1、數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)設計目 錄摘要第一章 緒言3第二章 設計方案論證與擬定42.1 總體方案的論證42.2 總體方案的擬定42.3 主傳動系統(tǒng)總體方案圖及傳動原理4第三章 設計計算說明73.1 主運動設計73.1.1 參數(shù)的確定73.1.2 傳動設計83.1.3 轉速圖的擬定113.1.4 帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定143.1.5 傳動件的設計233.2 縱向進給運動設計433.2.1 滾珠絲桿副的選擇433.2.2 驅動電機的選用48結 論53參考文獻55致 謝56第一章 緒 言當前的世界已進入信息時代，科技進步日新月異。生產領域和高科技領域中的競爭日益加劇，產品技術進步、更新?lián)Q代的步伐不斷加快

2、?，F(xiàn)在單件小批量生產的零件已占到機械加工總量的80%以上，而且要求零件的質量更高、精度更高，形狀也日趨復雜化，這是擺在機床工業(yè)面前的一個突出問題。為了解決復雜、精密、單件小批量以及形狀多變的零件加工問題，一種新型的機床數(shù)字控制(Numerical control)機床的產生也就是必然的了。此次設計是數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)的設計，其中包括機床的主運動設計，縱向進給運動設計，還包括齒輪模數(shù)計算及校核，主軸剛度的校核等。第二章 總體方案論證與擬定2.1 總體方案的論證數(shù)控車床是基于數(shù)字控制的，它與普通車床不同，因此數(shù)控車床機械結構上應具有以下特點：1 由于大多數(shù)數(shù)控車床采用了高性能的主軸，因此，數(shù)控機床

3、的機械傳動結構得到了簡化。2 為了適應數(shù)控車床連續(xù)地自動化加工，數(shù)控車床機械結構，具有較高的動態(tài)剛度，阻尼精度及耐磨性，熱變形較小。3 更多地采用高效傳動部件，如滾動絲桿副等。CNC裝置是數(shù)控車床的核心，用于實現(xiàn)輸入數(shù)字化的零件程序，并完成輸入信息的存儲，數(shù)據(jù)的變換，插補運算以及實現(xiàn)各種控制功能。2.2 總體方案的擬定1 根據(jù)設計所給出的條件，主運動部分z=18級，即傳動方案的選擇采用有級變速最高轉速是2000r/min，最低轉速是40r/min，。2 縱向進給是一套獨立的傳動鏈，它們由步進電機，齒輪副，絲桿螺母副組成，它的傳動比應滿足機床所要求的。3 為了保證進給傳動精度和平穩(wěn)性，選用摩擦小

4、、傳動效率高的滾珠絲桿螺母副，并應有預緊機構，以提高傳動剛度和消除間隙。齒輪副也應有消除齒側間隙的機構。4 采用滾珠絲桿螺母副可以減少導軌間的摩擦阻力，便于工作臺實現(xiàn)精確和微量移動，且潤滑方法簡單。2.3主傳動系統(tǒng)總體方案圖及傳動原理1. 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)圖 數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)見圖2.1。整個主傳動系統(tǒng)主要由主運動傳動鏈和縱向進給傳動鏈組成。圖2.1 總的傳動系統(tǒng)圖2. 傳動原理 主軸部件是機床實現(xiàn)旋轉運動的執(zhí)行件，結構如圖2.2所示，其工作原理如下： 交流主軸電動機通過帶輪15把運動傳給主軸7。主軸有前后2個支承。前支承由一個圓錐孔雙列圓柱滾子軸承11和一對角接觸球軸承10組成，軸承11

5、用來承受徑向載荷，兩個角接觸球軸承一個大口向外（朝向主軸前端），另一個大口向里（朝向主軸后端），用來承受雙向的軸向載荷和徑向載荷。前支承軸的間隙用螺母8來支撐。螺釘12用來防止螺母8回松。主軸的后支承為圓錐孔雙列圓柱滾子軸承14，軸承間隙由螺母1和6來調整。螺釘17和13是防止螺母1和6回松的。主軸的支承形式為前端定位，主軸受熱膨脹向后伸長。前后支承所用圓錐孔雙列圓柱滾子軸承的支承剛性好，允許的極限轉速高。前支承中的角接觸球軸承能承受較大的軸向載荷，且允許的極限轉速高。主軸所采用的支承結構適宜低速大載荷的需要。主軸的運動經過同步帶輪16和3以及同步帶2帶動脈沖編碼器4，使其與主軸同速運轉。脈沖

6、編碼器用螺釘5固定在主軸箱體9上。圖2.2 主軸部件第三章 設計計算說明3.1 主運動設計3.1.1 參數(shù)的確定一. 了解車床的基本情況和特點-車床的規(guī)格系列和類型1. 通用機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計中的車床是普通型車床，其品種，用途，性能和結構都是普通型車床所共有的，在此就不作出詳細的解釋和說明了。2.車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79，JB/Z143-79）：最大的工件回轉直徑D（mm）是400；刀架上最大工件回轉直徑D1大于或等于200；主軸通孔直徑d要大于或等于36；主軸頭號（JB2521-7

7、9）是6；最大工件長度L是7502000；主軸轉速范圍是：321600；級數(shù)范圍是：18；縱向進給量mm/r0.032.5；主電機功率（kw）是5.510。二. 參數(shù)確定的步驟和方法1. 極限切削速度umaxumin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：工序種類 工藝要求 刀具和工件材料等因素。允許的切速極限參考值如機床主軸變速箱設計指導書。然而，根據(jù)本次設計的需要選取的值如下：取umax=300m/min； umin=30m/min。2. 主軸的極限轉速計算車床主軸的極限轉速時的加工直徑，按經驗分別取（0.10.2）D和（0.450.5）D。由于D=400mm，則主軸極限轉速應為：

8、nmax=r/min 3.1=2000r/min ； nmin=r/min 3.2 =40r/min ； 由于轉速范圍 R = = 3.3 = 50 ；因為級數(shù)Z已知： Z=18級 ?，F(xiàn)以=1.26和=1.41代入R=得R=50和355 ，因此取=1.26更為合適。 各級轉速數(shù)列可直接從標準數(shù)列表中查出。標準數(shù)列表給出了以=1.06的從110000的數(shù)值，因=1.26=，從表中找到nmax=2000r/min，就可以每隔3個數(shù)值取一個數(shù)，得：2000，1600，1250，1000，800，630，500，400，315，250，200，160，125，100，80，63，50，40。3. 主軸

9、轉速級數(shù)z和公比已知 : =Rn Rn=且： z=18=4. 主電機功率動力參數(shù)的確定 合理地確定電機功率N，使用的功率實際情況既能充分的發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。 目前，確定機床電機功率的常用方法很多，而本次設計中采用的是：估算法，它是一種按典型加工條件（工藝種類、加工材料、刀具、切削用量）進行估算。根據(jù)此方法，中型車床典型重切削條件下的用量：根據(jù)設計書表中推薦的數(shù)值： 取 P=5.5kw3.1.2 傳動設計一. 傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇結構式、結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十

10、分有效，可考慮到本次設計的需要可以參考一下這個方案。 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目：級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)有若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3個傳動副。即 Z=Z1 Z2 Z3 3.4傳動副數(shù)由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子:Z= 3.5可以有幾種方案，由于篇幅的原因就不一一列出了，在此只把已經選定了的和本次設計所須的正確的方案列出，具體的內容如下： 傳動齒輪數(shù)目 2x（3+3+2）+2x2+1=21個 軸向尺寸 19b 傳動軸數(shù)目 6根 操縱機構 簡單，兩個三聯(lián)滑移齒輪，一個雙聯(lián)滑移齒輪二. 組傳動順序的安排18級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，可以安排

11、成：3x3x2，2x3x3，或3x2x3選擇傳動組安排方式時，要考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。在軸上摩擦離合器時，應減小軸向尺寸，第一傳動組的傳動副不能多，以2為宜，本次設計中就是采用的2，一對是傳向正傳運動的，另一個是傳向反向運動的。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響大，因此主軸上齒輪少些為好，最后一個傳動組的傳動副選用2，或者用一個定比傳動副。三. 傳動系統(tǒng)的擴大順序的安排對于18級的傳動可以有三種方案，準確的說應該不只有這三個方案，可為了使結構和其他方面不復雜，同時為了滿足設計的需要，選擇的設計方案是： 18=313329傳動方案的擴大順序與傳動順序可以一致也可以不一致，在此

12、設計中，擴大順序和傳動順序就是一致的。這種擴大順序和傳動順序一致，稱為順序擴大傳動。四. 傳動組的變速范圍的極限植 齒輪傳動副最小傳動比umin，最大傳動比umax2，決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/nmin8。 因此，要按照參考書中所給出的表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。極限傳動比及指數(shù)x，值為：極限傳動比指數(shù) 1.26 x：umin= 6 值；umax=2 3（x+）值：umin=8 9五. 最后擴大傳動組的選擇正常連續(xù)的順序擴大的傳動（串聯(lián)式）的傳動結構式為： Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2即是： Z=18=3133293.1.3 轉速圖的擬定運動參數(shù)確

13、定以后，主軸各級轉速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉速，這樣就擬定主運動的轉圖，使主運動逐步具體化。一. 主電機的選定中型機床上，一般都采用三相交流異步電機為動力源，可以在系列中選用。在選擇電機型號時，應按以下步驟進行：1. 電機功率N：根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率。但電機產品的功率已經標準化，因此，按要求應選取相近的標準值。 N=5.5kw2. 電機轉速nd異步電機的轉速有：3000、1500、1000、750r/min 在此處選擇的是： nd=1500r/min 這個選擇是根據(jù)電機的轉速與主軸最高轉速nmax和軸的轉速相近或相宜，以免采用

14、過大的升速或過小的降速傳動。3. 雙速和多速電機的應用根據(jù)本次設計機床的需要，所選用的是：雙速電機4. 電機的安裝和外形根據(jù)電機不同的安裝和使用的需要，有四種不同的外形結構，用的最多的有底座式和發(fā)蘭式兩種。本次設計的機床所需選用的是外行安裝尺寸之一。具體的安裝圖可由手冊查到。5. 常用電機的資料根據(jù)常用電機所提供的資料，選用： 圖3.1 Y132S-4電動機 軸從電機得到運動，經傳動系統(tǒng)化成主軸各級轉速。電機轉速和主軸最高轉速應相接近。顯然，從傳動件在高速運轉下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮，軸轉速不宜將電機轉速下降得太低。但如果軸上裝有摩擦離合器一類部件時，高速下摩擦損耗、發(fā)熱都將成為突出矛

15、盾，因此，軸轉速不宜太高。 軸裝有離合器的一些機床的電機、主軸、軸轉速數(shù)據(jù)：參考這些數(shù)據(jù)，可見，車床軸轉速一般取7001000r/min。另外，也要注意到電機與軸間的傳動方式，如用帶傳動時，降速比不宜太大，否則軸上帶輪太大，和主軸尾端可能干涉。因此，本次設計選用： n1=960r/min二. 中間傳動軸的轉速對于中間傳動軸的轉速的考慮原則是：妥善解決結構尺寸大小與噪音、震動等性能要求之間的矛盾。中間傳動軸的轉速較高時（如采用先升后降的傳動），中間轉動軸和齒輪承受扭矩小，可以使用軸徑和齒輪模數(shù)小寫：d 、 m，從而可以使用結構緊湊。但是，這將引起空載功率N空和噪音Lp（一般機床容許噪音應小于85

16、dB）加大： N空=) KW 3.6式中：C-系數(shù)，兩支承滾動或滑動軸承C=8.5，三支承滾動軸承C=10；da-所有中間軸軸頸的平均直徑（mm）；d主主軸前后軸頸的平均直徑（mm）；n主軸轉速（r/min）。 3.7（mz）a所有中間傳動齒輪的分度圓直徑的平均值mm；（mz）主主軸上齒輪的分度圓的平均值mm；q-傳到主軸所經過的齒輪對數(shù)；-主軸齒輪螺旋角；C1、K-系數(shù)，根據(jù)機床類型及制造水平選取。我國中型車床、銑床C1=3.5。車床K=54，銑床K=50.5。從上訴經驗公式可知：主軸轉速n主和中間傳動軸的轉速和n對機床噪音和發(fā)熱的關系。確定中間傳動軸的轉速時，應結合實際情況作相應修正：1.

17、功率教大的重切削機床，一般主軸轉速較低，中間軸的轉速適當取高一些，對減小結構尺寸的效果較明顯。2.速輕載或精密車床，中間軸轉速宜取低一些。3.控制齒輪圓周速度u8m/s（可用7級精度齒輪）。在此條件下，可適當選用較高的中間軸轉速。三. 齒輪傳動比的限制機床主傳動系統(tǒng)中，齒輪副的極限傳動比： 1.升速傳動中，最大傳動比umax2。過大，容易引起震動和噪音。2.降速傳動中，最小傳動比umin1/4。過小，則使主動齒輪與被動齒輪的直徑相差太大，將導致結構龐大。 圖3.2 主運動的轉速圖3.1.4 帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定根據(jù)擬定的轉速圖上的各傳動比，就可以確定帶輪直徑和齒輪的齒數(shù)。一. 帶輪直徑確定

18、的方法、步驟1.選擇三角型號一般機床上的都采用三角帶。根據(jù)電機轉速和功率查圖即可確定型號（詳情見機床主軸變速箱設計指導4-1節(jié)）。但圖中的解并非只有一種，應使傳動帶數(shù)為35根為宜。本次設計中所選的帶輪型號和帶輪的根數(shù)如下： B型帶輪 選取3根2.確定帶輪的最小直徑Dmin（D小）各種型號膠帶推薦了最小帶輪直徑，直接查表即可確定。根據(jù)皮帶的型號，從教科書機械設計基礎教程查表可取： Dmin=140mm3.計算大帶輪直徑D大根據(jù)要求的傳動比u和滑功率確定D大。當帶輪為降速時： 三角膠帶的滑動率=2%。三角傳動中，在保證最小包角大于120度的條件下，傳動比可取1/7u3。對中型通用機床，一般取12.

19、5為宜。因此，137.2mmD大343mm經查表?。篋大=212mm二. 確定齒輪齒數(shù) 用計算法或查表法確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡單。根據(jù)要求的傳動比u和初步定出的傳動齒輪副齒數(shù)和Sz，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。 在本次設計中采用的就是常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪）表就見教科書機床簡明設計手冊。不過在表中選取的時候應注意以下幾個問題：1. 不產生根切。一般去Zmin1820。2. 保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚2mm，一般取5mm則zmin6.5+，具體的尺寸可參考圖。3. 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應該相等。若莫數(shù)相同時，則齒數(shù)和亦應相等。但由于傳動比的要求，尤其是在傳

20、動中使用了公用齒輪后，常常滿足比了上述要求。機床上可用修正齒輪，在一定范圍內調整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齒數(shù)差不能超過34個齒。4. 防止各種碰撞和干涉:三聯(lián)滑移齒輪的相鄰的齒數(shù)差應大于4。應避免齒輪和軸之間相撞，出現(xiàn)以上的情況可以采用相應的措施來補救。5. 在同時滿足以上的條件下齒輪齒數(shù)的確定已經可以初步定出，具體的各個齒輪齒數(shù)可以見傳動圖上所標寫的。6. 確定軸間距：軸間距是由齒輪齒數(shù)和后面計算并且經驗算而確定的模數(shù)m而確定的，具體的計算值如下（模數(shù)和齒輪的齒數(shù)而確定的軸間距必須滿足以上的幾個條件）：軸與軸之間的距離：取m=2.5mm，由轉速圖而確定 3.8齒輪1與2之間的中

21、心距： 3.9 軸與軸之間的距離：取m=2.5mm，由轉速圖而確定的傳動比見圖， 3.10齒輪3與4之間的中心距： 3.11 軸與軸之間的距離：取m=3.5mm，由轉速圖而確定的傳動比 3.12 齒輪9與10之間的中心距： 3.13軸軸之間的中心距離：取m=3.5mm，由轉速圖而確定的傳動比 3.14 3.15主軸到脈沖軸的中心距：取m=3.5mm，傳動比 3.16 3.17軸到反轉軸軸的中心距：取m=2.5mm，傳動比 3.18 3.19 由齒頂高 3.20 齒頂高和齒跟高只與所取的模數(shù)m有關?？芍=2.5mm時， 取m=3.5mm時： 三. 主軸轉速系列的驗算主軸轉速在使用上并不要十分

22、準確，轉速稍高或稍低并無太大影響。但標牌上標準數(shù)列的數(shù)值一般也不允許與實際轉速相差太大。由確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉速與傳動設計理論值難以完全相符合，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過正負10（-1）%。即 或按公式： n=-2%+6% 2.21如果超差，要根據(jù)誤差的正負以及引起誤差的主要環(huán)節(jié)，重新調整齒數(shù)，使轉速數(shù)列得到改善。主運動傳動鏈的傳動路線表達式如下：圖3.3 主傳動路線所有主軸的詳細的校核如下：輸入到軸的轉速 3.22 1. 3.23 3.242. 3.25 3.263. 3.27 3.284. 3.29 3.305. 3.31 3.326. 3.33 3.347. 3.35

23、3.368. 3.37 3.389. 3.39 3.4010. 3.41 3.4211. 3.43 3.4412. 3.45 3.4613. 3.47 3.4814. 3.49 3.5015. 3.51 3.5216. 3.53 3.5417. 3.55 3.5618. 3.57 3.58在主軸上的18級轉速分別校核后，都合格。四. 傳動系統(tǒng)圖的繪制計算結果，用規(guī)定符號，以是適當比例方格紙上繪制出轉速圖和主傳動系統(tǒng)圖。3.1.5 傳動件的設計傳動方案確定后，要進行方案的結構化，確定個零件的實際尺寸和有關布置。為此，常對傳動件的尺寸先進行估算，如傳動軸的直徑、齒輪模數(shù)、離合器、制動器、帶輪的根數(shù)

24、和型號等。在這些尺寸的基礎上，畫出草圖，得出初步結構化的有關布置與尺寸；然后按結構尺寸進行主要零件的驗算，如軸的剛度、齒輪的疲勞強度等，必要時作結構和方案上的修改，重新驗算，直到滿足要求。對于本次設計，由于是畢業(yè)設計，所以先用手工畫出草圖，經自己和指導老師的多次修改后，再用計算機繪出。一. 三角帶傳動的計算三角帶傳動中，軸間距A可以較大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，亦可因而緩和沖擊及隔離震動，使傳動平穩(wěn)。帶傳動結構簡單，但尺寸，機床中多用于電機輸出軸的定比傳動。1 選擇三角帶的型號根據(jù)計算功率Nj（kw）和小帶輪n1（r/min）查圖選擇帶的型號。計算功率Nj=KWNd (kW)式中

25、Nd電機的額定功率， KW工作情況系數(shù)。車床的起動載荷輕，工作載荷穩(wěn)定，二班制工作時，取：KW=1.1帶的型號是： B型號2 確定帶輪的計算直徑D1、D21） 小帶輪計算直徑D1皮帶輪的直徑越小，帶的彎曲應力就越大。為提高帶的使用壽命，小帶輪直徑D1不宜過小，要求大雨許用最小帶輪直徑Dmin，即D1Dmin。各型號帶對應的最小帶輪直徑Dmin可查表。D1=140r/min2） 大帶輪計算直徑D2 3.59 =212r/min式中: n1-小帶輪轉速r/min; n2-大帶輪轉速r/min; -帶的滑動系數(shù),一般取0.02.算后應將數(shù)字圓整為整數(shù)。3） 確定三角帶速度u具體的計算過程如下： =

26、3.60 =10.6m/s對于O、A、B、C型膠帶，5m/su25m/s。而u=510m/s時最為經濟耐用。此速度完全符合B型皮帶的轉速。4） 初定中心距A0帶輪的中心距，通常根據(jù)機床總體布局初步選定，一般可以在下列范圍內選?。?A0=（0.62）（D1+D2） mm 3.61=352（0.62）mm=211.2mm704mm取 A0=704 mm距過小，將降低帶的壽命；中心距過大時，會引起帶振動。中型車床電機軸至變速箱帶輪的中心距一般為750850mm。5） 確定三角帶的計算長度L0及內周長LN三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。 3.62= =1960.67mm圓整到標準的計算長度

27、 L=2033 mm 經查表 LN=2000 mm 修正值 Y=336） 驗算三角帶的擾曲次數(shù)u 40 次/s （則合格） 3.63式中：m-帶輪個數(shù)。如u超限?？杉哟驦（加大A）或降低u（減少D2、D1）來解決。 代入數(shù)據(jù)得 3.64 =10.5 次/s 40 次/s是合格的，不需作出任何修改。7） 確定實際中心距A 3.65= 740 mm8） 驗算小帶輪包角1 3.66如果1過小，應加大中心距或加張緊裝置。 代入數(shù)值如下： =180-5.6 =174.4120經校核合格。9） 確定三角帶根數(shù)z 3.67式中：N0-單根三角帶在 1=180、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率值。 C1-包

28、角系數(shù)。參數(shù)的選擇可以根據(jù)書中的表差取：N0=2.69C1=0.98Kw=1.1 帶入數(shù)值得： 所以，傳動帶根數(shù)選3根。此公式中所有的參數(shù)沒有作特別說明的都是從機床主軸變速箱設計指導。二. 傳動軸的估算和驗算傳動軸除了應滿足強度要求外，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(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此，疲勞強度不是主要矛盾。除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不致產生過大的變形。如果剛度不足，軸上的零件如齒輪、軸承等將由于軸的變形過大而不能正常工作，或者產生振動和噪聲、發(fā)熱、過早磨損而失效。因此，必須保證

29、傳動軸有足夠的剛度。通常，先按扭轉剛度估算軸的直徑，畫出草圖之后，再根據(jù)受力情況、結構布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度。1. 傳動軸直徑的估算傳動軸直徑按扭矩剛度用下列公式估算傳動軸直徑：3.68其中：N該傳動軸的輸入功率N=Nd kw 3.69Nd電機額定功率；從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積（不計該軸軸承上的效率）。nf該傳動軸的計算轉速r/min。計算轉速nf是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系而確定，而中型車床主軸的計算轉速為： 3.70每米長度上允許的扭轉角（deg/m），可根據(jù)傳動軸的要求選取。根據(jù)參考書中所給出

30、的公式和本次設計所必須滿足的條件，在傳動過程中所有軸的直徑的估算如下： nj（主）=nminz/3-1 3.71 =125 r/min主軸 nj=n6=125 r/min ； 軸 nj=n7=160 r/min ； 軸 nj=n11=400 r/min ； 軸 nj=n14=800 r/min ； 軸 nj=960 r/min ；由 ： 3.72則計算主軸和中間軸的直徑d如下：主軸 d5=64 mm ； 軸 d4=40 mm ； 軸 d3=40 mm ； 軸 d2=40 mm ； 軸 d1=30 mm ；1. 傳動軸剛度的驗算：1） 軸的彎曲變形的條件和允許值機床主傳動的彎曲剛度驗算，主要驗算

31、軸上裝齒輪和軸承處的橈度y和傾角。各類軸的橈度y和裝齒輪和軸承處傾角，應小于彎曲剛度的許用值Y和值，即： yY； 3.73 3.74由于書寫量比較大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。2） 軸的彎曲變形計算公式計算軸本身變形產生的橈度y和傾角時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁，按參考書中的表中的有關公式進行計算。當軸的直徑相差不大且計算精度要求不高時，可把軸看作等徑軸，采用平均直徑來進行計算。計算花鍵軸的剛度時可采用直徑或當量直徑。由于本次設計的說明書的篇幅和時間的關系就不在此詳細的列出了。但一般的計算公式為： 3.75 3.76矩形花鍵軸：平均直徑 3.77 當量直徑 3.78慣性距 3.

32、79本次設計機床中長采用矩形花鍵軸的d1、d2和I的數(shù)值：花 鍵 軸 尺寸 （GB1144-74） 平均直徑 當量直徑 極慣性距 慣性距 28 27.8458976 29488 37.5 37.78 200058 100029 61.5 61.76 1428706 714353根據(jù)本次設計的情況，主軸的剛度要求必須進行校核，具體的剛度校核結果如下：a） 首先，把主軸上的軸承所能承受的載荷在機械設計手冊3中查出，見下：深溝球軸承 其基本額定載荷為：推力球軸承 其基本額定載荷為：雙列圓錐滾子軸承 其基本額定載荷為：b） 計算軸上的載荷圖3.4 軸的結構圖與彎矩扭矩圖主軸上齒輪在高速轉動時所產生的載

33、荷：齒輪1：3.80齒輪2： 3.81c） 校核傾角和橈度經查表得：安裝圓錐滾子軸承處 安裝深溝球軸承處安裝推力球軸承處計算主軸圓軸的平均直徑和慣性矩： 3.82 3.83 3.84傾角：對 3.85 3.86 3.87 3.88對 3.89 3.90 3.91 3.92在點C處的傾角 3.93 3.94在點B處的傾角 3.95在點A處的傾角 3.96橈度：對 3.97 3.98 3.99對 3.100 3.101 3.102 3.103根據(jù)表選用 3.104由此可得在主軸上的剛度是完全合格的。三. 齒輪模數(shù)的估算和計算按接觸疲勞和彎曲強度計算齒輪模數(shù)比較復雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪個參數(shù)都已

34、知道后方可確定，所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數(shù)。齒輪彎曲疲勞的計算： 3.105齒面點蝕的估算： 3.106其中nj為大齒輪的計算轉速，A為齒輪中心距。由中心距A及齒數(shù)z1、z2求出模數(shù)： 3.107 根據(jù)估算所得mj的值，由標準的模數(shù)表查取相近的標準模數(shù)。計算（驗算）：結構確定后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 3.108根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 3.109式中：N-計算齒輪傳遞的額定功率； -計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min； -齒

35、寬系數(shù)=b/m，常取610； -計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)； i-大齒輪和小齒輪餓齒數(shù)比，“+”用于外嚙合，“-”用于內嚙合； -壽命系數(shù)，； -工作期限系數(shù)，；齒輪等傳動件在接觸和彎曲腳變載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準循環(huán)次數(shù)C0；n-齒輪的最低轉速r/min；T-預定的齒輪工作期限，中型機床推薦：T=15，00020，000h；Kn-轉速變化系數(shù)；KN-功率利用系數(shù)；Kq-材料強化系數(shù)。幅值低的交變載荷可使金屬材料的晶粒邊界強化，起著阻止疲勞細縫擴展的作用；Ks（壽命系數(shù)）的極值Ksmax，Ksmin當KsKmin時，則取Ks=Ksmax；當KsKmin時，則取Ks=Ksmi

36、n。K1-工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運動：K1=1.21.6；K2-動載荷系數(shù)；K3-齒向載荷分布系數(shù)；Y-齒形系數(shù)；-許用彎曲、接觸應力Mpa。本次設計中的模數(shù)計算與選取如下：1. 軸傳到軸的模數(shù)：齒輪接觸疲勞的計算： 3.110齒輪彎曲疲勞的計算： 3.111取A=72mm 3.112計算（驗算）核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：經查表取： 3.113取N=5.5KW，代入公式得： 3.114 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：查表取代入公式得： 3.115 3.116 經校核和查表取m=2.5mm。2. 軸傳到軸的模數(shù)：齒輪接觸疲勞的計算： 3

37、.117經校核取m=2.5mm。齒輪彎曲疲勞的計算： 3.118取A=90mm 3.119經校核和查表取：取mj=2.5mm3.軸傳到軸的模數(shù)：齒輪接觸疲勞的計算： 3.120齒輪彎曲疲勞的計算： 3.121取A=122mm 3.122經校核和查表?。喝j=3.5mm4. 軸傳到軸的模數(shù)：齒輪接觸疲勞的計算： 3.123齒輪彎曲疲勞的計算： 3.124取A=192mm 3.125經校核和查表取：取m=3.5mm以上所有的模數(shù)的選取都是根據(jù)參考書機械原理所提供的模數(shù)表中選取的標準值。四. 電磁離合器的選擇摩擦電磁離合器目前在數(shù)控機床中應用十分廣泛，因為它可以在運轉中自動的接通或脫開，且具有結合

38、平穩(wěn)，沒有沖擊、構造緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。選用時應作必要的計算。根據(jù)初步的計算可從離合器的選擇與運用一書中選取，所有的作圖和計算尺寸都見書中的表。1. 按扭距選擇一般應使用和設計的離合器的額定靜扭距Mj和額定扭距Md滿足工作要求，由于普通車床是在空載下啟動和反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭距來選。即： 3.126對于需要在負載下啟動和變速，或啟動時間有特殊要求時，應按動扭距設計離合器。2. 步驟：1） 決定外摩擦片的內徑d。根據(jù)結構需要，如為軸裝式時，摩擦片的內徑d應比安裝軸的軸徑大26mm。2） 選擇摩擦片尺寸：可以在參考書中選擇，具體的型號見圖紙。3） 計

39、算摩擦面對數(shù)z 3.127式中：f-摩擦片間的摩擦系數(shù)（有表可選）； -許用壓強MPa（有表可選）； D-摩擦片內片外徑mm（有表可選）； d-摩擦片外片內徑mm（有表可選）； Ku-速度修正系數(shù)（有表可選）； Kz-結合面數(shù)修正系數(shù)（有表可選）； Km-結合次數(shù)修正系數(shù)（有表可選）。代入數(shù)值得：取Z=9。3.2縱向進給運動設計3.2.1 滾珠絲桿副的選擇一. 脈沖當量和傳動比的確定 機械系統(tǒng)的主要技術參數(shù)通常由設計任務書或由產品樣本給出，一般包含功能參數(shù)和精度參數(shù)兩部分。主要精度參數(shù)有：定位精度（mm）、重復定位精度（mm）等。1. 脈沖當量的選定傳感器與電機軸相連，用來檢測電機轉角和轉速，

40、并把它們轉換為電信號反饋給數(shù)控裝置。常用脈沖編碼器兼作位置和速度反饋。伺服電機每轉1轉傳感器發(fā)出一定數(shù)量的脈沖，每個脈沖代表電機一定的轉角。本次設計中縱向 脈沖當量p=0.01mm/脈沖，這是設計本身所給出的條件。2. 傳動比的選定對步進電機，當脈沖當量p（mm/脈沖）確定，并且滾珠絲桿導程L0（mm）和電機步距角b（/脈沖）都也已初步選定后，則可用下式來計算，該軸伺服傳動系統(tǒng)的傳動比： 3.138盡可能使i=1，這時可使步進電機直接與絲桿聯(lián)結，有利于簡化結構，提高精度，所以i=1.25，取b=0.75。二. 傳動系統(tǒng)等效轉動慣量計算傳動系統(tǒng)的轉動慣量是一種慣性負載，在電機選用時必須加以考慮。

41、由于傳動系統(tǒng)的各傳動部件并不都與電機軸的同軸線，還成在各傳動部件轉動慣量向電機軸折算問題。最后，要計算整個傳動系統(tǒng)折算到電機軸上的總轉動慣量，即傳動系統(tǒng)等效轉動慣量。這些比如：轉動慣量計算的基本公式、齒輪轉動慣量折算、滾珠絲桿轉動慣量Js折算、工作臺質量折算和傳動系統(tǒng)等效轉動慣量計算可見相關的參考書，在這里就不作詳細的說明與計算了。 三. 滾珠絲桿螺母的選型和校核1. 滾珠絲桿螺母副類型選擇 1） 主要種類滾珠絲桿螺母副由專門工廠制造，當類別、型號選定和校核后，可以外購。 滾珠絲桿副的類別主要從三個方面考慮：循環(huán)方式、循環(huán)列數(shù)與圈數(shù)、預緊方式。 鋼珠在絲桿與螺母之間的滾動是一個循環(huán)閉路。根據(jù)回珠方式可分兩類：內循環(huán)和外循環(huán)。 本次設計中根據(jù)應用的需要選：外循環(huán)。 鋼珠每一個循環(huán)閉路稱為列。每個滾珠循環(huán)閉路內所含導程數(shù)稱為圈