普通數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設計

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1、普通數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設計 摘要 數(shù)控車床不僅能夠車外圓還能用于鏜孔、車端面、鉆孔與鉸孔。與其他種類的機床相比，車床在生產(chǎn)中使用最廣。 本論文首先介紹了我國數(shù)控機床發(fā)展的過程與現(xiàn)狀 ,并分析了其存在的問題 ;對數(shù)控機床的發(fā)展趨勢進行了探討；并對數(shù)控車床主軸箱傳動系統(tǒng)進行了設計與計算。 主軸箱有安裝在精密軸承中的空心主軸和一系列變速齒輪組成。數(shù)控車床主軸可以獲得在調速范圍內的任意速度，以滿足加工切削要求。 目前，數(shù)控車床的發(fā)展趨勢是通過電氣與機械裝置進行無級變速。變頻電機通過帶傳動和變速齒輪為主軸提供動力。通常變頻電機調速范圍3—5，難以滿足主軸變速要求；串聯(lián)變速齒輪則擴大了齒輪的變速

2、范圍 。 本設計將原來的帶輪不卸荷結構變?yōu)榱藥л喰逗山Y構，使輸入軸在帶處只受轉矩，將軸上的徑向力傳動到車床機體上,改善了輸入軸的受力情況，。 關鍵詞：主軸箱，無級調速，傳動系統(tǒng) Abstract NC lathe can do boring, facing, drilling and Reaming in addition to turning.The use of lathes in the production than the other types of machine tools and more. And compared t

3、o other types of machine tools, lathes in the production is the most widely used. In this design ，the development and current situation of NC machine in China was introduced and a series of problems were presented .The development trend to NC lathe was discussed.Some countermeasures was presented f

4、or the development of NC machine in China and then the headstock of NC lathe has been calculatly designed . Headstocks is composed of the hollow spindle which is installed in precision bearings and a series of transmission gears. The spindle can obtain any speed in the speed range to meet the proces

5、sing requirements of cutting. At present, the development trend is to provide a continuously variable speed through the electrical or mechanical devices . Variable Frequency Motor conveys the power through belt drive and a set of transmission gears. The speed range of Variable Frequency Motor is us

6、ually 3-5 , which is difficult to meet the speed range requirements of the spindle speed; The transmission gears is to expand the scope of a variable-speed to meet the speed range of the spindle In addition, in this design the design of the belt drive has been changed from the original unloading s

7、tructure into the loading structure, transmissed the force to the lathe body so that input shaft is only forced torque, improved the forcing state of the input shaft. Key words: headstocks, a continuously variable speed , transmission Systerm 目 錄 摘 要 Ⅰ ABSTRACT（英文摘要） Ⅱ 目 錄 Ⅲ 第一章 緒

8、論 1 1.1 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的要求 1 1.2 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)方式 1 1.3國內外數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的發(fā)展 2 1.3.1 設數(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 變速主傳動系統(tǒng)法案的制定 6 2.1主傳動技術指標的制定 7 2.1.1 動力參數(shù)的確定計的數(shù)................................... 7 2.1.2 主運動

9、調速范圍的確定................................. 8 2.1.3 主軸計算轉速的確定................................... 9 2.2 變速主傳動系統(tǒng)的設計 10 2.2.1 確定傳動方案........................................... 10 2.2.2 轉速圖的擬定........................................ 11 2.2.3 擬定傳動變速系統(tǒng)圖.......................

10、........... 12 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 15 3.1 傳動皮帶的設計與選定 15 3.1.1 V帶傳動設計......................................... 15 3.1.2 帶結構的設計......................................... 16 3.2齒輪的設計與校核 17 3.2.1各傳動軸傳遞動力計算....................................17 3.2.2齒輪副32/76齒輪的設計與校核...........

11、................ 19 3.2.3齒輪副30/54齒輪的設計與校核............................23 3.2.4齒輪副54/54齒輪的設計與校核............................26 3.3 傳動軸的設計與校核 30 3.3.1 傳動軸I的設計與校核................................... 30 3.3.2 軸II的設計與校核..................................... 33 第四章 主軸組件的設計與校核 35

12、 4.1主軸的要求 35 4.2 主軸軸承選擇 36 4.3 主軸的設計與校核 36 第五章 主軸驅動與控制 39 5.1 主軸轉速的自動變換 39 5.2 齒輪有級變速變擋裝置 40 5.3 主軸旋轉與軸向進給的同步控制 40 5.3 主軸旋轉與徑向進給的同步控制 40 第六章總結與展望 41 參考文獻 43 致謝 45 第一章 緒論 數(shù)控車床利用數(shù)字化的信息對車床運動及加工過程進行控制，是一種可編程的通用加工設備，能自動完成內外圓柱面、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雜的軸類和盤套類零件。 與通

13、用機床和專用機床相比，數(shù)控車床具有加工靈活、通用性強、能適應產(chǎn)品的品種和規(guī)格頻繁變化的特點，能夠滿足新產(chǎn)品的開發(fā)和多品種、小批量、生產(chǎn)自動化的要求，是一種柔性的、高性能的自動化車床，代表了現(xiàn)代控制技術的發(fā)展方向，是一種典型的機電一體化產(chǎn)品，因此被廣泛應用于機械制造業(yè)。 數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)包括主軸電機、傳動系統(tǒng)與主軸組件，與普通機床相比，變速功能絕大部分由主軸電機的無級調速來承擔，省去了繁雜的齒輪變速機構，結構簡單，有些只有兩極或三級齒輪變速機構系統(tǒng)用以擴大電機無級調速的范圍 1.1數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的要求 數(shù)控機床作為高自動化的機電一體化設備，其主傳動系統(tǒng)的設計一般應滿足以下基本要求。

14、 使用性能要求高 首先應滿足機床的運動特性。如機床主軸有足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)，不僅有低速大轉矩功能而且還要有較高的轉速。傳動系統(tǒng)設計合理，操作方便靈活、迅速、安全可靠。 傳遞動力要求 主電動機和傳動機構能提供和傳遞足夠的功率和轉速，具有較高的傳遞效率。 工作性能要求 主傳動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量。電動機、主軸及傳動部件都是熱源，低溫升、小變形是對主軸傳動系統(tǒng)的重要指標；主軸要較高的旋轉精度與運動精度；主軸軸頸尺寸、軸承類型及裝配方式，軸承預緊量大小、主軸組件的質量分布是否均勻及主軸組件的阻尼對主軸組件的靜剛度和抗振性都

15、會產(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)動系統(tǒng)結構簡單，便于調整與維修；工藝性好，便于加工與裝配；防護性好；使用壽命長。 1.2數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的方式 機床主傳動系統(tǒng)可分為分級變速傳動和無級變速傳動。分級變速傳動是在一定范圍能均勻的、離散地分布著有限級數(shù)的轉速，主要用于普通機床。無級變速形式可以在一定范圍內連續(xù)改變轉速，以便得到滿足加工要求的最佳轉速，能在運轉中變速，便于自動變速。數(shù)控車床得主傳動系統(tǒng)通常采用無級變速。 與普通車床相比，數(shù)控車床的主傳動采用交、直主軸調速電動機，電動機調速范圍大，并可無級調速，使主軸

16、結構大為簡化。為了適應不同的加工需求數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)有以下三種方式。 ⑴電動機直接驅動 主軸電動機與主軸通過聯(lián)軸器直接連接，或采用內裝式主軸電動機驅動。采用直接驅動可大大簡化主軸箱結構，能有效地提高主軸剛度。這種傳動的特點是主軸轉速的變化、輸出轉矩與主軸的特性完全一致。但因主軸的功率和轉矩特性直接決定主軸電機的性能，因而這種變速傳動的應用受到一定限制。 ⑵采用定比傳動 主軸電動機經(jīng)定比傳動給主軸。 定比傳動可采用帶傳動或齒輪傳動，這種傳動方式在一定程度上能滿足主軸功率和轉矩的要求，但其變速范圍仍和電動機的調速范圍相同。 目前，交流、直流主軸電動機的恒功率轉速范圍一般只有2-4，而恒

17、轉矩范圍則達100以上；許多大、中型機床的主軸要求有更寬的恒功率轉速范圍。很明顯，這種情況下主軸電動機的功率特性和機床主軸的要求不匹配:調速電動機的恒功率范圍遠小于主軸要求的恒功率變速范圍。所以這種變速方式多用于小型或高速數(shù)控機床。 ⑶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機的功率特性和機床主軸功率特性不匹配。變速多采用齒輪副來實現(xiàn)，電動機的無級變速配合變速機構可確保主軸的功率、轉矩要求，滿足各種切削運動的轉矩輸出，特別是保證低速時的轉矩和擴大恒功率的調速范圍。 ⑷用兩個電機分別驅動主軸 上述兩種方式的混合傳動，高速時帶輪直接驅動主軸，低速時另一個電機通過齒輪減速后

18、驅動主軸 1.3國內外數(shù)控車床主傳動系統(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)控加工技術的不斷發(fā)展，數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)也呈現(xiàn)出一些新的發(fā)展趨勢，如主軸轉速的高速化、功能結構的復合化、柔性化。 ⑴高速主軸單元 為了適應數(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。電主軸又稱內置式電動機主軸單元，就是將高速的主軸電動機置于主軸內部，通過交流變頻控制系統(tǒng)，使主軸獲得所需的工作轉速和轉矩，實現(xiàn)電動機、主軸的一體化功能；取消了皮帶、帶輪和齒輪等環(huán)節(jié)，大大減少了主傳動的轉動慣量，提高了主軸動態(tài)響應速度和工作精度，徹底解決了主軸高速運轉時皮帶和帶輪等傳動的振

19、動和噪聲問題；可精確實現(xiàn)主軸的定位和軸傳動功能。采用電主軸結構可使主軸轉速達到10000r/min以上，它融合了尖端的高速精密軸承、潤滑技術、冷卻技術、高速變頻驅動技術，是技術含量很高的機電一體化產(chǎn)品。 ⑵功能復合化、柔性化 隨著數(shù)控車床對加工對象的適應性的不斷提高，數(shù)控車床（特別適合主傳動系統(tǒng)）的設計發(fā)生了很大變化，并向著功能復合化和系統(tǒng)柔性化的方向發(fā)展。 ????功能復合化的目的是進一步提高機床的生產(chǎn)效率，使用于非加工輔助時間減至最少。通過功能的復合化，可以擴大車床的使用范圍、提高效率，實現(xiàn)一機多用、一機多能，即一臺數(shù)控車床既可以實現(xiàn)車削功能，也可以實現(xiàn)銑削加工 。寶雞機床廠已經(jīng)研制

20、成功的CX25Y數(shù)控車銑復合中心，該機床同時具有X、Z軸以及C軸和Y軸。通過C軸和Y軸，可以實現(xiàn)平面銑削和偏孔、槽的加工。該機床還配置有強動力刀架和副主軸。副主軸采用內藏式電主軸結構，通過數(shù)控系統(tǒng)可直接實現(xiàn)主、副主軸轉速同步。該機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)控車床向柔性自動化系統(tǒng)發(fā)展的趨勢是：從點(數(shù)控單機、加工中心和數(shù)控復合加工機床)、線(FMC、FMS、FTL、FML)向面(工段車間獨立制造島、FA)、體(CIMS、分布式網(wǎng)絡集成制造系統(tǒng))的方向發(fā)展，另一方面向注重應用性和經(jīng)濟性方向發(fā)展。柔性自動化技術是制造業(yè)適應動態(tài)市場需求及產(chǎn)品迅速更新的主要手段，是各國制造

21、業(yè)發(fā)展的主流趨勢，是先進制造領域的基礎技術。其重點是以提高系統(tǒng)的可靠性、實用化為前提，以易于聯(lián)網(wǎng)和集成為目標，注重加強單元技術的開拓和完善。CNC單機向高精度、高速度和高柔性方向發(fā)展。數(shù)控機床及其構成柔性制造系統(tǒng)能方便地與CAD、CAM、CAPP及MTS等聯(lián)結，向信息集成方向發(fā)展。網(wǎng)絡系統(tǒng)向開放、集成和智能化方向發(fā)展 由此可見，現(xiàn)代數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設計不僅限于只滿足原有的基本要求，還要綜合考慮現(xiàn)代制造對機床的整體要求，如制造控制、過程控制以及物料傳送，以縮短產(chǎn)品的加工時間、周轉時間、制造時間，以最大限度的提高生產(chǎn)率。 中國數(shù)控機床現(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

22、的主要問題 中國於1958年研制出第一臺數(shù)控機床，發(fā)展過程大致可分為兩大階段。在1958～1979年間為第一階段，從1979年至今為第二階段。第一階段中對數(shù)控機床特點、發(fā)展條件缺乏認識，在人員素質差、基礎薄弱、配套件不過關的情況下，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，缺乏實事求是的科學精神。在第二階段從日、德、美、西班牙先后引進數(shù)控系統(tǒng)技術，從日、美、德、意、英、法、瑞士、匈、奧、韓國、臺灣省共11國(地區(qū))引進數(shù)控機床先進技術和合作、合資生產(chǎn)，解決了可靠性、穩(wěn)定性問題，數(shù)控機床開始正式生產(chǎn)和使用，并逐步向前發(fā)展。 在20余年間，

23、數(shù)控機床的設計和制造技術有較大提高，主要表現(xiàn)在三大方面：培訓一批設計、制造、使用和維護的人才；通過合作生產(chǎn)先進數(shù)控機床，使設計、制造、使用水平大大提高，縮小了與世界先進技術的差距；通過利用國外先進元部件、數(shù)控系統(tǒng)配套，開始能自行設計及制造高速、高性能、五面或五軸聯(lián)動加工的數(shù)控機床，供應國內市場的需求，但對關鍵技術的試驗、消化、掌握及創(chuàng)新卻較差。至今許多重要功能部件、自動化刀具、數(shù)控系統(tǒng)依靠國外技術支撐，不能獨立發(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“機電法”、“機信法”那樣的指引；嚴重缺乏各方面專家人才和熟練技術工人；缺少深入系統(tǒng)的

24、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)，雖然廠多人眾，但形成不了合力。 中國今后要加速發(fā)展數(shù)控機床產(chǎn)業(yè)，既要深入總結過往的經(jīng)驗教訓，切實改善存在的問題，又要認真學習國外的先進經(jīng)驗，沿正確的道路前進。建議切實做好以下幾點： 中國廠多人眾，極需正確的方針、政策對數(shù)控車床的發(fā)展進行有力的指引。應學習美、德、日經(jīng)驗，政府高度重視、正確決策、大力扶植。在方針政策上，應講究科學精神、經(jīng)濟實效，以切實提高生產(chǎn)率、勞動生產(chǎn)率為原則。在方法上，深入用戶，精通工藝，低中高檔并舉，學習日本，首先解決量大而廣的中檔數(shù)控機床，批量生產(chǎn)，占領市場，減少進口，擴大出口。在步驟措施上，

25、必須使國產(chǎn)數(shù)控系統(tǒng)先進、可靠，狠抓產(chǎn)品質量與配套件過關，打好技術基礎。近期重在打基礎，建立信譽，擴大國產(chǎn)數(shù)控車床的國內市場份額，遠期謀求趕超世界先進水平，大步走向世界市場； 必須狠抓根本，堅持“以人為本”，加速提高人員素質、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”，建立學習型企業(yè)，樹立企業(yè)文化，加速培育新人，培訓在職人員，建立師徒相傳制度，舉辦各種技術講座、訓練班和專題討論會，甚至聘請外國專家、顧問等，盡力提高數(shù)控。 隨著世界科技進步和機床工業(yè)的發(fā)展，數(shù)控車床作為機床工業(yè)的主流產(chǎn)品，已成為實現(xiàn)裝備制造業(yè)現(xiàn)代化的關鍵設備，

26、是國防軍工裝備發(fā)展的戰(zhàn)略物資。數(shù)控機床的擁有量及其性能水平的高低，是衡量一個國家綜合實力的重要標志。加快發(fā)展數(shù)控機床產(chǎn)業(yè)也是我國裝備制造業(yè)發(fā)展的現(xiàn)實要求。 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 2.1主傳動系統(tǒng)主要技術指標的確定 中等規(guī)格的二軸聯(lián)動的數(shù)控車床，床身最大回轉直徑￠460mm，最大工件長度1000mm；主軸通孔直徑56mm，主軸錐度莫氏六號，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。主傳動系統(tǒng)的主要參數(shù)有動力參數(shù)和運動參數(shù)。動力參數(shù)是指主運動驅動電動機的功率；運動參數(shù)是指主運動變速范圍。根據(jù)數(shù)控車床的加工工藝、加工對象、所要求的精度、成本及生產(chǎn)周期并結

27、合國內外機床發(fā)展現(xiàn)狀確定數(shù)控車床主要技術指標。 2.1.1動力參數(shù)的確定 主傳動中個傳動件的尺寸要根據(jù)傳動功率來確定。傳動功率過大，使傳動件尺寸粗大，電動機常在低負載下工作，功率因數(shù)小而浪費能源；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功率。但由于實際加工過程切削用量變化范圍大、傳動件之間的摩擦等不確定因素，用理論計算方法來確定主傳動功率尚有困難，可通過類比、統(tǒng)計方法相互比較來確定。 查機電一體化手冊車削功率在8-16kw之間根據(jù)切削功率PC與主傳動鏈的總效率η估算,即P=。主傳動鏈的功率效率η=0.7—0.85， 數(shù)控車床多采用調速電動機和較短的機械傳動鏈，

28、效率較大，因此取=0.78,則估計P在10.26kw~20.51kw.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 PC=KW ---主切削力的切向分力，N； ---切削速度N??； 查金屬切削手冊知，以硬質合金刀具車削合金結構鋼為例，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90—250r\min，則知道 PC=2500200\60000=8.333kw P==10.68kw 考慮到空轉運轉的功率損失，如各傳動件在空轉運行時的摩損功耗，傳動件的攪油和克服空氣阻力功率以及其其它動載荷的摩擦

29、損耗等。 J1FCNCI-B機床是中等規(guī)格數(shù)控車床，參照國內外同類機床的電動機功率，此機床可以選取11kw的電動機，考慮到數(shù)控機床變速范圍比較大，選用交流變頻電動機YVP160-4，標稱功率11kw，額定轉矩70N?m調頻電動機功率轉矩與 2.1.2主運動調速范圍的確定 主軸轉速由切削速度（r/min）與工件的直徑（mm）來確定 =（r/min） 計算該數(shù)控車床 =、=， 則數(shù)控車床變速范圍= 代入公式，選擇，，，要據(jù)車床上幾種典型加工情況考慮，不可能將一切情況考慮進去，也不是加工情況的最大值和最小值。 經(jīng)統(tǒng)計分析車床的最高轉速出現(xiàn)在硬質合金刀具精車鋼料的外圓工藝中

30、，最低轉速出現(xiàn)在高速工具鋼刀具精車合金鋼工件的梯形絲杠中。由工藝手冊可知硬質合金刀具刀具精車鋼料的絲杠=250 r\min；高速車刀粗車圓柱體=30-50 r\min（隨被吃刀量與進給量的增加而減少）；高速工具鋼低速精車絲杠=1.5 r\min，車床主參數(shù)￠460mm，加工絲杠的最大直徑=50mm，則 =0.5D=0.5460mm=230mm =（0.2-0.25）=（46-58）mm，取=50mm。 max ===1591 r/min ==41.52 r/min 由于現(xiàn)代數(shù)控車床向高速高精度方向發(fā)展，考慮到今后的技術儲備，類比行業(yè)中同類數(shù)控車床的轉速范圍初步選取=20 r\min，

31、=2000 r\min。 則數(shù)控車床總變速范圍==100 2.1.3主軸計算轉速的確定 由切削原理知主運動為直線運動的機床，主運動為恒轉矩運動；主運動為旋轉運動的機床，主運動為恒功率運動。數(shù)控車床加工工藝范圍廣，變速范圍大。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、小的進給量；低速主軸轉速小，不需傳動電動機的全部功率。我們把機床能傳遞全部功率的最低轉速稱為主軸計算轉速，以它為臨界轉速，如圖。從至最高轉速的區(qū)域為恒功率區(qū)域，任意轉速能夠傳遞電動機的全部功率，但主軸轉矩隨主軸轉速的上升而下降；從最低轉速至的區(qū)域b為恒轉矩區(qū)域，任意轉速能夠輸出最大轉矩，但主軸

32、輸出的功率將隨主軸轉速的下降而下降。 數(shù)控車床變速范圍比較廣，計算轉速比普通車床高。目前數(shù)控機床計算轉速的確定尚無統(tǒng)一標準，確定是參考同類機床，并結合該機床加工工藝要求，使=154 r\min. 圖2.2 主軸轉速曲線 2.2變速主傳動系統(tǒng)的設計 2.2.1確定傳動方案 機床傳動形式分為有極和無極變速兩種，無級變速形式可以在一定范圍內連續(xù)改變轉速，以便得到滿足加工要求的最佳轉速，能在運轉中變速，便于自動變速，這對與提高機床生產(chǎn)效率和提高被加工零件的質量都有重要意義；同時采用無級變速可使主軸結構大為簡化，縮短傳動鏈；因此無級變速應用日益廣泛。 該數(shù)控機床總變速范圍是=2000

33、\20=100，變速范圍較大，單靠無級變速裝置有難以實現(xiàn)。而且，無級變速裝置的功率扭轉特性應同傳動鏈的工作要求相適應，這就要求串聯(lián)機械有級變速來擴大變速范圍并選擇合適的無級變速器以滿足機床的功率扭矩特性要求。 該數(shù)控機床是以經(jīng)濟型數(shù)控車床，設計主軸由交流變頻電動機經(jīng)皮帶論、齒輪傳動至主軸。 從圖1與圖2可以看出：調頻電機的恒功率轉速范圍為4500\1500=3，而主軸要求的恒功率調速范圍為2000\250=8，顯然電動機不能滿足主軸所要求的恒功率變速范圍。所以在設計師不能依據(jù)總變速范圍來設計主創(chuàng)動系統(tǒng)，而應考慮電動機與主軸的功率匹配。 主軸恒功率調速范圍Rnp=max\=2000\250

34、=8, 電動機恒功率調速范圍Rdp=max\=4500\1500=3 為了使主軸和電動機的恒功率匹配，現(xiàn)通過增加變速齒輪來滿足要求，該變速齒輪組擴大了電動機的恒功率調速。 2.2.2轉速圖的擬定 1．轉速圖的擬定 　 分析和設計主傳動系統(tǒng)須應用一種特殊線圖，稱為轉速圖。 　　轉速圖能夠清楚的表達出：傳動軸的數(shù)目，主軸及各傳動軸的轉速級數(shù)、轉速值及其傳動路線，變速組的個數(shù)、傳動順序及擴大順序，各變速組的傳動副數(shù)及其傳動比數(shù)值，變速規(guī)律等。 　　首先根據(jù)最高轉速和最低轉速確定變速范圍，選擇合適的公比后再確定轉速級數(shù)，繪制轉速圖。 ：已知機床的轉速范圍在20r/min~2000r

35、/min，電動機的最高轉速為4000 r/min，額定轉速為1500 r/min，電動機的額定功率P=11kW，確定主軸箱結構． （1）確定主軸的變速范圍 （2）確定主軸的計算轉速 由于數(shù)控機床主軸的變速范圍大，計算轉速應比計算值高些，所以圓整取計算轉速nc=。 （3）確定主軸的恒功率變速范圍 （4）確定電動機所能夠提供的恒功率變速范圍 由于Rnp>>Rdp，電動機直接驅動主軸不能滿足恒功率變速要求，因此需要串聯(lián)一個有級變速箱，以滿足主軸的恒功率調速范圍。 （5）確定轉速級數(shù) 取，則 對于數(shù)控車床，為了加工端面時滿足恒線速度切削的要求，應使轉速

36、有一些重復，故取Z=2 （6）擬定轉速圖和功率特性圖如圖 2.2.3擬定傳動變速系統(tǒng)圖 擬定傳動系統(tǒng)的原則是：在保證機床的運動和使用要求的前提下，運動傳動鏈要盡可能的短而簡單；傳動效率高以及操作簡單方便 。首先要考慮某些結構方面的問題，考慮結構能否實現(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碰及相鄰軸等；其次因考慮結構是否合理，如布置是否緊湊，操縱是否方便等。 該機床采用雙聯(lián)滑移齒輪變速組，采用窄式排列結構，使機床結構緊湊。主軸變速擬采用通過滑移齒輪的移位來實現(xiàn)，需保證當齒輪2與齒輪4完全脫開嚙合之后，齒輪3和齒輪6才能開始進入嚙合，所以齒輪5與齒輪6相鄰間的距

37、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b++△, △=14 mm。 綜合考慮個因素，擬訂傳動系統(tǒng)示意圖，如圖。 主傳動系統(tǒng)示意圖 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 3.1傳動皮帶的設計和選定 帶傳動是由帶和帶輪組成傳遞運動和動力的傳動。根據(jù)工作原理可分為兩類：摩擦帶傳動和嚙合帶傳動。摩擦帶傳動是機床主要傳動方式之一，常見的有平帶傳動和V帶傳動；嚙合傳動只有同步帶一種。 普通V帶傳動是常見的帶傳動形式，其結構為：承載層為繩芯或膠簾布，楔角為40°、相對高度進似為0.7、梯形截面環(huán)行帶。其特點為：當量摩擦系數(shù)大，工作面與輪槽粘附著好，允許包角小、傳動比

38、大、預緊力小。繩芯結構帶體較柔軟，曲撓疲勞性好。其應用于：帶速V＜25～30m/s;傳動功率P＜700kW;傳動比i≤10軸間距小的傳動。 一．主要失效形式 1．帶在帶輪上打滑，不能傳遞動力； 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度和使用壽命是V帶傳動設計的主要依據(jù)，也是靠摩擦傳動的其它帶傳動設計的主要依據(jù)。 3.1.1．V帶傳動設計 　 (1)設計功率的確定： 查得工況系數(shù) (2) 選定帶型： 根據(jù)和 確定為B型。 (3)傳動比： 根據(jù)轉速圖知,

39、傳動比為 (4)確定小帶輪基準直徑： 參考表取 (5)確定大帶輪直徑： 取標準值 (6) 驗算帶速： 因為在之間，所以經(jīng)濟耐用。 (7)初定帶輪軸中心距： 得： 即： 初取 (8)確定帶基準長度： 選取基準長度 (9)計算實際軸間距： 取標準值。 安裝時所需最小軸間距： 張緊或補償伸長所需最大軸間距： (10)驗算小帶輪包角： 所以小帶輪包角合適。 (11)單根V帶的基本額定功率： 根據(jù)和查得B型V帶的基本額定功率。 (12)單根V帶的額定功率增量： 考慮到傳動比的影響，額定功率的

40、增量由表查得： (13)計算帶的根數(shù)： 取 根。 (14)單根V帶的預緊力： (15)作用在軸上的力： (16)帶輪的結構和尺寸： 由表可查得 帶輪的具體結構參見零件圖 為了減輕傳動軸上載荷，采用卸荷式帶輪結構，使帶輪上的載荷由軸承支撐進而傳給箱體，軸只承受轉矩，裝配裝置參見裝配圖。 3.2齒輪的的設計與校核 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荷較重的小齒輪按接觸疲勞強度公式進行初算。所以從最小齒輪Z=26開始設計校核。（注意：為便于閱讀在本節(jié)內容中，在相嚙合的每對齒輪的設計與校核時，主動齒以數(shù)字1為下角標，被

41、動齒輪以數(shù)字2為下角標） 3.2.1各傳動軸傳遞動力計算 電動機 輸出功率==11kw，額定轉速=1500r/min， 輸出轉矩=9550= 軸I ==110.96=10.56kw 為帶傳動效率 ===750r/min =9550= 中間軸II ==10.560.990.97=10.14kw， 分別為軸承、齒輪傳動效率。 ==937.51.8=521 r/min =9550=9550= 高速檔軸III ==10.140.990.97=9

42、.7kw，分別為、軸III上軸承、齒輪傳動效率 ==5211=521 r\min =9550=9550= 低速檔軸III ==9.7kw ==5212.4=217 r\min =9550=9550= 動力傳動情況表： 軸號 功率kw 轉矩 轉速r\min 傳動比 傳動效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電機 -- 11 -- 70 1500 --- 0.96 軸I 10.56 10.14 70 107 937.5 1：

43、1.6 0.9603 軸II 10.14 9.7 134.46 183 521 1：1.8 0.9603 軸III 高速 9.7 9.3 155 183 521 1:1 0.9603 低速 9.7 9.3 155 484 217 1:2.4 0.9603 3.2.2齒輪副(32/76)齒輪的設計與校核 因生產(chǎn)批量較小，故小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB~286HB,平均取為260HB,與之嚙合的大齒輪用42SiMn合金鋼，調質處理，硬度217HB~255HB,平均取為235HB.載荷變化規(guī)律如圖3.2: 圖3.2

44、載荷變化圖 計算步驟如下： 1. 齒面接觸疲勞強度計算 1）.初步計算 轉矩 =9550 =9550 =. 齒寬系數(shù) =0.4 接觸疲勞強度極限 =710MPa, =580MPa, 許用接觸疲勞強度極 =0.9=639 MPa, =0.9=522MPa 取 值β= 查表=82 初步計算小齒輪直徑= = =85.2mm 取=90mm 初步計算齒寬 b=36mm,取b=35mm 2).校核計算 圓周速

45、度v v= =2.69m/s. 精度等級 8級 齒數(shù)Z和模數(shù)m =32,m==2.9,所以取m=3 , =96mm =76,m=3, =763=232mm 使用系數(shù)=1.1 動載荷系數(shù)=1.16 齒間載荷分配系數(shù) ==3751N ==117.2N\mm>100N\mm =[1.88-3.2 (+)]cosβ =[1.88-3.2×]=1.86

46、 由此得 齒間載荷分布系數(shù) 查表= = 載荷系數(shù)K K==1.21.11.711.16=3.05 彈性系數(shù) =189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.45

47、重合度系數(shù) 由式得因得故 螺旋角系數(shù) 接觸最小安全系數(shù) =1.05 總工作時間 =1030080.2=4800h 應力循環(huán)次數(shù) 估計<<,則查表指數(shù)m=8.78 = =6016254800(0.2+

48、0.5+0.2)=3.62 =1.45 接觸壽命系數(shù) 查圖=1.2, =1.25 許用接觸應力 = = =798MPa ===690MPa 驗算 = = 189.82.450.73 =640MPa <698MPa 滿足要求. 3).確定傳動主要尺寸 分度圓直徑 由以上運算知道=32, =76,模數(shù)=3; 分度圓直徑

49、 ==3.0532=96.1mm =3.0576=231.8mm 中心距a ==165mm 齒寬b 大齒輪,小齒輪 2. 齒面彎曲疲勞強度驗算 齒形系數(shù) 查表得 應力重合修正系數(shù)

50、 查表得 重合系數(shù) = =1.72 =0.25+=0.25+=0.69 螺旋角系數(shù) > 齒間載荷分配系數(shù) 由上面知=1.71 齒間載荷分布系數(shù) b/h=35/ (2.253.5)=4.44查相關圖知=1.175 載荷系數(shù)K K==1..251.11.751.175=2.77 彎曲疲勞極限

51、 查試驗齒輪的彎曲極限表=600MPa, =450 MPa, 彎曲最小安全系數(shù) 有相關表=1.25 應力循環(huán)次數(shù) 估計<<,則查表指數(shù)m=49.91 ==6026254800(0.2+0.5+0.2)=7.24 =6016984800(0.2+0.5+0.2)=4.02 彎曲壽命系數(shù) 查彎曲壽命系數(shù)圖=1.01, =1.03 尺寸系數(shù) 査尺寸系數(shù)圖 =1.0 許用彎曲應力 = = 驗算 =

52、 =277MPa< < 傳動無嚴重過載情況,固不作靜強度校核. 3.齒輪結構設計 估計傳動軸II的直徑在35mm左右,小齒輪分度圓直徑=96mm,所以沒必要做成齒輪軸.考慮到該齒輪與Z=54齒輪作滑移齒輪,所以應與Z=54齒輪一起進行結構設計,見零件圖. 3.2.3齒輪副()齒輪設計與校核 因生產(chǎn)批量較小，故小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB~286HB,平均取為260HB,與之嚙合的大齒輪用40Cr合金鋼，調質處理，硬度241HB~286HB,

53、平均取為260HB.載荷變化規(guī)律如上圖。 計算步驟如下： 3. 齒面接觸疲勞強度計算 1）.初步計算 轉矩 =9550 =9550 =. 齒寬系數(shù) =0.8 接觸疲勞強度極限 =710MPa, =580MPa, 許用接觸疲勞強度極 =0.9=639 MPa, =0.9=522MPa 取 值β= 查表=82 初步計算小齒輪直徑= = =83mm 取=90mm 初步計算齒寬 b=70mm,取b=7

54、0mm 2).校核計算 圓周速度v v= =4.417m/s. 精度等級 8級 齒數(shù)Z和模數(shù)m =30,m==3,所以取m=3 , =90mm =54,m=3, =543=165mm 使用系數(shù)=1.25 動載荷系數(shù)=1.2 齒間載荷分配系數(shù) ==2360N ==117.2N\mm>100N\mm =[1.88-3.2 (+)]cosβ =[1.88-3.2×

55、]=1.57 由此得 齒間載荷分布系數(shù) 查表= = 載荷系數(shù)K K==1.251.21.61.2=2.95 彈性系數(shù) =189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù)

56、 =2.45 重合度系數(shù) 由式得因得故 螺旋角系數(shù) 接觸最小安全系數(shù) =1.05 總工作時間 =1030080.2=4800h 應力循環(huán)次數(shù) 估計<<,則查表指數(shù)m=8.78 = =

57、6016254800(0.2+0.5+0.2)=3.62 =1.45 接觸壽命系數(shù) 查圖=1.2, =1.25 許用接觸應力 = = =798MPa ===690MPa 驗算 = = 189.82.450.92 =652MPa <698MPa 滿足要求. 3).確定傳動主要尺寸 分度圓直徑 由以上運算知道=30, =54,模數(shù)=3;

58、 分度圓直徑 ==3.0530=91.5mm =3.0554=165.2mm 中心距a ==127mm 齒寬b 大齒輪,小齒輪 4. 齒面彎曲疲勞強度驗算 齒形系數(shù) 查表得 應力重合修正系數(shù)

59、 查表得 重合系數(shù) = =1.69 =0.25+=0.25+=0.69 螺旋角系數(shù) > 齒間載荷分配系數(shù) 由上面知=1.6 齒間載荷分布系數(shù) b/h=70/ (2.253.5)=8.88查相關圖知=1..2 載荷系數(shù)K K==1..251.21.61.2=2.88 彎曲疲勞極限 查

60、試驗齒輪的彎曲極限表=600MPa, =450 MPa, 彎曲最小安全系數(shù) 有相關表=1.25 應力循環(huán)次數(shù) 估計<<,則查表指數(shù)m=49.91 ==6026254800(0.2+0.5+0.2)=7.24 =6016984800(0.2+0.5+0.2)=4.02 彎曲壽命系數(shù) 查彎曲壽命系數(shù)圖=1.01, =1.03 尺寸系數(shù) 査尺寸系數(shù)圖 =1.0 許用彎曲應力 = = 驗算 =

61、 =220MPa< < 傳動無嚴重過載情況,固不作靜強度校核. 3.齒輪結構設計 為保證滑移齒輪在滑移時總處于嚙合狀態(tài)，小齒輪因足夠寬，小齒輪寬度最少應大于最大滑移距離與Z=54齒輪的寬度值之和。見零件圖 3.2.4齒輪副()各齒輪設計與校核 因生產(chǎn)批量較小，故小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB~286HB,平均取為260HB,與之嚙合的大齒輪用40Cr合金鋼，調質處理，硬度241HB~286HB,平均取為260HB.載荷變化規(guī)律同上圖。 計算步驟如下：

62、 5. 齒面接觸疲勞強度計算 1）.初步計算 轉矩 =9550 =9550 =. 齒寬系數(shù) =0.3 接觸疲勞強度極限 =710MPa, =580MPa, 許用接觸疲勞強度極 =0.9=639 MPa, =0.9=522MPa 取 值β= 查表=82 初步計算小齒輪直徑= = =165mm 取=165mm 初步計算齒寬 b=25mm,取b=25mm 2).校核計算 圓周速度v

63、 v= =4.5m/s. 精度等級 8級 齒數(shù)Z和模數(shù)m =54,m==3.1,所以取m=3 , =165mm =54,m=3, =543=165mm 使用系數(shù)=1.25 動載荷系數(shù)=1.2 齒間載荷分配系數(shù) ==2208N ==117.2N\mm>100N\mm =[1.88-3.2 (+)]cosβ =[1.88-3.2×]=1.2

64、 由此得=1.23 齒間載荷分布系數(shù) 查表= = 載荷系數(shù)K K==1.251.21.231.15=2.12 彈性系數(shù) =189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.45 重合度系數(shù) 由式得因得故

65、 螺旋角系數(shù) 接觸最小安全系數(shù) =1.05 總工作時間 =1030080.2=4800h 應力循環(huán)次數(shù) 估計<<,則查表指數(shù)m=8.78 = =6016254800(0.2+0.5+0.2)=3.62 =1.45 接觸壽命系數(shù) 查圖=1.2, =1.25 許用接觸應

66、力 = = =798MPa ===690MPa 驗算 = = 189.82.450.91 =632MPa <698MPa 滿足要求. 3).確定傳動主要尺寸 分度圓直徑 由以上運算知道=54, =54,模數(shù)=3; 分度圓直徑 ==3.0530=165.2mm =3.0554=165.2mm 中心距a ==165mm 齒寬b 大齒輪,小齒輪 6. 齒面彎曲疲勞強度驗算 齒形系數(shù) 查表得