1、 .PAGE17 / NUMPAGES17第一章 概述 設計目的2 主軸箱的概述2主傳動的設計2 2.1驅動源的選擇2 2.2轉速圖的擬定22.3傳動軸的估算42.4齒輪模數的估算32.5V帶的選擇4主軸箱展開圖的設計7 3.1各零件結構尺寸的設計73.1.1 設計容和步驟73.1.2有關零件結構和尺寸的設計73.1.3各軸結構的設計93.1.4主軸組件的剛度和剛度損失的計算103.1.5軸承的校核133.2裝配圖的設計的概述13總結19參考文獻20第一章 概述1-1設計目的數控機床的課程設計，是在數控機床設計課程之后進行的實踐性教學環節。其目的在于通過數控機床伺服進給系統的結構設計，使我們在

2、擬定進給傳動與變速等的結構方案過程中得到設計構思、方案分析、結構工藝性、CAD制圖、設計計算、編寫技術文件、查閱技術資料等方面的綜合訓練，建立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，培養我們初步的結構設計和計算能力。1-2 主軸箱的概述 主軸箱為數控機床的主要傳動系統它包括電動機、傳動系統和主軸部件它與普通車床的主軸箱比較，相對來說比較簡單只有兩極或三級齒輪變速系統，它主要是用以擴大電動機無級調速的圍，以滿足一定恒功率、和轉速的問題。第二章2主傳動設計2-1驅動源的選擇機床上常用的無級變速機構是直流或交流調速電動機 ，直流電動機從額定轉速nd向上至最高轉速nmax是調節磁場電流的方法來調速的，屬于

3、恒功率，從額定轉速nd向下至最低轉速nmin時調節電樞電壓的方法來調速的屬于恒轉矩；交流調速電動機是靠調節供電頻率的方法調速。由于交流調速電動機的體積小，轉動慣量小，動態響應快，沒有電刷，能達到的最高轉速比同功率的直流調速電動機高，磨損和故障也少，所以在中小功率領域，交流調速電動機占有較大的優勢，鑒于此，本設計選用交流調速電動機。根據主軸要求的最高轉速4000r/min，最大切削功率5kw，選擇數控設備廠的BESK-8型交流主軸電動機，最高轉速是4500r/min。2-2 轉速圖的擬定 根據交流主軸電動機的最高轉速和基本轉速可以求得交流主軸電動機的恒功率轉速圍Rdp=nmax/nd=3而主軸要

4、求的恒功率轉速圍Rnp=3，遠大于交流主軸電動機所能提供的恒功率轉速圍，所以必須串聯變速機構的方法來擴大其恒功率轉速圍。涉與變速箱時，考慮到機床結構的復雜程度，運轉的平穩性等因素，取變速箱的公比f等于交流主軸電動機的恒功率調速圍 Rdp,即=Rdp=3,功率特性圖是連續的，無缺口和無重合的。變速箱的 變速級數Z =2.99.取Z=3確定各齒輪齒副的齒數：取S=116由U=1.955 得Z1= 24 Z1=68由U=1.54 得Z2=75 Z2=30由U=4.6 得Z3=48 Z3=57由此擬定主傳動系統圖，轉速圖以與主軸功率特性圖分別如圖2-1，2-2，2-3圖2-1圖2-2 圖2-32.3

5、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可以從轉速圖是直接得出，如表2-1所示。 表2-1 各軸的計算轉速軸 I II III計算轉速 1500 530 140各軸功

6、率和扭矩計算： 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=7.5 x 0.98=7.35KW II 軸 p2=p1 x 0.97=7.5 x 0.97=7.28KW III軸 P3=P2 x 0.97=7.28 x 0.97=7.06KW II軸扭矩：T2=9550P2/n2=9550 x x7.28/530=1.31x III軸扭矩：T3=9550 P3/N3=9550 x 7.06/140=4.82x 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，其選擇的原則如表2-2所示。 表2-2 許用扭轉角選取原則 軸

7、 主軸一般傳動軸較低的軸（deg/m）0.5-11-1.51.5-2最后所確定各軸所允許的扭轉角如表2-3所示 軸 I軸 II軸 III軸（deg/m） 0.510.5把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW，計算轉速nj，允許扭轉角代入扭轉剛度的估算公式 d=91,可得傳動軸的估算直徑： 40mm 52.06mm 31.39mm.最后取值如下表所示： 軸 I II III估算直徑 40 32 53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=85-115mm 后頸直徑 D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm 孔直徑

8、d=0.1Dmax10=35-55mm2.4 齒輪模數的估算按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算齒輪模數比較復雜，而且有些系數只有在齒輪的各參數都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗用。在畫草圖時用經驗公式估算，根據估算的結果然后選用標準齒輪的模數。齒輪模數的估算方法有兩種，一是按齒輪的彎曲疲勞進行估算，二是按齒輪的齒面點蝕進行估算。這兩種方法的前提條件是各個齒輪的齒數必須已知。根據齒輪不產生跟切的基本條件：齒輪數不小于17。由于Z3,Z3這對齒輪有較大的傳動比，各個齒輪中最小齒數的齒輪必然是Z3. 取Z4=22,S=105,則Z4=83從轉速圖上直接看出Z3的計算轉速是530r/min.根據

9、齒輪彎曲疲勞估算公式根據齒輪接觸疲勞強度估算公式計算 得m=2.7由于受傳動軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數為m=3 mm,對比上面的結果，可知這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，故取同一變速組中的所以齒輪的模數都為m=3mm.可得兩軸中心距為a=157.5mm.圓整為a=158mm. 則各齒輪齒數和模數列表如下：齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4齒數2468753048572283模數223333332-5 V型帶的選擇；V帶選擇spz型帶，取小帶輪的大小72mm，大帶輪的大小為204mm；2-5-1確定中心距a和帶的基準長如果中心距未給出，可根據傳動的

10、結構需要初定長度中心距a0，取0.7（）a02（），193.2a0=；確定帶的根數z：根，圓整為3根。V帶速度的驗算： 故帶符合要求。第三章主軸箱展開圖的設計主軸箱展開圖是反應各個零件的相互關系，結構形狀以與尺寸的圖紙，并以此為依據繪制零件工作圖。3.1 各零件結構和尺寸設計3.11 設計容和步驟通過繪圖設計軸的結構尺寸以與選出軸承的型號，確定軸的支點距離和軸上零件力的作用點，計算軸的強度和軸承的壽命。3.1.2 有關零件結構和尺寸的確定傳動零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其他零件的結構尺寸是根據主要零件的位置和結構而定。傳動軸的估算見前一節齒輪相關尺寸的計算齒寬影響齒的強度。輪齒越寬承載

11、能力越高。但如果太寬，由于齒輪的制造誤差和軸的變形，可能接觸不均，反而容易引起振動和噪聲，一般取齒寬系數=（6-10）m.這里取齒寬系數=10，則齒寬B=X m=10 x3=30mm.各個齒輪的齒厚確定如表3-1.表3-1 各齒輪的齒厚齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4齒厚2520353035303030由計算公式；齒頂：齒根：得到下列尺寸表齒輪的直徑決定了各軸之間的尺寸。各主軸部件中各個齒輪的尺寸計算如下表3-2表3-2 各齒輪的直徑齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4分度圓直徑(mm)481362259014417166249齒頂圓直徑(mm)521402319615017772255齒

12、根圓直徑（mm）43131217.582.5136.5163.558.5241.5 由表3-2可以計算出各軸之間的距離，現將它們列出如表3-3所示 表3-3 各軸的中心距 軸 I-II II-III 距離230 1603)確定齒輪的軸向布置 為避免同一滑移齒輪變速組的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距應大于滑移齒輪的寬度。一般留有間隙1-2mm，所以首先設計滑移齒輪。 II軸上的滑移齒輪的兩個齒輪輪齒之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時，當模數在1-2mm圍時，間隙必須不小于5mm,當模數在2.5-4mm圍時，間隙必須不小于6 mm，且應留有足夠的空間滑移，據此選出三片齒輪間的間隙分別為d

13、1=17.5mm,d2=15mm. 由滑移齒輪的厚度以與滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的兩個齒輪間的距離至少是60mm，現取齒輪間的間距為64mm和70mm.軸承的選擇與其配置主軸組件的滾動軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型與型號選用主要根據主軸的剛度，承載能力，轉速，抗振性與結構要求合理的進行選定。同樣尺寸的軸承，線接觸的磙子軸承比點接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉速要低，多個軸承的承載能力比單個軸承的承載能力要大，不同軸承承受載荷類型與大小不同。為了 提高主軸組件的剛度，通常采用輕型或特輕型系列軸承。通常情況下，中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙

14、向推力角接觸球軸承，或者成對圓錐滾子軸承，其結構簡單，但是極限轉速較低。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據軸向載荷的大小分別選用25度或15度的接觸角。軸向載荷為主且精度要求不高時，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時，選用向心推力軸承。本設計的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉速高的要求，所以在選擇主軸軸承時，剛度和速度這兩各方面必須考慮。3.1-3 各軸結構的設計軸的一端與帶輪相連，將軸的結構草圖繪制如圖3-2 圖3-2軸其結構完全按標準確定，根據其周詳的尺寸可將結構簡圖繪制如圖3-3所示： 圖3-33.1.4主軸組件的剛度和剛度損失的計算：最佳跨距的確定： 取彈性模量E=N/， D=（

15、90+65）/2=77.5mm； 主軸截面慣距： 截面面積；A=3459.9 主軸最大輸出轉矩：故總切削力為：估算時，暫取即取270mm前后支承支反力取=1033000N/mm 則 則=225mm 因在上式計算中，忽略了ys的影響，故=225mm主軸端部撓度的計算： 已知齒輪最少齒數為30，模數為3，則分度圓直徑為90mm則齒輪的圓周力： 徑向力：則傳動力在水平面和垂直面有分力為：水平面：垂直面：去計算齒輪與前支承的距離為66mm，其與后支承的距離為384mm。切削力的計算：已知車床拖板最大回轉直徑。則主切削力：徑向切削力：軸向切削力：當量切削力的計算：P=（a=B）/a3639對于車床 B=

16、0.4=160mm則水平面：垂直面：主軸端部的撓度計算：， 傳動力的作用下，主軸端位移的計算公式見下式：式中：“”號表示位移方向上與力反向，b表示齒輪與前支承的距離，c表示齒輪與后支承的距離，將各值帶入，得水平面：垂直面：則主軸最大端位移為：已知主軸最大端位移許用值為0.0002L0.09mm則，符合要求。 主軸傾角的驗算：在切削力p的作用下主軸前軸承處的傾角為：水平面：垂直面：傳動力Q作用下主軸傾角為：水平面：rad垂直面：rad則主軸前軸承處的角為垂直面：rad 故符合要求。3-1-5軸承的校核：齒輪受切向力徑向力：；切削力F=1310N，徑向切削力軸向切削力，轉速n=4000r/min

17、d=90mm 垂直面的受力分析：水平面的受力分析：故合力：求兩軸承的軸向力:對70000AC型軸承兩次計算的差值不大，因此，確定，當量動載荷：對兩軸承取X=1，Y=0； X=1，Y=0；由載荷性質，輕載有沖擊故取當量載荷：。因為所以可知其壽命軸承也符合剛度要求。3-2裝配圖的設計 根據主軸展開圖第一階段的設計，已將主軸部件的各個部分的零件確定下來，展開圖在設計中附。總結經過為期兩周的不懈努力，我們順利完成了對數控車床縱向進給系統的設計。在這兩周，我們本著“以我所學，為我所用，提高自我”的宗旨，按照設計要求、結合所學設計理論一步一步，認認真真地分析、計算，近乎絞盡腦汁終于取得了現在的圓滿成功。可

18、以毫不夸地說，我們甚至沒睡過一個好覺。但是，“不經一番寒徹骨，那得梅花撲鼻香”。雖然在本次課程設計過程中，我們明顯感覺到本次相對以前所做過的課程設計難度較高，但我們還是把它完成了。我們又一次超越了自我，這意味著相對以前我們的水平有所提高，我們高興，我們累的值！通過本次課程設計，使我們以前所學的多門知識得到了一次綜合性地運用，也使我們進一步理解了各門學科之間的相互聯系。通過機床進給運動機械變速傳動系統的結構設計，使我們在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到結構構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件設計、編寫技術文件和查閱技術資料的等方面的綜合訓練，也使我們進一步樹立了正確的設計思想，掌握了基本的設計方法。同時，作為畢業前的最后一次課程設計，可以說是對以后工作的一次戰前練兵，本次課程設計在提高我們解決實際問題能力的同時，也讓我們認識到了自身或多或少在某些方面還有不足之處，