数控加工中心主传动系统的结构形式加工中心主轴传动系统结构设计

毕业设计设计题目名称:加工中心主轴传动系统结构设计学 生 姓 名:专业名称： 机械设计与制造 班 级： 学 制: 学 号： 学历层次： 指导老师： 评 阅 人： 论文（设计）提交日期： 论文（设计）答辩日期： 摘要本设计主要介绍了数控加工中心主传动系统的结构形式，并以电主轴作为主传动部件对其进行研究。主要设计了数控加工中心用电主轴的主轴结构，套筒及支承部件磁悬浮轴承。解决了套筒与主轴的配合及支承部件的布置形式等关键技术问题。本设计采用了创新型设计方式：将主轴轴端的捕捉轴承置于内侧以增加主轴刚度；将蝶形弹簧拉刀机构换成弹簧卡爪以增加可靠性；将切削液通道均布于轴端内部以增强冷却效果。关键词：数控加工中心；电主轴；套筒；磁悬浮轴承AbstractThis paper introduces the design of CNC machining centers form the structure of the main drive system and electric drive components as the main axis of their research. The main design of the CNC machining center spindle of the spindle power structure, sleeve bearings and bearing components of magnetic levitation. Solved with the spindle sleeve and bearing components with the layout of the form of the key technical problems. The design uses an innovative design approach: The main shaft bearing at the inside of the catch to increase the stiffness of the spindle; will broach Butterfly institutions spring into spring claw card in order to increase reliability; to cloth cutting fluid channel in the shaft end to enhance the cooling effect inside. Keywords: CNC machining center； electric spindle； sleeve；magnetic bearing目录1.确定主传动系统设计方案，拟定传动原理图071.1 直接驭动主轴传动方案001.2 一级传动方案861.3 多级传动方案651.4 合理传动方案的确定462.进行动力设计和运动设计2.1 运动设计872.1.1 传动方案设计782.1.2 转速调速范围682.1.3 变化组572.1.4 结构式采用132.1.5 绘制转速图232.1.6 确定变速组齿轮齿数452.1.7 传动系统图552.1.8 带轮设计342.1.9 计算带的力56 2.2 动力设计342.2.1 传动件的计算转速452.2.2 计算各传动轴的输出功率122.2.3 计算各传动轴的扭矩342.2.4 轴径设计及键的选取672.2.6 齿轮校核562.2.5 计算齿轮模数543.主轴和轴的结构设计、精度设计和刚度设计223.1 主要参数的确定99 3.1.1 主轴前轴颈直径 的选取001D3.1.2 主轴内孔直径 d 的确定893.1.3 主轴前端悬伸量 a 的确定903.1.4 主轴主要支承间跨距 L 的确定563.2 主轴的构造243.3 轴上零件的定位993.4 主轴的校核903.4.2 主轴的扭转刚度校核973.4.1 主轴按扭转强度校核773.5 主轴的主轴组件的刚度验算663.6 求轴承刚度344.轴承选用与寿命计算234.1、滚动轴承的主要类型、性能与特点124.1.1 向心轴承834.1.2 推力轴承554.1.3 滚子动轴承984.2 轴承的选取674.3 寿命计算784.3.1 基本额定寿命和基本额定动载荷804.3.2 滚动轴承疲劳寿命计算的基本公式575.主轴箱体结构设计和精度设计355.1 箱体基本知识665.1.1 箱体的主要功能795.1.2 箱体的分类445.2 设计的主要问题和设计要求545.2.1 满足强度和刚度要求995.2.2 散热性能和热变形问题885.2.3 结构设计合理775.2.4 工艺性好665.2.5 造型好、质量小665.3 主轴箱体结构设计876.拉刀装置设计996.1 刀具自动夹紧机构776.2 拉刀装置的工作原理557.绘制主传动系统装配图和零件图447.1 主传动系统装配图887.2 主轴图787.3 传动轴图777.4 带轮图447.5 齿轮图448、 结论22指标 转速/(r/min) 计算/额定转速/(r/min) 输出功率/kW主 轴 54000 150 6.13交流主电动机0450015007一、确定主传动系统设计方案，拟定传动原理图1.1, 直接驭动主轴传动方案 这种传动方式是八十年代未期发展起来的, 它是采用交流变频宽调速 VAC 电机通过刚性连轴节与机床主轴联接, 或采用内装或主轴电机(即将机床主轴装在电机的定子内)来驱动主轴的一种传动方式。这种传动方既没有齿轮变速装置, 又没有皮带变速机构, 主要是由电机本身来完成变速和传递扭矩任务。其优点是省去齿轮和皮带传动装置, 明显地降低了机床的振动, 噪声和热量的产生, 提高了机床主轴的工作热稳定性, 可实现高精度加工。直接驭动主轴的传动方案见图 1 1.2，一级传动方案一级传动时, 无齿轮变速箱, 只可能有齿轮或皮带降速。这时也主要是由电机本身来完成变速和传递扭矩的任务, 这种方案目前采用较少。见图 2 1.3,多级传动方案二级以上传动方案为多级传动方案。多级传动时, 方案很多但各有千秋, 选择时应根据具体实际情况而定。 但最多为四级, 四级以上没有使用价值。一般采用齿轮两档变速机构（二级传动方案）, 可配合较为经济的额定转速较大的无级调速电机, 既可获得较高转速, 又可较大地拓宽恒功率范围, 提高低速扭矩, 适合于要求达到较高转速且可进行较大切削量加工的场合。采用齿轮三档变速机构（三级传动方案）, 配合较为经济的额定转速较大的无级调速电机, 既可获得较高转速, 又可大大拓宽恒功率范围,大大提高低速扭矩, 适合于要求达到较高转速且可进行大切削量加工的场合, 其机械性能几乎与齿轮有级变速方式相同。但结构复杂, 且由于采用齿轮多级传动方式, 最高转速受限更大。目前这种传动方式很少采用。多级传动方案图略1.4， 合理传动方案的确定从以上介绍可知, 各种传动方式各有优缺点, 关键是根据不同的使用要求选择不同的传动方式。“三图”设计“三图”是指转速、功率和转矩曲线图。相关数据计算如下：主轴恒功率调速范围=主轴最高转速主轴计算转速400015027主电动机恒功率调速范围主电动机最高转速主电动机计算转速450015003要将主电动机的恒功率调速范围由3通过齿轮变速扩大9倍到27，此时主传动系统的最大降速比150015010，即让主电动机的基本转速1500 r/min. 经齿轮降速后落在主轴的计算转速150 r/min 上，这样才能使主电动机恒功率调速范围与主轴恒功率调速范围最低极限匹配。要让转速图上不出现“重叠” 、 “缺口” ，还得令：齿轮变速公比= 变速级数= 电动机恒功率调速范围=3由此可知采用三级传动方案45001500 高速级降速比=45004000=1.125 1333400045001500 中速级降速比=103=3.33 450133345001500 低速级降速比=1500150=10 5450二、动力设计和运动设计2.1, 运动设计2.1.1 传动方案设计（选择集中传动方案）2.1.2 转速调速范围 40max2715inR2.1.3 根据计算得出三个档次速度变化组45001500 高速降速比=45004000=1.125 （0.89） 1333400045001500 中速降速比=103=3.33 （0.3） 450133345001500 低速降速比=1500150=10 （0.1） 54502.1.4 结构式采用：由于在变速级数 Z=3 一定时，减少变速组个数势必增加各变速组的传动副数，并且降速过快而导致齿轮的径向尺寸增大，为使变速箱中的齿轮个数最少，每个变速组的传动副数最好取 23 个。所以采用如图传动2.1.5 绘制转速图：(1）分配总降速比150u(2）确定传动轴数变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+1=3+1+1=4。如下图所示3）绘制转速图2.1.6 确定变速组齿轮齿数(1）先计算基本组的齿轮的齿数基本组的降速比分别为： 、 ， 1/2au1.48a=2 1au20.71au根据传动比和查表计算的：Z1=37，Z2=22；Z3=25，Z4=44。(2）扩大组的齿数确定：=0.4、 =1.21bu2b根据传动比和查表计算的：Z3=25，Z4=44； Z5=20，Z6=36,Z7=50。2.1.7 传动系统图如右图：2.1.8 带轮设计(1）确定计算功率:,K 为工作情况系P=7kw数，可取工作 8 小时，取K=1.0 1.07.jKk(2）选择三角带的型号:由 和.jPw查表选择型150r/minn额带(3）取 ，则 ，取12D1215027nDm250Dm(4）核算胶带速度 V-19.8/60nvms19.4/60vs(5）初定中心矩根据机械设计 经验公式（11.20）189P120120.5()()DhAD根据机械设计 表（11.4）的179Phm0.()(50)0265A取 .m(6）计算胶带的长度由机械设计 公式（11.2）计算带轮的基准长度182P02121042ADAL2(5)5()596.m由机械设计 图 11.4，圆整到标准的计算长度 179P10L(7）计算实际中心距0056.10498.222LA(8）核算小带轮的包角1185108 612.D (9）确定胶带的根数 ZLcakp)(0由机械设计 中的表 11.8 到 11.12 得194P，02.0362.5p.98.2aLk，取三根带。073.10().8caLZk(10）大带轮结构如下图所示：2.1.9 计算带的张紧力 作用在轴上的压轴力0FQF20)5.2(qvkvZpca-带的传动功率,KW；v-带速,m/s；caq-每米带的质量，kg/m；取 q=0.17kg/m。v = 1500r/min = 9.81m/s、v =4500r/min=29.44m/s。2072.5095().1784.99.814F N.018.10 62sin279sin3.2QZ10 1i40.8i589.F N2.2, 动力设计2.2.1 传动件的计算转速主轴的计算转速：n=150r/min。各轴的计算转速如下：轴序号 电 2 主计算转速（r/min）1500 750 370 150核算主轴转速误差 45012/5037/24/607/minn r实 minr标 ()()10%10%.754n标实 标所以合适。2.2.2 计算各传动轴的输出功率17.0965()brpnkw额2539gr.31()r k轴2.2.3 计算各传动轴的扭矩（n.mm）16.5950847.jPn1T（n.mm）2.3901j2（n.mm）6.9527.5jPn主主 主T2.2.4 轴径设计及键的选取（查机械设计 公式 16.9 和表 16.4 得）321P轴一： ， ，取 带入公式：16.5pkw170/minjnr0.9。【 】 有， ,圆整取446.599jPd28.67dm30dm选花键： 630轴二： ， ，取 带入公式：2.pkw27/injnr0.9。【 】 有， ,圆整取446.399110jPd3.87dm35dm选花键： 836主轴： ， ，取 带入公式：3.pkw5/minjnr0.9。【 】 有， ,圆整取446.139190jPd4dm40d选花键： 87其中：P-电动机额定功率（kW） ；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（ ） ；jninr-传动轴允许的扭转角（ ） 。mo2.2.5 计算齿轮模数齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行估算模数 和Hm，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮Fm模数最好一样，通常不超过 23 种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查表的齿轮精度选用 7 级精度，再由表 10-1 选择小齿轮材料为 40C (调质)，硬度为 280HBS：r有公式： 齿面接触疲劳强度：3123()160jj mjikpZn其中: -公比 ； = 2；ii-齿轮传递的名义功率；jp-齿宽系数 = ；mm105b-齿轮许允接触应力 ；jlim9.0HP-计算齿轮计算转速;jn-载荷系数取 1.76。123k-齿轮齿数Z 齿轮弯曲疲劳强度： 312340jFmkpZin其中: -齿轮传递的名义功率；jp-齿宽系数；m-齿轮许允齿根应力1jjj4.145 号钢整体淬火， 0jMP按接触疲劳计算齿轮模数 m,查表计算可得 123.0,.,1.kk低速档 取 ， ， ， ， 8m12Z.5i375jn69jp由公式 可得 ，m=3.5mm3123()60jj mjkpi.60j由公式 可得 ，m=2mm31234jFZin1.57j因为 所以 m=3.5mmjm中速档 取 ， ， ， ，102i750j 6.5jp由公式 可得 ，m=2.5mm3123()6jj mjkpZin2.8j由公式 可得 ，m=1.5mm312340jFi1.j因为 所以 m=2.5mmjm高速档 取 ， ， ， ，1025Z0.67i35jn6.jp由公式 可得 ，m=2.5mm3123()160jj mjikpZn2.46j由公式 可得 ，m=2mm31234jFi .1j因为 所以 m=2.5mmjm2.2.6 齿轮校核初选齿轮的材料：一律选用锻钢（需进行精加工的齿轮所用锻钢）材料牌号： 硬度 60HRC20rCMnTi齿顶圆直径 ； mhzdaa)+(=*1齿根圆直径 ；cf 2分度圆直径 ；齿顶高 ；ha*齿根高 ；cf)+(=表 6.1 齿轮尺寸表 （单位：mm）齿轮 齿数z模数 nm分度圆直径 d齿顶圆直径 a齿根圆直径 fd齿顶高 ah齿根高 fZ5 20 3.5 70 77 61.25 3.5 4.375Z2 22 2.5 55 60 48.75 2.5 3.125Z3 25 2.5 62.5 67.5 56.25 2.5 3.125Z6 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125Z1 37 2.5 92.5 97.5 86.25 2.5 3.125Z4 44 2.5 110 115 103.75 2.5 3.125Z7 50 3.5 175 182 166.25 3.5 4.375传动轴间的中心距 1251082.5dm9主因为齿宽系数=中心距一个系数 ，硬齿面 0.35、软齿面 0.4。齿宽系数 =0.40.825=0.33 =0.41=0.4dd选齿宽系数 =0.33 d10.392.530.2Zdbm因为齿轮 Z2 有三个传动档所2 18以 2354.Zbm30.362.50.62Zdbm44145.78Zd因为齿轮 Z5 有两个传动档所以60936bm6237Zbm.41750Zd齿厚 123462.34.9ZSSm57.59三、主轴和轴的结构设计、精度设计和刚度设计3.1，主要参数的确定3.1.1 主轴前轴颈直径 的选取 根据功率 ，在 之1D7Nkwk5.7间，查表得主轴轴颈选取 ，取 。主轴后轴颈直径m075190=0.9 =81mm， 取 =81mm。根据设计方案，选前轴承为 30218 型，后轴承为 302162D12型。3.1.2 主轴内孔直径 d 的确定 很多机床的主轴是空心的，内孔直径与其用途有关。铣床主轴内孔可通过拉杆来拉紧刀杆。为不过多的削弱主轴的刚度，铣床主轴孔径 d 可比刀具拉杆直径大 510mm。根据经验公式可知：d=(50%60%) =(3542)mm,此2D处取d=35mm, =0.4. 当 小于 0.3 时，空心主轴的刚度几乎等于实心主轴的刚度，等1D1d于 0.4 时，空心主轴的刚度为实心主轴的 90%，小于 0.7 时，空心主轴的刚度急剧下降，所以 d=35mm 是合适的。3.1.3 主轴前端悬伸量 a 的确定 主轴悬伸量 a 一般越小越好，a 值越小，对提高主轴组件的旋转精度、刚度和抗振性都有显著效果。根据专用机床设计与制造表 515 可知：=0.61.5Da1a= （0.61.5）1a=54135mm本设计取 a 为 80 毫米。3.1.4 主轴主要支承间跨距 L 的确定 合理确定主轴主要支承间的跨距 L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前轴端较大的位移。因此存在一个最佳跨距 ，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总0L位移量为最小。一般会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距 L 往往大于上述最佳跨距 ，0L此处选 L=3a=300mm. 下面我们就来确定最佳跨距 与合理跨距 。0合 理（1） 的确定L0支承刚度 可用估算式：k11.41.451.470.7290NmkD5521(.5)6.8.k取弹性模量 mNE2主轴截面惯性矩 44 64()63.1()/62.0851IdmD截面面积 2 22().(3)8.7A无量纲量561331.04.0.62.98EIka，则根据判别式51268 297.18()k2 280.1.99()()k所以有 033312 33330()1).6.(0.92.)4.872(1.90.8)1.70432.8847amL（2） 的确定L合 理根据以上计算所得的 值，由于结构上原因往往不能实现。设实选跨距为 L，0，则主轴组件的刚度达不到最大值 。令 L/ =1 时的刚度为 100%，则当0kmaxL00.75 1.5 时，主轴组件的刚度损失不超过 5%7%，即：L0=（0.751.5）L合 理 0=170340.5mm合 理我们在设计中，取支承跨距为=250mmL合 理3.2, 主轴的构造主轴的构造和形状主要取决于主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承等零件的类型、数量、位置和安装定位方法等。设计时还应考虑主轴加工工艺性和装配工艺性。框架式数控铣床主轴一般为空心阶梯轴，前端径向尺寸大，中间径向尺寸逐渐减小，尾部径向尺寸最小。主轴的前端形式取决于机床类型和安装夹具或刀具的形式。主轴头部的形状和尺寸已经标准化，应遵照标准进行设计。主轴的直径和长度的确定主要是根据轴上零件的装配，框架式数控铣床主轴简图如图 4-6 所示轴上主要尺寸已在前面介绍，在确定各轴段长度时，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装配或调整空间。轴的各段长度主要是根据各零件与轴配合部分的轴向尺寸和相临零件间必要的空隙来确定的。图 4-6 框架式铣床主轴简图3.3, 轴上零件的定位3.3.1 零件的轴向定位 轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和圆螺母等来保证。轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩，轴肩处易产生应力集中，而且轴肩过多也不利于装配，因此，轴肩定位多用于轴向力较大的场合，套筒定位因为不影响轴的疲劳强度，一般用于轴上两个零件之间的定位。若两零件的间距较大或转速较高时，都不宜采用套筒定位。轴端挡圈适用于固定轴端零件，可以承受较大的轴向力。为了防止轴端挡圈转动造成螺钉松脱，可加圆柱销锁定轴端挡圈。圆螺母定位可承受大的轴向力，但轴上螺纹处有较大的应力集中，故一般用于固定轴端的零件，当轴上零件间距离较大不宜使用套筒定位时，也常采用圆螺母定位。3.3.2 零件的周向定位周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位零件有键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等，其中紧定螺钉只用在传力不大之处。3.4, 主轴的校核3.4.1 主轴按扭转强度校核这种方法只是按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果轴还受到不大的弯矩时，则用降低需用扭转切应力的办法予以考虑。轴的扭转强度条件为：(4.1)TWT(4.2)950Pn(4.3)316TD需用扭转切应力，单位为 。TaMP因为 =7 ， ， mm，查表得 40 的 值为：3555Pkwmin150r190DCrT，则aMNg7.46i79533.14906.256TDW3m0.31 成立，TaMPT所以此主轴满足扭转强度要求。3.4.2 主轴的扭转刚度校核。轴的扭转变形用每米长的扭转角 表示。阶梯轴的扭转角 单位为（ ）/m的计算公式为：415.730zipTlLGI对圆轴： = PI432d轴的扭转刚度的条件为： 的取值为 0.5 1（ ）/m计算得阶梯轴的扭转角 为： 0.04 ,则轴满足扭转刚度要求。3.5, 主轴的主轴组件的刚度验算主轴的验算主要是刚度的验算，与一般轴着重于强度的情况不同，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度的要求。刚度分为弯曲刚度与扭转刚度两种。弯曲刚度用轴在受力时产生的挠度（y）及倾角（）来度量；扭转刚度用轴在受力时每 1 米长度产生的扭转角（ ）来度量。本设计中，主轴的直径相差不大且计算精度要求不高，所以我们把轴看作等径轴，采用平均直径（各直径之和除以直径数）来进行计算。我们将轴简化为集中载荷下的简支梁。根据设计时的已知条件可得：主轴输出转速 n=150r/min,传动比 i=10;传动效率：由设计图知，输出齿轮的功率、转速与它通过的齿轮啮合对数相关，由于功率在传动过程中有损失，则在输出齿轮上传递的功率大小为： =6.13 KW （此设计中，电机的输入功率为 7 KW）IP0计算齿轮受力：大齿轮 Z7 的受力计算：转矩： 6.1395090.2765jn主主 主TmN圆周力： KN2.274.mz3t主F径向力： KN （其中，直齿圆柱齿轮的压力62.10tan6.tanr角为 ）20法向力 KN75.4cos/4.cos/ tnF小齿轮 Z6 的受力计算：转矩： 6.1395090.265jPn主主 主TmN圆周力： KN2.278.mz36t主F径向力： KN （其中，直齿圆柱齿轮的压力16.30tan.tanr角为 ）20法向力 KN2.9cos/67.8cos/tnF经比较可得：小齿轮上受到的力远远大于大齿轮上的力，所以在计算过程中，仅对小齿轮上的力对轴的影响进行了受力分析。令主轴末端轴承不受力，而其前端受到的径向铣削力为铣刀的最大切削力 N（由铣 削 功 率 的 计 算 公 式 为245z、 是 铣 削 功 率 、 是 铣 削 速 度 ） ，则主轴受力如下所示：60/13vPcc cPcv图 5-3 主轴的受力分析计算支承反力：水平面反力： =4.73 KN25013.967.82501316ntFR=-4.50KN682tn垂直面反力： =-1.02KN610253.1602.451rzFRKN672250.9rz画弯矩图：水平面弯矩图：如上图 d 所示垂直面弯矩图：如上图 e 所示合成弯矩图： 2xzxyM画轴转矩：轴受转矩： 6390.7TmN转矩图：如上图 g 所示许用应力：许用应力值：取轴材料为 45，用插值法由机械设计表 11.3 查得：；abMP950abP51应力校正系数： 7.9501b画当量弯矩图：如上图 h 所示当量转矩： .3.26TmN当量弯矩：在小齿轮中间截面处223.50.6MT小 齿 轮 （ ） K在右端轴颈处22221.8.轴 颈 （ ） N画当量弯矩图：如上图 h 所示3.6，求轴承刚度主轴最大输出转矩（未考虑机械效率）T= 795045.7150PNmn切削力： 292.CF背向力： .1960pc故总此作用力：F= 222901658.NCpF此力主轴颈和后轴颈个承受一般，故主轴端受力为 F/2=12926N。在估算时，先假设初值 l/a=3,l=3 100=300mm。前后支承的支反力 和 :ARB30112967235.48.ABFlaRNl根据公式有： umizlFdKarrr 9.1.08.10cos)(39.查得轴承根子有效长度、球数和列数： 602,526BAzizi108.1aalml再带入刚度公式： 0.90.1.81.3.972523cos28.41A NK umB 5066 0