数控机床主轴箱课程设计模板全解.docx

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数控机床主轴箱课程设计模板全解

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是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5.5KW,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

（2-1）

而主轴要求的恒功率转速范围Rnp=,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。

设计变速箱时，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①f等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp,即①f=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=lgRnp/lgRdp=lg/lg3=2.99（2-2）

取Z=3

确定各齿轮副的齿数：

取S=116

由u=1.955

得Z1=39

Z1

'=77

由u=1.54

得Z2=46

Z2

'=70

由u=4.6

得Z3=20

Z3

'=96

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、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。

除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。

刚度要求轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。

如果刚度不够，轴上的零件如齿轮，轴承等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。

通常，先按扭转刚度轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。

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上直接得出如表2-1所示。

表2-1各轴的计算转速

轴

I

I

计算转速（r/min）

682

150

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:

Pi=PX0.98=7.5X0.98=7.35KW

U轴：

P2=PX0.97=7.35X0.97=7.13KW

I轴扭矩:

T1=9550P/n1=9550X7.35/682=1.029X105N.mm

II轴扭矩:

T2=9550P/n2=4.539X105N.mm

[©]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

取的原则如表2-2所示

表2-2许用扭转角选取原则

轴

主轴

一般传动轴

较低的轴

[©]（deg/m）

0.5-1

1-1.5

1.5-2

根据表3-2确定各轴所允许的扭转角如表3-3所示表2-3许用扭转角的确定

轴

I

n

[©]（deg/m）

1

1

把以上确定的各轴的输入功率N=7.5KW计算转速n（如表2-1）、允许扭转角［©］（如表2-3）代入扭转刚度的估算公式

可得传动轴的估算直径：

d=40mm;主轴轴径尺寸的确定：

已知车床最大加工直径为Dmax=400mm,贝

主轴前轴颈直径Di=0.25Dmax±15=85〜115mm

后轴颈直径D2=（0.7

内孔直径d=0.1D

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。

齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，第二种是按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所以必须先给出各个齿轮的齿数。

根据齿轮不产生根切的基本条件：

齿轮的齿数不小于17，在该设计中，即最小齿轮的齿数不小于17。

而由于Z3,Z3'这对齿轮有最大的传动比，各个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3。

取Z3=20,S=116，则Z3'96。

从转速图上直接看出直接可以看出Z3的计算转速是682r/min。

根据齿轮弯曲疲劳估算公式

N

m3_323=2.4（2-4）

*z*nj

根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得：

m=2.84

由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为m=3mm，对比上述结果，可知这样设计出的齿轮传动，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有齿轮的模数都为m=3mm。

可得两轴中心距为a=175mm.

现将各齿轮齿数和模数列表如下：

表2-4齿轮的估算齿数和模数列表

齿轮

Z1

Z1'

Z2

Z2'

Z3

Z3'

齿数

46

70

77

39

20

96

模数（mm）

3

3

3

3

3

3

3主轴箱展开图的设计

主轴箱展开图是反映各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸。

因此设计从画展开图开始，确定所有零件的位置，结构和尺寸，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设计的内容和步骤

这一阶段的设计内容是通过绘图设计轴的结构尺寸及选出轴承的型号，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有关零部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，其它零件的结构和尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。

所以设计时先画主要零件，后画其它零件，先画传动零件的中心线和轮廓线，后画结构细节。

1）传动轴的估算

这一步在前面已经做了计算。

2）齿轮相关尺寸的计算

为了确定轴的轴向距离，齿轮齿宽的确定是必须的。

齿宽影响齿的强度。

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①m=（6-10）m。

这里取齿宽

系数①m=10,则齿宽B=①mxm=1CX3=30mm®将各个齿轮的齿厚确定如表

3-1所示。

表3-1各齿轮的齿厚

齿轮

Z1

Z1'

Z2

Z2'

Z3

Z3'

齿厚（mm）

30

30

30

30

30

30

齿轮的直径决定了各个轴之间的尺寸，所以在画展开图草图前，各个齿轮的尺寸必须算出。

现将主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如表3-2所示。

表3-2各齿轮的直径

齿轮

Z1

Z1'

Z2

Z2'

Z3

Z3'

分度圆直径（mm）

138

210

231

117

60

288

齿顶圆直径（mm）

144

216

237

123

66

294

齿根圆直径（mm）

130.5

202.5

223.5

109.5

52.5

280.5

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

轴

in

nm

距离（mr）

175

175

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。

U轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮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6mm且应留有足够空间滑移，据此选取该滑移齿轮三片齿轮之间的间隙分别为di=17.5mm,d=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的间距至少是60mm现取齿轮之间的间距为64mn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应根据主轴的刚度，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，线接触的滚子轴承比电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；还应考虑结构要求，如中心距特别小的组合机床主轴，可采用滚针轴承。

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，因为当轴承外径一定时，其孔径（即主轴轴颈）较大。

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（如配推力轴承，则极限转速低），或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低，如配空心圆锥滚子轴承，其极限转速显著提高，但成本也相应的提高了。

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°或

15°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。

该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，刚度和速度这两方面都要考虑。

主轴前轴承采用3182119型轴承一个，后支承采用30215型和8215型轴承各一个

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所示。

U轴其结构完全按标准确定，根据其轴向的尺寸可将结构简图绘制如图3-1所示。

图3-1n轴的结构简图

U-.!

图3-2I轴的结构简图

D=（95+75）/2=85;

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：

主轴截面惯距：

I

1=（D4-d4）=2.48X10mm4;

2

取弹性模量E=2.1X

10N/mm2,

截面面积：

A=4415.63mm2

主轴最大输出转矩：

Mn=9550000P=4.775X105N.mm

n

Fz坐=2122.2N

450

2

Fy=0.5Fz=1061.1N

故总切削力为：

F=.Fz^Fy2=2372.69N

估算时，暂取Lo/a=3,即取285mm.前后支承支反力Ra=3163.59N

Rb=790.897N

取Ka=13.976X10N/mm

Kb=2.67X105N/mm

=0.435

Kaxa3

则L°/a=2.96.

则Lo=281mm

因在上式计算中，忽略了ys的影响，故Lc应稍大一点，取L°=300mm计算刚度损失：

取L=385mmx=4.61

由公式

弹性

主轴y1

弹性支承k

总柔度

总刚度

弯曲变形yb:

剪切变形ys

前支承

后支承

悬伸段

跨距段

悬伸段

跨距段

5.488X

2.224X

2.361X

1.165

11.12

2.28X

44.65

2.24

L=385

10-7

10-6

10-7

X10-7

X10-7

10-7

X10-7

X105

12.29%

49.8%

5.29%

2.61%

24.9%

5.1%

100%

5.488X

1.732X

p.361X

1.4915

12.4X

3.756H

42.83

2.33

L°=300

10-7

10-6

10-7

X10-7

10-7

X10-7

X10-7

X105

12.81%

40.46%

「5.51%

3.48%

28.9%

8.77

100%

由LmLo引起的刚度损失约为3.68%,可知，主轴刚度损失较小，选用的

轴承型号及支承形式都能满足刚度要求。

主轴端部挠度的验算：

传动力的计算：

已知齿轮最少齿数为39，模数为3，则分度圆直径为78mm,

则齿轮的圆周力：

P=2T/dmin=11638.46N

径向力：

Pr=0.5Pt=5819.23N

则传动力在水平面和垂直面内有分力为：

水平面：

Qh=Ph+Ph=4365.717N

垂直面：

Qv=Pv+Pv=11547.18N

取计算齿轮与前支承的距离为185mm,其与后支承的距离为200mm.切削力的计算：

已知车床拖板最大回转直径DnaX=200mm,

则主切削力：

Pv=Pc=4539.004N

径向切削力：

Ph=0.5Pc=2269.5N

轴向切削力：

R=0.35Pc=1588.65N

当量切削力的计算：

P=（a+B）p'/a对于车床B=0.4Dma=160mm

则水平面内：

Ph=6091.8N

垂直面内：

Pv=4264.27N

主轴端部挠度的计算：

式中：

“-”号表示位移方向与力反向，b表示齿轮与前支承的距离，c表示齿轮与后支承的距离，将各值代入，得ycf-16.896x10-7Q

32

Yqhf-7.376X10mmyqv=-1.951X10mm

则水平面内：

yH=ypH+yQH=1.7324X10-2mm

垂直面内：

yv=ypv+yQ\=-0.221X10-2mm

则主轴最大端位移为：

yma=0.0174mm

又已知主轴端部位移的许用值「y」=0.0002L,L=385mm

则「y」=0.0002X385=0.077mm.

ymax＜「y」，符合要求。

主轴倾角的验算：

如果轴承处的倾角过大，会破坏轴承的的正常工作，缩短轴承的寿命，因此需要加以限制。

而前轴承所受的载荷较大，故只需校核前轴承。

通常在计算主轴倾角时，不考虑支承弹性的影响。

在切削力P作用下主轴前轴承处的倾角为：

PHLa-4

水平面内：

rPH==1.426X10rad

3EI

垂直面内：

vpv=PvLa=9.982X10-5rad

3EI

在传动力Q作用下主轴前轴承处的倾角为：

水平面内：

MH=—QHbc（LC）=-7.8547X10-5rad

6EIL

垂直面内：

扑=~QVbc（Lc）=-2.0775X10-4rad

6EIL

则主轴前轴承处的倾角为：

水平面内：

th=rpHTQH=6.4053X10-5rad

垂直面内：

rv=vpvtqv=-10.793X105rad

则rmax=“H2V2=1.255X10“rad

又已知主轴倾角的许用值为「二」=0.001rad

所以Tmax」，符合要求。

3.2装配图的图纸设计

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，但作为完整的展开图，必须包含主轴部件的各个视图，尺寸，技术要求，技术特性表，零件编号，明细表和标题栏。

主轴箱展开图上必须完成的内容主要有标注尺寸，编写技术要求，对所有的

零件进行编号，列出零件明细表及标题栏。

3.2.1标注尺寸

展开图上标注的尺寸有：

1）特性尺寸：

传动零件的中心距。

2）配合尺寸：

主要零件的配合处都应标注尺寸，配合性质和精度等级。

配合性质和精度的选择对主轴部件的工作性能，加工工艺及制造成本都有很大的影响，所以都是根据手册中有关资料认真确定的。

3）外形尺寸：

主轴部件的总长，总宽，总咼等。

它是表示主轴部件大小的的尺寸，以便考虑所需空间的大小及工作空间的大小及工作范围等。

3.2.2编写技术要求

展开图上都要标注一些在视图上无法表达的关于装配，调整，检验，维护等方面的技术要求。

正确制定这些技术要求将保证主轴部件的各种性能。

技术要求通常包括下面几方面的内容：

1）对零件的要求：

在装配前，应按图纸检验零件的配合尺寸，合格的零件才能装配。

所有的零件要用煤油或汽油清洗。

机体内不能有任何的杂物存在，机体内壁应涂上防侵蚀的涂料。

2）对润滑剂的要求：

润滑剂对传动性能有很大的影响，起着减小摩擦，降低磨损和散热冷却的作用。

同时也有助于减振，防锈及冲洗杂质。

所以一般在技术要求中应标明传动件及轴承所用的润滑剂的牌号，用量，补充及更换时间。

选择润滑剂时，应考虑传动类型，载荷性质及运转速度，一般对高速，重载，频繁启动，反复运转等情况，由于形成油膜条件差，所以一般选择粘度高，油性和极压性能好的润滑油。

对轻载，间隙工作的传动件可取粘度较低的润滑油。

3）对密封的要求：

在试运转过程中，所有的联接面及轴伸密封处都不允许漏油。

4）对安装调整的要求：

在安装滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙。

应在技术要求中提出游隙的大小，因为游隙的大小将会影响轴承的正常工作。

游隙过大，会使滚动体受载不均，轴系窜动；游隙过小，则会阻止轴系因发热而伸长，增加轴承阻力，严重将会将轴承卡死。

当轴承支点跨距大，运转温升高时，应选较大的游隙。

5）对试验的要求：

作空载试验正反转各转一小时，要求运转平稳，噪音小，连接固定处不允许有松动的现象。

负载运转时，油温不得超过40°C。

3.2.3对所有的零件进行编号

零件的编号方法，可以采用不区分标准件和非标准件，统一编号，也可以将标准件和非标准件分开，分别编号。

相同的零件应只有一个编号，编号线不能相交，并且与剖面线平行。

对于装配关系清楚的零件组可以使用公共编号引线。

编号可以按顺时针或者逆时针方向顺序排列整齐，字高比尺寸数字大一号或者两号。

3.2.4列出零件明细表及标题栏

明细表是主轴部件所有零件的详细目录，填写明细表的过程也是最后确定材料及标准件的过程。

应尽量减少材料和标准件的品种和规格。

明细表由下向上填写。

标准件必须按规定的标记，完整的写出零件的名称，材料，主要尺寸及标准代号。

材料应注明牌号。

经过如上步骤和要求，最后产生了主轴部件的展开图,为了表达主轴部件内部各轴之间的相互位置关系，在画出装配图的同时，同时画出了主轴部件的位置关系图.

主轴部件的总体设计

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是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6000r/min，最大切削功率6KW选择FANU（交流主轴电动机aP15/6000i，其基本转速是750r/min，最高转速是6000r/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=rmax/nd=8（2-1）

而主轴要求的恒功率转速范围Rnp=64，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。

设计变速箱时，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①f等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp,即①f=Rdp=8,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=lgRnp/lgRdp=lg64/lg8=2（2-2）

因为交流主轴电动机的最高转速是6000r/min，主轴的最高转速也是

6000r/min，如用交流主轴电动机直接连接滑移齿轮，根据①f=8，则传动比必须

取u仁1,u2=1/8，该传动比对齿轮的设计是非常不利的，所以必须在滑移齿轮之前必须加上一对定比传动齿轮机构。

为了使主轴箱的轴向的跨距尽可能的小，以减小各轴的直径，参照YR5A型

立式加工中心主轴箱展开图，拟定主轴箱的系统传动图如图2-1所示。

取定比传动u=1/2，主轴箱的基本组u1=2,u2=1/4,由此可以拟定如图2-2所示的转速图和如图2-3所示的主轴转速与电机功率的关系图。

Z11Z12

图2-1

主轴箱的传动系统图

主轴转速（r/min）

6000

750

出

6000

、

30

750

240

94

30

转速图

图2-2

（r/min）6000

（KW）

第3章传动零件的设计计算

传动方案确定以后，要进行传动方案的结构化，确定各零件的实际尺寸和布置，为此，要对传动件进行估算，如传动轴的直径，齿轮的模数等。

在这些尺寸的基础上，画出装配草图，得出初步机构化的有关布置和尺寸，然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度，齿轮的疲劳强度等，必要时作结构和方案上的修改，重新验算，直到满足要求，最后才画正式的装配图。

3.1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。

除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。

刚度要求轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。

如果刚度不够，轴上的零件如齿轮，轴承等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。

通常，先按扭转刚度轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。

效率n对估算轴径d影响不大，在估算各个轴直径时可以忽略，据此可认为各个上的输入功率均为7.5KW

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上直接得出如表3-1所示。

表3-1各轴的计算转速

轴

I

n

出

计算转速（r/min）

750

375

94

[©]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，其选取的原则如表3-2所示。

表3-2许用扭转角选取原则

轴

主轴

一般传动轴

较低的轴

[©]（deg/m）

0.5-1

1-1.5

1.5-2

根据表3-2确定各轴所允许的扭转角如表3-3所示

表3-3许用扭转角的确定

轴

I

n

出

[©]