小型简易数控车床设计

1绪论

1.1前言

进入到现在的21世纪，全球电子技术发展十分迅猛，微处理器、微计算机广泛被使

用在许多项目上，使得各种领域的技术开发被大力推动。机械装置的驱动设备、系统的控

制部分和执行元件等构成了完整的机械系统。大范围集成的电路技术要求越来越高，外形

变得更小。许多设备供应商用一种SMT工艺，让三维装配成为现实，使得整个数控装置

体积缩小。日本著名的三菱公司发布的通用型CNCMELDAS50及耐用型CNCMELDAS

520A系列，两种产品采用32位的cpu,让数控装置变成小型的装置。和原来的产品包括

M310和L3,外形大大缩小，占地面积减少一半，使用功能更加强大。并且使用了10.4in

的彩色LED这样的超薄显示屏幕。它的微加工性能提高为64m/min,最大进给速度是

240m/min,加工出来的螺纹精度和以往的产品相比提升2倍不止，主轴定位所使用的时间

减少三成。西门子公司刚发布的SINUMERIK840D。它的系统由多个通道的486DX或386D

组成，可实现的功能有:直线插补、圆弧插补、螺旋线插补等，体积为50mmx316mmx207mmo

全球的制造业的差距更多在于实际操作技巧和职教基础的差距，如今中国有60万人

在学习数控，但是数控这方面的人才缺口却只有十几万左右，那种2()人/台的教学实效性

与成材率不匹配的矛盾日益突出，所以急需一种小型、简易的车床来解决问题°

1.2背景

1.2.1数控机床的发展

科技发展到现在，自动化加智能化的装备必将是在不久之后的发展趋势，具体表现在：

使原先的设备加工更有质量及速度；使设备连接更加智能化包括系统自适应预算、反馈系

统；简化系统以及设备操作的智能化，如自动生成程序、智能检索、异常诊断及维修方面。

许多公司对数控操作系统展开探索，因为开发数控软件和因为它的封闭性导致了很多

问题。一个更加开放式的系统开发迫在眉睫。所说的开放式系统，就是一个平台可以让所

有的数控系统在此运行和开发，接触的对象是所有生产商和个人用户，为了能让不同类型

和不同功能的系统快速形成，开放式系统需要具备的一个重要功能是可以通过增删改查数

控功能，可使得用户的技术秘密集成到系统中。

1.2.2设计小型车床的意义

在数控教学中，生产型的机床作为实习设备相当重要，它能让学生更真实地感受到数

控车床的操作和组成原理，在一些发达国家，其教学采用的是小型的高仿真数控机床作为

实践的设备之一。

现在数控技术实训有这么儿个问题广泛存在：危险性大，车床所需费用高，操作面板

的操作较为繁琐，学员得到的实践机会不多，系统比较封闭，教学的效果不够好以及实验

耗材费用高等。此时设计一台人机交互好，功能齐全，操作开放简便的系统操作来解决教

学过程中所遇到的问题尤为迫切。

2小型数控车床主传动系统设计

2.1主要设计参数

床身加工直径150mm，加工长度300m脉冲当量0.01mm。加工材料：软木类、石

蜡还有铝质类。

2.2车床主传动机械系统种类

通常将车床主传动系统分为以下三种：

第一种，依赖变速齿轮的主传动。由齿轮运动进行传动，车床速度变化区间扩大，借

此保证低速扭矩能够满足设计规范。通过齿轮传动和电机无级变速，车床变为无级调速。

该形式的主传动如2-la所示。

第二种，利用带传动的主传动。如下图2-lb所示，该类系统主要适用于变化速度区间

较小但转速较高的数控机床。根据电动机自己的作用即可达到标准，因为齿轮的不存在，

可以减少由其传动引起的声音和振动。适合在高速低转矩性质的主轴。

第三种，通过调速电动机直接传动的主运动。加强部件的强度与硬度，尽可能简化箱

体与主轴的形状。但是存在一些问题，包括电动机变热对主轴影响大，因为主轴的扭矩小。

如图2-1c所示。

2

图2-1主轴的主传动种类

此数字控制车床选择无级变速。

2.3选择车床的切削参数

查文献⑺的表11-5,选择给进量f的数值为0.18mm/r,切削速度v的数值为250m/min,

背吃刀量ap的数值为1mm,三组数据为切削参数。

(1)计算切削力

由公式卜y=C/廿v"%；(2-1)

CaHfyHv，，KK

R=FxpFx：

查文献［7］的表4-1,计算出Fz=UN,因为E：G3=1:0.25:0.4,得进给抗力Fx=2.75N,切

深力Fr4.4N。

(2)确定车床切削功率

切削功率的数值是Fz与&两个损耗功率的数值之和，K没有损耗动力。所以：

P=(Fv+^^)xl()-3kw

功率

mz1000(2-2)

公式中nw---工件转速，r/s；

f---进给量，mm/r。

通过以上公式能够计算得出切削功率的数值，即匕=FzVxl(r3kw=45.8w,取车床效率

P

77m=0.8,贝IJ电动机的功率为PE23=57.3W。选用额定功率l()Ow交流变频调速电动机,

3

具体数值如表2-1所示:

表2-1电动机参数

出频极额定转最高转额定额定

电机型号电压启动转矩

力率数速速电流力矩

带齿轴电机WVHzPr/minr/minAN-mN-mKgf-cm

5RK100GU-AFWOIphlDO504100030002.100.900.787.80

2.4主传动系统的设计计算

计算转速1：

n.=100xl503=225r/min(2-3)

主轴要求的恒功率变速范围：

n%iax1500.

R=----=7(2-4)

"nj225

电动机恒功率变速范围：

Rmp=0n=3(2-5)

变速级数、变速组数：

7_1g_1g7_

m「g『lg3-L(2-6)

…贮=0.82

Ig2

变速箱实际公比：

丁=2(=2.33(2-7)

V1mPV

最小的传动比：

2259

/.=----=—(…?-R)、

m,n100040一

其他副的传动比：

21

Z2=—(2-9)

4

电机的最高转速为:

1500__.

%max=^=20Q857"min(2-10)

电机的最低转速为:

100华人，・

Fn=7-=444.44r/min(2-11)

"min

传动系统的转速图，如图2-2：

图2-2传动系统的转速图

电机转速在工作时传递的最高功率与最低功率分别为:

2«57

匕max=100Wx------=285.7W

1000

44444

C/inin=100WX——=44.44W

1000

2.5齿轮设计

2.5.1齿轮的设计

此传动系统由一个变速组与两个传动副结构组成。将乙设为一传动副中主动齿轮的齿

数，Z2为二传动副中主动齿轮的齿数，Z3与Z,分别为一、二传动副中被动齿轮的齿数。

Z(+Z?=S

4

9Z,=20,

一

23一而Z3=90,

~乙取s=110,贝心

+Z4=SZ2=38,

乙

-一21Z=72.

4=---4

40

计算出齿轮的各种尺寸：

将直齿圆柱齿轮的模数m设定为2.5,根据上述公式求得齿轮分度圆直径为:

5

d、=mZ]=2.5x20=50mm,

d2-mZ2-2.5x38=95/加，

(2-12)

d、=/nZ3=2.5x90=225mm,

d4=tnZ4=2.5x72=180〃〃，.

齿轮齿顶高:%=ha2=%=%=h：-m=2.5nvn(2-13)

齿根局:he=hf2=h「3=hf4=(〃：+c*)m=3.125mm(2-14)

选用忆z=0.8为齿宽系数，根据上述公式2-12,计算得到各齿轮的宽度:

b}=0.8x50+5=45mm,

b2=0.8x95+5=81mm.

b3=().8x50=40mm,

Z?4=0.8x95=76mm.

2.5.2齿轮的校核

根据齿面疲劳强度校核表，即文献［1］,得到一级减速齿轮Zi的参数：

圆周速度V：(2-15)

根据文献⑴中的表12-6与12-9得到，使用系数K八=1.1(),动载系数七=1.10,则

该齿轮的精度等级确定为8级

根据文献［11中的表12-10可以计算出齿间载荷分配系数K〃，八具体的计算过程如下：

27；_2x9.55xl()6xo.i/iooo_2x955N•加

=0.93N/nun<100N/nun

~h~~~45

1.88-3.2

得K”.=^=1.68

根据文献［1］中的表12-11得到齿向载荷系数K”的数值:

6

/A

K=A+B—+CxlO-3Z?(2-16)

,n,npd

7

=1.17+0.164-0.61xl0~3x81=1.36

载荷系数KK=K“K、,KH“K耶(2-17)

=1.1x1.1x1.32x1.36=2.76

根据文献［1］中的表12-12得到，弹性系数工於=189.两。

根据文献⑴中的图12-16得到，节点区域系数Z”=2.38。

根据文献山中的表12-14得到，接触最小安全系数SH.=L05,使总工作时间取值为

th=4800/?

O

根据文献⑴中的表12-15,能够估算出应力循环次数N,'的取值范围为

Tt

NL\=N、［=60，Z卬加(2-18)

i=i

=60x1x1000x4800x(0.2+0.5878x0.5+0.2878x0.3)

=5.79xl07

原估计应力循环次数正确。

77

NL2=NLi/i=5.79xIO/3=1.93xl0<2-19)

接触寿命系数Z”由文献山图12.18,Zm=1.18

=1.25

许用接触应力同］上〃1=巴置显=笔照=798MPa(2-20)

minLU,

［叫卜巴^=69()MP6Z

(2-21)

SHmin

验算(2-22)

>2x2.76x955x2.5+1

189.8x2.38x0.77X45x50?-2.5

(yH=22.82MPa<\crH2\

由以上结果可知，齿面的疲劳强度能够满足设计规范，所以齿轮尺寸保持不变。

7

再验证齿根弯曲疲劳强度是否符合设计规范。

先求得重合度系数总，得到Ye=0.25+—=0.25+—=0.68

4L75

齿向载荷分配系数K%,由文献［1］表12.10,Km=1.47

齿向载荷分配系数K%〃/〃=45/(2.25x2.5)=8

由文献山图12.14,KFp=1.38

载荷系数KK=KAKvKFaKFfi(2-23)

=1.1x1.1x1.47x1.38=2.45

根据文献［1］中的图12-11得到两个齿形系数4〃

y32.46

丫42=2.19

根据文献⑴中的图12-23C得到两个弯曲疲劳极限值。门加,

^Fiimi=^MPa

0>lim2=450MPC

根据文献［1］中的表12-14得到，弯曲安全系数的最小值5「.=1.25

根据文献口］中的表12-14得到，应力循环次数时的取值范围，约为3X1()6<NA<1(严

则指数取49.91

%=%=607£”/白(2-24)

=60x1x1OOQ48OGt(0.2+0.54991x0.5+0.249-91x03)

=5.76xl()7

之前的估算应力循环次数没有错误。

77

NL2=NL}/i.=5.76x10/3=1.92xIO(2-25)

弯曲寿命系数乙，由文献山图12.24,XVI=0.95

Kvi=0.97

尺寸系数匕，由文献［1］图12.25,Yx=1.0

许用弯曲应力口"［分］=立卢%=*等1=45⑨尸，(2-26)

PminLZO

8

[aF2]=叫n22X=349Mp4(2-27)

S—min

验算:aF\-LlLaK

bdjn

(2-28)

2x2.45x955_.........______

:--------------x2.46xl.z65x0.68=2.3A/P)

45x50x2.5

<6/』

L%，2=23x219X1.8

aF2(2-29)

匕3％2,2.46x1.65

叫小口「』

传动不存在过载，所以不作静强度的校核。

一级减速齿轮Z2的校核:

一上工JX95X100。

圆周速度v.=4.98〃〃s

*60x100060x1000

精度等级，文献［1］由表12.6,选8级精度

使用系数七，由文献［1］由表12.9,KA=1.10

动载系数七，文献［1］由图12.9,0=1.10

齿间载荷分配系数K*,由文献［1］表12.10,先求

27；_2x9.55x1O'x0.1/100。_2x955N」加

=20.1N

95-95-

区正=l1°x20l=o.27N/mm<100N/nun

b81

1.88-3.2cos/?

1.88-3.23)]"5

4—£

Zf=——£=0.87

3

由此得=3=1.32

Zg

齿向载荷分配系数K”，由文献［1］表12.11

9

KHfi=A++0x10-3〃

=1.17+0.16+0.61X10-3X81=1.38

载荷系数KK=KAKvKHaKnp

=1.1x1.1x1.32x1.38=2.2

根据文献「11中的表12-12得，弹性系数Z2=189.8

根据文献［1］中的表12-16得，节点区域系数Z〃=2.38

根据文献［1］中的表12-14得，接触安全系数的最小值Sw=1-。5,并取总工作时间，

得数值为，=4800万

根据文献⑴中的表12・15可以确定应力循环次数的取值范围，约为

所以可以取8.%为指数的值，则有N/」=M4=60/£七九工

i=l\^max)

=60x1x1000x4800x(0.2+O.5878x0.5+0.28-78x0.3)

=5.79xl07

由此可见，上文估算的应力循环次数结果得到有效验证，没有错误产生。

N//=，/=5.79X!07/3=1.93X107

根据文献⑴中的表12-18,得到接触寿命系数Z,、“=1.18

Z,v2=1.25

许用接触应力口〃］口〃」=.曹匹二710：1.18=79附2,

3"min1・U,

口一卜叫"2ZN2=6-q

SHmin

验算：b〃=ZEZUZEJ普'

=I89.8x2.38x0.8712x22x955x至里

V40x8122.5

aH=58.82＜［(TW2］

由上述验证结果能够证明齿面接触疲劳强度在合理的范围内，故齿轮尺寸可以保持不

变。

下面开始验证齿根弯曲疲劳强度的取值是否合理。

10

075075

重合度系数YeYe=0.25+—=0.254—=0.68

1.75

根据文献山中的表12-10得，齿向载荷分配系数KFa=1.47

根据文献［1］有，Z?//2=81/(2.25x2.5)=14.4,

又由文献［1］中表12-10的图12-14得到，齿向载荷分配系数K,=1.38

载荷系数KK=K,K-

=1.1x1,1x1.47x1.38=2.45

根据文献［1］中的表12-11得到齿形系数匕⑹=2.46%匕2=2.19

根据文献［1］中的图12-23C,得到两个弯曲疲劳极限值。门仙=&X)M4,

。「隔2=450

根据文献山中的图12-14,求得弯曲安全系数的最小值为"min

可以取49.91为指数的值

根据文献［1］中的表12-15可以确定应力循环次数N/.的取值范围，3xl()6<N/41(严,

所以

m

N"=Mi=60yZ〃/析工

i=l

=60xlxl00G480Q(0.2+0.54991x0.5+0.249-91x0.3)

=5.76xl07

之前估计应力循环次数符合要求。

77

NL2=N/I/z=5.76x10/3=1.92X10

弯曲寿命系数4,由文献⑷图12.24,丫“=0.95

20.97

尺寸系数匕，由文献⑷图12.25,Yx=1.0

许用弯曲应力［%］［/J=吆必必■=―xO.xl=45例尸,

Sfmin14

口「2卜*2。2彳=349MPa

%=浮％%匕

bd、m

11

7x945x955

—————x2.46xl.65x0.68=0.6MP.

81x95x2.5

=0.67MP(<[(TFI]

72J067二2.19x1.8

a

F2%%.2.46x1.65

(TF2=0.65MPc<\crr2]

综上所述，传动系统没有过载现象，所以不用进行静强度验证。

2.6主轴组件设计

2.6.1主轴组件的一些基本要求

在整个车床结构中主轴组件扮演着十分重要的角色，其配置高低会对机床本身产生很

高的作用。切削力直接作用在主轴上，转速层次多，特此主轴的组件有如下要求：

（1）精度保持性。CNC的组件需要有很长的使用寿命，以保持随着时间推移精度不

会有太大偏移。

（2）可靠性。保证机床的安全性是至关重要的，幸运的是，相关技术人员正在不断

发展对于这一领域的研究C

（3）刚度。即材料在外部作用的情况下，保持原有状态的能力。通常，主轴尺寸大

小，轴承类型、预警力和配置.，零件表面摩擦力的大小，结合面间隙以及组成件的实体刚

度等因素对刚度会造成影响。由于CNC既要经过粗加工和精加工，所以我们需要一个刚

度较大的主轴部件。

（4）温升。当温度升高时，热应变使主轴变长，当轴承的间隙改变时，加工精度变

得低，温升同样会让润滑油粘度降低。所以，研究高精度CNC应减少主轴部件温度，增

加有效的温度控制手段。

（5）旋转精度。是指做回转运动的加工后的工件，安装在工件的对中面（如定心短

锥）的径、轴向跳动。轴承间隙程度决定着主轴的旋转精确程度，还会受到与其有配合的

部件精确程度的影响。旋转精度影响工件的位置精度、形状精度、表面粗糙度,

2.6.2设计主轴

（1）选择主轴的直径

刚度大小与主轴直径大小成正比，需要注意的是直径增大，与之相装配的零件也会增

大。在设计时，应当查阅相关资料后再确定主轴直径的具体取值。

12

首先初步确定主轴前轴颈与后轴直径，分别为。=45mm,D2=30mm

加工材料经过的部分被称为内孔，一般用来液压卡盘、加固部件以及保证刀具的顺利

通过。

主轴的孔的直径越大，可加工材料的半径也越大，车床所能应用的场景就越多。主轴的

内孔直径选择的是20mm,利用公式&=4=1/d|4=1一犬。因为的£=0.7,所以对刚

K1\D)

度不会造成太大影响。

(2)确定主轴悬伸量

主轴前部与前支撑点之间的距离被称为悬伸量。悬伸量基本上决定着组件的刚度性

能，对相关实验材料及结果机型分析，能够得到发现，悬伸量会影响组件抗振性能和刚度,

悬出量越大，主轴组件性能越差，因此要尽可能减少悬仲量。初选悬伸量a为41mm。

(3)确定主轴总长和跨距

对于各零件的配合，要合理分配，所以总长度的取值为314.5mm,主轴跨距取值为

266.5mm。

(4)选择主轴材料

选择45钢为主轴材料，其相关参数为调质22〜28HRC,局部淬硬50〜55HRC。

(5)校核主轴强度

计算齿轮Z-3的受力情况是否合理

齿轮转速n=225r/min

所受转矩

P()1

T.=9.55xl06x-=9.55xl06x—=4200N-mm(2-31)

n225

所受圆周力£=丝=2x420(=3733M〃?m

(2-32)

4225

所受径向力6=区xtana=37.33xtan20°=13.67V-mm(2-33)

所受法向力=F,/cos«=37.33/cos200=39.7N,mm(2-34)

作出主轴受力图，展示主轴受力的实际状况及相关数据，如图2-3。

13

图2-3主轴受力图

水平面反力

Jx36.5=]§6N

穴-266.5

垂直面反力F/?"=^TT=32'2N

_F.x36.5「，…

F=-----------=5.1W

R22j266

图2-4是主轴的水平面受力图:

图2-4水平面受力图

图2-5是主轴的垂直面受力图:

图2・5垂直面受力图

再分别得到主轴的水平面弯矩图与垂直面弯矩匡，如图2-6、图2-7所示

图2-7垂直面弯矩图

许用应力：

许用应力值，由文献［4］表16.3查的口（力］=102.5"&

b_M=60MPa

轴径=5.93<35mm

综上所述，主轴的强度合适。

14

2.6.3主轴组件及轴承类型

(1)主轴组件和传动件

由主轴、紧固部件和传动部件三部分组成了整个主轴组件。于车床中是支承传动零件

的，所以支撑部分需要被重点研究的。除了组件，接下来介绍下传动件，它可置于后支撑

段的后悬伸端，也可被装配在前后的支承的中点。现在多将传动件置于后悬出端，目的是

为了实现模块化设计C主轴单元及减速箱可以作为单独的机械制造部件c径向及轴向是主

轴支撑的特点。另外轴承的作用是推力和径向支撑。主轴的前端是机床的坐标原点，所以

推力支撑应被置于前支撑中，在一些时候，由于高温导致坐标原点偏移，需要减少推力支

撑和原点之间的长度。

(2)主轴轴承

本次选用的轴承类型为角接触球轴承。它的特点是能承接轴向载荷和径向载荷，刚度

不高。现在经常使用多联组配法来增加刚度和抗振性能.多联组配有多种方法其中包括面

对面，背对背和同向配对C同向组配只能承接单向载荷。面对面和背对背能承受双向轴向

载荷。和面对面相比起来，接触线的交点之间的间隔要比背对背大，这可以产生较大的弯

矩。在运行过程中，轴承外圈比内环有更好的散热环境，导致温度和径向膨胀比外圈高，

增加了轴承的干扰。背靠背总成的轴向膨胀减少了干扰，并允许抵消一些径向膨胀。对于

面对而装配，塔身是小型数控车床，所以干扰更大。以上分析得出结论，前端轴颈部轴承

和后轴颈轴承分贝采用7009C角接触球轴承和7006C角接触球轴承。

(3)角接触球轴承的间隙调整和预紧

当轴承预紧后，轴承里不再有缝隙，主轴被滚动元件从各方向撑住，这样可大大提高

运动精度。滚道在绝大多数情况下不会是一个圆，滚动体直径不会每次都相同，所以在预

紧之前，滚导体只会与滚道一部分相触碰。预紧后，两个外形都会有一定程度的改变，参

与动作的滚动体受到的力会更均匀。这些方法可以提高轴承的使用寿命和保持精度，还有

就是由于滚动体的支撑可以减缓主轴振动，从而提高抗振性。但是预紧力太人会使温度升

高和轴承使用时长减少，所以要选择合适的预紧。角接触球轴承由于轴向力的影响，可以

实现预紧(内外圈会产生轴向位置错开)，通常轴向预紧力被用来当做衡量预紧力大小。

(4)承载能力及寿命

主轴轴承载荷会比较小，它的寿命并不只是疲劳点蚀，还常常因为磨损而精度损失。

如果轴承精度P4级，经过日常使用后会降为P5这个级别，那轴承就得换掉。

(5)主轴轴承的润滑和密封

15

轴承在接触区域受到的压强很大，基础区域变形，这个接触是一块平面的接触而不是点

或线的接触（高压力下润滑剂压缩了）。所以在滚道和滚动体的接触区域会有一些油膜，

导致滚道和滚动体接触面不大，因此，滚动轴承无需太多润滑剂。但是一些情况下油气润

滑和脂润滑也能用。滚动轴承被使用脂润滑是它的一个优点。脂润滑不会有溢油因为其不

用供油系统。通常来讲脂的寿命很不短如果选用适当，密封好的脂。填充一次席可以被用

到大维修前，不用加脂孔和再次填补。脂润滑一般选择SKFLGLT2号的锂基脂。密封主轴

存在非接触式和接触式这2种。

。6。

图2-1（）主轴非接触式密封

如上图2-10是列举的3种非接触式密封主轴。图a常被用在较干净的油脂润滑点，它

主要是运用轴和轴承盖的缝隙来密封。图b是带有锯齿形槽的螺母，当油流出时，受到主

轴的离心力作用而随着斜面被甩进空腔部分。当外部条件比较差或是粉尘密度大的工作环

境中时，可以选择图C的结构，这是由于被复杂的密封结构所影响，所以可以来得良好的

密封效果。除此之外，图C还适用于油脂密封和油液润滑等系统。

2.6.4传动轴的设计计算

（1）传动轴直径的初选

传动轴的刚度越高所对应的直径越大，但是也会导致轴承尺寸变大。由齿轮内径和相

配合轴承内径尺寸，初选传动轴前轴颈R=10mm,后轴直径£>2=15mm,此为轴的一些基

本尺寸。

（2）确定传动轴悬伸量

指的是传动轴前轴到前轴径向支撑作用点的长度，通过对传动轴组件的测试，减少悬

出长度主轴的刚度就会明显提升。所以要尽可能缩短悬伸量a,前提是要达到设计要求。初

选传动轴悬伸量为28.5mmo

（3）确定传动轴跨距和总长

分配好互相配合的零件，传动轴轴长276.5mm及跨距242mm。

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（4）传动轴材料选用

选择45钢作为传动轴材料，其相关参数为调质22〜28HRC,局部淬硬50~55HRC。

（5）传动轴强度的校核

传动轴转速n=1000/7min

poi

所受转矩r,=9.55xl06x-=9.55xl06x=955N•mm

n1000

通过计算得到电动机传递给轴的力^=2£=2x955=238.7N

d8

算出齿轮4受力：

所受圆周力F,=2ZL=2X955=382N•mm

'450

所受径向力工=耳xtan。=38.2xtan20,=13.9N•nun

0

所受法向力F,=Ft/cosa=38.2/cos20=40.7N-nun

下图2-11是传动轴的受力图：

图2-11传动釉的受力图

算出支撑反力：水平面反力小小U；4T7X.5=257.7N

(2-35)

为x28.5+F，x36

FR2二30N(2-36)

214.5

Fx178.5…

垂直面反力-----------=31(2-37)

214.5

Fx36

t=6.川

-214.5(2-38)

得到传动轴得水平面与垂直面的受力图，分别为图2-12、图2-13：

图2-12传动轴水平面受力图

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I--------------------------------

\J/・-------------------

图2-13传动轴垂直面受力图

再画出传动轴的水平面与垂直面的弯矩图：分另!为图2-14、图2-15

/\2884Nmm

■I卜.........................一“

二：\皿」」

「取Fr1866Nmm

图2-14传动轴水平面弯矩图

图2-15传动轴垂直面方矩图

许用应力值用插入法由表16.3查的［bo/=102.5M4

[^h]=^)MPa

轴径d=312髻47,8<10mm

0.1R1=

通过上述计算及验证能够表明传动轴的强度是符合设计规范的，无需变动C

（6）设计传动轴组件

传动轴组件由传动轴、传动件、轴承以及紧固件四大部件组成，其中传动件又离合器、

齿轮以及带轮三部分构成C

①离合器的选用：

由于这次设计的车床是小型的，摩擦式电磁离合器可以被选用，具体类型选择的是内

孔直径为d=20mm的DLM5湿式多摩擦式离合器。

②传动轴传动件：

因为齿轮之间的传动，是通过2个电磁圈合器来调整的，所以齿轮的传动轴和内径不

会相接触。电磁离合器的能量先由传动轴传递，然后齿轮再受到电磁离合器的转动，经过

调整电磁离合器状态，传动副间的啮合状态就可被改变，齿轮内径被轴承和传动轴连接，

再一个由于齿宽很大，造成一级减速齿轮内径是被传动轴及角接触球轴承相互连接的。

③传动轴的轴承：

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本次选择的是角接触球轴承，它的特点是能承受轴向载荷和径向载荷，刚度不高。本

次车床通过将7200C角接触球轴承安装在传动轴前端轴颈部，将7002C角接触球轴承安装

在后轴颈这种安装方式，来提高承载能力。

④传动轴轴承的密封及润滑：

滚动轴承的一大好处是可以用脂润滑。脂润滑不会有溢油因为其不用供油系统。通常

来讲脂的寿命很不短如果选用适当，密封好的脂。填充一次脂可以被用到大维修前，不用

加脂孔和再次填补。脂润滑可选择SKFLGLT2号的锂基脂。密封方式选择的是接触式密封。

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3纵向进给传动系统设计

3.1概述

通常来讲，数控车床进给传动的系统，进给运动的位置及速度需要被同时进行控制，

不仅如此，数控车床的进给系统，针对传统的车床而言，需要拥有准确的定位精度和优良

的动态响应这两个特性。由闭环控制的进给系统通常由位置比较放大部件、机械传动部件

以及驱动部件三个部分组成，值得注意的是，机械传动部件是指把回转运动转化为直线运

动的一个机械传动链。在设计机械结构时，要求要尽量减少摩擦力，减少运动的惯量提高

刚度和精度，这样做是为了进给系统的传动精度有所保障。

为了达到以上要求，CNC车床通常选择的传动副摩擦较低，比如可以采用静压导轨、

滚珠丝杠及减摩导轨。除比以外，还要选用恰当的降速比，使得系统转换到驱动轴上的惯

量变小。最后还要使传动元件精度有所保障，可以选择恰当的预紧或者支撑状态用于增强

系统刚度。

3.2电机与丝杠间的连接

图3-1是电机与丝杠连接方式。步进电机、交、直流伺服电机是能够满足进给驱动的

实现的几种电机。CNC车床的进给驱动对响应时长、调速层次、位置精度有所要求。直流

伺服电机如今是主流趋势，交流伺服电机也逐渐地运用在实际工作中，是未来理想的驱动

电机，而步进电机通常用在经济型的车床里。

（1）包含齿轮传动的进给运动：

齿轮传动副常常被数控车床的进给装置里用来达到指定的降速比，具体结构如3-la所

示。因为齿轮再生产过程中由于误差，制造出的齿轮齿面不会是完美的，需要有齿侧间隙

才能使它工作，可是这会导致系统反向失动量，对于闭环系统来说，齿侧间隙会使系统不

稳定。

（C）

⑹

图3-1电机与丝杠的三种连接方式

（2）由同步带轮传递的进给运动:

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装备同步带轮的进行传递的进给系统，如图3-lb,这种结构结构清晰、价格合理.，并

综合带传动和链传动的特征，可以有效避免振动和响声，缺点是使用场合有所限制，安装

中心距的标准要求严格，同步带轮工艺难度高。

（3）电动机通过联轴器直接与丝杠相连：

如3.lc所示，这样可以使机械结构更加简单，并且传动系统有可靠的刚度和精度。我

在工厂实习的时候，一些自动化设备大都采用这种设计。

3.3滚珠丝杠螺母副

滚珠丝杠螺母副现在被大量运用在机床上，其外形结构是把滚珠安装在丝杠螺母间，

来将摩擦缩小。通过该部件使直线运动与曲线运动之间能够互相转换。

3.3.1滚珠丝杠螺母副机理

滚珠丝杠螺母副原理能从图3-2中清晰展示。从图中可以看见螺母与丝杠两个零件都

装备了螺旋槽，被装在滚道里的滚珠在螺母和丝杠运动方向相反时，就会顺着槽滚动。接

着由回程引导装置，让滚珠滚到螺母和丝杠间，形成了回路。图3-3代表着滚珠丝杠螺母

副的结构，它滚道的法向面有两种形状：单圆弧和双圆弧。

图3-2滚珠丝杠螺母副原理图3-3螺纹滚道的两种法向截面形式

3.3.2滚珠循环形式

（1）内循环。即经过螺母上的反向器和相近的滚道相通，滚珠就变成单圈环。像3-4

这张图所示的，滚道的滚球流入反向器中，在反向器的作用下，让滚珠进到邻边的滚道中，

从而形成回路。一般有2〜4个反向器是平均分布的在螺母外圆上，像这样的好处是刚度

高，受到的摩擦力小，结构紧凑。但是反向器加工工艺要求高。（2）外循环，循环结束

之后，滚珠由插管回到丝杠或通过螺母外的槽又开始一遍重复。图3-4a插管形