THC56631AN系列數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)結構設計含5張CAD圖-獨家.zip,THC56631AN,系列,數(shù)控機床,傳動系統(tǒng),結構設計,CAD,獨家 THC56631AN系列數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)結構設計 摘 要 主傳動系統(tǒng)作為數(shù)控機床設計中的首要組成部分，它的準確性對后續(xù)的合理布局尤為重要。本案設計由題目所給定的基本參數(shù)為切入點，首先計算出準確級數(shù)，然后進行結構式及傳動比的優(yōu)化分配，再延伸到齒輪和傳動軸的設計，合理選取各類主傳動配合件，以及對軸和齒輪及其配合件的校核，繪制合理的主傳動系統(tǒng)展開圖、裝配圖和零件圖，側重進行變速機構、主軸組件、刀具自動夾緊及吹屑裝置、滑移齒輪和密封裝置的設計，完成設計任務。 本次設計突出了結構設計的要求，在保證機床的實用性和運動特性下，根據(jù)機床設計的基本原則，擬定結構式及結構網(wǎng)，對機床的結構進行優(yōu)化，力求降低生產(chǎn)成本。主軸和齒輪設計在滿足強度需要的前提下，材料的選擇也是采用經(jīng)濟、合理的原則，從而避免材料的浪費。 關鍵詞 主傳動系統(tǒng)；加工中心；分級變速器；主軸組件  Abstract Main drive system as the primary part of NC Machine Tools design, the design of rational arrangement of the subsequent its accuracy is particularly important. The case design basic parameters given by the title as the breakthrough point, Calculate the accurate series first, and then, structured and transmission ratio optimization allocation, and then extended to the design of the gear and shaft, Reasonable selection of various main drive parts, as well as to the shaft and gear and its mating parts, the main drive system of draw reasonable figure, assembly drawing and part drawing, So that the main drive plan "structured", "systematic" design process. This focus on shift gear, the spindle component, automatic tool clamping and blowing dust device, the design of the sliding gears and sealing device, Under the guarantee the practicality and movement characteristics of machine tool, according to the basic principles of machine design, drafting formula, optimize the structure of the machine tool,Anddevelopment trend of machine tool and the comparison of similar machine tools at home and abroad, to obtain the optimal parameters of machine tool design the most reasonable. In the most economic and reasonable way to meet established requirements under the premise of reducing the production cost, to complete the design task. key words main drive system；machining center ；Stepped transmission；spindle unit  目 錄 摘 要 I Abstract II 1 緒論 1 1.1 課題背景及意義 1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1 1.3 課題設計內(nèi)容及方法 3 1.4 課題設計步驟及要求 3 2 THC5663/1AN數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)設計 6 2.1 主傳動系統(tǒng)概述 6 2.2 主傳動系統(tǒng)的參數(shù) 7 2.3 主傳動系統(tǒng)的運動設計 8 3 THC5663/1AN機床傳動部件的設計 16 3.1 各傳動軸計轉(zhuǎn)速的確定 16 3.2 各傳動軸軸徑的估算 16 3.3 帶輪的設計 18 3.4 鍵的選擇與設計 21 4 主軸組件結構設計 23 4.1 主軸組件的基本要求 23 4.2 主軸 24 4.3 主軸基本尺寸的確定 25 4.4 主軸軸承的選擇 26 4.5 主軸端部的結構形式 28 4.6 刀具自動夾緊和切削清除裝置設計 30 4.7 編碼器的選擇與安裝 30 5 傳動件校核 32 5.1 傳動軸的校核 32 5.2 齒輪的校核 37 5.3 滾動軸承的校核 40 結論 43 致謝 44 參考文獻 45 附錄A 46 附錄B 57 IV 87 1 緒論 1.1 課題背景及意義 目前，我國數(shù)控機床大約為1300萬臺左右，但在這些機床中，有接近50%以上使用期已達到10年以上，那些10年以下的自動、半自動機床量僅占有20%左右。此外，我國大多數(shù)制造行業(yè)和企業(yè)的生產(chǎn)、加工裝備使用的大多是傳統(tǒng)機床，用這些機床加工出來的產(chǎn)品顯然缺乏市場競爭力，這將直接影響我國數(shù)控機床行業(yè)的生存與發(fā)展。隨著社會生產(chǎn)的不斷進步，機械產(chǎn)品日趨復雜，對機械產(chǎn)品的質(zhì)量和生產(chǎn)率的要求也越來越高，在航空航天、微電子、汽車、造船、軍工等行業(yè)中，零件形狀復雜、結構改型頻繁、精度高加工困難、生產(chǎn)效率低已成為日益突出的現(xiàn)實問題。因此，提高我國機床行業(yè)的數(shù)控化率已經(jīng)迫在眉睫。 數(shù)控機床代表著機械制造業(yè)發(fā)展的方向和水平。由于數(shù)控機床綜合應用了電子計算機、自動控制、伺服驅(qū)動、精密檢測等方面的技術，其成果具有高柔性、高精度與高自動化的特點。因此它提高了機械制造的制造水平，解決了制造中的常規(guī)加工技術難以解決甚至無法解決的復雜型面零件加工難題，為社會提供了高質(zhì)量、多品種及高可靠性的產(chǎn)品的同時也取得了巨大的經(jīng)濟效益。同時，作為制造自動化的基礎，數(shù)控機床是現(xiàn)代制造裝備的靈魂核心，也是國家工業(yè)和國防工業(yè)現(xiàn)代化的重要手段，關系到國家戰(zhàn)略地位，其水平的高低和數(shù)控裝備擁有量的多少是衡量一個國家工業(yè)現(xiàn)代化的重要標志。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 我國于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。長期以來，國產(chǎn)數(shù)控機床始終處于低檔迅速膨脹，中檔進展緩慢，高檔依靠進口的局面，特別是國家重點工程需要的關鍵設備主要依靠進口，技術受制于人。且我國在應用技術及技術集成方面的能力也還比較低，相關的技術規(guī)范和標準的研究制定相對滯后，國產(chǎn)的數(shù)控機床還沒有形成品牌效應。 目前我國已經(jīng)可以供應網(wǎng)絡化、集成化、柔性化的數(shù)控機床。近年來我國機床行業(yè)不斷承擔為國家重點工程和國防軍工建設提供高水平數(shù)控設備的任務?，F(xiàn)如今我國的數(shù)控機床無論從產(chǎn)品種類、技術水平、質(zhì)量和產(chǎn)量上都取得了很大的發(fā)展，在一些關鍵技術方面也取得了重大突破。據(jù)統(tǒng)計，目前我國可供市場的數(shù)控機床有1500種，幾乎覆蓋了整個金屬切削機床的品種類別和主要的鍛壓機械，這標志著國內(nèi)數(shù)控機床已進入快速發(fā)展的時期，縮短了與高新技術國家的差距。 當今世界，工業(yè)發(fā)達國家對機床工業(yè)高度重視，竟相發(fā)展機電一體化、高精、高效、高自動化先進機床，以加速工業(yè)和國民經(jīng)濟的發(fā)展。以日本、美國、英國、德國、法國、意大利等六國為首的工業(yè)發(fā)達國家的機床廠均生產(chǎn)數(shù)控機床，普通機床已逐步甩給第三世界國家去生產(chǎn)。在數(shù)控機床的生產(chǎn)中，生產(chǎn)最多的仍然是普通數(shù)控機床，特別是數(shù)控車床，但發(fā)展最快的則是可以自動換刀的加工中心。在近幾年的國際機床展覽會上，日本、德國、美國等三國生產(chǎn)的數(shù)控系統(tǒng)機床約占國際市場的三分之二，而且展品均以加工中心及由加工中心為主體的柔性加工單元及柔性制造系統(tǒng)為主。參見圖1.1為現(xiàn)代化臥式數(shù)控鏜銑床 圖1.1 臥式數(shù)控鏜銑床 長期以來，歐、美、亞在國際市場上相互展開激烈競爭，已形成一條無形戰(zhàn)線，特別是隨微電子、計算機技術的進步，數(shù)控機床在20世紀80年代以后加速發(fā)展，各方用戶提出更多需求，早已成為四大國際機床展上各國機床制造商競相展示先進技術、爭奪用戶、擴大市場的焦點。據(jù)國際咨詢機構預測，今后世界上數(shù)控機床將以較高的速度發(fā)展，在金切機床中幾乎所有品種均可實現(xiàn)數(shù)控化；機械加工向工序復合化、智能化方向發(fā)展。未來工廠將廣泛應用數(shù)控機床、柔性加工單元和柔性加工生產(chǎn)線，靈活地根據(jù)用戶需要，在短時間內(nèi)設計、制造出全新的產(chǎn)品，實現(xiàn)更高精度、效率和效益，最終實現(xiàn)計算機集成制造系統(tǒng)。 1.3 課題設計內(nèi)容及方法 本課題所給基本參數(shù)如下： 最大鏜孔直徑φDmax=φ350mm；主軸：nmin=10rpm、nmax=4500 rpm、建議nj=71 rpm；電機：nd=1500rpm、nmax=4500rpm、P=11kw。最大軸向抗力不低于10000N，最大扭矩不低于300N.m。 1.3.1運動設計 根據(jù)設計題目給定的機床用途、規(guī)格、主軸極限轉(zhuǎn)速、擬定轉(zhuǎn)速圖、傳動系統(tǒng)圖、計算帶輪直徑和齒輪齒數(shù)。 1.3.2動力設計 根據(jù)設計題目給定的機床類型、規(guī)格及其工作條件，確定主電動機功率；主軸及各傳動件的計算轉(zhuǎn)速；傳動軸直徑、齒輪模數(shù)、以及傳動帶型號及V帶根數(shù)。在結構設計完之后，還要對機床主要傳動件、零件、進行應力、變形和壽命驗算，修改結構設計。 1.3.3結構設計 完成運動設計和動力設計之后，還要將主傳動方案“結構化”。要設計主軸變速箱裝配圖及零件工作圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、操縱機構、潤滑與密封、以及主軸、傳動軸、滑移齒輪、操縱元件、箱體等零件的設計。 1.4 課題設計步驟及要求 1.4.1明確目的要求，查閱資料 在收到題目后，應弄清給定的條件、數(shù)據(jù)、所設計機床的類型、性能、應用范圍和規(guī)定的內(nèi)容要求。在查閱相關資料時，除本書外還應查閱《機床設計手冊》，必要時還應到實驗室進行實地調(diào)查，了解同類機床的使用性能與操作，主傳動部件與相鄰部件的安裝順序。 1.4.2傳動方案設計 傳動方案設計，包括確定主傳動的運動參數(shù)，擬定轉(zhuǎn)速圖、傳動比，確定齒輪齒數(shù)和帶輪直徑，主傳動的換向與制動方式，畫出主傳動系統(tǒng)的傳動系統(tǒng)圖。 1.4.3計算主要傳動件 計算內(nèi)容如下：V帶———選擇型號和計算所需根數(shù)；傳動軸———按扭轉(zhuǎn)剛度要求計算軸受扭部分的直徑，從而確定軸的直徑；齒輪按變動工作用量計算接觸輕度和彎曲強度，取二者中的大值確定齒輪的模數(shù)，再進行齒輪的幾何結構計算。和帶輪直徑，主傳動的換向與制動方式，畫出主傳動系統(tǒng)的傳動系統(tǒng)圖。 1.4.4結構分析與選擇 對于設計中涉及到的結構，都要分析后選擇。結構分析與選擇的主要內(nèi)容如下： 1、主軸組件的結構 主軸端部已經(jīng)標準化。正確選擇主軸軸承的類型及其組合，精度和調(diào)節(jié)軸承間隙的方法。計算主軸組件的合理跨距。合理選擇潤滑與密封方式，注意主軸組件的拆裝。 2、傳動軸組件的結構 根據(jù)軸承的類型，正確選定軸的軸向定位的方法，軸上所安裝的零件的拆裝與固定。 3、齒輪的結構 正確選擇齒輪的精度并考慮相應的加工齒形的方法。對于雙聯(lián)和三聯(lián)齒輪，加工方法決定了兩相鄰齒輪的間距，為縮短軸向尺寸可采用鑲裝結構。輪轂的長度按導向的要求確定，通常為直徑的1.5倍左右。 4、操縱機構 操縱機構的類型應與變速要求相適應，注意選擇定位機構和防止操縱機構發(fā)生干涉現(xiàn)象。 1.4.5繪制部件裝配圖 設計圖按照1:1的比例繪制，必須遵守工程圖學所規(guī)定的標準和習慣畫法，要求尺寸準確，線條清晰，文字工整，表主鍵必須按照規(guī)定畫圖。注意布圖的勻稱美觀，通過徑向尺寸和軸向尺寸的初步計算，安排圖形的合理位置。可先通過計算畫出草圖。展開圖與剖視圖的繪制常需要交叉進行，以便互相對照，全面檢查。 1、展開圖 展開圖，基本上是按照傳動順序，將各軸展開畫在一個平面上，他可以很清楚地辨明主軸變速箱的傳動與結構。根據(jù)設計要求，在展開圖上應標注以下內(nèi)容：軸號、軸承型號、主軸軸承型號與精度等級、齒輪的齒數(shù)與模數(shù)、軸間中心距、各處的配合尺寸與配合性質(zhì)、主軸組件的軸向聯(lián)系尺寸和主軸組件中零件的編號、移動件型程的設置、軸向輪廓尺寸和其它部件有關的尺寸。 2、剖視圖 剖視圖，應能表達各傳動軸和主軸的中間位置，一組操縱機構的結構，以及在展開圖上難以表達或表達不清的機構。通過剖視圖的設計，著重表示各機構間的空間聯(lián)系。剖視圖中應標明軸號，有嚙齒關系的齒輪軸的軸間距和公差，主軸中心到主軸箱基面安裝的距離等。 同時，設計中應注意檢查可能產(chǎn)生干涉的現(xiàn)象。例：由于軸的軸向定位不足而使軸產(chǎn)生軸向跳動，或因超定位而引起干涉；操縱機構的干涉；調(diào)整環(huán)節(jié)不能或不便調(diào)整。 1.4.6傳動件的校核 在裝配圖底圖畫好之后，傳動件的尺寸和位置均已定，便可檢驗傳動軸的彎曲剛度和滾動軸承的壽命?？蛇x除受載嚴重的一根軸（或一對軸承）進行校核。由于滑移齒輪在軸上有幾個嚙合位置，在各嚙合位置上，軸和軸承的受載不同，因此應首先判斷和受力后使軸的撓度最大或一對齒輪處傾角最大的工作狀態(tài)，在校核軸的彎曲剛度。軸承壽命的驗算，可在驗算的傳動軸上，選擇軸承規(guī)格相對較小支反力相對較大處進行驗算。當驗算結果無法滿足性能要求時，應修改設計。 1.4.7繪制零件圖 繪制一個零件工作圖，可以選擇主軸或齒輪。零件圖上應有足夠的視圖和剖面，表全尺寸和公差，注明表面粗糙度，形位公差和技術要求。 1.4.8歸納整理，編寫說明書 說明書的編寫應與設計同時進行，在圖樣工作全部完成后，再繼續(xù)編寫未完部分，并裝訂整理成冊。說明書序數(shù)要簡明扼要，層次分明，文字通順，書寫工整，計算準確。  2 THC5663/1AN數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)設計 2.1 主傳動系統(tǒng)概述 2.1.1主傳動的功能 機床的主傳動是實現(xiàn)機床的主運動的傳動功能，屬于外聯(lián)系傳動鏈結構，其主要作用是：①將一定的動力源由電機傳遞給主軸或者工作臺；②確保執(zhí)行件具有一定的轉(zhuǎn)速以及足夠的轉(zhuǎn)速范圍；③能夠準確實現(xiàn)運動的啟停，換向，變速和制動等功用[1]。 2.2.2主傳動系統(tǒng)的組成 主傳動主要由動力源（電動機），變速裝置和執(zhí)行元件（比如主軸，刀架，工作臺等），以及啟停，換向，變速和制動機構等主要組成部分。動力源：給執(zhí)行件提供動力，并使其得到一定的運動速度和方向；變速裝置：傳遞動力以及變換運動速度；執(zhí)行件：執(zhí)行機床所需的運動，完成旋轉(zhuǎn)或直線運動；啟停機構：用來實現(xiàn)機床主軸的啟動和停止的裝置；制動機構用來控制機床主軸迅速停轉(zhuǎn)的位置，從而減少輔助時間。 2.3.3主傳動系統(tǒng)的設計要求 數(shù)控機床的主傳動系統(tǒng)除了應滿足普通機床的主傳動要求外，還須具備以下要求： 1、滿足機床使用性能要求 數(shù)控機床為了保證加工時能選用合理的切削用量，最大化發(fā)揮刀具的切削性能，從而獲得高效的生產(chǎn)率，加工精度和表面質(zhì)量，必須使機床的末端執(zhí)行件(如主軸)應有足夠的轉(zhuǎn)速范圍和變速級數(shù)。 2、機床傳遞動力要求 機床的動力源和傳動機構應能夠輸出和傳遞足夠的功率和轉(zhuǎn)矩，并有較高的傳動效率。 3、產(chǎn)品設計經(jīng)濟性要求 應該合理地滿足機床的自動化程度和生產(chǎn)率的要求，同時，機床的操作和控制要靈活，安全可靠，噪聲小，維修方便，機床的制造要方便，成本要低. 4、良好的熱穩(wěn)定性 機床在切削加工中主傳動系統(tǒng)的發(fā)熱容易使其中所有零件發(fā)熱變形，破壞零部件之間的相對位置精度和運動精度造成的加工誤差。為此，要求主軸部件具有較高的熱穩(wěn)定性，通過保持合適的配合間隙，并輔助以循環(huán)潤滑保持熱平衡等措施來實現(xiàn)。 5、良好的抗震性 數(shù)控機床上一般既要進行粗加工，還需進行精加工；加工時可能由于斷續(xù)切削，加工余量不均勻，傳動部件不平衡等原因引起的沖擊力或者交變力的干擾，使主軸產(chǎn)生振動，從而影響加工精度和表面粗糙度，嚴重時甚至會破壞刀具和零件，使得加工無法正常進行。因此在主傳動系統(tǒng)中各主要零部件不但要具有一定的靜剛度，還要求具有足夠的抑制各種干擾引起震動的能力[1]。 2.2 主傳動系統(tǒng)的參數(shù) 機床主傳動系統(tǒng)的參數(shù)有動力參數(shù)和運動參數(shù)。動力參數(shù)是指主運動驅(qū)動電機的功率，運動參數(shù)是指主運動的變速范圍。 2.2.1主傳動功率 機床主傳動的功率 可根據(jù)切削功率與主傳動傳動鏈的總效率 來確定： Ρ= Pc/η (2.1) 數(shù)控機床的加工范圍一般都比較大，切削功率可根據(jù)有代表性的加工條件，由其主切削抗力按下式確定: (2.2) 式中 ——主切削力的切向分力() —— 切削速度()； ——切削扭矩()； —— 主軸轉(zhuǎn)速()。 主傳動的總效率一般取η = 0.70 ~ 0.85，數(shù)控機床的主傳動多用調(diào)速電機和有限的機械變速來實現(xiàn)傳動，傳動鏈較短，因此，效率可取較大值。 2.2.2運動參數(shù) 運動參數(shù)是指機床執(zhí)行件（如主軸）、工件安裝部件（工作臺、刀架）的運動速度。 1、主軸轉(zhuǎn)速的確定 主運動為旋轉(zhuǎn)運動的機床，主軸轉(zhuǎn)速n由切削速度v和工件或刀具的直徑d來確定： （2.3） 2、主軸最高轉(zhuǎn)速和最低轉(zhuǎn)速的確定 對于數(shù)控機床，為了適應切削速度和工件或刀具直徑的變化，主軸的最高和最低轉(zhuǎn)速可由下式確定： （2.4） (2.5) 式中 ——主軸的最高、最低轉(zhuǎn)； ——最高、最低的切削速度（）； ——相應最大、最小計算轉(zhuǎn)徑(mm)； 3、主軸的變速范圍Rn 主軸的最高轉(zhuǎn)速與最低轉(zhuǎn)速之比，成為主軸的變速范圍，用Rn表示，即: (2.6) 4、主軸的計算轉(zhuǎn)速 對于主傳動采用無級變速系統(tǒng)的機床，主軸的計算轉(zhuǎn)速可由下式求出： (2.7) 5、主軸恒功率變速范圍 對于主傳動采用無級變速系統(tǒng)的機床，主軸的變速范圍可由下式求出： (2.8) 6、電動機恒功率調(diào)速范圍 對于主傳動采用無級變速系統(tǒng)的機床，電動機的恒功率調(diào)速范圍可由下式求出： (2.9) 2.3 主傳動系統(tǒng)的運動設計 2.3.1 傳動方案的擬定 變速方案的擬定，包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的變速型式、變速類型。變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定變速方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。 取變速箱公比Φf小于電動機恒功率的調(diào)速范圍Rdp，即Φf=18~20。 受齒輪結構限制的各齒輪（尤其是最小齒輪），應能可靠地安裝在軸上或進行套裝，齒輪的齒槽到孔壁或鍵槽的壁厚a>=2m（m為模數(shù)），以保證有足夠的強度，避免出現(xiàn)變形、斷裂。 確定齒輪齒數(shù)時，應滿足轉(zhuǎn)速圖上傳動比的要求。機床的主傳動屬于外聯(lián)系傳動鏈，實際傳動比（齒輪齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉(zhuǎn)速圖上給定的傳動比）之間允許有誤差，但需限制在一定范圍內(nèi)。確定齒輪齒數(shù)所造成的主軸轉(zhuǎn)速相對誤差，一般不允許超過10(φ-1)%。 (n,-n)/n ≤10(?f-1) （2.10） 式中——主軸的實際轉(zhuǎn)速； ——主軸的標準轉(zhuǎn)速； ——公比。 2、確定齒輪齒數(shù)： 確定齒輪齒數(shù)時，首先必須確定出各變速組內(nèi)齒輪副的模數(shù)，以便根據(jù)結構尺寸判斷其最小齒輪齒數(shù)或者齒數(shù)和是否合理。在同一變速組內(nèi)的齒輪可以取相同的模數(shù)，也可取不同的模數(shù)。 后者只有在一些特殊情況下，如最后擴大組或者背輪傳動中，由于各齒輪副的速度變化大，受力情況也不同，在同一變速組內(nèi)才采用不同的模數(shù)。但在本課題中，同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù)。同一變速組內(nèi)，各對齒輪的齒數(shù)之比，務必滿足轉(zhuǎn)速圖上已經(jīng)確定的傳動比。 計算公式如下： Zj/Zj,=u （2.11） Zj+Zj,=Sz （2.12） 式中Zj ，Zj,——分別為齒輪副主動輪與從動輪的齒數(shù)； u——齒輪副的傳動比； Sz——齒輪副的齒數(shù)和。 在確定變速組的齒數(shù)和Sz 時，一般而言Sz主要受最小齒輪的限制。因此可以先假設小齒輪的齒數(shù)Zmin ，再由傳動比求出齒數(shù)和，然后按照各齒輪副的傳動比，再分配其他齒輪副的齒數(shù)；如果此時傳動比誤差較大，應重新調(diào)整齒數(shù)和Sz ，再根據(jù)傳動比分配齒數(shù)。 根據(jù)轉(zhuǎn)速圖2.1確定各軸的齒輪如下： （1）Ⅰ軸與Ⅱ軸間齒輪的齒數(shù) 取Zmin=Z1=48 ∵ u1=Z1Z1'=1:1.41 根據(jù)上式求得 Z1'=68 且Z1+Z1'=116<120，所以滿足要求。 （2）Ⅱ軸與Ⅲ軸間齒輪的齒數(shù) 取Zmin=Z2=34 ∵ u2=Z2Z2'=1:2.51 根據(jù)上式求得 Z2'=86 且Z1+Z1'=120≤120，所以滿足要求。 （3）Ⅲ軸與Ⅳ軸間齒輪的齒數(shù) 取Zmin=Z3=30 ∵ u3=Z3Z3'=1:2.99 根據(jù)上式求得 Z3'=90 且Z3+Z3'=120≤120，所以滿足要求。 （4）Ⅳ軸與Ⅴ軸間齒輪的齒數(shù) 取Zmin=Z4=48 ∵ u4=4Z4'=1:1.5 根據(jù)上式求得 Z4'=72 且Z4+Z4'=120≤120，所以滿足要求。 （5）Ⅴ軸與Ⅳ軸升速之間的齒輪齒數(shù) ∵ u5=Z5Z5'=1:1.87 ,且Z4+Z4'=Z5+Z5'=120 根據(jù)上式求得 Z5'=78，Z5=42。 根據(jù)上述齒輪齒數(shù)以及傳動比，可繪制傳動系統(tǒng)圖，參見圖2.2 圖2.2 傳動系統(tǒng)圖 2.3.5 齒輪模數(shù)的估算 初步計算齒輪模數(shù)時，按照簡化接觸疲勞強度公式進行[3]。一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負載最大的小齒輪進行相關計算。從等強度的觀點出發(fā)，可減小其它齒輪的寬度，使得齒輪基本上處于在相近的接觸應力或彎曲應力狀態(tài)下工作。如此一來，還可以縮短該傳動組的軸向尺寸。 模數(shù)計算公式如下： mj=163003u±1PφmZ2uσj2nj （2.13） 式中mj——按接觸疲勞強度估算的齒輪模數(shù)（mm），應圓整為標準值； P——電動機額定功率（kW）； nj——被估算齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min）； u——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)之比，u≥1,外嚙合為“+”，內(nèi)嚙合為“-”； Z——小齒輪齒數(shù)； ?m——齒寬系數(shù)，?m=B/m=6～10,B為齒寬，m為模數(shù)； σj——許用接觸應力（MPa）。查表2.3 表2.3 許用接觸應力[1] 齒輪材料 許用應力 材料 熱處理 機械性能 接觸應力 σj (MPa) 接觸應力 σw (MPa) 強度極限 σb(MPa) 屈服極限 σs(MPa) 硬度 45 正火(Z) ≥610 ≧360 HC≤229 750 190 45 調(diào)質(zhì)（T235） 750 450 HB=220～250 600 220 45 整淬(C42) 1200 1000 HRC=40～45 1100 320 45 高頻 淬火（G54） HRC=52～57 1370 280 40Cr 調(diào)質(zhì)T265 1000 800 HRC=250～280 650 275 40Cr 整淬C48 1500～1600 130～1400 HRC=46～51 1250 385 40Cr 高頻 淬火（G52） HRC=50～55 1370 354 20Cr 滲碳淬硬 800 600 芯面HB=180～250，RC≥59 1650 297 20CrMnTi S-C59 1000 800 芯面HB=240～380，RC≥59 1750 354 12CrNi3 S-C59 950 700 芯面HB=220～300，RC≥59 1750 340 HT20-40 200 HB=170～241 340 82 HT30-54 300 HB=188～255 370 111 根據(jù)表2.3選擇40Cr鋼（整體淬火），其接觸應力為1250MPa，取B=8，齒輪模數(shù)如下： 1、第一對齒輪： ∵n1=1128r/min ; Z1= 48 ；u1=0.71 ； mj=163003u±1PφmZ12uσj2n1= 1630030.71±1118×482×0.71×6502×1128=2.35 取標注值 m1=2.5 2、第二對齒輪： ∵n2=800r/min ; Z2= 34 ；u2=0.39 ； mj=163003u±1PφmZ22uσj2n2= 1630030.39±1118×342×0.39×12502×800=2.45 取標注值 m2=3 3、第三對齒輪： ∵n3=319r/min ; Z3= 30 ；u3=0.33 ； mj=163003u±1PφmZ32uσj2n3= 1630030.33±11110×302×0.33×16502×319=2.91 取標注值 m3=3 4、第四對齒輪： ∵n4=107r/min ; Z4= 48 ；u4=0.67 ； mj=163003u±1PφmZ42uσj2n4= 1630030.67±1118×482×0.67×13702×107=3.18 取標注值 m4=3.5 5、第五對齒輪： ∵n5=71r/min ; Z5= 48 ；u5=1.87 ； mj=163003u±1PφmZ52uσj2n5= 1630031.87±1118×422×1.87×13702×71=3.38 取標注值 m5=3.5  3 THC5663/1AN機床傳動部件的設計 3.1 各傳動軸計轉(zhuǎn)速的確定 根據(jù)轉(zhuǎn)速圖得知數(shù)控機床主軸的計算轉(zhuǎn)速為nj=71r/min。 在主軸計算轉(zhuǎn)速確定后，就可以從轉(zhuǎn)速圖2.1中得出各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速，各計算轉(zhuǎn)速如下： Ⅰ軸的計算轉(zhuǎn)速：n1=1128r/min Ⅱ軸的計算轉(zhuǎn)速：n2=800r/min Ⅲ軸的計算轉(zhuǎn)速：n3=319r/min Ⅳ軸的計算轉(zhuǎn)速：n4=107r/min 3.2 各傳動軸軸徑的估算 根據(jù)傳動軸傳動的功率大小，用扭轉(zhuǎn)剛度公式進行初步的計算。 d≥KA4Ρηnj （3.1） 式中：d——受扭部分的最小直徑（mm）,計算值應圓整為標準直徑系列； K——鍵槽系數(shù)，按表選??； A——根據(jù)許用扭轉(zhuǎn)角確定的系數(shù)，按表3.1選??； d——傳動軸受扭部分的直徑（mm）； P——電動機額定功率（kW）； η——從電動機到所計算的軸的機械效率，見表3.2； nj——被估算的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 表3.1 估算軸徑時A和K值[1] ?°m 0.25 0.5 1 1.5 2 A 130 110 92 83 77 K 無鍵 單鍵 雙鍵 花鍵 軸內(nèi)徑 1 1.04~1.05 1.07~1.1 0.93 表3.2 各傳動機械效率的概略值[1] 類別 傳動件 平均機械效率 齒輪傳動 直齒圓柱齒輪，磨齒 0.99 帶傳動 V帶 0.96 滾動軸承 滾子軸承 0.99 由于各傳動軸屬于一般傳動軸，所以取?=1o/m，所對應A=92，電動機額定功率P=11kW。 1、Ⅰ軸軸徑的估算 由于Ⅰ軸上一平鍵，所以取K=1.05 η1=η帶η軸承η齒輪=0.96×0.99×0.99=0.94 且n1=1128r/min d1≥kA4Pη1n1=1.05×92×411×0.941128=29.89mm 圓整后取d1=40mm 2、Ⅱ軸軸徑的估算 由于Ⅱ軸上一平鍵，所以取K=1.05 η2=η1η軸承η齒輪3=0.94×0.99×0.993=0.90 且n1=800r/min d2≥kA4Pη2n2=1.05×92×411×0.90800=32.23mm 圓整后取d2=40mm 3、Ⅲ軸軸徑的估算 由于Ⅲ軸為花鍵軸，所以取K=0.93 η3=η2η軸承η齒輪2=0.90×0.99×0.992=0.87 且n3=319r/min d3≥kA4Pη3n3=0.93×92×411×0.87319=35.64mm 圓整后取d3=40mm 4、Ⅳ軸軸徑的估算 由于Ⅳ軸為花鍵軸，所以取K=0.93 η4=η3η軸承η齒輪4=0.87×0.99×0.994=0.81 且n4=107r/min d4≥kA4Pη4n4=0.93×92×411×0.81107=46.30mm 圓整后取d4=50mm 5、Ⅴ軸軸徑的估算 Ⅴ軸為主軸，其前端軸徑D1的尺寸，根據(jù)電動機的額定功率P=11Kw，D1應在 90～120之間，取D1=100mm，則其后軸徑D2為:D2=（0.7～0.85）D1=（0.7～0.85）×100=70～85mm，圓整后取D2=80mm。 3.3 帶輪的設計 帶傳動是一種撓性運動，是由帶和帶輪組成傳遞運動和動力的傳動[4]。根據(jù)其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；而嚙合傳動只有同步帶一種。帶傳動具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、能緩沖吸振、可以在大的軸間距和多軸間傳遞動力，且其造價低廉、不需潤滑、維護容易等特點，在近代機械傳動中應用十分廣泛。 普通的V帶傳動是常見的帶傳動形式，其結構為：承載層為繩芯或者膠簾布，楔角為40°、相對高度近似為0.7、梯形截面環(huán)形帶。主要特點為：當量摩擦系數(shù)大，工作面與輪槽附著好，允許包角小、預緊力小、傳動比大。繩芯結構的帶體比較柔軟，曲撓疲勞性好[5]。其應用于：帶速V＜25～30m/s；傳動功率P＜700kW；傳動比i≤10軸間的傳動。 本課題選擇V帶傳動,主要優(yōu)點是[5]: (1)帶是彈性體，能緩和載荷沖擊，運行平穩(wěn)無噪聲。 (2)過載時將引起帶在帶輪上打滑，因而可起到保護整機的作用。 (3)制造和安裝精度不像嚙合傳動那樣嚴格，維護方便，無需潤滑。 (4)可通過增加帶的長度以適應中心距較大的工作條件。 其主要失效形式有以下幾點： （1）帶在帶輪上打滑，無法傳遞動力； （2）帶由于疲勞產(chǎn)生脫層撕裂和拉斷； （3）帶的工作表面的磨損。 保證帶在工作中不打滑的前提下能傳遞最大效率，并具有一定的疲勞輕度和使用壽命是V帶傳動設計的準則，也是靠摩擦傳動的其他傳動形式的主要依據(jù)。 普通V帶的計算： 表3.3 工況系數(shù)KA (摘自 GB/T13575.1-1992)[1] 工 況 空、輕載啟動，每天工作時間h ﹤10 10～16 ﹥16 載荷變動微小 車床、鉆床、磨床、鏜床等 1.0 1.1 1.2 載荷變動小 銑床、滾齒機等 1.1 1.2 1.3 載荷變動較大 刨床、插床、插齒機等 1.2 1.3 1.4 表3.4 小帶輪包角修正系數(shù)KA 摘自（GB/T13575.1-1992）[1] 包角° 100 110 120 130 135 140 145 150 155 160 165 170 175 180 KA 0.74 0.78 0.82 0.86 0.88 0.89 0.91 0.92 0.93 0.95 0.96 0.98 0.99 1 表3.5 普通V帶每米長的質(zhì)量m摘自（GB/T13575.1-1992）[1] 帶型 m/kg.m-1 普通V帶 Y 0.04 Z 0.06 A 0.10 B 0.17 C 0.30 D 0.60 E 0.87 表3.6 V帶輪的最小基準直徑[1] 槽型 Y Z A B C D E (dd)min/mm 20 50 75 125 200 355 500 表3.7 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）[1]  項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 bp 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 hamin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 hfmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8±0.3 12±0.3 15±0.3 19±0.4 25.5±0.5 37±0.6 44.5±0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f 7±1 8±1 最小輪緣厚 dmin 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B=(z-1)e+2f??z—輪槽數(shù) 外徑 da 輪 槽 32° 相應的基準直徑d ≤60 - - - - - - 34° - ≤80 ≤118 ≤190 ≤315 - - 36° - - - - - ≤475 ≤600 38° - ＞80 ＞118 ＞190 ＞315 ＞475 ＞600 極限偏差 ±30′ 本課題帶輪設計計算如下： （1）設計功率的確定： 查表3.3得工況系數(shù)KA=1.2 則Pd=KA×P=1.2×11kW=13.2kW （2）選定帶型： 根據(jù)KA=13.2kW和=1500r/min 確定為B型。 （3）傳動比： 根據(jù)轉(zhuǎn)速圖2.1知，傳動比為u=1:1.33 （4）確定小帶輪直徑： 參考表3.6取dd1=125mm （5）確定大帶輪直徑： 則 取標準值dd2=160mm （6）驗算帶速： 根據(jù) 因為v=9.8m/s在[v]=5～25m/s之間，所以經(jīng)濟耐用。 （7）初定帶輪軸中心距a0： 得：0.7dd1+dd2≤a0≤2dd1+dd2 即：0.7125+160≤a0≤2125+160 即199.5mm≤a0≤570mm 初取 a0=400mm (8) 確定帶基準長度Ld0： 由Ld0=2a0+π2dd1+dd2+dd2-dd124a0 =2×400+π2125+160+(160-125)24a0mm =1248.44mm （9）計算實際軸間距a： 則a≈a0+Ld-Ld02=400+1250-1248.442mm=400.78mm 取標準值a=450mm。 安裝時所需最小軸間距： 得amin=a-0.015Ld=450-0.015×1250mm=431mm 張緊或者補償伸長所需最大軸間距： 得amax=a+0.03Ld=450+0.03×1250mm=487.5mm （10）驗算小帶輪包角： α1=180°-dd2-dd1a×57.3°=180°-160-125450×57.3°=176°>120° 所以小帶輪包角合適。 （11）單根V帶的基本額定功率： 根據(jù)dd1=125mm和查得B型V帶的基本額定功率P1=2.19kW。 （12）單根V帶的額定功率增量： 考慮到傳動比的影響，額定功率的增量可[2]查得： ?P=0.31kW （13）V帶的根數(shù)： z=PdP1+?P1KaKl=13.22.19+0.31×0.99×0.77=5.9 取z=6 根。 （14）單根V帶的預緊力： F0=500Pdv.z2.5Ka-1+mv2 =500×13.29.158×62.50.99-1+0.17×9.1582N =267.44N （15）作用在軸上的力： Fr=2F0Zsinα12=2×267.44×6×sin176°2N=3207.32N （16）帶輪的結構和尺寸： 由表3.7查得： hamin=3.50 hfmin=10.8 3.4 鍵的選擇與設計 鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)接的結構特點、使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標準規(guī)格的強度要求來選定[6]。鍵的主要尺寸為其截面尺寸（一般以鍵寬b×鍵高h表示）與長度L。鍵的截面尺寸b×h按軸的直徑d由標準中選定。鍵的長度L一般可按輪轂的長度而定,即鍵長等于或略小于輪轂的長度；而導向平鍵的長度則按零件所需滑動的距離而定。 THC5663/1AN系列數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)中各軸的鍵型和尺寸選擇如下： Ⅰ軸上主要為一平鍵，按照安裝平鍵處軸徑D=55mm，可選擇以下規(guī)格 GB/T 1096 鍵 12 X 8 X 40 Ⅱ軸上由于存在齒輪和滑移齒輪，因此需要設計平鍵與花鍵。為了使軸上滑移齒輪能夠順利裝配上，花鍵內(nèi)徑需大于軸承部分軸徑，可選擇以下花鍵規(guī)格。 GB/T 1096 鍵 16 X 10 X 42 GB/T 1096 花鍵 8 X 42 X 46 X 8 Ⅲ軸上由于存在滑移齒輪，因此需要設計花鍵。為了使軸上滑移齒輪能夠順利裝配上，花鍵內(nèi)徑需大于軸承部分軸徑，可選擇以下花鍵規(guī)格。 GB/T 1096 花鍵 8 X 42 X 46 X 8 Ⅳ軸上由于存在齒輪和滑移齒輪，因此需要設計平鍵與花鍵。為了使軸上滑移齒輪能夠順利裝配上，花鍵內(nèi)徑需大于軸承部分軸徑，可選擇以下花鍵規(guī)格。 GB/T 1096 鍵 16 X 10 X 45 GB/T 1096 花鍵 8 X 52 X 60 X 10 Ⅴ軸上主要為一平鍵，按照安裝平鍵處軸徑D=90mm，D=75mm，可選擇以下規(guī)格 GB/T 1096 鍵 25 X 14 X 50 GB/T 1096 鍵 20 X 12 X 32  4 主軸組件結構設計 主軸組件是數(shù)控機床的一個重要組成部分，它包括主軸，軸承以及安裝在主軸上的傳動件。主軸要求傳遞扭矩，直接承受切削力且還要滿足通用機床，專用機床，數(shù)控機床各自不同的要求[6]。主軸是機床的執(zhí)行件，由它帶動工件或刀具直接參加表面成形運動，主軸組件的工件性能將直接影響加工質(zhì)量以及機床生產(chǎn)率。因此，對于機床主軸組件而言，除了應滿足一般傳動軸的要求外，還需滿足有別于一般傳動軸的特殊要求。 4.1 主軸組件的基本要求 4.1.1旋轉(zhuǎn)精度 主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度是指機床在空載低速時，主軸前端安裝刀具或工件部位的徑向圓跳動、端面圓跳動和軸向竄動量。旋轉(zhuǎn)精度主要取決于主軸、軸承、調(diào)整螺母及支撐座孔等的制造及裝配（包括調(diào)整）質(zhì)量。旋轉(zhuǎn)精度是機床精度的一項重要指標，直接影響工件的幾何精度和表面粗糙度。通用機床（包括數(shù)控機床）主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度，國家己規(guī)定在各類機床的精度檢驗標準中專用機床主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度應根據(jù)工件加工精度要求而定。 4.1.2剛度 剛度是指主軸組件在外載荷作用下抵抗變形的能力。通常以主軸前端產(chǎn)生單位位移時，需在位移方向上施加作用力的大小表示。位移量是在靜態(tài)下加載測量的。如果主軸組件剛度不足，主軸產(chǎn)生較大的彈性變形，從而降低加工質(zhì)量；惡化主軸上齒輪和軸承的工作條件，引起振動，降低機床的生產(chǎn)宰和壽命。剛度是主軸、軸承和支撐座剛度及其接觸剛度的綜合反映，主要取決于主軸的結構形狀及尺寸，軸承的類型及配置，軸承間隙的調(diào)整，傳動件的布置，主軸組件的制造及裝配質(zhì)量等。目前，機床主軸組件剛度尚無統(tǒng)一標堆。 4.1.3抗振性 主軸組件的抗振性是指機床抵抗振動（包括受迫振動和自激振動）的能力。振動會造成工件表面質(zhì)量和刀具耐用度降低，機床的生產(chǎn)率下降，加劇機床零件的損壞，惡化工作環(huán)境等不良后果。抗振性主要取決于主軸組件的剛度、阻尼和固有頻率，軸承類型及配置，主軸傳動方式，主軸組件質(zhì)量分布情況，齒輪和軸承等主要零件的制造精度和裝配質(zhì)量等?？拐裥灾笜四壳吧袩o統(tǒng)一標準，可參考有關試驗數(shù)據(jù)。 4.1.4溫升和熱變形 主軸組件的熱穩(wěn)定性是指運轉(zhuǎn)中抵抗熱位移而保持準確、穩(wěn)定運轉(zhuǎn)的能力。主軸組件在運轉(zhuǎn)中由于摩擦和攪油產(chǎn)生熱量而引起溫升。溫升過高，主軸組件和箱俸等會產(chǎn)生熱變形，使主軸產(chǎn)生較大且變化的徑向和軸向熱位移，會影響加工精度；使軸承間隙變化，惡化工作條件等。主軸組件的熱穩(wěn)定性主要取決予軸承類型及配置，軸承間隙量，潤滑和密封方式，散熱條件等。其中軸承溫升的影響最大，需加以控制。通常在室溫20℃條件下，普通精度小型機床主軸軸承外圈或軸瓦允許溫度為45-50℃，普通精度大型機床為50-55℃，精密機床為35-40℃，高精度機床為28-30℃。 4.1.5精度保持性 主軸組件的精度保持性是指抵抗磨損能長期保持其原始制造精度的能力。耐磨性不高，會引起主軸組件的精度保持性不好。為此，要求主軸軸承、安裝刀具或工件的定位面、主軸軸頸及各滑動表面均應有較高的耐磨性。主軸組件的耐磨性主要取決于主軸、軸承的材料及熱處理，軸承類型，潤滑及密封條件等。數(shù)控機床除滿足上述基本要求外，還應根據(jù)具件情況有所側重，如高教數(shù)控機床主軸組件還應注意高速和高剛度要求等。 4.2 主軸 4.2.1主軸的結構 主軸的結構決定于主軸前端安裝標準刀具或裝夾工件的夾具（如卡盤）等的類型，以及軸上所安裝的傳動件，軸承等零件的類型、數(shù)量，位置和安裝方法等，同時還應考慮主軸的加工和裝配工藝性。 由于通用機床所使用的刀具和夾具大部分是標準件，因此主軸前端的結構必須與標準相適應，以保證通用性[7]。同時還應保證夾具和刀具安裝可靠、定位基準、裝卸方便和能傳遞一定的動力。 主軸的結構還決定于所采用的軸承類型及調(diào)整方法，安裝主軸上的傳動件數(shù)目、位置、定位和連接方法等。由于主軸上通常安裝零件，為便于裝配，以及推力軸承、齒