数控车床总体设计及主轴箱设计开题报告

开题报告

机电一体化

一、 选题意义

1、理论意义

数控加工技术的应用是机械制造业的一次技术革命，使机械制造的的发展进入了一个崭新的阶段。由于数控机床综合应用了电子计算机、自动控制、伺服驱动、精密检测与新型机械结构等方面的技术成果具有高柔性、高精度与高度自动化的特点，因此它提高了机械制造的制造水平，解决了接卸制造中的常规加工技术难以解决甚至无法解决的发杂型面零件加工，为社会提供了高质量、多品种及高可靠的机械产品已取得了巨大的经济效益 。

目前，数控技术已逐步晋级，数控机床在工业生产中得到了广泛应用，已成为机械自动化的一个重要发展方向。 2、现实意义

随着可续技术和社会生产的不断进步，机械产品日趋复杂。对机械产品的质量和生产率的要求也越来越高，在航空航天、微电子、信息技术、汽车、造船、建筑、军工和计算机技术等行业中，零件形状复杂、结构改型频繁、批量小、零件精度高加工困难、生产效率低已成为日益突出的现实问题，机械加工工艺过程的自动化和智能化是适应上述发展特点的最重要手段。

二、 论文综述

1、理论的渊源及演讲过程

现代数控技术的发展趋势主要是高速化、高精度化、多功能和智能化 目前，柔性制造技术的发展也相当迅速。柔性制造技术主要有柔性制造单元、柔性制造系统、计算机集成制造系统。

柔性制造单元可由一台或多台数控设备组成，即具有独立的自动加工的功能又部分具有自动传送和监控管理的功能。柔性制造单元有两大类：一类是数控机

床配上机器人另一类是加工中心配上工作台交换系统若干个柔性制造单元可组成一个柔性制造系统

柔性制造系统是一个由中央计算机控制的自动化制造系统。他是由一个传输系统联系起来的一些数控机床加工中心。传输装置将工件放在托盘或其他连接设备上送到加工设备使加工能够准确、迅速和自动的进行

计算机集成制造系统就是利用计算机进行信息集成，从而实现现代化的生产制造以求的企业的总体效益。计算机集成制造系统是建立在多项先进技术基础上的高技术制造系统，他综合利用了CAD/CAM、FMS、FMC及工厂自动化系统，是面向二十一世纪的生产制造技术。 2、国内有关研究的综述

随着电子信息技术的发展，世界机床业已进入了以数字化制造技术为核心的机电一体化时代，其中数控机床就是代表产品之一。数控机床是制造业的加工母机和国民经济的重要基础。它为国民经济各个部门提供装备和手段，具有无限放大的经济与社会效应。目前，欧、美、日等工业化国家已先后完成了数控机床产业化进程，而中国从20世纪80年代开始起步，仍处于发展阶段。

“十五”期间，中国数控机床行业实现了超高速发展。其产量2001年为17521台，2002年24803台，2003年36813台，2004年51861台，2004年产量是2000年的3.7倍，平均年增长39%；2005年国产数控机床产量59639台，接近6万台大关，是“九五”末期的4.24倍。“十五”期间，中国机床行业发展迅猛的主要原因是市场需求旺盛。固定资产投资增速快、汽车和机械制造行业发展迅猛、外商投资企业增长速度加快所致。

2006年，中国数控金切机床产量达到85756台，同比增长32.8%，增幅高于金切机床产量增幅18.4个百分点，进而使金切机床产值数控化率达到37.8%，同比增加2.3个百分点。此外，数控机床在外贸出口方面亦业绩骄人，全年实现出口额3.34亿美元，同比增长63.14%，高于全部金属加工机床出口额增幅18.58个百分点。

2007年，中国数控金切机床产量达123,257台，数控金属成形机床产量达3,011台；国产数控机床拥有量约50万台，进口约20万台。

2008年10月，中国数控机床产量达105,780台，比2007年同比增长2.96%。

长期以来，国产数控机床始终处于低档迅速膨胀，中档进展缓慢，高档依靠进口的局面，特别是国家重点工程需要的关键设备主要依靠进口，技术受制于人。究其原因，国内本土数控机床企业大多处于“粗放型”阶段，在产品设计水平、质量、精度、性能等方面与国外先进水平相比落后了5-10年；在高、精、尖技术方面的差距则达到了10-15年。同时中国在应用技术及技术集成方面的能力也还比较低，相关的技术规范和标准的研究制定相对滞后，国产的数控机床还没有形成品牌效应。同时，中国的数控机床产业目前还缺少完善的技术培训、服务网络等支撑体系，市场营销能力和经营管理水平也不高。更重要原因是缺乏自主创新能力，完全拥有自主知识产权的数控系统少之又少，制约了数控机床产业的发展。

国外公司在中国数控系统销量中的80%以上是普及型数控系统。如果我们能在普及型数控系统产品快速产业化上取得突破，中国数控系统产业就有望从根本上实现战略反击。同时，还要建立起比较完备的高档数控系统的自主创新体系，提高中国的自主设计、开发和成套生产能力，创建国产自主品牌产品，提高中国高档数控系统总体技术水平。

“十一五”期间，中国数控机床产业将步入快速发展期，中国数控机床行业面临千载难逢的大好发展机遇，根据中国数控车床1996-2005年消费数量，通过模型拟合，预计2009年数控车床销售数量将达8.9万台，年均增长率为16.5%。根据中国加工中心1996-2005年消费增长模型，预计2009年加工中心消费数量将达2.8万台，较2005年年均增长率为17.8%。

我国是世界上机床产量最多的国家，但在国际市场竞争中仍处于较低水平；即使国内市场也面临着严峻的形势，一方面国内市场 对各机床有大量的需求，而另一方面确有不少国产机床滞销积压，国外机床产品充斥市场。

（1）、我国产品开发的总周期还是设计所占的时间比例与国外先进水平有很大的差距

（2）、我国工厂由于缺乏设计的科学的分析根据自行开发的新产品大多基于直观经验和类比设计，是设计一次性成功的把握性降底，往往需要反复试制才能定型，从而可能错过新产品推向市场的良机。

（3）、用户根据使用需要，在订货是往往提出一些特殊的要求，甚至在产品即将投产是有的用户临时提出一些要求，这就需要迅速变型设计和修改相应的图纸及技术文件。

（4）、现在我国工厂设计和工艺人员中青年占多数，他们的专业知识和实际经验不足，有担负着开发的重任。 3、国外有关研究的综述

数控机床各国数控机床发展历史 美、德、日三国是当今世上在数控 机床科研、设计、制造和使用上，技术最先进、经验最多的国家。因其社会条件不同，各有特点。

(1).美国的数控发展史

美国政府重视机床工业，美国国防部等部门因其军事方面的需求而不断提出机床的发展方向、科研任务,并且提供充足的经费，且网罗世界人才，特别讲究“效率”和“创新”，注重基础科研。因而在机床技术上不断创新，如1952年研制出世界第一台数控机床、1958年创制出加工中心、70年代初研制成FMS、1987年首创开放式数控系统等。由于美国首先结合汽车、轴承生产需求，充分发展了大量大批生产自动化所需的自动线，而且电子、计算机技术在世界上领先，因此其数控机床的主机设计、制造及数控系统基础扎实，且一贯重视科研和创新，故其高性能数控机床技术在世界也一直领先。当今美国生产宇航等使用的高性能数控机床，其存在的教训是，偏重于基础科研，忽视应用技术，且在上世纪80代政府一度放松了引导，致使数控机床产量增加缓慢，于1982年被后进的日本超过，

并大量进口。从90年代起，纠正过去偏向，数控机床技术上转向实用，产量又逐渐上升。

(2).德国的数控发展史

德国政府一贯重视机床工业的重要战略地位，在多方面大力扶植。，于1956年研制出第一台数控机床后，德国特别注重科学试验，理论与实际相结合，基础科研与应用技术科研并重。企业与大学科研部门紧密合作，对数控机床的共性和特性问题进行深入的研究，在质量上精益求精。德国的数控机床质量及性能良好、先进实用、货真价实，出口遍及世界。尤其是大型、重型、精密数控机床。德国特别重视数控机床主机及配套件之先进实用，其机、电、液、气、光、刀具、测量、数控系统、各种功能部件，在质量、性能上居世界前列。如西门子公司之数控系统，均为世界闻名，竞相采用。 (3).日本的数控发展史

日本政府对机床工业之发展异常重视，通过规划、法规(如“机振法”、“机电法”、“机信法”等)引导发展。在重视人才及机床元部件配套上学习德国，在质量管理及数控机床技术上学习美国，甚至青出于蓝而胜于蓝。自1958年研制出第一台数控机床后，1978年产量(7,342台)超过美国(5,688台)，至今产量、出口量一直居世界首位(2001年产量46,604台，出口27,409台，占59%)。战略上先仿后创，先生产量大而广的中档数控机床，大量出口，占去世界广大市场。在上世纪80年****始进一步加强科研，向高性能数控机床发展。日本FANUC公司战略正确，仿创结合，针对性地发展市场所需各种低中高档数控系统，在技术上领先，在产量上居世界第一。该公司现有职工3,674人，科研人员超过600人，月产能力7,000套，销售额在世界市场上占50%，在国内约占70%，对加速日本和世界数控机床的发展起了重大促进作用。 3、 本人对以上综述的评价

数控机床设计及主轴箱设计的诞生给人类的发展带来了很大的方便， 广泛应用在石油、化工、冶金、造船、航空、航天等各个领域，因而它成为深受欢迎

的一种机器。 三、论文提纲

1、前言.......................................................................................................................... 9

1.1数控机床主传动系统的特点........................................................................... 9 1.2 主传动系统的设计要求................................................................................ 9 2、主传动方案选择与设计........................................................................................ 10

2.1 数控车床主传动总体方案选择.................................................................... 10 2.2 主传动系统结构设计.................................................................................... 11 2.3 计算转速的确定............................................................................................ 12 2.4 传动级数的确定............................................................................................ 13 3、电动机的选择........................................................................................................ 25

3.1 直流主轴驱动系统得特点............................................................................ 26 3.2 交流主轴驱动系统........................................................................................ 27 3.3选择电机......................................................................................................... 27 4、确定齿轮齿数........................................................................................................ 28

4.1 选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数.......................................................... 28 4.2按齿面接触强度设计..................................................................................... 28 4.3 按齿根弯曲强度设计.................................................................................... 31

4.4几何尺寸计算................................................................................................. 33 4.5验算................................................................................................................. 33 5、 皮带轮的设计计算............................................................................................ 35 6、主轴结构设计........................................................................................................ 38

6.1对主轴组件的性能要求................................................................................. 38 6.2轴承配置型式................................................................................................. 40 6.3主要参数的确定............................................................................................. 41 6.4主轴头的选用................................................................................................. 42 总结与体会.................................................................................................................. 43 致谢词.......................................................................................................................... 44 参考文献...................................................................................................................... 45

一、前言

主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统，它应具有一定的转速（速

度）和一定的变速范围，以便采用不同材料的刀具，加工不同的材料，不同尺寸，不同要求的工件，并能方便的实现运动的开停，变速，换向和制动等。

数控机床主传动系统主要包括电动机、传动系统和主轴部件，它与普通机床的主传动系统相比在结构上比较简单，这是因为变速功能全部或大部分由主轴电动机的无级调速来承担，剩去了复杂的齿轮变速机构，有些只有二级或三级齿轮变速系统用以扩大电动机无级调速的范围。 1.1数控机床主传动系统的特点

与普通机床比较，数控机床主传动系统具有下列特点。

（1）、转速高、功率大。它能使数控机床进行大功率切削和高速切削，实现高效率加工。

（2）、变速范围宽。数控机床的主传动系统有较宽的调速范围，一般Ra>100，以保证加工时能选用合理的切削用量，从而获得最佳的生产率、加工精度和表面质量。

（3）、主轴变速迅速可靠，数控机床的变速是按照控制指令自动进行的，因此变速机构必须适应自动操作的要求。由于直流和交流主轴电动机的调速系统日趋完善，所以不仅能够方便地实现宽范围无级变速，而且减少了中间传递环节，提高了变速控制的可靠性。

（4）、主轴组件的耐磨性高，使传动系统具有良好的精度保持性。凡有机械摩擦的部位，如轴承、锥孔等都有足够的硬度，轴承处还有良好的润滑。 1.2 主传动系统的设计要求

（1）、主轴具有一定的转速和足够的转速范围、转速级数，能够实现运动的开停、变速、换向和制动，以满足机床的运动要求。

（2）、主电机具有足够的功率，全部机构和元件具有足够的强度和刚度，

以满足机床的动力要求。

（3）、主传动的有关结构，特别是主轴组件要有足够高的精度、抗震性，

热变形和噪声要小，传动效率高，以满足机床的工作性能要求。

二、主传动方案选择与设计 2.1 数控车床主传动总体方案选择

数控机床的调速是按照控制指令自动执行的，因此变速机构必须适应自动操作的要求。在主传动系统中，目前多采用交流主轴电动机和直流主轴电动机无级调速系统。为扩大调速范围，适应低速大转矩的要求，也经常应用齿轮有级调速和电动机无级调速相结合的调速方式。

数控机床主传动系统主要有四种配置方式，如图1-1所示。

⑴ 带有变速齿轮的主传动 大、中型数控机床采用这种变速方式。如

图1-1（a）所示，通过少数几对齿轮降速，扩大输出转矩，一满足主轴低速时对输出转矩特性的要求。数控机床在交流或直流电动机无级变速的基础上配以齿轮变速，使之成为分段无级变速。滑移齿轮的移位大都采用液压缸加拨叉，或者直接由液压缸带动齿轮来实现。 ⑵ 通过带传动的主传动 如图1-1（b）所示，这种传动主要应用于转

速较高、变速范围不大的机床。电动机本身的调速能够满足要求，不用齿轮变速，可以避免齿轮传动引起的振动与噪声。它适用于高速、低转矩特性要求的主轴。常用的是V带和同步齿形带。

⑶ 用两个电动机分别驱动主轴 如图1-1（c）所示，这是上述两种方（4）、操作灵活可靠，维修方便，润滑密封良好，以满足机床的使用要求。 （5）、结构简单紧凑，工艺性好，成本低，以满足经济性要求。

式的混合传动，具有上述两种性能。高速时电动机通过带轮直接驱动主轴旋转；低速时，另一个电动机通过两级齿轮传动驱动主轴旋转，齿轮起到降速和扩大变速范围的作用，这样就使恒功率区增大，扩大了变速范围，克服了低速时转矩不够且电动机功率不能充分利用的缺陷。

⑷ 内装电动机主轴传动结构 如图1-1（d）所示，这种主传动方式大

大简化了主轴箱体与主轴的结构，有效地提高了主轴部件的刚度，但主轴输出转矩小，电动机发热对主轴影响较大

2.2 主传动系统结构设计

机床主传动系统的结构设计，是将传动方案“结构化”，向生产 提供主传动部件装配图，零件工作图及零件明细表等。

在机床初步设计中，考虑主轴变速箱机床上位置，其他部件的相互关系，

只是概略给出形状与尺寸要求，最终还需要根据箱内各元件的实际结构与布置才确定具体方案，在可能的情况下，设计应尽量减小主轴变速箱的轴向和径向尺寸，以便节省材料，减轻质量，满足使用要求。设计中应注意对于不同情况要区别对待，如某些立式机床和摇臂钻床的主轴 箱；要求较小的轴向尺寸而对径向尺寸要求并不严格；但有的机床，如卧式铣镗床、龙门铣床的主轴箱要沿立柱或横梁导轨移动，为减少其颠覆力矩，要求缩小径向尺寸。 机床主传动部件即主轴变速箱的结构设计主要内容包括：主轴组件设计，操纵机构设计，传动轴组件设计，其他机构（如开停、制动及换向机构等）设计，润滑与密封装置设计，箱体及其他零件设计等。

主轴变速箱部件装配图包括展开图、横向剖视图、外观图及其他必要的局部视图等。给制展开图和横向剖视图时，要相互照应，交替进行，不应孤立割裂地设计，以免顾此失彼。给制出部件的主要结构装配草图之后，需要检查各元件是否相碰或干涉，再根据动力计算的结果修改结构，然后细化、完善装配草图，并按制图标准进行加深，最后进行尺寸、配合及零件标注等。 2.3 计算转速的确定

主轴的计算转速在主轴调速范围中所居的地位，是因为机床种类而已。对于大型机床，由于应用范围很广，调速范围很宽，计算转速可以取高一些。对于精密机床，钻床、滚齿机等，由于应用范围较窄，调速范围较小，计算转速应取低些。

下表列出了各类机床主轴计算转速的统计公式。轻型机床的计算转速可比表中推荐值的高。数控机床由于考虑切削轻金属，调速范围比普通机床宽，计算转速也可以比表中推荐的高些。

但是，目前数控机床尚未总结出公式，故主轴的计算转速的计算公式选用表1 对本次设计机床定位中型车床，故选用公式

0.3njnminRn

其中 nmin 为主轴的最低转速 nmin=40r/min Rn 为主轴的变速范围 Rn2400/4060 代入公式中

nj40600.3 =136.6r/min

数控机床又与考虑切削轻金属、调速范围比普通机床要宽，计算转速也可以比推荐的高些，故取nj150r/min

2.4 传动级数的确定 （1）主传动系统的参数

主传动系统的主要参数有动力参数和运动参数。动力参数是指主运动驱动电动机的功率，运动参数指主运动的变速范围。

运动参数：

nmax=2400r/min nmin=40r/min

主轴的调速范围Rn： Rn=

nmax2400==60 nmin40主轴的计算转速

nj：

nj=150r/min

主轴恒功率变速范围RnP：

RnPnmax/nj2400/15016

（2）主传动级数的确定

综合考虑电动机与主轴功率特性的匹配问题（数控车床主轴要求的恒功率变速范围远大于调速电动机的恒功率变速范围），为了解决这一问题，需要在电动机与主轴之间串联一个分挡变速机构，以便扩大其恒功率调速范围，满足低速大功率切削时对电动机输出功率的要求。主传动系统的传动方式采用定比传动和分挡无级变速相结合的传动方式。交流调频主轴电动机经带传动，传递给传动轴，传动轴再通过变速机构传递给主轴，从而实现主轴的变速。变速机构采用齿轮副来实现，如图2所示。这样通过电动机的无级变速，配合变速机构便可确保主轴的功率和转矩要求。

图2-1

如图2-1所示，车床主轴要求的功率特性和转矩特性。这两条特性曲线是以计算转速

nj为分界，从

nj至最高转速nmax的区域Ⅰ为恒功率区，在该区域内，任

意转速下主轴都可以输出额定的功率，最大转矩则随主轴转速的下降而上升。从最低转速nmin至

nj的区域Ⅱ为恒转矩区，在该区域内，最大转矩不再随转速下降

而上升，任何转速下可能提供的转矩都不能超过计算转速下的转矩，这个转矩就是机床主轴的最大转矩Mmax。在Ⅱ区域内，主轴可能输出的最大功率Pmax，则随主轴转速的下降而下降。

如果采用交流调频电机，FANUC主轴电机S系列，其额定转速nd为1500r/min，最高转速ndmax为6000r/min，恒功率调速范围

RdPndmax/nd=6000/1500=4。如图所示是变速电机的功率特性。从额定转速nd到最高转速ndmax的区域Ⅰ为恒功率区；从最低转速ndmin到nd的区域Ⅱ为恒转矩区。很明显，变速电机的功率特性与车床主轴的要求不匹配：变速电机的恒功率范围小而主轴要求的范围大。

图2-2

RdP4远小于主轴要求的RnP=16。因此，虽然交流调频电机的最低转速可以低于45r/min，总的调速范围可以超过主轴要求的Rn=60，但由于恒功率调速范围不够，性能不匹配，是不能简单地使电动机直接拖动主轴的。则应在电动机与主轴之间串联一个分级变速箱，来实现主轴与电机的恒功率匹配。

在设计数控车床传动时，必须考虑电动机与主轴功率特性匹配问题。由于主轴要求的恒功率变速范围

Rnp

远大于电动机的恒功率变速范围RdP ，所以在电

动机与主轴之间要串联一个分级变速箱，以扩大其恒功率调速范围，满足低速大功率切削时对电动机的输出功率的要求。

在设计分级变速箱时，考虑机床结构复杂程度、运转平稳性要求等因素，变速箱公比的选取有下列三种情况。

① 取变速箱的公比 等于电动机的恒功率调速范围RdP ，即=RdP，功率特性图示连续的、无缺口和无重合。如变速箱的变速级数为Z，则主轴的恒功率变速范围

Rnp

为

Z1ZRRnPdP

变速箱的变速级数Z可由上式算出 zlgRnP/lg

② 若要简化变速箱结构，变速级数应少些，变速箱公比可取大于电动机的恒功率调速范围RdP，即〉RdP。这时，变速箱每挡内有部分低转速只能恒转变速，主传动系统功率特性图中出现缺口，称之为功率降低区。是用缺口范围内的转速时，为限制转矩过大，得不到电动机输出全部功率。为保证缺口处的输出功率，电动机的功率应相应增大，这样将会出现“大马拉小车”的现象

③ 如果数控机床为了恒线速度切削需在运转中变速时，取公比小于电动机的恒功率变速范围，即RdP，在主传动系统功率特性图上有一小段重合，这时变速箱的变速级数将增多，使结构变得复杂。适合于恒线速度切削时可在运转中变速，这时不能变速箱变速，必须用电动机变速。因为用变速箱变速时必须停车，这在连续切削时是不允许的。因此，可采用增加变速箱的变速级数Z，降低公比

f的方法解决。

根据数控车床的结构要求和上面三种情况相比较，故选用第1种变速箱公比选择方法。

取变速箱的公比等于电动机的恒功率调速范围RdP ，即=RdP，则车床主轴的恒功率变速范围为

RnPZ1RdPZ 变速箱的变速级数

zlgRnP/lg

电动机恒功率调速范围RdP=ndmax/nd=6000/1500=4， 主轴的恒功率调速范围RnP2400/150=16

zlgRnP/lg =lg16/lg4

=2

因此，车床主轴变速箱的变速级数为2

（3）分级变速箱的设计计算

通过主传动级数的确定，以及分级变速箱的公比=4的确定可得转速图（图2-3）

电动机经定比传动1：2.5，使变速箱的轴得到2400r/min～600r/min（恒功率）和600r/min～160r/min （恒转矩）的转速。如果经Ⅱ—主轴之间的一对1：1齿轮传动，主轴能得到2400r/min～600r/min恒功率转速范围

图2-3

。当主轴转速n降到600r/min时，电机转速降至1500r/min（额定转速）。如果电机转速继续下降，则将进入恒转矩区，最大输出功率也随之下降。主轴转速为2400

r/min～600r/min时，是恒功率。当电机转速低于额定转速时，最大输出功率将下降。

当主轴转速降至1500r/min时，变速箱变速，经1/4传动主轴。这时电机转

速自动地回到最高转速。当电机又从6000r/min降至1500r/min时，主轴从600r/min降至150r/min，仍为恒功率。

主轴150r/min的转速已经接近于原要求的计算转速，转速继续下降将进入恒转矩段。靠电机继续降速得到，当电机转速降至400r/min时，主轴转速降至150 ×（1/2.5）×（1/4）=40r/min，即为主轴的最低转速，这时电动机的最大输出功率为

P2(400/1500)Pd0.27Pd 即为额定功率Pd的27%

图5功率特性图

图2-4

如图2-4所示a、b、d应该为一条直线，为了清楚起见，把她画成了2段并略为错开。可以看出，主轴的恒功率变速范围a-d两段拼接起来的，每段都等于电动机的恒功率调速范围RdP=4，所以变速箱的公比=4。

如图2-5所示，从a到d（由2段组成）转矩随着转速的下降而上升。至d点位主轴输出的最大转矩Mmax，d到e位恒转矩区。

图6 转矩特性图

图2-5

对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。 轴的抗弯断面惯性矩（mm4） 花键轴

Id4bN(Dd)(Dd)264(mm4)=

32.2468(3832.2)(3832.2)2647.42104mm4

式中 d—花键轴的小径（mm）；

i—花轴的大径（mm）； b、N—花键轴键宽，键数；

传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：

M扭955104N5.6256.55104Nmm (Nmm)=955104820nj式中 N—该轴传递的最大功率（kw）;

nj—该轴的计算转速（r/min）。

传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的

2M扭26.551042.34103N 圆周力PtD56式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。

齿轮的径向力Pr：

PrPtg()/cos(N) t式中 α—为齿轮的啮合角，α＝20º；

ρ—齿面摩擦角，5.72； β—齿轮的螺旋角；β＝0

3故Pr0.5Pt1.1710N

花键轴键侧挤压应力的验算 花键键侧工作表面的挤压应力为：

8Mnmaxjy,(MPa)

(D2d2)lNKjy式中 Mnmax—花键传递的最大转矩（Nmm）；

D、d—花键轴的大径和小径（mm）；

L—花键工作长度；

N—花键键数；

K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

（4） 传动比的确定

从电机轴到中间轴带传动的传动比为1/2.5，从中间轴到主轴一组齿轮传动的传动比为1/1和1/4

参数 轴 计算转速（rI轴（电机轴） 1500 5.5 140.82 II轴（中间传动轴） 600 5.28 271.39 III轴（主轴） 150 5.07 671.79 ， min） 输入功率（Kw） 转矩（Nm） 传动比 各轴的传动参数

三、电动机的选择

机床的主轴系统和进给系统有很大的差别。根据机床主传动的工作特点，早期的机床主轴传动全部采用三相异步电动机加上多级变速箱的结构。随着技术的不断发展，机床结构有了很大的改进，从而对主轴系统提出了新的要求，而且因用途而异。在数控机床中，数控车床占42％，数控钻镗铣床占33％，数控磨床、冲床占23％，其他只占2％。为了满足量大面广的前两类数控机床的需要，对主轴传动提出了下述要求：主传动电动机应有2.2～250kW的功率范围；要有大的无级调速范围，如能在1：100～1000范围内进行恒转矩调速和1：10的恒功率调速；要求主传动有四象限的驱动能力；为了满足螺纹车削，要求主轴能与进给实行同步控制；在加工中心上为了自动换刀，要求主轴能进行高精度定向停位控制，甚至要求主轴具有角度分度控制功能等等。

主轴传动和进给传动一样，经历了从普通三相异步电动机传动到直流主轴传动，而随着微处理器技术和大功率晶体管技术的进展，现在又进入了交流主轴伺服系统的时代，目前已很少见到在数控机床上有使用直流主轴伺服系统了。但是国内生产的交流主轴伺服系统的产品尚很少见，大多采用进口产品。

交流伺服电动机有永磁式同步电动机和笼型异步电动机两种结构形式，而且绝大多数采用永磁式同步电动机的结构形式。而交流主轴电动机的情况则不同，交流主轴电动机均采用异步电动机的结构形式，这是因为，一方面受永磁体的限制，当电动机容量做得很大时，电动机成本会很高，对数控机床来讲无法接受采用；另一方面，数控机床的主轴传动系统不必像进给伺服系统那样要求如此高的性能，采用成本低的异步电动机进行矢量闭环控制，完全可满足数控机床主轴的要求。但对交流主轴电动机性能要求又与普通异步电动机不同，要求交流主轴电动机的输出特性曲线（输出功率与转速关系）是在基本速度以下时为恒转矩区域，而在基本速度以上时为恒功率区域。

数控机床使用的主轴驱动系统，可分为直流主轴驱动系统和交流主轴驱动系统两大类。下面根据这两大类主轴驱动系统的特点来选择主轴驱动系统。 3.1 直流主轴驱动系统得特点

在数控机床高速,高效,高精度的控制要求,使得FANUC直流主轴驱动与通常的速度自动调节系统相比有以下特点:

（1） 调速范围宽, 采用FANUC主轴驱动的数控机床,在机械结构方面，小型机床通常采用电机与主轴直接或皮带变速的结构形式、中、大型机床通常只设置高,低速两级简单的机械变速机构，因此，主轴电动机的调速必须全部依赖主轴驱动器进行控制。为保证数控机床的加工范围,使加工工艺相对集中，并达到理想的切削效果，主轴驱动器必须实现无级变速，且具有教宽的调速范围。 （2） 在结构上，ＦＡＮＵＣ直流主轴电动机为全封闭的结构形式，可以在有尘埃和切削液飞溅的工业环境中使用。

（3） 在冷却系统上，为了缩小体积，提高效率，ＦＡＮＵＣ主轴电动机采用了特殊法人热管冷却系统，可以将转子产生的热量迅速的向外界发散。

（4） 在磁路设计上，为了使电机发热最小，ＦＡＮＵＣ煮粥电动机定子采用了独特的附加磁极，以减小损耗，提高了效率。 3.2 交流主轴驱动系统

在近几年，很多机床都采用交流主轴驱动系统，下面谈论一下交流主轴驱动系统与交流主轴驱动系统的一些特点：

（1） 由于驱动系统采用了微处理器和现代控制理论进行控制，系统运行平稳，振动和噪音小，并且可以获得较大的调速范围和较高的低速转矩，可以较方便地与数控机床相配套。

（2） 较大功率驱动系统采用了难度较大的“回馈制动”技术，在制动时，既可将电动机能量反馈回电网，起到节能的效果，又可以加快起、制动速度。 （3） 驱动器具有Ｄ／Ａ转换器、实际转速／转矩信号输出、电气主轴“定向准停”等功能，可以方便地与各类ＣＮＣ配套。

（4） 电机采用无外壳结构，定子硅钢片直接进行空气冷却，可以在浮尘、切削液飞溅的场合安全、可靠地工作。

（5） 与直流电机相比，由于交流主轴电机在结构上无换向器，主轴电机通常不需要进行维修。

（6） 主轴低年级转速的提高不受换向器的限制，最高转速通常比直流主轴低年级更高。

（7） 主轴电机的冷却空气由前端向后流动，可以有效减少电机发热对机床精度的影响。 3.3选择电机

通过上面两种主轴驱动系统的比较，交流主轴电动机在工作环境，冷却系统和调速范围上都优于直流主轴驱动系统，故根据在这些方面的优势本设计的主轴驱动系统采用交流主轴驱动系统．

其选用的交流主轴电机的参数如下：

主轴型号 连续输出功率 ３０分钟额定输出功率 基本速度 变速范围 5.5 5.5ＫＷ 7.5ＫＷ １５００r/min ４５～６０００r/min

四、确定齿轮齿数

4.1 选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数.

根据选定的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动.

（1）本次设计属于金属切削机床类,一般齿轮传动,故选用6级精度. （2）材料选择.由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS.

（3）选小齿轮齿数

大齿轮齿数

4.2按齿面接触强度设计

由设计计算公式(10-9a)进行试算,即

d1t2.323KtT1u1ZE2() du[H]确定公式内的各计算数值

（1）试选载荷系数Kt1.3 （2）计算小齿轮传递的转矩

由上文可知为

（3）由表10-7选取齿宽系数d0.5

（4）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2 （5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa;

（6）由式10-13计算应力循环次数

N160n1jLh607461500002.24109N22.2410/21.121099

（7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN10.90;KHN20.95 （8）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得

KHN1S

KHN2[H]2S[H]1Hlim10.906M0P0aHlim20.955M5P0a5M4P0a 5M2P8a2）计算

（1）小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中较小的值

5KtT1u1ZE21.31.4081021189.82d1t2.323()2.323()mm du[H]0.5252896.047mm（2）计算圆周速度v

vd1tn16010003.1496.0477463.75m/s

601000（3）计算齿宽b

bdd1t0.596.047（4）计算齿宽与齿高之比b/h

模数 mtd1t/z196.047/35mm2.744mm

2 4 4mm8.0 齿高 h2.25mt2.252.7446.175mm

.175 b/h48.024/6（5）计算载荷系数

根据v3.75m/s，6级精度，由图10-8查得动载系数Kv1.07；

直齿轮，假设KAFt/b100N/mm。由表10-3查得KHKF1.2；

由表10-2查得使用系数KA1.25；

由表10-4查得6级精度，小齿轮悬臂支承时，

2 KH1.110.18(1d26.7d)3 5 1 0 0.b1将数据代入得

2 KH1.110.18(16.70.25)0.53 0 0 1 1.2370.1510；4 4.由b/h7.78,KH1.237，查图10-13得KF1.18；故载荷系数

KKAKVKH K51.071.21.237H1.2（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得 d1d1t3K/Kt96.04731.985/1.3110.60mm （7）计算模数m

md1/z1110.60/353.16mm 4.3 按齿根弯曲强度设计

由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

2KT1YFaYSa() 2dz1[F] m31）确定公式内的各计算数值

（1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa；

（2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.82，KFN20.85； （3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 [F]1KFN1FE10.82500292.86MPa S1.4（4）计算载荷系数K

KKAKVKFK51.071.21.18F1.2

（5）查取齿形系数

由表10-5查得YFa12.45；YFa22.24。 （6）查取应力校正系数

由表10-5查得YSa11.65；YSa21.75。

YFaYSa并加以比较 [F]YFa1YSa12.451.650.01380 [F]1292.86（7）计算大小齿轮的

YFa2YSa22.241.750.01699 [F]2230.71大齿轮的数值大。 2）设计计算

521.8941.40810m30.01699mm2.46mm

0.5352对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.46并就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径d1110.60mm，算出小齿轮齿数为24.大齿轮齿数为96

这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.4几何尺寸计算

1）计算分度圆直径

=72mm

2）计算中心距

3）计算齿轮宽度

bdd10.511055mm

取B255mm,B160mm。 4.5验算

2T121.407105FtN2558N

d1110KAFt1.252558N/mm58.14N/mm100N/mm，合适。 b55

根据上边计算方法，依次求得其他齿轮参数如下：

公式： d=mz

a组： Za1 = 24 Za2 = 96 b组: Zb1 = 60 Zb2 = 60

表2 标准直齿圆柱齿轮轮齿各部分的尺寸计算 由表2计算a、b两组齿轮参数如下 a组： 模数m = 3 压力角 α=20° 齿距 P = πm =9.42 齿厚 s = πm/2 = 4.71 齿槽宽 e =πm/2 = 4.71

*顶隙 c = cm =0.75

齿顶高 ha = 3

齿根高 hf = (ha+ c)m = 3.75

** 全齿高 h = ha+ hf=(2ha+ c)m = 6.75 b组: 模数m = 3 压力角 α=20° 齿距 P = πm =9.42 齿厚 s = πm/2 = 4.71 齿槽宽 e =πm/2 = 4.71

**** 顶隙 c = cm =0.75 齿顶高 ha = ham = 3

齿根高 hf = (ha+ c)m = 3.75

**** 全齿高 h = ha+ hf=(2ha+ c)m = 6.75

中心距

五 皮带轮的设计计算

设一天运转时间=8～10小时（按小带轮计算） 1 确定计算功率

由表8-7查得工作情况系数，故

计算功率 = KA·P = 1.2×5.5 = 6.6kw

2 根据和n 选胶带型别为：A型

3 确定带轮的基准直径并验算带速v

1）选小带轮直径d1=85㎜ 则大带轮直径d2=2.5×d1=212㎜ 2）验算带速v： V=

πd1n1601000==6.67米/秒

4 确定V带的中心距a和基准长度

1) 根据公式

初定中心距 2）由公式计算带所需的基准长度

d2Ld=2απ2d10+2(d1+d2)+4α =1040.93mm

0选带的基准长度Ld=1000mm

3）计算实际中心距a。

=αpLop0+

L2=295mm 5 验算小带轮包角

α2-d11≈180°-

dα×60°=161.2°≥90° 6 计算带的概数z

α1）单根V带传递的功率

查表得 Pr=2.03kw

单根胶带传递功率的增量：

ΔP0=0.18kw

2）计算V带的根数z

1500r/min

胶带根数： 取z=4根。

7 计算单根V带的初始拉力的最小值

应使带的实际初拉力F0>

8 作用在轴上的力

F=2·Z·sin

α1=1522N 2带轮宽：

B=（Z-1）e+2f=72㎜

六、主轴结构设计 6.1对主轴组件的性能要求

主轴组件是机床主要部件之一，它的性能对整机性能由很大的影响。主轴直接承受切削力，转速范围又很大，所以对主轴组件的主要性能特提出如下要求：

①回转精度 主轴组件的回转精度，是指主轴的回转精度。当主轴做回转运动时，线速度为零的点的连线称为主轴的回转中心线。回转中心线的空间位置，在理想的情况下应是固定不变。实际上，由于主轴组件中各种因素的影响，回转中心线的空间位置每一瞬间都是变化的，这些瞬时回转中心线的平均空间位置成为理想回转中心线。瞬时回转中心线相对于理想回转中心线在空间的位置距离，就是主轴的回转误差，而回转误差的范围，就是主轴的回转精度。纯径向误差、角度误差和轴向误差，它们很少单独存在。当径向误差和角度误差同时存在时，构成径向跳动，而轴向误差和角度误差同时存在构成端面跳动。由于主轴的回转

误差一般都是一个空间旋转矢量，它并不是所有的情况下都表示为被加工工件所得到的加工形状。

主轴回转精度的测量，一般分为三种：静态测量、动态测量和间接测量。目前我国在生产中沿用传统的静态测量法，用一个精密的测量棒插入主轴锥孔中，使千分表触头触及检测棒圆柱表面，以低速转动主轴进行测量。千分表最大和最小的读数差即认为是主轴的径向回转误差。端面误差一般以包括主轴所在平面内的直角坐标系的垂直坐标系的垂直度数据综合表示。动态测量是用以标准球装在主轴中心线上，与主轴同时旋转；在工作态上安装两个互成90º角的非接触传感器，通过仪器记录回转情况。间接测量是用小的切削量加工有色金属试件，然后在圆度仪上的测量试件的圆度来评价。出厂时，普通级加工中心的回转精度用静态测量法测量，当L＝300mm时允许误差应小于0.02mm。造成主轴回转误差的原因主要是由于主轴的结构及其加工精度、主轴轴承的选用及刚度等，而主轴及其回转零件的不平衡，在回转时引起的激振力，也会造成主轴的回转误差。因此加工中心的主轴不平衡量一般要控制在0.4mm/s以下。

②刚度 主轴部件的刚度是指受外力作用时，主轴组件抵抗变形的能力。通常以主轴前端产生单位位移时，在位移方向上所施加的作用力大小来表示。主轴组件的刚度越大，主轴受力变形就越小。主轴组件的刚度不足，在切削力及其它力的作用下，主轴将产生较大的弹性变形，不仅影响工件的加工质量，还会破坏齿轮、轴承的正常工作条件，使其加快磨损，降低精度。主轴部件的刚度与主轴结构尺寸、支承跨距、轴承类型及配置型式、轴承间隙的调整、主轴上传动元件的位置等有关。

③抗振性 主轴组件的抗振兴是指切削加工时，主轴保持平稳地运行而不发生振动的能力。主轴组件抗振兴差，工作时容易产生，不仅降低加工质量，而且限制了机床生产率的提高，使刀具耐用度下降。提高主轴抗振兴必须提高主轴组件的静刚度，采用较大阻尼比的前轴承，以及在必要时安装阻尼器。另外，使主轴的固有频率远远大于激振力的频率。

④温升 主轴组件在运转中，温升过高会引起两方面的不良后果：一是主轴组件和箱体因热彭涨而变形，主轴的回转中心线和机床其它组件的相对位置会发生变化，直接影响加工精度；其次是轴承等元件会因温度过高而改变已调好的间隙和破坏正常润滑条件，影响轴承的正常工作。严重时甚至会发生“抱轴”。数控机床一般采用恒温主轴箱来解决恒温问题。

⑤耐磨性 主轴组件必须有足够的耐磨性，以能长期保持精度。主轴上易磨损的地方是刀具或工件的安装部位以及移动式主轴的工作部位。为了提高耐磨性，主轴的上述部位应该淬硬或氮化处理。主轴轴承也需有良好的润滑，以提高耐磨性。

以上这些要求，有的还是矛盾的。例如高刚度和高速，高速与低温升，高速与高精度等。这就要具体问题具体分析，例如设计高效数控机床的主轴组件时，主轴应满足高速和高刚度的要求；设计高精度数控机床时，主轴应满足高刚度、低温升的要求[6]。 6.2轴承配置型式

本课题中数控机床的转速较高，却要求径向刚度好，所以轴承的配置型式选择为刚度速度型[13]。前轴承采用双列角接触球轴承，接触角为25，它们通过套筒背靠背配置，以减少主轴悬伸量。后轴承采用双列短圆柱滚子轴承，以承受较大的传动力。如下图所示：

图2.6 主轴支承型式

6.3主要参数的确定

主轴的主要参数是指：主轴平均直径D（或主轴前轴颈直径D1）；主轴内孔直径d；主轴悬伸量a和主轴支承跨距l。这些参数直接影响主轴的工作性能，但为简化问题，主要是由静刚度条件来确定这些参数，即选择D、d、a、l使主轴获得最大静刚度，同时兼顾其它要求，如高速性、抗振性等。

（1）主轴前轴颈直径D1的确定

主轴平均直径对主轴部件刚度影响较大。加大直径D1，可减少主轴本身弯曲变形引起的主轴轴端位移和轴承弹性变形引起的轴端位移，从而 提高主轴部件刚度。但加大直径受到轴承dn值的限制，同时造成相配零件尺寸加大、制造困难、结构庞大和重量增加等，因此在满足刚度要求下应取较小值。

按车床主电动机功率来确定，由资料[16]图6.1－83可取。 （2）主轴内孔直径d的确定

确定孔径的原则是，为减轻主轴重量，在满足对空心主轴孔颈要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下，应取较大值。

对于数控机床，d/D0.60.5，。 （3）主轴悬伸量a的确定

主轴悬伸量a是指主轴前端面到支承径向反力作用中点的距离，它对主轴部件的刚度和抗振性影响很大。因此在满足结构要求的前提下尽可能取小值。减小

a的常见措施有：

①尽量采用短锥法兰式主轴端部结构。

②推力轴承配置在前支承时，应安装在径向轴承的内侧而不是外侧。

③合理设计前支承的调整结构和密封装置形式。尽量采用主轴端部的法兰盘和轴肩等构成密封装置。

④采用向心推力轴承来代替向心轴承。成对安装的圆锥滚子轴承，应采取滚锥小端相对的形式；成对安装的向心推力轴承应采取背对背或面朝外的同方向排列形式。本课题中主轴前端的一对向心推力轴承正是采用这种安装形式。

⑤改变轴端工夹具的结构形式来减小a值[16]。 （4）支承跨距l的确定

支承跨距l是指相邻两支承的支承反力作用点之间的距离。合理确定l是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。当ll0时，主轴部件具有最大刚度，l0即为主轴部件的最佳跨距。在具体设计时，往往由于结构上的限制而使ll0，这就造成主轴部件的刚度损失。合理跨距lrat(0.751.5)l,通常取llratl0。因为D、a一定时，l越大，轴承的径向跳动对主轴前端的径向跳动影响越小，且加大l可较小振动。当需要l远大于l0时，可采用三支承结构[6]。 6.4主轴头的选用

如前文所述，采用短锥法兰式主轴端部结构有利于减小主轴悬伸量a。本课题选用B型法兰式主轴端部，代号为6，其基本尺寸由资料[16]表6.1－31可获得。

总结与体会

主轴箱是机床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基本环节，其机构复杂而巧妙，这次设计的效果没有预计的轻松。由于在时间上拖了下来，而且所学的知识内容也很不理想。我接受的设计任务是对车床的主轴箱进行设计。主轴箱的结构繁多，我省去了很多细部结构。从这点让我深深的体会到“科技是第一生产力”这句话的正确与严峻性。在设计中我们也遇到了其它许多棘手的问题，但是有问题就问，在设计过程中经常去网上查资料，去图书馆找对应的专业书籍，并且书上看不懂的找导师去问，虽然所学知识有限，但最后还是实现设计的效果。

对于一次设计来说，总体安排很重要。这次设计由于总体安排刚开始的时候没有很合理的制定，所以工作量的实际大小与工作的具体性质不是很明确，以致在开始的几周里没有什么实质性的进展。在随后的工作过程中我注意了这一点，经常通宵熬夜，所以进度才勉强赶了上来，不过时间还是紧了点。对但最终我还

是努力完成了设计任务。

毕业设计是本科学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过这次比较完整的主传动系统设计，我摆脱了单纯的理论知识学习状态，和实际设计的结合锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识，解决实际问题的能力。同时也提高我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及电脑制图等其他专业能力水平，而且通过 对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力及耐力也都得到了不同程度的提 升。这是我们都希望看到的也正是我们进行毕业设计的目的所在。

致谢词

我的毕业设计论文一直是在导师的悉心指导下进行的。老师教学态度严谨， 学识渊博，为人和蔼可亲。并且在整个毕业设计过程中，不断对我得到的结论进行指导，并提出新的问题，使得我的毕业设计课题能够深入地进行下去， 也使我接触到了许多理论和实际上的新问题，使我做了许多有益的思考。在此表示诚挚的感谢和由衷的敬意。也是老师在我时间紧迫的时候给我紧迫感，让我深深的明白时间的宝贵性

老师在机械设计方面具有丰富的实践经验，对我的设计给予了不少的指导和帮助，使我能够将理论中的结果与实际相结合。另外，他对待问题的严谨作风也给我留下了深刻的印象。在此表示深深的谢意。尽管我是第一次设计，难免遇到许多比较低级的问题，老师却都极其耐心地予以解答，在此表示深深的谢意。谨此向老师表示衷心的感谢和崇高的敬意.

最后，再次对关心、帮助我的老师和同学表示衷心地感谢 三、

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