机械机床毕业设计55JCS-018立时加工中心主轴箱及进给系统设计

前言

加工中心集计算机技术、电子技术、自动化控制、传感测量、机械制造、网络通信技术于一体，是典型的机电一体化产品，它的发展和运用，开创了制造业的新时代，改变了制造业的生产方式、产业结构、管理方式，使世界制造业的格局发生了巨大变化。现在的CAD/CAM、FMS、CIMS，都是建立在数控技术之上。目前数控技术已经广泛运用于制造业，数控技术水平的高低已成为衡量一个国家制造业现代化程度的核心标志。而加工中心的发展最为重要。

随着科学技术的高速发展，市场上对数控的要求也有很大的改变，正要求数控系统朝着高速、高精度、高可靠性发展，为追求加工效率及更通用化迫使数控机床结构模块化、智能化、柔性化、用户界面图形化，科学计算可视化，内置高性能PLC，多媒体技术应用等方面发展。

加工中心的优点有：1）提高加工质量；2）缩短加工准备时间；3）减少在制品；4）减少刀具费；5）最少的直接劳务费；6）最少的间接劳务费；7）设备利用率高。总的来说，加工中心的发展动向是高速、进一步提高精度和愈发完善的机能。

本设计说明书以大量图例来说明加工中心的主轴箱设计及横向进给机构的设计的思路。设计中得到颜竟成教授的悉心指导，在此向他表示诚挚的的感谢。由于编者的水平和经验有限，加之设计时间较短、资料收集较困难，说明书中难免有缺点和错误，在此恳请读者谅解，并衷心希望广大读者提出批评意见，使本设计说明书能有所改进。

1、机床总体方案设计

1.1机床总体尺寸参数的选定

根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下：

工作台宽度×长度 400×1600mm×mm

工作台最大纵向行程 650mm

工作台最大横向行程 450mm

工作台最大垂直行程 500mm

X、Y轴步进电机 a12/3000i

Z步进电机 a12/3000i

主轴最大输出扭矩 70公斤力×米

主轴转速范围 45～2000r/min

主电动机的功率 4kw

主轴电动机转速 1500r/min

机床外行尺寸（长×宽×高） 2488×1200×2710mm×mm×mm

机床净重 500kg

1.2机床主要部件及其运动方式的选定

1、主运动的实现

因所设计的卧式加工中心要求能进行车、铣和镗，横向方向的行程比较大，因而采用工作台不动，而主轴箱各轴向摆放为卧式的机构布局；采用交流无级调速电动机实现无级调速，并且串联有级变速箱来扩大变速范围。为了使主轴箱在数控的计算机控制上齿轮的传动更准确、更平稳、工作更可靠，主轴箱主要采用离合器交换齿轮的有级变速。

2、给运动的实现

本次所设计的机床进给运动均由单片机进行数字控制，因此在X、Y、Z三个方向上，进给运动均采用滚珠丝杠螺母副，其动力由步进电机通过调隙齿轮传递。

3、数字控制的实现

采用单片机控制，各个控制按钮均安装在控制台上，而控制台摆放在易操作的位置，这一点须根据实际情况而定。

4、机床其他零部件的选择

考虑到生产效率以及生产的经济性，机床附件如油管、行程开关等，以及标准件如滚珠丝杠、轴承等均选择外购形式。

1.3 机床总体布局的确定

（一）确定主轴箱传动系统方案：

主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统，它应具有一定的转速（速度）和一定的变速范围，以便采用不同材料的刀具，加工不同材料、不同尺寸、不同要求的工件，并能方便地实现运动的开停、变速、换向和制动等。

加工中心主传动系统主要包括电动机、传动系统和主轴部件，它与普通机床的主传动系统相比在结构上比较简单，这是因为变速功能全部或大部分由主轴电动机的无级调速来承担。

机床上常用的变速电动机有直流电动机和交流变频电动机，在额定的转速上为恒功率变速，通常变速范围仅为2-3；额定转速以下为恒转矩变速，调整范围很大，变速范围可大30甚至更大。上述功率和转矩特性一般不能满足机床的使用要求。为了扩大恒功率调速范围，在变速电动机和主轴之间串联一个有级变速箱。

本机床采用交流调速电机变速，为了在变速范围内，满足一定恒功率和恒转矩的要求，为了进一步扩大变速范围，在后面串联机械有级变速装置。

（二）确定主轴箱有级变速级数：

取变速箱的公比为f

?等于电动机的恒功率变速范围dp R ，即d p f

R ?=，功

率特性图是连续的，无缺口和无重合。如变速箱级数为Z ，则主轴的恒功率变速范围NP R 等于

1z z

NP

dp

f

f

R

R

?

?-==

变速箱的变速级数可得出：

lg lg np f

Z R ?

=

主轴要求的恒功率变速范围 2000/4544.4NP R == 电动机的恒功率变速范围 2000/1500 1.34dp R == 取变速箱的公比 1.41dp f

R ?==

故变速箱的变速级数 lg lg 44.5

11.15lg1.41

lg np f

Z R ?

=

=

=

故通过圆整取 Z=12。

（三）确定各齿轮的齿数：

在确定齿轮齿数时应注意：齿轮的齿数和不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大，而且增大齿数和还会提高齿轮的线速度而增大躁声，所以在设计时要把齿数和控制在100120z S ≤～；为了控制每组啮合齿轮不产生根切现象，使最小齿数1820min Z ≥～，因而齿轮的齿数和不应过小。

受结构限制的个齿轮（尤其是最少齿轮），应能可靠地装到轴上或进行套装；齿轮的齿槽到孔壁或键槽2a m ≥（m 为模数），以保证有足够强的强度，避免出现变形或断裂现象。应保证：

min

1

22

T m D -≥ 标准直齿圆柱齿轮，其最少齿根直径min min ( 2.5)m D z =-，代入上式可得： 26.5min T m

Z ≥+

式中：min Z ——齿轮的最少齿数； m ——齿轮模数；

T ——齿轮键槽顶面至轴心线的距离。

由于此传动在同一变数组为同模数传动，各对齿轮的齿数的齿数之比，必须满足传动比；当各对齿轮的模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的齿数和必然相等，可列出：

1

21

2

j j

j j j z

z u z

s

z z =

+=

式中：12.j j z z ——分别为J 齿轮副的主动与从动齿轮的齿数； j u ——J 齿轮副的传动比； z s ——齿轮副的齿数和。 由上述公式可得：

1

2

11

1j j z

j

j z

j

u s

z

u s z

u =?+=

?+

因此，选定了齿数和z s ，便可以计算出各齿轮的齿数，或者由上式确定出齿轮副的任一齿轮后，用上式算出另一齿轮的齿数。

查表选择齿轮的齿数：

3

1

21

2

1

2

1

1

2

3

21

2

34

27

21

..47556037

30

.53

60

80

24

.96

40

a a a

b b b b b

c c c c

d d z z z z z z

z z z z z

z z

z

=======

其中a 代表二轴，b 代表三轴，c 代表四轴，d 代表主轴。

（四）拟定主运动转速图

由上述计算得，12级转速各传动组中传动数的确定方案有： 12=4×3 ，12=3×4 ，12=3×2×2， 12=2×3×2， 12=2×2×3

按照“前多后少”的原则，确定各传动组的传动副数为12=3×2×2。根据

“前密后疏”的原则，确定基本组在前，后面依次扩大，因此得结构式为

36

1

31222

=??，

第二扩大组的两个传动比连线之间，相距格数应为326n b Z Z ?=?=，变速范围是6

6

81.41?=≈，在允许的范围内，所选定的结构式共有三个传动组。

因此变速机构需要四轴，再加上电动机轴共五轴，故转速图有五条竖线。由

于齿轮传动比受到1

24

U ≤≤的限制，现在传动组C 的变速范围为68?=。可知这个传动组中两个传动副的传动比必然是极限值，即

1

2

2411

,24c c u u ??

=

===

该传动组的升降速度传动比都达到了极限值，就确定了轴Ⅲ的六级转速只有一种可能，即为180～1000r/min 。

轴Ⅱ-Ⅲ之间，两条传动比连线间应相距3格，取

1

2

211

, 1.412b b u

u ??

=

===，因此，确定轴Ⅱ的转速为355～710 r/min 。

对于轴Ⅰ，取

1

23

32111111,,2.82

4 1.41a a a u u u ??=

=====

于是决定了轴Ⅰ的转速为1000 r/min ，电动机轴与轴Ⅰ之间为齿轮传动，传动比为1000：1440。

综合上述，主轴的调速范围：45，63，90，125，180，250，355，500，710，1000，1400，2000。转速图如下：

2000

14001000710500355250180125906345

100

：1

44

30：

42

24：

4819：53

42

：3024：4

860

：

30

18：72

电ⅠⅡⅢⅣ

1440

图1.1 加工中心转速图

2、 主运动的设计计算

2.1 电动机的选择

2.1.1电动机的功率的计算

查《机床主轴/变速箱设计指导》：

端铣：硬质合金端铣刀，铣刀材料是45号钢； 1） 主切削力

0.75

0.85

0.73

1.00.13

118c e

p

z

f a d

a n F z

-=

公式中

背吃刀量34,4,a mm ≈=取a

()0.4

0.80.8160e d d mm a ==侧吃刀量取，

每齿进给量

()()0.10.2/,0.2/z

z

mm z mm z f

f ≈=取，

刀具直径200d mm =， 铣刀齿数z=4,选100/c m s v =， 铣刀转速

Z n a d f a F p

z e c ??????=-13.00.173.075.085.0118 416042002.0160

11813.075.075.085

.0??????=-

N 3.1706=

所以主切削力

0.75

0.85

0.73

1.00.13

0.85

0.75

0.75

0.13

118118441706.31600.2200160c e

p

z

N

f a d a n F z

--==??????=

2）切削功率 铣削过程中消耗的功率c

p

主要按圆周切削力c F 和铣削速度c v 进行计算

1706.3100

2.84100060

60

c

c

c

kw kw v

F p

π?=

=

=??

进给运动也消耗一些功率

f

p

，一般情况下

0.15f

c

p

p ≤，所以总的切削力

功率

1.15m

f

c

c

p

p p p =

≤+ ，由此可估算铣床主电动机的功率；

()

m

E

p

p

ηη≥

-式中铣床传动效率，取()η=0.85，

1.15 1.15

2.84

3.840.85

E P kw kw P η

?∴≥

=

=

2.1.2 电动机参数的选择

在选择电动机时，必须使得P P ≥额定总，根据这个原则，查《机械设计手册》选取Y112M-4型电动机，功率为4kw 。其基本参数如下(单位为mm):

满载转速为min /1440max r n =

2.2 齿轮传动的设计计算

由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮也能满足传动设计要求，所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动；主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动，它的精度直接与工作的平稳性、接触误差及噪声有关。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，但考虑到制造成本，本次设计都选用7-6-6的精度。具体设计步骤如下：

2.2.1 模数的估算

按接触疲劳和弯曲疲劳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知道后方可确定，所以只在草图画后校核用。在绘草图之前，先估算，再 标准齿轮模数。

齿轮弯曲疲劳的估算公式：

3

32(N w j

N

mm Z m n ≥式中即为齿轮所传递的功率） 齿面点蚀的估算公式：

3

32(N j

N

A mm n

≥式中即为齿轮所传递的功率）

其中j n 为大齿轮的计算转速，A 为齿轮中心距。

由中心距A 及齿数1Z 、2Z 求出模数：

12

2j A

mm m Z Z =

+ 根据估算所得w m 和j m 中较大的值，选取相近的标准模数。 前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下：

第一对齿轮副

33

3

312

1440/min

4

3232 1.39341440

4

3232 4.49144022 4.490.113447j

w j j

j r N mm mm mm Z N

A mm mm mm

A mm mm mm n

m n n m Z Z =∴≥=≈?≥=≈?=

=≈++

所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为 1.39w mm m m ≥≥

第二对齿轮

33

3312

1000/min

4

3232 1.69271000

4

3232 5.02100022 5.020.132753j

w j j

j r N mm mm mm Z N

A mm mm mm

A mm mm mm n

m n n m Z Z =∴≥=≈?≥=≈?=

=≈++

所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为 1.69w mm m m ≥≥

第三对齿轮副

33

3312

355/min

2.4

3232 1.8237355

2.4

3232 6.0535522 6.050.1343753j

w j j

j r N mm mm mm Z N

A mm mm mm

A mm mm mm

n

m n n m Z Z =∴≥=≈?≥=≈?=

=≈++

所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为 1.82w mm m m ≥≥

第四对齿轮副

33

3312

125/min

2.43232 2.4540125

2.4

32328.56125228.560.144080j

w j j

j r N mm mm mm Z N

A mm mm mm

A mm mm mm

n

m n n m Z Z =∴≥=≈?≥=≈?=

=≈++

所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为 2.45w mm m m ≥≥

综合上述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，但因为V 轴的转速比较小，扭矩比较大，为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用，需增加V 轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在Ⅰ→Ⅱ对齿轮模数均为

1

2.5mm m =，在Ⅱ→Ⅳ对齿轮上就取2

3mm m

=。

2.2.2齿轮分度圆直径的计算

根据渐开线标准直齿圆柱齿轮分度圆直径计算公式可得各个传动副中齿轮的分度圆直径为：单位（mm ）

1

19 2.547.5a mm d =?= 1

53 2.5132.5

a mm d =?='

2

24 2.560a mm d =?= 2

48 2.5120a mm d =?=' 330 2.575a mm d =?= 3

60 2.5

150a mm d =?='

1

24372b mm d =?= 1

48374b mm d =?=' 2

423126b mm d =?= 2

90390b mm d =?='

118354c mm d =?= 1

723216c mm d =?='

2603180c mm d

=?=

2

30390c mm d =?='

2.2.3 齿轮宽度B 的确定

齿轮影响齿的强度，但如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接触不均匀，反而容易引起振动和噪音。一般取B=（6～10）m 。本次设计中，取主动轮宽度B=9m=18mm(最后一对齿轮也取B=79m=18mm)。

2.2.4 齿轮其他参数的计算

根据《机械原理》中关于渐开线圆柱齿轮参数的计算公式及相关参数的规定，齿轮的其他参数都可以由以上计算所得的参数计算出来，本次设计中，这些参数在此不在一一计算。

2.2.5齿轮结构的设计

不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构的要求也不同，七级精度的齿轮，用较高精度的滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚或插后要剃齿，使精度高于7级，或者淬火后再珩齿。6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须达到6级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。

2.2.6齿轮的校核（接触疲劳强度）

计算齿轮强度用的载荷系数K ，包括使用系数A K ，动载荷系数V K ，齿间载荷分配系数αK 及齿向载荷分布系数βK ，即：

()2

11.25 1.07 1.1 1.12 1.65

0.88 2.5189.8211100A

V

H E H E

H

H

K u b u

mpa

K K K K K d αβ

εεπσ

σ

=???====+==查表得：将数据代入得；，Z ，Z Z Z Z Z

齿轮接触疲劳强度满足，因此接触的应力小于许用的接触应力。其他齿轮也符合要求，故其余齿轮不需验算，在此略去。

2.3 轴的设计计算

2.3.1 各传动轴轴径的估算

滚动轴承的型号是根据轴端直径确定的，而且轴的设计是在初步计算轴径的基础上进行的，因此先要初算轴径。轴的直径可按扭转强度法用下列公式进行估算。

3

P

d mm n

A

≥ 对于空心轴，则 (

)

04

3

1P

d m m n A

β

≥

-

式中，P ——轴传递的功率，KW ； n ——轴的计算转速，r/min; 0A ——其经验值见表 取β的值为1.5。

(1)计算各传动轴传递的功率P

根据电动机的计算选择可知，本次设计所用的电动机额定功率4d kw N =，各传动轴传递的功率可按下式计算：

d

p N

η?=

η--电机到传动轴之间传动效率；

由传动系统图可以看出，本次设计中采用了联轴器和齿轮传动，及轴承。则各轴传递的功率为：

12340.94,0.94,0.93,0.91ηηηη====

所以，各传动轴传递的功率分别为： 1

40.94 3.761kw p p η

?=?==

2

1

3.760.94 3.532kw p p η

?=?==

32

3.530.94 3.293kw p p

η?=?==

4

3

3.290.91 2.964kw p p η

?=?==

(2) 估算各轴的最小直径

3

1115p n

d ≥? 本次设计中，考虑到主轴的强度与刚度以及制造成本的经济性，初步选择主轴的材料为40Cr ，其他各轴的材料均选择45钢，取A0值为115，各轴的计算转速可推算出为：

12341440/min,1000/min,355/min,125/min r r r r n n n n ==== 所以各轴的最小直径为：

314115 6.061440mm d ≥?= 32 3.76

11517.891000mm d ≥?= 3

3 3.5311524.73355mm d ≥?= 3

4 2.96

11533.02125

mm d ≥?= 在以上各轴中，因有些轴上开有平键或花键，所以为了使键槽不影响轴的强度，应将轴的最小直径增大到5%，将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径为：

2min 3min 4min 20,25,30mm mm mm d d d === 对于主轴应该应用公式； ()

304

1P

A n d β≥?- 故主轴为()

3

4

4

11537.412510.5mm d ≥?=- 考虑到轴上有花键，所以应将轴的最少直径增大5%，将增大的直径在圆整后取 460mm d =

2.3.2各轴段长度值的确定

各轴段的长度值，应根据主轴箱的具体结构而定，且必须满足以下的原则；应满足轴承及齿轮的定位要求。

2.3.3 轴的刚度与强度校核

1）、轴的受力分析及受力简图

由主轴箱的展开图可知，该轴的动力源由电动机通过弹性联轴器传递过来，而后通过齿轮将动力传递到下一根轴。其两端通过一对角接触轴承将力转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的是直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽略不计。所以，只要校核其在XZ平面和YZ平面的受力。轴所受载荷是从轴上零件传来的，计算时常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作铰链支座上的粮，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。其受力简图如下：在XZ平面内：

图2.1 XZ平面受力分析

在YZ平面内：

图2.2 YZ平面受力分析

2）作出轴的弯矩图

根据上述简图，分别按XZ平面及YZ平面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出两个平面的上的弯矩图。

则该轴在XZ平面内的弯矩图为：

图2.3 XZ平面内的弯矩

同理可得在YZ 平面内的弯矩图为：

图2.4 YZ 平面内的弯矩

3）作出轴的扭矩图

由受力分析及受力简图可知， 则扭矩图为：

图2.5 扭矩图

4）、作出总的弯矩图

由以上求得的在XZ 、YZ 平面的弯矩图，根据2

2

XZ

YZ M M

M =+可得总的弯矩图为：

图2.6 合成弯矩图

5）、作出计算弯矩图

根据已作出的总弯矩图和扭矩图，则可由公式()2

2

ca T M M

α=

+求出

计算弯矩，其中α是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异的系数，因通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环的边应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。既当扭转切应力为静应力时，取a=0.3;扭转切应力为脉动循环变应力时，取a=0.6；若扭矩切应力也为对称循环变应力时，则取a=1。应本次设计中扭转切应力为静应力，所以取a=0.3，则计算弯矩图为：

图2.7 计算弯矩图

6） 校核轴的强度

选择轴的材料为45钢，并经过调质处理。由机械设计手册查得其许用弯曲应力为60MP ，由计算弯矩图可知，该轴的危险截面在B 的作用点上，由于该作用点上开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩：

()()2

4/32W d D d D d zd D π??=+-+??

其中Z 为花键的数目，在本次设计中，6,23,28,6====b d D z ，所以其截面的惯性矩为W=2984.23mm 。

根据标准直齿圆柱齿轮受力计算公式可得圆周力与径向力： 11

2t T F d

= r t tg F F α=?

其中：1T 为小齿轮传递的扭转，mm N ?； α为啮合角，对标准齿轮，取020α=；

而t F 与r F 分别对应与XZ 平面及平面YZ 的力。各段轴的长度可从2号A0图中得出，则根据前面的公式可得出该轴危险截面的计算弯矩为：

m N M ca ?=22.20014

则该轴危险截面所受的弯曲应力为：

MP MP ca 6017.4848.41522

.200144

2322.200142

≤==?=

πδ 所以该轴的强度满足要求。其余各轴的校核步骤跟Ⅲ轴一样，在此就不在校其余各轴。

2.3.4 主轴的确定

主轴的构造和形状主要决定与主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承等零件的类型、数量、位置和安装定位方法等。应能保证定位准确、安装可靠、连接牢固、装卸方便，并能传递足够的转矩。

1） 主轴材料的选择

考虑到主轴的刚度及强度，选择主轴的材料为40Cr ，并经过调质处理。 2） 主轴结构的确定 ①主轴直径的选择

根据机床主电动机功率来确定1D

∵P=2.96KW ，属于中等以上转速，中等以下载荷的机床 ∴可取1D =50～70mm ； ②主轴内孔直径

()4

4

4

40

4

/6411/64

d K

I

D d

D

K

I

D π

ξπ-??

=

=

=-=- ?

??

其中 0K ，0I ---空心主轴的刚度和截面惯性矩 K ，I ---实心主轴的刚度和截面惯性矩 当0.7ξ≥则主轴的刚度急剧下降，故取7.0<ξ

主轴的结构应根据主轴上应安装的组件以及在主轴箱里的具体布置来确定，主轴的具体结构已在三维图上表达清楚。

③提高主轴的性能措施 a 、提高旋转精度

提高主轴组件的旋转精度，首先是要保证主轴和轴承具有一定的精度，此外还可以采取一些工艺措施。如选配法、装配后精加工。

b 、改善动态特性

主轴应有较高的动刚度和较大的阻尼，使得主轴组件在一定副值的周期性激振力作用下，受迫振动的振幅较小。通常，主轴组件的固有频率是而后内高的，远远高于主轴的最高转速，故不必考虑共振问题，按静态处理。

c.控制主轴组件温升

主轴运转时滚动轴承的滚动体在滚道中磨擦、搅油，滑动轴承乘载油膜受到剪切内磨擦，均会产生热量，使轴承温度上升。故控制主轴组件温升和热变形，提高其热稳定性是十分必要的。主要有两项措施。

(1)减少支承发热量。