數(shù)控機床主軸傳動系統(tǒng)設計【含CAD圖紙、說明書】

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Compared with other types of machine tools, lathe the most widely used in the production. This paper first introduces the development process and present situation of NC machine tools in our country, and and analyses the existing problems; The development trend of NC machine tools is discussed; And the ck6140 economical NC lathe main transmission system for the design and calculation. Hollow spindle box is installed in the precision bearing of main shaft and a series of change gear. Numerical control lathe spindle can get any speed within the speed range, in order to meet the processing requirements of cutting. At present, the development trend of NC lathe is infinitely variable speed through the electrical and mechanical devices. Through frequency conversion motor drive belt and change gear for the main shaft. Range of 3-5, usually frequency conversion motor meets the requirement of the spindle speed; Series expanded gear speed range change gear. This is not a design will be the original belt wheel unloading structure into the pulley unloading structure, make the input shaft in place only by the torque, the radial force on the shaft transmission to the lathe body, improves the force of the input shaft. Keywords: spindle box;　unloading structure;　transmission system 前言 隨著我國國民經濟的不斷發(fā)展，我國制造業(yè)領域涌現(xiàn)出了許多私營企業(yè)，這些企業(yè)的規(guī)模普遍不大，沒有太多的資本。一些全功能數(shù)控系統(tǒng)，其功能雖然豐富，但成本高，對于這些中小型企業(yè)來說購置困難，但是中小型企業(yè)為了發(fā)展生產，希望對原有機床進行改造，進行數(shù)控化、自動化，以提高生產效率。我國機床工業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀是機床擁有量大、工業(yè)生產規(guī)模小，突出的任務就是用較少的資金迅速改變機械工業(yè)落后的生產面貌，使之盡可能提高自動化程度，保證加工質量，減輕勞動強度，提高經濟效益。我國是擁有三百多萬臺機床的國家，而這些機床又大量是多年累積生產的通用機床，自動化程度低，也就是說我國機床數(shù)控化率還不到3.5％。近十幾年來，我國的數(shù)控機床年產量約為0.65～0.85萬臺，年產值約為18億元。機床的數(shù)控化程度僅為6.5％。這些機床中,役齡11年以上的占50％以上；11年以下的機床中，自動/半自動機床不到23％，F(xiàn)MC（柔性制造單元）/FMS(柔性制造系統(tǒng))等自動化生產線更屈指可數(shù)（美國和日本自動和半自動機床已占62％以上）?？梢娢覈拇蠖鄶?shù)制造企業(yè)的生產、加工裝備絕大部分用的都是傳統(tǒng)的機床，而且半數(shù)以上是役齡在12年以上的舊機床。采用這種裝備加工出來的產品在國內、外市場上缺乏競爭力，直接影響一個企業(yè)的的生存和發(fā)展。所以必須大力提高機床的數(shù)控化率。 而相對于傳統(tǒng)機床，數(shù)控機床有以下明顯的優(yōu)越性： （1）可以加工出傳統(tǒng)機床加工不出來的曲線、曲面等復雜的零件。 （2）可以實現(xiàn)加工的柔性自動化，從而效率比傳統(tǒng)機床提高3～7倍。 （3）使加工的零件精度較高，尺寸分散程度小，使其便于裝配。 （4）便于實現(xiàn)多工序的集中，減少工件在機床之間的多次搬運。 （5）擁有自動報警、自動監(jiān)控、自動補償?shù)榷喾N自律功能，可實現(xiàn)長時間無人看管加工。 因此，采用數(shù)控機床，可以降低工人的勞動強度，節(jié)省勞動力，減少工件安裝，縮短新產品的生產周期和試制周期，可對市場需求作出快速反應。 此外，數(shù)控化的機床還是推行FMC、FMS以及CIMS（計算機集成制造系統(tǒng)）等企業(yè)信息化改造的基礎。數(shù)控技術已經普遍成為企業(yè)制造自動化的核心技術。 自從1951年計算機技術應用于機床上，數(shù)控系統(tǒng)經歷了數(shù)控（NC）和計算機數(shù)控（CNC）兩個階段的發(fā)展。目前，數(shù)控系統(tǒng)正處于第六代――基于PC（PC－BASED）。 未來數(shù)控系統(tǒng)將呈以下發(fā)展趨勢： ⑴高速化、高精密化 當前的機床正不斷向高速切削、干切削和準干切削的方向發(fā)展，加工精度也在不斷地提高。另一方面，電主軸和直線電機的成功應用，陶瓷滾珠軸承、高精度大導程空心內冷和滾珠螺母強冷的低溫高速滾珠絲杠副以及帶滾珠保持器的直線導軌副等機床功能部件的面市，也為機床向高速、精密方向的發(fā)展創(chuàng)造了有利條件。 ⑵主軸變速范圍寬、變速迅速可靠 ⑶向智能化方向發(fā)展 ①應用自適應控制技術向高速化和高精度化發(fā)展 數(shù)控系統(tǒng)在運行過程中能檢測一些重要的信息，并且能自動調整系統(tǒng)的相關參數(shù)，以達到對系統(tǒng)運的行狀態(tài)的改善。 ②引入專家系統(tǒng)指導加工 將熟練工人和專家的經驗，加工的一般規(guī)律和特殊規(guī)律存入系統(tǒng)中，以工藝參數(shù)數(shù)據(jù)庫為支撐，建立具有人工智能的專家系統(tǒng)。 ③引入故障檢測專用系統(tǒng) ④引入動裝置智能化數(shù)字伺服驅動系統(tǒng) 可以通過自動識別負載，而自動調整參數(shù)，使驅動系統(tǒng)獲得最佳的運行。 IV 1 主傳動系統(tǒng)設計 1.1 數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)的特點 與普通機床比較，數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)具有下列特點。 （1）轉速較高、功率較大。它能實現(xiàn)大功率切削和高速切削，進行高效率的零件加工。 （2）較寬的變速范圍。它的主傳動系統(tǒng)調速范圍較寬，一般Ra>100，以確保加工時能合理的選用切削用量，從而達到最高的生產效率、表面的質量和加工的精度。 （3）可靠的迅速變速主軸，數(shù)控機床的變速能按照控制指令自動進行，因此數(shù)控機床的變速機構必須適應自動操作的要求。隨著直流和交流主軸電動機的調速系統(tǒng)逐漸完善，很容易就能實現(xiàn)寬范圍無級變速，這樣以來，不僅減少了變速機構的中間傳遞環(huán)節(jié)，而且變速控制的可靠性也大大提高了。 （4）主軸組件的耐磨性高，這使得傳動系統(tǒng)具備了很高的精度。凡有機械摩擦的部位，如軸承、錐孔等都有足夠的硬度，軸承處還有良好的潤滑。 1.2 主傳動系統(tǒng)的要求 （1）主軸具有一定的轉速和足夠的轉速范圍、變速級數(shù)，而且能夠實現(xiàn)運動的變速、開停、制動和換向，以滿足機床的運動要求。 （2）主電機具備足夠大的功率，為滿足機床的動力要求，全部機構和元件都具有足夠的強度和剛度。 （3）主傳動的有關結構，尤其是主軸組件要具備足夠高的精度、抗震性，熱變形和噪聲要小，傳動效率高，才能滿足機床的工作性能要求。 （4）操作靈活可靠，維修方便，潤滑密封非常良好，才能滿足機床的使用要求。 （5）結構要簡單、緊湊，工藝性好，成本低，以滿足經濟性要求。 2 總體方案擬定 2.1 擬定主運動參數(shù) 機床設計的初始，首先需要確定有關參數(shù)，它們是傳動設計和結構設計的依據(jù)，影響到產品是否能滿足所需要的功能要求。根據(jù)擬定的參數(shù)、規(guī)格和其他特點，了解典型工藝的切削用量，了解極限轉速、和級數(shù)Z、主傳動電機功率N。 2.2 運動設計 根據(jù)擬定的參數(shù)，通過結構網和轉速圖的分析，確定傳動結構方案和傳動系統(tǒng)圖。傳動方案有多種，傳動型式更是式樣眾多，比如：傳動型式上有集中傳動的主軸變速箱。分離傳動的主軸箱與變速箱；擴大變速范圍可以用增加傳動組數(shù)，也可用背輪機構、分支傳動等型式；變速型式上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。然后計算各傳動比及齒輪的齒數(shù)。 估算齒輪模數(shù)m和軸頸d，選擇和計算離合器。 2.3 軸和齒輪的驗算 估算齒輪模數(shù)m和軸頸d，選擇和計算離合器。在結構草圖的基礎上，對一根傳動軸和齒輪的剛度、強度進行校核。 3 參數(shù)擬定 3.1 主軸極限轉速的確定 確定主軸的最高轉速和最低轉速，應該在分析所設計機床幾種典型加工方式的切削用量和參考現(xiàn)有同類型機床的技術性能的基礎上，并按照“技術上先進，經濟上合理”的原則進行。 由于通用性機床加工對象很廣，不同工序所采用的切削用量相差懸殊，而且加工零件的尺寸變換也很大，所以要合理地確定其極限轉速是一個復雜的任務，必須對有關加工工序和切削用量進行分析，在分析切削用量的過程中，應特別注意下列幾點： ⑴考慮先進加工方法，但所選的切削用量不應該是個別記錄，而應該具有普遍性。 ⑵應考慮刀具材料的發(fā)展趨勢。例如普通車到在大多數(shù)情況下已經采用硬質合金，目前陶瓷刀具也已開始應用等情況。 ⑶最高和最低轉速不能僅用計算方法來確定。還應該和先進的同類機床比較，因為過大的轉速范圍不僅不能充分發(fā)揮其性能，而且還可能使結構無法實現(xiàn)。在傳動系統(tǒng)擬定好以后，驗算各主要傳動件的最大圓周速度應不超過允許值。 主軸最高和最低轉速可按下列計算： = (rpm) ⑴ = (rpm) ⑵ 其中： 、——主軸最高、最低轉速（m/min）； 、——典型工序的最大、最小切削速度（m/min）； 、——最大、最小計算直徑。 數(shù)控車床采用最大速度的典型工序一般為用硬質合金車刀精車或半精車鋼質軸類工件的外圓，取=200r/min。 采用最小速度的典型工序又以下幾種情況： ⑴在低速光車，要求獲得粗糙度小于R3.2μm； ⑵精鉸孔 ⑶加工各種螺紋及多頭螺紋； ⑷用高速鋼車刀，對鑄鐵材料的盤類工件進行粗車端面工作，取=25r/min。 一般取計算直徑： =0.5D =(0.2~0.25) 式中D為最大工件回轉直徑，即主參數(shù)(mm)。 當?shù)湫凸ば驗殂q孔或加工螺紋時，應按在車床上常用最大鉸孔直徑或經常加工的最大螺紋直徑作為最大計算直徑，根據(jù)調研可推薦：0.2 ,(為刀架上最大工件回轉直徑） 故 ===1990 r/min，取=2000 r/min； ==49.65 r/min， 取=45 r/min； 與本次設計的參數(shù)相差不大，取計算值。 3.2 主動參數(shù)的擬定 根據(jù)《機械制造裝備設計》公式（3-2）因為已知 ⑶ ∴ Z=+1 ∴===1.411 根據(jù)《機械制造裝備設計課程設計》表10.1標準數(shù)列表，這里我們取標準公比系列=1.41. 因為=1.41=1.06，根據(jù)《機械制造裝備設計課程設計》表10.1標準數(shù)列。首先找到最小極限轉速45，再每跳過5個數(shù)（1.26～1.06）取一個轉速，即可得到公比為1.41的數(shù)列：45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000。 3.3 主電動機的選擇 合理的確定電機功率P，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。 現(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料，取45號鋼，正火處理，車削外圓，表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具，可轉位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm25mm。刀具幾何參數(shù)：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。 現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計： ⑴確定背吃刀量和進給量f，根據(jù)《切削加工簡明實用手冊》表8-50， 取4mm，f取1 。 ⑵確定切削速度，參《切削加工簡明實用手冊》表8-57，取V=2。 ⑶機床功率的計算， 主切削力的計算 根據(jù)《切削加工簡明實用手冊》-表8-59和表8-60，主切削力的計算公式及有關參數(shù)： F=9.81 =9.8127040.920.95 =4495.4（N） 切削功率的計算 ==4495.4×2×=9kw； 取機床的效率為0.85， 根據(jù)《機械設計課程設計》表20-1 Y系列（IP44）三相異步電動機的技術數(shù)據(jù),Y系列（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具有防塵埃、鐵屑或其他雜物侵入電動機內部的特點，B級絕緣，工業(yè)環(huán)境溫度不超過+40℃，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農業(yè)機械等。 根據(jù)以上要求，選取Y160M-4型三相異步電動機，額定功率11kW,滿載轉速1460，質量123kg。 根據(jù)以上計算可得到本次設計數(shù)控車床的基本參數(shù)： 表3.1車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表 工件最大回轉直徑 (mm) 最高轉速 () 最低轉速 () 電機功率 P（kW） 公比 轉速級數(shù)Z 400 2000 45 11 1.41 12 4、運動設計 4.1 確定變速組及變速副數(shù)目 級數(shù)為Z的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有、……個變速副。即 變速副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： ，可以有三種方案： 4.2 結構式的擬定 對于12=3×2×2傳動式，有6種結構式和對應的結構網。分別為： 表4.1 傳動方式 根據(jù)主變速系統(tǒng)設計的一般原則 ⑴傳動副前多后少的原則； 主變速傳動系從電動機到主軸，通常為降速傳動，接近電動機的傳動轉速較高， 傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的轉矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱的外形尺寸； ⑵傳動順序與擴大順序相一致的原則； 比較兩組變速方案 和 通過兩種方案的比較，后一種方案因第一擴大組在最前面，Ⅱ軸的轉速范圍比前種方案大，如兩種方案Ⅱ軸的最高轉速一樣，后一種方案Ⅱ軸的最低轉速較低，在傳遞相等功率的情況下，受的轉矩較大，傳動件的尺寸也就比前種方案大。 ⑶變速組的降速要前慢后快，中間軸的速度不易超過電動機的轉速； 根據(jù)以上的原則我們最終確定的傳動方案是： 4.3 結構網的擬定 根據(jù)中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如圖4.1： 31 23 26 圖4.1結構網 4.4 各變速范圍及極限傳動比 傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍：在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時，為防止產生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為/≤8～10。 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即： ⑷ 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 其中，， ∴，符合要求 4.5 確定各軸的轉速 ?分配總降速變速比 總降速變速比 又電動機轉速不符合轉速數(shù)列標準，因而增加一定比變速副。 ②確定變速軸軸數(shù) 變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ③在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主軸）。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的變速組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速。 ⑴先來確定Ⅲ軸的轉速 變速組c 的變速范圍為，故兩個傳動副的傳 動比必然是兩個極限值： 、結合結構式， Ⅲ軸的轉速只有一種可能：125、250、355、500、710、1000 ⑵確定軸Ⅱ的轉速 變速組b的級比指數(shù)為3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取 軸Ⅱ的轉速確定為：500、710、1000。 ⑶定軸Ⅰ的轉速 對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可?。? == == = 確定軸Ⅰ轉速為1000，電動機于軸Ⅰ的傳動比為1460/1000=1.46 4.6 繪制轉速圖 如圖4.2 圖4.2轉速圖 4.7 繪制變速系統(tǒng)圖 如圖4.3 圖4.3變速系統(tǒng)圖 5．傳動件的設計 5.1 帶輪的設計 三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速n=1460r/min,傳遞功率P=11kW,傳動比i=1.46，運轉時有輕度沖擊，兩班制，一天運轉16小時，工作年數(shù)10年。 (1)選擇三角帶的型號 由《機械設計》表8-7工作情況系數(shù)查得工況系數(shù)=1.2。 故根據(jù)《機械設計》公式（8-21） 式中P--電動機額定功率， --工作情況系數(shù) 因此根據(jù)、由《機械設計》 圖8-11普通V帶輪型圖選用A型。 (2)確定帶輪的基準直徑， 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查《機械設計》表8-8、圖8-11和表8-6取主動小帶輪基準直徑=140。 由《機械設計》公式(8-15)得： ⑷ 式中： -小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。 故 ， 由《機械設計》表8-8取圓整為200mm。 (3)驗算帶速度V， 按《機械設計》式（8-13）驗算帶的速度 V= 所以，故帶速合適。 (4)初定中心距 帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。?根據(jù)《機械設計》經驗公式（8-20） ⑸ 0.7（140+200）≤≤2（140+200） 238≤≤680 取=600mm. (5)三角帶的計算基準長度 由《機械設計》公式（8-22）計算帶輪的基準長度 ⑸ =1735.3 由《機械設計》表8-2，圓整到標準的計算長度 L=1800mm (6)確定實際中心距 按《機械設計》公式（8-23）計算實際中心距 A=+=600+=632.35mm (7)驗算小帶輪包角 根據(jù)《機械設計》公式（8-25）， 故主動輪上包角合適。 (8)確定三角帶根數(shù) 根據(jù)《機械設計》式（8-26）得 查表《機械設計》表8-4d由 i=1.46和得= 0.36KW 查表《機械設計》表8-5，=0.98；查表《機械設計》表8-2，長度系數(shù)=0.95 所以取Z=4根 (9)計算預緊力 查《機械設計》表8-3，q=0.1kg/m 由《機械設計》式（8-27） ⑹ 其中： -帶的變速功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.18kg/m。 v = 1460r/min = 10.7m/s。 （10）計算作用在軸上的壓軸力 （11）帶輪結構設計 ⑴帶輪的材料 常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。 ⑵帶輪結構形式 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據(jù)輪輻結構的不同可以分為實心式（《機械制圖》圖8-14a）、腹板式（《機械制圖》圖8-14b）、孔板式（《機械制圖》圖8-14c）、橢圓輪輻式（《機械制圖》圖8-14d）。V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時。可以采用實心式，當可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。 帶輪寬度：。 ⑶V帶輪的論槽 V帶輪的輪槽與所選的V帶型號相對應，見《機械制圖》表8-10. 表2.1 V帶輪的輪槽與所選的V帶型號 槽型 與相對應得 A 11.0 2.75 8.7 9 — — V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于。 V帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。 輪槽工作表面的粗糙度為。 ⑷V帶輪的技術要求 鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。 5.2 轉動軸的直徑估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。 5.3 確定各軸轉速 ⑴確定主軸計算轉速： 計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。 根據(jù)《機械制造裝備設計課程設計》表10.2，主軸的計算轉速為 ⑵各變速軸的計算轉速： ①軸Ⅲ的計算轉速可從主軸125r/min按72/18的變速副找上去，軸Ⅲ的計算轉速為180r/min； ②軸Ⅱ的計算轉速為500r/min； ③軸Ⅰ的計算轉速為1000r/min。 ⑶各齒輪的計算轉速 各變速組內一般只計算組內最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉速。 ① 變速組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為500r/min； ② 變速組b計算z = 22的齒輪，計算轉速為500r/min； ③ 變速組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為1000r/min。 ⑷核算主軸轉速誤差 ∵ ∴ 所以合適。 5.4 傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 根據(jù)《機械設計手冊》表7-13，，并查《金屬切削機床設計》表7-13得到取1. ①Ⅰ軸的直徑：取 ②Ⅱ軸的直徑：取 ③Ⅲ軸的直徑：取 其中：P-電動機額定功率（kW）； -從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積； -該傳動軸的計算轉速（）； -傳動軸允許的扭轉角（）。 當軸上有鍵槽時，d值應相應增大4～5%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b，b值見《機械設計手冊》表7-12。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查《機械設計手冊》的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格。 ④各軸間的中心距的確定： ； ； ； 6．各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 6.1 齒輪模數(shù)的確定 齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按《金屬切削機床設計》表7-17進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標準模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。 先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查《機械設計》表10-8齒輪精度選用7級精度，再由《機械設計》表10-1選擇小齒輪材料為40C(調質)，硬度為280HBS： 根據(jù)《金屬切削機床設計》表7-17；有公式： ①齒面接觸疲勞強度： ②齒輪彎曲疲勞強度： ⑴、a變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù)28的齒輪。 ①齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9611=10.56KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應力，由《金屬切削機床設計》圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴ 根據(jù)《畫法幾何及機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為5mm 。 ②齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9611=10.56KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力，由《金屬切削機床設計》圖7-11按MQ線查取； -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2； ， ∴ ∴ 根據(jù)《畫法幾何及機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為2.5mm 。 ∵所以≥≥ 于是變速組a的齒輪模數(shù)取m = 5，b =40mm。 軸Ⅰ上主動輪齒輪的直徑： 。 軸Ⅱ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： ⑵、b變速組：確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)18的齒輪。 ①齒面接觸疲勞強度：（公式見a變速組） 其中: -公比 ； =2.82； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.92211=10.142KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應力，由《金屬切削機床設計》圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴ ∴ 根據(jù)《畫法幾何及機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為5mm 。 ②齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.92211=10.142KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力，由《金屬切削機床設計》圖7-11按MQ線查??； -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 ， ∴ ∴ 根據(jù)《畫法幾何及機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為3mm 。 ∵所以 于是變速組b的齒輪模數(shù)取m = 3mm，b = 40mm。 軸Ⅱ上主動輪齒輪的直徑： 軸Ⅲ上兩聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： ⑶、c變速組： 計算中心距a， 所以軸Ⅲ上兩聯(lián)動主動輪齒輪的直徑分別為： 軸Ⅳ上兩從動輪齒輪的直徑分別為： ⑷、標準齒輪參數(shù)： 從《機械原理》表5-1查得以下公式 齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑； 分度圓直徑 ； 齒頂高 ； 齒根高 ； 6.2 齒輪的設計 由公式得： ①Ⅰ軸主動輪齒輪； ②Ⅱ軸主動輪齒輪； ③Ⅲ軸主動輪齒輪； 一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應使主動輪比從動輪齒寬大（5～10mm）。 所以：， ， ， ， ，。 通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結構的齒輪。當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪9、12和13做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據(jù)《機械設計》圖10-39（a） 齒輪8、10、12和13結構尺寸計算如下： ①齒輪8結構尺寸計算， ； ； ；； ； ，C取12cm。 ②齒輪10結構尺寸計算; ； ； ； ； ； ，C取12cm。 ③齒輪12結構尺寸計算 ， ； ； ； ，C取14cm。 ④齒輪13結構尺寸計算 ， ； ； ； ，C取14cm。 6.3 齒輪校核 計算公式：①彎曲疲勞強度; ②接觸疲勞強度 6.3.1 校核a組齒輪 ①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為24的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴,n=1000r/min, ⑵確定動載系數(shù) ∵ 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)。由《機械設計》使用系數(shù)。 ⑶。 ⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查《機械設計》表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數(shù)； h==11.25； , 查《機械設計》圖10-13得 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表10-2查的使用， 由《機械設計》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) ⑹確定載荷系數(shù): ⑺ 查《機械設計》表 10-5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) ； ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 《機械設計》圖10-18查得 壽命系數(shù),取疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， ②接觸疲勞強度 ⑴載荷系數(shù)K的確定： ⑵彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得 ⑶查《機械設計》圖10-21（d）得， 故齒輪1合適。 6.3.2 校核b組齒輪 ①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為22的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴,n=500r/min, ⑵確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù) ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查《機械設計》表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù) ,查《機械設計》圖10-13得 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表10-2查的使用 ； 由《機械設計》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) ⑹確定動載系數(shù): ⑺查《機械設計》表 10-5齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 、 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 《機械設計》圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， ②接觸疲勞強度 u=62/22=2.82； ⑴載荷系數(shù)K的確定： ⑵彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得 ⑶查《機械設計》圖10-21（d）得， 故齒輪7合適。 6.3.3 校核c組齒輪 ①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為18的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴,n=500r/min, ⑵確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù) ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查《機械設計》表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分布系數(shù)， ,查《機械設計》圖10-13得 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表10-3齒間載荷分布系數(shù)， ⑹確定荷載系數(shù): ⑺查表 10-5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)。 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 《機械設計》圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， ②接觸疲勞強度 ⑴載荷系數(shù)K的確定： ⑵彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得 ⑶查《機械設計》圖10-21（d）得， 故齒輪11合適。 7．主軸結構設計 7.1 對主軸組件性能的要求 主軸組件是機床主要部件之一，它的性能對整機性能由很大的影響。主軸直接承受切削力，轉速范圍又很大，所以對主軸組件的主要性能特提出如下要求： （1）回轉精度 主軸在作轉動運動時，在同一瞬間，主軸上線速度為零的點的聯(lián)機，稱為主軸在該瞬間的回轉中心線，在理想狀況下，主軸在每一瞬間的回轉中心線的空間位置，相對于某一固定的參考系統(tǒng)（例如：刀架、主軸箱體或工具機的工作臺面）來說，應該是固定不變的。但實際上，由于主軸的軸頸支承在軸承上，軸承又安裝在主軸箱體孔內，主軸上還有齒輪或其它傳動件，由于軸頸的不圓、軸承的缺陷、支承端面對軸頸中心線的不垂直，主軸的撓曲和工具機結構的共振等原因，主軸回轉中心線的空間位置，在每一瞬時都是變動的。把回轉主軸的這些瞬間回轉中心線的平均空間位置定義為主軸的理想回轉中心線，而且與固定的參考坐標系統(tǒng)聯(lián)系在一起。這樣，主軸瞬間回轉中心線的空間位置相對于理想中心線的空間位置的偏離就是回轉主軸在該瞬間的誤差運動。這些瞬間誤差運動的軌跡，就是回轉主軸誤差運動的軌跡。主軸誤差運動的范圍，就是所謂的主軸回轉精度。 主軸回轉精度的測量，一般分為三種：靜態(tài)測量、動態(tài)測量和間接測量。目前我國在生產中沿用傳統(tǒng)的靜態(tài)測量法，用一個精密的測量棒插入主軸錐孔中，使千分表觸頭觸及檢測棒圓柱表面，以低速轉動主軸進行測量。千分表最大和最小的讀數(shù)差即認為是主軸的徑向回轉誤差。端面誤差一般以包括主軸所在平面內的直角坐標系的垂直坐標系的垂直度數(shù)據(jù)綜合表示。動態(tài)測量是用以標準球裝在主軸中心線上，與主軸同時旋轉；在工作態(tài)上安裝兩個互成90o角的非接觸傳感器，通過儀器記錄回轉情況。間接測量是用小的切削量加工有色金屬試件，然后在圓度儀上的測量試件的圓度來評價。出廠時，普通級加工中心的回轉精度用靜態(tài)測量法測量，當L＝300mm時允許誤差應小于0.02mm。造成主軸回轉誤差的原因主要是由于潤滑油膜的產生和不平衡力的擾動，在回轉的過程中產生的激振力，也是造成主軸回轉誤差的主要原因之一。因此加工中心的主軸不平衡量一般要控制在0.4mm/s以下。 （2）剛度 主軸部件的剛度是指受外力作用時，主軸組件抵抗變形的能力。通常以主軸前端產生單位位移時，在位移方向上所施加的作用力大小來表示。剛度越大的主軸組件，主軸受力發(fā)生變形時就很小。主軸組件的剛度不足，在切削力及其它力的作用下，主軸將產生較大的彈性變形，工件的加工質量不但會受到影響，齒輪、軸承的正常工作也會受到嚴重影響，使其加劇磨損，降低精度。主軸部件的剛度與軸承類型及配置型式、軸承間隙的調整、主軸上其他動力元件的位置等有關。 （3）抗振性 主軸組件的抗振興是指切削加工時，主軸保持平穩(wěn)地運行而不發(fā)生振動的能力。主軸組件抗振興差，工作時容易產生振動，會影響工件表面質量，而且限制了機床的生產率提高，此外，還會降低刀具和主軸軸承的壽命，發(fā)出噪聲，影響工作環(huán)境等。隨著機床向高精度、高生產率方向發(fā)展，主軸對抗振性的要求也越來越高。 （4）溫升和熱變形 主軸組件工作時，由于摩擦和攪油等耗損而產生熱量，會出現(xiàn)溫升。溫升會使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，這種現(xiàn)象被稱為熱變形。 熱變形使主軸的旋轉軸線與機床其他部件間的相對位置發(fā)生變化，直接影響加工質量。對高精度機床的影響極為嚴重；熱變形會造成主軸彎曲，會使傳動齒輪和軸承的工作狀況惡化；熱變形還會改變已調好的軸承間隙，使主軸與軸承、軸承與軸承座孔之間的配合發(fā)生變化，嚴重影響了軸承的正常運作，加劇磨損，嚴重時會導致產生軸承抱軸現(xiàn)象。 （5）耐磨性 耐磨性幾乎和材料所有性能都有關系，而且在不同磨耗機理條件下，為提高耐磨性對材料性能亦有不同要求。為了使主軸長期保持精度，其組件必須要有足夠的耐磨性。主軸組件上最容易發(fā)生磨損的地方出現(xiàn)在刀具或工件的安裝部位及其移動式主軸的運轉部位。為了提高主軸的耐磨性，應該對主軸的上述部位淬硬或氮化處理。除此之外還要保證主軸軸承有良好的潤滑條件，以提高耐磨性。 以上這些要求，有的還是矛盾的。例如高剛度和高速，高速與低溫升，高速與高精度等。這就要具體問題具體分析，例如設計高效數(shù)控機床的主軸組件時，主軸應滿足高速和高剛度的要求；設計高精度數(shù)控機床時，主軸應滿足高剛度、低溫升的要求。 7.2 主軸軸承 （1）軸承類型選擇 主軸前軸承有兩種常用的類型： 雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。 與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種： 600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。 推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。 向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。 （2）軸承的配置 大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.03～0.07），只有在載荷比較大、軸產生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。 軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據(jù)機床的實際要求確定。 在配置軸承時，應注意以下幾點： ①每個支撐點都要能承受經向力。 ②兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 ③徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。 （3）軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。 普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。 軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環(huán)都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。 （4）軸承間隙的調整 為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。 軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于1：12的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。 其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。 螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的求。 結論 數(shù)控機床的動力源將動力和運動傳遞給機床主軸的基本環(huán)節(jié)，其機構復雜而巧妙，這次設計的效果沒有預計的輕松。由于在時間上拖了下來，而且所學的知識內容也很不理想。我接受的設計任務是對數(shù)控機床的主傳動系統(tǒng)進行設計。主軸箱的結構繁多，我省去了很多細部結構。從這點讓我深深的體會到“科技是第一生產力”這句話的正確與嚴峻性。在設計中我也遇到了其它許多棘手的問題，但是有問題就問，在設計過程中經常去網上