CK6140数控卧式车床纵向进给机构设计概述Word格式文档下载.docx
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数控机床进给系统中的机械传动装置和器件具有高寿命、高刚度、无间隙、高灵敏度和低摩擦阻力等特点。
目前，数控机床进给驱动系统中常用的机械传动装置有以下几种：
滚珠丝杠副、静压蜗杆、蜗母一条、预加载荷双齿轮齿条及直线电动机。
滚珠丝杠副是在丝杠和螺母之间以滚珠为滚动体的螺旋传动元件。
滚珠丝杠副有多种结构型式。
按滚珠循环方式分为外循环和内循环两大类。
外循环回珠器用插管式的较多，内循环回珠器用腰形槽嵌块式的较多。
按螺纹轨道的截面形状分为单圆弧和双圆弧两种截形。
由于双圆弧截形轴向刚度大于单圆弧截形，因此目前普遍采用双圆弧截形的丝杠。
按预加负载形式分，可分为单螺母无预紧、单螺母变位导程预紧、单螺母加大钢球径向预紧、双螺母垫片预紧、双螺母差齿预紧、双螺母螺纹预紧。
数控机床上常用双螺母垫片式预紧，其预紧力一般为轴向载荷的1/3。
滚珠丝杠副与滑动丝杠螺母副比较有很多优点：
传动效率高、灵敏度高、传动平稳：
磨损小、寿命长；
可消除轴向间隙，提高轴向刚度等。
滚珠丝杠螺母传动广泛应用于中小型数控机床的进给传动系统。
在重型数控机床的短行程进给系统中也常被采用。
第3章纵向进给机构设计计算
3.1机构参数设计
3.1.1减速系统设计
对减速器的要求是：
制动迅速、平稳、结构简单、紧凑、维修和调整方便。
本次设计采用一级齿轮传动减速。
3.1.2传动方案拟定
单级圆柱齿轮减速器
（1）.工作条件：
使用年限5年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。
（2）.假设滚珠丝杆圆周力F=2200N；
3.1.3电动机选择
（1）.电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
（2）.电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式
（1）：
Ｐd＝ＰＷ／ηa （KW）（3-1）
由式
（2）：
ＰW＝ＦV/1000（KW）（3-2）
因此 Pd=FV/1000ηa（KW）
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×
η２３×
η３×
η４×
η5（3-3）
式中：
η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９７
则：
η总=0.96×
0.98３×
0.97×
0.99×
0.96
=0.83
所以：
电机所需的工作功率：
Pd =FV/1000η总
=（2200×
1.7）/（1000×
0.83）
=4.5（kw）
（3）.确定电动机转速
滚珠丝杠工作转速为：
n滚珠丝杠＝60×
1000·
V/（π·
D）（3-4）
=（60×
1000×
1.7）/（４2０·
π）
=77.3r/min
根据手册Ｐ7表１推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3～6。
则传动比理论范围为：
Ｉa’＝6～24。
故电动机转速的可选范为
N’d=I’a×
n滚珠丝杠（3-5）
=（16～24）×
77.3
=463.8～1855.2r/min
则符合这一范围的同步转速有：
750、1000和1500r/min
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：
（如下表）
电动机型号表3-1
方
案
电动
机型
号
额定功率
电动机转速
（r/min）
电动机重量
N
参
考
价
格
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速
器
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
650
1200
18.6
3.5
5.32
2
Y132M2-6
1000
960
800
12.42
2.8
4.44
3
Y160M2-8
750
720
1240
2100
9.31
2.5
3.72
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格
、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
此选定电动机型号为Y132M2-6。
3.1.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比：
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
（1）.可得传动装置总传动比为：
ia=nm/n=nm/n滚珠丝杠（3-6）
=960/77.3
=12.42总传动比等于各传动比的乘积
（2）.各级传动装置传动比：
根据指导书P7表1，取i0=2.8
因为：
ia＝i0×
i
i＝ia／i0
＝12.42/2.
＝4.44
3.1.5传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴等等
i0,i1，......为相邻两轴间的传动比
η01,η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）
TⅡ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·
m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩（r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
（1）.运动参数及动力参数的计算
1）.计算各轴的转数：
Ⅰ轴：
nⅠ=nm/i0
=960/2.8=342.86（r/min）
Ⅱ轴：
nⅡ=nⅠ/i1
=324.86/4.44=77.22r/min
滚珠丝杠：
nⅢ=nⅡ
2）.计算各轴的功率：
PⅠ=Pd×
η01=Pd×
η1
=4.5×
0.96=4.32（KW）
Ⅱ轴：
PⅡ=PⅠ×
η12=PⅠ×
η2×
η3
=4.32×
0.98×
0.97
=4.11（KW）
PⅢ=PⅡ·
η23=PⅡ·
η2·
η4
=4.11×
0.99=4.07（KW）
计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·
Pd/nm=9550×
4.5/960（3-8）
=44.77N·
m
TⅠ=Td·
i0·
η01=Td·
=44.77×
2.8×
0.96=120.33N·
TⅡ=TⅠ·
i1·
η12=TⅠ·
=120.33×
4.44×
0.99=518.34N·
滚珠丝杠输入轴转矩：
TⅢ=TⅡ·
=502.90N·
计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：
P’Ⅰ=PⅠ×
η轴承=4.32×
0.98=4.23KW
P’Ⅱ=PⅡ×
η轴承=4.23×
0.98=4.02KW
计算各轴的输出转矩：
T’Ⅰ=TⅠ×
η轴承
0.98=117.92N·
T’Ⅱ=TⅡ×
=518.34×
0.98=507.9
综合以上数据，得表如下：
表3-2功率表
轴名
效率P（KW）
转矩T（N·
转速n
r/min
传动比i
效率
η
输入
输出
电动机轴
4.5
44.77
Ⅰ轴
4.32
4.23
120.33
117.92
342.86
0.95
Ⅱ轴
4.11
4.02
518.34
507.97
77.22
1.00
卷筒轴
4.07
3.99
502.90
492.84
3.1.6联轴器的设计
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。
（2）载荷计算
计算转矩TC=KA×
TⅡ=1.3×
518.34=673.84Nm，
其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3
（3）型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n，查标准GB/T5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm,许用转速[n]=3750r/m,故符合要求。
3.1.7齿轮传动的设计：
（1）选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级
（2）初选主要参数
PC=20，u=4.5
Z2=Z1·
u=20×
4.5=90
取ψa=0.3，则ψd=0.5·
（i+1）·
=0.675
（3）按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1≥
（3-17）
确定各参数值
1）载荷系数查课本表6-6取K=1.2
2）小齿轮名义转矩
T1=9.55×
106×
P/n1=9.55×
4.23/342.86（3-18）
=1.18×
105N·
mm
3）材料弹性影响系数
由课本表6-7ZE=189.8
4）区域系数ZH=2.5
5）重合度系数
εt=1.88-3.2·
（1/Z1+1/Z2）（3-19）
=1.88-3.2×
（1/20+1/90）=1.69
Zε=
6）许用应力查课本图6-21（a）
查表6-8按一般可靠要求取SH=1
则
（3-20）
（3-21）
取两式计算中的较小值，即［σH］=560Mpa
于是d1≥
c=
=52.82mm
（4）确定模数
m=d1/Z1≥52.82/20=2.641
取标准模数值m=3
（5）按齿根弯曲疲劳强度校核计算
校核（3-22）
式中1）小轮分度圆直径d1=m·
Z=3×
20=60mm
2）齿轮啮合宽度b=Ψd·
d1=1.0×
60=60mm
3）复合齿轮系数YFS1=4.38YFS2=3.95
4）重合度系数Yε=0.25+0.75/εt
=0.25+0.75/1.69=0.6938
5）许用应力查图6-22（a）
σFlim1=245MPaσFlim2=220Mpa
查表6-8，取SF=1.25
6）计算大小齿轮的
并进行比较
<
取较大值代入公式进行计算则有
=71.86<
［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
（6）几何尺寸计算
d1=m·
20=60mm
d2=m·
Z1=3×
90=270mm
a=m·
（Z1+Z2）=3×
（20+90）/2=165mm
b=60mmb2=60
取小齿轮宽度b1=65mm
（7）验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度v=π·
d1·
n1/（60×
1000）
=3.14×
60×
342.86/（60×
=1.08m/s
对照表6-5可知选择8级精度合适。
3.1.8轴的设计
（1）齿轮轴的设计
1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）
图3-2轴上零件的定位和固定方式
1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒
6—密封盖7—轴端挡圈8—轴承端盖9—带轮10—键
2）按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为P1=4.32KW
转速为n1=342.86r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115
d≥
3）确定轴各段直径和长度
a.从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度
B=（Z-1）·
e+2·
f
=（3-1）×
18+2×
8=52mm
则第一段长度l1=60mm
b.右起第二段直径取D2=Φ38mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度l2=70mm
c.右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×
D×
B=40×
80×
18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为l3=20mm
d.右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取l4=10mm
e.右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ66mm，分度圆直径为Φ60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=Φ66mm，长度为l5=65mm
60右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm
长度取l6=10mm
f.右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度l7=18mm
（4）求齿轮上作用力的大小、方向
1）小齿轮分度圆直径：
d1=60mm
2）作用在齿轮上的转矩为：
T1=1.18×
105N·
3）求圆周力:
Ft
Ft=2T2/d2=2×
1.18×
105/60=1966.67N
4）求径向力:
Fr
Fr=Ft·
tanα=1966.67×
tan200=628.20N
Ft，Fr的方向如下图所示
5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft/2=983.33N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA=RB’=Fr×
62/124=314.1N
6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=PA×
62=60.97Nm
垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=RA’×
62=19.47Nm
合成弯矩：
7）画转矩图：
T=Ft×
d1/2=59.0Nm
8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
9）判断危险截面并验算强度
.右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=73.14Nm,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa则：
σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·
D43）
=73.14×
1000/（0.1×
443）=8.59Nm<
［σ-1］
.右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe=MD/W=MD/（0.1·
D13）
=35.4×
303）=13.11Nm<
所以确定的尺寸是安全的。
3.1.9箱体结构设计
（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。
润滑油也由此注入机体内。
窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
（3）油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。
油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
（4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。
所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。
为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。
在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。
对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
（6）定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。
如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
（7）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。
有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
（8）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
（9）密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。
密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：
3-3
名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
机座凸缘厚度
b
12
机盖凸缘厚度
b1
机座底凸缘厚度
b2
20
地脚螺钉直径
df
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
联轴器螺栓d2的间距
l
160
轴承端盖螺钉直径
d3
10
窥视孔盖螺钉直径
d4
定位销直径
d
df，d1,d2至外机壁距离
C1
26,22,18
df，d2至凸缘边缘距离
24,16
轴承旁凸台半径
R1
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60，44
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
齿轮端面与内机壁距离
△2
机盖、机座肋厚
m1,m2
7，7
轴承端盖外径
D1
90，105
轴承端盖凸缘厚度
t
轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D1
3.1.10键联接设计
（1）输入轴与大带轮联接采用平键联接
此段轴径d1=30mm,l1=50mm
查手册得，选用C型平键，得：
A键8×
7GB1096-79L=l1-b=50-8=42mm
T=44.77N·
mh=7mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4·
T/（d·
h·
L）
=4×
44.77×
1000/（30×
7×
42）
=20.30Mpa<
[σR]（110Mpa）
（2）输入轴与齿轮1联接采用平键联接
轴径d2=44mml2=63mmT1=120.33N·
查手册选A型平键GB1096-79
B键12×
8GB1096-79
l=l2-b=62-12=50mmh=8mm
TⅠ/（d·
l）
120.33×
1000/（44×
8×
50）
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