm，d=53.911mm4．支撑跨度及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴外伸长度a，选取恰当支撑跨度L。普通推荐取：L\a=3~5.应使L\a尽量大，提高主轴刚度。机床支撑跨度很大限度上受其她零件构造影响，此机床L=510mm左右，主轴外伸长度a=170~102mm范畴即可。5．头部尺寸选取当前头部尺寸广泛采用短圆锥式头部构造，悬伸短，刚度好。采用迅速装卸卡盘构造。详细构造件零件在水平面内与竖直平面内对轴进行受力分析计算如下：a）.计算齿轮受力=9550=441196圆周力==3803N.径向力=N，轴向力b）.计算支撑反力垂直面内支撑反力=488N，=919N水平面支撑反力，画水平面内xy和垂直面内xz受力图,见附图1.c).画水平面弯矩图见附图1.Mxy画垂直面弯矩图Mxz画合成弯矩图d).画轴转矩图见附图e)许用应力用查入法查表=102.5MPa,=60MPa应力校正系数==0.59f).画出当量弯矩图见附图当量弯矩0.59441196N.mm=260305N.mm齿轮中间截面处当量弯矩=477074N.mmg).校核轴颈齿轮中间处轴直径d===45mm<90mm。因此该轴设计得合理第五章主轴驱动与控制数控车床是机电一体化典型产品，是集机床、计算机、电机及其拖动、自动控制、检测等技术为一身自动化设备。其中主轴运动是数控车床一种重要内容，以完毕切削任务，其动力约占整台车床动力70%～80%。基本控制是主轴正、反转和停止，可自动换档和无级调速。为满足数控车床对主轴驱动规定，必要有如下性能:(1)宽调速范畴，且速度稳定性能要高;(2)在断续负载下，电机转速波动要小;(3)加减速时间短;(4)过载能力强;(5)噪声低、震动小、寿命长。随着微电子技术、交流调速理论和大功率半导体技术发展，交流变频技术进入实用阶段。当前，交流驱动性能已达到直流驱动水平。并且，笼型交流变频电机不限制六电动机那样有机械换向带来麻烦和高速大功率限制，并且体积小、重量轻、采用全封闭式罩壳、对灰尘和油有较好防护长处。在当前数控车床中，主轴控制装置普通是采用交流变频器来控制交流主轴电动机。主传动采用调速电动机进行无级变速，主轴正反转、启动与停止是直接驱动电动机来实现，主轴电动机调速与分档变速机构配合来实现。5.1主轴转速自动变换主轴电动机调速时，电动机驱动信号由电动机驱动电路依照转速指令来转换。变速过程如下：读入控制系统主轴转速代码，判断速度相应哪一挡、与否需要换挡。如不须换挡，则在转速范畴内按线性插值求出新转速值，输出至变频器驱动装置，调节电动机转速。如需换挡，发出降速指令，换挡时使频率降到最低，经延时速度稳定后，发换挡祈求信号，换挡继电器动作，热爱背后检测判断换挡结束信号，及等齿轮到位后，在新档位内依照读入转速代码按插值法求新转速并输出至电动机变频驱动装置。参看变频器驱动电机电气接线图和主轴正反转及变档电气接线图。图中SB5为正转按钮，SB7为反转按钮；运用复合按钮SB5与SB7就可以直接实现电动机由正转成反转，中间不需要停车；按钮SB6与SB8为点动按钮，用于机床调节对刀等；ST1、ST2、ST3为行程开关，对齿轮换挡进行检测，如齿轮不到位，则开关不发讯主轴无法启动。5.2齿轮有级变速变挡装置该机床齿轮有级变速采用液压拨叉来实现。齿轮在低速进行强力切削时，应使用低速档；在进行精密切削时使用高速挡；在装卸工件时，主轴可以停在空挡上。上述三挡通过电磁阀变化液压缸通油方式不同组合，推动变挡齿轮轴来实现。参看液压变档控制原理图：高速挡时电磁阀CT1得电，液压缸P通油，液压缸N回油滑移齿轮处在最左端；空挡时电磁阀CT2、CT3得电液压缸P、M进油，液压缸N回油，滑移齿轮处在中位；低速档时液压缸P、M回油，液压缸N进油。5.3主轴旋转与轴向进给同步控制在螺纹加工中，为保证切削螺纹螺距，必要有固定起刀点与退刀点。螺纹螺距多数为常数，但为有规律递增或递减变螺距螺纹使用也越来越多。加工螺纹时，应是带动工件旋转主轴转速与坐标轴进给量保持一定关系，即主轴每转一圈，按所规定螺距沿工件轴向坐标进给相应脉冲量。采用光电脉冲编码器作为主轴脉冲发生器，并将其装在主