数控机床主传动系统设计

数控机床主传动系统设计
⽬录
摘要
第⼀章绪⾔ (3)
第⼆章设计⽅案论证与拟定 (4)
2.1 总体⽅案的论证 (4)
2.2 总体⽅案的拟定 (4)
2.3 主传动系统总体⽅案图及传动原理 (4)
第三章设计计算说明 (7)
3.1 主运动设计 (7)
3.1.1 参数的确定 (7)
3.1.2 传动设计 (8)
3.1.3 转速图的拟定 (11)
3.1.4 带轮直径和齿轮齿数的确定 (14)
3.1.5 传动件的设计 (23)
3.2 纵向进给运动设计 (43)
3.2.1 滚珠丝杆副的选择 (43)
3.2.2 驱动电机的选⽤ (48)
结论 (53)
参考⽂献 (55)
致谢 (56)
第⼀章绪⾔
当前的世界已进⼊信息时代，科技进步⽇新⽉异。

⽣产领域和⾼科技领域中的竞争⽇益加剧，产品技术进步、更新换代的步伐不断加快。

现在单件⼩批量⽣产的零件已占到机械加⼯总量的80%以上，⽽且要求零件的质量更⾼、精度更⾼，形状也⽇趋复杂化，这是摆在机床⼯业⾯前的⼀个突出问题。

为了解决复杂、精密、单件⼩批量以及形状多变的零件加⼯问题，⼀种新型的机床——数字控制(Numerical control)机床的产⽣也就是必然的了。

此次设计是数控机床主传动系统的设计，其中包括机床的主运动设计，纵向进给运动设计，还包括齿轮模数计算及校核，主轴刚度的校核等。

第⼆章总体⽅案论证与拟定
2.1 总体⽅案的论证
数控车床是基于数字控制的，它与普通车床不同，因此数控车床机械结构上应具有以下特点：
1．由于⼤多数数控车床采⽤了⾼性能的主轴，因此，数控机床的机械传动结构得到了简化。

2．为了适应数控车床连续地⾃动化加⼯，数控车床机械结构，具有较⾼的动态刚度，阻尼精度及耐磨性，热变形较⼩。

3．更多地采⽤⾼效传动部件，如滚动丝杆副等。

CNC装置是数控车床的核⼼，⽤于实现输⼊数字化的零件程序，并完成输⼊信息的存储，数据的变换，插补运算以及实现各种控制功能。

2.2 总体⽅案的拟定
1．根据设计所给出的条件，主运动部分z=18级，即传动⽅案的选择采⽤有
级变速最⾼转速是2000r/min，最低转速是40r/min， 1.26
2．纵向进给是⼀套独⽴的传动链，它们由步进电机，齿轮副，丝杆螺母副组成，它的传动⽐应满⾜机床所要求的。

3．为了保证进给传动精度和平稳性，选⽤摩擦⼩、传动效率⾼的滚珠丝杆螺母副，并应有预紧机构，以提⾼传动刚度和消除间隙。

齿轮副也应有消除齿侧间隙的机构。

4．采⽤滚珠丝杆螺母副可以减少导轨间的摩擦阻⼒，便于⼯作台实现精确和微量移动，且润滑⽅法简单。

2.3主传动系统总体⽅案图及传动原理
1.数控车床主传动系统图
数控车床的主传动系统见图2.1。

整个主传动系统主要由主运动传动链和纵向进给传动链组成。

图2.1 总的传动系统图
2.传动原理
主轴部件是机床实现旋转运动的执⾏件，结构如图2.2所⽰，其⼯作原理如下：
交流主轴电动机通过带轮15把运动传给主轴7。

主轴有前后2个⽀承。

前⽀承由⼀个圆锥孔双列圆柱滚⼦轴承11和⼀对⾓接触球轴承10组成，轴承11⽤来承受径向载荷，两个⾓接触球轴承⼀个⼤⼝向外（朝向主轴前端），另⼀个⼤
⼝向⾥（朝向主轴后端），⽤来承受双向的轴向载荷和径向载荷。

前⽀承轴的间隙⽤螺母8来⽀撑。

螺钉12⽤来防⽌螺母8回松。

主轴的后⽀承为圆锥孔双列圆柱滚⼦轴承14，轴承间隙由螺母1和6来调整。

螺钉17和13是防⽌螺母1和6回松的。

主轴的⽀承形式为前端定位，主轴受热膨胀向后伸长。

前后⽀承所⽤圆锥孔双列圆柱滚⼦轴承的⽀承刚性好，允许的极限转速⾼。

前⽀承中的⾓接触球轴承能承受较⼤的轴向载荷，且允许的极限转速⾼。

主轴所采⽤的⽀承结构适宜低速⼤载荷的需要。

主轴的运动经过同步带轮16和3以及同步带2带动脉冲编码器4，使其与主轴同速运转。

脉冲编码器⽤螺钉5固定在主轴箱体9上。

图2.2 主轴部件
第三章设计计算说明
3.1 主运动设计
3.1.1 参数的确定
⼀. 了解车床的基本情况和特点---车床的规格系列和类型
1. 通⽤机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。

因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。

本次设计中的车床是普通型车床，其品种，⽤途，性能和结构都是普通型车床所共有的，在此就不作出详细的解释和说明了。

2.车床的主参数（规格尺⼨）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79）：最⼤的⼯件回转直径D （mm ）是400；⼑架上最⼤⼯件回转直径D1⼤于或等于200；主轴通孔直径d 要⼤于或等于36；主轴头号（JB2521-79）是6；最⼤⼯件长度L 是750～2000；主轴转速范围是：32～1600；级数范围是：18；纵向进给量mm/r0.03～2.5；主电机功率（kw ）是5.5～10。

⼆. 参数确定的步骤和⽅法
1. 极限切削速度umax ﹑umin
根据典型的和可能的⼯艺选取极限切削速度要考虑：⼯序种类﹑⼯艺要求⼑具和⼯件材料等因素。

允许的切速极限参考值如《机床主轴变速箱设计指导书》。

然⽽，根据本次设计的需要选取的值如下：
取umax=300m/min ； umin=30m/min 。

2. 主轴的极限转速
计算车床主轴的极限转速时的加⼯直径，按经验分别取（0.1～0.2）D 和（0.45～0.5）D 。

由于D=400mm ，则主轴极限转速应为：
nmax=
1000(0.1~0.2)u D
πr/min ……………………………… 3.1
=2000r/min ；
nmin=
min
1000(0.45~0.5)u D
πr/min …………………………… 3.2
=40r/min ；
由于转速范围 R =
max
min
n n =
2000/min
40/min r r ……………………………
3.3
= 50 ；因为级数Z 已知：
Z=18级。

现以Φ=1.26和Φ=1.41代⼊R=1z Ф 得R=50和355 ，因此取Φ=1.26更为合适。

各级转速数列可直接从标准数列表中查出。

标准数列表给出了以Φ=1.06的从1～10000的数值，因Φ=1.26=41.06，从表中找到nmax=2000r/min ，就可以每隔3个数值取⼀个数，得：
2000，1600，1250，1000，800，630，500，400，315，250，200，160，125，100，80，63，50，40。

3. 主轴转速级数z 和公⽐￠
已知 :
max
min
n n =Rn Rn=z-1
Ф
且： z= a b 2x 3
18=1293x 3x 2
4. 主电机功率—动⼒参数的确定
合理地确定电机功率N ，使⽤的功率实际情况既能充分的发挥其使⽤性能，满⾜⽣产需要，⼜不致使电机经常轻载⽽降低功率因素。

⽬前，确定机床电机功率的常⽤⽅法很多，⽽本次设计中采⽤的是：估算法，它是⼀种按典型加⼯条件（⼯艺种类、加⼯材料、⼑具、切削⽤量）进⾏估算。

根据此⽅法，中型车床典型重切削条件下的⽤量：
根据设计书表中推荐的数值：
取 P=5.5kw
3.1.2 传动设计
⼀. 传动结构式、结构⽹的选择
结构式、结构⽹对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有⽤的⽅法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的⽅案，就并⾮⼗分有效，可考虑到本次设计的需要可以参考⼀下这个⽅案。

确定传动组及各传动组中传动副的数⽬：
级数为Z 的传动系统有若⼲个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3…个传动副。

即
Z=Z1 Z2 Z3 ………………………………
3.4
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=23a b x ……………………………… 3.5
可以有⼏种⽅案，由于篇幅的原因就不⼀⼀列出了，在此只把已经选定了的和本次设计所须的正确的⽅案列出，具体的内容如下：
传动齿轮数⽬ 2x （3+3+2）+2x2+1=21个轴向尺⼨ 19b 传动轴数⽬ 6根
操纵机构简单，两个三联滑移齿轮，⼀个双联滑移齿轮⼆. 组传动顺序的安排
18级转速传动系统的传动组，可以安排成：3x3x2，2x3x3，或3x2x3 选择传动组安排⽅式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。

在Ⅰ轴上摩擦离合器时，应减⼩轴向尺⼨，第⼀传动组的传动副不能多，以2为宜，本次设计中就是采⽤的2，⼀对是传向正传运动的，另⼀个是传向反向运动的。

主轴对加⼯精度、表⾯粗糙度的影响⼤，因此主轴上齿轮少些为好，最后⼀个传动组的传动副选⽤2，或者⽤⼀个定⽐传动副。

三. 传动系统的扩⼤顺序的安排
对于18级的传动可以有三种⽅案，准确的说应该不只有这三个⽅案，可为了使结构和其他⽅⾯不复杂，同时为了满⾜设计的需要，选择的设计⽅案是：
传动⽅案的扩⼤顺序与传动顺序可以⼀致也可以不⼀致，在此设计中，扩⼤顺序和传动顺序就是⼀致的。

这种扩⼤顺序和传动顺序⼀致，称为顺序扩⼤传动。

四. 传动组的变速范围的极限植
齿轮传动副最⼩传动⽐umin≥1
4
，最⼤传动⽐umax≤2，决定了⼀个传动组
的最⼤变速范围rmax=umax/nmin≤8。

因此，要按照参考书中所给出的表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动⽅案。

极限传动⽐及指数x，,x值为：
五. 最后扩⼤传动组的选择
正常连续的顺序扩⼤的传动（串联式）的传动结构式为：
Z=Z1［1］Z2［Z1］Z3［Z1Z2］
即是：
3.1.3 转速图的拟定
运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。

在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转图，使主运动逐步具体化。

⼀. 主电机的选定
中型机床上，⼀般都采⽤三相交流异步电机为动⼒源，可以在系列中选⽤。

在选择电机型号时，应按以下步骤进⾏：
1.电机功率N：
根据机床切削能⼒的要求确定电机功率。

但电机产品的功率已经标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。

N=5.5kw
2. 电机转速n
d
异步电机的转速有：3000、1500、1000、750r/min
在此处选择的是：
n
=1500r/min
d
这个选择是根据电机的转速与主轴最⾼转速nmax和Ⅰ轴的转速相近或相宜，以免采⽤过⼤的升速或过⼩的降速传动。

3. 双速和多速电机的应⽤
根据本次设计机床的需要，所选⽤的是：双速电机
4. 电机的安装和外形
根据电机不同的安装和使⽤的需要，有四种不同的外形结构，⽤的最多的有底座式和发兰式两种。

本次设计的机床所需选⽤的是外⾏安装尺⼨之⼀。

具体的安装图可由⼿册查到。

5. 常⽤电机的资料
根据常⽤电机所提供的资料，选⽤：
图3.1 Y132S-4电动机
Ⅰ轴从电机得到运动，经传动系统化成主轴各级转速。

电机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轴转速不宜将电机转速下降得太低。

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轴转速不宜太⾼。

Ⅰ轴装有离合器的⼀些机床的电机、主轴、Ⅰ轴转速数据：
参考这些数据，可见，车床Ⅰ轴转速⼀般取700～1000r/min。

另外，也要注意到电机与Ⅰ轴间的传动⽅式，如⽤带传动时，降速⽐不宜太⼤，否则Ⅰ轴上带轮太⼤，和主轴尾端可能⼲涉。

因此，本次设计选⽤：
n1=960r/min
⼆. 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、震动等性能要求之间的⽭盾。

中间传动轴的转速较⾼时（如采⽤先升后降的传动），中间转动轴和齿轮承受扭矩⼩，可以使⽤轴径和齿轮模数⼩写：
d∝4M、 m∝3M，从⽽可以使⽤结构紧凑。

但是，这将引起空载功率N空和噪⾳Lp（⼀般机床容许噪⾳应⼩于85dB）加⼤：N 空=n Cd n d a ∑+主5.3(101
6
) KW ………………………… 3.6 式中：
C---系数，两⽀承滚动或滑动轴承C=8.5，三⽀承滚动轴承C=10； da---所有中间轴轴颈的平均直径（mm ）； d 主—主轴前后轴颈的平均直径（mm ）； ∑n —主轴转速（r/min ）。

()()()[]
K n mz B q n mz C L a p --+=∑主主tan 15.4log 201 ……………… 3.7 （mz ）a —所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值mm ；（mz ）主—主轴上齿轮的分度圆的平均值mm ； q----传到主轴所经过的齿轮对数；β----主轴齿轮螺旋⾓；
C1、K---系数，根据机床类型及制造⽔平选取。

我国中型车床、铣床C1=3.5。

车床K=54，铣床K=50.5。

从上诉经验公式可知：主轴转速n 主和中间传动轴的转速和∑n 对机床噪⾳和发热的关系。

确定中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正：
1.功率教⼤的重切削机床，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。

2.速轻载或精密车床，中间轴转速宜取低⼀些。

3.控制齿轮圆周速度u ＜8m/s （可⽤7级精度齿轮）。

在此条件下，可适当选⽤较⾼的中间轴转速。

三. 齿轮传动⽐的限制机床主传动系统中，齿轮副的极限传动⽐：
1.升速传动中，最⼤传动⽐umax ≤2。

过⼤，容易引起震动和噪⾳。

2.降速传动中，最⼩传动⽐umin ≥1/4。

过⼩，则使主动齿轮与被动齿轮的直径相差太⼤，将导致结构庞⼤。

图3.2 主运动的转速图3.1.4 带轮直径和齿轮齿数的确定
根据拟定的转速图上的各传动⽐，就可以确定带轮直径和齿轮的齿数。

⼀. 带轮直径确定的⽅法、步骤
1.选择三⾓型号
⼀般机床上的都采⽤三⾓带。

根据电机转速和功率查图即可确定型号（详情见〈〈机床主轴变速箱设计指导〉〉4-1节）。

但图中的解并⾮只有⼀种，应使传动带数为3～5根为宜。

本次设计中所选的带轮型号和带轮的根数如下： B 型带轮
选取3根 2.确定带轮的最⼩直径Dmin （D ⼩）
各种型号胶带推荐了最⼩带轮直径，直接查表即可确定。

根据⽪带的型号，从教科书〈〈机械设计基础教程〉〉查表可取：
Dmin=140mm
3.计算⼤带轮直径D ⼤
根据要求的传动⽐u 和滑功率ε确定D ⼤。

当带轮为降速时：
()ε-??=11
u
D D ⼩⼤
三⾓胶带的滑动率ε=2%。

三⾓传动中，在保证最⼩包⾓⼤于120度的条件下，传动⽐可取1/7 ≤u ≤3。

对中型通⽤机床，⼀般取1～2.5为宜。

因此，
137.2mm ≤D ⼤≤343mm
经查表取：
D ⼤=212mm
⼆. 确定齿轮齿数
⽤计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简单。

根据要求的传动⽐u 和初步定出的传动齿轮副齿数和Sz ，查表即可求出⼩齿轮齿数。

在本次设计中采⽤的就是常⽤传动⽐的适⽤齿数（⼩齿轮）表就见教科书
〈〈机床简明设计⼿册〉〉。

不过在表中选取的时候应注意以下⼏个问题： 1. 不产⽣根切。

⼀般去Z min ≥18～20。

2. 保证强度和防⽌热处理变形过⼤，齿轮齿根圆到键槽的壁厚δ≥2mm ，⼀般取δ>5mm 则z min ≥6.5+
m
T
2，具体的尺⼨可参考图。

3. 同⼀传动组的各对齿轮副的中⼼距应该相等。

若莫数相同时，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，常常满⾜⽐了上述要求。

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。

4. 防⽌各种碰撞和⼲涉:
三联滑移齿轮的相邻的齿数差应⼤于4。

应避免齿轮和轴之间相撞，出现以上的情况可以采⽤相应的措施来补救。

5. 在同时满⾜以上的条件下齿轮齿数的确定已经可以初步定出，具体的各个齿轮齿数可以见传动图上所标写的。

6. 确定轴间距：
轴间距是由齿轮齿数和后⾯计算并且经验算⽽确定的模数m ⽽确定的，具体的计算值如下（模数和齿轮的齿数⽽确定的轴间距必须满⾜以上的⼏个条件）：
Ⅰ轴与Ⅱ轴之间的距离：取m=2.5mm ，由转速图⽽确定
85.02
1
=z z
122.551127.52.560150d mz
mm mm
d mz mm mm
==?===?= …………………… 3.8
齿轮1与2之间的中⼼距：
12
12127.5150
2138.75d d a mm
+=
+== ………………………
3.9
Ⅱ轴与Ⅲ轴之间的距离：
取m=2.5mm ，由转速图⽽确定的传动⽐见图，
38
0.848290.557330.6253i i i =
===== 33
442.538952.548120d mz mm mm
d mz mm mm
==?===?= …………………………
3.10
齿轮3与4之间的中⼼距：
34
22107.5d d a mm
+=
= …………………………… 3.11
Ⅲ轴与Ⅳ轴之间的距离：
取m=3.5mm ，由转速图⽽确定的传动⽐54
1.63425
0.463390.849
i i i =
=====
991010
3.5541893.534119d mz mm mm
d mz mm mm
==?===?= ………………………
3.12
齿轮9与10之间的中⼼距：
910
32189119
2154d d a mm
+=
+== ……………………………
3.13
Ⅳ轴Ⅴ轴之间的中⼼距离：
取m=3.5mm ，由转速图⽽确定的传动⽐20
0.267865
1.9733
i i =
===
151516163.520
703.578273d mz mm mm d mz mm mm ==?===?= ……………………
3.14
1516
4270273
2171.5d d a mm
+=
+== ………………………
3.15
主轴到脉冲轴的中⼼距：取m=3.5mm ，传动⽐1i = 191920203.533
115.53.533115.5d mz mm mm d mz mm mm
==?===?= …………………………
3.16
1920
52
115.5115.5
2
115.5d d a mm
+=
+== ………………………
3.17
Ⅰ轴到反转轴Ⅵ轴的中⼼距：取m=2.5mm ，传动⽐ 1.47i = 2121
2222
2.5501252.53485d mz mm mm
d mz mm mm
==?===?= ……………………………
3.18
2122
6212585
2105d d a mm
+=
+== …………………………… 3.19
由齿顶⾼
()***
*1
0.25,a a
f a a h h h h c m h c ==+==⽽取可知：
……………………………。