數(shù)控車床主軸箱設(shè)計(jì)

1、南京工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院 職業(yè)教育機(jī)電一體化專業(yè)教學(xué)資源庫(kù)企業(yè)解決方案名 稱：數(shù)控車床主軸箱設(shè)計(jì)編 制 人：丁加軍郵 箱：dingjj電 話制時(shí)間：2015.6編制單位：南京工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院數(shù)控車床主軸箱設(shè)計(jì) 一、工作任務(wù)首先需要了解一下當(dāng)代工廠生產(chǎn)對(duì)數(shù)控車床有什么需求。然后是數(shù)控車床的主傳動(dòng)的選著，該選用什么樣的電機(jī)，還有主傳動(dòng)的方式。擬定相應(yīng)的轉(zhuǎn)速圖。還有就是開始計(jì)算，包括傳動(dòng)軸的估算以及齒輪模數(shù)的估算。最后是繪制零件的CAD圖。 二、主傳動(dòng)方案選擇與設(shè)計(jì) 1. 數(shù)控車床主傳動(dòng)總體方案選擇 數(shù)控機(jī)床的調(diào)速是按照控制指令自動(dòng)執(zhí)行的，因此變速機(jī)構(gòu)必須適應(yīng)自動(dòng)操作的要求。在

2、主傳動(dòng)系統(tǒng)中，目前多采用交流主軸電動(dòng)機(jī)和直流主軸電動(dòng)機(jī)無(wú)級(jí)調(diào)速系統(tǒng)。為擴(kuò)大調(diào)速范圍，適應(yīng)低速大轉(zhuǎn)矩的要求，也經(jīng)常應(yīng)用齒輪有級(jí)調(diào)速和電動(dòng)機(jī)無(wú)級(jí)調(diào)速相結(jié)合的調(diào)速方式。數(shù)控機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)主要有四種配置方式，如圖1所示。帶有變速齒輪的主傳動(dòng), 大、中型數(shù)控機(jī)床采用這種變速方式。 通過(guò)齒輪傳動(dòng)如圖1（a）所示，通過(guò)少數(shù)幾對(duì)齒輪降速，擴(kuò)大輸出轉(zhuǎn)矩，一滿足主軸低速時(shí)對(duì)輸出轉(zhuǎn)矩特性的要求。數(shù)控機(jī)床在交流或直流電動(dòng)機(jī)無(wú)級(jí)變速的基礎(chǔ)上配以齒輪變速，使之成為分段無(wú)級(jí)變速?；讫X輪的移位大都采用液壓缸加撥叉，或者直接由液壓缸帶動(dòng)齒輪來(lái)實(shí)現(xiàn)。 通過(guò)帶傳動(dòng)的主傳動(dòng)如圖1（b）所示，這種傳動(dòng)主要應(yīng)用于轉(zhuǎn)速較高、變速范圍不大

3、的機(jī)床。電動(dòng)機(jī)本身的調(diào)速能夠滿足要求，不用齒輪變速，可以避免齒輪傳動(dòng)引起的振動(dòng)與噪聲。它適用于高速、低轉(zhuǎn)矩特性要求的主軸。常用的是V帶和同步齒形帶。 用兩個(gè)電動(dòng)機(jī)分別驅(qū)動(dòng)主軸如圖1（c）所示，這是上述兩種方式的混合傳動(dòng)，具有上述兩種性能。高速時(shí)電動(dòng)機(jī)通過(guò)帶輪直接驅(qū)動(dòng)主軸旋轉(zhuǎn)；低速時(shí)，另一個(gè)電動(dòng)機(jī)通過(guò)兩級(jí)齒輪傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)主軸旋轉(zhuǎn)，齒輪起到降速和擴(kuò)大變速范圍的作用，這樣就使恒功率區(qū)增大，擴(kuò)大了變速范圍，克服了低速時(shí)轉(zhuǎn)矩不夠且電動(dòng)機(jī)功率不能充分利用的缺陷。 內(nèi)裝電動(dòng)機(jī)主軸傳動(dòng)結(jié)構(gòu)如圖1（d）所示，這種主傳動(dòng)方式大大簡(jiǎn)化了主軸箱體與主軸的結(jié)構(gòu)，有效地提高了主軸部件的剛度，但主軸輸出轉(zhuǎn)矩小，電動(dòng)機(jī)發(fā)熱對(duì)主軸

4、影響較大圖1主傳動(dòng)方式 2.電機(jī)的選擇 機(jī)床上常用的無(wú)級(jí)變速機(jī)構(gòu)是直流或交流調(diào)速電動(dòng)機(jī) ，直流電動(dòng)機(jī)從額定轉(zhuǎn)速nd向上至最高轉(zhuǎn)速nmax是調(diào)節(jié)磁場(chǎng)電流的方法來(lái)調(diào)速的，屬于恒功率，從額定轉(zhuǎn)速nd向下至最低轉(zhuǎn)速nmin時(shí)調(diào)節(jié)電樞電壓的方法來(lái)調(diào)速的屬于恒轉(zhuǎn)矩；交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)是靠調(diào)節(jié)供電頻率的方法調(diào)速。由于交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)的體積小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，動(dòng)態(tài)響應(yīng)快，沒(méi)有電刷，能達(dá)到的最高轉(zhuǎn)速比同功率的直流調(diào)速電動(dòng)機(jī)高，磨損和故障也少，所以在中小功率領(lǐng)域，交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)占有較大的優(yōu)勢(shì)，鑒于此，本設(shè)計(jì)選用交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)。 根據(jù)主軸要求的最高轉(zhuǎn)速4000r/min，最大切削功率5kw，選擇選擇北京數(shù)控設(shè)備廠的BESK-

5、8型交流主軸電動(dòng)機(jī)，最高轉(zhuǎn)速是4500r/min。 3.轉(zhuǎn)速圖的擬定 轉(zhuǎn)速范圍，必須串聯(lián)變速機(jī)構(gòu)的方法來(lái)擴(kuò)大其恒功率轉(zhuǎn)速范圍。涉及變速箱時(shí)，考慮到機(jī)床結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度，運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比f(wàn)等于交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率調(diào)速范圍 Rdp,即 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(dòng)系統(tǒng)圖，轉(zhuǎn)速圖以及主軸功率特性圖分別如圖： 圖2 轉(zhuǎn)速和功率圖 4.傳動(dòng)軸的估算 傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求。強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭轉(zhuǎn)載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高

6、，不允許有較大的變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾。除了載荷較大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求軸在載荷下不至于產(chǎn)生過(guò)大的變形。如果剛度不夠，軸上的零件由于軸的變形過(guò)大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動(dòng)和噪音，發(fā)熱，過(guò)早磨損而失效，因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。計(jì)算轉(zhuǎn)速nj是傳動(dòng)件傳遞全部功率時(shí)的最低轉(zhuǎn)速，各個(gè)傳動(dòng)軸上的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖是直接得出，如表1所示。 各軸功率和扭矩計(jì)算： 已知一級(jí)齒輪傳動(dòng)效率為0.97（包括軸承），同步帶傳動(dòng)效率為0.98，則 軸 P3=P2 x 0.97=7.28 x 0.97=7.06KW 軸扭矩：T2=9550P2/n2=9550 x x7.28/5

7、30=1.31x 軸扭矩：T3=9550 P3/N3=9550 x 7.06/140=4.82x 是每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m）,可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取，其選擇的原則如表2-2所示。把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW，計(jì)算轉(zhuǎn)速nj，允許扭轉(zhuǎn)角代入扭轉(zhuǎn)剛度的估算公式 d=91,可得傳動(dòng)軸的估算直徑： 40mm 52.06mm 后取值如下表所示： 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 內(nèi)孔直徑 d=0.1Dmax10=35-55mm

8、5.齒輪模數(shù)的估算 按接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪的各參數(shù)都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗(yàn)用。在畫草圖時(shí)用經(jīng)驗(yàn)公式估算，根據(jù)估算的結(jié)果然后選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪的模數(shù)。齒輪模數(shù)的估算方法有兩種，一是按齒輪的彎曲疲勞進(jìn)行估算，二是按齒輪的齒面點(diǎn)蝕進(jìn)行估算。這兩種方法的前提條件是各個(gè)齒輪的齒數(shù)必須已知。根據(jù)齒輪不產(chǎn)生跟切的基本條件：齒輪數(shù)不小于17。由于Z3,Z3這對(duì)齒輪有較大的傳動(dòng)比，各個(gè)齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是Z3. 取Z4=22,S=105,則Z4=83 從轉(zhuǎn)速圖上直接看出Z3的計(jì)算轉(zhuǎn)速是530r/min.根據(jù)齒輪彎曲疲勞估算公式: 根據(jù)齒輪接觸疲

9、勞強(qiáng)度估算公式計(jì)算 得m=2.7 則各齒輪齒數(shù)和模數(shù)列表如下：表1 齒輪模數(shù)表齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z42468753048572283模數(shù)22333333 6.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； 7.確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)中心距未給出，可根據(jù)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)需要初定長(zhǎng)度中心距0，根據(jù)0.7（）02（），193.20=；確定帶的根數(shù)z： 根，圓整為3根。V帶速度的驗(yàn)算： 故帶符合要求。 三、主軸箱設(shè)計(jì) 1.各零件結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)主軸箱展開圖是反應(yīng)各個(gè)零件的相互關(guān)系，結(jié)構(gòu)形狀以及尺寸的圖紙，并以此為依據(jù)繪制零件工作圖。 2.設(shè)計(jì)內(nèi)容和步驟通過(guò)繪

10、圖設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)尺寸以及選出軸承的型號(hào)，確定軸的支點(diǎn)距離和軸上零件力的作用點(diǎn)，計(jì)算軸的強(qiáng)度和軸承的壽命。 3.有關(guān)零件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定傳動(dòng)零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其他零件的結(jié)構(gòu)尺寸是根據(jù)主要零件的位置和結(jié)構(gòu)而定。1）傳動(dòng)軸的估算見前一節(jié)3 2）齒輪相關(guān)尺寸的計(jì)算齒寬影響齒的強(qiáng)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(dòng)和噪聲，一般取齒寬系數(shù)=（6-10）m.這里取齒寬系數(shù)=10，則齒寬B=X m=10x3=30mm.各個(gè)齒輪的齒厚確定如表2.表2各齒輪的齒厚齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4齒厚2520353035303030由

11、計(jì)算公式；齒頂： 齒根：得到下列尺寸表 齒輪的直徑?jīng)Q定了各軸之間的尺寸。各主軸部件中各個(gè)齒輪的尺寸計(jì)算如下表3表3 各齒輪的直徑齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4分度圓直徑(mm)481362259014417166249齒頂圓直徑(mm)521402319615017772255齒根圓直徑（mm）43131217.582.5136.5163.558.5241.53)確定齒輪的軸向布置為避免同一滑移齒輪變速組內(nèi)的兩對(duì)齒輪同時(shí)嚙合，兩個(gè)固定齒輪的間距應(yīng)大于滑移齒輪的寬度。一般留有間隙1-2mm，所以首先設(shè)計(jì)滑移齒輪。軸上的滑移齒輪的兩個(gè)齒輪輪齒之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時(shí)，當(dāng)模數(shù)在1

12、-2mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于5mm,當(dāng)模數(shù)在2.5-4mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于6 mm，且應(yīng)留有足夠的空間滑移，據(jù)此選出三片齒輪間的間隙分別為d1=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(gè)齒輪間的距離至少是60mm，現(xiàn)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(dòng)軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個(gè)方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號(hào)選用主要根據(jù)主軸的剛度，承載能力，轉(zhuǎn)速，抗振性及結(jié)構(gòu)要求合理的進(jìn)行選定。 同樣尺寸的軸承，線接觸的磙子軸承比點(diǎn)接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉(zhuǎn)速要低，多個(gè)軸承的承載能力比

13、單個(gè)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(duì)圓錐滾子軸承，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但是極限轉(zhuǎn)速較低。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據(jù)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(shí)，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時(shí)，選用向心力推軸承。 本設(shè)計(jì)的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉(zhuǎn)速高的要求，所以在選擇主軸軸承時(shí)，剛度和速度這兩各方面必須考慮。 4.各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)其結(jié)構(gòu)完全按標(biāo)準(zhǔn)確定，根據(jù)其周詳?shù)某叽缈蓪⒔Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖繪制如圖3.1所示： 圖

14、3主軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 5.主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算： 最佳跨距的確定： 取彈性模量E=N/， D=（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(zhuǎn)矩： 故總切削力為： 估算時(shí)，暫取即取270mm 前后支承支反力 取=1033000N/mm 則 則=225mm 因在上式計(jì)算中，忽略了ys的影響，故=225mm主軸端部撓度的計(jì)算： 已知齒輪最少齒數(shù)為30，模數(shù)為3，則分度圓直徑為90mm 則齒輪的圓周力： 徑向力： 則傳動(dòng)力在水平面和垂直面內(nèi)有分力為： 水平面： 垂直面： 去計(jì)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(jì)算：已知車床拖板最大回轉(zhuǎn)直徑 則主切削力： 徑向切削力： 軸向切削力： 當(dāng)量切削力的計(jì)算： P=（a=B）/a3639對(duì)于車床 B=0.4=160mm 則水平面內(nèi)：垂直面內(nèi)： 主軸端部的撓度計(jì)算： 傳動(dòng)力的作用下，主軸端位移的計(jì)算公式見下式： 式中：“”號(hào)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 水平面內(nèi)： 垂直面內(nèi)： 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。 6.主軸傾角的驗(yàn)算： 在切削力p的作用下主軸前軸承處的傾角為： 水平面： 垂直面內(nèi)： 傳動(dòng)力Q作用下主軸傾