数控机床的机械传动装置设计毕业设计(编辑修改稿)

数控机床的机械传动装置设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

得低速档的 6 级转速分别为45,67,103,154,230,340 r/min。 当机床处于高速 档时 , 主轴共有 6 级，转速范围 nR = 2351800 =。 nR = 1z ，即  = 1z nR =5 =,取  =≈ ,已 知 maxn =1800 ,查标准数列表 (见参考文献 1第 6 页 ). 从表中找到 maxn =1800, 就可每隔六个数取得一个数 ,得高速档的 6 级转速分别为 236,354,543,815,1200,1800 r/min。 基本参数确定后，就可以根据需要确定具体的传动方式了，首现确定数控机床的主传动方式。 数控机床的主传动要求传递给一定的功率，要求主轴转速可以按加工要求在一定的转速范围内作有级机速，并且要求转速的转换要迅速可靠，并能满足寿 命要求。 齿轮变速机构的设计 由于整个装置为级变速，传动副数由于结构的限制以 2或 3为合适，即变速级数 Z应为 2 和 3 的因子 Z= a2 3。 可以有两种方案： 方案一 12=2 3 2 金陵科技学院学士学位论文 第 2章 主传动方案的拟定 8 图 21 主轴箱传动方案 1 传动齿轮数目 2（ 2+3+2） =14。 传动轴数目为 4根。 操纵机构较为简单：两个滑移齿轮和一个三联滑移齿轮，可单独也可集中操纵。 方案二 12=3 4 图 22 主轴箱传动方案 2 传动齿轮数目 14个。 传动轴数目为 3根。 金陵科技学院学士学位论文 第 2章 主传动方案的拟定 9 两 方案结构非常相似，运用的齿轮数量相当但方案二中，中间轴上齿轮较多，所承担负载较大，对轴的刚度要求过高，负载时轴的变形过大影响机床加工的精度。 相对来说方案一轴的数目较多，但结构还是比较清晰，没根轴上的载荷分配比较均匀，受载时变形较少，有利于提高传动精度。 综合各方面因素选用方案一较为合适。 各级传动比的计算 假设结构如图： 图 23 传动比分配图 由于已经设计了各轴之间的相对位置关系，由传动系统草图知共有六个传动比。 分别设齿轮 1和齿轮 4之间的传动比为 14i ,齿轮 2和齿轮 5之间的传动比为 25i ,齿轮 8和齿轮 9之间的传动比为 89i ,齿轮 3和齿轮 6之间的传动比为 36i ,齿轮 7和齿轮 10之间的传动比为 710i ,带轮传动比为 轮带i。 设其中 25i 14i 36i。 当处于低档时，手动操作使得齿轮 12 和齿轮 14 啮合。 当中间的电磁离合器得电，齿轮 2 和齿轮 5 之间啮合，当时的主轴转速最小，为 45或 67 r/min。 可得 25i 89i 轮带i 1113i 1500=45r/min 25i 89i 轮带i 1214i 1500=67 r/min 当左侧的电磁离合器得电，齿轮 3 和齿轮 6 之间啮合，当时的主轴转速最大，为 226或 340 r/min。 可得 36i 89i 轮带i 1113i 1500=230 r/min 36i 89i 轮带i 1214i 1500=340 r/min 当右侧的电磁离合器得电，齿轮 1和齿轮 4 之间啮合，当时的主轴转速为 100 或 150 可得 14i 89i 轮带i 1113i 1500=100 r/min 14i 89i 轮带i 1214i 1500=150 r/min 金陵科技学院学士学位论文 第 2章 主传动方案的拟定 10 当处于高档时，手动操作使得齿轮 7和齿轮 10 啮合 236 或 354 可得 25i 710i 轮带i 1113i 1500=235 r/min 25i 710i 轮带i 1214i 1500=354 r/min 当左侧的电磁离合器得电 ，齿轮 3和齿轮 6 之间啮合，当时的主轴转速最大，为 1200或 1800 可得 36i 710i 轮带i 1113i 1500=1200 r/min 36i 710i 轮带i 1214i 1500=1800 r/min 当右侧的电磁离合器得电，齿轮 1和齿轮 4 之间啮合，当时的主轴转速为 543 或 816 可得 14i 710i 轮带i 1113i 1500=543 r/min 14i 710i 轮带i 1214i 1500=815 r/min 由这 6各方程联列可解得 25i ≈ 14i ≈ 36i ≈ 89i ≈ 710i ≈ 轮带i ≈ 1214i ≈ 1113i ≈ 传动比的选用时，应注意的几个问题，充分使用齿轮副的极限传动比 minu =1/4，maxu =2， 这个传动方案采用了带轮变速和齿轮变速相结合的方式，不但保证了低速时的传动力矩，而且减少了传动件数，进而减少了传动过程中产生的误差。 在实践中，若传动比过大，特别是中间轴的传动，会导致齿轮和箱体尺寸过大，齿轮线速度增大，容易产生振动和噪音，不利于提高加工精度。 这组齿轮传动中传动比合适，零件尺寸适中，既有利于减少震动和噪音，又有利于提高传动的精度。 各轴转速的确定方法 由传动比和电机的转速，可以计算出各轴的转速； 1.Ⅰ 轴的转速 Ⅰ轴从电机得到运动，经传动系统转化成各级转速。 电机转速转速和主轴最高转速应相接近。 显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，Ⅰ轴不宜将电机转速降得太低。 但如果Ⅰ轴上装有摩擦离合器一类部件时，高速下摩擦损耗、发热都将成为突出矛盾，因此，Ⅰ轴转速也不宜太高机床的Ⅰ轴转速一般取 700～ 1000 r/min 左右比较合适。 另外也要注意到电机与Ⅰ轴的传动方式，如用带轮传动时，降速比不宜太大，和主轴尾部可能干涉。 2. 中间传动轴的转速 对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小与 噪音、振动等性能要求之间的矛盾。 中间传动轴的转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和金陵科技学院学士学位论文 第 2章 主传动方案的拟定 11 齿轮模数小些，从而可以使结构紧凑。 但是，这将引起空载功率和噪音加大。 从经验知：主轴转速和中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正： 对于功率较大的重切削机床，一般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高一些对减小结构尺寸的效果较明显。 对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低一些。 控制齿轮圆周速度 smV /8 ，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。 转速图的确定 运动参数确定以后，主轴各级转速就已经知道了，而且根据设计出来的各级齿轮的传动比，这样就可以拟定主运动的转速图，使主运动逐渐具体化。 电动机 Ⅰ轴 Ⅱ轴 主轴451031542303402363545438151200180015001000：153：3120：6235：4754：4117：66 此机床集中传动 :公比为  ,级数 Z=12,变速范围 R=1800/45=40。 金陵科技学院学士学位论文 第 3章 动力计算 12 齿轮的计算 (计算过程参考文献 2 第八章 ) 确定齿轮齿数和模数（查表法） 可以用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简便。 根据 上面计算的传动比和初步定出的小齿轮齿数，查表即可求出齿轮副齿数之和，再减得大齿轮的齿数。 用查表法求Ⅰ轴和Ⅱ轴上的齿轮的齿数和模数 1. 常用传动比的适用齿数（小齿轮） 选取时应注意：不产生根切。 一般取 Zmin≥ 18～ 20； 保证强度和防止热变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚δ≥ 2m,一般取δ＞ 5mm 则 Zmin≥ +2T/m。 同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等。 若模数相同，则齿数和亦应相等。 但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。 机床上可用修正齿轮，在一定范围内调 整中心距使其相等。 但修正量不能太大，一般齿数差不能超过 3～ 4个齿。 为了防止各种碰撞和干涉，三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于 4。 所以，可以假设其中最小的齿轮 2齿数为 20，而且由上可知，齿轮 2和齿轮 5之间的传动比为 ，查常用传动比的适用齿数（小齿轮）表，可找到最接近的传动比为 ，当时的齿数之和为 82。 可得大齿轮齿数为 62。 2. 齿轮模数的估算 按接触疲劳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各参数都已经知道后方可确定 ,所以只在草图画完之后校核用。 在画草图之前，先估算，再 选用标准齿轮模数。 齿轮弯曲疲劳的估算： m ≥ 323 znjN mm 其中 N计算齿轮传递的额定功率 N=η Nd 齿轮点蚀的估算： A≥ 3703njNmm 其中 nj 为大齿轮的计算转速 ,A为齿轮中心距。 由中心距 A及齿数 z z2求出模数： 212zz Amj  根据估算所得 m 和 mj 中较大得值 ,选取相近的标准模数 金陵科技学院学士学位论文 第 3章 动力计算 13 以齿轮 2 和齿轮 5 为例 nj =轮带i n=1500 =801 r/min N= = m ≥ 32 3 062 ≈ A≥ 3703 ≈ 6220 mj ≈ 所以 ,根据 mj 选取 ,为了保证模数一定满足要求 ,假设齿轮 2和齿轮 5的模数为 3 由此可知 ,输入轴 1 和传动轴 2之间的中心距为 A= 2 )52( zzm  = 2 )6220(3  =123mm 同理且根据 1轴和 2轴之间的距离始终为 123mm,可得出 1轴和 2轴之间其余的齿轮的齿数和模数 分别为 z1=35 m1=3 z4=47 m4=3 z3=51 m3=3 z6=31 m6=3 确定齿轮的齿数和模数（计算法）并校核 以齿轮 8 和 9 为例 设计时采用最高转速，即齿轮 10 的转速为 1800r/min,已知该组齿轮传递的功率为,已知传动比为 89i ≈ ,假设齿轮对称布置 ,使用寿命为 8 年 ,每年以 300 工作日计 ,两班制 ,中等冲击 ,齿轮单向回转。 齿轮的材料、精度和齿数选择 因传递功率不大、转速不高、材料按表 71 选取，都采用 55 钢，锻造毛坯，大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。 齿轮精度用 6 级，软齿表面粗糙度为 aR。 软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，取齿轮 8的齿数为 17，则齿轮9为 17/=66 设计计算 （ 1）、设计准则按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 金陵科技学院学士学位论文 第 3章 动力计算 14 （ 2）、按齿面接触疲劳强度设计 3 11 ][ )1(2 u uKTZZZddHEHt   1T = mmNmmNnp .1 1 3 2 9 8 0 0 66   由图 76 选取材料的接触疲劳极限应力为 : aH MP580lim2  , aH MP560m in2  由图 77 选取材料的弯曲疲劳极限应力为 : aF MP230lim1  , aF MP210lim2  应力循环次数 N由式 (73)计算 830016171800601 N =  2N uN1 89  由图 78 查 得接触疲劳强度寿命系数 11NZ , 2NZ 由图 79 查得弯曲疲劳寿命系数 11NY , 2NY 1, 由表 72 查得接触疲劳安全系数 minHS 1,弯曲疲劳安全系数 minFS ,又 STY =,试选 tK 由前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力 aNHHm MPZS 580][ 1limlim1 。