1、 目录 第一章 概述 1.1 设计目的 2 1.2 主轴箱的概述 2 第 2章 主传动的设计 2 2.1 驱动源的选择 2 2.2 转速图的拟定 2 2.3 传动轴的估算 4 2.4 齿轮模数的估算 3 2.5V 带 的选择 4 第 3章 主轴箱展开图的设计 7 3.1 各零件结构尺寸的设计 7 3.1.1 设计内容和步骤 7 3.1.2 有关零件结构和尺寸的设计 7 3.1.3 各轴结构的设计 9 3.1.4 主轴组件的刚度和刚度损失的计算 10 3.1.5 轴承的校 核 13 3.2 装配图的设计的概述 13 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，
2、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。 1-2 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 2-1 驱 动
3、 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
4、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 f 等于交流主轴电动机的恒功率调速范围 Rdp,即 =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=1.95
5、5 得 Z1= 24 Z1=68 由 U=1.54 得 Z2=75 Z2=30 由 U=4.6 得 Z3=48 Z3=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 2-2 图 2-3 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，轴上的零件由于轴的 变形过大而不能正常工作，或者产生
6、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 I II III 计算转速 1500 530 140 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=Pd x 0.98=7.5 x 0.98=7.35KW II 轴 p2=p1 x 0.97=7.5 x 0.97=7.28KW III 轴 P3=P2 x 0.97=7.28 x 0.97=7.06KW II
7、轴扭矩： T2=9550P2/n2=9550 x x7.28/530=1.31x 510 III 轴扭矩： T3=9550 P3/N3=9550 x 7.06/140=4.82x 510 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 （ deg/m） 0.5-1 1-1.5 1.5-2 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 （ deg/m） 0.5 1 0.5 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
8、代入扭转刚度的估算公式 d=91 )4 N/(nj ,可得传动轴的估算直径： 442 7 . 59 1 9 1 5 3 0 1jNd n 40mm 443 7 . 59 1 9 11 4 0 0 . 5jNd n 52.06mm 41 91 jNd n 31.39mm.最后取值如下表所示 ： 轴 I II III 估算直径 40 32 53 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=35-55mm 2.4 齿
9、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 3
10、3 7 . 53 2 3 2 2 . 7* 2 2 5 3 0NZ n jm 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=3 mm,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 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 齿数 24 68 75 30 48 57 22 83 模数 2 2 3 3 3 3 3 3 2-5 V 型带的选择 ； V
11、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 dL 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（12dd） = 0120 ； 确定带的根数 z： 00 2 .7()caaLpz p p k k根，圆整为 3 根。 V 带速度的验算： 111 1 6 .7 3 /6 0 1 0 0 0dd dnV m s 222 1 6 .9 6 /6 0 1 0 0 0dd dnV m s m ax 25 30 /V m s 1 2 maxddV V V 故带符合要求。 第三章 主轴箱展开图的设计 主轴箱
12、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。 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 m =（ 6-10） m
13、.这里取齿宽系数 m =10，则齿宽 B= m X m=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 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 齿厚 25 20 35 30 35 30 30 30 由计算公式； 齿顶： 1 2 21 ( 2 ) ( 1 ) ; ( 2 )ad z m h d z hd 齿根：11 ( 2 2 ) ( 0. 25 )f z h c m cd 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 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 分度
14、圆直径(mm) 48 136 225 90 144 171 66 249 齿顶圆直径(mm) 52 140 231 96 150 177 72 255 齿根圆直径（ mm） 43 131 217.5 82.5 136.5 163.5 58.5 241.5 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-II II-III 距离 230 160 3)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
15、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 6 mm，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
16、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
17、虑。 3.1-3 各轴结构的设计 轴的一端与带轮相连，将轴的结构草图绘制如图 3-2 图 3-2 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 3-3 3.1.4 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= 52.1 10 N/ 2mm ， D=（ 90+65） /2=77.5mm； 主轴截面惯距： 44 64() 1 . 6 4 1 02DdI m m 截面面积 ； A=3459.9 2mm 主轴最大输出转矩： 59 5 5 0 0 0 0 5 . 1 2 1 0 .n PM N m mn / 2 0 0 2 5 6 04 5 0 / 2nznMF M N0 . 5 1 2 8 0YzF F N 故总切削力 为： 22 2 8 6 2 .1 7zyF F F N
