1、   數 控 車 床 主 箱 軸 結 構 設 計 系別： 機械工程學院 專業：機械設計制造及其自動化 學號： 2012031B0214 姓名： 周凌峰 目錄引言. 1第1章 主軸電動機的選取.21.1主軸電動機的選取.21.2轉速圖.3第二章 同步帶傳動設計與計算.4 2.1 材料選擇.5  2.2 參數計算.6第三章 主軸組件的設計. 9  3.1 主軸組件的設計要求.  9  3.1.1 主軸剛度. 9  主軸的耐磨性. 9  3.2 主軸材料的選擇及尺寸、參數

2、的計算. 9  3.3 主軸箱體的截面形狀和壁厚計算. 9 第四章 主軸軸承的選擇.12 4.1 軸承的選擇和軸承的精度.10  4.2 選取軸承. 10  4.3 軸承壽命校核.10 第五章 鍵的選擇計算 5.1 主軸的鍵.14 5.2電機的鍵.14第六章 螺釘聯接的設計.15  6.1 根據設計要求計算. 15  6.2 螺釘的強度計算與校核. 16結論. 17 參考文獻.

3、 18引 言  數控技術，簡稱數控（Numerical Control）。它是利用數字化信息對機床運動及加工過程進行控制的一種方法。用數控技術實施加工控制的機床，或者說裝備了數控系統的機床稱為數控機床（NC）。數控技術包括：數控裝置，可編程控制器，主軸驅動及進給裝置等部分。  有較高的生產率，切削速度高，空行程的速度可達mm以上，再因輔助時間很短。目前，現代數控機床正發展迅速，正朝以下幾個趨勢發展：1、具有先進的自檢能力使之長期可靠的工作。在現在機床上裝有多種監控、檢測裝置，從而提高了機床的綜合性能。2、單元模塊化。數控機床的主軸部件、變速箱立柱、工作臺

4、、刀架等都可以模塊化生產，有專門生產廠家供貨。不僅可提高產品質量，也大大的縮短了機床的生產周期。  數控技術的發展，對我國國民經濟的發展起著巨大的作用，特別是對我國要機械制造工業的現代化起到至關重要的作用。為此，我們要加大數控機床的研究和探討，把三坐標銑床主軸設計作為我的畢業設計，也是對我大學期間學習成果的一次全方位的檢驗。設計題目:400 毫米數控車床主軸箱設計。主軸最高轉速3500r/min，最低轉速35r/min，計算轉速120r/min，主電機功率:11 KW。采用直流主軸伺服電機，其額定轉速1500r/min，最高轉速4500r/min，最低轉速為35rpm。第一章 主軸電

5、動機的選取  1.1電機的選取 正確選擇電動機的類型型號及容量是機床設計的重要問題之一，它直接影響著機床的結構和壽命，選擇時要根據機床的功能要求，所設計的結構，工作狀況等全面考慮，然后選擇適宜的結構型式及容量。  電動機功率的選擇：工作機所需的有效功率為：Pw=Fv/1000=10.4kw,為了計算電動機所需的功率，先要確定從電動機到工作部件的總效率，設1、2、分別為同步帶輪和同步帶的傳動效率，查表所得:1和2都等于0.97。則傳動的總效率為=1×2=0.94，所以電動機所需的功率為Pd=Pw/=11KW.電動機轉速的選擇:此次設計要求電動機必須有額定轉速2000

6、r/min,最高轉速必須達到4000r/min. 電動機型號的選取：根據設計要求，本次設計中選取蘭州電機廠生產的1PH5131-4CG4型號交流主軸電動機。 其主要參數入下表：表1-1 電動機轉速參數表額定轉速（r/min）最高轉速（r/min）額定轉矩（kN*m）慣性矩（N*m）電機功率(KW)恒功率范圍1500450070.10.049111：41.2轉速分配圖及傳動圖主軸最高轉速3500r/min，最低轉速35r/min，計算轉速120r/min，電機功率11kw；交流主軸伺服電機，其額定轉速1500r/min，最高轉速4500r/min； 主軸要求的恒功率

7、調速范圍 電動機的調速范圍在設計數控機床主傳動時，必須要考慮電動機與機床主軸功率特性匹配問題。由于主軸要求的恒功率變速范圍遠大于電動機恒功率變速范圍，所以在電動機與主軸之間串聯一個分級變速箱，以擴大其功率變速范圍，滿足低速大功率切削時對電動機的輸出功率的要求。 若取，則可得到變速箱的變速級數3.07所以，Z可近似取為3。 根據可以得出，查表取的標準值為2.99，,即主傳動系功率特性圖上有小段重合。 則各齒輪齒數和模數列表如下：齒輪Z0Z0,Z1Z1,Z2Z2,Z3Z3,齒數2357394123575030第二章 同步帶傳動設計與計算  同步帶傳動，綜合了帶、鏈和齒輪傳動的優點，帶的工

8、作面呈齒形,與帶輪的的齒槽作嚙合傳動，使主、從帶輪間作無滑差的同步運動，其特點是傳動比準確，對軸作用力小，結構緊湊，耐油耐磨損，抗老化性能好，傳動效率可達99.5%，傳動功率從幾瓦到數百千瓦，傳動比可達10，線速度可達40m/s以上。2.1 材料選擇  根據設計要求，選用聚氨酯同步帶，由帶背、帶齒、抗拉層三部分組成。帶背和帶齒材料為聚氨酯，抗拉層采用鋼絲繩，適用于中小功率的高速運轉部分。2.2 參數計算  設計計算的內容主要是：齒形帶的模數、齒數、和寬度的結構和尺寸，傳動中心距，作用在軸上載荷以及結構設計。  1)模數的選取  模數主

9、要根據齒形帶所傳遞的計算功率Pd和小帶輪轉速n1確定的，通過查機械設計計算手冊查得其計算功率Pd與題目所給的主電機功率近似相等，即Pd=11kw，由齒形帶模數選用圖可選m=2。   表2-1 齒行帶模數表 2)小帶輪齒數z1 由機械傳動裝置設計手冊表8-38 得Zmin=22,所以取z1=30  3)同步帶節距Pb 由Pd=11KW，n1=1500r/min,查表選取節距Pb=12.70mm,齒形角2=40。齒根厚S=5.75mm。齒頂厚St=4mm,齒高hg=ht+e=2.4+2.7=5.1mm, 齒根圓半徑Rr

10、=齒頂圓半徑Ra=0.40mm, 帶高hs=4.4mm, 節頂距=1.000mm,帶bs=4045mm.  4）節圓直徑d1  d1=Pb·z1/=121.44 5)大帶輪齒數z2 z2=i·z1=60 6)大帶輪直徑d2=i·d1=2×121.28=242.887)帶的速度V  V=d1·n1/（60*1000）=9.53m/s由表查得 Vmax=4045  V<Vmax所以合格。 8)定中心距a0 0.7(d1+d2) a0 2(d1+d2) 所以：0.7×

11、;（121.28+242.55）mma0 2×(121.28+242.55) mm 則有254.68a0727.66初選a0 =500mm9)帶的節線長度Lp以及齒數Zb     = 1578.85mm查表選取Lp=1562.1 Zb=12310)計算中心距a（采用中心距可調） aa。+（Lp- Lp0）/2=500+（1562.1-1578.85）/2=491.6選取a=49211)帶輪與帶的嚙合齒數Zm  ZmZ/2*1-(z2-z1)/2 a=13.85 取Zm=14 因為當m2時，Zm應不小于6&

12、#160;，所以計算的Zm滿足條件。12. 帶寬bs: bs 查表取Kz=1.20, Fa=20N/mm Fc=mbV=4.8×10-3 ×7.6182=0.278所以 bs41.39選取bs=4113. 作用與軸上的力Fr：Fr= 1443.9 14. 小帶輪最小包角：180º-60º（d2-d1）/a=180。-60。（242.55-121.28）/500=165.45。15. 帶輪寬度bf, bf1, bf2 bf=bs+(1.53)=43.545bf1=bs+(67)=4749bf2=bs+(35)=4548第三章 主軸組件的設計  主

13、軸組件主要包括：主軸、主軸支撐和安裝在主軸上的傳動件、密封件等，因為主軸帶動工件或刀具直接參加工件表面形成運動，所以它的工作性能對加工質量和生產率產生直接影響，是機床最重要的部件之一。 3.1 主軸組件的設計要求 3.1.1主軸剛度  主軸組件的剛度是指受外力作用時，主軸組件抵抗變形的能力。通常抵以主軸前端產生單位位移時，在位移方向上所施加的作用力大小來表示。主軸組件的剛度越大，主軸受力的變形就越小。使其加快磨損，降低精度。主軸部件的剛度與主軸結構尺寸、支撐跨距、所選軸承類型及配置形勢、砂間隙的調整、主軸上傳動元件的位置等有關。  主

14、軸的耐磨性  主軸組件必須有足夠的耐磨性，以便長期保持精度。主軸上易磨損的地方是刀具或工件的安裝部位以及移動式主軸的工作部位。為了提高耐磨性，主軸的上述部位應該淬硬，或者經過氮化處理，以提高硬度增加耐磨性。以上這些要求，有的還是矛盾的，例如高剛度和高速，高速和高精度等，這就要具體問題具體分析，設計高精度數控機床時，主軸應滿足高剛度、低溫升的要求。同時，主軸結構要保證個部件定位可靠，工藝性能好等要求。3.2.1傳動軸的估算： 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發生疲勞破壞。機床主傳動系統精度要求較高，不允許有較大的 變形。因

15、此疲勞強度一般不是主要矛盾。除了載荷較大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求軸在載荷下不至于產生過大的變形。如果剛度不夠，軸上的零件由于軸的 變形過大而不能正常工作，或者產生振動和噪音，發熱，過早磨損而失效，因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。 計算轉速nj 是傳動件傳遞全部功率時的最低轉速，各個傳動軸上的計算轉速從轉速圖是直接得出，如表:軸IIIIII計算轉速1500360120已知一級齒輪傳動效率為0.97（包括軸承），同步帶傳動效率為0.98，則: I軸：P1=Pd x 0.98=11 x 0.98=10.78KW II 軸 p2=p1 x 0.97=10.78x 0.97=10.46

16、KW III軸 P3=P2 x 0.97=10.46x 0.97=10.14KW II軸扭矩：T2=9550P2/n2=9550 x10.46*1000/360=2.77x III軸扭矩：T3=9550 P3/N3=9550 x 10.14*1000/120=8.07 x是每米長度上允許的扭轉角（deg/m）,可根據傳動軸的要求選取，查表得：最后所確定各軸所允許的扭轉角如下表所示： 軸 I軸 II軸 III軸（deg/m） 0.510.5根據上述所得各軸輸入功率、計算轉速、允許的扭轉角帶入扭轉剛度估算公式：以計算 為例，求解過程如下：=37.57mm 軸 I II III估算直徑（mm）43

17、62 83主軸軸徑尺寸的確定： 已知車床最大加工直徑為Dmax=400mm,則 主軸前軸頸直徑 D1=0.25Dmax15=89-118mm 后頸直徑 D2=(0.7-0.85)D1=62-98mm 內孔直徑 d=0.1Dmax10=29-52mm 3.2 .2主軸材料的選擇計算此設計選用的主軸材料是45#鋼。表3-1 45#鋼熱處理和參數表 主軸的疲勞強度安全系數校核，危險截面安全 系數s的校核計算： S-只考慮彎距作用的安全系數； S-只考慮扭距作用是的安全系數； s-許用安全系數；  在此查表所得s=1.31.5；   

18、;      查表得出-1=270Mpa       -1=155Mpa   K=1.71   K=1.44  =1.6   =0.74，=0.3，m=             所以主軸設計符合要求。3.3主軸箱體的截面形狀和壁厚計算傳動裝

19、置箱體的典型縱截面形狀為矩形或圓形。箱體壁厚N的計算:  N=(2l+b+h)/3000=23.5mm第四章 主軸軸承的選擇  主軸軸承是主軸組件的重要組成部分，它的類型、結構、配置、裝、調整、潤滑和冷卻都直接影響了主軸組件的工作性能。在數控機床上主軸軸承常用的有滾動軸承和滑動軸承兩大類。滾動軸承根據滾動體的結構的不同可分為球軸承、圓柱軸承、圓錐滾子軸承三大類。4.1 軸承的選擇和軸承的精度  軸承的選擇原則有以下幾點：滿足承載能力和剛度要求；滿足精度要求；滿足轉速要求；適應機構的要求。軸承是角接觸軸承和雙向推力向心球軸承。角接觸軸承可以同時承

20、受徑向載荷和軸向載荷的聯合作用，其軸上載荷能力的大小，隨接觸角的增大而增大。4.2 選取軸承 所選軸承主要尺寸參數如下表4.3 軸承壽命校核  主軸軸承通常載荷相對較輕,除一些特殊的重載主軸外,軸承的承載能力是沒有問題的。主軸軸成的壽命，主要不是取決于疲勞點蝕，而是因為磨損而降低精度。通常，如軸承精度為P4級，經使用導致磨損后跳動精度降至P5級時，這個軸承就不能滿足加工精度要求了。所選軸承按照每天兩班工作制，每班工作8小時，預計使用五年。則 T=16×365×5=29200h 根據軸承壽命校核公式：Lh-軸承壽命。T-滾動軸

21、承許用壽命。C-滾動軸承額定動負荷。fn-速度系數fn=  -壽命指數。對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。KA-使用系數。查表去KA=1.2. Kn-轉速變化系數，查表的Kn=0.89。KL-齒輪輪換工作系數，查表取KL=0.8. P-當量動載荷。所以根據公式計算得：Lh=500*(38.4*0.281/(1.2*0.85*0.89*0.8*3.28)=460138h>T  因為軸承使用壽命遠大于軸承預期的壽命所以軸承合格的。 第五章 鍵的選擇與計算1 主軸上的鍵對于采用常見的材料和按標準選取尺寸的普通平鍵聯接（靜聯接），其主要失效形式

22、是工作面被壓潰。除非存在嚴重過載，否則一般不會出現鍵的剪斷。因此，通常只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。假定載荷在鍵的工作面上是均勻分布的，則普通平鍵聯接的強度條件為： （6-1）式中： 傳遞的轉矩（），單位為； 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度，單位為； 鍵的工作長度，單位為，圓頭平鍵，平頭平鍵，這里的為鍵的公稱長度，單位為，為鍵的寬度，單位為； 軸的直徑，單位為； 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，單位已知：帶輪作用在軸上的力，鍵所處主軸段直徑，鍵的寬度，鍵的公稱長度，鍵的高度。鍵所傳遞的轉矩為由于主軸處采用圓頭平鍵，故鍵的工作長度為鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為將上述參數代

23、入公式（6-1），故聯接工作面擠壓應力為按聯接工作方式為靜聯接，且載荷性質具有沖擊性，查表9-3得鍵聯接的許用應力。由于，所以能滿足要求。2 主電機上的鍵已知：主電機額定轉矩，電機輸出軸的直徑，鍵的寬度，鍵的公稱長度，鍵的高度，鍵聯接的許用應力。由于主軸處采用單圓頭普通平鍵，故鍵的工作長度為鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為將上述參數代入公式（6-1），故聯接工作面擠壓應力為由于，所以能滿足要求。第六章 螺釘聯接的設計設計要求： 1.螺釘的布置一般對稱形式，并應該根據結構和力流方向使螺釘受力合理，加工與安裝方便。 2.形心與結合面的形心應該重合。 3.用鉸制孔螺釘（受剪切螺釘）承受橫向載荷時，沿力流方向的螺釘應不多于6個。 4.一組螺釘的直徑和長度應該盡量相同。  5.一組螺釘中每個螺釘的預緊力應該相同。 6.釘中心線間的最小距離t=（1.52.0）s，s為六角螺母的對邊寬度，最大距離與聯接用途有關。 六角頭頭部帶槽螺釘：圖6-1 六角頭頭部帶槽落釘6.1 根據設計要求計算  選用M6和M8兩種螺釘，其中M6型號螺釘主要尺寸參數為：b=24,dk=9.7810,K=3.9, t=2,B=4.15,l=1060,精