当前位置：文档库 › 数控车床主轴箱设计

数控车床主轴箱设计

第一章概述

1.1设计目的 (2)

1.2主轴箱的概述 (2)

第2章主传动的设计 (2)

2.1驱动源的选择 (2)

2.2转速图的拟定 (2)

2.3传动轴的估算 (4)

2.4齿轮模数的估算 (3)

2.5V带的选择 (4)

第3章主轴箱展开图的设计 (7)

3.1各零件结构尺寸的设计 (7)

3.1.1 设计内容和步骤 (7)

3.1.2有关零件结构和尺寸的设计 (7)

3.1.3各轴结构的设计 (9)

3.1.4主轴组件的刚度和刚度损失的计算 (10)

3.1.5轴承的校核 (13)

3.2装配图的设计的概述 (13)

总结 (19)

参考文献 (20)

第一章概述

1-1设计目的

数控机床的课程设计，是在数控机床设计课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过数控机床伺服进给系统的结构设计，使我们在拟定进给传动及变速等的结构方案过程中得到设计构思、方案分析、结构工艺性、CAD制图、设计计算、编写技术文件、查阅技术资料等方面的综合训练，建立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，培养我们初步的结构设计和计算能力。

1-2 主轴箱的概述

主轴箱为数控机床的主要传动系统它包括电动机、传动系统和主轴部件它与普通车床的主轴箱比较，相对来手比较简单只有两极或三级齿轮变速系统，它主要是用以扩大电动机无级调速的范围，以满足一定恒功率、和转速的问题。

第二章2主传动设计

2-1驱动源的选择

机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从额定转速nd向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速nd向下至最低转速nmin时调节电枢电压的方法来调速的属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到的最高转速比同功率的直流调速电动机高，磨损和故障也少，所以在中小功率领域，交流调速电动机占有较大的优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。

根据主轴要求的最高转速4000r/min，最大切削功率5kw，选择北京数控设备厂的BESK-8型交流主轴电动机，最高转速是4500r/min。

2-2 转速图的拟定

根据交流主轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的恒功率转速范围Rdp=nmax/nd=3

而主轴要求的恒功率转速范围Rnp=3，远大于交流主轴电动机所能提供的恒功率

转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其恒功率转速范围。

涉及变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比Φf等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp,即Φ=Rdp=3,功率特性图是连续的，无缺口和无重合的。变速箱的变速级数Z =2.99.取Z=3 确定各齿轮齿副的齿数：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

由此拟定主传动系统图，转速图以及主轴功率特性图分别如图2-1，2-2，2-3

图2-1

图2-2 图2-3

2.3 传动轴的估算

传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转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，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下不至于产生过大的变形。如果刚度不够，轴上的零件由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效，因此，必须保证传动轴有足够的刚度。

计算转速nj是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图是直接得出，如表2-1所示。

表2-1 各轴的计算转速

轴I II III

计算转速1500 530 140 各轴功率和扭矩计算：

已知一级齿轮传动效率为0.97（包括轴承），同步带传动效率为0.98，则

I 轴：P1=Pd x 0.98=7.5 x 0.98=7.35KW II 轴 p2=p1 x 0.97=7.5 x 0.97=7.28KW III 轴 P3=P2 x 0.97=7.28 x 0.97=7.06KW

II 轴扭矩：T2=9550P2/n2=9550 x x7.28/530=1.31x 510

III 轴扭矩：T3=9550 P3/N3=9550 x 7.06/140=4.82x 510 [Φ]是每米长度上允许的扭转角（deg/m ）,可根据传动轴的要求选取，其选择的原则如表2-2所示。表2-2 许用扭转角选取原则

最后所确定各轴所允许的扭转角如表2-3所示

把以上确定的各轴的输入功率N=7.5KW ，计算转速nj ，允许扭转角[Φ]代入扭转刚度的估

算公式

d=91,可得传动轴的估算直径：

2d === 40mm 3d ===52.06mm 1d ==31.39mm.最后取值如下表所示：

主轴轴径尺寸的确定：

已知车床最大加工直径为Dmax=400mm,则主轴前轴颈直径 D1=0.25Dmax +15=85-115mm

后颈直径D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm

内孔直径d=0.1Dmax+10=35-55mm

2.4 齿轮模数的估算

按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。

齿轮模数的估算方法有两种，一是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，二是按齿轮的齿面点蚀进行估算。这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知。

根据齿轮不产生跟切的基本条件：齿轮数不小于17。由于Z3,Z3’这对齿轮有较大的传动比，各个齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3. 取Z4=22,S=105,则Z4’=83

从转速图上直接看出Z3的计算转速是530r/min.根据齿轮弯曲疲劳估算公式

mω≥==

2.7

根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得m=2.7

由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为m=3 mm,对比上面的结果，可知这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，故取同一变速组中的所以齿轮的模数都为m=3mm.可得两轴中心距为a=157.5mm.圆整为a=158mm..

则各齿轮齿数和模数列表如下：

2-5 V型带的选择；

V带选择spz型带，取小带轮的大小72mm，大带轮的大小为204mm；

2-5-1确定中心距a和带的基准长

如果中心距未给出，可根据传动的结构需要初定长度中心距a0，取

0.7（

2d d d

d +）

，193.2

d L ：'

d L =2a0+

（12d d d d +）+

)4(d d d

d a -得到'

d L =855.4，取d L =900mm

a=a0+

L L -=200+(900-855.4)/2=222mm 。

验算主动轮上的包角1α：

0021

118057.5d d d d a

α-=-

?=0145.8>=0120；确定带的根数z ：

00 2.7()ca

a L

p z p p k k +?=

=根，圆整为3根。

V 带速度的验算：

116.73/601000d d d n V m s π=

216.96/601000

d d d n V m s π==?

max 2530/V m s =--

12max d d V V V << 故带符合要求。

第三章主轴箱展开图的设计

主轴箱展开图是反应各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸，并以此为依据绘制零件工作图。 3.1 各零件结构和尺寸设计 3.1．1 设计内容和步骤

通过绘图设计轴的结构尺寸以及选出轴承的型号，确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和轴承的寿命。 3.1.2 有关零件结构和尺寸的确定

传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要零件，其他零件的结构尺寸是根据主

要零件的位置和结构而定。

1）传动轴的估算见前一节

2）齿轮相关尺寸的计算

齿宽影响齿的强度。轮齿越宽承载能力越高。但如果太宽，由于齿轮的制造误差和轴的变形，可能接触不均，反而容易引起振动和噪声，一般取齿宽系数m Φ=（6-10）m.这里取齿宽系数m Φ=10，则齿宽B=m ΦX m=10x3=30mm.各个齿轮的齿厚确定如表3-1.

表3-1 各齿轮的齿厚

由计算公式；

齿顶：1221(2)(1);(2)a d z m h d z h d **=+==+

齿根：11(22)(0.25)f z h c m c d ***=--=得到下列尺寸表

齿轮的直径决定了各轴之间的尺寸。各主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如下表3-2

表3-2 各齿轮的直径

由表3-2可以计算出各轴之间的距离，现将它们列出如表3-3所示表3-3 各轴的中心距

3)确定齿轮的轴向布置

为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距应大于滑移齿轮的宽度。一般留有间隙1-2mm，所以首先设计滑移齿轮。

II轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮齿之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在1-2mm范围内时，间隙必须不小于5mm,当模数在2.5-4mm范围内时，间隙必须不小于6 mm，且应留有足够的空间滑移，据此选出三片齿轮间的间隙分别为d1=17.5mm,d2=15mm.

由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的两个齿轮间的距离至少是60mm，现取齿轮间的间距为64mm和70mm.

4）轴承的选择及其配置

主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承，又要有承受两个方向轴向载荷的推力轴承。轴承类型及型号选用主要根据主轴的刚度，承载能力，转速，抗振性及结构要求合理的进行选定。

同样尺寸的轴承，线接触的磙子轴承比点接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低，多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大，不同轴承承受载荷类型及大小不同。为了提高主轴组件的刚度，通常采用轻型或特轻型系列轴承。

通常情况下，中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承，或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低。高速轻载采用成组角接触球轴承，根据轴向载荷的大小分别选用25度或15度的接触角。轴向载荷为主且精度要求不高时，选用推力轴承配深沟球轴承，精度要求较高时，选用向心推力轴承。

本设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚度和速度这两各方面必须考虑。

3.1-3 各轴结构的设计

Ⅰ轴的一端与带轮相连，将Ⅰ轴的结构草图绘制如图3-2

图3-2

Ⅱ轴其结构完全按标准确定，根据其周详的尺寸可将结构简图绘制如图3-3

所示：

图3-3

3.1.4主轴组件的刚度和刚度损失的计算：最佳跨距的确定：

取弹性模量E=52.110?N/2mm ， D=（90+65）/2=77.5mm ；主轴截面惯距：4464()

1.64102

D d I mm π-=

截面面积；A=3459.92mm 主轴最大输出转矩：59550000 5.1210.n P

M N mm n

==? /2002560450/2

n M F M N == 0.51280Y z F F N ==

故总切削力为：222862.17z y F F F N =+=

估算时，暂取0/3,L a =即取270mm 前后支承支反力3816.22a R N =

954.06b R N =

取a k =1033000N/mm

3.6710/b k N mm =?

0.338a EI

K a

η=

=? 则0/ 2.5L a =

则0L =225mm

因在上式计算中，忽略了ys 的影响，故0L =225mm 主轴端部挠度的计算：

已知齿轮最少齿数为30，模数为3，则分度圆直径为90mm ‘ 则齿轮的圆周力：2max 2/2911p T d N == 径向力：0.51455.5r t p p N == 则传动力在水平面和垂直面内有分力为：水平面：2735.45H Q N = 垂直面：2451.12v Q N =

去计算齿轮与前支承的距离为66mm ，其与后支承的距离为384mm 。切削力的计算：已知车床拖板最大回转直径max 400D mm =。则主切削力：1310v c p p N == 径向切削力：0.5655h c p p N == 轴向切削力：0.35458.5r c p p N ==

当量切削力的计算：

P=（a=B ）/a ＝3639对于车床 B=0.4max D =160mm 则水平面内：1819.5h p N = 垂直面内：1273.65v p N =

主轴端部的挠度计算：3221211(1)(1)(1)()3p a L a a a a Y EI

a EA L K L K L ??

=++++++ ???

38.19610ph Y mm -=?， 35.73710pv Y mm -=? 传动力的作用下，主轴端位移的计算公式见下式：

212()1(1)(1)6Q bc L c a b a ab Y Q EIL k L L K L ??

+=-+-+- ???

式中：“－”号表示位移方向上与力反向，b 表示齿轮与前支承的距离，c 表示齿轮与后支承的距离，将各值带入，得

34.30710Qh Y -=-? 33.8610Qv Y -=-? 水平面内：33.88910H Y mm -=? 垂直面内：31.87710v Y mm -=?

则主轴最大端位移为：3max 4.3910Y mm -=?

已知主轴最大端位移许用值为[]y ＝0.0002L ＝0.09mm 则max Y <[]y ，符合要求。主轴倾角的验算：

在切削力p 的作用下主轴前轴承处的倾角为：

水平面：57.110rad 3H ph p La

EI θ-=

=? 垂直面内：54.910rad 3V

pV p La

θ-==? 传动力Q 作用下主轴倾角为：

水平面内：53.86710QH θ-=-?rad 垂直面内：53.46510H θ-=-?rad

则主轴前轴承处的角为53.23310rad H PH QH θθθ-=+=? 垂直面内：51.43510V PV QV θθθ-=+=? rad

5max 3.53710rad θ-==? 故符合要求。

3-1-5轴承的校核：齿轮受切向力2911te F N =

径向力：0.51455.5re F p N ==；切削力F=1310N ，径向切削力0.5655r F p N == 轴向切削力0.35458.5a F p N ==，转速n=4000r/min d=90mm

垂直面内的受力分析：

166

213.47450re r v F F N ?== 23841242.03450re r v

F F N ?==

水平面内的受力分析：

190384

2615.05450

r te r h F F F N ?+?==

254066359450

r te r h

F F F N ?-?==

故合力：

12623.7r F N =

21292.89r F N =

求两轴承的轴向力:对70000AC 型轴承d r F eF =

1110.681778.23d r r F eF F N ==?= 2220.68879.2d r r F eF F N ==?=

121337.7a a d F F F N =+= 22879.2a d F F N ==

101337.70.012108

a F c = 22879.20.01946.2

a F c ==两次计算的差值不大，因此，确定120.68e e ==，当量动载荷：

1111337.7

0.5092623.7

a r F e F ==< 112879.2

0.681292.89

a r F e F === 对两轴承取X=1，Y=0； X=1，Y=0；

由载荷性质，轻载有冲击故取 1.5p f = 当量载荷：

111() 1.52623.73935.6p r p f X F N ==?= 222() 1.51292.891939.3p r p f X F N ==?=。

因为12p p >所以可知其寿命6110()14334660h c L h n p ε

轴承也符合刚度要求。 3-2装配图的设计

根据主轴展开图第一阶段的设计，已将主轴部件的各个部分的零件确定下来，展开图在设计中附。

总结

经过为期两周的不懈努力，我们顺利完成了对数控车床纵向进给系统的设计。在这两周内，我们本着“以我所学，为我所用，提高自我”的宗旨，按照设计要求、结合所学设计理论一步一步，认认真真地分析、计算，近乎绞尽脑汁终于取得了现在的圆满成功。可以毫不夸张地说，我们甚至没睡过一个好觉。但是，“不经一番寒彻骨，那得梅花扑鼻香”。虽然在本次课程设计过程中，我们明显感觉到本次相对以前所做过的课程设计难度较高，但我们还是把它完成了。我们又一次超越了自我，这意味着相对以前我们的水平有所提高，我们高兴，我们累的值！

通过本次课程设计，使我们以前所学的多门知识得到了一次综合性地运用，也使我们进一步理解了各门学科之间的相互联系。通过机床进给运动机械变速传动系统的结构设计，使我们在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到结构构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件设计、编写技术文件和查阅技术资料的等方面的综合训练，也使我们进一步树立了正确的设计思想，掌握了基本的设计方法。同时，作为毕业前的最后一次课程设计，可以说是对以后工作的一次战前练兵，本次课程设计在提高我们解决实际问题能力的同时，也让我们认识到了自身或多或少在某些方面还有不足之处，有待提高。在以后的学习、工作中，我们会再接再励，努力学习新的现代设计理论,计算技术,力争做到理论与实际相结合，不断提高自己。

另外，在本次设计过程中，文怀兴老师不辞劳苦指导我们，给予了我们很大帮助，在此深表感谢！当然，由于我们水平有限，整个设计中不妥之处在所难免，恳请老师不吝指正。

参考文献

1.《步进电动机应用技术》李忠杰宁守信主编机械工业出版社

2.《数控机床系统设计》文怀兴夏田编著化学工业出版社

3.《机械设计》第七版濮良贵纪名刚主编高等教育出版社

4.《机械设计课程设计图册》第三版龚桂义主编高等教育出版社

5.《机械零件手册》第五版周开勤主编高等教育出版社

6.《机床设计图册》哈尔滨工业大学上海纺织工业学院天津大学主编上海科学技术出版社