数控机床主传动系统设计毕业设计全文

第一章前言
1.1 数控机床的发展概况
数控机床是现代制造业的关键设备，一个国家数控机床的产量和技术水平在某种程度上就代表这个国家的制造业水平和竞争力。

我国现在已基本掌握了从数控系统、伺服驱动、数控主机、专机及其配套件的基础技术，其中大部分技术已具备进行商品化开发的基础，部分技术已商品化、产业化。

初步形成了数控产业基地。

在攻关成果和部分技术商品化的基础上，建立了诸如华中数控、航天数控等具有批量生产能力的数控系统生产厂。

兰州电机厂、华中数控等一批伺服系统和伺服电机生产厂以及北京第一机床厂、济南第一机床厂等若干数控主机生产厂。

这些生产厂基本形成了我国的数控产业基地。

建立了一支数控研究、开发、管理人才的基本队伍。

虽然在数控技术的研究开发以及产业化方面取得了长足的进步，但我们也要清醒地认识到，我国高端数控技术的研究开发，尤其是在产业化方面的技术水平现状与我国的现实需求还有较大的差距。

虽然从纵向看我国的发展速度很快，但横向比（与国外对比）不仅技术水平有差距，在某些方面发展速度也有差距，即一些高精尖的数控装备的技术水平差距有扩大趋势。

1.2 数控机床的未来发展趋势
1) 高速化。

随着汽车、航空航天工业的发展，铝合金及其他新材料的应用日益广泛，对高速加工的需求越来越强劲。

2) 高精度。

机床的加工精度，以及其可重复性和可信赖度高，性能长期稳定，能够在不同运行条件下“保证”零件的加工质量。

3) 工序集约化。

在一台机床上尽可能加工完毕一个零件的所有工序，同时又保持机床的通用性，能够迅速适应加工对象的改变。

4) 机床的智能化。

加工设备不仅提供“体力”，也有“头脑”，能够在线监测工况、独立自主地管理自己，并与企业的生产管理系统通信。

5) 机床的微型化。

随着各种产品的小型化以及微机电系统的迅速发展，对机床微型化提出了强烈的需求。

1.3 数控机床的主传动系统
主传动系统是实现主运动的传动系统，它的转速高、传递的功率大，是数控机床的关键部件之一。

对它的精度、刚度、噪声、温升、热变形都有严格的要求。

由于数控机床的主运动要求有较大的调速范围，因此数控机床的主传动电机主要使用交流变频调速伺服电机和直流伺服调速电机。

由于主运动采用了无级变速，为了确保低速时的扭矩，数控机床在交流和直流电机无级变速的基础上配以齿轮变速。

数控机床采用带有变速齿轮的主传动。

通过少数几对齿轮减速，扩大了
输出扭矩，以满足主轴输出扭矩特性的要求，以获得强力切屑时所需要的扭矩。

滑移齿轮的移位采用液压拨叉直接齿轮实现。

第二章 主传动系统的运动设计
2.1 主运动系统驱动电机的选择
对于任何一种数控机械设备，它的各个运动中速度最高的，功率消耗最大的那个运动称为主运动。

而驱动主运动的电机的选择主要考虑电机的功率，调速范围以及功率扭矩特性等。

其中功率则应考虑有效功率、空载功率和随负载增加的摩擦损耗功率。

数控机床的主传动运动是通过主传动电机拖动的。

目前数控机床的主传动电机已经基本不再使用普通交流异步电机和传统的直流调速电机，他们逐步被新兴的交流变频调速伺服电机和直流伺服调速电机代替。

由于直流和交流变速主轴电机的调速系统日趋完善，不仅能方便地实现宽范围的无级变速，而且减少了中间传递环节和提高了变速控制的可靠性，因此在数控机床的主传动系统中更能显示出它的优越性。

数控机床的主运动要求有较大的调速范围，以保证加工时能选用合理的切屑用量，从而获得最佳的生产率、加工精度和表面质量。

为了适应各种工件和各种工件材料的要求，数控机床和加工中心主运动的调速范围应进一步扩大。

数控机床变速时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。

主轴的最高转速nmax=3150r/min ，最低转速nmin=16r/min ，计算转速nj=78r/min ，
交流变频主轴电机其额定功率Pn=10kw ，额定转速nd=1000r/min ，最高转速nmax=2400r/min ，最低转速nmin=62r/min
主轴要求的恒功率调速范围： R np =
3150
40.3678= 电动机的恒功率调速范围：R p =2400
2.41000
=
可见主轴要求的恒功率调速范围远大于电动机所能提供的恒功率调速范围，故必须配以分级变速箱。

取变速箱的公比φFz = Rnp=2.4则由于无级变速时
R np =φF z-1R p = Z
F Φ
故变速箱的变速级数 Z=
lg 40.36
4.22lg 2.4
=
为了简化变速箱结构,取Z=4=22⨯ 则1 2.52Z
F np R Φ==
2.2 拟定转速图和功率扭转特性图
图1为转速图。

要从电机的恒转矩调速的最低转速310r/min 降至主轴的最低转速30r/min 其总降速比为i=30/310=1/10，用两个变速组的最小传动比来完成。

图2为主轴上的功率扭转特性图。

2.3拟定齿轮齿数确定传动系统图
为了便于设计和制造，同一传动组内各齿轮的模数取相同值。

两轴间的中心距一定，所以齿数和Σz相等，为了减小径向尺寸，齿数和应尽量取小些。

但最小齿数和Σzmin又受到最小齿数Zmin和最小传动比的限制（一般Zmin≥18～20，Umin≥1/4），为了实现变速二联滑移齿轮中，最大和最小齿轮的齿数差应大于4mm。

同时还应考虑到小齿轮齿根圆与其键槽处的尺寸应大于两倍的模数，以防止根裂。

另外齿数和Σz的选取不要使两轴中心距过小，否则有可能导致两轴轴承过近或使前后变速组的齿顶圆与轴相撞。

综合考虑以上的因素，根据《金属切削机床设计》及变数箱传动比查表得轴间齿数和Σz=124
根据转速图确定各轴上齿轮的齿数
Ⅰ轴：Z1=60 Z2=24
Ⅱ轴：Z3=24 Z4=60 Z5=42
Ⅲ轴：Z6=24 Z7=42
绘制传动系统图如下：
第三章 主传动系统的动力设计
3.1主轴及其组件的选择
数控机床变速时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。

由于直流和交流变速主轴电机的调速系统日趋完善，不仅能方便地实现宽范围的无级变速，而且减少了中间传递环节和提高了变速控制的可靠性，因此在数控机床的主传动系统中更能显示出它的优越性。

为了确保低速时的扭矩，有的数控机床在交流和直流电机无级变速的基础上配以齿轮变速。

由于主运动采用了无级变速，在大型数控车床上测斜端面时就可实现恒速切屑控制，以便进一步提高生产效率和表面质量。

数控机床主传动主要有三种配置方式。

1.带有变速齿轮的主传动
这是大、种型数控机床采用较多的一种方式。

通过少数几对齿轮减速，扩大了输出扭矩，以满足主轴对输出扭矩特性的要求。

一部分小型数控机床业采用此种传动方式，以获得强力切屑时所需要的扭矩。

滑移齿轮的移位大都采用液压拨叉或直接由液压油缸带动齿轮实现。

2.通过皮带传动的主传动
这主要应用在小型数控机床上，可以避免齿轮传动是引起的振动与噪声。

但它只能使用与要求的扭矩特性的主轴。

3.由调速电机直接驱动的主传动
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。

但主轴输出扭矩小，电机发热对主轴的精度影响较大。

近年来,国外出现一种数控机床内装式的电机主轴,即主轴与电机转子合为一体.优点是主轴部件结构紧凑、重量轻、惯量小，可提高启动、停止的响应特性，且利于控制振动和噪声。

缺点是电机运转产生的振动和热量将直接影响到主轴，因此，主轴组件的平衡、温度控制和冷却是内装式电机主轴的关键问题。

本设计选用的是带有变速齿轮的主传动，其优点是能够满足各种切削运动的转矩输出，且具有大范围的速度变化能力。

但结构复杂，需增加润滑及温度控制系统，制造维修要求较高。

3.2 轴径的确定：
3.2.1主轴轴径的确定： 取前端直径D1=100mm,
后端直径D2=(0.7~0.85)D1=80mm,C/3/82/后轴承C/3/82/16 主轴传递扭矩:7.59550
95504476.5616
n N M N m n ==⨯=• 取主轴最大回转直径Ｄ＝240mm ，则主轴所受切削力37304.660.12
n
M P N δ=
=，
18652.342
Y P P N δ
=
=. 所以
41707.9Y P KN
===
(2)取主轴悬伸a=90mm, 悬伸比0
3l a
=,0270l mm = 则前轴承所受力41707.54A l a
R P N l
+== 后轴承所受力10426.98B a
R P
N l
== 前轴承径向位移:0.893
00.815
0.062519.58A R d
δ==μm 有5μm 预紧量时相对位移
050.25519.58
g ==δ 查图线,取B=0.9,则弹性位移1017.62δ=βδ=μm 轴承外圈与箱体孔接触变形:50.05100
d ∆==,查图线K=0.18 则外圈弹性变形:A R K
m D 220⨯⨯δ=
=8.61μπ⨯⨯β
内圈弹性变形:200.05
3.59A R m d 1⨯⨯δ=
=μπ⨯⨯β
所以轴承支承的综合刚度:1398/A
A R K N m 123
=
=μδ+δ+δ
(3)后轴承径向位移:0.893
00.815
0.0625 6.8A R d δ=
=μm 有5μm 预紧量时相对位移
050.7346.8
g ==δ 查图线,取B=0.9,则弹性位移10 3.94δ=βδ=μm 轴承外圈与箱体孔接触变形:50.062580
d ∆==,查图线K=0.1６ 则外圈弹性变形:A R K
m D 220⨯⨯δ=
=2.5μπ⨯⨯β
内圈弹性变形:200.05
1.22A R m d 3⨯⨯δ=
=μπ⨯⨯β
所以轴承支承的综合刚度:1361/A
A R K N m 123
=
=μδ+δ+δ
(4) 求最佳跨距:
1.027A
B
K K = 假定主轴的当量外径D 为例,后轴径平均值D=90cm,取主轴 d=56mm,故惯性距4
4
4
0.05(9 5.6)278.8I cm =⨯-=
7335
210278
0.647139.8910A EI K a ⨯⨯η===⨯⨯
查图线
2.9l a
=则
0 2.926l a mm =⨯=与假设初值相差不多,故不再检验. 3.2.2传动轴轴径的确定
(1)I 轴:520.83/min,j n r =11
38.11
d mm ≥= 取I 轴为403510⨯⨯的花键轴
(2)II 轴：206.7/min,j n r =11
48.01d mm ≥= 取II 轴为504512⨯⨯的花键轴
III 轴: 82.01/min,j n r =11
60.49d mm ≥= 取III 轴为605412⨯⨯的花键轴 (3)选择轴II 检验弯曲刚度
轴II 上有三对齿轮,有四种传动情况:轴I II III 之间的空间位置如下图1,受力情况的分析也如图
1.
42244260 42604224 24246060
24606024
η=ηηη带球齿
0.980.990.990.96⨯⨯= 9550()II N M N m nj
•η
=•
750.969550133.42520⨯⨯
= 750.96
9550336.29206
⨯⨯=
X
2()tI II M
P KN mz •=
2133.42
2.117442⨯=-⨯
2336.29
2.802460
⨯=-⨯
a l λ=
34
0.12275
= 1
0.52
= 查图得K
3.2
1 0()OtI II rIII II P P KN •=•
2.117
0.66153.2
-=- -2.802 1
()2rIII II tIII II P P KN ••=
1.3898 0.5559 1.0945 1.4008 a l
λ=
0.12 0.5 0.12 0.5 查图得Ｋ
3.2 1 3.2 1 0/()rIII II rIII II P P K KN ••= 0.4343 0.5559 1.0945 1.4008 0tI II 0rIII II
••０Ｘ＝Ｐ＋Ｐ（ＫＮ） -0.2272
-0.10557
-1.7074
-1.4008
Y
1
P ()2
rI II tI II P KN ••=
-1.0585 -1.4008 0/()rtI II rI II P P K KN •
•=
-0.33075 -1.4008
2()tIII II M
P KN mZ
•=
2.779 1.1118 7.0049 2.8019 0/()tIII II tI II P P K KN ••= 0.8686 1.1118 2.189 2.8019 00()tIII II OrI II Y P P KN ••=+
0.53785 0.78105 0.7882 1.4008 0.5838
0.7882
1.8805
1.981
查表得挠度许用量[]0.00020.055y l mm =⨯= 倾角许用量[]0.0025rad θ=
中心处挠度[]333
71.98 2.75100.0113484821037.9148pl y mm y EI ⨯⨯=
==<⨯⨯⨯ 支承处倾角[]333
7
1.98
2.75100.0012161621037.9148
pl rad EI ⨯⨯θ===<θ⨯⨯⨯ 3.2.3选择II 轴上的轴承进行寿命校核
II 轴选308轴承,额定动载C=3200kg,动载荷系数 1.1d f =
所以轴承所受径向载荷 1.1 1.981 2.179r d F f R =•=⨯=
轴承寿命=3
631032009.839746601250 2.17910⨯⎛⎫
= ⎪⨯⨯⎝⎭
h
轴承的寿命足够
3.3设计带轮
1）设计功率d P 由《机械设计手册》表22.1—50查得A K =1.4
1.41014A A K K P ==⨯=
2)选定带型和节距
根据14d P KW =和11000/min n r =
由《机械设计手册》表22.1-12确定为H 型节距12.7b P =mm 3)小齿轮齿数Z 根据带型H 和小齿轮转速1n
由《机械设计手册》表22.1—51查得小齿轮最小齿数1min 16Z =此处取130Z = 4）小齿轮圆直径1d
113012.7
121.333.14
b
Z P d π
⨯=
=
=mm
由《机械设计手册》表22.1—56查得外径1119.90a d mm = 大齿轮齿数2Z
2400
1.921250
i =
= 21 1.923057.660Z iZ ==⨯=≈
5）大带轮节圆直径2d
226012.7
242.553.14
b
Z P d mm π
⨯=
=
=
由《机械设计手册》表22.1—56查得外径2241.18a d mm = 6）带速V
11
3.14121.331000
6.35/601000601000d n V m s π⨯⨯⨯⨯=
=
=⨯⨯
7）初定轴间距 取0500a mm = 8）带长及其齿数
2
2100120
()2()24d d L a d d a π
-=+++
2
3.14(242.55121.33)2500(121.33242.55)24500
-=⨯+++⨯
1000571.297.35=++ 1578.64=
由《机械设计手册》表22.1—47查得应选用带长代号为630的H 型的同步带，其节线长
1600.2p L mm =节线上的齿数200Z =
02
p L L a a -=+
1600.21578.64
5002
-=+
=510.78=
9）小带轮啮合齿数m Z
11212(())22b m P Z Z
Z ent Z Z a
π=--
23012.730(
(6030))22(3.14)510.78
ent ⨯=--⨯⨯ =
13
10）基本额定功率0P
20()1000
a T mv v P -=
由《机械设计手册》表22.1—53查得24000.448/a T N m Kg m ==
20
(21000.448 6.35) 6.3513.221000
P kw -⨯⨯==
11）所需带宽s b
0s s b b =由《机械设计手册》表22.1—52查得H 型带076.2s b =，13m Z =，1z K =
76.2s b = 73.56=
由《机械设计手册》表22.1—48查得，应选带宽代号300的H 带其76.2s b = 12）带轮的结构和尺寸 传动选用的同步带为630H300
小带轮130Z =，1121.33d =，1119.90a d = 大带轮260Z =，2242.55d =，2241.18a d =
3.4估算传动齿轮类型、精度等级、材料及模数
3.4.1Ⅰ轴上的齿轮计算
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1) 选用直齿圆柱齿轮传动 2) 7级精度（GB10095-88）
3) 选用材料 由《机械设计》表10-1得小齿轮材料为40C r （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 。

4) 小齿轮齿数Z 1=24大齿轮齿数2Z =60 i=2.5 2.按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10-9a ）进行计算d 1t ≥1) 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
5519.6
9.5510 1.7610520
T N mm =⨯⨯
=⨯ (3)由《机械设计》表10-7选取齿宽系数φd =1
(4)由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数Z E =189.8mpa ½
(5)由《机械设计》图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600Mpa ，大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550Mpa (6)由式10-13计算应力循环次数
N 1=60n 1j L h =60×520×1×(2×8×300×15)=2.246×109 N 2=2.246×109/2.5=8.99×108
(7)由《机械设计》图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN1=0.90, K HN2=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 [σH ]1=
S K H HN 1
lim 1σ=0.9×600=540Mpa
[σH ]2 =
S
K H HN 2
lim 2σ=0.95×550=522.5Mpa
2)计算小齿轮分度圆直径d 1t ，代入中[σH ]较小的值 (1) d 1t ≥2.32
[]2
1
3
1⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯±⨯H E d
t Z u u T K σφ
=2.32(2)计算圆周速度V
V=
1000
601
1⨯n d t π=
80.81520
601000
π⨯⨯⨯=2.2m/s
(3)计算齿宽b
b=φd d 1t =1×80.81=80.81㎜ (4)计算齿宽与齿高之比b/h
模数 m t =
11Z d t =80.8124
=3.37mm 齿高 h=2.25m t =2.25×3.37=7.58mm b/h=
80.81
10.667.58
= (5)计算载荷系数
根据V=2.2m/s 7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载荷系数K V =1.05 直齿轮假设K A F t /b<100N/㎜由《机械设计》表10-3查得K H α=K F α=1.2
由《机械设计》表10-2查得使用系数K A =1
由《机械设计》表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置 K H β=2231.120.18(10.6)0.2310d d b ϕφ-+++⨯
=2
2
3
1.120.18(10.61)10.231080.81-++⨯⨯+⨯⨯ =1.120.2880.019++
1.427=
由b/h =10.66, K H β=1.427查图10-13得K F β=1.35 故载荷系数
K=K A K V K H αK H β=1×1.05×1.2×1.427=1.80 (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1=d1t
t
K K
3
=52.632(7)计算模数：m=
11Z d =90.1
24
=3.75㎜ 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
m ≥1）确定公式内的各计算数值
（1）由《机械设计》图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380Mpa
（2）由《机械设计》图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.85 K FN2 =0.88 （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 [σF ]1=
S K FE FN 11σ=4.1500
85.0⨯=303.57Mpa [σF ]2=
S K FE FN 22σ=4
.1380
88.0⨯=238.86Mpa （4）计算载荷系数K
K=K A K V K F αK F β=1×1.05×1.2×1.35=1.70 （5）查取齿形系数
由《机械设计》表10-5查得 Y Fa1=2.65, Y Fa2 =2.28 （6）查取应力校正系数
由《机械设计》表10-5查得 Y Sa1=1.58, Y Sa2 =1.73 （7）计算大、小齿轮的Y Fa
Y Sa /[σF ]并加以比较
[]1
1
1F Sa Fa Y Y σ=
2.53 1.58
0.01379303.57
⨯=
[]2
2
2F Sa Fa Y Y σ =
2.28 1.73
0.0165238.86
⨯=
大齿轮的数值大 2)设计计算
m 2.58≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数，大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。

由于齿轮模数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，仅与齿轮的直径（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m=2.58㎜并就近圆整为标准值m=4㎜
3.5主轴及传动轴轴承的选择
数控机床主轴部件的精度、刚度和热变形对加工质量有直接影响。

由于加工过程中不对数控机床进行人工调整，因此这些影响就更为严重。

目前数控机床的主轴主要有三种型式。

1.前后支撑采用不同轴承
前支撑采用双列短圆柱滚子轴承和60°角接触双列向心推力球轴承组合，后支撑采用成对向心推力球轴承。

此配置形式使主轴的综合刚度大幅度提高，可以满足强力切屑的要求，因此普遍应用于各类数控机床。

2.前轴承采用高精度双列向心推力球轴承
向心推力球轴承高速时性能良好，主轴最高转速可达4000r/min。

但是，它的承载能力小，因而适用于高速、轻载和紧密的数控车床。

3.双列和单列圆锥滚子轴承
这种轴承径向和轴向刚度高，能承受重载荷，尤其能承受较强的动载荷，安装与调整性能也好。

但是，这种轴承限制了主轴的最高转速和精度，因此使用中等精度、低速与重载的数控机床。

本设计中主轴的前端轴承选用的是D级精度的NN3020K型双列短圆柱滚子轴承和一对背靠背安装的7020型角接触球轴承，用于承受纯径向力和向左向右的轴向力。

这种轴承具有刚性好，精度高，尺寸小及承载能力大等优点。

后端轴承采用的是E级精度的NN3016K型双列短圆柱滚子轴承，用于承受径向力和一定轴向力。

综合考虑，变速箱传动轴选用的是调心球轴承和深沟球轴承，装配方便，承载能力较大。

第四章主传动系统的结构设计
4.1数控机床的主体机构
数控机床的主体机构有以下特点：1）由于采用了高性能的无级变速主轴及伺服传动系统，数控机床的极限传动结构大为简化，传动链也大大缩短。

2）为适应连续的自动化加工和提高加工生产率，数控机床机械结构具有较高的静、动态刚度和阻尼精度，以及较高的耐磨性，而且热变形小。

根据数控机床的适用场合和机构特点，对数控机床结构因提出以下要求：
一、较高的机床静、动刚度数控机床是按照数控编程或手动输入数据方式提供的指令自动进行加工的。

由于机械结构（如机床床身、导轨、工作台、刀架和主轴箱等）的几何精度与变形产生的定位误差在加工过程中不能人为地调整与补偿，因此，必须把各处机械结构部件产生的弹性变形控制在最小限度内，以保证所要求的加工精度与表面质量。

为了提高数控机床主轴的刚度，不但经常采用三支撑结构，而且选用钢性很好的双列短圆柱滚子轴承和角接触向心推力轴承铰接出相信忒力轴承，以减小主轴的径向和轴向变形。

为了提高机床大件的刚度，采用封闭界面的床身，并采用液力平衡减少移动部件因位置变动造成的机床变形。

为了提高机床各部件的接触刚度，增加机床的承载能力，采用刮研的方法增加单位面积上的接触点，并在结合面之间施加足够大的预加载荷，以增加接触面积。

这些措施都能有效地提高接触刚度。

为了充分发挥数控机床的高效加工能力，并能进行稳定切削，在保证静态刚度的前提下，还必须提高动态刚度。

常用的措施主要有提高系统的刚度、增加阻尼以及调整构件的自振频率等。

试验表明，提高阻尼系数是改善抗振性的有效方法。

钢板的焊接结构既可以增加静刚度、减轻结构重量，又可以增加构件本身的阻尼。

因此，近年来在数控机床上采用了钢板焊接结构的床身、立柱、横梁和工作台。

封砂铸件也有利于振动衰减，对提高抗振性也有较好的效果。

二、减少机床的热变形在内外热源的影响下，机床各部件将发生不同程度的热变形，使工件与刀具之间的相对运动关系遭到破环，也是机床季度下降。

对于数控机床来说，因为全部加工过程是计算的指令控制的，热变形的影响就更为严重。

为了减少热变形，在数控机床结构中通常采用以下措施。

1.减少发热机床内部发热时产生热变形的主要热源，应当尽可能地将热源从主机中分离出去。

2.控制温升在采取了一系列减少热源的措施后，热变形的情况将有所改善。

但要完全消除机床的内外热源通常是十分困难的，甚至是不可能的。

所以必须通过良好的散热和冷却来控制温升，以减少热源的影响。

其中部较有效的方法是在机床的发热部位强制冷却，也可以在机床低温部分通过加热的方法，使机床各点的温度趋于一致，这样可以减少由于温差造成的翘曲变形。

3.改善机床机构在同样发热条件下，机床机构对热变形也有很大影响。

如数控机床过去采用的单立柱机构有可能被双柱机构所代替。

由于左右对称，双立柱机构受热后的主轴线除产生垂直方向的平移外，其它方向的变形很小，而垂直方向的轴线移动可以方便地用一个坐标的修正量进
行补偿。

对于数控车床的主轴箱，应尽量使主轴的热变形发生在刀具切入的垂直方向上。

这就可以使主轴热变形对加工直径的影响降低到最小限度。

在结构上还应尽可能减小主轴中心与主轴向地面的距离，以减少热变形的总量，同时应使主轴箱的前后温升一致，避免主轴变形后出现倾斜。

数控机床中的滚珠丝杠常在预计载荷大、转速高以及散热差的条件下工作，因此丝杠容易发热。

滚珠丝杠热生产造成的后果是严重的，尤其是在开环系统中，它会使进给系统丧失定位精度。

目前某些机床用预拉的方法减少丝杠的热变形。

对于采取了上述措施仍不能消除的热变形，可以根据测量结果由数控系统发出补偿脉冲加以修正。

三、减少运动间的摩擦和消除传动间隙数控机床工作台（或拖板）的位移量十一脉中当量为最小单位的，通常又要求能以基地的速度运动。

为了使工作台能对数控装置的指令做出准确响应，就必须采取相应的措施。

目前常用的滑动导轨、滚动导轨和静压导轨在摩擦阻尼特性方面存在着明显的差别。

在进给系统中用滚珠丝杠代替滑动丝杠也可以收到同样的效果。

目前，数控机床几乎无一例外地采用滚珠丝杠传动。

数控机床（尤其是开环系统的数控机床）的加工精度在很大程度上取决于进给传动链的精度。

除了减少传动齿轮和滚珠丝杠的加工误差之外，另一个重要措施是采用无间隙传动副。

对于滚珠丝杠螺距的累积误差，通常采用脉冲补偿装置进行螺距补偿。

四、提高机床的寿命和精度保持性为了提高机床的寿命和精度保持性，在设计时应充分考虑数控机场零部件的耐磨性，尤其是机床导轨、进给伺港机主轴部件等影响进度的主要零件的耐磨性。

在使用过程中，应保证数控机床各部件润滑良好。

五、减少辅助时间和改善操作性能在数控机床的单件加工中，辅助时间（非切屑时间）占有较大的比重。

要进一步提高机床的生产率，就必须采取促使最大限度地压缩辅助时间。

目前已经有很多数控机床采用了多主轴、多刀架、以及带刀库的自动换刀装置等，以减少换刀时间。

对于切屑用量加大的数控机床，床身机构必须有利于排屑。

4.2本设计采用的主体结构
变速机构的类型
本设计采用的是滑移齿轮变速机构。

其优点是变速范围大，变速方便且节省时间。

在较大的变速范围内可以传递较大的功率和扭矩，不工作时齿轮不啮合，所以空载功率损失较少。

主传动系统的布局
主传动系统的布局形式取决于机床的用途、类型和尺寸等因素。

本设计是采用装入式的传动布局。

既传动系统的全部变速机构和主轴组件装在同一箱体内，其优点是结构紧凑，便于调整和维修。

其次是箱体焊接少，便于加工和装配，降低制造成本。

齿轮的布置
变速组中的滑移齿轮，最好布置在主动轴上。

因主动轴转速一般比从动轴转速高，因此可以使滑移齿轮的尺寸小、重量轻、操纵省力。

但由于具体的结构要求，本设计中的滑移齿轮放在从动轴上。

为了变速操纵方便，所以做此安排。

此外，这里还应注意在一个变速组内，当一对齿轮完全脱开啮合之后，另一对齿轮才能开始进入啮合。

就是说两个固定齿轮之间的齿距应大于滑移齿轮的宽度。

另外滑移齿轮采用的是整体式的，两齿轮间应有足够的退刀槽。

并为了使滑移齿轮能顺利的啮合，在其啮合端面上沿全部齿高倒成圆角。

主轴和传动轴的位置确定
为了使设计的结构尺寸尽量小，并且使箱体的外形尺寸长、宽、高的比例大体上相适应。

考虑承受外力的情况，装拆调整等方面的问题，以及不得使箱体内的零件的径向尺寸和位置相干涉、碰撞。

参阅了相关资料和同类型的数控机床的图纸和主轴的回转直径，先确定了主轴的位置。

而后，确定了其它各轴的空间位置。

主轴组件
主轴采用的是较好的结构，是一个空心的阶梯轴。

主轴的内孔是为通棒料或卸顶尖时使用的铁棒，也可用于通过气动、电动或液压夹紧装置的机构。

主轴的前端锥孔为莫氏6号的锥度，用来安装顶尖套和前顶尖。

同时，也可安装心轴，利用锥面配合的摩擦力直接带动心轴和工件转动，主轴后端的锥孔是工艺孔。

主轴前端采用短法兰式的结构，它的作用是安装卡盘或拨盘。

虽然在制造上可能稍复杂些，但装卸卡盘方便，工作可靠，定心精度高。

而且主轴前端悬臂长度短，有利于提高主轴组件的刚度，所以得到广泛的应用。

主轴轴肩右端面上的圆形拨块，用于传递扭矩。

主轴尾端的圆柱面是安装各种辅具的基面。

主轴安装在两个支承上。

前支承中有一个滚动轴承，前端是D级精度的NN3020K型双列短圆柱滚子轴承和一对背靠背安装的7020型角接触球轴承，用于承受纯径向力和向左向右的轴向力。

这种轴承具有刚性好，精度高，尺寸小及承载能力大等优点。

后端轴承采用的是E级精度的NN3016K型双列短圆柱滚子轴承，用于承受径向力和一定轴向力。

主轴轴承需精密配合，因此轴承需定期调整。

前端轴承的径向间隙是由轴承两端的螺母来调整的。

扭动螺母时使NN3018K型轴承的内环相对主轴锥面做轴向移动，由于轴承的内环很薄，而且内孔和主轴锥面一样具有1：12的锥度。

因此内环在轴向的移动的同时做径向弹性膨胀，从而调整轴承径向间隙或预紧的程度。

调整妥当后，应将螺母锁紧。

主轴的径向跳动及轴向跳动允差都是0.01㎜。

主轴的径向跳动影响加工表面的圆度和同轴度。

轴向跳动影响加工端面的平面度和螺距精度。

当主轴跳动量超过允许值时，一般情况下，只需适当的调整前支承的间隙便可使主轴的跳动量调整至允许值内如径向跳动仍达不到要求，应调整后轴承。

6、变速箱传动轴轴承的选择和支承的布置
综合考虑，变速箱传动轴选用的是调心球轴承和深沟球轴承，装配方便，承载能力较大。

Ⅰ轴安有带轮，所以采用调心球轴承和深沟球轴承支承。

Ⅱ轴安装固定齿轮，采用两个深沟球轴承支承。

Ⅲ轴安有带轮，所以采用调心球轴承和深沟球轴承支承。

7、润滑和密封
润滑的作用是降低摩擦，降低温升，并与密封装置在一起，保护轴承不受外物的侵入和防止腐蚀。

滚动轴承可以用润滑脂或润滑油润滑。

主轴组件密封的作用，对于油润滑的主轴组件，主要是防止油外漏和灰尘屑末和冷却液进入。

对于脂润滑的主轴组件，由于脂不会外漏，主要是防止外物进入。

为了尽可能减少主轴部件温升热变形对机床工作精度的影响，通常利用润滑油的循环系统把主轴部件的热量带走，使主轴部件与箱体保持恒定的温度。

在某些数控镗、铣床上采用专用的制冷装置，比较理想的实现了温度控制。

近年来，某些数控机床的主轴轴承采用高级油脂，用封入。