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摘 要
磨床可以加工各種表面，如內(nèi)、外圓柱面和圓錐面、平面、漸開線齒廓面、螺旋面以及各種成形表面。磨床可進(jìn)行荒加工、粗加工、精加工和超精加工，可以進(jìn)行各種高硬、超硬材料的加工，還可以刃磨刀具和進(jìn)行切斷等，工藝范圍十分廣泛。
磨床可以加工各種表面，如內(nèi)、外圓柱面和圓錐面、平面、漸開線齒廓面、螺旋面以及各種成形表面。磨床的種類很多，按其工作性質(zhì)可分為：外圍磨床、內(nèi)圓磨床、平面磨床，工具磨床以及一些專用磨床。如螺紋磨床、球面磨床、花鍵磨床、導(dǎo)軌磨床與無心磨床等。導(dǎo)軌磨床就是一種按照工作性質(zhì)劃分出來的磨床。
本文主要是對(duì)導(dǎo)軌磨床進(jìn)行設(shè)計(jì)與研究。
關(guān)鍵詞：導(dǎo)軌磨床，磨床，磨床設(shè)計(jì)
V
Abstract
The grinder can process a variety of surfaces, such as inner, outer cylindrical surface and a conical surface, plane, tooth profile of involute spiral surface and various surface, forming surface. The grinder can be hogging machining, rough machining, finish machining and ultra precision machining, can be a variety of high hard, superhard materials processing, can also be grinding tool and cutting process, a very wide range of.
The grinder can process a variety of surfaces, such as inner, outer cylindrical surface and a conical surface, plane, tooth profile of involute spiral surface and various surface, forming surface. Grinder of many types, according to the nature of their work can be divided into: external grinder, internal grinder, surface grinder, grinding machine tools and some special grinding machine. Thread grinder, grinding machine, such as spherical spline grinding machine, grinder and centerless grinder. Rail grinding machine is a kind of according to the nature of the work out of the grinder.
This paper is mainly about the design and research of guideway grinder.
Key Words: Rail grinding machine, grinding machine, grinding machine design
目 錄
摘 要 I
Abstract II
目 錄 III
第1章 緒 論 1
1.1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1
1.2 磨床的現(xiàn)狀及其發(fā)展趨勢(shì) 2
1.3論文研究的主要內(nèi)容 2
第2章 數(shù)控龍門導(dǎo)軌磨床總體方案設(shè)計(jì) 4
2.1 機(jī)床的設(shè)計(jì)要求 4
2.2 設(shè)計(jì)方案 4
2.2.1 機(jī)械部分設(shè)計(jì) 4
2.2.2 數(shù)控系統(tǒng)選型 5
2.3 本章小節(jié) 6
第3章 機(jī)床主軸箱的設(shè)計(jì) 7
3.1 主軸箱的設(shè)計(jì)要求 7
3.2主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 7
3.2.1 主傳動(dòng)功率 7
3.2.2 驅(qū)動(dòng)源的選擇 8
3.2.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定 8
3.2.4傳動(dòng)軸的估算 10
3.2.5齒輪模數(shù)的估算 11
3.3主軸箱展開圖的設(shè)計(jì) 12
3.3.1設(shè)計(jì)的內(nèi)容和步驟 12
3.3.2 有關(guān)零部件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定 12
3.3.3 各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 15
3.3.4 主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算 16
3.4 零件的校核 18
3.4.1齒輪強(qiáng)度校核 18
3.4.2傳動(dòng)軸撓度的驗(yàn)算 19
3.5 本章小節(jié) 19
第4章 主軸系統(tǒng)設(shè)計(jì)及計(jì)算 26
4.1 主軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的原則 26
4.2主軸部件精度 26
4.3主軸部件結(jié)構(gòu) 27
4.4傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 27
4.5主軸材料的選擇 28
4.6 主軸參數(shù)設(shè)計(jì) 31
4.7 主軸組件的剛度計(jì)算 33
4.7 主軸強(qiáng)度計(jì)算 36
4.8 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 38
4.9 聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 38
4.10 伺服電動(dòng)機(jī)的選擇 39
第5章 周邊磨頭的動(dòng)力參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算 41
5.1 砂輪架設(shè)計(jì)的基本要求 41
5.2 主軸旋轉(zhuǎn)精度及其提高措施 41
5.3 主軸軸承系統(tǒng)的剛性 41
5.4 砂輪架主軸初步設(shè)計(jì) 41
5.5 主軸剛度校核 42
5.6 動(dòng)靜壓軸承 43
5.7 傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 44
第6章 磨頭垂直滑板滾珠絲杠副及其支撐方式設(shè)計(jì) 50
6.1 對(duì)磨頭垂直滑板滾珠絲杠副及其支撐方式的基本要求 50
6.2 磨頭垂直滑板滾珠絲杠副及其支撐方式系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求 51
6.3滾珠絲杠的選擇 52
6.3.1 滾珠絲杠副的導(dǎo)程 52
6.3.2 滾珠絲杠副的載荷及選絲杠 52
6.4同步齒形帶的選擇 54
6.5伺服電機(jī)的選擇 54
6.6 滾珠絲杠副的安全使用 55
6.6.1 潤滑 55
6.6.2 防塵 56
6.6.3使用 56
6.6.4 安裝 56
6.8 本章小節(jié) 57
第7章 床身、橫梁導(dǎo)軌和工作臺(tái) 58
7.1 床身結(jié)構(gòu) 58
7.1.1 對(duì)床身結(jié)構(gòu)的基本要求 58
7.1.2 床身的結(jié)構(gòu) 59
7.2 導(dǎo)軌 61
7.2.1 導(dǎo)軌的潤滑與防護(hù) 61
7.2.2 導(dǎo)軌的安裝調(diào)整 61
7.3 工作臺(tái) 62
7.4 本章小節(jié) 62
第8章 控制系統(tǒng)大體設(shè)計(jì)數(shù)控系統(tǒng)設(shè)計(jì) 63
8.1 概述 63
8.2 確定硬件電路總體方案 63
8.3 接口，即I/O 輸入/輸出接口電路 64
8.4 數(shù)控系統(tǒng)硬件框圖 64
8.4.1 主控制器CPU的選擇 64
8.4.2 程序存儲(chǔ)器擴(kuò)展 65
8.4.3 數(shù)據(jù)存儲(chǔ)器的擴(kuò)展 65
8.4.4 I/O口擴(kuò)展電路設(shè)計(jì) 65
8.4.5 鍵盤，顯示接口電路 68
8.4.6 8031與控制電機(jī)與電液閥8255A的聯(lián)接其它輔助電路設(shè)計(jì) 69
8.4.7 步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動(dòng)電路 69
參考文獻(xiàn) 71
致 謝 72
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
第1章 緒 論
1.1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
20世紀(jì)人類社會(huì)最偉大的科技成果是計(jì)算機(jī)的發(fā)明與應(yīng)用，計(jì)算機(jī)及控制技術(shù)在機(jī)械制造設(shè)備中的應(yīng)用是世紀(jì)內(nèi)制造業(yè)發(fā)展的最重大的技術(shù)進(jìn)步。自從1952年美國第１臺(tái)數(shù)控銑床問世至今已經(jīng)歷了50個(gè)年頭。
數(shù)控設(shè)備包括：車、銑、加工中心、鏜、磨、沖壓、電加工以及各類專機(jī)，形成龐大的數(shù)控制造設(shè)備家族，每年全世界的產(chǎn)量有10～20萬臺(tái)，產(chǎn)值上百億美元。 世界制造業(yè)在20世紀(jì)末的十幾年中經(jīng)歷了幾次反復(fù)，曾一度幾乎快成為夕陽工業(yè)，所以美國人首先提出了要振興現(xiàn)代制造業(yè)。90年代的全世界數(shù)控機(jī)床制造業(yè)都經(jīng)過重大改組。如美國、德國等幾大制造商都經(jīng)過較大變動(dòng)，從90年代初開始已出現(xiàn)明顯的回升，在全世界制造業(yè)形成新的技術(shù)更新浪潮。如德國機(jī)床行業(yè)從2000年至今已接受３個(gè)月以后的訂貨合同，生產(chǎn)任務(wù)飽滿。
我國數(shù)控機(jī)床制造業(yè)在80年代曾有過高速發(fā)展的階段，許多機(jī)床廠從傳統(tǒng)產(chǎn)品實(shí)現(xiàn)向數(shù)控化產(chǎn)品的轉(zhuǎn)型。但總的來說，技術(shù)水平不高，質(zhì)量不佳，所以在90年代初期面臨國家經(jīng)濟(jì)由計(jì)劃性經(jīng)濟(jì)向市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)轉(zhuǎn)移調(diào)整，經(jīng)歷了幾年最困難的蕭條時(shí)期，那時(shí)生產(chǎn)能力降到50％，庫存超過４個(gè)月。從1995年“九五”以后國家從擴(kuò)大內(nèi)需啟動(dòng)機(jī)床市場(chǎng)，加強(qiáng)限制進(jìn)口數(shù)控設(shè)備的審批，投資重點(diǎn)支持關(guān)鍵數(shù)控系統(tǒng)、設(shè)備、技術(shù)攻關(guān)，對(duì)數(shù)控設(shè)備生產(chǎn)起到了很大的促進(jìn)作用，尤其是在1999年以后，國家向國防工業(yè)及關(guān)鍵民用工業(yè)部門投入大量技改資金，使數(shù)控設(shè)備制造市場(chǎng)一派繁榮。從2000年８月份的上海數(shù)控機(jī)床展覽會(huì)和2001年４月北京國際機(jī)床展覽會(huì)上，也可以看到多品種產(chǎn)品的繁榮景象。
數(shù)控技術(shù)經(jīng)過50年的２個(gè)階段和６代的發(fā)展： 第１階段：硬件數(shù)控（NC） 第１代：1952年的電子管 第２代：1959年晶體管分離元件 第３代：1965年的小規(guī)模集成電路。第２階段：軟件數(shù)控（CNC） 第４代：1970年的小型計(jì)算機(jī) 第５代：1974年的微處理器 第６代：1990年基于個(gè)人PC機(jī)（PC-BASEO） 第６代的系統(tǒng)優(yōu)點(diǎn)主要有：
（１） 元器件集成度高，可靠性好，性能高，可靠性已可達(dá)到５萬小時(shí)以上；
（2） 提供了開放式基礎(chǔ)，可供利用的軟、硬件資源豐富，使數(shù)控功能擴(kuò)展到很寬的領(lǐng)域（如CAD、CAM、CAPP，連接網(wǎng)卡、聲卡、打印機(jī)、攝影機(jī)等）；
（3） 對(duì)數(shù)控系統(tǒng)生產(chǎn)廠來說，提供了優(yōu)良的開發(fā)環(huán)境，簡(jiǎn)化了硬件。 目前，國際上最大的數(shù)控系統(tǒng)生產(chǎn)廠是日本FANUC公司，１年生產(chǎn)５萬套以上系統(tǒng)，占世界市場(chǎng)約40％左右，其次是德國的西門子公司約占15％以上，再次是德海德漢爾，西班牙發(fā)格，意大利菲亞，法國的ＮＵＭ，日本的三菱、安川。
1.2 磨床的現(xiàn)狀及其發(fā)展趨勢(shì)
隨著機(jī)械產(chǎn)品精度、可靠性和壽命的要求不斷提高以及新型材料的應(yīng)用增多，磨削加工技術(shù)正朝著超硬度磨料磨具、開發(fā)精密及超精密磨削（從微米、亞微米磨削向納米磨削發(fā)展）和研制高精度、高剛度、多軸的自動(dòng)化磨床等方向發(fā)展[4]，如用于超精密磨削的樹脂結(jié)合劑砂輪的金剛石磨粒平均半徑可小至4μm、磨削精度高達(dá)0.025μm；使用電主軸單元可使砂輪線速度高達(dá)400m/s，但這樣的線速度一般僅用于實(shí)驗(yàn)室，實(shí)際生產(chǎn)中常用的砂輪線速度為40－60m/s；從精度上看，定位精度＜2μm，重復(fù)定位精度≤±1μm的機(jī)床已越來越多；從主軸轉(zhuǎn)速來看，8.2kw主軸達(dá)60000r/min，13kw達(dá)42000r/min，高速已不是小功率主軸的專有特征；從剛性上看，已出現(xiàn)可加工60HRC硬度材料的加工中心。
北京第二機(jī)床廠引進(jìn)日本豐田工機(jī)公司先進(jìn)技術(shù)并與之合作生產(chǎn)的GA（P）62－63數(shù)控外圓/數(shù)控端面外圓磨床，砂輪架采用原裝進(jìn)口，砂輪線速度可達(dá)60m/s，砂輪架主軸采用高剛性動(dòng)靜壓軸承提高旋轉(zhuǎn)精度，采用日本豐田工機(jī)公司GC32－ECNC磨床專用數(shù)控系統(tǒng)可實(shí)現(xiàn)二軸（X和Z）到四軸（X、Z、U和W）控制。
此外，對(duì)磨床的環(huán)保要求越來越高，絕大部分的機(jī)床產(chǎn)品都采用全封閉的罩殼，絕對(duì)沒有切屑或切削液外濺的現(xiàn)象。大量的工業(yè)清洗機(jī)和切削液處理機(jī)系統(tǒng)反映現(xiàn)代制造業(yè)對(duì)環(huán)保越來越高的要求。
1.3論文研究的主要內(nèi)容
論文主要的章節(jié)和內(nèi)容：
1.第一章綜述了導(dǎo)軌磨床的發(fā)展?fàn)顩r，闡述課題提出的目的和意義，明確了本文研究的主要內(nèi)容。
2.第二章對(duì)導(dǎo)軌磨床的總體進(jìn)行研究，進(jìn)行總體布局設(shè)計(jì)。
3.第三章對(duì)導(dǎo)軌磨床主軸系統(tǒng)進(jìn)行整體的設(shè)計(jì)，進(jìn)行關(guān)鍵部件的設(shè)計(jì)與計(jì)算。
4.第四章對(duì)周邊磨頭的動(dòng)力參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。
5.第五章對(duì)床身工作臺(tái)導(dǎo)軌的設(shè)計(jì)。
6.第六章控制系統(tǒng)大體設(shè)計(jì)。
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畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
第2章 數(shù)控龍門導(dǎo)軌磨床總體方案設(shè)計(jì)
數(shù)控機(jī)床的總體設(shè)計(jì)方案由以下三部分組成：
1.技術(shù)參數(shù)設(shè)計(jì)：主要尺寸規(guī)格、運(yùn)動(dòng)參數(shù)（轉(zhuǎn)速和進(jìn)給范圍)、動(dòng)力參數(shù)（電機(jī)功率，最大拉力）。
2.總體布局設(shè)計(jì)：相互位置關(guān)系、運(yùn)動(dòng)分析、運(yùn)動(dòng)仿真（干涉檢查）、外觀造型。
3.結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)：整機(jī)靜剛度、整機(jī)的運(yùn)動(dòng)性能、整機(jī)的熱特性。
總布局與使用要求：
1.便于同時(shí)操作和觀察。
2.刀具、工件，裝卸、夾緊方便。
3.排屑和冷卻。
2.1 機(jī)床的設(shè)計(jì)要求
本機(jī)床的設(shè)計(jì)，符合國家機(jī)床標(biāo)準(zhǔn)。已定設(shè)計(jì)參數(shù)：
工作臺(tái)：3000×1200mm
工作臺(tái)最大荷重2t
高速高效，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單可靠，功能強(qiáng)大，性能穩(wěn)定，精度較高，可用于銑削板材以及多種工件等。
2.2 設(shè)計(jì)方案
我設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容是工作臺(tái)移動(dòng)數(shù)控龍門導(dǎo)軌磨床。工作臺(tái)數(shù)控龍門導(dǎo)軌磨床是指工作臺(tái)作縱向移動(dòng)的龍門導(dǎo)軌磨床。工作臺(tái)移動(dòng)龍門導(dǎo)軌磨床的最大特點(diǎn)是：（1）造價(jià)便宜,容易制造生產(chǎn)。工作臺(tái)移動(dòng)式龍門導(dǎo)軌磨床，整機(jī)長度必須兩倍于縱向行程長度，而移動(dòng)式龍門導(dǎo)軌磨床的整機(jī)長度只需縱向行程加上龍門架側(cè)面寬度即可。（2）機(jī)床的動(dòng)態(tài)響應(yīng)好。工作臺(tái)移動(dòng)式龍門導(dǎo)軌磨床采用的是固定龍門架,工作臺(tái)移動(dòng)可以銑刀做切削運(yùn)動(dòng)時(shí)更加穩(wěn)定，從而保證了加工精度和機(jī)床的響應(yīng)性能。
2.2.1 機(jī)械部分設(shè)計(jì)
整機(jī)分為床身、龍門架、滑臺(tái)、主軸箱、三軸進(jìn)給驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)機(jī)械部分及相關(guān)數(shù)控伺服部分?，F(xiàn)把設(shè)計(jì)過程中的重點(diǎn)闡述如下：
床身是本次設(shè)計(jì)工作的基礎(chǔ)，床身的尺寸設(shè)計(jì)影響著對(duì)整機(jī)的設(shè)計(jì)，而且設(shè)計(jì)的合理性直接影響到整機(jī)的剛度。床身的上平面即工作臺(tái)面設(shè)計(jì)有 K 條T形槽，為方便床身工作臺(tái)面和T形槽的精刨加工，槽完全貫通。床身的左、右兩下腳各設(shè)計(jì)有一個(gè)狹長平面，用來安放滾動(dòng)直線導(dǎo)軌副。我把導(dǎo)軌面設(shè)計(jì)在床身的兩下側(cè)，主要是考慮力的傳遞方向與卸荷問題。因床身會(huì)受到龍門框架的重力、切削力和工件的重力，這樣的設(shè)計(jì)可使龍門框架的重力直接傳入到機(jī)床的基礎(chǔ)上，而床身只受到工件的重力。
龍門框架采用的是整體龍門架的設(shè)計(jì)概念，即把橫梁與左右立柱設(shè)計(jì)成一體，雖然使鑄造和裝配調(diào)整時(shí)的難度加大，但整體龍門框架的剛性更好，更重要的是使主軸箱、滑臺(tái)等部件有了裝配基準(zhǔn)。
滑臺(tái)的設(shè)計(jì)是在龍門架和主軸箱的幾何尺寸確定后，按照主軸的中心盡量貼近橫梁上的導(dǎo)軌面為原則，并把Z軸驅(qū)動(dòng)安裝位置設(shè)計(jì)在滑臺(tái)上，有效地減輕滑臺(tái)的重量。
設(shè)計(jì)進(jìn)給驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的構(gòu)思如下：X 軸的進(jìn)給驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)采用雙邊齒輪齒條副加重預(yù)壓滾動(dòng)直線導(dǎo)軌副，Y 軸與 X 軸采用大直徑預(yù)壓滾珠絲杠副加硬導(dǎo)軌副，且導(dǎo)軌滑動(dòng)部分貼有工程塑料，避免低速時(shí)產(chǎn)生爬行現(xiàn)象，而且導(dǎo)軌部分設(shè)計(jì)有斜鑲條可調(diào)裝置。這樣設(shè)計(jì)使機(jī)床的整體進(jìn)給性能得以協(xié)調(diào)，各軸的進(jìn)給速度和進(jìn)給力得到了最佳匹配。
主軸箱的上下垂直運(yùn)動(dòng)Z軸采用滾珠絲杠副傳動(dòng)。由于本機(jī)床不是高速導(dǎo)軌磨床，Z軸的進(jìn)給系統(tǒng)為伺服電動(dòng)機(jī)通過傳動(dòng)比為4的平行軸定比齒輪箱帶動(dòng)滾珠絲杠旋轉(zhuǎn)。Z 軸的安全問題。首先選用帶電磁剎車的伺服電動(dòng)機(jī)，其次在滾珠絲杠上裝有一雙向超越離合器，防止?jié)L珠螺母自轉(zhuǎn)引起主軸箱機(jī)械式下垂。當(dāng)然，為了保護(hù)Z軸進(jìn)給機(jī)構(gòu)的精度，還在滑臺(tái)上裝有兩個(gè)平衡油缸。
平衡力Q等于主軸箱部件質(zhì)量的85﹪。
主軸箱的左右移動(dòng)為Y軸，為了保證Y軸的傳動(dòng)精度，并使絲杠只受水平軸向力，故采用伺服電動(dòng)機(jī)與滾珠絲杠直聯(lián)方式。筆者選用的聯(lián)軸器帶有過載保護(hù)裝置，在過載時(shí)聯(lián)軸器會(huì)自動(dòng)脫開。
2.2.2 數(shù)控系統(tǒng)選型
數(shù)控系統(tǒng)采用的是西門子 4-05，因?yàn)榇讼到y(tǒng)提供了龍門軸的同步功能。使用此功能，本機(jī)床可以對(duì)龍門框架進(jìn)給軸（X1，X2）實(shí)現(xiàn)無機(jī)械偏差的位移。運(yùn)動(dòng)的實(shí)際值可進(jìn)行連續(xù)比較，即使最小的偏差也可以得到糾正，因此提高了軸的運(yùn)動(dòng)精度。
圖1-1 數(shù)控龍門導(dǎo)軌磨床總裝圖（主視圖）
2.3 本章小節(jié)
本章主要講解了數(shù)控龍門導(dǎo)軌磨床的總理方案設(shè)計(jì)，其主要內(nèi)容有機(jī)械部分的設(shè)計(jì)和數(shù)控部分設(shè)計(jì)，根據(jù)所給要求制定出總體設(shè)計(jì)方案。
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
第3章 機(jī)床主軸箱的設(shè)計(jì)
3.1 主軸箱的設(shè)計(jì)要求
1. 具有更大的調(diào)速范圍，并實(shí)現(xiàn)無級(jí)調(diào)速。
2. 具有較高的精度和剛度，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低。
3. 良好的抗震性和熱穩(wěn)定性。
3.2主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)
3.2.1 主傳動(dòng)功率
機(jī)床主傳動(dòng)的功率P 可由下式來確定：
式中 －機(jī)床主傳動(dòng)的功率
－切削功率
－主傳動(dòng)鏈的總效率
數(shù)控機(jī)床的加工范圍一般都比較大，可根據(jù)有代表性的加工情況，由下式確定：
式中 －主切削力的切向力（N）
－切削速度（m/min）
－切削扭矩 （N/cm）
－主軸轉(zhuǎn)速 （r/min）
主傳動(dòng)的總效率一般可取為＝0.70～0.85，數(shù)控機(jī)床的主傳動(dòng)多用調(diào)速電機(jī)和有限的機(jī)械變速來實(shí)現(xiàn)，傳動(dòng)鏈比較短，因此，效率可以取較大值。
主傳動(dòng)中各傳動(dòng)件的尺寸都是根據(jù)其傳動(dòng)的功率確定的，如果傳動(dòng)效率定的過大，將使傳動(dòng)件的尺寸笨重而造成浪費(fèi)，電動(dòng)機(jī)常在低負(fù)荷下工作，功率因數(shù)太小從而浪費(fèi)能源。如果功率定的過小，將限制機(jī)床的切削加工能力而降低生產(chǎn)率。因此，要較準(zhǔn)確合適的選用傳動(dòng)功率。
3.2.2 驅(qū)動(dòng)源的選擇
機(jī)床上常用的無級(jí)變速機(jī)構(gòu)是直流或交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)，直流電動(dòng)機(jī)從額定轉(zhuǎn)速nd向上至最高轉(zhuǎn)速nmax是調(diào)節(jié)磁場(chǎng)電流的方法來調(diào)速的，屬于恒功率，從額定轉(zhuǎn)速nd向下至最低轉(zhuǎn)速nmin是調(diào)節(jié)電樞電壓的方法來調(diào)速的，屬于恒轉(zhuǎn)矩；交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)是靠調(diào)節(jié)供電頻率的方法調(diào)速。由于交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)的體積小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，動(dòng)態(tài)響應(yīng)快，沒有電刷，能達(dá)到的最高轉(zhuǎn)速比同功率的直流調(diào)速電動(dòng)機(jī)高，磨損和故障也少，所以在中小功率領(lǐng)域，交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)占有較大的優(yōu)勢(shì)，鑒于此，本設(shè)計(jì)選用交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)。
根據(jù)主軸要求的最高轉(zhuǎn)速4500r/min，最大切削功率5.5KW,選擇北京數(shù)控設(shè)備廠的BESK-8型交流主軸電動(dòng)機(jī)，最高轉(zhuǎn)速是4500 r/min。
3.2.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定
根據(jù)交流主軸電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速和基本轉(zhuǎn)速可以求得交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率轉(zhuǎn)速范圍
Rdp=nmax/nd=4500/1500=3 （3-1）
而主軸要求的恒功率轉(zhuǎn)速范圍Rnp= nmax/nd=4500/150=30 ,遠(yuǎn)大于交流主軸電動(dòng)機(jī)所能提供的恒功率轉(zhuǎn)速范圍，所以必須串聯(lián)變速機(jī)構(gòu)的方法來擴(kuò)大其恒功率轉(zhuǎn)速范圍。
設(shè)計(jì)變速箱時(shí)，考慮到機(jī)床結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度，運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比Фf等于交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率調(diào)速范圍Rdp，即Фf=Rdp=3，功率特性圖是連續(xù)的，無缺口和無重合的。
變速箱的變速級(jí)數(shù):
Z=lg Rnp/lg Rdp=lg30/ lg 3=3.10 (3-2)
取 Z=3
確定各齒輪副的齒數(shù)：
取S=114
由u=2 得Z1=38 Z1′=76
由u=0.67 得Z2=68 Z2′=46
由u=0.22 得Z3=94 Z3′=20
如取總效率η=0.75，則電動(dòng)機(jī)功率P=5.5/0.75=7.3kw?？蛇x用北京數(shù)控設(shè)備廠的BESK-8型交流主軸電動(dòng)機(jī)，連續(xù)額定輸出功率為7.5kw。
由此擬定主傳動(dòng)系統(tǒng)圖、轉(zhuǎn)速圖以及主軸功率特性圖分別如圖3-1、圖3-2、圖3-3。
圖3-1 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖
圖3-2轉(zhuǎn)速圖 圖3-3主軸功率特性
3.2.4傳動(dòng)軸的估算
傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求。強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭轉(zhuǎn)載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾。除了載荷比較大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求軸在載荷下（彎曲，軸向，扭轉(zhuǎn)）不致產(chǎn)生過大的變形（彎曲，失穩(wěn)，轉(zhuǎn)角）。如果剛度不夠，軸上的零件如齒輪，軸承等由于軸的變形過大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動(dòng)和噪音，發(fā)熱，過早磨損而失效。因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。通常，先按扭轉(zhuǎn)剛度軸的直徑，畫出草圖后，再根據(jù)受力情況，結(jié)構(gòu)布置和有關(guān)尺寸，驗(yàn)算彎曲剛度。
計(jì)算轉(zhuǎn)速nj是傳動(dòng)件傳遞全部功率時(shí)的最低轉(zhuǎn)速，各個(gè)傳動(dòng)軸上的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上直接得出如表3-1所示:
軸
Ⅰ
Ⅱ
III
計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）
1500
750
173
表3-1 各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速
各軸功率和扭矩計(jì)算：
已知一級(jí)齒輪傳動(dòng)效率為0.97（包括軸承），則：
Ⅰ軸：P1=Pd×0.99=7.5×0.99=7.42 KW
Ⅱ軸：P2=P1×0.97=7.42×0.97=7.20 KW
III軸：P3=P2×0.97=7.20×0.97=6.98 KW
Ⅰ軸扭矩：T1=9550P1/n1 =9550×7.42/1500=47.24 N.m
Ⅱ軸扭矩：T2=9550P2/n2 =9550×7.20/750=91.68N.m
III軸扭矩：T3=9550P3/n3 =9550×6.98/173=385.31N.m
[φ]是每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m），可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取，其選取的原則如表3-2所示:
表3-2 許用扭轉(zhuǎn)角選取原則
軸
主軸
一般傳動(dòng)軸
較低的軸
[φ]（deg/m）
0.5-1
1-1.5
1.5-2
根據(jù)表2-2確定各軸所允許的扭轉(zhuǎn)角如表3-3所示:
表3-3 許用扭轉(zhuǎn)角的確定
軸
Ⅰ
Ⅱ
III
[φ]（deg/m）
1
1
1
把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW、計(jì)算轉(zhuǎn)速nj（如表2-1）、允許扭轉(zhuǎn)角[φ]（如表2-3）代入扭轉(zhuǎn)剛度的估算公式
(3-3)
可得各個(gè)傳動(dòng)軸的估算直徑：
Ⅰ軸： d1=28.8mm 取d1=30mm
Ⅱ軸： d2=34.0mm 取d1=35mm
主軸軸徑尺寸的確定：
已知導(dǎo)軌磨床最大加工直徑為Dmax=400mm, 則：
主軸前軸頸直徑 D1=0.25Dmax±15=85～115mm 取D1=95mm
主軸后軸頸直徑 D2=(0.7～0.85)D1=67～81mm 取D2=75mm
主軸內(nèi)孔直徑 d=0.1Dmax±10=35～55mm 取d=40mm
3.2.5齒輪模數(shù)的估算
按接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪的各參數(shù)都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗(yàn)用。在畫草圖時(shí)用經(jīng)驗(yàn)公式估算，根據(jù)估算的結(jié)果然后選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪的模數(shù)。
齒輪模數(shù)的估算有兩種方法，第一種是按齒輪的彎曲疲勞進(jìn)行估算，第二種是按齒輪的齒面點(diǎn)蝕進(jìn)行估算，而這兩種方法的前提條件是各個(gè)齒輪的齒數(shù)必須已知，所以必須先給出各個(gè)齒輪的齒數(shù)。
根據(jù)齒輪不產(chǎn)生根切的基本條件：齒輪的齒數(shù)不小于17，在該設(shè)計(jì)中，即最小齒輪的齒數(shù)不小于17。而由于Z3,Z3’這對(duì)齒輪有最大的傳動(dòng)比，各個(gè)傳動(dòng)齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是Z3’。取Z3’=20,S=114，則Z3=94。
從轉(zhuǎn)速圖上直接看出直接可以看出Z3的計(jì)算轉(zhuǎn)速是750r/min。
根據(jù)齒輪彎曲疲勞估算公式mω=2.4 (3-4)
根據(jù)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度估算公式計(jì)算得: m=2.84
由于受傳動(dòng)軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數(shù)為m =3mm，對(duì)比上述結(jié)果，可知這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，而且考慮到兩傳動(dòng)軸的間距，故取同一變速組中的所有齒輪的模數(shù)都為m=3mm?，F(xiàn)將各齒輪齒數(shù)和模數(shù)列表如下：
表3-4 齒輪的估算齒數(shù)和模數(shù)列表
齒輪
Z0
Z0’
Z1
Z1’
Z2
Z2’
Z3
Z3’
齒數(shù)
35
70
38
76
68
46
94
20
模數(shù)（mm）
3
3
3
3
3
3
3
3
3.3主軸箱展開圖的設(shè)計(jì)
主軸箱展開圖是反映各個(gè)零件的相互關(guān)系，結(jié)構(gòu)形狀以及尺寸的圖紙。因此設(shè)計(jì)從畫展開圖開始，確定所有零件的位置，結(jié)構(gòu)和尺寸，并以此為依據(jù)繪制零件工作圖。
3.3.1設(shè)計(jì)的內(nèi)容和步驟
這一階段的設(shè)計(jì)內(nèi)容是通過繪圖設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及選出軸承的型號(hào)，確定軸的支點(diǎn)距離和軸上零件力的作用點(diǎn)，計(jì)算軸的強(qiáng)度和軸承的壽命。
3.3.2 有關(guān)零部件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定
傳動(dòng)零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其它零件的結(jié)構(gòu)和尺寸是根據(jù)主要零件的位置和結(jié)構(gòu)而定。所以設(shè)計(jì)時(shí)先畫主要零件，后畫其它零件，先畫傳動(dòng)零件的中心線和輪廓線，后畫結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)。
1）傳動(dòng)軸的估算
這一步在前面已經(jīng)做了計(jì)算。
2）齒輪相關(guān)尺寸的計(jì)算
為了確定軸的軸向距離，齒輪齒寬的確定是必須的。
而容易引起振動(dòng)和噪聲，一般取齒寬系數(shù)Φm =(6-10)m。這里取齒寬系數(shù)Φm=10, 則齒寬B=Φm×m=10×3=30mm.現(xiàn)將各個(gè)齒輪的齒厚確定如表3-5所示:
表3-5 各齒輪的齒厚
齒輪
Z1
Z1′
Z2
Z2′
Z3
Z3′
齒厚（mm）
30
30
30
30
30
30
齒輪的直徑?jīng)Q定了各個(gè)軸之間的尺寸，所以在畫展開圖草圖前，各個(gè)齒輪的尺寸必須算出?，F(xiàn)將主軸部件中各個(gè)齒輪的尺寸計(jì)算如表3-6所示:
表3-6 各齒輪的直徑
齒輪
Z1
Z1′
Z2
Z2′
Z3
Z3′
分度圓直徑（mm）
114
228
204
138
282
60
齒頂圓直徑（mm）
120
234
210
144
288
66
齒根圓直徑（mm）
106.5
220.5
196.5
130.5
274.5
52.5
Z0
Z0’
105
210
111
216
97.5
202.5
由表3-2可以計(jì)算出各軸之間的距離，現(xiàn)將它們列出如表3-7所示:
表3-7 各軸的中心距
軸
ⅠⅡ
ⅡⅢ
距離（mm）
160
175
3）確定齒輪的軸向布置
為避免同一滑移齒輪變速組內(nèi)的兩對(duì)齒輪同時(shí)嚙合，兩個(gè)固定齒輪的間距，應(yīng)大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙1-2mm，所以首先設(shè)計(jì)滑移齒輪。
Ⅱ軸上的滑移齒輪的兩個(gè)齒輪輪之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時(shí)，當(dāng)模數(shù)在1-2mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于5mm,當(dāng)模數(shù)在2.5-4mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于6mm，且應(yīng)留有足夠空間滑移，據(jù)此選取該滑移齒輪三片齒輪之間的間隙分別為d1= 45mm,d2=8mm。
由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的齒輪的間隙。
現(xiàn)取齒輪之間的間距為82mm和45mm。
圖3-4 齒輪的軸向間距
4）軸承的選擇及其配置
主軸組件的滾動(dòng)軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個(gè)方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號(hào)選用主要應(yīng)根據(jù)主軸的剛度，承載能力，轉(zhuǎn)速，抗振性及結(jié)構(gòu)要求合理的進(jìn)行選定。
同樣尺寸的軸承，線接觸的滾子軸承比電接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉(zhuǎn)速要低；多個(gè)軸承的承載能力比單個(gè)軸承的承載能力要大；不同軸承承受載荷類型及大小不同；還應(yīng)考慮結(jié)構(gòu)要求，如中心距特別小的組合機(jī)床主軸，可采用滾針軸承。
為了提高主軸組件的剛度，通常采用輕型或特輕型系列軸承，因?yàn)楫?dāng)軸承外徑一定時(shí)，其孔徑（即主軸軸頸）較大。
通常情況下，中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承（如配推力軸承，則極限轉(zhuǎn)速低），或者成對(duì)圓錐滾子軸承，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但是極限轉(zhuǎn)速較低，如配空心圓錐滾子軸承，其極限轉(zhuǎn)速顯著提高，但成本也相應(yīng)的提高了。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據(jù)軸向載荷的大小分別選用25°或 15°的接觸角。軸向載荷為主且精度要求不高時(shí)，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時(shí)，選用向心推力軸承。
該設(shè)計(jì)的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉(zhuǎn)速高的要求，所以在選擇主軸軸承時(shí)，剛度和速度這兩方面都要考慮。主軸前軸承采用3182119型軸承一個(gè)，后支承采用30215型和8215型軸承各一個(gè)。
3.3.3 各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
I軸的一端與電動(dòng)機(jī)相連，將其結(jié)構(gòu)草圖繪制如下圖4—2所示
圖3—5
II軸安裝滑移齒輪，其結(jié)構(gòu)如草圖3—2所示
圖3-6
III軸其結(jié)構(gòu)完全按標(biāo)準(zhǔn)確定，根據(jù)軸向的尺寸將結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖繪制如下圖4—4所示
圖4-4
3.3.4 主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算
最佳跨距的確定
取彈性模量E=2.1X，D=（95+75）/2=85；
主軸截面慣距
截面面積：A=4415.63
主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩：
床身上最大回轉(zhuǎn)直徑約為最大加工直徑的60%，即240mm。故半徑為0.12m
Fy=0.5Fz=1989.6N
故總切削力為： F==4448.9N
估算時(shí)，暫取L0/a=3,即取3x120=360mm.
前支承支反力
后支承支反力
取
則
則
因在上式計(jì)算中，忽略了ys的影響，故L0應(yīng)稍大一點(diǎn)，取L0=300mm
計(jì)算剛度損失：
取L=385mm,χ=4.61因在上式計(jì)算中，忽略了ys的影響，故L0應(yīng)稍大一點(diǎn)，取L0=300mm
計(jì)算剛度損失：
取L=385mm,χ=4.61
表3-8
由 公式
彈 性 主 軸 y1
彈性支承k
總
柔
度
總
剛度
彎曲變形 yb
剪切變形ys
前支承
后支承
懸伸段
跨距段
懸伸段
跨距段
L=385
5.488×10-7
2.224×10-6
2.361×10-7
1.165×10-7
11.12×10-7
2.28×10-7
44.65×10-7
2.24×105
12.29％
49.8％
5.29％
2.61％
24.9％
5.1％
100％
L0=300
5.488×10-7
1.732×10-6
2.361×10-7
1.4915×10-7
12.4×10-7
3.756×10-7
42.83×10-7
2.33×105
12.81％
40.46％
5.51％
3.48％
28.9％
8.77％
100％
由L≠L0引起的剛度損失約為3.68％,可知，主軸剛度損失較小，選用的軸承型號(hào)及支承形式都能滿足剛度要求。
3.4 零件的校核
3.4.1齒輪強(qiáng)度校核
校核II軸齒輪 校核齒數(shù)為20的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)
P=7.2KW, n=750r/min
Ⅱ軸扭矩: T2=9550P2/n2 =95507.2/750=91.68 N.m （5-1）
確定動(dòng)載系數(shù)：=2.35m/s
齒輪精度為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得使用系數(shù)
非對(duì)稱
查《機(jī)械設(shè)計(jì)》得
確定齒間載荷分配系數(shù):
==42.1 100N/m由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得 =1.2
確定動(dòng)載系數(shù):
=11.051.21.42=1.6
查表 10-5 2.65 1.58
計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
540MPa 圖10-18查得0.9,S = 1.3
（5-3）
49.489.3 故滿足要求。
3.4.2傳動(dòng)軸撓度的驗(yàn)算
II軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對(duì)嚙合齒輪副中，中間的兩對(duì)齒輪對(duì)II軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)行校核
已知d=60mm， E=2.1X，b=30mm ，x=180mm
（5-4）
。
3.5 本章小節(jié)
本章主要講述了龍門導(dǎo)軌磨床的主軸箱的設(shè)計(jì)，其主要內(nèi)容包括傳動(dòng)比的確定電機(jī)的選擇，軸的設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核，齒輪的參數(shù)的確定等內(nèi)容。
第4章 主軸系統(tǒng)設(shè)計(jì)及計(jì)算
主軸系統(tǒng)是一個(gè)機(jī)床的重要部件。由于機(jī)床對(duì)不同工件的加工，要保持很高的加工精度，刀具就要在加工不同工件時(shí)選用不同的轉(zhuǎn)動(dòng)速度，在保證加工精度的情況下就不能通過一種主軸系統(tǒng)的傳動(dòng)，因?yàn)樵谵D(zhuǎn)速大幅度變化下會(huì)使加工精度受到很大的影響。所以在模塊化的理念下對(duì)加工中心的主軸系統(tǒng)也進(jìn)行模塊化設(shè)計(jì)。
模塊化設(shè)計(jì)能夠使機(jī)床快速的在三種主軸系統(tǒng)件快速的互換，為了能夠?qū)崿F(xiàn)這一目的，所設(shè)計(jì)的三種主軸系統(tǒng)的外型尺寸相同，在同一卡具下能夠快速的裝載和卸載。
確定三中主軸系統(tǒng)的傳動(dòng)方式；低速主軸采用帶輪傳動(dòng)，準(zhǔn)高速采用電機(jī)與主軸直連方式傳動(dòng)，高速主軸直接選用型號(hào)合適的電主軸。
機(jī)床設(shè)計(jì)的基本要求：
1、設(shè)計(jì)的加工中心刀具主軸最高轉(zhuǎn)速1.8萬轉(zhuǎn)/min；3000轉(zhuǎn)/min；8000轉(zhuǎn)/min；主軸功率15KW；
2、設(shè)計(jì)的加工中心的加工范圍為1.2mX1.6m；
3、設(shè)計(jì)的機(jī)床要求可以進(jìn)行粗加工、半精加工和精加工。定位精度0.003mm.
4.1 主軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的原則
軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的原則是：（1）受力合理，有利于提高州的剛度和強(qiáng)度；（2）軸和軸上零件有確定的工作位置。即保證軸相對(duì)與機(jī)架定位可靠性，軸上零件的軸向定位可靠；（3）軸有良好的結(jié)構(gòu)公益性包括：便于加工制造，軸上應(yīng)力集中小，材料省、重量輕；軸上零件裝、拆和調(diào)整方便，保證每個(gè)零件裝配到周上市，不論其配合性質(zhì)如何，均能自由地通過前面各軸段，而不損傷其表面。
4.2主軸部件精度
加工中心主軸部件由主軸動(dòng)力、傳動(dòng)及主軸組件組成，它是加工中心成型運(yùn)動(dòng)的重要執(zhí)行部件之一，因此要求加工中心的主軸部件具有高的運(yùn)轉(zhuǎn)精度、長久的精度保持性以及長時(shí) 期運(yùn)行的精度穩(wěn)定性。
加工中心通常作為精密機(jī)床使用，主軸部件的運(yùn)轉(zhuǎn)精度決定了機(jī)床加工精度的高低．考核機(jī)床的運(yùn)轉(zhuǎn)精度一般有動(dòng)態(tài)檢驗(yàn)和靜態(tài)檢驗(yàn)兩種方法。靜態(tài)檢驗(yàn)是指在低速或手動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)主軸情況下，檢驗(yàn)主軸部件各個(gè)定位面及工作表面的跳動(dòng)量。動(dòng)態(tài)檢驗(yàn)則需使用一定的儀器在機(jī)床主軸額定轉(zhuǎn)速下．采用非接觸的檢測(cè)方法檢驗(yàn)主軸的回轉(zhuǎn)精度。由于加工中心通常具有自動(dòng)換刀功能，刀具通過專用刀柄由安裝在加工中心主軸內(nèi)部的拉緊機(jī)構(gòu)緊固。因此主軸的回轉(zhuǎn)精度要考慮由于刀柄定位面的加工誤差所引起的誤差。
加工中心主軸軸承通常使用C級(jí)軸承，在二支承主軸部件中多采用4-1、2-2組合使用，即前支承和后支承分別用四個(gè)向心推力軸承和一個(gè)向心球軸承，或前、后支承都使用兩個(gè)向心推力軸承組成主軸部件的支承體系．對(duì)于輕型高精度加工中心，也有前、后支承各使用一個(gè)向心推力軸承組成主軸部件的支承體系，該種結(jié)構(gòu)適宜高精度、高速主軸部件的場(chǎng)合。簡(jiǎn)單的主軸軸承組合，可以大大降低主軸部件的裝配誤差和熱傳導(dǎo)引起的主軸隙喪失，但主軸的承載能力會(huì)有較大幅度的下降。
4.3主軸部件結(jié)構(gòu)
主軸組件的設(shè)計(jì)計(jì)算應(yīng)按如下程序進(jìn)行：
（1）根據(jù)機(jī)械傳動(dòng)方案的整體布局，擬定軸上零件的布置和裝配方案
（2）選擇軸的合適材料 （3）初步估算軸的直徑
（4）進(jìn)行軸系、零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （5）進(jìn)行強(qiáng)度設(shè)計(jì)
（6）進(jìn)行剛度設(shè)計(jì) （7）校核鍵的聯(lián)接強(qiáng)度
（8）驗(yàn)算軸承 （9）根據(jù)計(jì)算結(jié)果修改設(shè)計(jì)
（10）繪制軸的零件工作圖
4.4傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)
常見的傳動(dòng)形式有如下三種：即變速齒輪傳動(dòng)，皮帶傳動(dòng)和調(diào)速電機(jī)直接驅(qū)動(dòng)。如圖3-1所示。
圖3-1 傳動(dòng)方案
本設(shè)計(jì)采用皮帶傳動(dòng)和聯(lián)軸器直接傳動(dòng)，由于同步齒形帶傳動(dòng)時(shí)沒有滑動(dòng)，故加工出現(xiàn)故障時(shí)容易燒毀電機(jī)，所以采用平帶傳動(dòng);聯(lián)軸器的傳動(dòng)精度高,對(duì)于中級(jí)轉(zhuǎn)速的傳動(dòng)較為合適。
4.5主軸材料的選擇
軸的材料種類很多，選擇時(shí)應(yīng)主要考慮如下因素：
1、軸的強(qiáng)度、剛度及耐磨性要求；
2、軸的熱處理方法及機(jī)加工工藝性的要求；
3、軸的材料來源和經(jīng)濟(jì)性等。
合金鋼具有比碳鋼更好的機(jī)械性能和淬火性能，但對(duì)應(yīng)力集中比較敏感，且價(jià)格較貴，多用于對(duì)強(qiáng)度和耐磨性有特殊要求的軸。如20Cr、20CrMnTi等低碳合金鋼，經(jīng)滲碳處理后可提高耐磨性；20CrMoV、38CrMoAlA等合金鋼，有良好的高溫機(jī)械性能，常用于在高溫、高速和重載條件下工作的軸。由表3-1選擇38CrMoAlA材料，并經(jīng)氮化處理850-1000HV。
表3-1 主軸材料
材料牌號(hào)
熱處理
毛坯直徑
（mm）
硬度
(HBS)
抗拉強(qiáng)度極限σb
屈服強(qiáng)度極限σs
彎曲疲勞極限 σ-1
剪切疲勞極限 τ-1
許用彎曲應(yīng)力[σ-1]
備注
Q235A
熱軋或鍛后空冷
≤100
400~420
225
170
105
40
用于不重要及受載荷不大的軸
>100~250
375~390
215
45
正火
回火
≤10
170~217
590
295
225
140
55
應(yīng)用最廣泛
>100~300
162~217
570
285
245
135
調(diào)質(zhì)
≤200
217~255
640
355
275
155
60
40Cr
調(diào)質(zhì)
≤100
>100~300
241~286
735
685
540
490
355
355
200
185
70
用于載荷較大，而無很大沖擊的重要軸
40CrNi
調(diào)質(zhì)
≤100
>100~300
270~300
240~270
900
785
735
570
430
370
260
210
75
用于很重要的軸
38SiMnMo
調(diào)質(zhì)
≤100
>100~300
229~286
217~269
735
685
590
540
365
345
210
195
70
用于重要的軸，性能近于40CrNi
38CrMoAlA
調(diào)質(zhì)
≤60
>60~100
>100~160
293~321
277~302
241~277
930
835
785
785
685
590
440
410
375
280
270
220
75
用于要求高耐磨性，高強(qiáng)度且熱處理（氮化）變形很小的軸
20Cr
滲碳
淬火
回火
≤60
滲碳
56~62HRC
640
390
305
160
60
用于要求強(qiáng)度及韌性均較高的軸
3Cr13
調(diào)質(zhì)
≤100
≥241
835
635
395
230
75
用于腐蝕條件下的軸
1Cr18Ni9Ti
淬火
≤100
≤192
530
195
190
115
45
用于高低溫及腐蝕條件下的軸
180
110
100~200
490
QT600-3
190~270
600
370
215
185
用于制造復(fù)雜外形的軸
QT800-2
245~335
800
480
290
250
4.6 主軸參數(shù)設(shè)計(jì)
（1） 軸頸直徑的確定
初選前軸頸直徑為170mm，后軸頸直徑為120mm，主軸平均直徑D=(+)=145mm
主軸內(nèi)孔作用：
1.通過棒料、夾緊刀具或工件用的拉桿、冷卻管等
2.大型、重型機(jī)床的空心主軸，減輕重量
初選內(nèi)孔直徑為45mm。
（2） 前懸量及跨距的選擇
主軸懸伸量指主軸前支承徑向反力作用點(diǎn)到主軸前端受力作用點(diǎn)之間的距離，主軸懸伸
量a值愈小愈能提高主軸組件剛度。在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，盡可能取小值。一般a主要取決于以下幾點(diǎn)：
主軸端部的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸
工件或刀具的安裝方式
前軸承的類型及組合方式
潤滑與密封裝置的結(jié)構(gòu)等
由表7初定前懸量，a=1.6x170=272mm
表3-2 前懸量與前軸徑關(guān)系
如圖3.3所示，L即為跨距，即前后兩支承點(diǎn)之間的距離。當(dāng)主軸組件的D、a、 和為定值時(shí)，必存在一個(gè)能使主軸軸端撓度y=的跨距（對(duì)應(yīng)于曲線c的最低點(diǎn)）。當(dāng)所設(shè)計(jì)的主軸支承跨距L=L0時(shí)，可使主軸組件的剛度K＝，稱為“最佳跨距”。在具體設(shè)計(jì)時(shí)，常由于結(jié)構(gòu)上的限制，實(shí)際跨距L≠L0，這樣就造成主軸組件的剛度損失，當(dāng)L/=0.75～1.5時(shí)，剛度損失不大（5％左右），應(yīng)認(rèn)為在合理范圍之內(nèi)，稱為合理跨距。合理跨距=（0.75～1.5），是一個(gè)區(qū)間，最佳跨距只是一個(gè)點(diǎn)。
圖3-3 跨距
計(jì)算前支承剛度 =1700×=22.55×N／mm ，后軸承直徑小于前軸承， 取/=1.4, 則=16.10xN／mm。計(jì)算綜合變量η==0.3376 此處彈性模量E=2×N／m,I=π/64(-)
由圖3-4可知，/a=2.2 則有=2.2x272=598.4mm
所以=（0.75～1.5）=（448.8～897.6）mm 取=460mm
圖3-4
4.7 主軸組件的剛度計(jì)算
機(jī)床主軸往往有較高的剛度要求, 因此, 軸承直徑的尺寸往往較大, 根據(jù)這些軸承直徑尺寸所選定的滾動(dòng)軸承, 其疲勞壽命往往是富裕的, 因此常常不需要作疲勞壽命的計(jì)算, 這類軸承的選擇主要取決于其精度和剛度。而主軸的軸向剛度完全取決于軸承的軸向剛度, 下面主要對(duì)主軸組件的徑向剛度進(jìn)行校核計(jì)算。
（1） 軸承的選擇
本加工中心主軸是裝在前后支承之間, 通過后端皮帶輪傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)的。而影響主軸部件旋轉(zhuǎn)精度的主要因素有主軸的制造精度、軸承的制造精度與支承座孔的制造精度、調(diào)整螺母與襯套隔圈等的制造精度、主軸裝配與調(diào)整質(zhì)量以及工作時(shí)的溫升等, 其中起決定性作用的是軸承的精度, 尤其是前軸承, 故將前軸承精度取為P4 級(jí), 后軸承精度取為P5 級(jí)。影響主軸組件剛度的主要因素有主軸的結(jié)構(gòu)尺寸、軸承類型與配置形式、軸承間隙的大小、傳動(dòng)件的布置方式、主軸組件的制造和裝配質(zhì)量等。由于該機(jī)床主軸要求高剛度、高轉(zhuǎn)速, 因此前軸承采用雙列圓柱滾子軸承, 內(nèi)孔為錐面, 型號(hào)為61919, 主要承受徑向載荷; 軸向載荷由一對(duì)背靠背組配A= 30°、型號(hào)為100BA 10XDBEL 推力角接觸球軸承承受, 由于一對(duì)背靠背角接觸球軸承支承點(diǎn)的距離較大, 因而能產(chǎn)生一個(gè)較大的抗彎力矩。主軸后軸承采用30230 雙列圓柱滾子軸承, 主軸運(yùn)轉(zhuǎn)發(fā)熱后膨脹, 該軸承外圈是可分的,膨脹主軸帶著內(nèi)圈及滾子, 沿軸向方向上在外圈滾道上自由移動(dòng), 減小了主軸的軸向受力。由于運(yùn)動(dòng)是由電機(jī)通過皮帶直接傳給主軸, 減少了產(chǎn)生熱變形和振動(dòng)的因素, 這樣就保證了主軸的旋轉(zhuǎn)精度和剛度。
（2） 支承的簡(jiǎn)化
先將主軸組件簡(jiǎn)化為主軸組件計(jì)算模型, 由于一對(duì)背對(duì)背角接觸球軸承只承受軸向力, 故可將支承點(diǎn)簡(jiǎn)化為雙列圓柱滾子軸承中心, 見圖3-5。
圖3-5 主軸組件計(jì)算模型
（3） 主軸剛度計(jì)算
已知主軸前軸承61919內(nèi)徑=150mm , 后軸承32030內(nèi)徑= 130mm , 跨距L= 460mm , 主軸前懸伸a=2720mm , 主軸孔直徑=45mm , 前軸承預(yù)緊量= 3m, 后軸承預(yù)緊量= 0,主軸前端加載F = 6000N , 則主軸的徑向剛度為:
K = F/= F/(++)
式中: ——主軸的前端撓度, m
——前軸承的徑向彈性變形量, m
——后軸承的徑向彈性變形量, m
(1) 計(jì)算軸承支反力：
前軸承支反力 為: = F ×( l+ a)/l= 9547.83N。
后軸承支反力 為: = - F = 3547.83N。
(2) 主軸前端撓度的計(jì)算
主軸的當(dāng)量直徑d 為:d = (+)/2= 140mm。
在軸端載荷F 的作用下, 主軸前端撓度Ds 可按下式計(jì)算:
Ds= Fl/30 (-)。
將有關(guān)數(shù)據(jù)代入計(jì)算得Ds= 5.015m
(3) 軸承徑向彈性變形量計(jì)算
前軸承徑向彈性變形量計(jì)算：
由公式可以計(jì)算，=221.93 則有=404.49N
其中， ——軸承預(yù)緊量, m;
——滾子所受預(yù)載荷,N;
——滾動(dòng)體有效長度,mm
==4853.88N 則前軸承所受載荷為：
=7.116m
=12672N
軸承徑向彈性變形為：=5.363m
同理推出后軸承徑向彈性變形量=0.413m
（4） 主軸組件的徑向剛度
主軸組件的徑向剛度K為: =551.42N/m
圖3-6 軸承內(nèi)徑與徑向剛度曲線
與圖3.7相比較，軸承剛度合適。
4.7 主軸強(qiáng)度計(jì)算
（1） 機(jī)床主要技術(shù)參數(shù)
表3-5 機(jī)床主要技術(shù)參數(shù)
行程:
橫梁移動(dòng)行程(X向)
主軸滑座移動(dòng)行程(Y向)
主軸滑枕上下移動(dòng)行程(Z向)
6000mm
3000mm
1250mm
主軸轉(zhuǎn)速
25-2500 r/min
主電機(jī)功率連續(xù)/30分鐘
22/30KW
主軸扭矩
1150NM
主軸錐孔
BT50
工作臺(tái)進(jìn)給速度：
X
Y
Z
5～8000mm/min
5～8000mm/min
5～8000mm/min
快速進(jìn)給速度：
X
Y
Z
20000mm/min
20000mm/min
20000mm/min
機(jī)床外形（長×寬×高）
10600×7800×4800 mm
位置控制
全閉環(huán)
表8 機(jī)床技術(shù)參數(shù)
（2） 強(qiáng)度計(jì)算
1、初算最小直徑
由得：
232.5r/min
取C=140，則軸的最小直徑為：69.1mm
最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑，該處有兩個(gè)鍵槽，故=69.1x(1+10%)=76mm.取d=80mm
2、選擇聯(lián)軸器
取載荷系數(shù)=1.3，則聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：
==1.3×1150=1495
根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩、最小軸徑、軸的轉(zhuǎn)速，查標(biāo)準(zhǔn)GB5014-85或手冊(cè)，選用彈性膜片聯(lián)軸器，其型號(hào)為：JMC9
計(jì)算軸上的彎矩，并畫彎、轉(zhuǎn)矩圖
轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化計(jì)算, 取 , 則
0.6x1150=690
以右端截面為例
=
=715897=716
考慮鍵槽影響，
圖3-7 軸的彎、轉(zhuǎn)矩圖
==42 MP 故安全
4.8 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
帶傳動(dòng)是由兩個(gè)帶輪和一根緊繞在兩輪上的傳動(dòng)帶組成，靠帶與帶輪接觸面之間的摩擦力來傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的一種撓性摩擦傳動(dòng)。本設(shè)計(jì)中，電機(jī)通過平帶同步驅(qū)動(dòng)主軸運(yùn)動(dòng)。在加工出現(xiàn)故障時(shí)，平帶會(huì)出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，但不會(huì)燒毀電機(jī)，優(yōu)于同步齒形帶。
4.9 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)
聯(lián)