1、第一章概述1.1 設計目的21.2 主軸箱的概述 2第2章主傳動的設計22.1驅動源的選擇 22.2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第3章主軸箱展開圖的設計 73.1各零件結構尺寸的設計 7設計內容和步驟 7有關零件結構和尺寸的設計 7各軸結構的設計 9主軸組件的剛度和剛度損失的計算 10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，使我們在擬定進給傳動及變速等 的結構方案過程中得到設計構

2、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范圍，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，屬于恒功率， 從額定轉速nd向下至最低轉速nm

3、in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 3150r/min，交流主軸電動機，最高轉速 是5000r/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范圍 Rdp=nmax/nd=5000/5=5而主軸要求的恒功率轉速范圍Rnp=nmax/nd=3150/125=25.

4、2，遠大于交流主軸電動機所能提供的恒功率轉速范圍，所以必須串聯變速機構的方法來擴大其恒功率轉速范涉及變速箱時，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范圍 Rdp,即=Rdp=2,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 變速箱的變速級數Z=lg Rn p/lgRdp=lg25/ lg 5=2.0049(3-2)取Z=2確定各齒輪齒副的齒數：取 S=114由 U=2.24 得 Z1 = 35Z1'=79由 U=1.41 得 Z2=47Z2'=67由 U=3.55 得 Z3=26Z3'=88由此擬定主傳

5、動系統圖,轉速圖以及主軸功率特性圖分別如圖2-1, 2-2, 2-3圖2-1圖2-3圖2-22.3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。因此疲勞強度一般不是主要矛盾。 除了載荷比較大的情況外，可以 不必驗算軸的強度。剛度要求軸在載荷下（彎曲，軸向，扭轉）不致產生過大的 變形（彎曲，失穩，轉角）。如果剛度不夠，軸上的零件如齒輪，軸承等由于軸 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。通常，先按扭轉剛度軸的直徑，

6、畫出草圖后， 再根據受力情況，結構布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度。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上直接得出如表 2-1所示表2-1各軸的計算轉速軸IIIIII計算轉速1000446125各軸功率和扭矩計算:已知一級齒輪傳動效率為0.97 （包括軸承），則I 軸：pi= Pd X 0.99=27X 0.99=26.73 KWII 軸p2= p, X 0.97=26.73X 0.97=25.92 KWIII 軸p3= P2 X 0.97=25.92X 0.97=25.15 KWI軸扭矩：426.734人=955 10425.5 104N1000U軸扭

7、矩：T2 =955 104.=55.5 104Nmm446III軸扭矩：4 25 154T3 =955 10192.15 10 N125© 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，其選取 的原則如表2-2所示。表2-2許用扭轉角選取原則軸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（電機軸）II軸III軸(deg/m)0.510.5把以上確定的各軸的扭矩，允許扭轉角代入估算公式d =1.644 T，可得傳動軸的估算直徑:d1 "64倆 T64 “6425 =43.83mm軸承 30

8、209Tt6"644 九644 2譏44555 104 = 44.76mm軸承30209軸承30215因為主軸為空心軸，材料取 45鋼，所以A0=110d-A03n(：4)103i25(0.54)5.86mm最后取值如下表所示：軸IIIIII估算直徑454570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D仁0.25Dmax_ 15=85-115mm 取D, =95后頸直徑 D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm取 D 75內孔直徑 d=0.1Dmax_ 10=35-55mm取 d =402.4齒輪模數的估算按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算

9、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。齒輪模數的估算有兩種方法，第一種是按齒輪的彎曲疲勞進行估算，第二種 是按齒輪的齒面點蝕進行估算，而這兩種方法的前提條件是各個齒輪的齒數必須 已知，所以必須先給出各個齒輪的齒數。(1) 乙，乙'齒輪彎曲疲勞的計算齒輪彎曲疲勞估算公式m., -323"735 1 0002.93齒面點蝕的計算得A 一琢j 3703 ；加111由中心距A及齒數計算出模數：2A 2x111 cm j1.94,所以取 m=3乙乙，114(2)

10、 Z2 , Z2'齒輪彎曲疲勞的計算齒輪彎曲疲勞估算公式m _ 323N 七3 出73 赳。83nj 67 漢 446齒面點蝕的計算 得 A _ 3703 N =3703 26.73 =144.79 取 A=145 njV 446“尹丁簽細所以取m=4(3) Z3,Zs齒輪彎曲疲勞的計算取 m=4.5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.則各齒輪齒數和模數列表如下:齒輪Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'

11、;齒數357967478925模數334.54.54.54.5第三章主軸箱展開圖的設計主軸箱展開圖是反映各個零件的相互關系，結構形狀以及尺寸的圖紙。因此 設計從畫展開圖開始，確定所有零件的位置，結構和尺寸，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3.1. 1設計內容和步驟這一階段的設計內容是通過繪圖設計軸的結構尺寸及選出軸承的型號，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。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。1) 傳動軸的估算見前一節2) 齒輪相關尺寸的計算1.齒寬的確定齒寬影

12、響齒的強度。輪齒越寬承載能力越高。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m= (6-10) m.第一套嚙合齒輪：B| 二 mm = (610) 3 = 1830第二套嚙合齒輪：B2 =mm = (6 10) 4.5 = 27 45第三套嚙合齒輪：B3 二:：mm = (6 10) 4.5 = 27 45這里取齒寬系數 m=10，貝U齒寬=®mm，各個齒輪的齒厚確定如表3-1.表3-1各齒輪的齒寬齒輪Z1Z1 'Z2Z2'Z3Z3'齒寬323045474547由計算公式；齒頂：ddi=(z 2)m(h

13、=1);da2 二億 2h )齒根：d f廣(Zi -2h“-2c )m(c = 0.25)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Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'分度圓直徑(mm)105.00237268188356100齒頂圓直徑(mm)111.00243276196364108.00齒根圓直徑(mr)i97.50229.5025817834690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-IIII-III距離1752303)確定齒輪的軸向布置為避免同一

14、滑移齒輪變速組內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1-2m m,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范圍內時，間隙必須不小于5mm,當模數在2.5-4mm范圍內 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仁17.5mm,d2=15mm.由滑移齒輪的厚度以及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.4）軸承的選擇及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

15、受兩個方向 軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號選用主要根據主軸的剛度，承載能力，轉速，抗振性及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 類型及大小不同。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

16、，選用向心推 力軸承。該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，剛度和速度這兩方面都要考慮。主軸前軸承采用NN3019K型軸承一個, 后支承采用30215型和51215型軸承各一個。3.1-3各軸結構的設計I軸的一端與電動機相連，需要安裝聯軸器d1 =1.644 T1.644 T11.644 25.5 1043.83mm1. . 0.5取d1=45,聯軸器的計算轉矩 G二心,查表得Ka =1.3Tea 二 Ka= 1.3 25.5 104=331500N mm，查表 17-2,選用 HL3 彈性柱銷聯 軸器，其公稱轉矩為630000N mm。半軸聯軸器的孔徑

17、d1 =35mm，半聯軸器長 度L=82mm.半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1 =60mm根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度：為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，i u軸段右端需制出一軸肩，故取IIE段的直徑=42mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直 徑D=45mm.半聯軸器與軸配合的轂孔長度 J=60mm,為保證軸端擋圈只壓在半 聯軸器上而不壓在軸斷面上，所以II長度應比L略短一些，取h=58mm初步選擇滾動軸承：因軸承同時有徑向力和軸向力度作用，選用單列圓錐滾子軸承。將其結構草圖繪制如下圖3 2所示圖3-2I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

18、-3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=2.1 105 N/mm2，D= (90+65) /2=77.5mm；主軸截面慣距：44(D -'d )64I1.64 10 mm2截面面積；A=3459.9mm2P主軸最大輸出轉矩： Mn =95500005.12 105N.mmnMn / 2 002 5N6045 0 /2Fy =0. Fz =1 2180故總切削力為：F - Fz2 F； -2862.17N估算時，暫取L°/a=3,即取270mm前后支承支反力 艮=3816.22N& =954.06N取 ka=1033000N/mmkb =3.

19、 671 N n/mElKa a3-0. 3 3890mm384mm。則 g/a =2.5則 L0=225mm因在上式計算中，忽略了 ys的影響，故L0 =225mm主軸端部撓度的計算：已知齒輪最少齒數為30，模數為3，則分度圓直徑為則齒輪的圓周力：p = 2T2 /dmax二2911N徑向力：pr =0.5pt =1455.5N則傳動力在水平面和垂直面內有分力為：水平面：Qh =2735.45N垂直面：Qv =2451.12N去計算齒輪與前支承的距離為66m m，其與后支承的距離為切削力的計算：已知車床拖板最大回轉直徑Dmax = 400mm則主切削力：Pv = Pc = 1310N徑向切削

20、力：Ph =0.5pc =655N軸向切削力：pr = 0.35pc = 458.5N當量切削力的計算：P= (a=B) /a= 3639對于車床 B=0.4 Dmax =160mm則水平面內：徘J819.5N垂直面內：口 =1273.65N主軸端部的撓度計算：右詩暑(13"于壇)2丫” =8.196 10mm,Ypv =5. 737 Pmm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Yq甘沁L煜齒輪與后支承的距離，將各值帶入，得YQh 二-4.307 10”Yq -3. 8 6 *0水平面內：YH =3.889 10

21、 "mm垂直面內：丫，=1.877 10mm則主軸最大端位移為：Ymax =4.39 10mm已知主軸最大端位移許用值為ly U 0.0002L= 0.09mm則Ymax < '-y 1,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:水平面卄鸚6 10臨垂直面內：“ 3EI10 rad傳動力Q作用下主軸傾角為:水平面內：pH =-3.867 10“ rad垂直面內：斗3.465 10rad則主軸前軸承處的角為 對-=QH = 3.233 10rad垂直面內：- Rv Jqv =1.435 10 占 rad為ax Qh2 Q； =3.537 lOrad

22、 故符合要求3-1-5軸承的校核：齒輪受切向力Ft-2911N徑向力：Fre =0.5p “455.5N ;切削力 F=1310N，徑向切削力 F= 0.5p = 655N軸向切削力 Fa =0.35p =458.5N，轉速 n=4000r/min d=90mm垂直面內的受力分析:Fr 1v66 =213.47 N450Fr2v =Fre 384 =1242.03N450水平面內的受力分析:Fr1h& 90% 384 .2615.05N450F r2h540 譏 66 =359n故合力:Fr1 =2623.7NFr2 =1292.89N求兩軸承的軸向力：對70000AC型軸承Fd =e

23、FrFd1 = eF = 0.68 Fr1 =1778.23NFd2 =eFr2 =0.68 Fr2 = 879.2NFai =Fa Fd2 =1337.7NFa2二 Fd2 二 879.2NFai1337.7c01080.012Fa2C2879.246.2= 0.019兩次計算的差值不大，因此，確定e = e2 = 0.68 ,當量動載荷:善空°. 5 09©Fr1 2 62 3. 7Fa1Fr2879.21292.89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fp =1.5當量載荷:二 fp(X1Fr1)=1.5 2623.7 =3935.6NP2 二 fP(X2Fr2) =1.5 1292.89 = 1939.3N。因為P1P2所以可知其壽命Lh = 10 ( C)，143346h60n p1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。在這兩周內，我們本著“以我所學，為我所用，提高自