1、 畢業設計（論文）臥式鏜銑數控機床設計側重機床總體、主傳動與主軸進給系統設計38 / 41目 錄摘要1Abstract21緒論31.1國外發展現狀31.2本文研究的目的與意義31.3本文的主要容42機床總體方案設計52.1運動個數和形式的確定52.2運動的分配52.3機床總體布局63主傳動系統方案設計83.1主傳動系統變速方式的選擇83.2主傳動系統變速方案的確定94主傳動系統主要傳動件計算104.1主軸電機功率和型號的選擇104.1.1主傳動功率的確定104.1.2主電機的選擇114.2傳動件運動和動力參數計算124.2.1各軸計算轉速的確定124.2.2各軸輸入功率的確定134.3軸的設計

2、134.3.1初估各軸直徑134.3.2傳動軸結構設計154.3.3主軸結構設計174.4齒輪設計214.4.1齒輪中心距的估取224.4.2齒輪模數的估取224.4.3初算齒輪齒數224.4.4齒輪模數的校核234.5主要傳動件的驗算244.5.1軸的強度驗算244.5.2輪齒接觸疲勞強度校核284.5.3軸承的壽命校核295主傳動進給系統設計315.1伺服電機的選擇315.2絲杠螺母的計算和選用335.2.1靜載強度驗算335.2.2壓桿穩定性驗算345.3滾珠絲杠副支承方式的選擇346主軸箱空間布局357主軸箱潤滑系統設計368變速機構設計379換刀機構設計3810結論39參考文獻40致

3、41摘 要臥式鏜銑數控機床是一種加工圍極廣、自由度很大的機床，主要用來加工形狀復雜、要求精度較高的箱體類零件，銑削平面、鉆削、鏜孔和加工端面等。盡管傳統的鏜桿伸縮式結構，具有鏜深孔與大功率切削的特點，但近幾年來，隨著為高速運行作技術支撐的傳動元件電主軸、直線電機、線性導軌等得到廣泛應用，主軸系統設計也由傳統的鏜桿伸縮式結構逐步向現代高速電主軸結構轉變。與國外同類產品相比，國產品結構形式單一，產品運行速度、進給速度等性能與國外產品還有很大差距。本文以鏜桿伸縮式結構為基礎，在廣泛參考數控機床設計相關資料和吸收消化的前提下，完成了對機床主傳動系統和主軸進給系統的設計，以與主要傳動件的強度校核。關鍵詞

4、：臥式鏜銑床；主傳動系統；進給系統AbstractNChorizontal boring and milling machine is a machine tool with a very wide range of processing and large degree of freedom. It is mainly used to machine Box Parts those which have complex shapes and high accuracy requirements, to mill plane, drill hole, bore hole and machine

5、 face etc.Though the traditional structure of telescopic boring bar has the characteristicsof being ableto bore deep hole and cut with high-power, recent years, as the elements such as ElectricSpindle, Linear Motion Actuator and LinearGuides, etc,those which can provide technical support for the hig

6、h-speed operation, were widely used, Spindle Designing transform from the traditional structure of telescopic boring bar to a modern high-speed electric spindle gradually.Compared with the similar products abroad, home products has a single form, and there are still a large gap of the products opera

7、tion and feed speed and other properties between product home and abroad.This paper was based on the structure of telescopic boring bar and on the premise of widely referring to related and absorbing data of CNC machine tool design ,I complete designing for main drive of the machine tool, SpindleFee

8、d System and the check of the strengthofthe maintransmission parts.Key Words: horizontal boring and milling machine；main drive of the machine tool; Feed System1緒論1.1國外發展現狀臥式鏜銑床是一種加工圍極廣、自由度很大的通用機床，主要用來加工中、小型箱體零件，并多用于孔加工，鏜孔精度可達IT7；除擴大工件上已鑄出或已加工的孔外，還能銑削平面、鉆削、加工端面和凸緣的外圓，以與切螺紋等。臥式鏜銑床在發展早期，主軸多采用經典的鏜軸與銑軸組成

9、的雙層主軸結構，為保證剛性與高精度加工，主軸前端由雙列圓柱滾子軸承與推力球軸承支承。近年來，隨著電子技術、新材料和新工藝的廣泛應用，以與零件加工對機床提出的更高的要求，臥式鏜銑床發展呈現出新的特點，在提高進給速度和快速移動的同時，又出現了提高加速度這一概念，使得臥式鏜銑床采用電主軸設計成為新的追求。但是，電主軸的結構單一，僅能提高加工速度與效率，而不適合重切削，更不能替代臥式主軸鏜桿伸縮移動，進行深孔加工，其加工能力受到了限制，可謂顧此失彼。針對這個問題，德國Dorries Scharmann公司生產的ALPHA系列臥式加工中心對此給出了完美的解決方案。ALPHA系列臥式加工中心立柱采用斜面概

10、念的設計，剛性極高，具有臥式主軸和電主軸可交換使用的功能，具有“一機兩用”之功效，大大提高了機床的工藝性能，也降低了制造成本，這一創新引領著臥式鏜銑床的發展方向。該機的最大特點是高效、高精，快速移動最高達，最大加速度達，位置精度。武重的TR6513型臥式柔性加工單元，是目前國同類產品中規格最大的產品，處國領先水平。主軸直徑，最高轉速，三軸移動速度。配有2個交換工作臺和1個回轉工作臺，交換工作臺的定位精度在以。刀庫安裝在立柱的側面，隨立柱移動，還可配備直角銑頭、萬能角銑頭、兩座標數控銑頭、平旋盤等各種附件，一次裝夾完成孔、面、曲面的加工。與國外同類產品相比，國廠家的產品主要還是設計上的差距，國外

11、已經全部采用模塊化設計，強化設計的“柔性化”，產品結構形式多樣；其次，國產品從機床性能和制造水平上講，產品運行速度、進給速度與國外產品相比也還有很大差距。1.2本文研究的目的與意義通過此次畢業設計，主要了解當前臥式鏜銑數控機床的國外發展概況和發展趨勢，弄清楚臥式鏜銑數控機床的總體布局、主傳動系統方案和進給系統方案，學習鏜軸和銑軸雙層主軸結構設計的實現方法，明白作為一名機械工程師在機械系統結構和傳動系統設計中所承擔的主要任務，掌握機床傳動系統設計的一般方法以與機床其它基礎件設計的要求并進一步提高應用計算機繪圖的能力；此外，還應通過此次畢業設計加深對專業基本知識的理解，培養收集資料和調查研究的能力

12、，為以后的學習、生活打下良好的基礎。1.3本文的主要容按照設計任務書要求，在本文中要完成一臺中型臥式鏜銑數控機床的總體設計、主傳動系統與主軸進給系統設計：機床必須具有鏜和銑的功能，立柱應能根據工件的大小移動而實現其粗定位；為在一次裝夾中完成盡可能多的表面的加工，工件應能在回轉工作臺上實現精密分度；機床要求能實現四軸三聯動。要完成的主要任務：1）繪制鏜銑數控機床總裝配圖1；2）繪制主軸箱與主軸傳動系統總成部件裝配圖1；3）繪制典型零件的零件圖若干（總繪圖工作量：折合0#圖紙不少于3）；4）編制開題報告1份；5）翻譯有關外文資料1份（5000漢字）；6）編寫設計計算說明書1份（10000字以上）。

13、2機床總體方案設計2.1運動個數和形式的確定零件的加工表面是由機床刀具和工件之間的相對運動形成的，因此不同的工件表面，往往需要采用不同類型的刀具與工件一起做不同的表面成形運動，就產生了不同類型的機床。因為臥式鏜銑床主要用來加工中、小型箱體零件，用來擴大工件上已鑄出或已加工的孔，以與銑削平面、鉆削、加工端面和凸緣的外圓，以與切螺紋等，而不需要加工曲面或圓弧面。歸納起來，臥式鏜銑床的加工可分為平面和孔加工兩大類。如圖1所示，平面的加工可由銑刀頭與三個方向的成形運動合成得到；而孔加工由鏜刀與鏜桿在軸向的進給（即方向的成形運動）即可合成得到。圖1平面和孔加工時的成形運動分析因此，臥式鏜銑床加工工件時只

14、需要三個方向的直線成形運動即可滿足加工要求（回轉工作臺的轉動不包括在）。2.2運動的分配加工工件所需的運動僅僅是相對運動，因此，對部件的運動分配可以有多種方案。銑削加工時，進給運動可以由工件運動也可以由刀具運動來完成，或者部分由工件運動，部分由刀具運動完成，這樣就影響到了部件的配置和總體關系。圖2（a）是加工件較輕的升降臺銑床，一般由工件完成三個方向的進給運動，分別由工作臺、滑鞍和升降臺來實現；當加工工件較重或者尺寸較大時，則不宜由升降臺帶著工件作垂直方向的進給運動，而是改由銑頭帶著刀具來完成垂直進給運動，如圖2（b）所示；圖2數控銑床總體布局示意圖2（c）所示的龍門數控銑床，其工作臺載著工件

15、作一個方向的進給運動，其它兩個方向的進給運動由多個刀架在立柱與橫梁上移動來完成，這樣的布局不僅適用于較重的工件加工，而且由于增多了銑頭，使銑床生產效率得到很大提高；當加工更大更重的工件時，由工件作進給運動在結構上就很難實現了，這種情況全部進給運動均由銑頭運動來完成，如圖2（d）所示，這種布局形式可以減小銑床的結構尺寸和質量。本次設計的是中型臥式鏜銑數控機床，加工時零件尺寸和質量可能都較大，但任務書未對生產效率提出特別的要求。因此綜合考慮，采用由銑頭帶著刀具完成垂直進給運動，立柱帶著主軸箱完成橫向進給，工件只作縱向進給的運動分配方案。2.3機床總體布局機床總體布局應能同時保證機床具有良好的精度、

16、剛度、抗振性和熱穩定性等結構性能。如圖3所示，為幾種常見的數控臥式銑床布局結構。在前面的運動分配中，已選擇采用由銑頭帶著刀具完成垂直進給運動，立柱帶著主軸箱完成橫向進給，工件只作縱向進給的運動分配方案，此即為立柱移動式結構。此時若機床布局選擇圖3（c）和圖3（d）方案，當工作臺帶著數控轉臺在橫向（即X向）做距離移動和下滑板做Z向進給時，Z向床身的一條導軌將會承受很大的偏載。而在圖3（a）和圖3（b）方案中，立柱通過床身直接與地面接觸，就沒有這一問題了。圖3幾種常見的數控臥式銑床布局因此機床總體布局選擇圖3（a）或圖3（b）方案，T形床身設計。為簡化設計，最終選擇圖3（b）方案，單立柱式側掛主軸

17、箱T形床身設計。機床布局示意圖如下圖所示。圖4臥式鏜銑數控機床布局方案圖3主傳動系統方案設計3.1主傳動系統變速方式的選擇數控機床的變速是按照控制指令自動進行的，因此大多數數控機床采用無級變速系統，以使變速機構適應自動操作的要求。其常見的主傳動系統有下面三種方式：（a）變速齒輪 （b）帶傳動 （c）裝電動機主軸傳動結構圖5數控機床主傳動的配置方式其中：（a）是帶有變速齒輪的主傳動，它通過兩級或三級齒輪降速，使之成為分段無級變速，確保低速運行時滿足主軸輸出轉矩特性的要求。這種配置方式主要用于大、中型數控機床。（b）是通過帶傳動的主傳動，它主要應用在小型數控機床上，可以避免齒輪傳動時引起的振動和噪

18、聲，但它只能適用于低轉矩特性要求的主軸。（c）是電主軸設計，這種變速方式大大簡化了主軸箱體與主軸的結構，有效提高了主軸部件剛度，但由于電動機轉子軸即為機床主軸，受電機輸出轉矩特性限制，主軸輸出轉矩小，并且電動機發熱對主軸精度影響較大。結合我的畢業設計分析：銑削過程是斷續切削，同時工作的齒數較多，每個刀齒切削的厚度也是變化的，因此銑刀刀刃處于間歇切削狀態，散熱條件較好，有利于采用高速銑削，以提高生產率。但與銑削相比，鏜削加工多用于半精和精加工，對加工質量的要求比生產效率放在更重要的位置，并且鏜削的適用切削速度也比銑削低得多。這就要求該機床主傳動應具有一定的調速圍，以保證加工時銑削和鏜削能選用合理

19、的切削用量，從而獲得最佳的生產率、加工精度和表面質量；也對主軸低速時的輸出轉矩提出了一定要求。并且，在畢業設計過程中，指導老師建議我按中型數控機床規格進行設計。因此，本次設計的臥式鏜銑數控機床主傳動系統采用帶有變速齒輪的主傳動，以滿足加工對機床變速圍的要求和鏜削時對主軸輸出轉矩的要求。3.2主傳動系統變速方案的確定正如上面的分析，該機床的主傳動系統采用分段無級變速系統。齒輪變速級數初步定為兩級，高速級和低速級。當機床用于銑削加工時，其主軸輸出轉速較大，一般都處在電動機的恒轉矩變速圍，此時可由高速級輸出；而當機床用于鏜削加工時，其主軸輸出轉速一般都較小，為了保證此時主軸輸出轉矩滿足加工要求，轉速

20、由變速系統低速級輸出。考慮到設計中鏜桿的可伸縮結構，為使傳動件結構和設計計算盡量簡單，將滑移齒輪布置在軸上，并且齒輪傳動的高速級和低速級傳動比分別為1：1和1：2；軸和軸間采用定比傳動，傳動比為1：1.5。本次設計的主傳動系統示意圖如下：圖6傳動系統示意圖4主傳動系統主要傳動件計算4.1主軸電機功率和型號的選擇4.1.1主傳動功率的確定在進行機床設計過程中，主軸電機功率的正確選擇是很重要的。功率選得過小，不能保證工作機的正常工作或使電動機將長期處于滿載甚至過載狀態而過早損壞。而功率選得過大，電動機價格高，且經常不在滿載下運行，電動機效率和功率因數都很低，造成很大的浪費。因此，機床的主傳動功率是

21、選擇主軸電機功率和型號的重要依據。機床主傳動的功率可根據切削功率與主運動傳動鏈的總效率來確定其中，為機床傳動總效率，一般取0.750.85，在本次設計中取0.8計算。而切削功率應是三個切削分力消耗功率的總和，但背向力消耗的功率為零，進給力消耗的功率很小，一般可忽略不計。因此，切削功率可用下式計算：式中：切削速度，；切削力，單位。生產中，常用切削層單位面積切削力來估算切削力的大小。因為是切削力與切削層公稱橫截面積之比，所以式中：切削層單位面積切削力，（即）；切削層公稱寬度，；切削層公稱厚度，。因為銑削時，同時工作的齒數較多，加工余量也比鏜削大得多，因此切削功率應以硬質合金刀具銑削碳鋼為標準來計算

22、。查金屬工藝學（下冊）表1-2幾種常用材料的值，考慮到在日后生產過程中，可能會遇到一些難加工材料，因此，取值稍偏大，為；切削層公稱寬度在銑削中表現為切削深度，而在加工過程中，為了使刀尖避開鑄、鍛工件毛坯表面硬化層，第一次的背吃刀量要盡可能大，取；切削層公稱厚度在銑削中與每齒進給量有關，故取。則切削力大小為：切削功率用式 計算。其中，切削速度上式中：切削速度（）主軸轉速（）工件或刀具直徑（）估取主軸轉速，銑刀直徑，則對應切削速度為參考切削手冊表8-4銑削速度推薦圍，取代入計算，得則機床主傳動所需功率為：4.1.2主電機的選擇本次設計使用的主軸電機從指導老師提供的1PH6風冷式交流主軸電機產品系列

23、中選取。從產品系列中可以看到，滿足機床主傳動功率要求的電機型號為1PH6 135-4NF0，其主要參數如下：額定功率：額定轉速：最高轉速：最低轉速：額定扭矩：約 重：外形尺寸詳細參數如圖7所示：圖71PH6 135-4NF0主軸電機外形與安裝尺寸圖4.2傳動件運動和動力參數計算4.2.1各軸計算轉速的確定零件設計的主要依據是所承受的載荷大小，而載荷取決于所傳遞的功率和轉速，外載一定時，轉速越高，所傳遞的轉矩就越小。因此，對于轉速可調的傳動系統，必須確定一個經濟合理的計算轉速，作為強度計算和校核的依據。查機械制造裝備設計表2-2各類通用機床主軸的計算轉速可以知道，中型臥式鏜銑床無級傳動時的主軸計

24、算轉速公式：其中：由此可得主軸（軸）計算轉速：則、軸計算轉速分別為：4.2.2各軸輸入功率的確定傳動系統中，有相對運動的物體間總是伴隨著摩擦和磨損，并且嚙合齒輪間也會因為制造和安裝誤差使其在運轉過程中產生振動和噪聲，這些都不可避免地存在功率損失。因此當電動機輸出為額定功率時，具體傳遞到某一級軸上的功率就不再是額定功率了，而必須考慮聯軸器、軸承、齒輪等的傳動效率。機械設計課程設計表2-2機械傳動和軸承等效率的概略值收錄了常用機械傳動（包括齒輪傳動、鏈傳動、V帶傳動、聯軸器等）和軸承等的效率的概略值，參照前面方案設計中的傳動系統示意圖，可初估各軸輸入功率如下：4.3軸的設計在轉軸設計中，其特點是不

25、能首先通過精確計算確定軸的截面尺寸。因為轉軸工作時，受彎矩和轉矩聯合作用，而彎矩又與軸上載荷的大小與軸上零件相互位置有關，所以當軸的結構尺寸未確定前，無法求出軸所受的彎矩。因此，轉軸設計時，開始只能按扭轉強度或經驗公式估算軸的直徑，然后進行軸的結構設計，最后進行軸的強度驗算。4.3.1初估各軸直徑查機械設計手冊（中冊）表8-347按扭轉強度與剛度計算軸徑的公式或以得到按扭轉強度計算的估算軸徑為：實心軸：空心軸：其中：軸端直徑；根據許用扭轉角確定的系數，按機械設計手冊（中冊）表8-348選取；軸的輸入功率；軸的計算轉速；空心軸的徑和外徑之比，計算系數的值見機械設計手冊（中冊）表8-361。如圖8

26、所示，由材料力學的知識可知，剪應力在橫截面上是線性分布的，圓心處為零，當圓周上有最大應力值時，中心部分的應力仍較小，材料并沒有充分發揮作用。如果將這部分材料旋轉在離圓心比較遠的地方，可明顯地增大截面的極慣性矩，這樣就自然提高了軸的承載能力。當然，并不是說所有的軸都要做成空心的，對一些直徑較小的軸，如果加工成空心軸，反而會因加工工序增加或加工困難而增加成本、造成浪費。圖8受扭轉軸橫截面剪應力分布圖圖9銑刀盤安裝示意圖機床的傳動系統中，傳動軸的直徑一般不會太大，因此，多數情況下傳動軸都是實心的；但主軸因為其尺寸參數通常由結構需要而定，而主軸前端要安裝刀具，因此，為了拉緊刀具并保證銑刀尖與主軸的同軸

27、度，主軸一般都做成空心的，其部分布著芯軸和拉刀裝置，如圖9所示。因此，該傳動系統、軸按實心軸計算公式估算。查機械設計手冊（中冊）表8-348幾種常用材料的與值，得45鋼值為，計算中取，則另由傳動系統示意圖可知，軸聯軸器端應有一個鍵槽，因此軸的最小軸徑應在的基礎上增大5%，即：取主軸徑和外徑之比為，查機械設計手冊（中冊）表8-361空心軸系數表得計算系數，則滿足強度要求的主軸最小直徑為：4.3.2傳動軸結構設計根據主軸箱傳動系統簡圖上主要零件的布置圖和軸的初步估算軸徑，進行軸的結構設計。考慮到主軸的伸縮式結構，并且完成主軸箱設計后要與床身立柱相配合，此處結構設計主要確定的是軸上各段軸頸的大小，長

28、度方向尺寸在主軸結構設計完成后再考慮。首先對軸進行結構設計。軸最小軸徑為，并且它要與主軸電機輸出端通過聯軸器相連。由圖7知，主軸電機輸出軸直徑為。查機械設計課程設計表13-5彈性柱銷聯軸器，選擇LT7型即可滿足要求。LT7型彈性柱銷聯軸器安裝尺寸如下圖所示：圖10LT7型彈性柱銷聯軸器安裝尺寸圖因此，軸聯軸器端（即最小軸徑處）直徑大小為。根據確定的聯軸器端直徑和該軸上布置的主要零件，確定軸各段軸頸的大小如下：圖11軸軸頸尺寸分布圖軸聯軸器端直徑為，聯軸器軸向由軸肩定位；31310圓錐滾子軸承徑大小為，軸承圈用花鍵外徑定位，外圈用軸承端蓋壓緊；軸上花鍵規格為，31310圓錐滾子軸承圈定位軸肩要求

29、不小于，因此采用花鍵外徑定位軸承圈滿足要求。齒輪左端和右端分別采用光軸軸肩和軸用擋圈定位，均能滿足定位精度要求。另外，如軸結構設計圖，考慮到主軸箱各處軸承和齒輪嚙合處的潤滑，在軸上設置一個凸輪，用來推動潤滑油泵工作，將主軸箱底部潤滑油泵送至各潤滑點。軸的結構設計步驟與軸類似，而且軸是通過齒輪與軸進行動力傳動的，不需要聯軸器，因此它的結構設計比軸更簡單，在這里就不再贅述其過程了。最終得到的軸各段軸頸大小如圖12所示。圖12軸軸頸尺寸分布圖4.3.3主軸結構設計該臥式鏜銑數控機床與普通機床相比，最大的特點是：立柱的水平移動在加工中只用作粗定位時的移動，而切削進給由主軸的伸縮實現。因此，主軸的結構設

30、計是本次主傳動系統設計的一個重要環節。為了實現主軸邊旋轉邊伸縮的功能，設計中我聯想到了很多類似結構以供參考。其中最先聯想到的是臺式鉆床的主軸設計方案：鉆頭在電動機帶動下高速旋轉，同時操作人員通過操縱桿使鉆頭向下伸出，完成鉆削工作。從原理上看，其主軸功能與本次設計的臥式鏜銑數控機床主軸也很像。另外聯想到的類似結構還有變速箱中的滑移齒輪：滑移齒輪通過輪齒嚙合傳遞轉矩，當需要變速時則可在花鍵的導向作用下進行滑移，以實現齒輪在旋轉的同時也可以滑動的功能。分析以上兩種移動旋轉件的方法，臺式鉆床的主軸結構在此前金工實習中進行過拆裝訓練，但因為當時本身對其主軸結構不是很明白，而且時間也比較久了，不能完整回憶

31、出當時的主軸結構。而滑移齒輪的結構，在上學期專業課程設計CA6140主傳動系統設計中已經有過接觸，因此決定選擇類似滑移齒輪的設計方案。如圖13示，雖然設計方案與滑移齒輪類似，但是值得注意的是，滑移齒輪在花鍵上滑移的時間與它的轉動相比，滑移所占時間的比例很小，因此花鍵聯結主要還是用來傳遞扭矩的。另外，花鍵的齒槽較淺而齒數卻相對較多，這種設計對軸與輪轂的強度削弱較少，應力集中小，配合的對中性和導向性能好等優點。但也正是因為花鍵齒槽深度不會太大，并且齒數較多，導致多個面精密配合時對加工的要求和成本都會增加很多，因此花鍵不適合用于導向精度較高的場合。圖13花鍵截面示意圖為了同時滿足傳遞扭矩和主軸伸縮時

32、導向精度的要求，此處的鍵聯結應該選擇導鍵聯結。導鍵又叫導向平鍵，是一種較長的平鍵，用螺釘固定在軸上的鍵槽中，軸上零件能沿鍵作軸向滑移。其工作原理如圖14所示。圖14導鍵工作原理圖另外，層主軸的外徑和外層主軸的徑間也設計配合關系，這樣，當層主軸作伸縮時，外層主軸和導鍵就能同時為其導向，導鍵還起到傳遞扭矩的作用。下面再就主軸的支承形式展開討論。主軸組件的滾動軸承一般既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個方向軸向載荷的推力軸承。因此，本次設計中主軸的支承借鑒CA6140的設計，前端采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力軸承的支承形式，后端采用單列圓柱滾子軸承支承。機床工作過程中，層主軸在外層主軸作伸縮

33、運動，外層主軸間通過導鍵傳遞扭矩，而通過外層主軸之間的配合形成支承。根據以上分析，最后確定如圖15所示主軸的支承形式。圖15主軸前端支承結構分析到這里只是勾勒出了雙層主軸前端的草圖，要確定前端一系列支承的徑向尺寸，必須先確定主軸后端的尺寸結構（主軸做成前大后小，方便安裝和加工）。層主軸的伸縮運動是由伺服電機驅動滾珠絲杠，進而由絲杠螺母帶動其向前伸出或退回的。因此，主軸后端有與絲杠螺母相連接的螺母座，它與主軸的連接方式應保證它能對主軸施加沿軸向的兩個方向的力。而為了保證刀具安裝牢固可靠，主軸部應設計拉刀機構，當需要換刀時由位于主軸后部的油缸將拉桿頂出，釋放刀具，平時則依靠碟形彈簧自然拉緊。拉刀桿

34、部要設計成空心結構，以便在換刀時由氣缸吹入高壓空氣，將刀具刀柄和主軸安裝孔上的鐵屑等雜物吹凈，以保護主軸安裝孔和刀具刀柄不被劃傷，并保證刀具的安裝精度。按照機械結構設計由至外的原則，先確定拉刀桿的尺寸，再選擇合適的碟形彈簧，確定出層主軸最大孔徑，然后根據強度需要給主軸選擇合適的壁厚以確定層主軸的最小外徑尺寸，并依此完成主軸末端螺母座的結構設計如圖16所示。圖16主軸末端螺母座結構尺寸圖從圖16上可知：層主軸最小外徑為，比按照扭轉強度估算得到的最小外徑大，滿足強度要求。與外層主軸配合的外徑大小為，也就是說層主軸前軸頸應不小于。而本次設計中主軸輸入功率為，查數控機床設計實踐指南表3-6通用機床主軸

35、前軸頸尺寸得，主軸驅動功率在時，銑床主軸前軸頸推薦尺寸圍為。因此，螺母座的結構設計基本滿足各方面尺寸要求。其軸向尺寸則由軸承、圓螺母等的尺寸決定。圖17主軸前端支承結構尺寸圖根據確定出的層主軸軸頸尺寸并選擇合理的壁厚以滿足強度要求，再逐步向外擴展，依據軸承徑尺寸和所需定位軸肩高度，逐步確定出外層主軸的各段軸頸尺寸，并得到如圖17所示主軸前端各軸頸尺寸。為使設計簡單，主軸箱不設置隔板，外層主軸前后兩端軸承均安裝在主軸箱外壁上。因此，外層主軸的軸向尺寸在保證軸上各零件正常安裝的前提下，與主軸箱寬度有關。而層主軸的長度，則與其工作行程有著密切關系，設計中發現，工作行程取得過大，會使主軸導向長度過短，

36、從而影響導向和加工精度；而取得過小，主軸伸出長度有限，又不能滿足加工需要，充分發揮機床性能。最后折中選擇主軸行程為。考慮到主軸箱要在立導軌上作豎直方向成形運動，因此主軸箱寬度按立導軌的寬度選擇。該臥式鏜銑數控機床的立柱部分，是另外一位同學設計的，他設計的導軌安裝寬度為，則箱體外側寬度可按如圖18所示裝配關系確定。圖18主軸箱與立柱導軌裝配關系圖分析圖18可得主軸箱外側寬度為。到此，主軸（包括層主軸和外層主軸）結構設計所需的重要尺寸都已經確定下來了。如圖19所示，為本次設計中主軸的結構與尺寸關系。圖19主軸主要軸向尺寸前面傳動軸結構設計中，因為當時箱體寬度無法確定，因此只對、軸各段軸頸進行了設計

37、。現在箱體寬度和主軸結構都已確定，則、軸最終結構與尺寸確定如圖20和圖21所示，具體尺寸結構見主軸箱裝配圖。圖20軸主要軸向尺寸圖21軸主要軸向尺寸4.4齒輪設計為簡化設計計算，在這里先根據由軸的結構設計得到的數據估算出各軸中心距、齒輪模數和齒數，然后對估取的模數進行校核（該過程實際上是校核輪齒的彎曲疲勞強度），最后再在強度校核時校核各輪齒的齒面接觸強度就行了。4.4.1齒輪中心距的估取從前面傳動軸和主軸的結構設計的過程可以看到，各軸結構設計完成后，軸上端蓋或法蘭的外形尺寸也就基本確定了。因此，軸上齒輪正確嚙合時應保證兩傳動軸和主軸的端蓋、法蘭蓋之間不會產生干涉。由前面的分析可知，、軸上端蓋或

38、法蘭蓋外徑處尺寸分別為、。則、軸和、軸的中心距應分別滿足下面的關系：4.4.2齒輪模數的估取在機床的傳動系統中，在傳遞功率一定的前提下，齒輪的運轉速度越高，傳遞的轉矩就越小，所需齒輪模數也就越小；而低速級齒輪，因其運轉速度較低，傳遞轉矩較大，則需要選用稍大模數齒輪，以防止輪齒折斷；或是像主軸上使用的齒輪，因為主軸軸頸一般都較大，因此為了解決分度圓尺寸較大而另一方面齒輪齒數又不能太多的矛盾，也需要選擇較大模數。因此，在機床的傳動系統中，一般會用到2到3種模數，并沿高速級向低速級模數逐漸增大，以適應輸出轉矩增大的需要的傳動順序，模數逐漸增大，以適應輸出轉矩增大或是滿足結構要求的需要。本次設計選用的

39、主軸電機功率為，主軸箱高速端是一級變速組、低速端是一級定比傳動。初選高速組模數大小為，低速組模數為。則、軸和、軸上嚙合齒輪的齒數和分別為：4.4.3初算齒輪齒數將上面求得的齒數和對照數控機床設計實踐指南表2-3各種常用傳動比的適用齒數，得且時的適用齒數為或；且時的適用齒數為。4.4.4齒輪模數的校核a)確定齒輪材料和極限應力傳動系統設計時，在滿足傳動要求的前提下，應盡可能降低成本，故變速齒輪選用45鋼表面淬火，硬度。由機械設計圖5-32c查得45鋼表面淬火后齒根彎曲疲勞極限應力；由機械設計圖5-33c查得45鋼表面淬火后接觸疲勞極限應力。b)計算許用彎曲應力按機械設計式5-26計算許用彎曲應力

40、：式中：試驗齒輪齒根的彎曲疲勞極限，；試驗齒輪的應力修正系數，；彎曲疲勞強度計算的壽命系數，取10年計算則；彎曲強度的最小安全系數，一般傳動取；重要傳動取，本設計中取則c)計算載荷系數按機械設計式5-25計算載荷系數：式中：使用系數，原動機為電動機，銑削加工時有輕微沖擊，故取；動載系數，設計時直齒圓柱齒輪傳動可取，齒輪精度低、速度高時取大值，反之取小值，這里取；齒向載荷分布系數，設計時當兩輪均為硬齒面時，取，這里取；齒間載荷分配系數，設計時對于直齒圓柱齒輪傳動，取，這里取。則d)確定復合齒形系數根據初算的齒輪齒數，查機械設計圖5-38外齒輪的復合齒形系數得各對嚙合齒輪中小齒輪的復合齒形系數為：

41、，e)校核模數由機械設計式5-45b知，齒輪模數的校核公式如下：則、軸上嚙合齒輪的模數大小為：因為，故、軸上齒輪所選模數符合要求。同理校核、軸上嚙合齒輪的模數：因為，故、軸上齒輪所選模數也符合要求。4.5主要傳動件的驗算4.5.1軸的強度驗算在前面軸的設計中，只是用扭轉強度初步估算了軸的最小直徑，進而進行的結構設計。但因為轉軸工作時，受彎矩和轉矩聯合作用，前面的估算只是簡化算法，因此在軸的結構設計完成后還應對其進行強度驗算。本次設計中，選擇軸進行強度驗算。軸與軸和軸都有齒輪相嚙合，根據材料力學的知識，先分別單獨分析軸與、兩軸相嚙合時的軸承支反力，再求它們的合力在軸上的彎矩分布。如圖22所示，先

42、作出軸與軸嚙合時的受力計算簡圖（即力學模型），取集中載荷作用于齒輪與軸承的中點。a)計算齒輪上作用力的大小、軸的傳動齒輪有兩個嚙合位置，但考慮到軸傳遞的轉矩與其轉速成反比，即當、軸的傳動齒輪為減速齒輪嚙合時，軸所受轉矩更大。故應校核此位置的強度。轉矩圓周力徑向力軸向力、的方向如圖22所示。圖22軸的強度計算b)求軸承的支反力水平面上支反力：垂直面上支反力：c)畫彎矩圖截面C處的彎矩為：水平面上的彎矩：垂直面上的彎矩：合成彎矩：同上可得，截面D處的彎矩為：水平面上的彎矩：垂直面上的彎矩：合成彎矩：軸上只有兩個齒輪的作用力，沒有其它外力作用。故所求得合成彎矩即為當量彎矩。d)按彎扭合成應力校核軸的

43、強度截面C處當量彎矩最大，故截面C為可能危險截面。已經，查機械設計表12-2得45鋼調質處理后的許用彎曲應力，則所以，軸強度滿足使用要求。4.5.2輪齒接觸疲勞強度校核本次設計中的齒輪均為硬齒面，在前面的設計中按齒根彎曲疲勞強度設計，故還應校核其齒面的接觸疲勞強度。這里取軸上的固定齒輪（即齒輪3）進行校核。由機械設計式5-47知齒面接觸疲勞強度計算式為上式中，當一對齒輪均為鋼制時，彈性系數，則齒面許用接觸應力按下式計算，因為該齒輪直接將轉矩傳遞給主軸，故為較重要傳動，取最小安全系數，。則因為，故齒面的接觸疲勞強度足夠。4.5.3軸承的壽命校核一般工作條件下的回轉滾動軸承，經常發生點蝕，因此要對

44、其進行壽命計算，防止軸承在預期工作時間產生疲勞點蝕破壞。在本次設計中選擇軸上的軸承進行壽命校核。軸承的基本額定壽命與所受載荷的大小有關，作用載荷越大，引起的接觸應力也就越大，因而發生點蝕破壞前所經歷的總轉數也就越少，即軸承的壽命越短。軸承的使用壽命與其當量動載荷間存在下面的關系：其中：軸承壽命；軸承的轉速，取電動機工作在額定狀態下，并且變速齒輪輸出高速轉速進行計算，即取；基本額定動載荷，查機械設計手冊得31311型軸承；壽命指數，球軸承，滾子軸承；溫度系數，查機械設計表15-8得；當量動載荷，對向心和角接觸軸承，在不變的徑向和軸向載荷作用下，其徑向當量動載荷為。軸的支承結構如圖23所示，從圖上

45、可以看出，圓錐滾子軸承寬度為，因此與軸的長度相比，載荷作用中心與軸承寬度中點的距離偏移在計算中可以忽略。圖23軸的支承結構圖而由前面軸的強度校核計算可知，即軸上沒有外力作用的軸向力作用，只有預緊軸承時產生的軸向力。故可得軸支承力學模型如圖24所示。圖24軸支承力學模型由軸承受力平衡可以得到下列方程：則在這里，并等于軸承預緊力的大小。A、B兩軸承處徑向載荷的大小可參考校核軸強度時求解得到的A、B兩處軸承支反力的大小，因此：又因為軸上外加軸向力大小為0，則等于軸承預緊力的大小，此處計算中取。則A、B兩軸承處當量動載荷分別為：故軸軸承使用壽命按B處軸承計算，為：5主傳動進給系統設計5.1伺服電機的選

46、擇如圖25所示，銑削的進給方向是平行于刀盤、垂直于主軸的方向，因此，銑削時刀頭所受軸向抗力很小，基本上可以忽略；而鏜刀的進給方向是沿鏜桿軸向，因此鏜削時所受切削抗力主要為軸向力和徑向力。則本次設計中主軸進給伺服電機的功率，應根據鏜削時所受軸向抗力的大小來確定。圖25銑削和鏜削加工示意圖鏜削加工通用性較強，但因為加工時刀桿懸伸布置，為保證鏜桿剛度和切削質量，切削速度一般都較低，背吃刀量也較小，因此生產效率較低，多用于半精和精加工。與前面計算主軸電機功率時的原理一樣，在這里我們先求出鏜削時的切削力。式中：切削層單位面積切削力，（即）；切削層公稱寬度，；切削層公稱厚度，。查金屬工藝學（下冊）表1-2

47、幾種常用材料的值，取；切削層公稱寬度在鏜削中表現為每轉進給量，查切削手冊表11-27臥式鏜床的鏜削用量，取各種切削條件下的平均值；切削層公稱厚度則是鏜削時的背吃刀量，考慮到鏜削多用于半精和精加工，切削深度一般不會較大，故取。則切削力大小為：由加工經驗知道，切削力是總切削力其中一個分力，大約占總切削力的；而進給力（即軸向力）只占總切削力的，因此可據此估算出主軸鏜削時所受軸向力的大小：主軸的進給伸縮是由伺服電機驅動絲杠螺母副，再通過螺母座帶動主軸運動的。因此主軸軸向抗力要折算成絲杠所承受的轉矩。從指導老師提供的滾珠絲杠產品目錄中初選絲杠基本直徑為，螺旋角為，則絲杠所承受轉矩大小為：則所選擇伺服電機

48、的啟動轉矩和額定轉矩都必須滿足絲杠所能提供的轉矩要求，即要大于。查指導老師所供的伺服電機產品目錄，確定所選電機型號為1FT6 105-8AC7，其主要參數和安裝尺寸如下：額定扭矩：靜態扭矩：額定轉速：圖261FT6 105-8AC7伺服電機安裝尺寸圖5.2絲杠螺母的計算和選用滾珠絲杠的選擇包括其精度選擇、尺寸規格（包括導程與公稱直徑）、支承方式等幾個方面的容。滾珠絲杠副的承載能力用額定動載荷或額定靜載荷來表示，而在設計中一般按額定動載荷來確定滾珠絲杠副的尺寸規格。在前面估算伺服電機所需輸出轉矩時，已從產品目錄中初選基本直徑的絲杠。接下來，對其強度進行校核。5.2.1靜載強度驗算前面的計算中鏜削

49、進給速度為，而所選絲杠基本導程為，因此鏜削加工時的絲杠轉速為：當轉速時，滾珠絲杠螺母的主要破壞形式為滾珠球面上產生的塑性變形。為此，對主軸進給絲杠應進行靜強度校核。最大計算靜載荷為：式中：動載荷系數，查查數控機床設計實踐指南表4-14動載荷系數，取；硬度影響系數，查數控機床設計實踐指南表4-15硬度影響系數、，取；最大工作載荷，在這里滾珠絲杠螺母副的額定靜負荷，。則：查產品目錄得直徑絲杠螺母副的額定靜載荷：即該絲杠螺母副的靜強度滿足設計要求。5.2.2壓桿穩定性驗算細長絲杠在受壓縮載荷時，不會發生失穩的最大壓縮載荷為臨界載荷：式中：，；絲杠公稱直徑，；滾珠絲杠直徑，；絲杠最大受壓長度，；絲杠支

50、承方式系數，本次設計中主軸進給絲杠采用兩端固定設計，。則：因為，故所選絲杠也符合壓桿穩定的要求。5.3滾珠絲杠副支承方式的選擇實踐證明，絲杠的軸承組合與軸承座以與其它零件的連接剛性不足，將嚴重影響滾珠絲杠副的傳動精度和剛度。為了提高軸向剛度，本次設計軸承的組合采用單推單推式，如圖27所示，推力球軸承分別裝在滾珠絲杠的兩端并施加預緊力。其特點是軸向剛度較高，預拉伸安裝時，預緊力較大。圖27主傳動進給絲杠支承結構6主軸箱空間布局主軸箱各軸的空間布局，在主傳動系統設計中也是一個很重要的部分。它直接影響著箱體的外形尺寸、傳動系統精度和箱體的空間利用率。主軸箱設計得過小，箱體各軸和軸系組件相隔太近，不便

51、于安裝，也容易產生干涉；齒輪嚙合時振動、發熱，如果與主軸隔得太近，也會影響主軸的旋轉精度從而影響加工質量。針對于本次臥式鏜銑數控機床，主軸箱通過導軌與立柱相連，并沿導軌在豎直面運動，因此箱體高度方向尺寸不能太小，而應保證主軸箱沿導軌滑動時有足夠長的導向長度，如圖28所示，擬定下面兩種布局方案。方案一方案二圖28主軸系統空間布局方案分析從圖上可以看出，方案二的布局比起方案一來三軸的位置稍顯緊湊，并且高度方向尺寸較小，但寬度方向尺寸卻比方案一大得多。而方案一，雖然三根軸的相對位置沒有一那么緊湊，但這種設計的高度方向尺寸更大，因此在立柱上滑動時其導向長度也長，導向精度更高；并且，它還大大減小了主軸箱

52、的寬度方向尺寸，這樣能使得裝配后主軸箱的重心距立柱導軌的距離大大減小，移動也更平穩；另外，雖然看上去方案一中三軸的相對位置較為分散，但卻更能減小運轉過程中、軸上零件的震動、發熱對主軸旋轉精度影響。綜上所述，選擇方案一中的主軸箱空間布局。7主軸箱潤滑系統設計有相對運動的兩個零件之間不可避免地存在摩擦和磨損，因此，為機械系統選擇合理的潤滑方式不但可以減小零件間的摩擦、磨損，延長零部件的使用壽命，也能減小系統運行的不平穩性，提高主軸的運轉精度，保證加工質量。該主傳動系統各軸的轉速相對較高，箱體需要潤滑的軸承和齒輪也較多，對滑潤油需求量較大，因此本次設計中主軸箱采用噴油潤滑。在軸上設計一個凸輪，當主軸

53、電機啟動后，軸通過鍵連接帶動凸輪轉動，以推動潤滑油泵活塞在缸體作往復運動，實現將箱底滑潤油吸起并泵送至各滑潤點的功能，同時還可以起到給運動部件降溫的作用。潤滑油泵和分油器結構如圖29和圖30所示。圖29潤滑油泵結構圖圖30分油器結構圖在各潤滑點，油嘴直接將潤滑油噴到需要潤滑的部件上。8變速機構設計本次設計的臥式鏜銑機床為數控機床，選用的主軸電機可實現無級調速。但是，為了改善主軸的輸出轉矩特性，使主軸在低速運轉時仍能滿足負載轉矩的要求，設計中采用在無級變速系統中串聯機械變速環節的方法，將主軸電機的變速圍分割成高、低兩段，實現分段無級變速，以匹配主軸與負載的轉特性。為實現變速的自動控制，變速系統采用如圖31所示液壓機構。以圖示嚙合位置為例，變速系統工作過程為：當接收到機械變速信號時，機床電控部分控制液壓系統給變速油缸供油，推動活塞和撥叉向