数控车床主轴箱设计

第一章概述

1.1设计目的 (2)

1.2主轴箱的概述 (2)

第2章主传动的设计 (2)

2.1驱动源的选择 (2)

2.2转速图的拟定 (2)

2.3传动轴的估算 (4)

2.4齿轮模数的估算 (3)

2.5V带的选择 (4)

第3章主轴箱展开图的设计 (7)

3.1各零件结构尺寸的设计 (7)

3.1.1 设计内容和步骤 (7)

3.1.2有关零件结构和尺寸的设计 (7)

3.1.3各轴结构的设计 (9)

3.1.4主轴组件的刚度和刚度损失的计算 (10)

3.1.5轴承的校核 (13)

3.2装配图的设计的概述 (13)

总结 (19)

参考文献 (20)

第一章概述

1-1设计目的

数控机床的课程设计，是在数控机床设计课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过数控机床伺服进给系统的结构设计，使我们在拟定进给传动及变速等的结构方案过程中得到设计构思、方案分析、结构工艺性、CAD制图、设计计算、编写技术文件、查阅技术资料等方面的综合训练，建立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，培养我们初步的结构设计和计算能力。

1-2 主轴箱的概述

主轴箱为数控机床的主要传动系统它包括电动机、传动系统和主轴部件它与普通车床的主轴箱比较，相对来手比较简单只有两极或三级齿轮变速系统，它主要是用以扩大电动机无级调速的范围，以满足一定恒功率、和转速的问题。

第二章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时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

而主轴要求的恒功率转速范围Rnp=3，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。

涉及变速箱时，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Φf等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp,即Φ=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 =2.99.取Z=3 确定各齿轮齿副的齿数：取S=116

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2-1，2-2，2-3 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不至于产生过大的变形。如果刚度不够，轴上的零件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。

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是直接得出，如表2-1所示。

表2-1 各轴的计算转速

轴I II III

计算转速1500 530 140 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：P1=Pd x 0.98=7.5 x 0.98=7.35KW II 轴 p2=p1 x 0.97=7.5 x 0.97=7.28KW III 轴 P3=P2 x 0.97=7.28 x 0.97=7.06KW

II 轴扭矩：T2=9550P2/n2=9550 x x7.28/530=1.31x 510

III 轴扭矩：T3=9550 P3/N3=9550 x 7.06/140=4.82x 510 [Φ]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，其选择的原则如表2-2所示。 表2-2 许用扭转角选取原则

最后所确定各轴所允许的扭转角如表2-3所示

把以上确定的各轴的输入功率N=7.5KW ，计算转速nj ，允许扭转角[Φ]代入扭转刚度的估

算公式

d=91,可得传动轴的估算直径：

2d === 40mm 3d ===52.06mm 1d ==31.39mm.最后取值如下表所示：

主轴轴径尺寸的确定：

已知车床最大加工直径为Dmax=400mm,则 主轴前轴颈直径 D1=0.25Dmax +15=85-115mm

后颈直径D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm

内孔直径d=0.1Dmax+10=35-55mm

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。

齿轮模数的估算方法有两种，一是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，二是按齿轮的齿面点蚀进行估算。这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知。

根据齿轮不产生跟切的基本条件：齿轮数不小于17。由于Z3,Z3’这对齿轮有较大的传动比，各个齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3. 取Z4=22,S=105,则Z4’=83

从转速图上直接看出Z3的计算转速是530r/min.根据齿轮弯曲疲劳估算公式

mω≥==

2.7

根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得m=2.7

由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为m=3 mm,对比上面的结果，可知这样设计的齿轮传动，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以齿轮的模数都为m=3mm.可得两轴中心距为a=157.5mm.圆整为a=158mm..

则各齿轮齿数和模数列表如下：

2-5 V型带的选择；

V带选择spz型带，取小带轮的大小72mm，大带轮的大小为204mm；

L

2-5-1确定中心距a和带的基准长

d

如果中心距未给出，可根据传动的结构需要初定长度中心距a0，取