毕业设计论文数控车床主传动设计

1、 0 数控车床传动机构设计 姓姓 名名： 吴润春吴润春 学学 号号： 20114590882011459088 专专 业业： 机械制造及自动化机械制造及自动化 班班 级级： 1111 级机械制造及自动化级机械制造及自动化 指导教师指导教师： 王王 永永 成成 目录 1 目目 录录摘 要 . 目 录 . 第一章第一章 绪论绪论 .11.1 数控车床主传动系统的要求 .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的发展.2 1.3.1 设数控车床发展总趋势. 2 1.3.2 确中国数控车床发展的主要问题 . . 4第二章 变速主传动系统法案的制定 .62.1 主传动技术指

2、标的制定 .7 2.1.1 动力参数的确定计的数. 7 2.1.2 主运动调速范围的确定. 8 2.1.3 主轴计算转速的确定. 92.2 变速主传动系统的设计 . 10 2.2.1 确定传动方案. 10 2.2.2 转速图的拟定. 11 2.2.3 拟定传动变速系统图. 12第三章 传动系统零部件设计 . 153.1 传动皮带的设计与选定 . 15 3.1.1 V 带传动设计. 15 3.1.2 带结构的设计. 163.2 齿轮的设计与校核 . 17 3.2.1 各传动轴传递动力计算.17 3.2.2 齿轮副 32/76 齿轮的设计与校核. 19 3.2.3 齿轮副 30/54 齿轮的设计与

3、校核.23目录 2 3.2.4 齿轮副 54/54 齿轮的设计与校核.263.3 传动轴的设计与校核 . 30 3.3.1 传动轴 I 的设计与校核. 30 3.3.2 轴 II 的设计与校核. 33第四章 主轴组件的设计与校核 . 354.1 主轴的要求 . 354.2 主轴轴承选择 . 364.3 主轴的设计与校核 . 36第五章 主轴驱动与控制 . 395.1 主轴转速的自动变换 . 395.2 齿轮有级变速变挡装置 . 405.3 主轴旋转与轴向进给的同步控制. 405.3 主轴旋转与径向进给的同步控制. 40第六章总结与展望 . 41第一章 绪论3第一章 绪论数控车床利用数字化的信息

4、对车床运动及加工过程进行控制，是一种可编程的通用加工设备，能自动完成内外圆柱面、圆锥面、圆弧面、端面、螺纹等工序的切削加工，所以特别适合加工形状复杂的轴类和盘套类零件。与通用机床和专用机床相比，数控车床具有加工灵活、通用性强、能适应产品的品种和规格频繁变化的特点，能够满足新产品的开发和多品种、小批量、生产自动化的要求，是一种柔性的、高性能的自动化车床，代表了现代控制技术的发展方向，是一种典型的机电一体化产品，因此被广泛应用于机械制造业。数控车床的主传动系统包括主轴电机、传动系统与主轴组件，与普通机床相比，变速功能绝大部分由主轴电机的无级调速来承担，省去了繁杂的齿轮变速机构，结构简单，有些只有两

5、极或三级齿轮变速机构系统用以扩大电机无级调速的范围1.1 数控车床主传动系统的要求数控机床作为高自动化的机电一体化设备，其主传动系统的设计一般应满足以下基本要求。使用性能要求高 首先应满足机床的运动特性。如机床主轴有足够的转速范围和转速级数，不仅有低速大转矩功能而且还要有较高的转速。传动系统设计合理，操作方便灵活、迅速、安全可靠。传递动力要求 主电动机和传动机构能提供和传递足够的功率和转速，具有较高的传递效率。工作性能要求 主传动中所有零部件要有足够的刚度、精度、和抗振性、热变形特性稳定，才能保证加工零件有较高的质量。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的重要指标；主

6、轴要较高的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、主轴组件的质量分布是否均匀及主轴组件的阻尼对主轴组件的静刚度和抗振性都会产生影响；主轴组件必须有足够的耐磨性，使之保持良好的精度；轴承处还要有良好的润滑。此外，还要求主创动系统结构简单，便于调整与维修；工艺性好，便于加工与装配；防护性好；使用寿命长。第一章 绪论41.2 数控车床主传动系统的方式 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围能均匀的、离散地分布着有限级数的转速，主要用于普通机床。无级变速形式可以在一定范围内连续改变转速，以便得到满足加工要求的最佳转速，能在运转中变速，便于

7、自动变速。数控车床得主传动系统通常采用无级变速。 与普通车床相比，数控车床的主传动采用交、直主轴调速电动机，电动机调速范围大，并可无级调速，使主轴结构大为简化。为了适应不同的加工需求数控车床主传动系统有以下三种方式。 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结构，能有效地提高主轴刚度。这种传动的特点是主轴转速的变化、输出转矩与主轴的特性完全一致。但因主轴的功率和转矩特性直接决定主轴电机的性能，因而这种变速传动的应用受到一定限制。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程度上

8、能满足主轴功率和转矩的要求，但其变速范围仍和电动机的调速范围相同。 目前，交流、直流主轴电动机的恒功率转速范围一般只有 2-4，而恒转矩范围则达 100 以上；许多大、中型机床的主轴要求有更宽的恒功率转速范围。很明显，这种情况下主轴电动机的功率特性和机床主轴的要求不匹配:调速电动机的恒功率范围远小于主轴要求的恒功率变速范围。所以这种变速方式多用于小型或高速数控机床。 采用分档变速方式 采用这种变速方式主要是为了解决主轴电动机的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，电动机的无级变速配合变速机构可确保主轴的功率、转矩要求，满足各种切削运动的转矩输出，特别是保证低速时的转矩和扩大

9、恒功率的调速范围。用两个电机分别驱动主轴 上述两种方式的混合传动，高速时带轮直接驱动主轴，低速时另一个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的发展 .1.3.1 数控车床发展总趋势近年来，随着数控加工技术的不断发展，数控车床的主传动系统也呈现出第一章 绪论5一些新的发展趋势，如主轴转速的高速化、功能结构的复合化、柔性化。高速主轴单元 为了适应数控加工高速化的发展，目前越来越多的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，就是将高速的主轴电动机置于主轴内部，通过交流变频控制系统，使主轴获得所需的工作转速和转矩，实现电动机、主轴的一体化功能；取消了皮带、带轮和齿轮

10、等环节，大大减少了主传动的转动惯量，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的振动和噪声问题；可精确实现主轴的定位和轴传动功能。采用电主轴结构可使主轴转速达到 10000r/min 以上，它融合了尖端的高速精密轴承、润滑技术、冷却技术、高速变频驱动技术，是技术含量很高的机电一体化产品。功能复合化、柔性化随着数控车床对加工对象的适应性的不断提高，数控车床（特别适合主传动系统）的设计发生了很大变化，并向着功能复合化和系统柔性化的方向发展。 功能复合化的目的是进一步提高机床的生产效率，使用于非加工辅助时间减至最少。通过功能的复合化，可以扩大车床的使用范围、提高效率，

11、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的 CX25Y 数控车铣复合中心，该机床同时具有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、槽的加工。该机床还配置有强动力刀架和副主轴。副主轴采用内藏式电主轴结构，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成全部加工，极大地提高了效率。数控车床向柔性自动化系统发展的趋势是：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)的方向发

12、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的主要手段，是各国制造业发展的主流趋势，是先进制造领域的基础技术。其重点是以提高系统的可靠性、实用化为前提，以易于联网和集成为目标，注重加强单元技术的开拓和完善。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方便地与 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，现代数控车床主传动系统设计不仅限于只满足原有的基本要求，第一章 绪论6还要综合考虑现代制造对机床的整体要求，如制造控制、过程控制以及物料传送，以缩

13、短产品的加工时间、周转时间、制造时间，以最大限度的提高生产率。中国数控机床现状及发展中的主要问题 1.3.2 中国发展数控车床存在的主要问题 中国於 1958 年研制出第一台数控机床，发展过程大致可分为两大阶段。在19581979 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、发展条件缺乏认识，在人员素质差、基础薄弱、配套件不过关的情况下，一哄而上又一哄而下，曾三起三落、终因表现欠佳，无法用於生产而停顿。主要存在的问题是盲目性大，缺乏实事求是的科学精神。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

14、国(地区)引进数控机床先进技术和合作、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，并逐步向前发展。 在 20 余年间，数控机床的设计和制造技术有较大提高，主要表现在三大方面：培训一批设计、制造、使用和维护的人才；通过合作生产先进数控机床，使设计、制造、使用水平大大提高，缩小了与世界先进技术的差距；通过利用国外先进元部件、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的数控机床，供应国内市场的需求，但对关键技术的试验、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、数控系统依靠国外技术支撑，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

15、控车床的水平差距很大。存在的主要问题包括：缺乏象日本“机电法”、 “机信法”那样的指引；严重缺乏各方面专家人才和熟练技术工人；缺少深入系统的科研工作；元部件和数控系统不配套；企业和专业间缺乏合作，基本上孤军作战，虽然厂多人众，但形成不了合力。 中国今后要加速发展数控机床产业，既要深入总结过往的经验教训，切实改善存在的问题，又要认真学习国外的先进经验，沿正确的道路前进。建议切实做好以下几点： 中国厂多人众，极需正确的方针、政策对数控车床的发展进行有力的指引。应学习美、德、日经验，政府高度重视、正确决策、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。在方法上

16、，深入用户，精通工艺，低中高档并举，学习日本，首先解决量大而广的中档数控机床，批量生产，占领市场，减少进口，扩大出口。在步骤措施上，必第一章 绪论7须使国产数控系统先进、可靠，狠抓产品质量与配套件过关，打好技术基础。近期重在打基础，建立信誉，扩大国产数控车床的国内市场份额，远期谋求赶超世界先进水平，大步走向世界市场；必须狠抓根本，坚持“以人为本”，加速提高人员素质、培养各种专家人才，从根本上改变目前低效、落后的状态。人是一切事业成败的根本，层层都要重视“培才、选才、用才”，建立学习型企业，树立企业文化，加速培育新人，培训在职人员，建立师徒相传制度，举办各种技术讲座、训练班和专题讨论会，甚至聘请

17、外国专家、顾问等，尽力提高数控。 随着世界科技进步和机床工业的发展，数控车床作为机床工业的主流产品，已成为实现装备制造业现代化的关键设备，是国防军工装备发展的战略物资。数控机床的拥有量及其性能水平的高低，是衡量一个国家综合实力的重要标志。加快发展数控机床产业也是我国装备制造业发展的现实要求。第二章 变速主传动系统方案的制定8第二章 变速主传动系统方案的制定2.1 主传动系统主要技术指标的确定 J1FCNC-B 是中等规格的二轴联动的数控车床，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、

18、操作方便。主传动系统的主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的功率；运动参数是指主运动变速范围。根据数控车床的加工工艺、加工对象、所要求的精度、成本及生产周期并结合国内外机床发展现状确定数控车床主要技术指标。2.1.1 动力参数的确定 主传动中个传动件的尺寸要根据传动功率来确定。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，功率因数小而浪费能源；功率过小将限制车床切削加工能力而降低生产效率。因此需合理确定主传动功率。但由于实际加工过程切削用量变化范围大、传动件之间的摩擦等不确定因素，用理论计算方法来确定主传动功率尚有困难，可通过类比、统计方法相互比较来确定。查机电

19、一体化手册车削功率在 8-16kw 之间根据切削功率 PC 与主传动链的总效率 估算,即 P=。主传动链的功率效率 =0.70.85， 数控车床多采c用调速电动机和较短的机械传动链，效率较大，因此取=0.78,则估计 P 在10.26kw20.51kw.之间。数控车床的加工范围一般都比较大，切削功率 PC 可根据有代表性的加工情况，由其主切削抗力ZFPC=KW60000ZF V-主切削力的切向分力，N；ZF-切削速度 N；vcm查金属切削手册知，以硬质合金刀具车削合金结构钢为例，数控车床有代表型的主切削力的切向分力大约在 2500 左右，切削速度取 90250rmin，ZF则知道 PC=250

20、0 20060000=8.333kw第二章 变速主传动系统方案的制定9P=10.68kwc考虑到空转运转的功率损失，如各传动件在空转运行时的摩损功耗，传动件的搅油和克服空气阻力功率以及其其它动载荷的摩擦损耗等。J1FCNCI-B 机床是中等规格数控车床，参照国内外同类机床的电动机功率，此机床可以选取 11kw 的电动机，考虑到数控机床变速范围比较大，选用交流变频电动机 YVP160-4，标称功率 11kw，额定转矩 70Nm 调频电动机功率转矩与2.1.2 主运动调速范围的确定 主轴转速由切削速度（r/min）与工件的直径（mm）来确定nvd =（r/min）n1000vd计算该数控车床=、=

21、，minnminmax1000vdmaxnmaxmin1000vd则数控车床变速范围=nRmaxminnn代入公式，选择，要据车床上几种典型加工情况minVmaxVmindmaxd考虑，不可能将一切情况考虑进去，也不是加工情况的最大值和最小值。 经统计分析车床的最高转速出现在硬质合金刀具精车钢料的外圆工艺中，最低转速出现在高速工具钢刀具精车合金钢工件的梯形丝杠中。由工艺手册可知硬质合金刀具刀具精车钢料的丝杠=250 rmin；高速车刀粗车圆柱体maxV=30-50 rmin（随被吃刀量与进给量的增加而减少） ；高速工具钢低速精minV车丝杠=1.5 rmin，车床主参数460mm，加工丝杠的最

22、大直径=50mm，minVd则=0.5D=0.5 460mm=230mmmaxd=（0.2-0.25）=（46-58）mm，取=50mm。mindmaxddmax =1591 r/minnminmax1000vd1000 25050第二章 变速主传动系统方案的制定10=41.52 r/minminnmaxmin1000dv1000 30230由于现代数控车床向高速高精度方向发展，考虑到今后的技术储备，类比行业中同类数控车床的转速范围初步选取=20 rmin，=2000 rmin。minVmaxV则数控车床总变速范围=100nRmaxminnn2.1.3 主轴计算转速的确定由切削原理知主运动为直

23、线运动的机床，主运动为恒转矩运动；主运动为旋转运动的机床，主运动为恒功率运动。数控车床加工工艺范围广，变速范围大。有些典型工艺如：精车丝杠、加工螺纹、等，工件尺寸大，需采用小的被吃刀量、小的进给量；低速主轴转速小，不需传动电动机的全部功率。我们把机床能传递全部功率的最低转速称为主轴计算转速，以它为临界转速，如图。从至最高转速的区域为恒功率区域，任意转速能够传递电动机的全部功率，但主轴转矩随主轴转速的上升而下降；从最低转速至的区域 b 为恒转矩区域，任意转速能够输出最大转矩，但主轴输出的功率将随主轴转速的下降而下降。数控车床变速范围比较广，计算转速比普通车床高。目前数控机床计算转速的确定尚无统一

24、标准，确定是参考同类机床，并结合该机床加工工艺要求，使=154 rmin.n计第二章 变速主传动系统方案的制定11图 2.2 主轴转速曲线2.2 变速主传动系统的设计2.2.1 确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围内连续改变转速，以便得到满足加工要求的最佳转速，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的质量都有重要意义；同时采用无级变速可使主轴结构大为简化，缩短传动链；因此无级变速应用日益广泛。该数控机床总变速范围是=200020=100，变速范围较大，单靠无级变速nR装置有难以实现。而且，无级变速装置的功率扭转特性应同传动链的

25、工作要求相适应，这就要求串联机械有级变速来扩大变速范围并选择合适的无级变速器以满足机床的功率扭矩特性要求。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：调频电机的恒功率转速范围为 45001500=3，而主轴要求的恒功率调速范围为 2000250=8，显然电动机不能满足主轴所要求的恒功率变速范围。所以在设计师不能依据总变速范围来设计主创动系统，而应考虑电动机与主轴的功率匹配。主轴恒功率调速范围 Rnp=max=2000250=8,nn计电动机恒功率调速范围 Rdp=max=45001500=3nn额为了使主轴和电动机的恒功率匹配，

26、现通过增加变速齿轮来满足要求，该变速齿轮组扩大了电动机的恒功率调速。2.2.2 转速图的拟定 1转速图的拟定转速图的拟定 分析和设计主传动系统须应用一种特殊线图，称为转速图。转速图能够清楚的表达出：传动轴的数目，主轴及各传动轴的转速级数、转速值及其传动路线，变速组的个数、传动顺序及扩大顺序，各变速组的传动副数及其传动比数值，变速规律等。首先根据最高转速和最低转速确定变速范围，选择合适的公比后再确定转nRf速级数，绘制转速图。z：已知机床的转速范围在 20r/min2000r/min，电动机的最高转速为 4000 r/min，额定第二章 变速主传动系统方案的制定12转速为 1500 r/min，

27、电动机的额定功率 P=11kW，确定主轴箱结构（1）确定主轴的变速范围nR 100202000minmaxnnRn（2）确定主轴的计算转速cn min6 .79100203 . 03 . 0minrRnnnc由于数控机床主轴的变速范围大，计算转速应比计算值高些，所以圆整取计算转速 nc=。min170r（3）确定主轴的恒功率变速范围npR 9 .111702000maxcnpnnR（4）确定电动机所能够提供的恒功率变速范围dpR 415006000maxddpnnR由于RnpRdp，电动机直接驱动主轴不能满足恒功率变速要求，因此需要串联一个有级变速箱，以满足主轴的恒功率调速范围。（5）确定转速

28、级数Z取，则4dpfR对于数控车床，为了加工端面时满足恒线速度切78. 14lg9 .11lglglgfnpRZ削的要求，应使转速有一些重复，故取 Z=2（6）拟定转速图和功率特性图如图第二章 变速主传动系统方案的制定132.2.3 拟定传动变速系统图拟定传动系统的原则是：在保证机床的运动和使用要求的前提下，运动传动链要尽可能的短而简单；传动效率高以及操作简单方便 。首先要考虑某些结构方面的问题，考虑结构能否实现：如小齿轮的齿根圆是否大于轴的直径，大齿轮的顶圆是否会碰及相邻轴等；其次因考虑结构是否合理，如布置是否紧凑，操纵是否方便等。 该机床采用双联滑移齿轮变速组，采用窄式排列结构，使机床结构

29、紧凑。主轴变速拟采用通过滑移齿轮的移位来实现，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 才能开始进入啮合，所以齿轮 5 与齿轮 6 相邻间的距离 b 要大于于滑移齿轮的宽度（齿轮2 与齿轮宽度之和） ，一般b3bb+, =14 mm。 综合考虑个因素，拟订传动系统示意图，如图3b2b2.4。第二章 变速主传动系统方案的制定14图 2.4 主传动系统示意图第三章 传动系统零部件设计15第三章 传动系统零部件设计3.1 传动皮带的设计和选定 带传动是由带和带轮组成传递运动和动力的传动。根据工作原理可分为两类：摩擦带传动和啮合带传动。摩擦带传动是机床主要传动方式之一，常见

30、的有平带传动和 V 带传动；啮合传动只有同步带一种。 普通 V 带传动是常见的带传动形式，其结构为：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，允许包角小、传动比大、预紧力小。绳芯结构带体较柔软，曲挠疲劳性好。其应用于：带速 V2530m/s;传动功率 P700kW;传动比 i10 轴间距小的传动。一主要失效形式 1带在带轮上打滑，不能传递动力； 2带由于疲劳产生脱层、撕裂和拉断； 3带的工作面磨损。 保证带在工作中不打滑的前提下能传递最大功率，并具有一定的疲劳强度和使用寿命是 V 带传动设计的主要依据，也是靠摩擦

31、传动的其它带传动设计的主要依据。3.1.1V 带传动设计 (1)设计功率的确定：查得工况系数2 . 1AKkWkWPKPAd2 .13112 . 1(2) 选定带型：根据和kWPd2 .13min15001rn 确定为 B 型。(3)传动比：根据转速图知,传动比为6 . 11u(4)确定小带轮基准直径：参考表取mmdd1251(5)确定大带轮直径：mmdnnddd200%211255 .937150011212第三章 传动系统零部件设计16取标准值mmdd2002(6) 验算带速：smsmndvd817. 9100060150012510006011因为在之间，所以经济耐用。smv817. 9

32、 smv255(7)初定带轮轴中心距：0a得： 2102127 . 0ddddddadd即： 16012521601257 . 00a mmamm5705 .1990初取 mma4000(8)确定带基准长度：0dL0122100422addddaLdddddmm4004125160160125240022mm44.1248 选取基准长度mmLd12500(9)计算实际轴间距：ammmmLLaadd78.400244.12481250400200取标准值。mma450安装时所需最小轴间距：mmmmLaad4311250015. 0450015. 0min张紧或补偿伸长所需最大轴间距：mmmmLa

33、ad5 .487125003. 045003. 0max(10)验算小带轮包角：1201763 .574501251601803 .57180121adddd所以小带轮包角合适。(11)单根 V 带的基本额定功率：1P根据和查得 B 型 V 带的基本额定功率mmdd1251min15001rn 第三章 传动系统零部件设计17。kWP19. 21(12)单根 V 带的额定功率增量：考虑到传动比的影响，额定功率的增量由表查得：KWP4 . 0(13)计算带的根数： 根50. 490. 098. 04 . 019. 22 .1311ladKKPPPz取 根。5z(14)单根 V 带的预紧力：0F20

34、15 . 2500mvKzvPFad N2817. 917. 0198. 05 . 26817. 92 .13500 N93.224(15)作用在轴上的力：NNzFFr74.22402170sin593.22422sin210(16)带轮的结构和尺寸：由表可查得带轮的具体结构参见零件图为了减轻传动轴上载荷，采用卸荷式带轮结构，使带轮上的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 齿轮的的设计与校核一般同一变速组的齿轮模数相同,所有齿轮中首先选择负荷较重的小齿轮按接触疲劳强度公式进行初算。所以从最小齿轮 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

35、的每对齿轮的设计与校核时，主动齿以数字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，0PdP0n第三章 传动系统零部件设计18输出转矩=9550=0T0P/0n70mN 轴 I =11 0.96=10.56kw 为带传动效率1P0P00 =750r/min1n0in1500 /2minr =9550=1T11nP107.37mN 中间轴 II =10.56 0.99 0.97=10.14kw， 分别为轴承、齿2P1P1212轮传动效率。 =937.51.8=521 r/min2n12ni =9550=955

36、0=2T22Pn10.14521183mN 高速档轴 III =10.14 0.99 0.97=9.7kw，分别为、轴 III3P2P23232323上轴承、齿轮传动效率 =5211=521 rmin3n2ni =9550=9550=3T33nP9.7521183mN 低速档轴 III =9.7kw3P2P2323 =5212.4=217 rmin3n2ni =9550=9550=3T33nP9.7217484mN 动力传动情况表：功率 kw转矩mN 轴号输入输出输入输出转速rmin传动比传动效率电机-11-701500-0.96轴 I10.5610.1470107937.51：1.60.96

37、03轴 II10.149.7134.461835211：1.80.9603第三章 传动系统零部件设计19高速9.79.3155183 5211:10.9603轴III低速9.79.31554842171:2.40.96033.2.2 齿轮副(32/76)齿轮的设计与校核 因生产批量较小，故小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB,平均取为 260HB,与之啮合的大齿轮用 42SiMn 合金钢，调质处理，硬度217HB255HB,平均取为 235HB.载荷变化规律如图 3.2:图 3.2 载荷变化图计算步骤如下：1. 齿面接触疲劳强度计算1）.初步计算 转矩 =9550 =955

38、0 =.1T22nP10.14521183mN 齿宽系数 =0.4b接触疲劳强度极限 =710MPa, =580MPa,lim1Hlim2H许用接触疲劳强度极 =0.9=639 MPa, 1Hlim1H=0.9=522MPa2Hlim2H 取 值 = 查表=82dA010dA第三章 传动系统零部件设计20初步计算小齿轮直径= = =85.2mm1d13d2d(i1)iHTA32183000(1)0.75227632827632取=90mm1d初步计算齿宽 b=36mm,取 b=35mm2).校核计算圆周速度 v v= =2.69m/s.11d90 52160 100060 1000n精度等级

39、8 级齿数 Z 和模数 m =32,m=2.9,所以取 m=3 , =96mm1Z90321d =76,m=3, =76 3=232mm2Z2d使用系数=1.1AK动载荷系数=1.16vK齿间载荷分配系数 =3751NHK1t1=2dTF2 18300096 =117.2Nmm100NmmtAbFK3751 1.135 =1.88-3.2 (+)cos11Z21Z=1.88-3.2=1.861132760cos1001sin0.4 32tantan100.446dnbmz 1.860.4462.302 000tantan20arctanarctan29coscos10nt coscos/cos

40、bnt 000cos10 cos20 /cos290.97第三章 传动系统零部件设计21 由此得2/cosHFbKK 21.86/0.971.71齿间载荷分布系数 查表=HKHK231b10dABCb =231.170.16 0.40.61 10351.16载荷系数 K K=1.2 1.11.711.16=3.05AKvKHKHK 弹性系数 =189.8EZEZaMP 节点区域系数 =2.45HZHZ 重合度系数 由式得因得故Z11 413Z 110.731.86 螺旋角系数 Z0coscos100.99Z 接触最小安全系数 =1.05minHSminHS 总工作时间 =1030080.2=4

41、800hhtht 应力循环次数 估计,则查表指数 m=8.78LN710LN910 =1LNmniihii 1max60n tTT =6016254800(0.2+ 8.7818.780.50.5+0.2)=3.628.780.2710=1.452LN710接触寿命系数 查图=1.2, =1.25NZ1NZ2NZ第三章 传动系统零部件设计22许用接触应力 = = =798MPaH1Hlim11limHNHZS710 1.21.05=690MPa2HFaY580 1.251.05验算 = HEZHZZ212(i+1)bd iKT= 189.82.450.73aMP 22 3.05 183000(

42、2.4+1)35 962.4=640MPa 0001011 10.98120120Y minY齿间载荷分配系数 由上面知=1.71FKFK齿间载荷分布系数 b/h=35/ (2.253.5)=4.44 查相关图知=1.175FKFK载荷系数 K K=1.251.11.751.175=2.77AKvKFKFK弯曲疲劳极限 查试验齿轮的弯曲极限表=600MPa,minFmin1F=450 MPa,min2F弯曲最小安全系数 有相关表=1.25minSFminSF应力循环次数 估计,则查表指数 m=49.91LN710LN910=6026254800(1LNmni 1hiii60maxntTT 0.

43、2+0.5+0.2)=7.2449.91149.910.549.910.2710=6016984800(0.2+0.52LN 49.91149.910.5+0.2)=4.0249.910.2710弯曲寿命系数 查弯曲寿命系数图=1.01, =1.03NY1NY2NY尺寸系数 査尺寸系数图 =1.0 xYxY许用弯曲应力 =F1Flim11min600 0.95 14751.2FNXaFY YMPS第三章 传动系统零部件设计24=2Flim22min450 0.97 1363.71.2FNXaFY YMPS验算 = 1F11112FaSanKTYY Y Ybd m 2 3.65 1830002.

44、5 1.63 0.69 0.91735 96 3=277MPa1F 222111FaSaFFFaSaYYYY100NmmtAbFK2360 1.2570 =1.88-3.2 (+)cos11Z21Z=1.88-3.2=1.571130540cos1001sin0.8 30tantan100.442dnbmz 1.570.4422.012 000tantan20arctanarctan29coscos10nt第三章 传动系统零部件设计26 coscos/cosbnt 000cos10 cos20 /cos290.97 由此得2/cosHFbKK 21.57/0.971.6齿间载荷分布系数 查表=

45、HKHK231b10dABCb =231.170.16 0.80.61 10701.2载荷系数 K K=1.25 1.21.61.2=2.95AKvKHKHK 弹性系数 =189.8EZEZaMP 节点区域系数 =2.45HZHZ 重合度系数 由式得因得故Z11 413Z 110.921.57 螺旋角系数 Z0coscos100.99Z 接触最小安全系数 =1.05minHSminHS 总工作时间 =1030080.2=4800hhtht 应力循环次数 估计,则查表指数 m=8.78LN710LN910 =1LNmniihii 1max60n tTT =6016254800(0.2+ 8.78

46、18.780.50.5+0.2)=3.628.780.2710第三章 传动系统零部件设计27=1.452LN710接触寿命系数 查图=1.2, =1.25NZ1NZ2NZ许用接触应力 = = =798MPaH1Hlim11limHNHZS710 1.21.05=690MPa2Hlim22limHNHZS580 1.251.05验算 = HEZHZZ212(i+1)bd iKT= 189.82.450.92aMP 22 3.05 107670(1.8+1)70 901.8=652MPa 0001011 10.98120120Y minY齿间载荷分配系数 由上面知=1.6FKFK齿间载荷分布系数

47、b/h=70/ (2.253.5)=8.88 查相关图知=1.2FKFK载荷系数 K K=1.251.21.61.2=2.88AKvKFKFK弯曲疲劳极限 查试验齿轮的弯曲极限表=600MPa,minFmin1F=450 MPa,min2F弯曲最小安全系数 有相关表=1.25minSFminSF应力循环次数 估计,则查表指数 m=49.91LN710LN910=6026254800(1LNmni 1hiii60maxntTT 0.2+0.5+0.2)=7.2449.91149.910.549.910.2710=6016984800(0.2+0.52LN 49.91149.910.5+0.2)=

48、4.0249.910.2710第三章 传动系统零部件设计29弯曲寿命系数 查弯曲寿命系数图=1.01, =1.03NY1NY2NY尺寸系数 査尺寸系数图 =1.0 xYxY许用弯曲应力 =F1Flim11min600 0.95 14751.2FNXaFY YMPS=2Flim22min450 0.97 1363.71.2FNXaFY YMPS验算 = 1F11112FaSanKTYY Y Ybd m 2 3.65 1073702.5 1.63 0.69 0.91770 90 3=220MPa1F 222111FaSaFFFaSaYYYY100NmmtAbFK2360 1.2525 =1.88-

49、3.2 (+)cos11Z21Z=1.88-3.2=1.21154540cos1001sin0.3 54tantan100.276dnbmz 1.20.2761.476 000tantan20arctanarctan29coscos10nt第三章 传动系统零部件设计31 coscos/cosbnt 000cos10 cos20 /cos290.97 由此得=1.232/cosHFbKK齿间载荷分布系数 查表=HKHK231b10dABCb =231.170.16 0.30.61 10251.15载荷系数 K K=1.25 1.21.231.15=2.12AKvKHKHK 弹性系数 =189.8

50、EZEZaMP 节点区域系数 =2.45HZHZ 重合度系数 由式得因得故Z11 413Z 110.911.2 螺旋角系数 Z0coscos100.99Z 接触最小安全系数 =1.05minHSminHS 总工作时间 =1030080.2=4800hhtht 应力循环次数 估计,则查表指数 m=8.78LN710LN910 =1LNmniihii 1max60n tTT =6016254800(0.2+ 8.7818.780.50.5+0.2)=3.628.780.2710=1.452LN710第三章 传动系统零部件设计32接触寿命系数 查图=1.2, =1.25NZ1NZ2NZ许用接触应力

51、= = =798MPaH1Hlim11limHNHZS710 1.21.05=690MPa2Hlim22limHNHZS580 1.251.05验算 = HEZHZZ212(i+1)bd iKT= 189.82.450.91aMP 22 3.05 107670(1.8+1)70 901.8=632MPa 0001011 10.98120120Y minY齿间载荷分配系数 由上面知=1.23FKFK齿间载荷分布系数 b/h=25/ (2.253.5)=4 查相关图知=1.16FKFK载荷系数 K K=1.251.21.231.16=2.12AKvKFKFK弯曲疲劳极限 查试验齿轮的弯曲极限表=6

52、00MPa,minFmin1F=450 MPa,min2F弯曲最小安全系数 有相关表=1.25minSFminSF应力循环次数 估计,则查表指数 m=49.91LN710LN910=6026254800(1LNmni 1hiii60maxntTT 0.2+0.5+0.2)=7.2449.91149.910.549.910.2710=6016984800(0.2+0.52LN 49.91149.910.5+0.2)=4.0249.910.2710弯曲寿命系数 查弯曲寿命系数图=1.01, =1.03NY1NY2NY第三章 传动系统零部件设计34尺寸系数 査尺寸系数图 =1.0 xYxY许用弯曲应

53、力 =F1Flim11min600 0.95 14751.2FNXaFY YMPS=2Flim22min450 0.97 1363.71.2FNXaFY YMPS验算 = 1F11112FaSanKTYY Y Ybd m 2 3.65 1830002.35 1.72 0.69 0.91725 165 3=197MPa1F 222111FaSaFFFaSaYYYY2.35 1.721971972.35 1.72aMP2F传动无严重过载情况,固不作静强度校核.3.齿轮结构设计 见零件图。3.3 传动轴的设计与校核3.3.1 传动轴 I 的设计与校核1）.估算轴颈 d假设轴材料为 45#钢，则由公式

54、，查表 C=118, 3pdCn=25mm，310.56118937.5d 2)轴结构设计该轴兼有传动轴和液压变档滑移作用，画出 Z=26 的齿轮轮廓,齿轮分度圆直径较大,不需要采用齿轮轴结构;根据轴及轴上零件作用，完成轴的结构设计,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=107.371T11nPmN 第三章 传动系统零部件设计35 圆周力=2360N.1t1=2dTF2 10737090 径向力=N，rF00tan2360 tan20873.2coscos10ntF 轴向力 aF0tan2360 tan104

55、16tFNb）.计算支撑反力 水平面内支撑反力=2895N, 1107370 72586 18928421RF=360N125400 295947 189282421RF 垂直面支撑反力, 1360 82460421rFN223604601900rFN 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 22xyxzMMMd).画轴转矩图 见附图 1.e)许用应力1rF 用查入法查表=102.5MPa,=60MPa0b1b 应力校正系数=0.5910bb60102.5f).画出当量弯矩图 见附图 1 当量弯矩0

56、.59 107370N.mm=63346 N.mmT 齿轮中间截面处当量弯矩=160010N.mm221()MMT轴颈处当量弯矩=180200N.mm2M22()MT轴颈处当量弯矩=161550N.mm2M22()MTg).校核轴颈齿轮中间处轴直径 d=27mm35mm。31b0.1M31600000.1 60在轴颈处 d=30mm35mm;考虑载荷31b0.1M33166130.1 70较均匀分布，本次校核是在极端情况下进行且误差在 5%之内，所以合理。第三章 传动系统零部件设计39附图 2第五章 主轴驱动与控制40第四章第四章 主轴组件的设计与校核主轴组件的设计与校核4.1 主轴的要求主轴

57、的要求1 旋转精度 主轴的旋转精度上是指装配后，在无载荷，低转速的条件下，主轴前端工件或刀具部位的径向跳动和轴向跳动。主轴组件的旋转精度主要取决于各主要件，如主轴，轴承，箱体孔的的制造，装配和调整精度。还决定于主轴转速，支撑的设计和性能，润滑剂及主轴组件的平衡。通用（包括数控）机床的旋转精度已有标准规定可循。2 静刚度 主轴组件的静刚度（简称刚度）反映组件抵抗静态外载荷变形的能力。影响主轴组件弯曲刚度的因素很多，如主轴的尺寸和形状，滚动轴承的型号，数量，配置形式和欲紧，前后支撑的距离和主轴前端的悬伸量，传动件的布置方式，主轴组件的制造和装配质量等。各类机床主轴组件的刚度目前尚无统一的标准。3

58、抗振性主轴组件工作时产生震动会降低工件的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。振动表现为强迫振动和自激振动两种形式。影响抗振性的因素主要有主轴组件的静刚度，质量分布和阻尼（特别是主轴前支撑的阻尼）主轴的固有频率应远大于激动力的频率，以使它不易发生共振。目前，尚未制定出抗振性的指标，只有一些实验数据可供设计时参考。4 升温和热变形主轴组件工作时因各相对运动的处的摩擦和搅油等而发热，产生温升，从而使主轴组件的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降低，降低了轴承的承载能力。主轴箱因温升而变形，使主轴偏离正确位置。前后轴承的温

59、度不同，还会导致主轴轴线倾斜。由于受热膨胀是材料固有的性质，因此高精度机床要进一步提高加工精度，往往受热变形的限制。研究如何减少主轴组件的发热，如何控制温度，是高精第五章 主轴驱动与控制41度机床主轴组件的研究的主要课题之一。5 耐磨性主轴组件的耐磨性是指长期保持原始精度的能力，即精度保持性。对精度有影响的首先是轴承，其次是安置刀，夹具和工件的部位，如锥孔，定心轴径等。为了提高耐磨性，一般机床主轴上的上述部分应淬硬至 HRC60 左右，深约1mm.6 材料和热处理主轴承载后允许的弹性变形很小，引起的应力通常远远小于钢的强度极限。因此，强度一般不做为选材的依据。主轴的形状，尺寸确定之后，刚度主要

60、取决于材料的弹性模量。各种材料的弹性模量几乎相同，因此刚度也不是选材的依据。主轴材料的选择主要根据耐磨性和热处理变形来考虑。数控机床的材料通常是 45 号或 60 号优质中碳钢，需调质处理。7 主轴的结构为了提高刚度，主轴的直径应该大些。前轴承到主轴前端的距离（称悬伸量）应尽可能小一些。为了便于装配，主轴通常作成阶梯形的，主轴的结构和形状与主轴上所安装的传动件，轴承等零件的类型，数量，位置和安装方法有直接的关系。主轴中孔用与通过棒料，拉杆或其它工具。为了能够通过更大的棒料，车床的中空希望大些，但受刚度条件的影响和限制，孔径一般不宜超过外径的70%。4.2 主轴轴承选择角接触轴承既可以承受径向载