数控机床主轴箱课程设计模板解析

2 主传动设计

2.1 驱动源的选择

机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从额定转速nd向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速nd向下至最低转速nmin是调节电枢电压的方法来调速的，属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到的最高转速比同功率的直流调速电动机高，磨损和故障也少，所以在中小功率领域，交流调速电动机占有较大的优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。

根据主轴要求的最高转速4000r/min，最大切削功率5.5KW,选择北京数控设备厂的BESK-8型交流主轴电动机，最高转速是4500 r/min。

2.2 转速图的拟定

根据交流主轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的恒功率转速范围

Rdp=nmax/nd=3

（2-1）

而主轴要求的恒功率转速范围Rnp= ,远大于交流主轴电动机所能提供的恒功率转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其恒功率转速范围。

设计变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比Фf等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp，即Фf=Rdp=3，功率特性图是连续的，无缺口和无重合的。

变速箱的变速级数

Z=lg Rnp/lg Rdp=lg / lg 3=2.99 (2-2)

取 Z=3

确定各齿轮副的齿数：

取S=116

由u=1.955 得Z1=39 Z1′=77

由u=1.54 得Z2=46 Z2′=70

由u=4.6 得Z3=20 Z3′=96

由此拟定主传动系统图、转速图以及主轴功率特性图分别如图2-1、图2-2、图2-3。

图2-1 主传动系统图(不合要求)

图2-2转速图(不合要求) 图2-3主轴功率特性(不合要求)

2.3传动轴的估算

传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。如果刚度不够，轴上的零件如齿轮，轴承等由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。

计算转速n

j

是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图上直接得出如表2-1所示。

各轴功率和扭矩计算：

已知一级齿轮传动效率为0.97（包括轴承），同步带传动效率为0.98,则：

Ⅰ轴：P

1=P

d

×0.98=7.5×0.98=7.35 KW

Ⅱ轴：P

2=P

1

×0.97=7.35×0.97=7.13 KW

Ⅰ轴扭矩：T

1=9550P

1

/n

1

=9550×7.35/682=1.029×105 N.mm

Ⅱ轴扭矩: T

2=9550P

2

/n

2

=4.539×105 N.mm

[φ]是每米长度上允许的扭转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取，其选

取的原则如表2-2所示。

根据表3-2确定各轴所允许的扭转角如表3-3所示。

表2-3 许用扭转角的确定

j

2-1）、允许扭转角[φ]（如表2-3）代入扭转刚度的估算公式

可得传动轴的估算直径：d=40mm;

主轴轴径尺寸的确定：

已知车床最大加工直径为D max=400mm, 则：

主轴前轴颈直径D1=0.25D ma x±15=85～115mm 取D1=95mm

后轴颈直径 D2=(0.7～0.85)D

1=67～81mm 取D

2

=75mm

内孔直径 d=0.1D

max

±10=35～55mm 取d=40mm

2.4齿轮模数的估算

按接触疲劳强度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的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。

齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，第二种是按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所以必须先给出各个齿轮的齿数。

根据齿轮不产生根切的基本条件：齿轮的齿数不小于17，在该设计中，即最小齿轮的齿数不小于17。而由于Z3,Z3’这对齿轮有最大的传动比，各个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3。取Z3=20,S=116，则Z3’=96。

从转速图上直接看出直接可以看出Z3的计算转速是682r/min。

根据齿轮弯曲疲劳估算公式

mω≥

根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得: m=2.84

由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为m =3mm，对比上述结果，可知这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，故取同一变速组中的所有齿轮的模数都为m=3mm。

可得两轴中心距为a=175mm.

现将各齿轮齿数和模数列表如下：

表2-4 齿轮的估算齿数和模数列表