數(shù)控車床主軸箱12級機(jī)制斌2改

目目 數(shù)控機(jī)床主傳動系 數(shù)控機(jī)床主傳動系統(tǒng)的特 主傳動方案選擇與設(shè) 數(shù)控車床主傳動總體方案選 主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè) 計(jì)算轉(zhuǎn)速的確 傳動級數(shù)的確 主傳動系統(tǒng)的參 主傳動級數(shù)的確 電動機(jī)的選 直流主軸驅(qū)動系統(tǒng)得特 交流主軸驅(qū)動系 確定齒輪齒 選定齒輪類型,精度等級,材料及齒 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè) 確定內(nèi)的各計(jì)算數(shù) 設(shè)計(jì)計(jì) 幾何尺寸計(jì) 皮帶輪的設(shè)計(jì)計(jì) 主軸結(jié)構(gòu)設(shè) 對主軸組件的性能要 軸承配置型 主要參數(shù)的確 主軸頭的選 參考文 致謝 摘Ra>100，1-1所示。大都采用缸加撥叉，或者直接由缸帶動齒輪來實(shí)現(xiàn)。V帶和同步齒形帶。1-（c范圍，克服了低速時(shí)轉(zhuǎn)矩不夠且電動機(jī)功率不能充分利用的缺陷。，機(jī)床主傳動部件即主軸變速箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主要內(nèi)容包括：主軸組件設(shè)計(jì)機(jī)，但是，目前數(shù)控機(jī)床尚未總結(jié)出，故主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算選用表nj

0R R

nminRn2400/40代 jn40600j推薦的高些，故取nj150r/min主傳動系統(tǒng)的參nmax nmin

Rn

Rn=

=

主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速njRnP

njRnPnmax/nj2400/150主傳動級數(shù)的確22-轉(zhuǎn)速nj為分界，從nj至最高轉(zhuǎn)速nmax的區(qū)域Ⅰ為恒功率區(qū)，在該區(qū)域內(nèi)，任意轉(zhuǎn)速下主軸都可以輸出額定的功率，最大轉(zhuǎn)矩則隨主軸轉(zhuǎn)速的下降而上升。從最低轉(zhuǎn)速nmin下可能提供的轉(zhuǎn)矩都過計(jì)算轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)矩這個(gè)轉(zhuǎn)矩就是機(jī)床主軸的最大轉(zhuǎn)矩MmaxPmax，則隨主軸轉(zhuǎn)速的下降而下降。最高轉(zhuǎn)速ndmax6000r/minRdPndmaxnd=6000/1500=4。如圖所示是變速電機(jī)的功率特性。從額定轉(zhuǎn)速nd到最高轉(zhuǎn)速ndmax低轉(zhuǎn)速ndmin到nd的區(qū)域Ⅱ?yàn)楹戕D(zhuǎn)矩區(qū)。很明顯，變速電機(jī)的功率特性與車床主軸的RdP4RnP=16于45r/min，總的調(diào)速范圍可以超過主軸要求的Rn=60，但由于恒功率調(diào)速范圍不夠，

①取變速箱的公比RdPRdPRnp

Z

ZzlgRnP/②若要簡化變速箱結(jié)構(gòu)，變速級數(shù)應(yīng)少些，變速箱公比③如果數(shù)控機(jī)床為了恒線速度切削需在運(yùn)轉(zhuǎn)中變速時(shí)，取公比RdPZ，降低公比f的方法解決。1取變速箱的公比

RdP

Z

zlgRnP/RdPndmaxnd=6000/1500=4，RnP2400/150=16zlgRnP/=lg16/lg423323％，其他22.2～250kW1100～1000范圍內(nèi)進(jìn)行恒轉(zhuǎn)矩調(diào)速和1：10的恒功率調(diào)速；要求主傳動有四象限的驅(qū)動能與轉(zhuǎn)速關(guān)系,根據(jù)選定的傳動方案,選用直齒圓柱齒輪傳動本次設(shè)計(jì)屬于金屬切削機(jī)床類,一般齒輪傳動,6級精度材料選擇.10-140Cr(調(diào)質(zhì)),280HBS,大齒輪45鋼(調(diào)質(zhì))240HBS,40HBS.選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒由設(shè)計(jì)計(jì)算(10-9a)進(jìn)行試算,d1t

uu

(ZE[ 確 內(nèi)的各計(jì)算數(shù)

10-7選取齒寬系數(shù)

10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa110-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2550MPa10-13N 60746122.24109/22由圖10-19查得接觸疲 系數(shù)KHN10.90;KHN2

KHN1Hlim10.90SKHN2Hlim2S小齒輪分度圓直徑d1t，代入[H]d1t

KtT1計(jì)算圓周速度v 3.14 60計(jì)算齒寬bdd1t0.596.047計(jì)算齒寬與齒高之比b模數(shù)mtd1tz196.04735mm齒高h(yuǎn)2.25mt2.252.744根據(jù)v3.75ms，610-8Kv1.07KAFtb100Nmm10-3KHKF1.2；10-2KA1.25；10-46KH

1.110.18(16.72)2 H 1.110.18(16.70.52)0.520.1510344.001H；由bh7.78KH1.23710-13KF1.18KKAKVKHKH1.251.071.21.237按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）3K/d 96.04731.9853K/ 計(jì)算模數(shù)md1/z1110.60/35由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)33 2d ]F確定內(nèi)的各計(jì)算數(shù)10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2380MPa；由圖10-18查得彎曲疲 系數(shù)KFN10.82，KFN20.85[]KFN1FE10.82500F

KKAKVKFKF1.251.071.21.1810-5查得YFa12.45YFa22.2410-5查得YSa11.65YSa21.75[F

YFa1YSa12.451.65 YFa2YSa22.241.75 設(shè)計(jì)計(jì)21.894m3 0.01699mm2.46mm0.5352m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算m曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)2.46并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1110.60mm24.96bdd10.5110B255mmB160mm齒槽寬e=πm/2設(shè)一天運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間=8～10小時(shí)（按小帶輪計(jì)算由表8-7查得工作情況系數(shù) 計(jì)算功率=KA·P=1.2×5.5= 選膠帶型別為：Ad1=85d2=2.5×d1=212V601000==6.67米/Va根據(jù)初定中心 2）由計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長πLd=20+2

d200

3）a。Lpαα=0 α

d2-α1≈180°-αV查表得V膠帶根數(shù) 取z=4根V8作用在軸上的力 ·Z·sinB=（Z-1）e+2f=72

觸頭觸及檢測棒圓柱表面，以低速轉(zhuǎn)動主軸進(jìn)量。千分表最大和最小的讀數(shù)差即90o0.02mm。造成主軸回轉(zhuǎn)誤差的原因主要是由于主軸的結(jié)構(gòu)及其加工精度、也會造成主軸的回轉(zhuǎn)誤差。因此加工中心的主軸不平衡量一般要控制在0.4mm/s以主軸組件在運(yùn)轉(zhuǎn)中，溫升過高會引起兩方面的不良：一是主軸組件和箱體因剛度速度型[13]。前軸承采用雙列角接觸球軸承，接觸角為25

2.6da和主軸支承跨距l(xiāng)D、d、a、l使主軸獲得最大靜1引起的主軸軸端位移和軸承彈性變形引起的軸端位移，從而提高主軸部件剛度。但加大直徑受到軸承dn值的限制，同時(shí)造成相配零件尺寸加大、制造、結(jié)構(gòu)龐按車床主電動機(jī)功率來確定，由資料[16]6.1－83可取。d0.5主軸懸伸量a的確主軸懸伸量a②推力軸承配置支承時(shí)，應(yīng)安裝在徑向軸承的內(nèi)側(cè)而不是外側(cè)a值[16]支承跨距l(xiāng)的確支承跨距l(xiāng)是指相鄰兩支承的支承反力作用點(diǎn)之間的距離。合理確定l是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。當(dāng)ll0時(shí)，主軸部件具有最大剛度，l0即為主軸件的剛度損失。合理跨距l(xiāng)rat0.751.5)l,通常取llratl0D、a一定時(shí)，l越大，軸承的徑向跳動對主軸前端的徑向跳動影響越小，且加大l可較小振動。當(dāng)需要l遠(yuǎn)大于l0時(shí)，可采用三支承結(jié)構(gòu)[6]。B6，其基本尺寸由資料[16]6.1－31可獲得。金大鷹.機(jī)械制圖.：機(jī)械工業(yè)毛謙德李振清.《袖珍機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊》第二版.機(jī)械工