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目 錄
1 總體方案 0
1.1 CK6140的現(xiàn)狀和發(fā)展 1
1.2 CK6140數控臥式車床的總體方案論證與擬定 2
1.2.1 數控車床 2
1.2.2 CK6140數控臥式車床的擬定 2
2 機械部分設計計算說明 4
2.1 主運動部分計算 4
2.1.1 參數的確定 4
2.1.2 傳動設計 5
2.1.3 轉速圖的擬定 8
2.1.4 帶輪直徑和齒輪齒數的確定 11
2.1.5 傳動件的估算和驗算 19
2.1.6 展開圖設計 36
2.2縱向進給運動設計 53
2.2.1 滾珠絲桿副的選擇 53
2.2.2驅動電機的選用 58
3 控制系統(tǒng)設計 62
3.1繪制控制系統(tǒng)結構框圖 62
3.2.選擇中央處理單元（CPU）的類型 62
3.3存儲器擴展電路設計 63
3.４?I/O接口電路及輔助電路設計 64
參 考 文 獻 70
致 謝 72
LATHES 77
1 總體方案
1.1 CK6140的現(xiàn)狀和發(fā)展
自第一臺數控機床在美國問世至今的半個世紀內，機床數控技術的發(fā)展迅速，經歷了六代兩個階段的發(fā)展過程。其中，第一個階段為NC階段；第二個階段為CNC階段，從1974年微處理器開始用于數控系統(tǒng)，即為第五代數空系統(tǒng)。在近20多年內，在生產中，實際使用的數控系統(tǒng)大多是這第五代數控系統(tǒng)，其性能和可靠性隨著技術的發(fā)展得到了根本性的提高。從20世紀90年代開始，微電子技術和計算機技術的發(fā)展突飛猛進，PC微機的發(fā)展尤為突出，無論是軟硬件還是外器件的進展日新月異，計算機所采用的芯片集成化越來越高，功能越來越強，而成本卻越來越低，原來在大，中型機上才能實現(xiàn)的功能現(xiàn)在在微型機上就可以實現(xiàn)。在美國首先推出了基于PC微機的數控系統(tǒng)，即PCNC系統(tǒng)，它被劃入為所謂的第六代數控系統(tǒng)。
下面從數控系統(tǒng)的性能、功能和體系結構三方面討論機床。
數控技術的發(fā)展趨勢：
1.性能方面的發(fā)展趨勢
（1）.高速高精度高效
（2）.柔性化
（3）.工藝復合和軸化
（4）.實時智能化
2.功能發(fā)展方面
（1）.用戶界面圖形化
（2）.科學計算可視化
（3）.插補和補償方式多樣化
（4）.內置高性能PLC
（5）.多媒體技術應用
3.體系結構的發(fā)展
（1）.集成化
（2）.模塊化
（3）.網絡化
（4）.開放式閉環(huán)控制模式
1.2 CK6140數控臥式車床的總體方案論證與擬定
1.2.1 數控車床
數控車床又稱數字控制（Numbercal control，簡稱NC）機床，它是20世紀50年代初發(fā)展起來的一種自動控制機床，而數控車床四其中的一類使用性很強的機床形式。數控車床是基于數字控制的，它與普通車床不同的是，數控車床的主機結構上具有以下特點：
（1）.由于大多數數控車床采用了高性能的主軸及伺服傳動系統(tǒng)，因此，數控機床的機械傳動結構得到了簡化。
（2）.為了適應數控車床連續(xù)地自動化加工，數控車床機械結構，具有較高的動態(tài)剛度，阻尼精度及耐磨性，熱變形較小。
（3）.更多地采用高效傳動部件，如滾動絲桿副，直線滾動導軌高，CNC裝置這是數控車床的核心，用于實現(xiàn)輸入數字化的零件程序，并完成輸入信息的存儲，數據的變換，插補運算以及實現(xiàn)各種控制功能。
1.2.2 CK6140數控臥式車床的擬定
1.CK6140數控臥式車床具有定位，縱向和橫向的直線插補功能，還能要求暫停，進行循環(huán)加工等，因此，數控系統(tǒng)選取連續(xù)控制系統(tǒng)。
2.CK6140數控臥式車床屬于經濟型數控機床，在保證一定加工精度的前提下，應簡化結構、降低成本，因此，進給伺服系統(tǒng)應采用步進電機開環(huán)控制系統(tǒng)。
3.根據設計所給出的條件，主運動部分z=18級，即傳動方案的選擇采用有級變速最高轉速是2000r/min，最低轉速是40r/min，。
4.根據系統(tǒng)的功能要求，微機控制系統(tǒng)中除了CPU外，還包括擴展程序存儲器，擴展數據存儲器，I/O接口電路，包括能輸入加工程序和控制命令的鍵盤，能顯示加工數據和機床狀態(tài)信息的顯示器，包括光電隔離電路和步進電機驅動電路。此外，系統(tǒng)中還應該包括脈沖發(fā)生電路和其他輔助電路。
5.縱向和橫向進給是兩套獨立的傳動鏈，它們由步進電機，齒輪副，絲桿螺母副組成，它的傳動比應滿足機床所要求的。
6.為了保證進給伺服系統(tǒng)的傳動精度和平穩(wěn)性，選用摩擦小，傳動效率的滾珠絲桿螺母副，并應有預緊機構，以提高傳動剛度和消除間隙。齒輪副也應有消除齒側間隙的機構。
7.采用滾動導軌可以減少導軌間的摩擦阻力，便于工作臺實現(xiàn)精確和微量移動，且潤滑方法簡單。
（附注：伺服系統(tǒng)總體方案框圖1.1）
圖1.1伺服系統(tǒng)總體方案框圖
2 機械部分設計計算說明
2.1 主運動部分計算
2.1.1 參數的確定
一. 了解車床的基本情況和特點---車床的規(guī)格系列和類型
1. 通用機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計中的車床是普通型車床，其品種，用途，性能和結構都是普通型車床所共有的，在此就不作出詳細的解釋和說明了。
2.車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數（GB1582-79，JB/Z143-79）：
最大的工件回轉直徑D（mm）是400；刀架上最大工件回轉直徑D1大于或等于200；主軸通孔直徑d要大于或等于36；主軸頭號（JB2521-79）是6；最大工件長度L是750～2000；主軸轉速范圍是：32～1600；級數范圍是：18；縱向進給量mm/r0.03～2.5；主電機功率（kw）是5.5～10。
二. 參數確定的步驟和方法
1. 極限切削速度umax﹑umin
根據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：工序種類 ﹑工藝要求 刀具和工件材料等因素。允許的切速極限參考值如《機床主軸變速箱設計指導書》。然而，根據本次設計的需要選取的值如下：
取umax=300m/min；
umin=30m/min。
2. 主軸的極限轉速
計算車床主軸的極限轉速時的加工直徑，按經驗分別?。?.1～0.2）D和（0.45～0.5）D。由于D=400mm，則主軸極限轉速應為：
nmax=r/min ……………………………… 2.1
=2000r/min ；
nmin=r/min …………………………… 2.2
=40r/min ；
由于轉速范圍 R = = …………………………… 2.3
= 50 ；
因為級數Z已知：
Z=18級 。
現(xiàn)以Φ=1.26和Φ=1.41代入R=
得R=50和355 ，因此取Φ=1.26更為合適。
各級轉速數列可直接從標準數列表中查出。標準數列表給出了以Φ=1.06的從1～10000的數值，因Φ=1.26=，從表中找到nmax=2000r/min，就可以每隔3個數值取一個數，得：2000，1600，1250，1000，800，630，500，400，315，250，200，160，125，100，80，63，50，40。
3. 主軸轉速級數z和公比￠
已知 : =Rn
Rn=且： z=
18=
4. 主電機功率—動力參數的確定
合理地確定電機功率N，使用的功率實際情況既能充分的發(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。
目前，確定機床電機功率的常用方法很多，而本次設計中采用的是：估算法，它是一種按典型加工條件（工藝種類、加工材料、刀具、切削用量）進行估算。根據此方法，中型車床典型重切削條件下的用量：
根據設計書表中推薦的數值：
取 P=5.5kw
2.1.2 傳動設計
一.傳動結構式、結構網的選擇
結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效，可考慮到本次設計的需要可以參考一下這個方案。
確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目
級數為Z的傳動系統(tǒng)有若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3…個傳動副。即
Z=Z1 Z2 Z3 ……………………………… 2.4
傳動副數由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數Z應為2和3的因子:
Z= ……………………………… 2.5
可以有幾種方案，由于篇幅的原因就不一一列出了，在此只把已經選定了的和本次設計所須的正確的方案列出，具體的內容如下：
傳動齒輪數目 2x（3+3+2）+2x2+1=21個
軸向尺寸 19b
傳動軸數目 6根
操縱機構 簡單，兩個三聯(lián)滑移齒輪，一個雙聯(lián)滑移齒輪
圖2.1 總的傳動系統(tǒng)
二.組傳動順序的安排
18級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，可以安排成：3x3x2，2x3x3，或3x2x3
選擇傳動組安排方式時，要考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。在Ⅰ軸上摩擦離合器時，應減小軸向尺寸，第一傳動組的傳動副不能多，以2為宜，本次設計中就是采用的2，一對是傳向正傳運動的，另一個是傳向反向運動的。
主軸對加工精度、表面粗糙度的影響大，因此主軸上齒輪少些為好，最后一個傳動組的傳動副選用2，或者用一個定比傳動副。
三. 傳動系統(tǒng)的擴大順序的安排
對于18級的傳動可以有三種方案，準確的說應該不只有這三個方案，可為了使結構和其他方面不復雜，同時為了滿足設計的需要，選擇的設計方案是：
18=3［1］3［3］2［9］
傳動方案的擴大順序與傳動順序可以一致也可以不一致，在此設計中，擴大順序和傳動順序就是一致的。這種擴大順序和傳動順序一致，稱為順序擴大傳動。
四. 傳動組的變速范圍的極限植
齒輪傳動副最小傳動比umin≥，最大傳動比umax≤2，決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/nmin≤8
因此，要按照參考書中所給出的表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。
極限傳動比及指數x，值為：
極限傳動比指數
1.26
x：umin==
6
值；umax==2
3
（x+）值：umin==8
9
五. 最后擴大傳動組的選擇
正常連續(xù)的順序擴大的傳動（串聯(lián)式）的傳動結構式為：
Z=Z1［1］Z2［Z1］Z3［Z1Z2］
即是：
Z=18=3［1］3［3］2［9］
2.1.3 轉速圖的擬定
運動參數確定以后，主軸各級轉速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉速，這樣就擬定主運動的轉圖，使主運動逐步具體化。
一. 主電機的選定
中型機床上，一般都采用三相交流異步電機為動力源，可以在系列中選用。在選擇電機型號時，應按以下步驟進行：
1. 電機功率N：
根據機床切削能力的要求確定電機功率。但電機產品的功率已經標準化，因此，按要求應選取相近的標準值。
N=5.5kw
2.電機轉速nd
異步電機的轉速有：3000、1500、1000、750r/min
在此處選擇的是：
nd=1500r/min
這個選擇是根據電機的轉速與主軸最高轉速nmax和Ⅰ軸的轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。
3.雙速和多速電機的應用
根據本次設計機床的需要，所選用的是：雙速電機
4.電機的安裝和外形
根據電機不同的安裝和使用的需要，有四種不同的外形結構，用的最多的有底座式和發(fā)蘭式兩種。本次設計的機床所需選用的是外行安裝尺寸之一。具體的安裝圖可由手冊查到。
5.常用電機的資料
根據常用電機所提供的資料，選用：
Y132S-4
圖2.2 電動機
Ⅰ軸從電機得到運動，經傳動系統(tǒng)化成主軸各級轉速。電機轉速和主軸最高轉速應相接近。顯然，從傳動件在高速運轉下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮，Ⅰ軸轉速不宜將電機轉速下降得太低。
但如果Ⅰ軸上裝有摩擦離合器一類部件時，高速下摩擦損耗、發(fā)熱都將成為突出矛盾，因此，Ⅰ軸轉速不宜太高。
Ⅰ軸裝有離合器的一些機床的電機、主軸、Ⅰ軸轉速數據：
參考這些數據，可見，車床Ⅰ軸轉速一般取700～1000r/min。另外，也要注意到電機與Ⅰ軸間的傳動方式，如用帶傳動時，降速比不宜太大，否則Ⅰ軸上帶輪太大，和主軸尾端可能干涉。因此，本次設計選用：
n1=960r/min
三.中間傳動軸的轉速
對于中間傳動軸的轉速的考慮原則是：妥善解決結構尺寸大小與噪音、震動等性能要求之間的矛盾。
中間傳動軸的轉速較高時（如采用先升后降的傳動），中間轉動軸和齒輪承受扭矩小，可以使用軸徑和齒輪模數小寫：d∝ 、 m∝，從而可以使用結構緊湊。但是，這將引起空載功率N空和噪音Lp（一般機床容許噪音應小于85dB）加大：
N空=) KW ………………………… 2.6
式中：
C---系數，兩支承滾動或滑動軸承C=8.5，三支承滾動軸承C=10；
da---所有中間軸軸頸的平均直徑（mm）；
d主—主軸前后軸頸的平均直徑（mm）；
∑n—主軸轉速（r/min）。
……………… 2.7
（mz）a—所有中間傳動齒輪的分度圓直徑的平均值mm；
（mz）主—主軸上齒輪的分度圓的平均值mm；
q----傳到主軸所經過的齒輪對數；
β----主軸齒輪螺旋角；
C1、K---系數，根據機床類型及制造水平選取。我國中型車床、銑床C1=3.5。車床K=54，銑床K=50.5。
從上訴經驗公式可知：主軸轉速n主和中間傳動軸的轉速和∑n對機床噪音和發(fā)熱的關系。確定中間傳動軸的轉速時，應結合實際情況作相應修正：
1.功率教大的重切削機床，一般主軸轉速較低，中間軸的轉速適當取高一些，對減小結構尺寸的效果較明顯。
2.速輕載或精密車床，中間軸轉速宜取低一些。
3.控制齒輪圓周速度u∠8m/s（可用7級精度齒輪）。在此條件下，可適當選用較高的中間軸轉速。
四.齒輪傳動比的限制
機床主傳動系統(tǒng)中，齒輪副的極限傳動比：
1. 升速傳動中，最大傳動比umax≤2。過大，容易引起震動和噪音。
2.降速傳動中，最小傳動比umin≥1/4。過小，則使主動齒輪與被動齒輪的直徑相差太大，將導致結構龐大。
圖2.3 主運動的轉速圖
2.1.4 帶輪直徑和齒輪齒數的確定
根據擬定的轉速圖上的各傳動比，就可以確定帶輪直徑和齒輪的齒數。
一. 帶輪直徑確定的方法、步驟
1.選擇三角型號
一般機床上的都采用三角帶。根據電機轉速和功率查圖即可確定型號（詳情見〈〈機床主軸變速箱設計指導〉〉4-1節(jié)）。但圖中的解并非只有一種，應使傳動帶數為3～5根為宜。
本次設計中所選的帶輪型號和帶輪的根數如下：
B型帶輪
選取3根
2.確定帶輪的最小直徑Dmin（D?。?
各種型號膠帶推薦了最小帶輪直徑，直接查表即可確定。
根據皮帶的型號，從教科書〈〈機械設計基礎教程〉〉
查表可?。?
Dmin=140mm
3.計算大帶輪直徑D大
根據要求的傳動比u和滑功率ε確定D大。當帶輪為降速時：
三角膠帶的滑動率ε=2%。
三角傳動中，在保證最小包角大于120度的條件下，傳動比可取1/7
≤u≤3。對中型通用機床，一般取1～2.5為宜。
因此，
137.2mm≤D大≤343mm
經查表?。?
D大=212mm
二. 確定齒輪齒數
用計算法或查表法確定齒輪齒數，后者更為簡單。根據要求的傳動比u和初步定出的傳動齒輪副齒數和Sz，查表即可求出小齒輪齒數。
在本次設計中采用的就是常用傳動比的適用齒數（小齒輪）表就見教科書〈〈機床簡明設計手冊〉〉。
不過在表中選取的時候應注意以下幾個問題：
1. 不產生根切。一般去Zmin≥18～20。
2. 保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚δ≥2mm，一般取δ>5mm則zmin≥6.5+，具體的尺寸可參考圖。
3. 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應該相等。若莫數相同時，則齒數和亦應相等。但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足比了上述要求。機床上可用修正齒輪，在一定范圍內調整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齒數差不能超過3～4個齒。
4. 防止各種碰撞和干涉
三聯(lián)滑移齒輪的相鄰的齒數差應大于4。應避免齒輪和軸之間相撞，出現(xiàn)以上的情況可以采用相應的措施來補救。
5. 在同時滿足以上的條件下齒輪齒數的確定已經可以初步定出，具體的各個齒輪齒數可以見傳動圖上所標寫的。
6. 確定軸間距：
軸間距是由齒輪齒數和后面計算并且經驗算而確定的模數m而確定的，具體的計算值如下（模數和齒輪的齒數而確定的軸間距必須滿足以上的幾個條件）：
Ⅰ軸與Ⅱ軸之間的距離：
取m=2.5mm，由轉速圖而確定
……………………… 2.8
齒輪1與2之間的中心距：
……………………… 2.9
Ⅱ軸與Ⅲ軸之間的距離：
取m=2.5mm，由轉速圖而確定的傳動比見圖，
………………………… 2.10
齒輪3與4之間的中心距：
……………………………… 2.11
Ⅲ軸與Ⅳ軸之間的距離：
取m=3.5mm，由轉速圖而確定的傳動比
……………………… 2.12
齒輪9與10之間的中心距：
…………………………… 2.13
Ⅳ軸Ⅴ軸之間的中心距離：
取m=3.5mm，由轉速圖而確定的傳動比
…………………… 2.14
……………………… 2.15
主軸到脈沖軸的中心距：
取m=3.5mm，傳動比
………………………… 2.16
……………………… 2.17
Ⅰ軸到反轉軸Ⅵ軸的中心距：
取m=2.5mm，傳動比
…………………………… 2.18
…………………………… 2.19
由齒頂高 …………………………… 2.20
齒頂高和齒跟高只與所取的模數m有關。
可知取m=2.5mm時，
取m=3.5mm時：
三. 主軸轉速系列的驗算
主軸轉速在使用上并不要十分準確，轉速稍高或稍低并無太大影響。但標牌上標準數列的數值一般也不允許與實際轉速相差太大。
由確定的齒輪齒數所得的實際轉速與傳動設計理論值難以完全相符合，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過正負10（ψ-1）%。即
％或
按公式：
Δn=-2%～+6% ………………………………… 2.21
如果超差，要根據誤差的正負以及引起誤差的主要環(huán)節(jié)，重新調整齒數，使轉速數列得到改善。
主運動傳動鏈的傳動路線表達式如下：
圖2.4 主傳動路線
所有主軸的詳細的校核如下：
輸入到Ⅱ軸的轉速 ……………… 2.22
1. ………………… 2.23
………………………………… 2.24
2.……………………2.25
……………………………………… 2.26
3. …………………… 2.27
…………………………………… 2.28
4. ……………………… 2.29
………………………………………… 2.30
5. …………………… 2.31
……………………………………2.32
6. ……………………2.33
……………………………………… 2.34
7. …………………… 2.35
…………………………………………2.36
8. …………………… 2.37
………………………………………… 2.38
9. ………………………2.39
………………………………………2.40
10. …………………… 2.41
……………………………………………2.42
11. ………………… 2.43
……………………………………… 2.44
12. …………………… 2.45
………………………………………… 2.46
13. …………………… 2.47
……………………………………… 2.48
14. ……………………2.49
………………………………………… 2.50
15. …………………… 2.51
…………………………………………2.52
16. …………………2.53
………………………………………… 2.54
17. ……………………2.55
…………………………………… 2.56
18. …………………… 2.57
……………………………………………2.58
在主軸上的18級轉速分別校核后，都合格。
四. 傳動系統(tǒng)圖的繪制
計算結果，用規(guī)定符號，以是適當比例方格紙上繪制出轉速圖和主傳動系統(tǒng)圖。
2.1.5 傳動件的估算和驗算
傳動方案確定后，要進行方案的結構化，確定個零件的實際尺寸和有關布置。為此，常對傳動件的尺寸先進行估算，如傳動軸的直徑、齒輪模數、離合器、制動器、帶輪的根數和型號等。在這些尺寸的基礎上，畫出草圖，得出初步結構化的有關布置與尺寸；然后按結構尺寸進行主要零件的驗算，如軸的剛度、齒輪的疲勞強度等，必要時作結構和方案上的修改，重新驗算，直到滿足要求，最后才能畫正式裝備圖。
對于本次設計，由于是畢業(yè)設計，所以先用手工畫出草圖，經自己和指導老師的多次修改后，再用計算機繪出。
一. 三角帶傳動的計算
三角帶傳動中，軸間距A可以較大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，亦可因而緩和沖擊及隔離震動，使傳動平穩(wěn)。帶傳動結構簡單，但尺寸，機床中多用于電機輸出軸的定比傳動。
1. 選擇三角帶的型號
根據計算功率Nj（kw）和小帶輪n1（r/min）查圖選擇帶的型號。
計算功率Nj=KWNd kW
式中 Nd—電機的額定功率，
KW—工作情況系數。
車床的起動載荷輕，工作載荷穩(wěn)定，二班制工作時，?。篕W=1.1
帶的型號是： B型號
2. 確定帶輪的計算直徑D1、D2
1）.小帶輪計算直徑D1
皮帶輪的直徑越小，帶的彎曲應力就越大。為提高帶的使用壽命，小帶輪直徑D1不宜過小，要求大雨許用最小帶輪直徑Dmin，即D1≥Dmin。各型號帶對應的最小帶輪直徑Dmin可查表。
D1=140r/min
2）.大帶輪計算直徑D2
…………………………………… 2.59
=212r/min
式中: n1--小帶輪轉速r/min;
n2--大帶輪轉速r/min;
ε--帶的滑動系數,一般取0.02.
算后應將數字圓整為整數。
3）.確定三角帶速度u
具體的計算過程如下：
= ………………………………… 2.60
=10.6m/s
對于O、A、B、C型膠帶，5m/s≤u≤25m/s。
而u=5～10m/s時最為經濟耐用。
此速度完全符合B型皮帶的轉速。
4）.初定中心距A0：
帶輪的中心距，通常根據機床總體布局初步選定，一般可以在下列范圍內選?。?
A0=（0.6～2）（D1+D2） mm ……………………… 2.61
=352（0.6～2）mm
=211.2mm～704mm
取 A0=704 mm
距過小，將降低帶的壽命；中心距過大時，會引起帶振動。中型車床電機軸至變速箱帶輪的中心距一般為750～850mm。
5）.確定三角帶的計算長度L0及內周長LN。
三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。
………………………… 2.62
=
=1960.67mm
圓整到標準的計算長度 L=2033 mm
經查表 LN=2000 mm
修正值 Y=33
6）.驗算三角帶的擾曲次數u
≤40 次/s （則合格） ………………………………… 2.63
式中：m--帶輪個數。如u超限?？杉哟驦（加大A）或降低u（減少D2、D1）來解決。
代入數據得
…………………………………………………… 2.64
=10.5 次/s ≤40 次/s
是合格的，不需作出任何修改。
7）.確定實際中心距A
………………………… 2.65
= 740 mm
8）.驗算小帶輪包角а1
……………… 2.66
如果а1過小，應加大中心距或加張緊裝置。
代入數值如下：
=180°-5.6°
=174.4°≥120°
經校核合格。
9）.確定三角帶根數z
……………………………… 2.67
式中：N0--單根三角帶在 а1=180°、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率值。
C1---包角系數。
參數的選擇可以根據書中的表差?。?
N0=2.69
C1=0.98
Kw=1.1
帶入數值得：
所以，傳動帶根數選3根。
此公式中所有的參數沒有作特別說明的都是從〈〈機床主軸變速箱設計指導〉〉
二.傳動軸的估算和驗算
傳動軸除了應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此，疲勞強度不是主要矛盾。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致產生過大的變形。如果剛度不足，軸上的零件如齒輪、軸承等將由于軸的變形過大而不能正常工作，或者產生振動和噪聲、發(fā)熱、過早磨損而失效。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。通常，先按扭轉剛度估算軸的直徑，畫出草圖之后，再根據受力情況、結構布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度。
1.傳動軸直徑的估算
傳動軸直徑按扭矩剛度用下列公式估算傳動軸直徑：
……………………………………2.68
其中：N—該傳動軸的輸入功率
N=Ndη kw …………………………………………2.69
Nd—電機額定功率；
η—從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積（不計該軸軸承上的效率）。
nf—該傳動軸的計算轉速r/min。
計算轉速nf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而確定，而中型車床主軸的計算轉速為：
……………………… 2.70
[ψ]—每米長度上允許的扭轉角（deg/m），可根據傳動軸的要求選取。
根據參考書中所給出的公式和本次設計所必須滿足的條件，在傳動過程中所有軸的直徑的估算如下：
nj（主）=nminψz/3-1 ……………………… 2.71
=125 r/min
Ⅴ主軸 nj=n6=125 r/min ；
Ⅳ 軸 nj=n7=160 r/min ；
Ⅲ 軸 nj=n11=400 r/min ；
Ⅱ 軸 nj=n14=800 r/min ；
Ⅰ 軸 nj=960 r/min ；
由 ： ………………………2.72
則計算主軸Ⅴ和中間軸的直徑d如下：
Ⅴ主軸 d5=64 mm ；
Ⅳ 軸 d4=40 mm ；
Ⅲ 軸 d3=40 mm ；
Ⅱ 軸 d2=40 mm ；
Ⅰ 軸 d1=30 mm ；
3. 傳動軸剛度的驗算：
1）.軸的彎曲變形的條件和允許值
機床主傳動的彎曲剛度驗算，主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的橈度y和傾角θ。各類軸的橈度y和裝齒輪和軸承處傾角θ，應小于彎曲剛度的許用值[Y]和[θ]值，即：
y≤[Y]； ………………… 2.73
θ≤[θ] ………………… 2.74
由于書寫量比較大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。
2）.軸的彎曲變形計算公式
計算軸本身變形產生的橈度y和傾角θ時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁，按參考書中的表中的有關公式進行計算。
當軸的直徑相差不大且計算精度要求不高時，可把軸看作等徑軸，采用平均直徑來進行計算。計算花鍵軸的剛度時可采用直徑或當量直徑。
由于本次設計的說明書的篇幅和時間的關系就不在此詳細的列出了。但一般的計算公式為：
………………………………………………… 2.75
……………………………………………… 2.76
矩形花鍵軸：平均直徑……………………………… 2.77
當量直徑 …………………………………………… 2.78
慣性距 ………………………… 2.79
本次設計機床中長采用矩形花鍵軸的：
`
花 鍵 軸 尺寸
（GB1144-74）
平均直徑
當量直徑
極慣性距
慣性距
28
27.84
58976
29488
37.5
37.78
200058
100029
61.5
61.76
1428706
714353
根據本次設計的情況，主軸的剛度要求必須進行校核，具體的剛度校核結果如下：
a）.首先，把主軸上的軸承所能承受的載荷在《機械設計手冊3》中查出，見下：
深溝球軸承
其基本額定載荷為：
推力球軸承
其基本額定載荷為：
雙列圓錐滾子軸承
其基本額定載荷為：
b）.計算軸上的載荷
圖2.5 軸的結構圖與彎矩扭矩圖
主軸上齒輪在高速轉動時所產生的載荷：
齒輪1：
…………2.79
齒輪2：
……………2.80
c）.校核傾角和橈度
經查表得：
安裝圓錐滾子軸承處
安裝深溝球軸承處
安裝推力球軸承處
計算主軸圓軸的平均直徑和慣性矩：
…………2.81
…………………………… 2.82
………………………… 2.83
傾角：
對
……2.84
……2.85
……………… 2.86
……2.87
對
…2.88
……2.89
…………………2.90
………2.91
在點C處的傾角
………………… 2.92
……………… 2.93
在點B處的傾角
……… 2.94
在點A處的傾角
……………2.95
橈度：
對
…………… 2.96
……………… 2.97
………………………… 2.98
對
……………2.99
……………… 2.100
……………… 2.101
………… 2.102
根據表選用
………………………… 2.103
由此可得在主軸上的剛度是完全合格的。
三.齒輪模數的估算和計算
按接觸疲勞和彎曲強度計算齒輪模數比較復雜，而且有些系數只有在齒輪個參數都已知道后方可確定，所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數。
齒輪彎曲疲勞的計算：
…………………………… 2.104
齒面點蝕的估算：
…………………………………… 2.105
其中nj為大齒輪的計算轉速，A為齒輪中心距。
由中心距A及齒數z1、z2求出模數：
…………………………… 2.106
根據估算所得mj的值，由標準的模數表查取相近的標準模數。
計算（驗算）：
結構確定后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。
根據接觸疲勞計算齒輪模數公式為：
……… 2.107
根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為：
……………… 2.108
式中：N---計算齒輪傳遞的額定功率；
---計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min；
---齒寬系數=b/m，常取6～10；
---計算齒輪的齒數，一般取傳動中最小齒輪的齒數；
i---大齒輪和小齒輪餓齒數比，“+”用于外嚙合，“-”用于內嚙合；
---壽命系數，；
---工作期限系數，；
齒輪等傳動件在接觸和彎曲腳變載荷下的疲勞曲線指數m和基準循環(huán)次數C0；
n---齒輪的最低轉速r/min；
T---預定的齒輪工作期限，中型機床推薦：T=15，000～20，000h；
Kn---轉速變化系數；
KN---功率利用系數；
Kq---材料強化系數。幅值低的交變載荷可使金屬材料的晶粒邊界強化，起著阻止疲勞細縫擴展的作用；
Ks（壽命系數）的及值Ksmax，Ksmin
當時，則取
K1---工作情況系數。中等沖擊的主運動：K1=1.2～1.6；
K2---動載荷系數；
K3---齒向載荷分布系數；
Y---齒形系數；
---許用彎曲、接觸應力Mpa。
本次設計中的模數計算與選取如下：
1.Ⅰ軸傳到Ⅱ軸的模數：
齒輪接觸疲勞的計算：
…………………… 2.109
齒輪彎曲疲勞的計算：
………………………… 2.110
取A=72mm
…………………………… 2.111
計算（驗算）
核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。
根據接觸疲勞計算齒輪模數公式為：
經查表取：
…………2.112
取N=5.5KW，，代入公式得：
………2.113
根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為：
查表取
代入公式得：
……2.114
………………2.115
經校核和查表取m=2.5mm。
2.Ⅱ軸傳到Ⅲ軸的模數：
齒輪接觸疲勞的計算：
……………………………2.116
經校核取m=2.5mm。
齒輪彎曲疲勞的計算：
……………………………2.117
取A=90mm
……………………………… 2.118
經校核和查表?。喝j=2.5mm
3.Ⅲ軸傳到Ⅳ軸的模數：
齒輪接觸疲勞的計算：
………………………………2.119
齒輪彎曲疲勞的計算：
…………………………… 2.120
取A=122mm
……………………………… 2.121
經校核和查表?。喝j=3.5mm
4.Ⅳ軸傳到Ⅴ軸的模數：
齒輪接觸疲勞的計算：
………………………… 2.122
齒輪彎曲疲勞的計算：
………………………… 2.123
取A=192mm
…………………………… 2.124
經校核和查表?。喝=3.5mm
以上所有的模數的選取都是根據參考書《機械原理》所提供的模數表中選取的標準值。
四.電磁離合器的選擇
摩擦電磁離合器目前在數控機床中應用十分廣泛，因為它可以在運轉中自動的接通或脫開，且具有結合平穩(wěn)，沒有沖擊、構造緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。選用時應作必要的計算。
根據初步的計算可從《離合器的選擇與運用》一書中選取，所有的作圖和計算尺寸都見書中的表。
1.按扭距選擇
一般應使用和設計的離合器的額定靜扭距Mj和額定扭距Md滿足工作要求，由于普通車床是在空載下啟動和反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭距來選。即：
……………………………… 2.125
對于需要在負載下啟動和變速，或啟動時間有特殊要求時，應按動扭距設計離合器。
2.步驟：
1）.決定外摩擦片的內徑d。
根據結構需要，如為軸裝式時，摩擦片的內徑d應比安裝軸的軸徑大2～6mm。
2）.選擇摩擦片尺寸：
可以在參考書中選擇，具體的型號見圖紙。
3）.計算摩擦面對數z
…………………………………………… 2.126
式中：f-摩擦片間的摩擦系數（有表可選）；
-許用壓強MPa（有表可選）；
D-摩擦片內片外徑mm（有表可選）；
d-摩擦片外片內徑mm（有表可選）；
Ku-速度修正系數（有表可選）；
Kz-結合面數修正系數（有表可選）；
Km-結合次數修正系數（有表可選）。
代入數值得：取Z=9。
2.1.6 展開圖設計
一. 結構設計的內容，技術要求和方法
1.設計的內容
設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)接件的結構設計與布置，用一長展開圖表示。
2.技術要求
主軸變速箱是機床的主要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題（這是本次設計的中型車床的數據）。
1）.精度
車床主軸部件要求比較高的精度。如：
主軸的徑向跳動 〈 0.01mm ；
主軸的橫向竄動 〈 0.01mm ；
2）.剛度和抗振性
綜合剛度（主軸與刀架之間的作用力與相對變形之比）：
……………………………………… 2.127D—最大回轉直徑 mm 。
在主軸與刀架之間的相對振幅的要求：
等 級
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
振幅（0.001mm）
≤1
≤2
≤3
3). 傳動效率要求
等 級
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
效 率
≥0.85
≥0.8
0.75
4）.主軸前軸承處溫度和溫升應控制在以下范圍：
條 件
溫 度
溫 升
用 滾 動 軸 承
≤70℃
≤40℃
用 滑 動 軸 承
≤60℃
≤30℃
噪聲要控制在以下范圍
等 級
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
dB
≤78
≤80
≤83
5）.結構應盡可能簡單、緊湊，加工和裝備工藝性好，便于維修和調整。
6）.操作方便，安全可靠。
7）.遵循標準化和通用化的原則。
3.設計方法
主軸變速箱結構設計是整個機床設計的重點。由于結構比較復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式圖之前，最好能先畫草圖。目的是：
1）.布置傳動件及選擇方案。
2）.檢驗傳動設計的結果中有無相互干涉、碰撞或其它不合理的情況，以便及時改正。
3）.確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。
為達到上述的目的，草圖的主要輪廓尺寸和零件之間的相對位置尺寸一定要畫得準確，細部結構可不必畫出。
部分結構經反復推敲修改，經過必要的驗算，確定了結構方案以后，才能開始畫正式裝備圖。
在本次設計中，我先用A0的圖紙，手工繪制出了整張完圖，經顏教授的四次修改之后才開始正式的用軟件畫圖。然而，在繪圖的過程中遇到了很多的困難和不懂的地方，在教授的指點下進行了反復的修改才得以完成初圖。
二. 展開圖及其布置
展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸延其軸線剖開，并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。因此，展開圖是傳動設計的結構化，是表達主軸變速箱內傳動關系以及各傳動軸（包括傳動部件）的結構的。結構設計時，可能要修改傳動設計。同一傳動方案可能有不同的布置和結構設計。車床主軸變速箱中的一些設計范例可為我們提供參考。
1.離合器結構與軸上的傳動齒輪
Ⅰ軸上裝的換向離合器和變速齒輪，有兩種布置方案。一種是兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，否則齒輪無法加工。這樣軸間距離加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸Ⅰ和軸Ⅰ’上。左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到是三級的正向轉動。這種結構的齒輪直徑小，但軸向尺寸較大。此外，這種結構就不能采用通過空心的軸中拉桿來操縱離合器的結構。本次設計中由于離合器和齒輪的原因只能采用后一種結構方案。具體的結構可見裝備圖中的分布。
2.反向機構
利用機械傳動實現(xiàn)主軸反轉需要一個惰輪，也有兩中方案，一種是增加專門用來轉惰輪的短軸。這種短軸常是懸臂的，剛性差，齒輪接觸不好，容易引起振動和噪聲。另一種結構是將惰輪裝在有兩個支承的傳動軸上，軸的剛性好，有利于降低噪聲。本次設計中選擇的是后者，因為無論從哪個角度去選擇都是后者好于前者。
反向轉速一般大于、至少等于正轉轉速，低于正轉的反轉轉速是不合理的，設計的時候一定要考慮的問題。本次設計中，反向的轉速大于正轉的轉速。
3.變速方案與傳動件的布置
變速方案有很多中選擇，滑移齒輪結構緊湊，也最常用，本次設計中自然選用了。在Ⅰ軸上還采用了電磁摩擦離合器來變速，因為本次設計的機床是數控自動化機床，要求不停車進行變速。變速方案不同，布置也不同。
總體布置的時候需要考慮制動器的位置，本次設計時因為在Ⅰ軸上放了兩個電磁離合器，為了減少Ⅰ軸的負荷，所以制動器是不能放在此軸上了。只要把制動器放在其他的軸上，具體的裝備見圖。
每一種布置方案的實現(xiàn)，都必須具備某些條件。設計時，應根據條件盡可能選擇軸向尺寸較小的方案。本次設計中裝備圖上的布置就是最優(yōu)的方案。
三. Ⅰ軸（輸入軸）的設計
1.Ⅰ軸的特點
1）.將運動傳入變速箱的帶輪，一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸不受帶的拉力（帶輪卸荷）。
2）. 若Ⅰ軸上安裝正反用的離合器，由于組成離合器的零件很多，在箱內裝備很不方便，一般都希望在箱外將Ⅰ軸組裝好后再整體裝入箱內（最好是連皮帶也組裝在上面）。
2.卸荷裝置
帶輪將動力傳到Ⅰ軸有兩種方式：一類是帶輪直接裝在Ⅰ軸上。除傳遞扭矩外，帶的拉力也作用在軸上。另一類是帶輪裝在軸承上，軸承套裝在套筒（法蘭盤）上，傳給軸的只是扭矩，徑向力有固定在箱體上的套筒承受。這種結構稱為卸荷裝置。本次設計中用的就是后者，卸荷裝置。具體的結構和裝備見圖。
3.換向裝置
車床上的反轉主要用于加工螺紋時退刀。車短螺紋時，換向頻率比較高。實現(xiàn)正反轉的變換有很多種方案。可本次設計中所采用的是電磁離合器。
4.正反向離合器
正反向的轉換，希望在不停