机械毕业设计（论文）-数控机床主轴传动系统设计【全套图纸】

机械毕业 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 （论文）-数控机床主轴传动系统设计【全套图纸】 题 目 数控机床主轴传动系统设计 姓 名 专 业 机械设计制造及其自动化 学 号 201033173 指导教师 二〇一四年五月 目录 中文摘要 ........................................................... I 英文摘要 ......................................................... III .............................. IV 前言 ................................ 1 主传动系统设计 ................................................... 1 1.1 数控机床主传动系统的特点 .................................. 1 1.2 主传动系统的要求 ........................................... 1 2 总体方案拟定 ..................................................... 2 2.1 拟定主运动参数 ............................................. 2 2.2 运动设计 ................................................... 2 2.3 轴和齿轮的验算 ............................................. 2 3 参数拟定 ......................................................... 3 3.1 主轴极限转速的确定 ......................................... 3 3.2 主动参数的拟定 ............................................. 4 3.3 主电动机的选择 ............................................. 5 4、运动设计 ........................................................ 7 4.1 确定变速组及变速副数目 ..................................... 7 4.2 结构式的拟定 ............................................... 7 4.3 结构网的拟定 ............................................... 8 4.4 各变速范围及极限传动比 ..................................... 8 4.5 确定各轴的转速 ............................................. 9 4.6 绘制转速图 ................................................ 10 4.7 绘制变速系统图 ............................................ 10 5(传动件的设计 ................................................... 11 5.1 带轮的设计 ................................................ 11 5.2 转动轴的直径估算 .......................................... 15 5.3 确定各轴转速 .............................................. 15 5.4 传动轴直径的估算:确定各轴最小直径 ........................ 16 6(各变速组齿轮模数的确定和校核 ................................... 18 6.1 齿轮模数的确定 ............................................ 18 6.2 齿轮的设计 ................................................ 21 6.3 齿轮校核 .................................................. 23 6.3.1 校核a组齿轮 ......................................... 23 25 6.3.2 校核b组齿轮 ......................................... 6.3.3 校核c组齿轮 ......................................... 26 7(主轴结构设计 ................................................... 29 7.1 对主轴组件性能的要求 ...................................... 29 7.2 主轴轴承 .................................................. 31 结论 .............................................................. 33 致谢 .............................................................. 34 .......................... 35 参考文献 ................................ 附录 .............................................................. 36 数控机床主轴传动系统设计 数控机床主轴传动系统设计 摘 要 数控车床不仅能够车外圆还能用于镗孔、车端面、钻孔与铰孔。与其他种类的机床相比，车床在生产中使用最广。 本论文首先介绍了我国数控机床发展的过程与现状 ,并分析了其存在的问题 ;对数控机床的发展趋势进行了探讨;并对ck6140经济型数控车床主传动系统进行了设计与计算。 主轴箱有安装在精密轴承中的空心主轴和一系列变速齿轮组成。数控车床主轴可以获得在调速范围内的任意速度，以满足加工切削要求。 目前，数控车床的发展趋势是通过电气与机械装置进行无级变速。变频电 5，难以机通过带传动和变速齿轮为主轴提供动力。通常变频电机调速范围3—满足主轴变速要求;串联变速齿轮则扩大了齿轮的变速范围 。 本设计将原来的带轮不卸荷结构变为了带轮卸荷结构，使输入轴在带处只受转矩，将轴上的径向力传动到车床机体上,改善了输入轴的受力情况。 关键词:主轴箱; 卸荷结构; 传动系统 全套图纸，加153893706 I 数控机床主轴传动系统设计 II 数控机床主轴传动系统设计 NC machine tool spindle drive system design Abstract Numerical control lathe car can not only circle but also can be used for boring, surfacing, drilling and reaming. Compared with other types of machine tools, lathe the most widely used in the production. This paper first introduces the development process and present situation of NC machine tools in our country, and and analyses the existing problems; The development trend of NC machine tools is discussed; And the ck6140 economical NC lathe main transmission system for the design and calculation. Hollow spindle box is installed in the precision bearing of main shaft and a series of change gear. Numerical control lathe spindle can get any speed within the speed range, in order to meet the processing requirements of cutting. At present, the development trend of NC lathe is infinitely variable speed through the electrical and mechanical devices. Through frequency conversion motor drive belt and change gear for the main shaft. Range of 3-5, usually frequency conversion motor meets the requirement of the spindle speed; Series expanded gear speed range change gear. This is not a design will be the original belt wheel unloading structure into the pulley unloading structure, make the input shaft in place only by the torque, the radial force on the shaft transmission to the lathe body, improves the force of the input shaft. Keywords: spindle box; unloading structure; transmission system III 数控机床主轴传动系统设计 前言 随着我国国民经济的不断发展，我国制造业领域涌现出了许多私营企业，这些企业的规模普遍不大，没有太多的资本。一些全功能数控系统，其功能虽然丰富，但成本高，对于这些中小型企业来说购置困难，但是中小型企业为了发展生产，希望对原有机床进行改造，进行数控化、自动化，以提高生产效率。我国机床工业的发展现状是机床拥有量大、工业生产规模小，突出的任务就是用较少的资金迅速改变机械工业落后的生产面貌，使之尽可能提高自动化程度，保证加工质量，减轻劳动强度，提高经济效益。我国是拥有三百多万台机床的国家，而这些机床又大量是多年累积生产的通用机床，自动化程度低，也就是说我国机床数控化率还不到3.5,。近十几年来，我国的数控机床年产量约为0.65,0.85万台，年产值约为18亿元。机床的数控化程度仅为6.5,。这些机床中,役龄11年以上的占50,以上;11年以下的机床中，自动/半自动机床不到23,，FMC(柔性制造单元)/FMS(柔性制造系统)等自动化生产线更屈指可数 ,以上)。可见我国的大多数制造企业的(美国和日本自动和半自动机床已占62 生产、加工装备绝大部分用的都是传统的机床，而且半数以上是役龄在12年以上的旧机床。采用这种装备加工出来的产品在国内、外市场上缺乏竞争力，直接影响一个企业的的生存和发展。所以必须大力提高机床的数控化率。 而相对于传统机床，数控机床有以下明显的优越性: (1)可以加工出传统机床加工不出来的曲线、曲面等复杂的零件。 (2)可以实现加工的柔性自动化，从而效率比传统机床提高3,7倍。 (3)使加工的零件精度较高，尺寸分散程度小，使其便于装配。 (4)便于实现多工序的集中，减少工件在机床之间的多次搬运。 (5)拥有自动报警、自动监控、自动补偿等多种自律功能，可实现长时间无人看管加工。 因此，采用数控机床，可以降低工人的劳动强度，节省劳动力，减少工件安装，缩短新产品的生产周期和试制周期，可对市场需求作出快速反应。 此外，数控化的机床还是推行FMC、FMS以及CIMS(计算机集成制造系统)等企业信息化改造的基础。数控技术已经普遍成为企业制造自动化的核心技术。 自从1951年计算机技术应用于机床上，数控系统经历了数控(NC)和计 IV 数控机床主轴传动系统设计 算机数控(CNC)两个阶段的发展。目前，数控系统正处于第六代――基于PC(PC,BASED)。 未来数控系统将呈以下发展趋势: ?高速化、高精密化 当前的机床正不断向高速切削、干切削和准干切削的方向发展，加工精度也在不断地提高。另一方面，电主轴和直线电机的成功应用，陶瓷滚珠轴承、高精度大导程空心内冷和滚珠螺母强冷的低温高速滚珠丝杠副以及带滚珠保持器的直线导轨副等机床功能部件的面市，也为机床向高速、精密方向的发展创造了有利条件。 ?主轴变速范围宽、变速迅速可靠 ?向智能化方向发展 ?应用自适应控制技术向高速化和高精度化发展 数控系统在运行过程中能检测一些重要的信息，并且能自动调整系统的相关参数，以达到对系统运的行状态的改善。 ?引入专家系统指导加工 将熟练工人和专家的经验，加工的一般规律和特殊规律存入系统中，以工艺参数数据库为支撑，建立具有人工智能的专家系统。 ?引入故障检测专用系统 ?引入动装置智能化数字伺服驱动系统 可以通过自动识别负载，而自动调整参数，使驱动系统获得最佳的运行。 V 数控机床主轴传动系统设计 1 主传动系统设计 1.1 数控机床主传动系统的特点 与普通机床比较，数控机床主传动系统具有下列特点。 (1)转速较高、功率较大。它能实现大功率切削和高速切削，进行高效率的零件加工。 (2)较宽的变速范围。它的主传动系统调速范围较宽，一般Ra>100，以确保加工时能合理的选用切削用量，从而达到最高的生产效率、表面的质量和加工的精度。 (3)可靠的迅速变速主轴，数控机床的变速能按照控制指令自动进行，因此数控机床的变速机构必须适应自动操作的要求。随着直流和交流主轴电动机的调速系统逐渐完善，很容易就能实现宽范围无级变速，这样以来，不仅减少了变速机构的中间传递环节，而且变速控制的可靠性也大大提高了。 )主轴组件的耐磨性高，这使得传动系统具备了很高的精度。凡有机械(4 摩擦的部位，如轴承、锥孔等都有足够的硬度，轴承处还有良好的润滑。 1.2 主传动系统的要求 (1)主轴具有一定的转速和足够的转速范围、变速级数，而且能够实现运动的变速、开停、制动和换向，以满足机床的运动要求。 (2)主电机具备足够大的功率，为满足机床的动力要求，全部机构和元件都具有足够的强度和刚度。 (3)主传动的有关结构，尤其是主轴组件要具备足够高的精度、抗震性，热变形和噪声要小，传动效率高，才能满足机床的工作性能要求。 (4)操作灵活可靠，维修方便，润滑密封非常良好，才能满足机床的使用要求。 (5)结构要简单、紧凑，工艺性好，成本低，以满足经济性要求。 1 数控机床主轴传动系统设计 2 总体方案拟定 2.1 拟定主运动参数 机床设计的初始，首先需要确定有关参数，它们是传动设计和结构设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。根据拟定的参数、规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，了解极限转速、和级数Z、主传动nnmaxmin 电机功率N。 2.2 运动设计 根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定传动结构方案和传动系统图。传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如:传动型式上有集中传动的主轴变速箱。分离传动的主轴箱与变速箱;扩大变速范围可以用增加传动组数，也可用背轮机构、分支传动等型式;变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。然后计算各传动比及齿轮的齿数。 ，选择和计算离合器。 估算齿轮模数m和轴颈d 2.3 轴和齿轮的验算 估算齿轮模数m和轴颈d，选择和计算离合器。在结构草图的基础上，对一根传动轴和齿轮的刚度、强度进行校核。 2 数控机床主轴传动系统设计 3 参数拟定 3.1 主轴极限转速的确定 确定主轴的最高转速和最低转速，应该在分析所设计机床几种典型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上，并按照“技术上先进，经济上合理”的原则进行。 由于通用性机床加工对象很广，不同工序所采用的切削用量相差悬殊，而且加工零件的尺寸变换也很大，所以要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务，必须对有关加工工序和切削用量进行分析，在分析切削用量的过程中，应特别注意下列几点: ?考虑先进加工方法，但所选的切削用量不应该是个别记录，而应该具有普遍性。 ?应考虑刀具材料的发展趋势。例如普通车到在大多数情况下已经采用硬质合金，目前陶瓷刀具也已开始应用等情况。 ?最高和最低转速不能仅用计算方法来确定。还应该和先进的同类机床比较，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能，而且还可能使结构无法实现。在传动系统拟定好以后，验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值。 主轴最高和最低转速可按下列计算: 1000vmaxn = (rpm) ? max,dmin 1000vminn = (rpm) ? min,dmax 其中: nn 、——主轴最高、最低转速(m/min); maxmin vv 、——典型工序的最大、最小切削速度(m/min); maxmin dd 、——最大、最小计算直径。 maxmin v 数控车床采用最大速度的典型工序一般为用硬质合金车刀精车或半精max 3 数控机床主轴传动系统设计 v车钢质轴类工件的外圆，取=200r/min。 max v 采用最小速度的典型工序又以下几种情况: min ?在低速光车，要求获得粗糙度小于R3.2μm; ?精铰孔 ?加工各种螺纹及多头螺纹; ?用高速钢车刀，对铸铁材料的盘类工件进行粗车端面工作，取 v=25r/min。 min d 一般取计算直径: =0.5D max dd =(0.2~0.25) maxmin 式中D为最大工件回转直径，即主参数(mm)。 当典型工序为铰孔或加工螺纹时，应按在车床上常用最大铰孔直径或经常 d加工的最大螺纹直径作为最大计算直径，根据调研可推荐:maxd0.2 ,(为刀架上最大工件回转直径) DDmax11 1000vmax1000，200nn 故 ===1990 r/min，取=2000 r/min; maxmax,dmin,，32 1000v1000，25minnn ==49.65 r/min， 取=45 r/min; minmin,dmax,，160 与本次设计的参数相差不大，取计算值。 3.2 主动参数的拟定 P78根据《机械制造装备设计》 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 (3-2)因为已知 z,,R,, ? n lgRn ? Z=+1 lg, (Z,1)11R ?===1.411 ,44.4n 根据《机械制造装备设计课程设计》表10.1标准数列表，这里我们取P110 4 数控机床主轴传动系统设计 标准公比系列=1.41. , 6因为=1.41=1.06，根据《机械制造装备设计课程设计》表10.1标准数列。P,110 6首先找到最小极限转速45，再每跳过5个数(1.26,1.06)取一个转速，即可得到公比为1.41的数列:45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000。 3.3 主电动机的选择 合理的确定电机功率P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 现在以常见的中碳钢为工件材料，取45号钢，正火处理，车削外圆，表面 R粗糙度=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸:16mm25mm。刀，a oooooo,,,,具几何参数:=15，=6，,=75，,=15，=0，=-10，b=0.3mm，,0001rrr1r=1mm。 e 现以确定粗车是的切削用量为设计: aa?确定背吃刀量和进给量f，根据《切削加工简明实用手册》表8-50， Ppp444取4mm，f取1 。 mmr P?确定切削速度，参《切削加工简明实用手册》表8-57，取V=2。 msc448 ?机床功率的计算， PP主切削力的计算 根据《切削加工简明实用手册》-表8-59和表449450 8-60，主切削力的计算公式及有关参数: ZZnZFcFcFcFcCvKa60F，，，，，，=9.81 fFcZFc ,0.150.75,0.1560，，，，，，， =9.8127040.920.95 12 =4495.4(N) 切削功率的计算 ,3,3PFv1010，， ==4495.4×2×=9kw; ccc 取机床的效率为0.85， 5 数控机床主轴传动系统设计 p9zP,,,10.57(kw) Z,0.85 根据《机械设计课程设计》表20-1 Y系列(IP44)三相异步电动机的技术P196 数据,Y系列(IP44)电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40?，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。 根据以上要求，选取Y160M-4型三相异步电动机，额定功率11kW,满载转速 rmin1460，质量123kg。 根据以上计算可得到本次设计数控车床的基本参数: 表3.1车床的主参数(规格尺寸)和基本参数表 公比,工件最大回转直径 转速级数Z 最高转速 最低转速 电机功率 P(kW) (mm) () () nDnrminrminminmaxmax 400 2000 45 11 1.41 12 6 数控机床主轴传动系统设计 4、运动设计 4.1 确定变速组及变速副数目 级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、Z, Z,ZZZ？？„„个变速副。即 Z123, 变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因 ab子: ，可以有三种方案: Z,2，312,3，2，2 12,2，3，2 12,2，2，3 4.2 结构式的拟定 对于12=3×2×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为: 表4.1 传动方式 12,3，2，212,3，2，2 12,3，2，2136163216 12,3，2,212,3，2，2 12,3，2，2 262412421 根据主变速系统设计的一般原则 ?传动副前多后少的原则; 主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸; ?传动顺序与扩大顺序相一致的原则; 比较两组变速方案 和 12,3，2，212,3，2，2216136 通过两种方案的比较，后一种方案因第一扩大组在最前面，?轴的转速范围比前种方案大，如两种方案?轴的最高转速一样，后一种方案?轴的最低转 7 数控机床主轴传动系统设计 速较低，在传递相等功率的情况下，受的转矩较大，传动件的尺寸也就比前种方案大。 ?变速组的降速要前慢后快，中间轴的速度不易超过电动机的转速; 根据以上的原则我们最终确定的传动方案是: 12,3，2，21364.3 结构网的拟定 根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如图4.1: 3 2213 6 图4.1结构网 4.4 各变速范围及极限传动比 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围:在降速传动时，为防止被 i动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，1/4，升速,min传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比，斜齿轮比i,2max i,2.5ii较平稳，可取，故变速组的最大变速范围为R,/?8,10。 maxmaxminmax 主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即: R,RRR？R ? n012i 检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 8 数控机床主轴传动系统设计 ，，R,,，X，P,1222 其中，， X,6,,1.41P,222 ?，符合要求 R,1.41，6，1,8.46,(8~10)2 4.5 确定各轴的转速 ,分配总降速变速比 总降速变速比 i,n/n,45/1460,0.03mind 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比n,1460r/mind 变速副。 ?确定变速轴轴数 变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ?在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为?、?、?、?(主轴)。?与?、?与?、?与?轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由?(主轴)开始，确定?、?、?轴的转速。 ?先来确定?轴的转速 66变速组c 的变速范围为，故两个传动副的,,1.41,8,R,[8,10]max 传 2211,动比必然是两个极限值: 、结合结构式， I,,I,,C1C24114, ?轴的转速只有一种可能:125、250、355、500、710、1000 ?确定轴?的转速 变速组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取 111 i, i,,b2b132.81, 轴?的转速确定为:500、710、1000。 ?定轴?的转速 对于轴?，其级比指数为1,可取: 9 数控机床主轴传动系统设计 11111 == == = iiia2a3a1221.411,, 确定轴?转速为1000，电动机于轴?的传动比为1460/1000=1.46 4.6 绘制转速图 如图4.2 图4.2转速图 4.7 绘制变速系统图 如图4.3 图4.3变速系统图 10 数控机床主轴传动系统设计 5(传动件的设计 5.1 带轮的设计 三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速n=1460r/min,传递功率P=11kW,传动比i=1.46，运转时有轻度冲击，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。 (1)选择三角带的型号 由《机械设计》表8-7工作情况系数查得工况系数=1.2。 PKK156AA故根据《机械设计》公式(8-21) P156 P,KP,1.1，11,12.1(kW)caA 式中P--电动机额定功率， --工作情况系数 KA PP因此根据、由《机械设计》 图8-11普通V带轮型图选用A型。 nca1571 (2)确定带轮的基准直径， DD,, 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不D, D,DPP宜过小，即。查《机械设计》表8-8、图8-11和表8-6取主动,min157155 mm小带轮基准直径D=140。 , n1P，，由《机械设计》公式(8-15)得:D,D1,, ? 15021n2 式中: ,nn-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。 ,, 1460D,，140(1,0.02),200.3mm故 ， 21000 P由《机械设计》表8-8取圆整为200mm。 157 (3)验算带速度V， P按《机械设计》式(8-13)验算带的速度 150 11 数控机床主轴传动系统设计 Dn3.14，140，1460,11V= ,,10.660，100060，1000 所以，故带速合适。 5ms,v,30ms (4)初定中心距 带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内 选取: 根据《机械设计》经验公式(8-20) P152 ? 0.7(D，D),A,2(D，D)12012 0.7(140+200)??2(140+200) A0 238?A?680 0 取=600mm. A0 (5)三角带的计算基准长度L , 由《机械设计》P公式(8-22)计算带轮的基准长度 158 2D,D,，，21L,2A，D，D， ? ，，001224A0 2(200,140),2，600，(140，200)， =1735.3 24，600 P由《机械设计》表8-2，圆整到标准的计算长度 L=1800mm 146 (6)确定实际中心距 A P 按《机械设计》公式(8-23)计算实际中心距 158 1800,1735.3L,L0A A=+=600+=632.35mm 022 ,(7)验算小带轮包角 1 P根据《机械设计》公式(8-25)， 158 D,D;;;;21α,180,，57.3,169,120 1A 故主动轮上包角合适。 (8)确定三角带根数 Z 12 数控机床主轴传动系统设计 根据《机械设计》式(8-26)得 P158 pca ,z，,ppkk00,l 查表《机械设计》表8-4d由 i=1.46和得= 0.36KW Pn,1460rmin,p15310 查表《机械设计》表8-5，k=0.98;查表《机械设计》表8-2，长度系, k数=0.95 l 12.1 Z,,3.87(3，0.36)，0.98，0.95 所以取Z=4根 (9)计算预紧力 查《机械设计》表8-3，q=0.1kg/m 由《机械设计》式(8-27) p2.5,k,2caF,500()，qv ? 0vZk, p其中: -带的变速功率,KW; ca v-带速,m/s; q-每米带的质量，kg/m;取q=0.18kg/m。 v = 1460r/min = 10.7m/s。 (2.5,0.98)，13.22F,500，，0.18，10.7,202.8N 010.7，5，0.98(10)计算作用在轴上的压轴力 ,169,1 Fp,2ZFsin,2，5，202.8，sin,2018.7N 022(11)带轮结构设计 ?带轮的材料 常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压 焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。 ?带轮结构形式 V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式(《机 13 数控机床主轴传动系统设计 械制图》图8-14a)、腹板式(《机械制图》图8-14b)、孔板式(《机械制图》图8-14c)、椭圆轮辐式(《机械制图》图8-14d)。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径(d为安装带轮的轴的直径，mm)时。可以采用d,2.5dd 实心式，当d,300mm可以采用腹板式，时d,300mm,同时D,d,100mmdd11可以采用孔板式，当d,300mm时，可以采用轮辐式。 d 带轮宽度:。 B,(z,1)e，2f,(4,1)，15，2，10,65mm ?V带轮的论槽 V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应，见《机械制图》表8-10. 表2.1 V带轮的轮槽与所选的V带型号 d d d与相对应得 ,d槽 hb hffmindaminminoooo,,32,,34 ,,36 ,,38 e 型 0015,0.3A 11.0 2.75 8.7 9 — — ,118,118 V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成 o40小于。 V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接 h和h触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度。 aminfmin 轮槽工作表面的粗糙度为。 R1.6或R3.2 ?V带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡;铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补;转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之 14 数控机床主轴传动系统设计 做动平衡。其他条件参见中的规定。 GBT13575.1,92 5.2 转动轴的直径估算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭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，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 5.3 确定各轴转速 ?确定主轴计算转速: n 计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可j 以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。 根据《机械制造装备设计课程设计》表10.2，主轴的计算转速为 z12,1,133n,n,,45，1.41,126.1r/min jmin ?各变速轴的计算转速: ?轴?的计算转速可从主轴125r/min按72/18的变速副找上去，轴?的计 n算转速为180r/min; j3 n ?轴?的计算转速为500r/min; j2 n ?轴?的计算转速为1000r/min。 j1 ?各齿轮的计算转速 各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。 ? 变速组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为500r/min; ? 变速组b计算z = 22的齿轮，计算转速为500r/min; ? 变速组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为1000r/min。 ?核算主轴转速误差 n,1440，,140/,200，36/36，42/42，60/30,2044r/min ? 实 15 数控机床主轴传动系统设计 n,2000r/min 标 nn(,)(2000,2044)标实 ? ，100%,，100%,2.2%,5%n2000标 所以合适。 5.4 传动轴直径的估算:确定各轴最小直径 P根据《机械设计手册》表7-13，，并查《金属切削d,91mmp46,20,,n,j 机床设计》表7-13得到取1. ,,, ??轴的直径:取 ,,0.86,n,800r/min11j 4,1111，0.86 d,91,91,22.17mm4,,,n1000，1j ??轴的直径:取 ,,,，0.98，0.99，0.99,0.922,n,500r/min21j2 4,1111，0.922 d,91,91,34.34mm4,,,n500，1j ??轴的直径:取,,,，0.98，0.99,0.89,n,180r/min 32j3 4,1111，0.89 d,91,91,43.95mm4,,,n180，1j 其中:P-电动机额定功率(kW); -从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积; , n-该传动轴的计算转速(); rminj ,,, -传动轴允许的扭转角()。 om 当轴上有键槽时，d值应相应增大4,5%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b，b值见《机械设计手册》表7-12。?和?为由键槽并且轴?为空心轴，?和?为花键轴。根据以 dd,30mmd上原则各轴的直径取值:，和在后文给定，轴采用光轴，,,,,,,,, 轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，,,, 定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公 16 数控机床主轴传动系统设计 差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按规定，矩GBT1144,1987 p形花键的定心方式为小径定心。查《机械设计手册》的矩形花键的基6,1,22本尺寸系列，轴花键轴的规格N，d，D，B为8，36，42，7;轴花键轴的规,,,,,N，d，D，B为8，42，48，8格。 ?各轴间的中心距的确定: (z，z)m12d,,108(mm); ,,,,2 (30，30)，5d,,150(mm); ,,,,,,2 (18，72)，5 ; d,,225(mm),,,,V,2 17 数控机床主轴传动系统设计 6(各变速组齿轮模数的确定和校核 6.1 齿轮模数的确定 齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件 mmHF按《金属切削机床设计》表7-17进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过2,3种模数。 先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查《机械设计》表10-8齿轮精度选用7级精度，再由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40C(调质)，硬度为280HBS: r 根据《金属切削机床设计》表7-17;有公式: ,KP，(1)?齿面接触疲劳强度: m,160203H22,nz,,mjHP KP?齿轮弯曲疲劳强度: m,4303F,nz,mjFP ?、a变速组:分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。 ,KP，(1)m, ?齿面接触疲劳强度: 160203H22,nz,,mjHP 其中: -公比 ; = 2; ,, P-齿轮传递的名义功率;P = 0.9611=10.56KW; ， ,,bm,5,10 -齿宽系数=; mm ,,0.9, ,-齿轮许允接触应力，由《金属切削机床设,HPHlimHPHlim 计》图7-6按MQ线查取; n -计算齿轮计算转速; j K-载荷系数取1.2。 ,=650MPa， Hlim 18 数控机床主轴传动系统设计 ,,650MPa，0.9,585MPaHP 1.2，10.56，33 ? m,16020,4.6mmH1228，24，2，585，1000 根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为5mm 。 KPm,430?齿轮弯曲疲劳强度: 3F,nz,mjFP 其中: P-齿轮传递的名义功率;P = 0.9611=10.56KW; ， ,, -齿宽系数=; bm,5,10mm -齿轮许允齿根应力,,1.4,，由《金属切削机床设,,FPFlimFPFlim计》图7-11按MQ线查取; n -计算齿轮计算转速; j K-载荷系数取1.2; ,,300MPa ， Flim ? ,,300MPa，1.4,420MPaFP 1.2，10.563m,430,2.32mm? F18，1000，24，420根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm 。 m,m?所以?? m,5H1F11 于是变速组a的齿轮模数取m = 5，b =40mm。 轴?上主动轮齿轮的直径: d,5，24,120mm;d,5，30,150mm;d,5，36,180mm 。 aaa312 轴?上三联从动轮齿轮的直径分别为: ''' d,5，48,240mm;d,5，42,210mm;d,5，36,180mma3a1a2 ?、b变速组:确定轴?上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。 ?齿面接触疲劳强度:(公式见a变速组) 其中: -公比 ; =2.82; ,, 19 数控机床主轴传动系统设计 P-齿轮传递的名义功率;P = 0.92211=10.142KW; ， -齿宽系数=; ,,bm,5,10mm -齿轮许允接触应力，由《金属切削机床设,,0.9,,,HPHlimHPHlim计》图7-6按MQ线查取; n -计算齿轮计算转速; j K-载荷系数取1.2。 =650MPa， ,Hlim ? ,,650MPa，0.9,585MPaHP 1.2，10.142，3.823 ? m,16020,4.67mmH2228，22，2.82，585，400 根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为5mm 。 KP?齿轮弯曲疲劳强度: m,4303F,nz,mjFP其中: P-齿轮传递的名义功率;P =0.92211=10.142KW; ， ,,bm,5,10 -齿宽系数=; mm ,,1.4, -齿轮许允齿根应力，由《金属切削机床设计》,,FPFlimFPFlim图7-11按MQ线查取; n-计算齿轮计算转速; j K-载荷系数取1.2。 ,,300MPa， Flim ?,,300MPa，1.4,420MPa FP 1.2，10.1423m,430,2.97mm? F28，500，22，420 根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为3mm 。 m,m?所以 m,3mmH2F22 于是变速组b的齿轮模数取m = 3mm，b = 40mm。 20 数控机床主轴传动系统设计 轴?上主动轮齿轮的直径: d,3，32,96mm;d,3，56,168mm;bb12 轴?上两联从动轮齿轮的直径分别为: '' d,3，64,310mm;d,3，40,120mm;bb12 ?、c变速组: (z，z)m(18，72)，512na,,,225(mm)计算中心距a， 22， 所以轴?上两联动主动轮齿轮的直径分别为: d,30，5,150mm;d,60，5,300mmc1c2 轴?上两从动轮齿轮的直径分别为: '' d,60，5,300mm;d,30，5,150mm。cc12 **?、标准齿轮参数: ,,,,20h1c0.25度，，, -1查得以下公式 从《机械原理》表5 *d=(z+2h)m齿顶圆直径 ; aa1 ,,d,(z,2h,2c)m齿根圆直径; f1a 分度圆直径 ; d=mz *h=hm齿顶高 ; aa **h=(h+c)m齿根高 ; af 6.2 齿轮的设计 b,,m(,,6~10) 由公式得: mm b,8，5,30mm??轴主动轮齿轮; , b,8，5,40mm??轴主动轮齿轮; , b,40mm??轴主动轮齿轮; ,,, 一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮 合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使主动轮比从动轮齿宽大(5,10mm)。 b,b,b40mmb4,b,b32mm所以:， ， 123,56, 21 数控机床主轴传动系统设计 ， ， b,b40mmb,b,32mm78,910 ，。 b,,32mmb,b,40mm13141112 通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、 齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小， 通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径d,160mm时，可以做成实心式结构的a 160500mmdmm,,齿轮。当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现a 决定把齿轮9、12和13做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据《机械设计》 图10-39(a) 齿轮8、10、12和13结构尺寸计算如下: ?齿轮8结构尺寸计算， ; D,d,(10~14)m,2200,10，5,170mm0an D,42mm; 4 ;D,1.6D,1.6，42,67.2mm,D取68mm343 ; D,(0.25~0.35)(D,D),0.3，(170,68),30.6mm,D取32mm2032 D，D170，6803D,,,119mm,D,119mm;; 1122 ，C取12cm。 C,(0.2~0.3)B,0.3，42,12.6mm ?齿轮10结构尺寸计算; D,d,(10~14)m,320,12，5,260mm;D,324mm;; 0an0D,42mm; 4 D,1.6D,1.6，42,67.2mm,D取68mm; 343 D,(0.25~0.35)(D,D),0.3，(260,68),57.6mm,D取60mm; 2032 D，D260，6803D,,,164mm, ; 122 C,(0.2~0.3)B,0.3，42,12.6mm ，C取12cm。 22 数控机床主轴传动系统设计 ?齿轮12结构尺寸计算 ， D,d,(10~14)m,319.3,12，5,259.3mm，D取260mm0an0 ; D,42mm4 D,1.6D,1.6，42,68mm,34 ; D,(0.25~0.35)(D,D),0.3，(260,68),57.6mm，D取60mm2032 D，D260，6803D,,,164mm,D取164mm; 1122 ，C取14cm。 C,(0.2~0.3)B,0.3，42,12.6mm ?齿轮13结构尺寸计算 ， D,d,(10~14)m,381.2,12，5,321.2mm，D取325mm0an0D,110mm;4 D,(0.25~0.35)(D,D),0.3，(325,176),44.7mm，D取45mm2032 ; D,1.6D,1.6，110,176mm,34 D，D325，17603D,,,250.5mm,D取250mm; 1122 ，C取14cm。 C,(0.2~0.3)B,0.3，42,12.6mm 6.3 齿轮校核 KFYYtFaSa,,,,,, 计算公式:?弯曲疲劳强度; FFbm KFu，1t,,2.5,,,,,Z ?接触疲劳强度 HEHbdu16.3.1 校核a组齿轮 KFYY2tFaSa,,,,,, ?弯曲疲劳强度;校核齿数为24的齿轮，确定各FFbm 项参数 23 数控机床主轴传动系统设计 ?,n=1000r/min, P,P，0.96,10.56kW, 665 T,9.55，10，P/n,9.55，10，10.56/1000,1，10(N,mm)?确定动载系数 KV dn，120，1000,,? v,,,6.28m/s60，100060，1000 齿轮精度为7级，由《机械设计》图10K,1.1-8查得动载系数。由《机v械设计》使用系数。K,1.0 A ?。 b,40mm ,,0.5?确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 d K,1.417 查《机械设计》表10-4，得非对称齿向载荷分配系数; H,h==11.25; h，haf , b/h,60/11.25,5.33 K,1.2 查《机械设计》图10-13得 F, ?确定齿间载荷分配系数: K,1.0 由《机械设计》表10-2查的使用， A K,K,1 由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数 H,F, K,KKKK,1.0，1.1，1，1.2,1.32?确定载荷系数: AvF,F, ? 查《机械设计》表 10-5 齿形系数及应力校正系数 Y,2.65Y,1.58; FaSa ?计算弯曲疲劳许用应力 ,,540Mp 由《机械设计》图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 FEa K,0.9《机械设计》图10-18查得 寿命系数,取疲劳强度安全系数S = 1.3 N 0.9，540[,],,374Mp Fa1.3 5,[]3742T2，1，10F,,89.32， F,,,1666.7(N)tYY2.65，1.58d120FaSa 24 数控机床主轴传动系统设计 KF1.32,1666.7t,,11,89.32 bm40，5 KFu，1t ?接触疲劳强度 ,,,,2.5,,,ZHEHbdu1 ?载荷系数K的确定: K,KKKK,1.0，1.1，1，1.417,1.62AvF,F, ?弹性影响系数的确定;查《机械设计》表10-6得 Z,189.8ZEE ?查《机械设计》图10-21(d)得， ,,670MPa,,,,0.9，670,603MPaHlimH 1.62，1666.72，1,,2.5，189.8,,435.87MPa,603MPa H40，1202 故齿轮1合适。 6.3.2 校核b组齿轮 KFYY2tFaSa,,,,,, ?弯曲疲劳强度;校核齿数为22的齿轮，确定各FFbm 项参数 ?,n=500r/min, P,P，0.96，0.99，.098，.099,10.14kW,, 665 T,9.55，10，P/n,9.55，10，10.14/500,1.94，10N,mm dn，110，500,,v,,,2.88m/s?确定动载系数: 60，100060，1000 K,1.04齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8查得动载系数 v? b,55mm ,,0.5?确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 d K,1.419查《机械设计》表10-4，插值法得非对称齿向载荷分配系数 H, K,1.2b/h,55/(5，2.25),4.8,查《机械设计》图10-13得 F,?确定齿间载荷分配系数: K,1.0 由《机械设计》表10-2查的使用 ;A 52T2，1.94，10 F,,,3527.3Ntd110 25 数控机床主轴传动系统设计 由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数 K,K,1H,F,?确定动载系数: K,KKKK,1.0，1.04，1，1.22,1.248AvH,H, ?查《机械设计》表 10-5齿形系数及应力校正系数 、 Y,2.72F,1.57FaSa ?计算弯曲疲劳许用应力 由《机械设计》图10,,540Mp-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 FEa K,0.9《机械设计》图10-18查得 寿命系数,疲劳强度安全系数S = 1.3 N 0.9，540[,],,374Mp Fa1.3 ,[]374F,,64.2， YY2.72，1.57FaSa KF1.248，3527.3t,,22.0,83.14 bm40，5 KFu，1t,,2.5,,,,,?接触疲劳强度Z HEHbdu1 u=62/22=2.82; ?载荷系数K的确定:K,KKKK,1.0，1.04，1，1.419,1.475 AvF,F, Z,189.8Z?弹性影响系数的确定;查《机械设计》表10-6得 EE ,,670MPa?查《机械设计》图10-21(d)得，,, ,,0.9，670,603MPaHlimH 1.475，3527.32.82，1,,2.5，189.8,,600.5MPa,603MPa H40，1102.82 故齿轮7合适。 6.3.3 校核c组齿轮 KFYY2tFaSa,,,,,, ?弯曲疲劳强度;校核齿数为18的齿轮，确定各FFbm 项参数 P,P，0.96，0.99，0.98，0.99，0.98，0.99,9.84kW?,n=500r/min, ,,, 26 数控机床主轴传动系统设计 665 T,9.55，10，P/n,9.55，10，9.84/500,1.87，10N,mm dn，92.79，500,,?确定动载系数: v,,,2.43m/s60，100060，1000 齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8查得动载系数 K,1.0v? b,50mm ?确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数,,0.5 d K,1.419查《机械设计》表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数， H, K,1.27,查《机械设计》图10-13得 b/h,48/(5，2.25),4.267F, 52T2，1.87，10?确定齿间载荷分配系数: F,,,4030Ntd92.79 K,K,1.0 由《机械设计》表10-3齿间载荷分布系数， F,H,?确定荷载系数: K,KKKK,1.0，1.0，1.0，1.27,1.27AvF,H, ?查表 10-5 齿形系数及应力校正系数。 Y,2.91Y,1.53 FaSa ?计算弯曲疲劳许用应力 ,,540Mp 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 FEa K,0.9 《机械设计》图10-18查得 寿命系数,疲劳强度安全系数S = 1.3 N 0.9，540[,],,374Mp Fa1.3 ,[]374F,,84 ， YY2.91，1.53FaSa KF1.27，10675t,,52.6,84 1bm50，5，ocos14.1 KFu，1t,,2.5,,,,,Z?接触疲劳强度 HEHbdu1 K,KKKK,1.0，1.0，1.0，1.419,1.419?载荷系数K的确定: AvF,F, 27 数控机床主轴传动系统设计 ?弹性影响系数的确定;查《机械设计》表10-6得 Z,189.8ZEE ?查《机械设计》图10-21(d)得， ,,670MPa,,,,0.9，670,603MPaHlimH 1.419，40304，1 ,,2.5，189.8,,526.8MPa,603MPaH50，97.794 故齿轮11合适。 28 数控机床主轴传动系统设计 7(主轴结构设计 7.1 对主轴组件性能的要求 主轴组件是机床主要部件之一，它的性能对整机性能由很大的影响。主轴直接承受切削力，转速范围又很大，所以对主轴组件的主要性能特提出如下要求: (1)回转精度 主轴在作转动运动时，在同一瞬间，主轴上线速度为零的点的联机，称为主轴在该瞬间的回转中心线，在理想状况下，主轴在每一瞬间的回转中心线的空间位置，相对于某一固定的参考系统(例如:刀架、主轴箱体或工具机的工作台面)来说，应该是固定不变的。但实际上，由于主轴的轴颈支承在轴承上，轴承又安装在主轴箱体孔内，主轴上还有齿轮或其它传动件，由于轴颈的不圆、轴承的缺陷、支承端面对轴颈中心线的不垂直，主轴的挠曲和工具机结构的共振等原因，主轴回转中心线的空间位置，在每一瞬时都是变动的。把回转主轴的这些瞬间回转中心线的平均空间位置定义为主轴的理想回转中心线，而且与固定的参考坐标系统联系在一起。这样，主轴瞬间回转中心线的空间位置相对于理想中心线的空间位置的偏离就是回转主轴在该瞬间的误差运动。这些瞬间误差运动的轨迹，就是回转主轴误差运动的轨迹。主轴误差运动的范围，就是所谓的主轴回转精度。 主轴回转精度的测量，一般分为三种:静态测量、动态测量和间接测量。目前我国在生产中沿用传统的静态测量法，用一个精密的测量棒插入主轴锥孔中，使千分表触头触及检测棒圆柱表面，以低速转动主轴进行测量。千分表最大和最小的读数差即认为是主轴的径向回转误差。端面误差一般以包括主轴所在平面内的直角坐标系的垂直坐标系的垂直度数据综合表示。动态测量是用以标准球装在主轴中心线上，与主轴同时旋转;在工作态上安装两个互成90º角的非接触传感器，通过仪器记录回转情况。间接测量是用小的切削量加工有色金属试件，然后在圆度仪上的测量试件的圆度来评价。出厂时，普通级加工中心的回转精度用静态测量法测量，当L,300mm时允许误差应小于0.02mm。造成主轴回转误差的原因主要是由于润滑油膜的产生和不平衡力的扰动，在回转的过程中产生的激振力，也是造成主轴回转误差的主要原因之一。因此加工中心的主轴不平衡量一般要控制在0.4mm/s以下。 29 数控机床主轴传动系统设计 (2)刚度 主轴部件的刚度是指受外力作用时，主轴组件抵抗变形的能力。通常以主轴前端产生单位位移时，在位移方向上所施加的作用力大小来表示。刚度越大的主轴组件，主轴受力发生变形时就很小。主轴组件的刚度不足，在切削力及其它力的作用下，主轴将产生较大的弹性变形，工件的加工质量不但会受到影响，齿轮、轴承的正常工作也会受到严重影响，使其加剧磨损，降低精度。主轴部件的刚度与轴承类型及配置型式、轴承间隙的调整、主轴上其他动力元件的位置等有关。 (3)抗振性 主轴组件的抗振兴是指切削加工时，主轴保持平稳地运行而不发生振动的能力。主轴组件抗振兴差，工作时容易产生振动，会影响工件表面质量，而且限制了机床的生产率提高，此外，还会降低刀具和主轴轴承的寿命，发出噪声，影响工作环境等。随着机床向高精度、高生产率方向发展，主轴对抗振性的要求也越来越高。 (4)温升和热变形 主轴组件工作时，由于摩擦和搅油等耗损而产生热量，会出现温升。温升会使主轴组件的形状和位置发生畸变，这种现象被称为热变形。 热变形使主轴的旋转轴线与机床其他部件间的相对位置发生变化，直接影响加工质量。对高精度机床的影响极为严重;热变形会造成主轴弯曲，会使传动齿轮和轴承的工作状况恶化;热变形还会改变已调好的轴承间隙，使主轴与轴承、轴承与轴承座孔之间的配合发生变化，严重影响了轴承的正常运作，加剧磨损，严重时会导致产生轴承抱轴现象。 (5)耐磨性 耐磨性几乎和材料所有性能都有关系，而且在不同磨耗机理条件下，为提高耐磨性对材料性能亦有不同要求。为了使主轴长期保持精度，其组件必须要有足够的耐磨性。主轴组件上最容易发生磨损的地方出现在刀具或工件的安装部位及其移动式主轴的运转部位。为了提高主轴的耐磨性，应该对主轴的上述部位淬硬或氮化处理。除此之外还要保证主轴轴承有良好的润滑条件，以提高耐磨性。 以上这些要求，有的还是矛盾的。例如高刚度和高速，高速与低温升，高速与高精度等。这就要具体问题具体分析，例如设计高效数控机床的主轴组件时，主轴应满足高速和高刚度的要求;设计高精度数控机床时，主轴应满足高刚度、低温升的要求。 30 数控机床主轴传动系统设计 7.2 主轴轴承 (1)轴承类型选择 主轴前轴承有两种常用的类型: 双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。 与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种: 060角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。 推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。 向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。 (2)轴承的配置 大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承(中间支撑或后支 mm撑)保持比较大的游隙(约0.03,0.07)，只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。 轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。 在配置轴承时，应注意以下几点: ?每个支撑点都要能承受经向力。 ?两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 ?径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。 (3)轴承的精度和配合 主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大， 31 数控机床主轴传动系统设计 所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。 普通精度级机床的主轴，前轴承的选或级，后轴承选或级。选择CDDE轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。 轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。 (4)轴承间隙的调整 为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。 轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1:12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。 其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意:调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。 螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的求。 32 数控机床主轴传动系统设计 结论 数控机床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基本环节，其机构复杂而巧妙，这次设计的效果没有预计的轻松。由于在时间上拖了下来，而且所学的知识内容也很不理想。我接受的设计任务是对数控机床的主传动系统进行设计。主轴箱的结构繁多，我省去了很多细部结构。从这点让我深深的体会到“科技是第一生产力”这句话的正确与严峻性。在设计中我也遇到了其它许多棘手的问题，但是有问题就问，在设计过程中经常去网上查资料，去图书馆找对应的专业书籍，并且书上看不懂的找导师去问，虽然所学知识有限，但最后还是实现设计的效果。 对于一次设计来说，总体安排很重要。这次设计由于总体安排刚开始的时候没有很合理的制定，所以工作量的实际大小与工作的具体性质不是很明确，以致在开始的几周里没有什么实质性的进展。在随后的工作过程中我注意了这一点，经常通宵熬夜，所以进度才勉强赶了上来，不过时间还是紧了点。对但最终我还是努力完成了设计任务。 设计过程中存在的主要问题: 1、起初对于数控车床传动系统的工作原理及结构没有十分明确的概念，未能在最短的时间内初步设计出机器的零部件草图，耽误了很多不必要的时间。 2.运用CAD进行零件设计过程中的某些命令不能熟练的应用，造成了设计时间的大量浪费，加长了设计的时间。 3.对数控车床带轮卸荷部分，卸荷带轮的结构了解不多，查阅了大量资料后才弄明白。耽误了一些时间。 33 数控机床主轴传动系统设计 致谢 本次毕业设计是在王老师的精心指导下完成的。导师渊博的专业知识、严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严于律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华、平易近人的人格魅力对本人影响深远。王老师平时工作繁忙，但总会抽出时间来给我们指导。他教学态度严谨，工作一丝不苟， 为人和蔼可亲。而且每次我们有小小的问题时王老师都热心的给我们讲解，在整个毕业设计过程中，他一直给我们进行耐心指导，并指出我们在设计的过程中所出现的问题，正是得到王老师的细心讲解才使得我的毕业设计课题能够更踏实、更有信心地进行下去。虽然这次毕业设计花费了很长时间才完成，但是，我从中学到了很多东西。在此表示对王老师诚挚的感谢和由衷的敬意。也是王老师在我时间紧迫的时候给我紧迫感，让我深深的明白时间的宝贵性。 王老师在机械设计方面具有丰富的实践经验，对我的设计给予了不少的指导和帮助，使我能够将理论中的结果与实际相结合。另外，他对待问题的严谨作风也给我留下了深刻的印象。在此表示深深的谢意。尽管我是第一次设计，难免遇到许多比较低级的问题，王老师却都极其耐心地予以解答。谨此向王老 师表示衷心的感谢和崇高的敬意。 最后，再次对关心、帮助我的老师和同学表示衷心地感谢。 34 数控机床主轴传动系统设计 参考文献 [1] 陈立德，机械制造装备设计课程设计.北京:高等教育出版社, 2007年11月.110,111 [2] 黄如林，切削加工简明实用手册.北京:化学工业出版社,2004.7.70,74 [3] 王昆，机械设计课程设计.北京:高等教育出版社,1995年12月.196,197 [4] 濮良贵,机械设计.北京:高等教育出版社,2006年5月.145,161 [5] 范思冲,画法几何及机械制图.东南大学 北京:机械工业出版社,2005年7月.120,123 [6] 郑文纬,吴克坚,机械原理.北京:高等教育出版社,2006年1月.90,101 [8] 戴曙,金属切削机床.北京:机械工业出版社, 2005年1月.78,80 [9] 机械设计手册编委会主编.机械设计手册 [10] 成大先，机械设计手册.第四版第二卷,北京:化学工业出版社,2003年9月.220,223 [11] 曹金榜,机床主轴变速箱设计指导.北京:机械工业出版社,1995年8月.130,133 [12] 陈易,金属切削机床课程设计指导书.北京:机械工业出版社,1993年7月.90,95 35 数控机床主轴传动系统设计 附录 附件1: ××× ××××××× × × × × 总装图 36