畢業(yè)設(shè)計(jì)論文數(shù)控車床主傳動(dòng)設(shè)計(jì)1

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1、 0 數(shù)控車床傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 姓 名： 吳潤春 學(xué) 號(hào)： 2011459088 專 業(yè)： 機(jī)械制造及自動(dòng)化 班 級(jí)： 11 級(jí)機(jī)械制造及自動(dòng)化 指導(dǎo)教師： 王 永 成 目錄 1 目 錄 摘 要 . 目 錄 . 第一章 緒論 . 1 1.1 數(shù)控車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的要求 . 1 1.2 數(shù)控車床主傳動(dòng)系統(tǒng)方式 . 1 1.3 國內(nèi)外數(shù)控車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)展 . 2 1.3.1 設(shè)數(shù)控車床發(fā)展總趨勢. 2 1.3.2 確中國數(shù)控車床發(fā)展的主要問題 . . 4 第二章 變速主傳動(dòng)系統(tǒng)法案的制定 . 6 2.1 主 傳 動(dòng) 技 術(shù) 指 標(biāo) 的 制 定 . 7 2.1.1 動(dòng)力參數(shù)的確定計(jì)的數(shù). 7 2.1.

2、2 主運(yùn)動(dòng)調(diào)速范圍的確定. 8 2.1.3 主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速的確定. 9 2.2 變 速 主 傳 動(dòng) 系 統(tǒng) 的 設(shè) 計(jì) . 10 2.2.1 確定傳動(dòng)方案. 10 2.2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定. 11 2.2.3 擬定傳動(dòng)變速系統(tǒng)圖. 12 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) . 15 3.1 傳 動(dòng) 皮 帶 的 設(shè) 計(jì) 與 選 定 . 15 3.1.1 V 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì). 15 3.1.2 帶結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì). 16 3.2 齒 輪 的 設(shè) 計(jì) 與 校 核 . 17 3.2.1 各傳動(dòng)軸傳遞動(dòng)力計(jì)算.17 3.2.2 齒輪副 32/76 齒輪的設(shè)計(jì)與校核. 19 3.2.3 齒輪副 30/54 齒輪的設(shè)計(jì)與校核.

3、23 目錄 2 3.2.4 齒輪副 54/54 齒輪的設(shè)計(jì)與校核.26 3.3 傳 動(dòng) 軸 的 設(shè) 計(jì) 與 校 核 . 30 3.3.1 傳動(dòng)軸 I 的設(shè)計(jì)與校核. 30 3.3.2 軸 II 的設(shè)計(jì)與校核. 33 第四章 主軸組件的設(shè)計(jì)與校核 . 35 4.1 主 軸 的 要 求 . 35 4.2 主 軸 軸 承 選 擇 . 36 4.3 主 軸 的 設(shè) 計(jì) 與 校 核 . 36 第五章 主軸驅(qū)動(dòng)與控制 . 39 5.1 主 軸 轉(zhuǎn) 速 的 自 動(dòng) 變 換 . 39 5.2 齒 輪 有 級(jí) 變 速 變 擋 裝 置 . 40 5.3 主 軸 旋 轉(zhuǎn) 與 軸 向 進(jìn) 給 的 同 步 控 制 .

4、40 5.3 主 軸 旋 轉(zhuǎn) 與 徑 向 進(jìn) 給 的 同 步 控 制 . 40 第六章總結(jié)與展望 . 41 第一章 緒論 3 第一章 緒論 數(shù)控車床利用數(shù)字化的信息對(duì)車床運(yùn)動(dòng)及加工過程進(jìn)行控制，是一種可編 程的通用加工設(shè)備，能自動(dòng)完成內(nèi)外圓柱面、圓錐面、圓弧面、端面、螺紋等 工序的切削加工，所以特別適合加工形狀復(fù)雜的軸類和盤套類零件。 與通用機(jī)床和專用機(jī)床相比，數(shù)控車床具有加工靈活、通用性強(qiáng)、能適應(yīng) 產(chǎn)品的品種和規(guī)格頻繁變化的特點(diǎn)，能夠滿足新產(chǎn)品的開發(fā)和多品種、小批量、 生產(chǎn)自動(dòng)化的要求，是一種柔性的、高性能的自動(dòng)化車床，代表了現(xiàn)代控制技 術(shù)的發(fā)展方向，是一種典型的機(jī)電一體化產(chǎn)品，因此被廣泛應(yīng)

5、用于機(jī)械制造業(yè)。 數(shù)控車床的主傳動(dòng)系統(tǒng)包括主軸電機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)與主軸組件，與普通機(jī)床 相比，變速功能絕大部分由主軸電機(jī)的無級(jí)調(diào)速來承擔(dān)，省去了繁雜的齒輪變 速機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡單，有些只有兩極或三級(jí)齒輪變速機(jī)構(gòu)系統(tǒng)用以擴(kuò)大電機(jī)無級(jí) 調(diào)速的范圍 1.1 數(shù)控車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的要求 數(shù)控機(jī)床作為高自動(dòng)化的機(jī)電一體化設(shè)備，其主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)一般應(yīng)滿 足以下基本要求。 使用性能要求高 首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動(dòng)特性。如機(jī)床主軸有足夠的轉(zhuǎn)速范 圍和轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)，不僅有低速大轉(zhuǎn)矩功能而且還要有較高的轉(zhuǎn)速。傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 合理，操作方便靈活、迅速、安全可靠。 傳遞動(dòng)力要求 主電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)能提供和傳遞足夠的功率和轉(zhuǎn)速，具有 較

6、高的傳遞效率。 工作性能要求 主傳動(dòng)中所有零部件要有足夠的剛度、精度、和抗振性、熱 變形特性穩(wěn)定，才能保證加工零件有較高的質(zhì)量。電動(dòng)機(jī)、主軸及傳動(dòng)部件都 是熱源，低溫升、小變形是對(duì)主軸傳動(dòng)系統(tǒng)的重要指標(biāo)；主軸要較高的旋轉(zhuǎn)精 度與運(yùn)動(dòng)精度；主軸軸頸尺寸、軸承類型及裝配方式，軸承預(yù)緊量大小、主軸 組件的質(zhì)量分布是否均勻及主軸組件的阻尼對(duì)主軸組件的靜剛度和抗振性都會(huì) 產(chǎn)生影響；主軸組件必須有足夠的耐磨性，使之保持良好的精度；軸承處還要 有良好的潤滑。 此外，還要求主創(chuàng)動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單，便于調(diào)整與維修；工藝性好，便于加 工與裝配；防護(hù)性好；使用壽命長。 第一章 緒論 4 1.2 數(shù)控車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的方式

7、 機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)可分為分級(jí)變速傳動(dòng)和無級(jí)變速傳動(dòng)。分級(jí)變速傳動(dòng)是在 一定范圍能均勻的、離散地分布著有限級(jí)數(shù)的轉(zhuǎn)速，主要用于普通機(jī)床。無級(jí) 變速形式可以在一定范圍內(nèi)連續(xù)改變轉(zhuǎn)速，以便得到滿足加工要求的最佳轉(zhuǎn)速， 能在運(yùn)轉(zhuǎn)中變速，便于自動(dòng)變速。數(shù)控車床得主傳動(dòng)系統(tǒng)通常采用無級(jí)變速。 與普通車床相比，數(shù)控車床的主傳動(dòng)采用交、直主軸調(diào)速電動(dòng)機(jī)，電動(dòng) 機(jī)調(diào)速范圍大，并可無級(jí)調(diào)速，使主軸結(jié)構(gòu)大為簡化。為了適應(yīng)不同的加工需 求數(shù)控車床主傳動(dòng)系統(tǒng)有以下三種方式。 電動(dòng)機(jī)直接驅(qū)動(dòng) 主軸電動(dòng)機(jī)與主軸通過聯(lián)軸器直接連接，或采用內(nèi)裝 式主軸電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。采用直接驅(qū)動(dòng)可大大簡化主軸箱結(jié)構(gòu)，能有效地提高主軸 剛度。這種傳動(dòng)

8、的特點(diǎn)是主軸轉(zhuǎn)速的變化、輸出轉(zhuǎn)矩與主軸的特性完全一致。 但因主軸的功率和轉(zhuǎn)矩特性直接決定主軸電機(jī)的性能，因而這種變速傳動(dòng)的應(yīng) 用受到一定限制。 采用定比傳動(dòng) 主軸電動(dòng)機(jī)經(jīng)定比傳動(dòng)給主軸。 定比傳動(dòng)可采用帶傳動(dòng) 或齒輪傳動(dòng)，這種傳動(dòng)方式在一定程度上能滿足主軸功率和轉(zhuǎn)矩的要求，但其 變速范圍仍和電動(dòng)機(jī)的調(diào)速范圍相同。 目前，交流、直流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率轉(zhuǎn)速范圍一般只有 2-4，而恒轉(zhuǎn)矩 范圍則達(dá) 100 以上；許多大、中型機(jī)床的主軸要求有更寬的恒功率轉(zhuǎn)速范圍。 很明顯，這種情況下主軸電動(dòng)機(jī)的功率特性和機(jī)床主軸的要求不匹配:調(diào)速電動(dòng) 機(jī)的恒功率范圍遠(yuǎn)小于主軸要求的恒功率變速范圍。所以這種變速方式多用

9、于 小型或高速數(shù)控機(jī)床。 采用分檔變速方式 采用這種變速方式主要是為了解決主軸電動(dòng)機(jī)的功 率特性和機(jī)床主軸功率特性不匹配。變速多采用齒輪副來實(shí)現(xiàn)，電動(dòng)機(jī)的無級(jí) 變速配合變速機(jī)構(gòu)可確保主軸的功率、轉(zhuǎn)矩要求，滿足各種切削運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)矩輸 出，特別是保證低速時(shí)的轉(zhuǎn)矩和擴(kuò)大恒功率的調(diào)速范圍。 用兩個(gè)電機(jī)分別驅(qū)動(dòng)主軸 上述兩種方式的混合傳動(dòng)，高速時(shí)帶輪直接驅(qū)動(dòng)主軸，低速時(shí)另一個(gè)電機(jī)通過 齒輪減速后驅(qū)動(dòng)主軸 1.3 國內(nèi)外數(shù)控車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)展 .1.3.1 數(shù)控車床發(fā)展總趨勢 近年來，隨著數(shù)控加工技術(shù)的不斷發(fā)展，數(shù)控車床的主傳動(dòng)系統(tǒng)也呈現(xiàn)出 第一章 緒論 5 一些新的發(fā)展趨勢，如主軸轉(zhuǎn)速的高速化、功能結(jié)構(gòu)

10、的復(fù)合化、柔性化。 高速主軸單元 為了適應(yīng)數(shù)控加工高速化的發(fā)展，目前越來越多的高速數(shù)控車床采用了電 主軸。電主軸又稱內(nèi)置式電動(dòng)機(jī)主軸單元，就是將高速的主軸電動(dòng)機(jī)置于主軸 內(nèi)部，通過交流變頻控制系統(tǒng)，使主軸獲得所需的工作轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩，實(shí)現(xiàn)電動(dòng) 機(jī)、主軸的一體化功能；取消了皮帶、帶輪和齒輪等環(huán)節(jié)，大大減少了主傳動(dòng) 的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，提高了主軸動(dòng)態(tài)響應(yīng)速度和工作精度，徹底解決了主軸高速運(yùn)轉(zhuǎn) 時(shí)皮帶和帶輪等傳動(dòng)的振動(dòng)和噪聲問題；可精確實(shí)現(xiàn)主軸的定位和軸傳動(dòng)功能。 采用電主軸結(jié)構(gòu)可使主軸轉(zhuǎn)速達(dá)到 10000r/min 以上，它融合了尖端的高速精密 軸承、潤滑技術(shù)、冷卻技術(shù)、高速變頻驅(qū)動(dòng)技術(shù)，是技術(shù)含量很高的機(jī)電

11、一體 化產(chǎn)品。 功能復(fù)合化、柔性化 隨著數(shù)控車床對(duì)加工對(duì)象的適應(yīng)性的不斷提高，數(shù)控車床（特別適合主傳 動(dòng)系統(tǒng)）的設(shè)計(jì)發(fā)生了很大變化，并向著功能復(fù)合化和系統(tǒng)柔性化的方向發(fā)展。 功能復(fù)合化的目的是進(jìn)一步提高機(jī)床的生產(chǎn)效率，使用于非加工輔助時(shí)間 減至最少。通過功能的復(fù)合化，可以擴(kuò)大車床的使用范圍、提高效率，實(shí)現(xiàn)一 機(jī)多用、一機(jī)多能，即一臺(tái)數(shù)控車床既可以實(shí)現(xiàn)車削功能，也可以實(shí)現(xiàn)銑削加 工 。寶雞機(jī)床廠已經(jīng)研制成功的 CX25Y 數(shù)控車銑復(fù)合中心，該機(jī)床同時(shí)具有 X、Z 軸以及 C 軸和 Y 軸。通過 C 軸和 Y 軸，可以實(shí)現(xiàn)平面銑削和偏孔、槽的加 工。該機(jī)床還配置有強(qiáng)動(dòng)力刀架和副主軸。副主軸采用內(nèi)藏

12、式電主軸結(jié)構(gòu)，通 過數(shù)控系統(tǒng)可直接實(shí)現(xiàn)主、副主軸轉(zhuǎn)速同步。該機(jī)床工件一次裝夾即可完成全 部加工，極大地提高了效率。 數(shù)控車床向柔性自動(dòng)化系統(tǒng)發(fā)展的趨勢是：從點(diǎn)(數(shù)控單機(jī)、加工中心和數(shù) 控復(fù)合加工機(jī)床)、線(FMC、FMS、FTL、FML)向面(工段車間獨(dú)立制造島、FA)、 體(CIMS、分布式網(wǎng)絡(luò)集成制造系統(tǒng))的方向發(fā)展，另一方面向注重應(yīng)用性和經(jīng) 濟(jì)性方向發(fā)展。柔性自動(dòng)化技術(shù)是制造業(yè)適應(yīng)動(dòng)態(tài)市場需求及產(chǎn)品迅速更新的 主要手段，是各國制造業(yè)發(fā)展的主流趨勢，是先進(jìn)制造領(lǐng)域的基礎(chǔ)技術(shù)。其重 點(diǎn)是以提高系統(tǒng)的可靠性、實(shí)用化為前提，以易于聯(lián)網(wǎng)和集成為目標(biāo)，注重加 強(qiáng)單元技術(shù)的開拓和完善。CNC 單機(jī)向高

13、精度、高速度和高柔性方向發(fā)展。數(shù) 控機(jī)床及其構(gòu)成柔性制造系統(tǒng)能方便地與 CAD、CAM、CAPP 及 MTS 等聯(lián)結(jié)，向信 息集成方向發(fā)展。網(wǎng)絡(luò)系統(tǒng)向開放、集成和智能化方向發(fā)展 由此可見，現(xiàn)代數(shù)控車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)不僅限于只滿足原有的基本要求， 第一章 緒論 6 還要綜合考慮現(xiàn)代制造對(duì)機(jī)床的整體要求，如制造控制、過程控制以及物料傳 送，以縮短產(chǎn)品的加工時(shí)間、周轉(zhuǎn)時(shí)間、制造時(shí)間，以最大限度的提高生產(chǎn)率。 中國數(shù)控機(jī)床現(xiàn)狀及發(fā)展中的主要問題 1.3.2 中國發(fā)展數(shù)控車床存在的主要問題 中國於 1958 年研制出第一臺(tái)數(shù)控機(jī)床，發(fā)展過程大致可分為兩大階段。在 19581979 年間為第一階段，從 1

14、979 年至今為第二階段。第一階段中對(duì)數(shù)控 機(jī)床特點(diǎn)、發(fā)展條件缺乏認(rèn)識(shí)，在人員素質(zhì)差、基礎(chǔ)薄弱、配套件不過關(guān)的情 況下，一哄而上又一哄而下，曾三起三落、終因表現(xiàn)欠佳，無法用於生產(chǎn)而停 頓。主要存在的問題是盲目性大，缺乏實(shí)事求是的科學(xué)精神。在第二階段從日、 德、美、西班牙先后引進(jìn)數(shù)控系統(tǒng)技術(shù)，從日、美、德、意、英、法、瑞士、 匈、奧、韓國、臺(tái)灣省共 11 國(地區(qū))引進(jìn)數(shù)控機(jī)床先進(jìn)技術(shù)和合作、合資生產(chǎn)， 解決了可靠性、穩(wěn)定性問題，數(shù)控機(jī)床開始正式生產(chǎn)和使用，并逐步向前發(fā)展。 在 20 余年間，數(shù)控機(jī)床的設(shè)計(jì)和制造技術(shù)有較大提高，主要表現(xiàn)在三大方 面：培訓(xùn)一批設(shè)計(jì)、制造、使用和維護(hù)的人才；通過合作

15、生產(chǎn)先進(jìn)數(shù)控機(jī)床， 使設(shè)計(jì)、制造、使用水平大大提高，縮小了與世界先進(jìn)技術(shù)的差距；通過利用 國外先進(jìn)元部件、數(shù)控系統(tǒng)配套，開始能自行設(shè)計(jì)及制造高速、高性能、五面 或五軸聯(lián)動(dòng)加工的數(shù)控機(jī)床，供應(yīng)國內(nèi)市場的需求，但對(duì)關(guān)鍵技術(shù)的試驗(yàn)、消 化、掌握及創(chuàng)新卻較差。至今許多重要功能部件、自動(dòng)化刀具、數(shù)控系統(tǒng)依靠 國外技術(shù)支撐，不能獨(dú)立發(fā)展，基本上處於從仿制走向自行開發(fā)階段，與日本 數(shù)控車床的水平差距很大。存在的主要問題包括：缺乏象日本“機(jī)電法” 、 “機(jī)信 法”那樣的指引；嚴(yán)重缺乏各方面專家人才和熟練技術(shù)工人；缺少深入系統(tǒng)的科 研工作；元部件和數(shù)控系統(tǒng)不配套；企業(yè)和專業(yè)間缺乏合作，基本上孤軍作戰(zhàn)， 雖然廠多

16、人眾，但形成不了合力。 中國今后要加速發(fā)展數(shù)控機(jī)床產(chǎn)業(yè)，既要深入總結(jié)過往的經(jīng)驗(yàn)教訓(xùn)，切實(shí) 改善存在的問題，又要認(rèn)真學(xué)習(xí)國外的先進(jìn)經(jīng)驗(yàn)，沿正確的道路前進(jìn)。建議切 實(shí)做好以下幾點(diǎn)： 中國廠多人眾，極需正確的方針、政策對(duì)數(shù)控車床的發(fā)展進(jìn)行有力的指引。 應(yīng)學(xué)習(xí)美、德、日經(jīng)驗(yàn)，政府高度重視、正確決策、大力扶植。在方針政策上， 應(yīng)講究科學(xué)精神、經(jīng)濟(jì)實(shí)效，以切實(shí)提高生產(chǎn)率、勞動(dòng)生產(chǎn)率為原則。在方法 上，深入用戶，精通工藝，低中高檔并舉，學(xué)習(xí)日本，首先解決量大而廣的中 檔數(shù)控機(jī)床，批量生產(chǎn)，占領(lǐng)市場，減少進(jìn)口，擴(kuò)大出口。在步驟措施上，必 第一章 緒論 7 須使國產(chǎn)數(shù)控系統(tǒng)先進(jìn)、可靠，狠抓產(chǎn)品質(zhì)量與配套件過關(guān)，

17、打好技術(shù)基礎(chǔ)。 近期重在打基礎(chǔ)，建立信譽(yù)，擴(kuò)大國產(chǎn)數(shù)控車床的國內(nèi)市場份額，遠(yuǎn)期謀求趕 超世界先進(jìn)水平，大步走向世界市場； 必須狠抓根本，堅(jiān)持“ 以人為本 ”，加速提高人員素質(zhì)、培養(yǎng)各種專家人才， 從根本上改變目前低效、落后的狀態(tài)。人是一切事業(yè)成敗的根本，層層都要重 視“培才、選才、用才 ”，建立學(xué)習(xí)型企業(yè)，樹立企業(yè)文化，加速培育新人，培 訓(xùn)在職人員，建立師徒相傳制度，舉辦各種技術(shù)講座、訓(xùn)練班和專題討論會(huì)， 甚至聘請(qǐng)外國專家、顧問等，盡力提高數(shù)控。 隨著世界科技進(jìn)步和機(jī)床工業(yè)的發(fā)展，數(shù)控車床作為機(jī)床工業(yè)的主流產(chǎn)品，已 成為實(shí)現(xiàn)裝備制造業(yè)現(xiàn)代化的關(guān)鍵設(shè)備，是國防軍工裝備發(fā)展的戰(zhàn)略物資。數(shù) 控機(jī)床的

18、擁有量及其性能水平的高低，是衡量一個(gè)國家綜合實(shí)力的重要標(biāo)志。 加快發(fā)展數(shù)控機(jī)床產(chǎn)業(yè)也是我國裝備制造業(yè)發(fā)展的現(xiàn)實(shí)要求。 第二章 變速主傳動(dòng)系統(tǒng)方案的制定 8 第二章 變速主傳動(dòng)系統(tǒng)方案的制定 2.1 主傳動(dòng)系統(tǒng)主要技術(shù)指標(biāo)的確定 J1FCNC-B 是中等規(guī)格的二軸聯(lián)動(dòng)的數(shù)控車床，床身最大回轉(zhuǎn)直徑 460mm，最大工件長度 1000mm；主軸通孔直徑 56mm，主軸錐度莫氏六號(hào)，可以 加工直線、錐度、球面、螺紋罩等，功能齊全、精度可靠、操作方便。主傳動(dòng) 系統(tǒng)的主要參數(shù)有動(dòng)力參數(shù)和運(yùn)動(dòng)參數(shù)。動(dòng)力參數(shù)是指主運(yùn)動(dòng)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的功 率；運(yùn)動(dòng)參數(shù)是指主運(yùn)動(dòng)變速范圍。根據(jù)數(shù)控車床的加工工藝、加工對(duì)象、所 要求的

19、精度、成本及生產(chǎn)周期并結(jié)合國內(nèi)外機(jī)床發(fā)展現(xiàn)狀確定數(shù)控車床主要技 術(shù)指標(biāo)。 2.1.1 動(dòng)力參數(shù)的確定 主傳動(dòng)中個(gè)傳動(dòng)件的尺寸要根據(jù)傳動(dòng)功率來確定。傳動(dòng)功率過大，使傳動(dòng) 件尺寸粗大，電動(dòng)機(jī)常在低負(fù)載下工作，功率因數(shù)小而浪費(fèi)能源；功率過小將 限制車床切削加工能力而降低生產(chǎn)效率。因此需合理確定主傳動(dòng)功率。但由于 實(shí)際加工過程切削用量變化范圍大、傳動(dòng)件之間的摩擦等不確定因素，用理論 計(jì)算方法來確定主傳動(dòng)功率尚有困難，可通過類比、統(tǒng)計(jì)方法相互比較來確定。 查機(jī)電一體化手冊(cè)車削功率在 8-16kw 之間根據(jù)切削功率 PC 與主傳動(dòng)鏈的 總效率 估算,即 P= 。主傳動(dòng)鏈的功率效率 =0.70.85， 數(shù)控

20、車床多采 c 用調(diào)速電動(dòng)機(jī)和較短的機(jī)械傳動(dòng)鏈，效率較大，因此取 =0.78,則估計(jì) P 在 10.26kw20.51kw.之間。 數(shù)控車床的加工范圍一般都比較大，切削功率 PC 可根據(jù)有代表性的加工情況，由其 主切削抗力 ZF PC= KW60 V -主切削力的切向分力，N；Z -切削速度 N ；vcm 查金屬切削手冊(cè)知，以硬質(zhì)合金刀具車削合金結(jié)構(gòu)鋼為例，數(shù)控車床有代 表型的主切削力的切向分力 大約在 2500 左右，切削速度取 90250rmin，ZF 則知道 PC=2500 20060000=8.333kw 第二章 變速主傳動(dòng)系統(tǒng)方案的制定 9 P= =10.68kw c 考慮到空轉(zhuǎn)運(yùn)轉(zhuǎn)的

21、功率損失，如各傳動(dòng)件在空轉(zhuǎn)運(yùn)行時(shí)的摩損功耗，傳動(dòng) 件的攪油和克服空氣阻力功率以及其其它動(dòng)載荷的摩擦損耗等。 J1FCNCI-B 機(jī)床是中等規(guī)格數(shù)控車床，參照國內(nèi)外同類機(jī)床的電動(dòng)機(jī)功率， 此機(jī)床可以選取 11kw 的電動(dòng)機(jī)，考慮到數(shù)控機(jī)床變速范圍比較大，選用交流變 頻電動(dòng)機(jī) YVP160-4，標(biāo)稱功率 11kw，額定轉(zhuǎn)矩 70Nm 調(diào)頻電動(dòng)機(jī)功率轉(zhuǎn)矩與 2.1.2 主運(yùn)動(dòng)調(diào)速范圍的確定 主軸轉(zhuǎn)速 由切削速度 （r/min）與工件的直徑 （mm）來確定nvd = （r/min）10vd 計(jì)算該數(shù)控車床 = 、 = ，mininaxvmaaxin10vd 則數(shù)控車床變速范圍 =Raxin 代入公式，

22、選擇 ， ， ， 要據(jù)車床上幾種典型加工情況minVaxmidax 考慮，不可能將一切情況考慮進(jìn)去，也不是加工情況的最大值和最小值。 經(jīng)統(tǒng)計(jì)分析車床的最高轉(zhuǎn)速出現(xiàn)在硬質(zhì)合金刀具精車鋼料的外圓工藝中， 最低轉(zhuǎn)速出現(xiàn)在高速工具鋼刀具精車合金鋼工件的梯形絲杠中。由工藝手冊(cè)可 知硬質(zhì)合金刀具刀具精車鋼料的絲杠 =250 rmin；高速車刀粗車圓柱體maxV =30-50 rmin（隨被吃刀量與進(jìn)給量的增加而減少） ；高速工具鋼低速精minV 車絲杠 =1.5 rmin，車床主參數(shù)460mm，加工絲杠的最大直徑 =50mm，i d 則 =0.5D=0.5 460mm=230mmmaxd =（0.2-0.

23、25） =（46-58）mm，取 =50mm。inmaxdd max = = =1591 r/mininax10v025 第二章 變速主傳動(dòng)系統(tǒng)方案的制定 10 = =41.52 r/minminaxi10dv302 由于現(xiàn)代數(shù)控車床向高速高精度方向發(fā)展，考慮到今后的技術(shù)儲(chǔ)備，類比 行業(yè)中同類數(shù)控車床的轉(zhuǎn)速范圍初步選取 =20 rmin， =2000 rmin。minVmaxV 則數(shù)控車床總變速范圍 = =100nRaxi 2.1.3 主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速的確定 由切削原理知主運(yùn)動(dòng)為直線運(yùn)動(dòng)的機(jī)床，主運(yùn)動(dòng)為恒轉(zhuǎn)矩運(yùn)動(dòng)；主運(yùn)動(dòng)為 旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的機(jī)床，主運(yùn)動(dòng)為恒功率運(yùn)動(dòng)。數(shù)控車床加工工藝范圍廣，變速范圍 大。

24、有些典型工藝如：精車絲杠、加工螺紋、等，工件尺寸大，需采用小的被 吃刀量、小的進(jìn)給量；低速主軸轉(zhuǎn)速小，不需傳動(dòng)電動(dòng)機(jī)的全部功率。我們把 機(jī)床能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速稱為主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速，以它為臨界轉(zhuǎn)速，如圖。 從至最高轉(zhuǎn)速的區(qū)域?yàn)楹愎β蕝^(qū)域，任意轉(zhuǎn)速能夠傳遞電動(dòng)機(jī)的全部功率，但 主軸轉(zhuǎn)矩隨主軸轉(zhuǎn)速的上升而下降；從最低轉(zhuǎn)速至的區(qū)域 b 為恒轉(zhuǎn)矩區(qū)域，任 意轉(zhuǎn)速能夠輸出最大轉(zhuǎn)矩，但主軸輸出的功率將隨主軸轉(zhuǎn)速的下降而下降。 數(shù)控車床變速范圍比較廣，計(jì)算轉(zhuǎn)速比普通車床高。目前數(shù)控機(jī)床計(jì)算轉(zhuǎn) 速的確定尚無統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)，確定是參考同類機(jī)床，并結(jié)合該機(jī)床加工工藝要求， 使 =154 rmin.n計(jì) 第二章 變速主傳

25、動(dòng)系統(tǒng)方案的制定 11 圖 2.2 主軸轉(zhuǎn)速曲線 2.2 變速主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 2.2.1 確定傳動(dòng)方案 機(jī)床傳動(dòng)形式分為有極和無極變速兩種，無級(jí)變速形式可以在一定范圍內(nèi) 連續(xù)改變轉(zhuǎn)速，以便得到滿足加工要求的最佳轉(zhuǎn)速，能在運(yùn)轉(zhuǎn)中變速，便于自 動(dòng)變速，這對(duì)與提高機(jī)床生產(chǎn)效率和提高被加工零件的質(zhì)量都有重要意義；同 時(shí)采用無級(jí)變速可使主軸結(jié)構(gòu)大為簡化，縮短傳動(dòng)鏈；因此無級(jí)變速應(yīng)用日益 廣泛。 該數(shù)控機(jī)床總變速范圍是 =200020=100，變速范圍較大，單靠無級(jí)變速nR 裝置有難以實(shí)現(xiàn)。而且，無級(jí)變速裝置的功率扭轉(zhuǎn)特性應(yīng)同傳動(dòng)鏈的工作要求 相適應(yīng)，這就要求串聯(lián)機(jī)械有級(jí)變速來擴(kuò)大變速范圍并選擇合適的無

26、級(jí)變速器 以滿足機(jī)床的功率扭矩特性要求。 該數(shù)控機(jī)床是以經(jīng)濟(jì)型數(shù)控車床，設(shè)計(jì)主軸由交流變頻電動(dòng)機(jī)經(jīng)皮帶論、 齒輪傳動(dòng)至主軸。 從圖 1 與圖 2 可以看出：調(diào)頻電機(jī)的恒功率轉(zhuǎn)速范圍為 45001500=3，而 主軸要求的恒功率調(diào)速范圍為 2000250=8，顯然電動(dòng)機(jī)不能滿足主軸所要求的 恒功率變速范圍。所以在設(shè)計(jì)師不能依據(jù)總變速范圍來設(shè)計(jì)主創(chuàng)動(dòng)系統(tǒng)，而應(yīng) 考慮電動(dòng)機(jī)與主軸的功率匹配。 主軸恒功率調(diào)速范圍 Rnp= max =2000250=8,n計(jì) 電動(dòng)機(jī)恒功率調(diào)速范圍 Rdp= max =45001500=3額 為了使主軸和電動(dòng)機(jī)的恒功率匹配，現(xiàn)通過增加變速齒輪來滿足要求，該 變速齒輪組擴(kuò)

27、大了電動(dòng)機(jī)的恒功率調(diào)速。 2.2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定 1轉(zhuǎn)速圖的擬定 分析和設(shè)計(jì)主傳動(dòng)系統(tǒng)須應(yīng)用一種特殊線圖，稱為轉(zhuǎn)速圖。 轉(zhuǎn)速圖能夠清楚的表達(dá)出：傳動(dòng)軸的數(shù)目，主軸及各傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)、轉(zhuǎn)速值及其 傳動(dòng)路線，變速組的個(gè)數(shù)、傳動(dòng)順序及擴(kuò)大順序，各變速組的傳動(dòng)副數(shù)及其傳動(dòng)比數(shù)值， 變速規(guī)律等。 首先根據(jù)最高轉(zhuǎn)速和最低轉(zhuǎn)速確定變速范圍 ，選擇合適的公比 后再確定轉(zhuǎn)nRf 速級(jí)數(shù) ，繪制轉(zhuǎn)速圖。z ：已知機(jī)床的轉(zhuǎn)速范圍在 20r/min2000r/min，電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速為 4000 r/min，額定 第二章 變速主傳動(dòng)系統(tǒng)方案的制定 12 轉(zhuǎn)速為 1500 r/min，電動(dòng)機(jī)的額定功率 P=11kW

28、，確定主軸箱結(jié)構(gòu) （1）確定主軸的變速范圍 nR 102minaxR （2）確定主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 cn mi6.793.03.0in rc 由于數(shù)控機(jī)床主軸的變速范圍大，計(jì)算轉(zhuǎn)速應(yīng)比計(jì)算值高些，所以圓整取計(jì)算 轉(zhuǎn)速 nc= 。i17r （3）確定主軸的恒功率變速范圍 npR 9.1702maxcnpR （4）確定電動(dòng)機(jī)所能夠提供的恒功率變速范圍 dp 41506maxdpn 由于 RnpRdp，電動(dòng)機(jī)直接驅(qū)動(dòng)主軸不能滿足恒功率變速要求，因此需要串 聯(lián)一個(gè)有級(jí)變速箱，以滿足主軸的恒功率調(diào)速范圍。 （5）確定轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z 取 ，則4dpf 對(duì)于數(shù)控車床，為了加工端面時(shí)滿足恒線速度切78.1lg9lf

29、nRZ 削的要求，應(yīng)使轉(zhuǎn)速有一些重復(fù)，故取 Z=2 （6）擬定轉(zhuǎn)速圖和功率特性圖如圖 第二章 變速主傳動(dòng)系統(tǒng)方案的制定 13 2.2.3 擬定傳動(dòng)變速系統(tǒng)圖 擬定傳動(dòng)系統(tǒng)的原則是：在保證機(jī)床的運(yùn)動(dòng)和使用要求的前提下，運(yùn)動(dòng)傳 動(dòng)鏈要盡可能的短而簡單；傳動(dòng)效率高以及操作簡單方便 。首先要考慮某些結(jié) 構(gòu)方面的問題，考慮結(jié)構(gòu)能否實(shí)現(xiàn)：如小齒輪的齒根圓是否大于軸的直徑，大 齒輪的頂圓是否會(huì)碰及相鄰軸等；其次因考慮結(jié)構(gòu)是否合理，如布置是否緊湊， 操縱是否方便等。 該機(jī)床采用雙聯(lián)滑移齒輪變速組，采用窄式排列結(jié)構(gòu)，使機(jī)床結(jié)構(gòu)緊湊。 主軸變速擬采用通過滑移齒輪的移位來實(shí)現(xiàn)，需保證當(dāng)齒輪 2 與齒輪 4 完全脫

30、開嚙合之后，齒輪 3 和齒輪 6 才能開始進(jìn)入嚙合，所以齒輪 5 與齒輪 6 相鄰間 的距離 b 要大于于滑移齒輪的寬度（齒輪 2 與齒輪寬度 之和） ，一般b3b b + +, =1 4 mm。 綜合考慮個(gè)因素，擬訂傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖，如圖32 2.4。 第二章 變速主傳動(dòng)系統(tǒng)方案的制定 14 圖 2.4 主傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 15 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 3.1 傳動(dòng)皮帶的設(shè)計(jì)和選定 帶傳動(dòng)是由帶和帶輪組成傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的傳動(dòng)。根據(jù)工作原理可分為兩類：摩擦帶傳 動(dòng)和嚙合帶傳動(dòng)。摩擦帶傳動(dòng)是機(jī)床主要傳動(dòng)方式之一，常見的有平帶傳動(dòng)和 V 帶傳動(dòng)； 嚙合傳動(dòng)只有同步帶一種

31、。 普通 V 帶傳動(dòng)是常見的帶傳動(dòng)形式，其結(jié)構(gòu)為：承載層為繩芯或膠簾布，楔角為 40、 相對(duì)高度進(jìn)似為 0.7、梯形截面環(huán)行帶。其特點(diǎn)為：當(dāng)量摩擦系數(shù)大，工作面與輪槽粘附著 好，允許包角小、傳動(dòng)比大、預(yù)緊力小。繩芯結(jié)構(gòu)帶體較柔軟，曲撓疲勞性好。其應(yīng)用于： 帶速 V2530m/s;傳動(dòng)功率 P700kW;傳動(dòng)比 i10 軸間距小的傳動(dòng)。 一主要失效形式 1帶在帶輪上打滑，不能傳遞動(dòng)力； 2帶由于疲勞產(chǎn)生脫層、撕裂和拉斷； 3帶的工作面磨損。 保證帶在工作中不打滑的前提下能傳遞最大功率，并具有一定的疲勞強(qiáng)度和使用壽命 是 V 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)的主要依據(jù)，也是靠摩擦傳動(dòng)的其它帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)的主要依據(jù)。 3.1

32、.1V 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) (1)設(shè)計(jì)功率的確定： 查得工況系數(shù) 2.1AKkWPAd .3 (2) 選定帶型： 根據(jù) 和kd2.13min150rn 確定為 B 型。 (3)傳動(dòng)比： 根據(jù)轉(zhuǎn)速圖知,傳動(dòng)比為 6.1u (4)確定小帶輪基準(zhǔn)直徑： 參考表取 md125 (5)確定大帶輪直徑： mndd 20%15.937012 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 16 取標(biāo)準(zhǔn)值 md20 (6) 驗(yàn)算帶速： smsnvd 817.916516 因?yàn)?在 之間，所以經(jīng)濟(jì)耐用。s87.9v2 (7)初定帶輪軸中心距 ：0a 得： 2121.0dd 即： 6056570 ma7.9 初取 40 (8)確定帶基準(zhǔn)長度

33、 ：0dL0121042adaLd m56542m.128 選取基準(zhǔn)長度 Ld120 (9)計(jì)算實(shí)際軸間距 ：a md 78.402.185400 取標(biāo)準(zhǔn)值 。ma45 安裝時(shí)所需最小軸間距： Ld 4311250.4501.0in 張緊或補(bǔ)償伸長所需最大軸間距： mad .873.3.mx (10)驗(yàn)算小帶輪包角： 12063.5401268.5718012d 所以小帶輪包角合適。 (11)單根 V 帶的基本額定功率 ：1P 根據(jù) 和 查得 B 型 V 帶的基本額定功率md125in50rn 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 17 。kWP19.2 (12)單根 V 帶的額定功率增量： 考慮到傳動(dòng)

34、比的影響，額定功率的增量由表查得： K4.0 (13)計(jì)算帶的根數(shù)： 根50.49.804.19.231 ladPz 取 根。5 (14)單根 V 帶的預(yù)緊力 ：0F201.mvKzvFad N2817.9098.567.35 N924 (15)作用在軸上的力： NzFr 74.2017sin593.24sin10 (16)帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸： 由表可查得 帶輪的具體結(jié)構(gòu)參見零件圖 為了減輕傳動(dòng)軸上載荷，采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)，使帶輪上的載荷由軸承支 撐進(jìn)而傳給箱體，軸只承受轉(zhuǎn)矩，裝配裝置參見裝配圖。 3.2 齒輪的的設(shè)計(jì)與校核 一般同一變速組的齒輪模數(shù)相同,所有齒輪中首先選擇負(fù)荷較重的小齒輪按 接

35、觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行初算。所以從最小齒輪 Z=26 開始設(shè)計(jì)校核。 （注意：為 便于閱讀在本節(jié)內(nèi)容中，在相嚙合的每對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)與校核時(shí)，主動(dòng)齒以數(shù)字 1 為下角標(biāo)，被動(dòng)齒輪以數(shù)字 2 為下角標(biāo)） 3.2.1 各傳動(dòng)軸傳遞動(dòng)力計(jì)算 電動(dòng)機(jī) 輸出功率 = =11kw，額定轉(zhuǎn)速 =1500r/min，0Pd0n 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 18 輸出轉(zhuǎn)矩 =9550 =0T0P/n7mN 軸 I = =11 0.96=10.56kw 為帶傳動(dòng)效率1P00 = = =750r/minni5/2ir =9550 =1T1P07.3N 中間軸 II = =10.56 0.99 0.97=10.14kw， 分

36、別為軸承、齒21212 輪傳動(dòng)效率。 = =937.5 1.8=521 r/min2n1i =9550 =9550 =T2P10.4583mN 高速檔軸 III = =10.14 0.99 0.97=9.7kw， 分別為、軸 III32323 上軸承、齒輪傳動(dòng)效率 = =521 1=521 rmin3n2i =9550 =9550 =3T3P9.752183mN 低速檔軸 III = =9.7kw323 = =521 2.4=217 rminni =9550 =9550 =3T3P9.72148mN 動(dòng)力傳動(dòng)情況表： 功率 kw 轉(zhuǎn)矩 軸號(hào) 輸入 輸出 輸入 輸出 轉(zhuǎn)速 rmin 傳動(dòng) 比 傳

37、動(dòng)效 率 電機(jī) - 11 - 70 1500 - 0.96 軸 I 10.56 10.14 70 107 937.5 1：1. 6 0.9603 軸 II 10.14 9.7 134.46 183 521 1：1. 8 0.9603 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 19 高 速 9.7 9.3 155 183 521 1:1 0.9603軸 III 低 速 9.7 9.3 155 484 217 1:2.4 0.9603 3.2.2 齒輪副(32/76) 齒輪的設(shè)計(jì)與校核 因生產(chǎn)批量較小，故小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB286HB,平均 取為 260HB,與之嚙合的大齒輪用 42S

38、iMn 合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 217HB255HB,平均取為 235HB.載荷變化規(guī)律如圖 3.2: 圖 3.2 載荷變化圖 計(jì)算步驟如下： 1. 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 1）.初步計(jì)算 轉(zhuǎn)矩 =9550 =9550 = .1T2nP10.45283mN 齒寬系數(shù) =0.4b 接觸疲勞強(qiáng)度極限 =710MPa, =580MPa,lim1Hlim2H 許用接觸疲勞強(qiáng)度極 =0.9 =639 MPa, li1 =0.9 =522MPa2Hlim2 取 值 = 查表 =82dA01 dA 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 20 初步計(jì)算小齒輪直徑 = = =85.2mm1d13d2(i)HTA32 180

39、(1).7568 取 =90mm1d 初步計(jì)算齒寬 b=36mm,取 b=35mm 2).校核計(jì)算 圓周速度 v v= =2.69m/s.1d90521606n 精度等級(jí) 8 級(jí) 齒數(shù) Z 和模數(shù) m =32,m= =2.9,所以取 m=3 , =96mm1Z31d =76,m=3, =76 3=232mm22d 使用系數(shù) =1.1AK 動(dòng)載荷系數(shù) =1.16v 齒間載荷分配系數(shù) = =3751NH1t2dTF83096 = =117.2Nmm100NmmtAbK75. =1.88-3.2 ( + )cos1Z2 =1.88-3.2 =1.863760cos01sin.432tantan1.4

40、6dbmz .860. 0tantan2rcrc9osos1t /bnt 00cs12cs9.7 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 21 由此得 2/cosHFbK 1.860971. 齒間載荷分布系數(shù) 查表 =HKH 231dABCb = 23.706.4105.6 載荷系數(shù) K K= =1.2 1.1 1.71 1.16=3.05AKvH 彈性系數(shù) =189.8EZEZaMP 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) =2.45HH 重合度系數(shù) 由式得因 得 故 1 43Z 10.73.86 螺旋角系數(shù) Zcos9Z 接觸最小安全系數(shù) =1.05minHSminHS 總工作時(shí)間 =10 300 8 0.2=4800hht

41、ht 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 估計(jì) ,則查表指數(shù) m=8.78LN710LN9 =1L mniihi1ax6tT =60 1 625 4800 ( 0.2+8.718.705 0.5+0.2 )=3.628.702 =1.452LN7 接觸壽命系數(shù) 查圖 =1.2, =1.25NZ1Z2N 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 22 許用接觸應(yīng)力 = = =798MPaH1Hlim1NHZS70.25 = = =690MPa2FaY58. 驗(yàn)算 = HEZ21(i+)bdKT = 189.8 2.45 0.73aMP 23.0518(.4+)96 =640MPa 0011.982YminY 齒間載荷分配系數(shù) 由上

42、面知 =1.71FKFK 齒間載荷分布系數(shù) b/h=35/ (2.25 3.5)=4.44 查相關(guān)圖知 =1.175 FK 載荷系數(shù) K K= =1.25 1.1 1.75 1.175=2.77AvF 彎曲疲勞極限 查試驗(yàn)齒輪的彎曲極限表 =600MPa,minFmin1F =450 MPa,min2F 彎曲最小安全系數(shù) 有相關(guān)表 =1.25minSFinS 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 估計(jì) ,則查表指數(shù) m=49.91LN710LN9 = =60 2 625 4800 ( mni1hi6axtT 0.2+ 0.5+0.2 )=7.2449.49.0549.1070 =60 1 698 4800 ( 0.2

43、+ 0.52LN. .95 +0.2 )=4.0249. 71 彎曲壽命系數(shù) 查彎曲壽命系數(shù)圖 =1.01, =1.03NYNY2 尺寸系數(shù) 査尺寸系數(shù)圖 =1.0 x x 許用彎曲應(yīng)力 =F1Flim1n60.951472NXaF MPS 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 24 =2Flim2n450.97136.2NX aFYMPS 驗(yàn)算 = 111aSnKTbd 23.65802.51630.9179 =277MPa1F 221FaSFY 100NmmtAbK.5 =1.88-3.2 ( + )cos1Z2 =1.88-3.2 =1.5730540cos01sin.83tantan1.42db

44、mz .57042. 0tantanrcrc9osos1t 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 26 cos/cosbnt 00129.7 由此得 2/csHFbK .501.6 齒間載荷分布系數(shù) 查表 =HKH 231dABCb = 23.706.8107.2 載荷系數(shù) K K= =1.25 1.2 1.6 1.2=2.95AKvH 彈性系數(shù) =189.8EZEZaMP 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) =2.45HH 重合度系數(shù) 由式得因 得 故 1 43Z 10.92.57 螺旋角系數(shù) ZcosZ 接觸最小安全系數(shù) =1.05minHSminHS 總工作時(shí)間 =10 300 8 0.2=4800hht ht 應(yīng)力循

45、環(huán)次數(shù) 估計(jì) ,則查表指數(shù) m=8.78LN710LN9 =1L mniihi1ax6tT =60 1 625 4800 ( 0.2+8.718.705 0.5+0.2 )=3.628.702 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 27 =1.452LN710 接觸壽命系數(shù) 查圖 =1.2, =1.25NZZ2N 許用接觸應(yīng)力 = = =798MPaH1Hlim1HS71.05 = = =690MPa2li2mNZ8.2 驗(yàn)算 = HE21(i+)bdKT = 189.8 2.45 0.92aMP 23.05176(.8+)9 =652MPa 0011.982minY 齒間載荷分配系數(shù) 由上面知 =1.

46、6FKFK 齒間載荷分布系數(shù) b/h=70/ (2.25 3.5)=8.88 查相關(guān)圖知 =1.2 FK 載荷系數(shù) K K= =1.25 1.2 1.6 1.2=2.88AvF 彎曲疲勞極限 查試驗(yàn)齒輪的彎曲極限表 =600MPa,minFmin1F =450 MPa,min2F 彎曲最小安全系數(shù) 有相關(guān)表 =1.25minSFinS 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 估計(jì) ,則查表指數(shù) m=49.91LN710LN9 = =60 2 625 4800 ( mni1hi6axtT 0.2+ 0.5+0.2 )=7.2449.49.0549.1070 =60 1 698 4800 ( 0.2+ 0.52LN. .9

47、5 +0.2 )=4.0249. 71 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 29 彎曲壽命系數(shù) 查彎曲壽命系數(shù)圖 =1.01, =1.03NY1NY2 尺寸系數(shù) 査尺寸系數(shù)圖 =1.0 x x 許用彎曲應(yīng)力 =F1Flim1n60.951472NXaF MPS =2li2mn4.36.X aFY 驗(yàn)算 = 111aSnKTbd 23.65072.51630.9179 =220MPa1F 221FaSFY 100NmmtAbK. =1.88-3.2 ( + )cos1Z2 =1.88-3.2 =1.2540cos01sin.354tantan1.276dbmz .2076. 0tantan2rcrc9o

48、sos1t 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 31 cos/cosbnt 00129.7 由此得 =1.232/csHFbK 齒間載荷分布系數(shù) 查表 =HK310dABC = 23.706.125. 載荷系數(shù) K K= =1.25 1.2 1.23 1.15=2.12AKvH 彈性系數(shù) =189.8EZEZaMP 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) =2.45HH 重合度系數(shù) 由式得因 得 故 1 43Z 10.912 螺旋角系數(shù) Zcos.Z 接觸最小安全系數(shù) =1.05minHSminHS 總工作時(shí)間 =10 300 8 0.2=4800hht ht 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 估計(jì) ,則查表指數(shù) m=8.78LN710LN9 =

49、1L mniihi1ax6tT =60 1 625 4800 ( 0.2+8.718.705 0.5+0.2 )=3.628.702 =1.452LN7 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 32 接觸壽命系數(shù) 查圖 =1.2, =1.25NZ1NZ2 許用接觸應(yīng)力 = = =798MPaH1Hlim1HS70.5 = = =690MPa2li2mNZ8.20 驗(yàn)算 = HE21(i+)bdKT = 189.8 2.45 0.91aMP 23.05176(.8+)9 =632MPa 0011.982minY 齒間載荷分配系數(shù) 由上面知 =1.23FKFK 齒間載荷分布系數(shù) b/h=25/ (2.25 3

50、.5)=4 查相關(guān)圖知 =1.16 FK 載荷系數(shù) K K= =1.25 1.2 1.23 1.16=2.12AvF 彎曲疲勞極限 查試驗(yàn)齒輪的彎曲極限表 =600MPa,minFmin1F =450 MPa,min2F 彎曲最小安全系數(shù) 有相關(guān)表 =1.25minSFinS 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 估計(jì) ,則查表指數(shù) m=49.91LN710LN9 = =60 2 625 4800 ( mni1hi6axtT 0.2+ 0.5+0.2 )=7.2449.49.0549.1070 =60 1 698 4800 ( 0.2+ 0.52LN. .95 +0.2 )=4.0249. 71 彎曲壽命系數(shù) 查彎曲

51、壽命系數(shù)圖 =1.01, =1.03NYNY2 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 34 尺寸系數(shù) 査尺寸系數(shù)圖 =1.0 xYxY 許用彎曲應(yīng)力 =F1Flim1n60.951472NXaF MPS =2li2mn4.36.X aFY 驗(yàn)算 = 111aSnKTbd 23.65802.35170.6917 =197MPa1F 221FaSFY .357919aMP2F 傳動(dòng)無嚴(yán)重過載情況,固不作靜強(qiáng)度校核. 3.齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 見零件圖。 3.3 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與校核 3.3.1 傳動(dòng)軸 I 的設(shè)計(jì)與校核 1）.估算軸頸 d 假設(shè)軸材料為 45#鋼，則由公式 ，查表 C=118, 3pdCn =25mm

52、，310.56897d 2)軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 該軸兼有傳動(dòng)軸和液壓變檔滑移作用，畫出 Z=26 的齒輪輪廓,齒輪分度圓 直徑較大,不需要采用齒輪軸結(jié)構(gòu);根據(jù)軸及軸上零件作用，完成軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) , 詳見零件圖.為便于計(jì)算對(duì)軸上受力進(jìn)行簡化： 在水平面內(nèi)與豎直平面內(nèi)對(duì)軸進(jìn)行受力分析計(jì)算如下： a）.計(jì)算齒輪受力 =9550 =107.371T1nPmN 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 35 圓周力 = =2360N.1t2dTF0739 徑向力 = N，r 0tan6tan2873.coscos1 軸向力 aF0t3t46 b）.計(jì)算支撐反力 水平面內(nèi)支撐反力 =2895N, 107258194R =360

53、N1254097182RF 垂直面支撐反力 , 136042rFN236r N 畫水平面內(nèi) xy 和垂直面內(nèi) xz 受力圖,見附圖 1. c).畫水平面彎矩圖 見附圖 1.Mxy 畫垂直面彎矩圖 Mxz 畫合成彎矩圖 2xyzM d).畫軸轉(zhuǎn)矩圖 見附圖 1. e)許用應(yīng)力 1rF 用查入法查表 =102.5MPa, =60MPa0b1b 應(yīng)力校正系數(shù) = =0.5910b62.5 f).畫出當(dāng)量彎矩圖 見附圖 1 當(dāng)量彎矩 0.59 107370N.mm=63346 N.mmT 齒輪中間截面處當(dāng)量彎矩 =160010N.mm22()MT 軸頸處當(dāng)量彎矩 = =180200N.mm2() 軸頸

54、處當(dāng)量彎矩 = =161550N.mm22 g).校核軸頸 齒輪中間處軸直徑 d= = =27mm35mm。31b0.M360. 在軸頸處 d= = =30mm35mm;考慮載荷31b0.360.7 較均勻分布，本次校核是在極端情況下進(jìn)行且誤差在 5%之內(nèi)，所以合理。 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 39 附圖 2 第五章 主軸驅(qū)動(dòng)與控制 40 第四章 主軸組件的設(shè)計(jì)與校核 4.1 主軸的要求 1 旋轉(zhuǎn)精度 主軸的旋轉(zhuǎn)精度上是指裝配后，在無載荷，低轉(zhuǎn)速的條件下，主軸前端工 件或刀具部位的徑向跳動(dòng)和軸向跳動(dòng)。主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度主要取決于各主要 件，如主軸，軸承，箱體孔的的制造，裝配和調(diào)整精度。還決定

55、于主軸轉(zhuǎn)速， 支撐的設(shè)計(jì)和性能，潤滑劑及主軸組件的平衡。通用（包括數(shù)控）機(jī)床的旋轉(zhuǎn) 精度已有標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定可循。 2 靜剛度 主軸組件的靜剛度（簡稱剛度）反映組件抵抗靜態(tài)外載荷變形的能力。影 響主軸組件彎曲剛度的因素很多，如主軸的尺寸和形狀，滾動(dòng)軸承的型號(hào)，數(shù) 量，配置形式和欲緊，前后支撐的距離和主軸前端的懸伸量，傳動(dòng)件的布置方 式，主軸組件的制造和裝配質(zhì)量等。各類機(jī)床主軸組件的剛度目前尚無統(tǒng)一的 標(biāo)準(zhǔn)。 3 抗振性 主軸組件工作時(shí)產(chǎn)生震動(dòng)會(huì)降低工件的表面質(zhì)量和刀具耐用度，縮短主軸 軸承壽命，還會(huì)產(chǎn)生噪聲影響環(huán)境。振動(dòng)表現(xiàn)為強(qiáng)迫振動(dòng)和自激振動(dòng)兩種形式。 影響抗振性的因素主要有主軸組件的靜剛度，質(zhì)量分

56、布和阻尼（特別是主軸前 支撐的阻尼）主軸的固有頻率應(yīng)遠(yuǎn)大于激動(dòng)力的頻率，以使它不易發(fā)生共振。 目前，尚未制定出抗振性的指標(biāo)，只有一些實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)可供設(shè)計(jì)時(shí)參考。 4 升溫和熱變形 主軸組件工作時(shí)因各相對(duì)運(yùn)動(dòng)的處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生溫升，從 而使主軸組件的形狀和位置發(fā)生變化（熱變形） 。主軸組件受熱伸長，使軸承間 隙發(fā)生變化。溫度是使?jié)櫥驼扯冉档?，降低了軸承的承載能力。主軸箱因溫 升而變形，使主軸偏離正確位置。前后軸承的溫度不同，還會(huì)導(dǎo)致主軸軸線傾 斜。 由于受熱膨脹是材料固有的性質(zhì)，因此高精度機(jī)床要進(jìn)一步提高加工精度， 往往受熱變形的限制。研究如何減少主軸組件的發(fā)熱，如何控制溫度，是高精

57、第五章 主軸驅(qū)動(dòng)與控制 41 度機(jī)床主軸組件的研究的主要課題之一。 5 耐磨性 主軸組件的耐磨性是指長期保持原始精度的能力，即精度保持性。對(duì)精度 有影響的首先是軸承，其次是安置刀，夾具和工件的部位，如錐孔，定心軸徑 等。為了提高耐磨性，一般機(jī)床主軸上的上述部分應(yīng)淬硬至 HRC60 左右，深約 1mm. 6 材料和熱處理 主軸承載后允許的彈性變形很小，引起的應(yīng)力通常遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于鋼的強(qiáng)度極限。 因此，強(qiáng)度一般不做為選材的依據(jù)。主軸的形狀，尺寸確定之后，剛度主要取 決于材料的彈性模量。各種材料的彈性模量幾乎相同，因此剛度也不是選材的 依據(jù)。 主軸材料的選擇主要根據(jù)耐磨性和熱處理變形來考慮。數(shù)控機(jī)床的材料

58、通 常是 45 號(hào)或 60 號(hào)優(yōu)質(zhì)中碳鋼，需調(diào)質(zhì)處理。 7 主軸的結(jié)構(gòu) 為了提高剛度，主軸的直徑應(yīng)該大些。前軸承到主軸前端的距離（稱懸伸 量）應(yīng)盡可能小一些。為了便于裝配，主軸通常作成階梯形的，主軸的結(jié)構(gòu)和 形狀與主軸上所安裝的傳動(dòng)件，軸承等零件的類型，數(shù)量，位置和安裝方法有 直接的關(guān)系。 主軸中孔用與通過棒料，拉桿或其它工具。為了能夠通過更大的棒料，車 床的中空希望大些，但受剛度條件的影響和限制，孔徑一般不宜超過外徑的 70%。 4.2 主軸軸承選擇 角接觸軸承既可以承受徑向載荷又可以承受軸向載荷。它常用于高速主軸， 接觸角越大軸向剛度越大，徑向剛度和允許轉(zhuǎn)速越低。角接觸軸承為點(diǎn)接觸， 為了

59、提高剛度和承載能力采用三聯(lián)組培的方式。主軸前軸承采用三個(gè)接觸角向 里；軸承由圓螺母進(jìn)行預(yù)緊，預(yù)緊量在軸承制造時(shí)配好。軸承精度等級(jí)選 P4 級(jí)。 雙列向心短圓柱滾子軸承，內(nèi)圈有錐度為 1：12 的錐孔與主軸的錐形軸頸 相配。通過軸向移動(dòng)內(nèi)圈，改變其在主軸上的位置來調(diào)整軸承間隙。這種軸承 徑向剛度和承載能力較大，旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速高，徑向結(jié)構(gòu)緊湊。主軸后端安裝雙列向 心短圓柱滾子軸承，其徑向間隙也由圓螺母來調(diào)整。因前軸承鐜主軸組件的精 第五章 主軸驅(qū)動(dòng)與控制 42 度影響較大，后軸承精度等級(jí)采用 P5 級(jí)。 這種配置保證了軸承有較高的回轉(zhuǎn)精度，允許較高的轉(zhuǎn)速和剛性，適用于 負(fù)載較大的數(shù)控車床。 4.3 主軸

60、的設(shè)計(jì)與校核： 主軸的主要參數(shù)是：主軸前端直徑 D1，主軸內(nèi)徑 d,主軸懸伸量 a 和主軸支 撐跨距 L。 1.前端直徑 D1，主軸后軸頸的直徑 D2 表 4.1主軸 D1（按電機(jī)功率）mm 功率（kw） D1mm 1.42.5 23.6 35.5 57.3 7.411 車床 6080 7090 70105 95130 110145 銑床及加工中心 5090 6090 6095 75100 90105 外圓磨床 5060 5570 7080 7590 由上表可取 D1=110mm 因此可知由式子 21(0.75.8)D 后端直徑 1m 圓整后 29 2主軸內(nèi)徑 d 主軸孔徑 d 取主軸平均直徑

61、的 55%-65%，取 d=56mm。 3前錐孔尺寸 前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能夠自鎖，目前采用莫氏錐孔。 因車床最大回轉(zhuǎn)直徑 D=460mm400mm，采用莫氏錐度 6 號(hào)，錐度大端直徑 D=63.348mm，錐度 =1：19.180，長度 L=181mm，d=53.911mmDdL 4支撐跨度及懸伸長度 為了提高剛度，應(yīng)盡量縮短主軸的外伸長度 a，選擇適當(dāng)?shù)闹慰缍?L。一 般推薦?。篖a=35.應(yīng)使 La 盡量大，提高主軸剛度。 機(jī)床支撐跨度很大程度上受其他零件結(jié)構(gòu)的影響，此機(jī)床 L=510mm 左右， 主軸的外伸長度 a=170102mm 范圍即可。 5頭部尺寸的選擇 第五

62、章 主軸驅(qū)動(dòng)與控制 43 目前頭部尺寸廣泛采用短圓錐式的頭部結(jié)構(gòu)，懸伸短，剛度好。采用快速 裝卸卡盤結(jié)構(gòu)。 詳細(xì)結(jié)構(gòu)件零件在水平面內(nèi)與豎直平面內(nèi)對(duì)軸進(jìn)行受力分析計(jì)算如下： a）.計(jì)算齒輪受力 =9550 =4411961T3PnmN 圓周力 = =3803N.1t2dF079 徑向力 = N，r 0tan38tan2147coscos 軸向力 aF0tt69 b）.計(jì)算支撐反力 垂直面內(nèi)支撐反力 =488N, =919N15476r51496270rF 水平面支撐反力 , 3808r N238r N 畫水平面內(nèi) xy 和垂直面內(nèi) xz 受力圖,見附圖 1. c).畫水平面彎矩圖 見附圖 1.M

63、xy 畫垂直面彎矩圖 Mxz 畫合成彎矩圖 2xyzM d).畫軸轉(zhuǎn)矩圖 見附圖 e)許用應(yīng)力 用查入法查表 =102.5MPa, =60MPa0b1b 應(yīng)力校正系數(shù) = =0.5910b62.5 f).畫出當(dāng)量彎矩圖 見附圖 當(dāng)量彎矩 0.59 441196N.mm=260305 N.mmT 齒輪中間截面處當(dāng)量彎矩 =477074N.mm221()MT g).校核軸頸 齒輪中間處軸直徑 d= = =45mm90mm。31b0.3470.6 所以該軸設(shè)計(jì)得合理 第五章 主軸驅(qū)動(dòng)與控制 44 第五章 主軸驅(qū)動(dòng)與控制 數(shù)控車床是機(jī)電一體化的典型產(chǎn)品，是集機(jī)床、計(jì)算機(jī)、電機(jī)及其拖動(dòng)、 自動(dòng)控制、檢測

64、等技術(shù)為一身的自動(dòng)化設(shè)備。其中主軸運(yùn)動(dòng)是數(shù)控車床的一個(gè) 重要內(nèi)容，以完成切削任務(wù)，其動(dòng)力約占整臺(tái)車床的動(dòng)力的 70%80%?；?控制是主軸的正、反轉(zhuǎn)和停止，可自動(dòng)換檔和無級(jí)調(diào)速。 為滿足數(shù)控車床對(duì)主軸驅(qū)動(dòng)的要求，必須有以下性能:(1)寬調(diào)速范圍，且速 第五章 主軸驅(qū)動(dòng)與控制 45 度穩(wěn)定性能要高;(2) 在斷續(xù)負(fù)載下，電機(jī)的轉(zhuǎn)速波動(dòng)要小;(3) 加減速時(shí)間短;(4)過 載能力強(qiáng);(5) 噪聲低、震動(dòng)小、壽命長。隨著微電子技術(shù)、交流調(diào)速理論和大功 率半導(dǎo)體技術(shù)的發(fā)展，交流變頻技術(shù)進(jìn)入實(shí)用階段。目前，交流驅(qū)動(dòng)的性能已 達(dá)到直流驅(qū)動(dòng)的水平。而且，籠型交流變頻電機(jī)不限制六電動(dòng)機(jī)那樣有機(jī)械換 向帶來的

65、麻煩和高速大功率的限制，并且體積小、重量輕、采用全封閉式罩殼、 對(duì)灰塵和油有較好的防護(hù)優(yōu)點(diǎn)。 在目前數(shù)控車床中，主軸控制裝置通常是采 用交流變頻器來控制交流主軸電動(dòng)機(jī)。 主傳動(dòng)采用調(diào)速電動(dòng)機(jī)進(jìn)行無級(jí)變速，主軸的正反轉(zhuǎn)、啟動(dòng)與停止是直接 驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)來實(shí)現(xiàn)的，主軸電動(dòng)機(jī)調(diào)速與分檔變速機(jī)構(gòu)的配合來實(shí)現(xiàn)的。 5.1 主軸轉(zhuǎn)速的自動(dòng)變換 主軸電動(dòng)機(jī)調(diào)速時(shí)，電動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)信號(hào)由電動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)電路根據(jù)轉(zhuǎn)速指令 來轉(zhuǎn)換。 變速過程如下：讀入控制系統(tǒng)主軸轉(zhuǎn)速的代碼，判斷速度對(duì)應(yīng)哪一擋、是 否需要換擋。如不須換擋，則在轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)按線性插值求出新的轉(zhuǎn)速值，輸出 至變頻器驅(qū)動(dòng)裝置，調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速。如需換擋，發(fā)出降速指令

66、，換擋時(shí)使 頻率降到最低，經(jīng)延時(shí)速度穩(wěn)定后，發(fā)換擋請(qǐng)求信號(hào)，換擋繼電器動(dòng)作，熱愛 背后檢測判斷換擋結(jié)束信號(hào)，及等齒輪到位后，在新檔位內(nèi)根據(jù)讀入的轉(zhuǎn)速代 碼按插值法求新的轉(zhuǎn)速并輸出至電動(dòng)機(jī)變頻驅(qū)動(dòng)裝置。 參看變頻器驅(qū)動(dòng)電機(jī)的電氣接線圖和主軸正反轉(zhuǎn)及變檔電氣接線圖。 圖中 SB5 為正轉(zhuǎn)按鈕，SB7 為反轉(zhuǎn)按鈕；利用復(fù)合按鈕 SB5 與 SB7 就可 以直接實(shí)現(xiàn)電動(dòng)機(jī)由正轉(zhuǎn)成反轉(zhuǎn)，中間不需要停車；按鈕 SB6 與 SB8 為點(diǎn)動(dòng)按 鈕，用于機(jī)床的調(diào)整對(duì)刀等；ST1、ST2、ST3 為行程開關(guān)，對(duì)齒輪換擋進(jìn)行檢 測，如齒輪不到位，則開關(guān)不發(fā)訊主軸無法啟動(dòng)。 5.2 齒輪有級(jí)變速變擋裝置 該機(jī)床齒輪有級(jí)變速采用液壓撥叉來實(shí)現(xiàn)。齒輪在低速進(jìn)行強(qiáng)力切削時(shí)， 應(yīng)使用低速檔；在進(jìn)行精密切削時(shí)使用高速擋；在裝卸工件時(shí)，主軸可以停在 空擋上。上述三擋通過電磁閥改變液壓缸通油方式的不同組合，推動(dòng)變擋齒輪 軸來實(shí)現(xiàn)。參看液壓變檔控制原理圖：高速擋時(shí)電磁閥 CT1 得電，液壓缸 P 通 油，液壓缸 N 回油滑移齒輪處于最左端；空擋時(shí)電磁閥 CT2、CT3 得電液壓缸 P、M 進(jìn)油，液壓缸 N 回油，滑移齒輪處于