一次包络蜗杆专用车床

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1、皖西学院本科毕业论文（设计）撰写人：_日 期：_皖 西 学 院本科毕业论文（设计）论 文 题 目一次包络蜗杆专用数控加工装置姓名（学号）王超（2009012313）系 别机械与电子工程学院专 业机械设计制造及其自动化导 师 姓 名吴军荣二一三年六月一次包络蜗杆专用数控加工装置作 者王超指导教师吴军荣摘要：自从包络蜗杆传动问世以来,已经在重型机械等传动领域得到广泛的应用。一次包络蜗杆加工专用设备的研究和开发也受到各方面的重视，各种设备相继开发成功，并在实际生产中得到了很好的应用。平面一次包络环面蜗杆，具有较高的工作强度和较长的工作寿命，其制造方式和精度要求较高，且必须严格遵循其啮合理论，所以对一

2、次包络蜗杆专用数控加工装置的研究有了特殊的要求和意义。本课题研究的目的是对一次包络蜗杆加工专用数控装置提出合理的机床结构布置方案，并根据一次包络蜗杆的结构特点同时利用机床车削加工的工艺特点，进行一次包络蜗杆专用数控加工进给系统和机床总体结构的设计，达到数控车削一次包络蜗杆的加工要求。关键词：一次包络蜗杆；数控车床；设计；传动系统A special NC enveloping worm processing apparatusAbstract: since the advent of enveloping worm drive, has been widely used in heavy mac

3、hinery and other areas of transmission. A research and development of special equipment for processing the worm also receives the attention of various fields, various devices have been developed, and has been well applied and in the actual production. Planar enveloping hourglass worm, working life w

4、orking intensity is higher and longer, its manufacturing method and high precision, and must strictly follow the meshing theory, so the research on a dedicated CNC machining worm device with special requirements and significance.The purpose of this research is to propose machine structure reasonable

5、 layout program for a special NC enveloping worm device, and the process characteristics of machine tool machining according to the structure characteristics of a worm, a worm NC machining feed system design of the overall structure of the system and machine tools, CNC turning once reached the requi

6、rements of machining worm.Keywords: an enveloping worm; NC lathe; design; drive systemI目录1 绪论11.1 一次包络蜗杆的结构分析11.2 数控车削蜗杆的现状分析论述22 总体方案设计概述42.1 一次包络蜗杆专用数控加工装置设计方案及主要结构特点42.2 进给系统的总体设计4机床的主要性能参数4进给系统的传动要求及传动类型的选择5进给传动系统的特点62.2.4 进给传动方案设计72.2.5 总体布局73 横向进给机构的设计与计算83.1 主切削力的计算83.2 滚珠丝杠的计算及选择93.3 校核123.4

7、 伺服电机的选择和计算133.4.1 伺服电机的分类13扭矩的计算143.4.3 电机的选择154 纵向进给系统164.1 滚珠丝杠的计算及选择164.2 校核184.3 伺服电机的选择和计算195 旋转进给系统205.1 驱动方式选择及方案的确定205.2 蜗轮蜗杆的选用与校核215.3 蜗杆传动的强度校核225.4 旋转机构功率计算255.5 同步带传动的设计计算256 主传动系统的总体设计276.1 数控车床对主轴系统的性能要求276.2 主传动方式的选择276.3 主轴的主要尺寸参数及组件的选择设计286.4 主轴组件的润滑和密封326.5 控制系统设计33结论34致谢35参考文献：3

8、6II精品范文模板 可修改删除1 绪论1.1 一次包络蜗杆的结构分析一次包络环面蜗杆副是蜗轮蜗杆传动中的一种，它是用来传递空间交错轴运动和动力的传动机构，一次包络环面蜗杆与普通蜗杆相比具有有接触齿数多、齿面接触面较大、吃面光洁精度高，并有瞬时双线接触、接触线总长度长、综合曲率半径大、接触应力小、啮合润滑角大，啮合中容易形成动压油膜、减少齿面磨损具、承载能力强等优点，极其符合现代机械重载、高速的需求，由于一次包络蜗杆具有以上优点，所以自诞生以来很快被广泛推广，现已大量应用于冶金设备、造船、采矿、机械、军工、化工等领域。分度曲面为圆环面的蜗杆统称为环面蜗杆，一次包络蜗杆为环面蜗杆的一种。从外形上看

9、，普通圆柱蜗杆呈圆柱状；环面蜗杆呈中间小、两端大的马鞍状。从啮合关系来看，普通圆柱蜗杆副在轴向截面内，像齿条与齿轮的啮合。环面蜗杆的齿却是沿着蜗轮的节圆“包围”着蜗轮（如图1）。从成形运动来看，圆柱蜗杆的母元素（直线、曲线或曲面）作平行于蜗杆中心线的直线运动；环面蜗杆母元素的动轨迹则是一个圆弧。因此，圆柱蜗杆的节圆面是一个圆柱面，（图1左图）而环面蜗杆的节圆面是一个圆环面的一部分。（如图1右图所示即为环面蜗杆实物图）环面蜗杆的外形，是以一个凹圆弧为母线绕蜗杆轴线回转而形成的回转面，是图1 普通蜗杆与包络蜗杆啮合特点变直径蜗杆。环面蜗杆与相配蜗轮组成环面蜗杆副称环面蜗杆传动。蜗杆分度曲面为圆环面

10、，蜗轮分度曲面亦为圆环面的环面蜗杆传动称双包围环面蜗杆传动。蜗杆分度曲面为圆环面、蜗轮分度曲面为圆柱面的环面蜗杆传动称单包围环面蜗杆传动。若包络环面蜗杆直接和产形轮相同的圆柱蜗轮相共轭啮合，组成环面蜗杆传动，称该传动为一次包络蜗杆传动，属于单包围环面蜗杆传动。 由环面蜗杆的形成原理可知, 蜗杆绕其轴心线O1以角速度1自转, 同时, 在其轴心线平面内直线L以角速度2绕O2旋转, 直线L在空间形成包络迹面, 即环面蜗杆的螺旋齿面。当螺旋齿面的母线为直线时, 是直廓环面蜗杆(见图2( a) ) ,称为球面蜗杆或圆弧面蜗杆; 当螺旋齿面的母线是平面时, 称为平面包络环面蜗杆(见图2( b) ), 简称

11、包络环面蜗杆。 （a） （b）图2 包络蜗杆的形成原理1.2 数控车削蜗杆的现状分析论述1. 数控车削蜗杆的现状：目前国内许多厂矿加工环面蜗杆大都采用改装滚齿机或普通车床的方法，很少采用专用机床，然而目前传统的加工方法该蜗杆副在精度上存在无法解决的缺陷。随着数字化已成为现代制造业中产品全生命周期不可缺少的驱动因素，平面一次包络环面蜗杆的数控加工将会成为一种新的生产模式。2. 刀具加工产形线：蜗杆传动由蜗杆和蜗轮组成，蜗杆通常用直接展成法加工，即把蜗轮作为刀具展成蜗杆，作为刀具的蜗轮称首创件，被展成的蜗杆成为被创成件。形成首创件图3 蜗杆加工刀具产形线螺旋面的刀具刃廓称刀具产形线。刀具产形线是形

12、成首创件螺旋面几何特点的基础因素，亦是蜗杆传动啮合特性的主要影响因素。此外，首创件齿面的齿廓形状，还和刀具形状，齿面形成原理（展成或轨迹法）等有关。 3 齿面形成：以直齿（或斜齿）平面齿轮作为产形轮（刀具)，按照既定的传动比和中心距，相对蜗杆毛坯作机床啮合运动时，产形轮刃面的包络面构成蜗杆的螺旋面，产形轮可以为盘形铣刀，也可以为切于基圆柱面（或基圆锥面）的平面砂轮2 总体方案设计概述2.1 一次包络蜗杆专用数控加工装置设计方案及主要结构特点环面蜗杆加工的核心问题是螺旋齿面加工，设计专用环面蜗杆加工机床，必须能满足螺旋齿面的车削。根据环面蜗杆的形成原理，环面蜗杆加工机床必须具备以下基本运动，见图

13、4。 图4 蜗杆专用机床的运动示意图。（1）切削运动（主运动）1：即被加工蜗杆旋转运动。（2）分齿运动2：随着蜗杆以1旋转，刀盘也要以2的速度相应旋转，并要求1和2之间有准确的传动比关系。1和2也可统一称齿廓形成运动（ 展成运动）。这两个运动是切削环面蜗杆齿面或滚切蜗轮齿面的最基本运动。（3）径向进给运动S1 。（4）调整运动S2和S3。 由于环面蜗杆具备特殊的结构，在制造加工时刀具必须绕蜗杆齿形发生基圆的中心旋转运动来进行切削，在加工时给我们带来了难度。因此必须在车床上加装自己设计制作的回转刀架,从主轴上引出动力带动刀架旋转得到切削的动力。2.2 进给系统的总体设计2.2.1 机床的主要性能

14、参数本设计对数控车床的进给系统进行了设计，该车床主要用于一次包络蜗杆的加工，根据一次包络蜗杆的结构特点和加工特性，初选车床的主要技术参数如表1所示。表1 初选车床主要技术参数序 号项 目子 项 目单 位参 数 值1加工范围工件最大回转直径mm500最大车削长度mm650(顶尖距)最大车削直径mm3102主轴主轴通孔直径mm80主轴转速范围1001503床鞍倾斜角度度 0 X轴行程mm180Z轴行程mm650X轴快速移动速度m/min8Z轴快速移动速度m/min15进给系统的传动要求及传动类型的选择（1）进给系统的传动要求数控机床进给传动装置的精度、灵敏度和稳定性，直接影响了数控车床的定位精度和

15、工件的加工精度。因此，数控机床对进给传动系统的要求有:（1）传动部件的刚度高；（2）传动部件的惯性小稳定性好；（3）运动部件的间隙和摩擦力小。 （2）丝杠螺母副传动类型的选择丝杠螺母副是将旋转运动转换为直线运动的传动装置。在数控车床上常用的是滚珠丝杠螺母副和静压丝杠螺母副。滚珠丝杠螺母副：在数控机床上，将回转运动与直线运动相互转换的传动装置一般采用滚珠丝杠螺母副，它由丝杠、螺母、滚珠和反向器等组成。其特点是：传动效率高，摩擦损失小；丝杠螺母预紧后可以完全消除间隙，传动精度高、刚度好；运动平稳有可逆性。在数控机床上得到了广泛的应用，是目前中、小型数控机床的常见的传动方式。静压丝杠螺母副：静压丝杠

16、螺母副是在丝杠和螺母的螺纹间维持一定的厚度，且具有一定刚度的压力油膜，当丝杠转动时，即通过油膜推动螺母移动，或做相反的传动。其特点是：摩擦系数小，仅为0.0005，；平稳性高；反向间隙大大减小；承载能力与供油压力成正比，而与转速无关。对于油液的清洁度要求高，如果在运动中供油忽然中断，将造成不良后果。由以上比较，根据要求，纵向进给传动系统和横向进给传动系统都采用滚珠丝杠螺母副的传动方式。2.2.3进给传动系统的特点数控车床的进给系统是控制X、Z坐标轴的伺服系统的主要组成部分，它将伺服电动机的旋转运动转化为刀架的直线运动，而且对移动精度要求很高。采用滚珠丝杠螺母传动副，可以有效地提高进给系统的灵敏

17、度、定位精度和防止爬行。另外，消除滚珠丝杠螺母传动副的配合间隙和丝杠两端的轴承间隙，也有利于塔高传动精度。 数控车床的进给系统采用伺服电动驱动，通过滚珠丝杠螺母带动刀架移动，所以刀架的快速移动和进给运动均为同一传动路线。 中小型数控车床的进给系统普遍采用滚珠丝杠副传动。伺服电动机与滚珠丝杠的连接方式有两种。 （1）滚珠丝杠与伺服电动机轴端通过联轴器直接连接，整个系统结构简单，可减少产生误差的环节。且滚珠丝杠或伺服电动机轴端与联轴器的连接采用锥环连接，它是进给传动系统消除传动间隙的一种比较理想的连接方式。它主要靠内外锥环面压紧后产生的摩擦力传动动力，避免了键连接产生的间隙。这种连接方式在进给传动

18、链的各个环节得到了广泛的应用（2）滚珠丝杠通过同步齿形带及带轮与伺服电动机连接，这种结构连接特点是通过带轮降速，提高驱动扭矩，切安装精度要求不高。为了消除同步齿形带传动对精度的影响，要把脉冲编码器安装在滚珠丝杠的端部，以便直接对滚珠丝杠的旋转状态进行检测。在满足机床要求的前提下，通过对比，本课题中横向和纵向进给系统采用第一种滚珠丝杠与伺服电动机轴端通过联轴器直接连接的方式，这是一种简单的联接形式具有大的扭转刚度，制造成本低，传动精度高，而且结构简单，安装调整方便。2.2.4 进给传动方案设计根据一次包络蜗杆的特性和加工工艺特点，对车床的精度和稳定性要求较高，选用滚珠丝杠与伺服电动机轴端通过联轴

19、器直接连接的方式。以减小传动链，并保证较高的刚度，提高传动系统效率，以减小温升的影响。滚珠丝杠采用两端装轴承的支承方式。X、Z两轴分别用独立电机驱动。进给伺服系统的传动方案示意图如图5所示。滑板滚珠丝杠螺母副联轴器Z轴驱动电机(a)Z轴传动系统刀架滚珠丝杠螺母副联轴器X轴驱动电机(b)X轴传动系统图5 横向纵向进给机构传动示意图对于驱动电机，由于系统要求精度和稳定性高，不宜采用步进电机驱动，因而选用交流伺服电机。2.2.5 总体布局机床结构可以布置成卧式、立式、倒立式及斜置式等，本车床选用卧式布置方式，主轴水平安装。总体布局如下：Z、X轴传动系统采用稳定性较高的滚珠丝杠副传动，滚珠丝杠螺母副直

20、接连接电动机；伺服方式上选择最广泛应用的半闭环方式。为此，本设计要进行滚珠丝杠副尺寸规格、交流伺服电动机的型号传动轴的强度等方面的计算。3 横向进给机构的设计与计算3.1 主切削力的计算 要使刀具从工件毛坯上切除多余的金属，使其成为具有一定形状尺寸的零件，刀具和工件之间必须具有一定的相对运动，这种相对运动称为切削运动。切削运动又可以分为主运动和进给运动，这两个运动的矢量和称为合成切削运动。在切削工件时，为了便于测量和应用，将切削合力F分解为三个互相垂直的分力，即主切削力FC背向力FP和进给力Ff。如图6 图6 车削合力及分力 根据计算切削力的经验公式 （3.1）式中各个符号为与工件材料及切削条

21、件有关的系数及相关指数和修正系数。在加工蜗杆的过程中，圆盘刀具必须绕蜗杆齿形发生基圆的中心做旋转运动，所以刀具切削时的主偏角不断变化，根据表2-11，在这里与其相关的修正系数,取1.105；根据表2-10这里取15；根据表格2-6到表格2-14，车刀前角15度，=15；切削速度时，=1.055；车刀刃倾角改变时切削力的修正系数=15；车刀后刀面磨损量改变时的修正系数=15，碳素结构钢45的=1640，,=1，=0.84,切削蜗杆时的背吃刀量ap选3mm，进给量f选0.4mm/r5，带入公式计算如下： 背向力FP和 进给力Ff参照表2-12选取最大值，即： 切削功率 (3.2) 机床消耗功率 （

22、3.3）这里取机床传动效率为0.8。3.2 滚珠丝杠的计算及选择（1）已知技术参数 横向最大行程（X轴）180mm； 工作进给速度为18000mm/min；横向快速进给速度：8 m/min；刀架估计重量：100kg；滑板的估计重量：50kg；滚珠丝杠使用寿命：15000h。滚珠丝杠的计算（2）滚珠丝杠的计算滚珠丝杠导程的确定在本设计中，电机和丝杠直接相连，传动比为，设电机的最高工作转速为，则丝杠导程为： (3.3)，取 确定丝杠的等效转速 (3.4)由公式(4.2),最大进给速度时丝杠的转速： 最小进给速度时丝杠的转速： 丝杠等效转速： (3.5) ，转速，作用下的时间(s)，设转速在和之间变

23、化，则 确定丝杠的等效负载 估计工作台质量及工作台承重总质量：确定丝杠的等效负载 各种切削方式下，丝杠轴向载荷 （3.6） 摩擦因数f取0.03 带入数据得： 取1834N 如果载荷在和间周期变化，则 （3.7） 确定丝杠所受的最大动载荷 （3.8） fw负荷性质系数；（查表11-24：当一般运转时，fw 为1.21.5，取fw=1.51。）ft温度系数；（查表11-25，取11）fh硬度系数；（查表11-25，滚道实际硬度HRC58时，fh=11。）fa精度系数；（查表11-26：当精度等级为3时，fa=1.01。）fk可靠性系数；(查表11-27：可靠性为90%时，fk =1.001。)F

24、m等效负荷(N)；nm等效转速(r/min)；Tn工作寿命(h)。（查表得：数控机床：Th=15000。）由公式得： 带入公式求得最大动载荷：（3）选择滚珠丝杠的型号根据计算出的参数，查表18-331可知，选定丝杠为外循环插管式双-螺母垫皮预紧导珠管埋入型，型号为 CDM3206-3。滚珠丝杠的公称直径是32mm，公称导程，丝杠螺纹底径为27. 9mm，螺母长度为112mm，循环圈数为1.52其额定动载荷，额定静载荷，接触刚度为，取丝杠的精度为3级。在本设计中采用双螺母垫片预紧。滚珠丝杠及其组件安装示意图见图7（4）联轴器及轴承的选用 联轴器是机械传动中常用的部件，主要用于连接轴及其组件，用来

25、传动运动与转矩，根据联轴器对位移有没有一定的补偿能力，把联轴器分为挠性联轴器和刚性联轴器两类。刚性联轴器一般有夹壳式、凸缘式和套筒式。其中凸缘式是将两个带有凸缘的半联轴器以平键连接的方式使两轴相连，用螺栓使其连为一体传动运动和扭矩。这种连接方式结构简单、成本低、可承受较大转矩。挠性联轴器可分为无弹性元件的挠性联轴器和有弹性元件的挠性联轴器。无弹性元件的具有一定的挠性，可以补偿两轴的相对位移，但不能缓冲减震，常用的有十字滑块联轴器、滑块联轴器、十字轴式万向联轴器和齿式联轴器等。有弹性元件的联轴器装有弹性元件，不仅能补偿相对位移，而且能够起到缓冲减震的作用，常用的有弹性套筒销联轴器、弹性柱销联轴器

26、和膜片联轴器等。本设计由于电机和滚珠丝杠通过联轴器直接连接在一条直线上，并且传动的力矩较小，仅为，这里选用刚性联轴器，型号为GYH2，轴孔直径为25mm，公称转矩为63，许用转速为10000rmin，满足设计要求。刚性联轴器见图7。图7 刚性联轴器两边轴承分别是20mm和25mm本设计中丝杠的支撑选用滚珠丝杠专用轴承，滚珠丝杠支承用专用轴承特点：1. 刚性大，摩擦阻力小，润滑维修方便。2. 用户不需要进行预调整，极限转速快。3. 起动力矩小等特点。滚珠丝杠及其组件安装示意图见图8图8 滚珠丝杠及其组件安装示意图3.3 校核 根据所选的滚珠丝杠的型号，可知所选丝杠的额定动载荷已经满足要求，现根据

27、其静载荷和临界转速来对其进行校核。（1）额定静载荷校核额定静载荷系指滚珠丝杠副在静止或低速下，滚珠与滚道型面在接触点上产生塑性变形之和为滚珠直径万分之一的轴向载荷。滚珠丝杠的额定静载荷的计算公式： （3.9） 式中为静态安全系数，查文献2表5-14选取，带入公式计算得: 远远小于其额定静载荷45968N,满足要求。（2）临界转速校核查表得L1=134mm，L2=54mm，横向最大行程（X轴）180mm；L1+L2+180=368 取丝杠支承间距L为400mm。丝杠底径，根据临界转速公式：大于式中f为与支承方法有关的临界转速系数，见表5-152此处f取值21.9,设计满足要求。3.4 伺服电机的

28、选择和计算 3.4.1 伺服电机的分类 进给伺服驱动系统使用的驱动电机有步进电机、交流伺服电机、直流伺服电机和直线电机等。其中步进电机主要用于开环伺服系统；直流伺服电机、直线电机和交流伺服电机主要用于半闭环和闭环进给伺服系统。这里重点介绍交流伺服电机。（1） 交流伺服电机及其驱动原理在数控车床上，闭环伺服驱动系统因为具有工作可靠、精度高和抗干扰性强的优点较为常用。闭环伺服驱动系统对于相应执行元件的要求更高，要求尽可能提高过载能力，能够适应一定的冲击现象；能够提高低俗运转的稳定性，保证伺服系统低速时的精度；电机的转动惯量要小，用以提高系统的动态响应。因此，此系统广泛采用交流伺服电机和直流伺服电机

29、。直流伺服电机因为具有调速容易、机械特性硬等优点，得到了广泛的应用。但由于直流伺服电机存在电刷磨损限制了电机的最高转速，并且需要经常对其进行维护和更换，而且直流伺服电机的容量较小，体积大结构复杂等缺点，其应用也受到了限制。近年来，交流伺服电机已经慢慢取代了直流伺服电机。 交流伺服电机分为同步型和异步型两大类。其中异步型交流电机即交流感应电机，它可分为单相和三相，也可分为绕线式和鼠笼式两种。由于鼠笼式三相感应电机的结构简单，质量较轻较为常用。同步交流电机按照转子结构可以分为电磁式和非电磁式两大类。其中非电磁式又有磁滞式、反应式和永磁式多种。（2）交流永磁同步电机的工作原理与特性交流永磁同步电机的

30、组成部件主要有定子、转子和定子绕组。其中定子与异步电机的定子结构相似，是由硅钢片、固定铁芯、三相绕组及端盖组成。交流永磁同步电机的转子通常采用永磁稀土材料制成，能够产生固定稳定的磁场。当定子三相绕组通交流电以后，会产生一个固定转速的旋转磁场。转子的磁场用永磁铁芯产生。定子的磁场和转子的磁场磁极相互吸引一起旋转。本设计使用交流永磁同步电机。3.4.2扭矩的计算扭矩的计算为：（1）理论动态预紧转矩查表11-181知3级滚珠丝杠 （2）最大动态摩擦力矩对于3级滚珠丝杠， (3.11) 驱动最大负载所耗转矩=1.95 (3.12)（3）支承轴承所需启动扭矩查轴承表：对于的轴承，其，对于的轴承，其，则

31、。（4）驱动滚珠丝杠副所需扭矩 =0.172+1.95+0.35=2.472 （3.13）（5）电机的额定扭矩 3.4.3 电机的选择根据以上计算的扭矩，选择交流永磁同步电机型号为SM 110-060-20 LFB，其额定转矩为6 。4 纵向进给系统4.1滚珠丝杠的计算及选择（1）已知技术参数纵向最大行程（Z轴）650 mm； 工作进给速度为115000mm/min；纵向快速进给速度：15 m/min；工作台重量：200kg ；床鞍及其他的估计重量：150kg；材料选为HT200；滚珠丝杠使用寿命；15000h。（2）滚珠丝杠的计算滚珠丝杠导程的确定在本设计中，电机和丝杠直接相连，传动比为，设

32、电机的最高工作转速为，则由公式(3.1)可得丝杠导程为： （4.1） 确定丝杠的等效转速由公式(3.2) ，最大进给速度时丝杠的转速：最小进给速度时丝杠的转速：由公式(3.3) ，丝杠等效转速为： （4.2）确定丝杠的等效负载估计工作台质量及工作台承重纵向工作台负载： 床鞍及其他负载：总负载：各种切削方式下，丝杠轴向载荷 （4.3） 摩擦因数f取0.03带入得: 取1631N （4.4）如果载荷在和间周期变化，则当量载荷确定丝杠所受的最大动载荷 （4.5） fw负荷性质系数；（查表11-24：当一般运转时，fw 为1.21.5，取fw=1.51。）ft温度系数；（查表11-25,取11：）fh

33、硬度系数；（查表11-25：滚道实际硬度HRC58时，fh=11。）fa精度系数；（查表11-26：当精度等级为3时，fa=1.01。）fk可靠性系数；(查表11-27：可靠性为90%时，fk =1.001。)Fm等效负荷(N)；nm等效转速(r/min)；Tn工作寿命(h)。（查表得：数控机床：Th=15000。）由公式得：带入公式求得最大动载荷： （3）选择滚珠丝杠及其组件型号根据计算出的参数，查文表18-331可知，选定丝杠为外循环插管式双螺母垫皮预紧导珠管埋入型，型号为CBT3210-3。滚珠丝杠的公称直径是32mm，公称导程，丝杠螺纹底径为24.3mm，螺母长度为90mm，循环圈数为

34、1.52其额定动载荷，额定静载荷，接触刚度为，丝杠的精度为3级。在本设计中采用双螺母垫片预紧。两边的轴承选为25mm与20mm。本设计中丝杠的支承方式同样选用滚珠丝杠专用轴承。 根据上述横向进给系统联轴器的选用，纵向进给系统选用同样的联轴器，即刚性联轴器，型号为GYH2，轴孔直径为25mm，公称转矩为63，许用转速为10000rmin，满足设计要求。滚珠丝杠及其组件安装示意图见图9。图9 滚珠丝杠及其组件安装示意图4.2 校核 根据所选的滚珠丝杠的型号，可知所选丝杠的额定动载荷已经满足要求，现根据其静载荷和临界转速来对其进行校核。（1）额定静载荷校核额定静载荷系指滚珠丝杠副在静止或低速下，滚珠

35、与滚道型面在接触点上产生塑性变形之和为滚珠直径万分之一的轴向载荷。滚珠丝杠的额定静载荷的计算公式： （4.6）式中为静态安全系数，查表5-14选取为32， 已知为1631N 带入公式计算得: 远远小于其额定静载荷34158N,满足设计要求。（2）临界转速校核查表的L1=90mm， 纵向最大行程（Z轴）650mm；L1+650=740 取丝杠支承间距L为800mm。丝杠底径24.3mm，根据临界转速公式：式中f为与支承方法有关的临界转速系数，见表5-15 此处f取值21.92满足要求。4.3 伺服电机的选择和计算 （1）扭矩的计算理论动态预紧转矩 （4.7）理论动态预紧转矩 （4.8）最大动态摩

36、擦力矩对于3级滚珠丝杠，所以 （4.9）驱动最大负载所耗转矩由公式(3.19) （4.10）支承轴承所需启动扭矩查轴承表：对于20mm的轴承，其对于25mm的轴承，其则 驱动滚珠丝杠副所需扭矩： 电机的额定扭矩： (2)电机的选择根据伺服电机的驱动原理和以上计算的扭矩及伺服电机选型手册，选择交流永磁同步电机型号为SM 130-100-15LFB,其额定转矩为10。5 旋转进给系统 5.1 驱动方式选择及方案的确定由于在车削蜗杆中要求蜗杆毛坯与蜗轮刀架有固定的旋转比，而且机构的工作功率不大，所以本设计旋转进给机构通过同步带传动与电机联接。同步带传动通过带内表面等距分布的横向齿与带轮上相应的齿槽啮

37、合来传递运动。同步带与摩擦型带传动相比没有相对滑动，能够保证严格的传动比。在确定所要加工的一次包络蜗杆的参数，并且使旋转主轴的转速与主传动轴的转速保持一致之后，只需进给系统中蜗杆的主要参数和蜗杆毛坯的参数一样即可，这样蜗轮刀架和两侧的蜗杆的啮合的传动比一致，并且旋转机构中蜗杆件的转速与主轴相同，不需要减速结构，简化了机床的结构和加工过程，提高了加工的稳定性和蜗杆的加工精度。 由前述一次包络蜗杆的特性和对加工精度及工艺的特殊要求，本设计旋转进给系统采用蜗轮蜗杆传动的形式，即将车刀安装在回转蜗轮刀架上，回转刀架由普通圆柱蜗杆传动，蜗轮刀架和蜗杆毛坯做啮合切削运动。蜗轮蜗杆传动冲击载荷比较小，传动平

38、稳，噪声低，能达到较高的加工精度。旋转进给结构的传动方案为：电机带轮传动蜗杆传动工作台。见图10。图10 旋转进给机构传动系统图蜗杆传动作为常用的传动机构有以下几个特点：（1）传动比大：在动力传动中传动比可达到580:；在分度机构和手动机构中可达300以上；若只传动动力可达到1000。同时与其他传动形式相比，零件数目比较少，机构尺寸小，因而结构紧凑。（2）传动平稳：蜗杆齿是连续的螺旋齿，它与蜗轮的啮合是逐渐进出的连续啮合，因此，蜗轮蜗杆传动冲击载荷比较小，传动平稳，噪声低，能达到较高的加工精度。（3）可以自锁：当蜗杆的螺旋线导程角小于齿轮的当量摩擦角时，蜗杆传动便可以自锁。（4）效率比较低、有

39、相对滑动：蜗杆传动是，当齿面上具有较大的滑动速度时，摩擦损失比较大，效率约为0.7-0.8，当蜗杆传动具有自锁性时，效率仅为0.4。5.2 蜗轮蜗杆的选用与校核（1）蜗轮蜗杆的材料和类型 基于蜗杆传动的特点，蜗杆、蜗轮的材料首先应具有足够的强度；同时还要有良好的耐磨性。 蜗杆大多数采用碳钢或合金钢制造，高速重载蜗杆还要经淬火处理后以提高其表面硬度，增强齿面的耐磨性，一般低速中载的蜗杆可以采用40或45钢。 蜗轮的常用材料有锡青铜ZcuSn10Pb1，灰铸铁及铸造铝铁青铜等。锡青铜价格高耐磨性好，通常用于高速重载的传动中。滑动速度小于4m/s时，可选用铸造铝铁青铜。当滑动速度小于2m/s时，可采

40、用灰铸铁铁制作涡轮。考虑到本设计中要求的蜗杆传动转速较低，滑动速度也相应较小，传动的力矩不大，故蜗杆材料选用用45号钢，蜗轮材料用灰铸铁（HT200）铸造。（2）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸已知要加工的一次包络蜗杆的参数为：模数为m=4mm，分度圆直径为40mm，蜗杆头数为1头，则蜗轮蜗杆传动中蜗杆的主要参数应与其相同，选取参数如表2。表2 蜗轮蜗杆的基本尺寸名称符号公式数值模数m4mm蜗杆头数1蜗杆分度圆直径40mm蜗杆直径系数q10变位系数20蜗杆轴向齿距12.56mm蜗杆导程12.56mm蜗杆齿顶圆直径45mm蜗杆齿根圆直径35mm蜗杆分度圆柱导程角蜗轮轴向压力角蜗轮齿数30蜗轮齿顶高

41、4蜗轮喉圆直径128蜗轮分度圆直径120mm蜗轮齿根圆直径115mm蜗轮外径132mm蜗轮齿宽取为10mm中心距a80mm蜗轮蜗杆传动比：5.3 蜗杆传动的强度校核(1)蜗杆传动的受力分析在蜗杆传动中，设为集中作用在节点处的法向方向的载荷，可以分解成三个方向互相垂直的分力，即径向力，圆周力和轴向力。见图11.图11 蜗杆传动的受力分析所以在蜗杆和蜗轮之间存在着相互作用的三个大小相等、方向相反的力，即和，和，和。在不计摩擦影响的情况下，在加工切削蜗杆毛坯时，蜗轮回转刀架所受到的圆周力和切削时的进给力相同， 即 其回转力矩： (2)蜗轮齿面疲劳强度校核 参照公式11-133如下： （5.1）当量齿

42、数： （5.2）根据2=0，ZV2=60，可查表11-19得齿形系数3，螺旋角系数： Y=1-/140=0.961 查文献3表11-8得蜗轮的基本许用弯曲应力 =48MPa 校核结果所选齿轮齿根的弯曲强度满足要求。(3) 蜗杆的刚度校核蜗杆在受力之后如果产生太大的变形，就会在轮齿上产生载荷集中的现象，影响蜗轮和蜗杆的啮合，所以要对蜗杆进行刚度校核。蜗杆的刚度校核主要是校核蜗杆的弯曲刚度，根据公式11-153，蜗杆的最大挠度计算公式为： （5.3）其中：和分别为蜗杆受到的圆周力和径向力；E为蜗杆所选材料的弹性模量，这里取钢的弹性模量为200GPa;I为蜗杆危险截面惯性矩，；为蜗杆的支承跨距，这里

43、取；许用最大挠度，。根据图11-17及公式11-103得：； （5.4）。 （5.5）将上述数据代入校验公式得：，远小于其最大许用挠度0.04mm，所以校核满足要求。蜗轮蜗杆轴简图见图12，图12上图为蜗轮轴，下图为蜗杆轴。由于旋转进给系统直接影响到蜗杆加工的精度，所以对其系统的轴向和径向的传动精度要求较高，本设计中蜗杆轴和蜗轮轴选用角接触球轴承，蜗轮轴的两端轴承型号均为7207AC,蜗杆轴两端轴承型号分别为：7203AC和7205AC。图12 蜗轮蜗杆轴简图5.4 旋转机构功率计算根据公式，代入得蜗轮功率为： （5.6）本设计中加工蜗杆毛坯时的主轴转速为，这里取较大值，即式中蜗轮的转速为。则

44、旋转机构的总功率为： 这里取传动的总效率为0.8。5.5 同步带传动的设计计算 设计同步带传动的设计计算主要内容是：齿形带的模数、宽度和齿数，带轮的结构及尺寸，带轮传动的中心距，作用在轴上的载荷及结构设计等。同步带传动见图13。图13 同步带传动本设计选定传动比为2，大带轮与旋转主轴联接，则小带轮的转速为 （1）模数的选取带轮模数主要根据齿形带传动的计算功率和小带轮的最大转速，计算功率计算公式为： （5.7）式中 p齿形带传递功率 工作情况系数，参照表4-12选取1.62代入得：根据计算公式和小带轮转速，参照图12-13选取L型带轮，同步带的基准宽度为25.4mm，带轮的节距为9.5，选择齿数

45、为12，其直径查表12-56得分度园直径，齿顶圆直径为，由于传动比为2，则大带轮的齿数为24，其分度圆直径,齿顶圆直径为，选取模数为21(2) 选定中心距 （5.8） ，初次选定为150mm 中心距初选以后，可按下列公式计算带长 （5.9）则带的齿数,选取齿数为80最终确定中心距 （5.10） （3)小带轮的啮合齿数 （5.11）当时，不小于4，当时，不小于6，所以满足要求。6 主传动系统的总体设计6.1 数控车床对主轴系统的性能要求 数控车床的主轴系统就是数控车床的主传动系统，是车床的重要组成部分之一，数控车床主轴运动时车床成形运动之一，也就是一次包络蜗杆毛坯件的旋转运动，它的运动精度、转速

46、范围、传递功率和动力特性，决定了蜗杆的加工精度、加工效率和加工工艺能力。数控车床的主轴系统应满足如下性能要求： （1）主轴具有一定的转速和足够的转速范围，能够实现无级调速，从而能够保证加工时可以选用合理的切削用量，充分发挥刀具的切削性能。 （2）具有较高的精度和刚度，传动平稳，噪声低，以满足机床的工作性能要求。 （3）主传动的有关结构，特别是主轴组件要有足够高的精度、抗震性和热稳定性，传动效率高。 （4）操作灵活可靠，维修方便，结构简单紧凑。6.2 主传动方式的选择 数控车床的主轴传动要求有较大的调速范围，以保证加工时可以选用合理的切削用量，从而获得最佳的生产率和加工精度。数控车床的调速是按照

47、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。所以数控车床通常采用无级变速系统，其主轴主动系统通常有一下几种方式：（1）调速电动机直接驱动主轴传动方式这种方式由电动机直接带动主轴旋转，结构紧凑，这种主传动方式很好的简化了主轴箱体与主轴的结构，而且有效地提高了主轴部件的刚度，但主轴的调速及转矩特性与电动机的输出特性一致，电动机发热对主轴精度的影响较大。（2）具有变速齿轮的传动方式一般在大、中型数控机床中采用这种变速方式。这种传动方式通过少数几对齿轮降速，扩大输出转矩，增大调速范围，以满足主轴对输出转矩特性的要求。数控机床一般通过齿轮变速形成分段无级变速。当有些小型数控车床要求获得较大的

48、切削转矩时也可以采用这种传动方式。（3）通过带传动的传动方式这种传动主要应用于转速要求较高、变速范围不大的机床。其结构简单调试方便，在一定条件下电动机本身的调速能够满足要求，不需要齿轮变速，产生的噪声和振动较小。它适用于高速、低转矩特性要求的主轴。在机床生常用的是多楔带和同步齿形带。由于本车床专用来加工一次包络蜗杆，加工时主轴转速不高，对调速范围要求较低，所以本设计采用调速电动机直接驱动主轴传动方式。根据车床车削所需总功率为2.75KW，则旋转机构的总功率为0.056KW,这里选取电动机型号为：YCJ132，其额定功率为3KW，调速范围为,14196r每分钟，最大输出扭矩为19106.3 主轴

49、的主要尺寸参数及组件的选择设计 主轴组件的尺寸参数主要包括：主轴的直径D；主轴内孔直径d；主轴前端部的悬伸长度a；以及主轴支承跨距L等。确定这些尺寸参数的一般步骤是：首先依据机床主电机功率或机床的主参数来选取D，在满足主轴本身刚度的情况下下，按照工艺要求确定内孔直径d，根据主轴总体结构形状和前支承的结构型式确定悬伸长度a,最后根据这些参数来确定L。（1）主轴直径确定主轴直径对主轴组件刚度的影响很大，主轴的直径越大，刚度越高，同时主轴变形和由轴承变形引起的前端位移越小。但主轴直径越大，与之相配的轴承和轴上其他零件的尺寸等越大，同等级精度轴承要达到相同的公差则制造越困难，主轴的旋转精度也难保证。同

50、时，加大直径主轴的极限转速也急剧下降。通常，主轴前轴颈直径D可根据主电动机功率和机床种类进行初步估计。主轴后端支承轴颈的直径一般为0.70.8的前轴承直径，前后轴颈的差值大小越小则主轴的刚度就会越高，质量也会越轻，同时工艺性能越好。下表为几种常见的机床主轴前轴颈的直径D已知主电机功率=3 KW，机床类型是车床，查表3初选D=70。前轴颈直径D和主轴后轴颈直径D的关系，可根据下列公式来确定：D=（0.70.8）DD=（0.70.8）D=（0.70.8）70=4956，取D=55。表 3主轴前轴颈直径D的选择机床机 床 功 率 （千瓦）1.472.52.63.63.75.55.67.37.4111

51、114.7铣床5085609060957510090105100120车床608070907010595130110145140165外圆磨床509055757080759075100主轴的材料方面，因为主轴的刚度与材料的弹性模量E值密切相关，而钢的E值较大（2.110N/cm左右），因此主轴材料首先选用钢料。同时钢的弹性模量E和钢的热处理方式和种类无关，普通钢和合金钢的弹性模量基本相同。所以根据此次设计的机床主轴，考虑到主轴材料的选择原则，选择钢料应首先选用性价比较高的中碳钢（45钢调质处理），只有在有较大的冲击和载荷特别重时，才考虑到选用合金钢。该组合机床用于车削加工，主轴的内孔可用来通过

52、棒料或传动液压卡盘等，主轴孔径大小主要受到刚度的限制，该车床主轴内孔直径应选取合理，才不致于影响主轴刚度。主轴内孔直径与主轴直径之比为0.30.5，本设计中选用0.5 即d=0.5 D=0.555=27.5将其圆整，d最后取为25（2）主轴前后支承轴承的选择 本课设计数控车床要求的转速不高，轴承的径向和轴向受力不大，前轴承采用两个角接触球轴承并列配置，以减少主轴悬伸量和端部变形，后轴承采用深沟球轴承，以承受较大的电机传动力，主轴的前后直径分别为70mm和55mm。选取的主轴前支承的两个角接触球轴承型号为7211C。其中，d=55，D=100，B=21，r=1.5。再选取主轴后支承的深沟球轴承型

53、号为6214。其中：d=70，D=125，B=24，r=1.8。（3）主轴前端悬伸量和跨度主轴前端悬伸量a是指主轴前端受力作用点到主轴前支承支反力的作用点之间的距离，悬伸长度对主轴组件刚度的影响较大。悬伸长度越短，则主轴组件刚度越好。主轴前端悬伸长度a一般应按标准选取，为了满足主轴的刚度要求,应尽可能减小悬伸长度a。初算时，可查表4。表4 主轴的悬伸量与直径之比类 型机 床 和 主 轴 的 类 型a/ D自动车床和短主轴端铣床，通用和精密车床，用滚动轴承支承，适用于普通精度和高精度要求0.61.5较长主轴端和中等长度的车床和铣床，悬伸长度不太长的精密镗床和内圆磨床，用滑动或滚动轴承支承，适用于

54、大部分普通生产的要求1.252.5专用加工细长深孔的机床，由加工技术决定其需要有较长的悬伸刀杆或主轴可以移动，由于切削量大而不适用于较高精度要求的机床2.5根据上表所示，所设计的车床属于型，所以选取a/ D为1.252.5，即：a=（1.252.5）D=（1.252.5）70=87.5175取a=100。主轴的支承跨距长度是指主轴前、后支承的支承反力作用点之间的跨距。合理确定主轴的支承跨距，可提高主轴部件的刚度。支承跨距越小，主轴的刚度就越大，弯曲变形也会越小，但是支承产生的变形引起的主轴前端的位移量也会增大；支承跨距大，支承产生的变形引起的主轴前端的位移量减小，但主轴的弯曲变形将增大刚度也会

55、受影响。主轴的支承跨距存在最佳距离，一般可参照下列公式进行选择计算：（1） L=（45）D；（2） L=（35）a，用于悬伸长度较小时；（3） L=（12）a，用于悬伸长度较大时。根据此次设计的车床刚性主轴的悬伸长度较小，选取L4a为宜。即此次设计的车床主轴的合理跨距为L4a=4100=400取L=400。主轴简图见图14。图14 主轴简图（4）主轴的强度校核对于两边支承的主轴，若前支承有个双列滚动轴承或两个以上滚动轴承，则可将主轴组件简化为简支梁，如图15所示图15 主轴组件简化为简支梁图16 主轴组件简化为固定端梁此次设计的主轴，前支承选用了两个角接触球轴承作为支承，即可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可以简化成固定端梁，如图16所示。根据上述支承方式和简化结果，主轴所受的最大弯矩为： （6.1）主轴所受到的扭矩为： （6.2）假定在加工蜗杆时设计的最低切削速度时主轴转速为100r/min轴的抗弯截面系数为： （6.3）根据第三强度理论，则轴的弯扭合成强度为： （6.4）参考表15-13 得知所选轴的许用弯曲应力所以强度校核满足满足要求根据上述联轴器的选用原则，这里选择刚性联轴器，型号为GYS8,其轴孔直径为70