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1、 Ck6163型數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計 CK6163型數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計 第1章、機床的主要參數(shù)的確定 1.1尺寸參數(shù) 1.1.1主參數(shù) 床身最大工件回轉(zhuǎn)直徑 Φ630mm([1] P) 1.1.2基本參數(shù) 刀架上最大工件回轉(zhuǎn)直徑 Φ320 主軸通孔直徑 Φ80 主軸頭號B型 B型11號 主軸前端孔錐度 公制100號 裝刀基面至主軸中心距離 h=36mm 最大工件長度 15

2、00mm (選自GB1582-79.JB/Z143-79) 1.2運動參數(shù) 1.2.1主軸極限轉(zhuǎn)速的確定 1.2.1.1計算n 根據(jù)分析，用硬質(zhì)合金車刀對小直徑鋼材精車外圓時，主軸轉(zhuǎn)速最高，據(jù)經(jīng)驗，并參考切削用量資料，取Vmax=200m/min,取R=0.5，Rd=0.2，則 d=RD=0.5630=315mm ([2] P) d=Rdd=0.2315=63mm ([2] P) n==1010r/min ([2] P) 1.2.1.2計算n 根據(jù)分析，用高速鋼車刀粗車合金鋼材料的梯形螺紋（絲桿），主軸轉(zhuǎn)速最低。根據(jù)調(diào)查，Φ630mm數(shù)控車床加工絲桿的最大直徑為70

3、mm。根據(jù)經(jīng)驗，并參考切削用量資料，取V=7m/min，則： n==32 r/min ([2] P) 訪問若干個使用Φ630數(shù)控車床的使用部門，了解并統(tǒng)計了這些機床的主軸轉(zhuǎn)速如下： 加工軸類零件 n=400～900r/min 加工盤形零件 n=150～300r/min 機修工作 n=80～150r/min 車大導(dǎo)程螺紋 n=32～63r/min 最后綜合地分析比較計算和調(diào)查所得的結(jié)果，對主軸的最高轉(zhuǎn)速，計算結(jié)果為1010r/min，調(diào)查結(jié)果900r/min，根據(jù)用戶需要并留有發(fā)展余地，取所設(shè)計機床的主軸最高轉(zhuǎn)速為10

4、00r/min，最低轉(zhuǎn)速為32r/min。 1.2.2主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)的確定 1.2.2.1主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列公比φ CK6163數(shù)控車床適中、小型通用機床，取φ=1.26 ([2] P) 1.2.2.2主軸轉(zhuǎn)速的級數(shù) Z==+1= ([2] P) 1.3動力參數(shù) 主電動機功率的確定： 1.3.1計算法 負(fù)荷切削規(guī)范 規(guī)范名稱 加工方法 工作條件 刀具條件 切削用量 CK6163數(shù)控車床最大扭矩試驗 車外圓 材料45號鋼，直徑260mm 材料YT15 前角γ=6 后角α=6～8 主偏角φ=45 傾角λ=3 刀尖半徑r=1mm 主軸轉(zhuǎn)速

5、 n=125r/min 背吃刀量 ap=6mm 進給量 f=0.5mm/r 切削速度V=([2] P) 主切削力= （查表，用硬質(zhì)合金刀具加工中碳鋼料時，F(xiàn)=200,加工鑄鐵時F=180，P=([2] P),機床電機功率≥）([2] P),其中Fc主切削力，F(xiàn)—單位面積的切削力 1.3.2調(diào)查研究法 參照普通車床CW6163B主電機=11kw，考慮數(shù)控車床加工特點和生產(chǎn)實際情況，故選用CK6163數(shù)控車床主電機功率為=13kw。 第2章 運動設(shè)計 2.1設(shè)計

6、原則 ①在滿足一定轉(zhuǎn)速范圍、技術(shù)條件下，傳動鏈盡可能短和簡單； ② 傳動平穩(wěn)、振動小、噪聲低、效率高； ③ 功率和扭矩滿足使用要求； ④ 適應(yīng)主軸精度和剛度要求； ⑤ 操作方便、輕巧、結(jié)構(gòu)簡單、工藝性好； ⑥ 必須考慮制動裝置； ⑦ 必須考慮良好的潤滑。 2.2傳動方式 根據(jù)設(shè)計原則，考慮數(shù)控車床的加工特點，本機傳動方式采取分離傳動，即把主軸組件與變速傳動部分兩者分開形成一個主軸箱和一個變速箱。有如下優(yōu)點：變速箱工作中產(chǎn)生的振動和熱量不直接傳給主軸，因而減少了主軸的振動和熱變形，提高了加工精度。主軸箱內(nèi)齒輪可大為減少，故主軸箱的振動、噪聲和熱量都減少了。高速時可由皮帶

7、傳動直接帶動主軸旋轉(zhuǎn)，縮短傳動鏈，從而運動平穩(wěn)，精度、效率均提高；低速時，經(jīng)背輪機構(gòu)傳動主軸，可獲得較大的扭矩，以滿足粗加工的需要。缺點是多增加了箱體，使加工和裝配工時增加。因而，提高了制造成本。 2.3變速形式 采用滑移齒輪有級變速傳動方式，其優(yōu)點是齒輪傳動結(jié)構(gòu)可靠，工藝成熟 ，變速方便。缺點是噪聲較大，高速時更為嚴(yán)重。 2.4確定主傳動系統(tǒng)方案及運動設(shè)計計算，并繪制轉(zhuǎn)速圖 2.4.1主傳動采用分離傳動 即分為變速箱和主軸箱兩部分。主軸箱在上，變速箱在下。下面的變速箱有22=4級變速，作為第一擴大組和基本組。上面的主軸箱采用了背輪機構(gòu)和增加變速組的傳動系統(tǒng)。變速箱與主軸

8、箱之間用皮帶傳動。若接合主軸內(nèi)齒輪離 器，可直接傳動主軸，得到4級高速；若經(jīng)背輪機構(gòu)，可得到4級低速，它的結(jié)構(gòu)式為8=ZZZ，背輪機構(gòu)作為第二擴大組，其得8級轉(zhuǎn)速。如前計算，主軸轉(zhuǎn)速為16級，故采用增加一個變速組傳動系統(tǒng)來擴大變速范圍和變速級數(shù)。本題采用增加一個變速組的傳動系統(tǒng)，傳動數(shù)為2，作為最后一個擴大組，則其結(jié)構(gòu)式為Z=16=。最后擴大組的變速范圍，，故r

9、減小變速箱和主軸箱的徑向尺寸。分別在變速箱和主軸箱前增加一對降速傳動——帶輪傳動，其降速比分別為：變速箱為180/130；主軸箱：304/190(1.5==1.26)。在主軸之前增加一對降速傳動—齒輪傳動，其傳動比為=2（φ），進一步提高主軸傳動平穩(wěn)性和加工精度。 2.4.3分配降速比 前面已確定：16=ZZ 共需四個變速組。 增加：電動機—變速箱 變速箱—主軸箱 主軸前 共三個降速比 它們分別是： 主軸箱及變速箱電動機→第一擴大組→基本組 為四根軸， 即電—Ⅰ—Ⅱ—Ⅲ 變速箱—主軸箱：Ⅲ→Ⅳ 一根軸

10、主軸箱：背輪機構(gòu) 第二擴大組 Ⅳ—Ⅴ—Ⅶ 新增變速組 第三擴大組 Ⅳ—Ⅴ—Ⅵ—Ⅶ， 共三根軸Ⅳ—Ⅵ—Ⅶ 主軸前定比傳動：Ⅶ—Ⅷ 一根軸 總共九根傳動軸 2.4.4繪制轉(zhuǎn)速圖 1）畫出豎直相等的線，分別代表電、Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ九根軸，畫十六根距離相等的水平線代表16級轉(zhuǎn)速，這樣形成了轉(zhuǎn)速圖格線。 2）在主軸軸標(biāo)出16級轉(zhuǎn)速（查標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表，得如下數(shù)值：32，40，50，63，80，100，125，200，250，315，400，500，630，800，1000） 3）在最低轉(zhuǎn)速用H點表示，在最高轉(zhuǎn)速軸用B表示，在軸向上兩格（φ=1.26），在電機軸上用A點代表電

11、動級轉(zhuǎn)速n0=1450r/min。B、H兩點連線相距約15格，即代表總降速比i=。 4）主軸箱 a、定比降速 ：從H點向上3格在軸Ⅶ得G點（φ）， b、變速組：Ⅳ―Ⅴ―Ⅶ Ⅳ―Ⅴ―Ⅵ―Ⅶ（第二擴大組，背輪機構(gòu)）， b、低速組：變速組的降速比的1/4，故從軸G點向上4格。得軸F點；變速組的降速比取1/4，Ⅵ軸向上4格得Ⅴ軸E點（Ⅳ軸E點）。 b、高速組：（直線傳動）：從E—E作一水平線與Ⅶ軸相交于G點 c、變速組（第三擴大組，新增）：P=2，Z=8，Ⅳ—Ⅵ<，從F點分別向下向4格得G、G點。 5）變速箱—主軸箱定比降速（1

12、.5=φ）從軸E點向上兩格到軸點。 6）變速箱內(nèi)變速組a:基本組 從Ⅲ軸D點向上1格到Ⅱ軸C點，因基本組為I，即基本組為二對齒輪傳動，級比指數(shù)為ζ=1.故從Ⅱ軸C水平作一線得D點； b:第一擴大組為I，即二對齒輪傳動，級比指數(shù)χ=2.故二對齒輪傳動相距2格，從C向上2格得C點。 將以上各點連線，并畫出全部傳速線，得轉(zhuǎn)速圖。 2.5變速組內(nèi)模數(shù)相同齒數(shù)的確定 第一擴大組： i== i==1.26 查表，得 Z=32，Z Z，Z=32 基本組： i===

13、 i=1 查表得： Z， Z 第二擴大組:背輪機構(gòu) 齒輪離合器 直接傳動: i==（）=1 背輪傳動: i== i= 查得： Z， Z，Z Z，Z 第三擴大組： （新增） i== i=1.26 查得：Z（=Z） Z=60（=Z） Z（=Z） Z（=Z=） （Z與Z，Z與Z，Z與Z，Z與Z設(shè)計成同

14、一齒輪） 將各級齒輪齒數(shù)標(biāo)在轉(zhuǎn)速線圖上成轉(zhuǎn)速圖。 CK6163轉(zhuǎn)速圖 2.6驗算主軸各級轉(zhuǎn)速誤差 2.6.1計算主軸各級實際轉(zhuǎn)速 n=1450=32.4r/min n=1450=40.5r/min n=1450=50.7r/min n=1450=63.5r/min n=1450=81r/min n=1450=101.3r/min n=1450=127.7r/min n=1450=158.4r/min n=1450=202.7r/min n=1450=253.4r/min n=1450=316.7r/min n=1450=395.9r/min

15、 n=1450=506.7r/min n=1450=633.4r/min n=1450=791.8r/min n=1450=989.7r/min 2.6.2驗算主軸各級轉(zhuǎn)速差 主軸各級轉(zhuǎn)速相對誤差為: △=100%=100%=1.25% △=100%=100%=1.25 △=100%=100%=1.4% △=100%=100%=0.79% △=100%=100%=1.25% △=100%=100%=1.3% △=100%=100%=1.36% △=100%=100%=1.00% △=100%=100%=1.35% △=100%=100

16、%=1.36% △=100%=100%=0.54% △=100%=100%=1.025% △=100%=100%=1.34% △=100%=100%=0.54% △=100%=100%=1.025% △=100%=100%=1.03% 主軸轉(zhuǎn)速相對誤差表： n 32.4 40.5 50.7 63.5 81 101.3 126.7 158.4 202.7 253.4 316.7 395.9 506.7 633.4 791.8 989.7 n 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315

17、400 500 630 800 1000 △% 1.25 1.25 1.4 0.79 1.25 1.3 1.36 1.00 1.35 1.36 0.54 1.025 1.34 0.54 1.025 1.03 轉(zhuǎn)速相對誤差允許值為△%=10(φ-1)%=10(1.26-1)%=2.6% 比較以上計算結(jié)果，主軸實際各級轉(zhuǎn)速相對誤差均未超差，符合要求。 2.7繪制傳動系統(tǒng)圖 第3章、傳動零件的初步計算 3.1計算轉(zhuǎn)速n 3.1.1主軸計算轉(zhuǎn)速的確定 由于機床屬于中型通用機床和用途較廣的半自動機床，又為等公比傳動，故計算轉(zhuǎn)速

18、： n=nφ=nφ= nφ= nφ=321.26=100r/min ([6] P) 3.1.2其他傳動件計算轉(zhuǎn)速的確定 從轉(zhuǎn)速圖上確定其他各傳動比的計算轉(zhuǎn)速。 3.1.2.1傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 a、Ⅶ軸的計算轉(zhuǎn)速 Ⅶ軸共有16級轉(zhuǎn)速，Ⅶ軸按30/60傳動主軸，只有200r/min及其以上轉(zhuǎn)速傳遞全部功率，故最低轉(zhuǎn)速200r/min即為軸的計算轉(zhuǎn)速。 b、Ⅵ軸的計算轉(zhuǎn)速 同理Ⅵ軸共有8級轉(zhuǎn)速，此時經(jīng)齒輪副（，）傳動Ⅶ，只有400r/min～800r/min共4級轉(zhuǎn)速能夠傳遞全部功率，故最低轉(zhuǎn)速400r/min為其計算轉(zhuǎn)速。 c、其余軸計算轉(zhuǎn)速 按上述方

19、法類推?，F(xiàn)將各軸的計算轉(zhuǎn)速列表如下 軸序號 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ 計算轉(zhuǎn)速n/ rmin 1000 800 630 400 400 400 200 100 2）齒輪的計算轉(zhuǎn)速 a、齒輪Z的計算轉(zhuǎn)速 齒輪Z裝在Ⅶ軸上，經(jīng)齒輪副傳動主軸，得到63r/min～2000r/min 16級轉(zhuǎn)速，其中200r/min及其以上的轉(zhuǎn)速才能傳遞全部功率，故齒輪Z的計算轉(zhuǎn)速為200r/min。 b、齒輪Z的計算轉(zhuǎn)速 齒輪Z裝在Ⅷ軸（主軸）上，共有32r/min～1000r/min轉(zhuǎn)速，其中只有100r/min及其以上者能傳遞全部功率，故100r/min為

20、其計算轉(zhuǎn)速。 c、齒輪Z的計算轉(zhuǎn)速 齒輪Z裝在Ⅵ軸上，經(jīng)齒輪副傳動Ⅷ軸，其本身轉(zhuǎn)速為160r/min～800r/min轉(zhuǎn)速，其中250r/min及其以上者才能傳遞全部功率，故250r/min為其計算轉(zhuǎn)速。 d、齒輪Z的計算轉(zhuǎn)速 齒輪Z裝在Ⅶ軸上，經(jīng)齒輪副傳到Ⅷ軸得到63r/min～315r/min轉(zhuǎn)速，只有100r/min及其以上者能傳遞全部功率，故100r/min為其計算轉(zhuǎn)速。 e、以此類推，可得其他各齒輪的計算轉(zhuǎn)速。 現(xiàn)將各齒輪的計算轉(zhuǎn)速列表如下： 齒輪 Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z 計算轉(zhuǎn)速/rmin 1000

21、 1250 1000 800 1250 1250 800 630 400 400 400 1000 250 100 200 3.2各軸輸入功率： Ⅰ軸 P=Pη=130.96=12.48 KW Ⅱ軸 P= Pηη=12.480.990.97=11.98 KW Ⅲ軸 P= Pηη=11.980.990.97=11.51 KW Ⅳ軸 P= Pη=11.510.96=11 KW Ⅴ軸 P= Pηη=110.990.97=10.6 KW Ⅵ軸 P= Pηη=10.60.990.97=10.11 KW Ⅶ軸 P= Pηη=10.110.990.9

22、7=9.78 KW Ⅷ軸 P= Pηη=9.780.990.97=9.39 KW 各軸輸入功率列表如下： 軸 電 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ 輸入功率/kw 13 12.48 11.98 11.51 11 10.6 10.11 9.78 9.36 3.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅰ軸 T=9.5510=9.5510Nmm=119184 Nmm Ⅱ軸 T=9.5510=9.5510Nmm=143071.25 Nmm Ⅲ軸 T=9.5510=9.5510 Nmm=174477 Nmm Ⅳ軸 T=9.5510=9.5510 Nmm=260

23、625 Nmm Ⅴ軸 T=9.5510=9.5510 Nmm=253075 Nmm Ⅵ軸 T=9.5510=9.5510 Nmm=241376.25 Nmm Ⅶ軸 T=9.5510=9.5510 Nmm=46699.5 Nmm Ⅷ軸 T=9.5510=9.5510 Nmm=899105 Nmm 各軸輸入轉(zhuǎn)矩列表如下： 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ 輸入轉(zhuǎn)矩/Nmm 119184 143071.25 174477 260625 250075 241376.25 46699.5 889105 3.4傳動軸及主軸直徑計算（最小直徑）

24、 （1）按扭矩剛度對傳動軸直徑估算 d=91=91=32.7mm 取d=35mm ([5] P) d=91=91=32.8mm 取d=30mm d=91=91=35.95mm 取d=35mm d=91=9144mm 取d=45mm d=91=91=46.1mm 取d=50mm d=91=91=45.6mm 取d=50mm d=91=91=38.5mm 取d=40mm （2）主軸直徑估算 查表選擇主軸前軸頸直徑為D=（140～165）mm，取D=160.25mm，D=（0.7～0.85）D=120.2

25、5mm。 3.5傳動齒輪的計算 3.5.1齒輪的材料及熱處理 1）變速箱齒輪： Ⅰ、Ⅲ軸齒輪 選用鍛鋼 45 G45 Ⅱ 軸齒輪 選用鍛鋼 40Cr G45 2）床頭箱（主軸箱） Ⅳ、Ⅵ、Ⅷ軸齒輪 選用鍛鋼 45 G52 Ⅴ、Ⅶ 軸齒輪 選用鍛鋼 40Cr G52 3.5.2齒輪精度選擇 考慮齒輪轉(zhuǎn)速均大于5～10m/s范圍內(nèi)，故選用8-7-7DC精度，表面粗糙度▽～▽。 3.5.3齒輪模數(shù)的估算 一般同一變速組的齒輪模數(shù)相同，按簡化的疲

26、勞強度公式對負(fù)荷最重的小齒輪的模數(shù)進行估算。 a、變速箱 m=16338=16338 =2.78 取m=3mm ([6] P) b、主軸箱 直齒輪模數(shù)： m=16338=16338 =3.6 取m=4mm 斜齒輪模數(shù)： m=16338=16338 =4.38 取m=4.5mm 3.6三角膠帶傳動計算 3.6.1變速箱（與電動機帶輪） （1）確定計算功率([9] P) P=KP=1.113=14.3kw （2）選擇膠帶的型號 根據(jù)計算功率P=14.3kw，小帶輪轉(zhuǎn)速n=1450r/min，選擇帶型，為B

27、型帶。 （3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑d 、d 小帶輪基準(zhǔn)直徑d=130mm 大帶輪基準(zhǔn)直徑d=id=188.5mm ，取d=186mm 校核速比誤差 △===0.0133≤0.05, △在允許范圍內(nèi)，可以。 （4）校核帶速 V===9.86m/s V=5～25m/s之間，d選擇合適。 （5）確定帶基準(zhǔn)長度Ld和中心距a 初取中心距a=0.7(d+d)～2(d+d) =0.7(130+186)～2(130+186) =212.2～632mm 初取a=400mm 確定帶的基準(zhǔn)長度 Ld=

28、2a+（d+d）+ =2400++ =1298mm 根據(jù)Ld值取標(biāo)準(zhǔn)值L=1250mm。 實際中心距 a= a+400+376mm 中心距變化范圍 a=a+0.03Ld=376+0.031250=413.5mm a=a-0.015Ld=376-0.0151250=357.25mm （6）驗算包角α α=180-57.3 =180-57.3 ≈171

29、.2 α＞120,符合要求。 （7）確定膠帶根數(shù)Z 查表單根V帶基本額定功率 P=2.2kw 單根V帶功率的增量 △P=0.36kw 包角修正系數(shù) K=0.98 帶長修正系數(shù) K=0.88 代入公式Z==6.5 取Z=7根<10根，可以。 （8）計算預(yù)緊力F 帶每米長質(zhì)量=0.17kg/m 預(yù)緊力 F=500(-1)+ V =500（）+0.179.86 =160.35N （9）計算壓軸力 F=2ZFsin=27160.35sin=226

30、6.2N （10）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（見電動機與變速箱帶輪） 3.6.2主軸箱（與變速箱帶輪） （1）確定計算功率 ([9] P) P==1.111.51=12.661kw （2）選擇三角帶的型號 根據(jù)計算功率P=12.661kw，小帶輪轉(zhuǎn)速n=1250r/min，選擇帶型，選擇B型帶。 （3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑d 、d 小帶輪基準(zhǔn)直徑d=190mm 大帶輪基準(zhǔn)直徑d=i190=297mm，取d=304mm 校核速比誤差 △===-0.024≤0.05 △在允許范圍內(nèi)，可以 （4）校核帶速 V===12.44m/s V=5～25m/s之間，d

31、選擇合適 （5）確定帶基準(zhǔn)長度和中心距a 初定中心距 a=0.7(d+d)～2(d+d) =0.7(190+304)～2(190+304) =345.8～988mm 初取a=450mm 確定帶基準(zhǔn)長度 =2a+（d+d）+ =2450++ ≈1683mm 根據(jù)取標(biāo)準(zhǔn)值 =1680mm 實際中心距 a=a+=450+=448.5 中心距變化范圍 a=a+0.03=448.5+0.031680=460.4mm

32、 a=a-0.015=448.5-0.0151680=384.8mm （6）驗證包角α =180-57.3 =180-57.3 =164 ＞120，符合要求。 （7）確定膠帶根數(shù) 查表單根V帶基本額定功率=4.29kw 單根V帶功率的增量 △=0.54kw 包角修正系數(shù) K=0.96 帶長修正系數(shù) K=0.93 代入公式 Z≥=≈2.94 取Z=5根<10根，可以 （8）計算預(yù)緊力F 帶每米質(zhì)量

33、 =0.17kg/m 預(yù)緊力 F=500（）+V =500（）+0.1712.44 =188.92N （9）計算壓軸力 F=2ZFsin=25188.92sin =1870.8N （10）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（見床頭箱與變速箱帶輪） 第4章、繪制部件裝配圖 4.1主軸部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ([7] 3冊P) 4.1.1主軸的滾動軸承設(shè)計 1）主軸滾動軸的選擇 中等速度、較大載荷、要求剛度較高、主軸前支承選用雙列向心短圓柱滾子軸承NN3032/P4（C3

34、182132），承受較大的徑向載荷，而軸向載荷選用推力球軸承51134/P4（C8134）來消除；后支撐為NN3024/P4（C3182124）雙列短圓柱滾子軸承；中間輔助軸承為6028（128）深溝球軸承。這樣，不僅保證主軸的回轉(zhuǎn)精度，也提高了主軸的剛性和抗振性。 2）主軸軸承精度選擇 前后主軸的精度對主軸的旋轉(zhuǎn)精度的影響： a圖 a圖表示軸承右偏移量，后軸承有偏移量為零，這時反映到主軸端部的偏移量為= b圖 b圖表示軸承偏移量為零，后軸承有偏移量，這時反映到主軸前端的偏心量為：= 從以上說明，前軸承的精度對主軸組建的旋轉(zhuǎn)精度影響較大。因此前軸承的精度應(yīng)選得高一些，后軸

35、承比前軸承可以選的低一些。本設(shè)計前后軸承精度都選的偏高些，為P4級。 3）推力支撐位置的選擇（軸承的配置形式）為了使主軸有足夠的軸向位置精度并盡量優(yōu)化結(jié)構(gòu)，應(yīng)適當(dāng)?shù)剡x擇推力支撐的位置。 本設(shè)計推力支撐位置采用如下形式： 以上表示兩個推力支撐都裝在前支撐的內(nèi)側(cè)，減少了主軸的懸伸，并且有軸向剛度和軸向精度的優(yōu)點，但前支撐結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜。 4）滾動軸承的預(yù)緊和間隙的調(diào)整 對軸承進行預(yù)緊使其間隙為零或產(chǎn)生過盈量，可提高軸向的旋轉(zhuǎn)精度、抗振性和剛度改善主軸部件的工作性能，使?jié)L動體受力均勻而使軸承的壽命提高。 帶內(nèi)錐孔的雙列短圓柱滾子軸承NN3000（3182100）的調(diào)整方法是：擰緊螺母頂

36、隔套推動NN3032（3182132）軸承內(nèi)座圈進行預(yù)緊。 4.1.2主軸的設(shè)計 1）主軸的材料和熱處理 由于本機床主軸支撐為滾動軸承，選用45鋼，調(diào)質(zhì)HBS220～250，主軸錐孔和定心軸頸表面淬火HRC40～45。 2）主軸的主要技術(shù)要求 a、主軸上主要配合尺寸公差采用6級精度 b、軸頸處的形狀公差取直徑公差～ c、主軸端部和安裝齒輪等部件的軸頭與前后軸頸同軸度公差略小于直徑公差的 d、用于2夾具軸向定位的軸肩端面（對軸線的）跳動不大于該處直徑公差的 e、表面粗糙度，安裝軸承處的軸頸和安裝傳動件的軸頭，其表面粗糙度R為0.4。 3）主軸主要參數(shù)的確定([6] 3冊P

37、) a、主軸前軸頸直徑D的確定 根據(jù)普通車床主軸前軸直徑D與主參數(shù)D的關(guān)系，當(dāng)D在630～1000mm時，D=0.2D再根據(jù)主電機功率，采用類比設(shè)計，定位D=0.2D+35=0.2+35=126+35mm，取D=160.25mm。 b、主軸內(nèi)孔直徑d 根據(jù)=0.55～0.6，d=（0.55～0.6）D=（0.55～0.6）（126～161）=（69.3～96.6）mm，取d=80mm。 c、主軸懸伸量a，根據(jù)軸端標(biāo)準(zhǔn)選a=163.5mm d、主軸支承跨距L的確定 利用主軸最佳跨距計算線圖計算，根據(jù)公式η=，先求分η的大小。再根據(jù)η的大小查找L/a的數(shù)值，從而定出L

38、的數(shù)值。 彈性模量：E=2.110kgf/cm 主軸跨距部分的慣性矩：I=（D-d）=（14.025-8）=1698cm D—主軸跨距部分的平均直徑 d—主軸跨距部分的平均孔徑 滾動體上負(fù)荷：Q===57.7kgf F—軸承的徑向負(fù)荷（kgf） i —滾動體列數(shù)（單列為1，雙列為2） z—每列中的滾動體數(shù) Q—滾動體上的負(fù)荷（kgf） 滾動體有效長度：L=L-2r=18-20.8=16.4mm L—滾動體有效長度(mm) r —滾子的倒圓角半徑（mm） L —滾子長度（mm） 徑向彈性位移：=

39、0.6=0.6=2.62 軸承有與M預(yù)緊量是的相對間隙：==-1.91 從機床設(shè)計手冊（2）圖中，查得，代入=0.352.62=0.92， 計算==0.21。（—當(dāng)滾動體軸承已預(yù)緊時，其徑向彈性位移） 從圖中，查得K=0.2，軸承外圈與箱體孔的接觸變形：===0.53。（—軸承寬度，—軸承外徑） 從圖中，查得K=0.05，軸承內(nèi)圈與軸頸接觸變形：===0.2 滾動軸承支承的徑向彈性位移：==0.92+0.53+0.2=1.65 主軸前支承的剛度：C==364kgf/ 主軸后支承的剛度C：=4，C=91kgf/ ===2.24 根據(jù)機床設(shè)計手冊㈢，查L/a=4.4975，L=

40、a4.975=163.54.975=813mm e、主軸前端錐度 公制100號 f、主軸前后端外錐度：因前后端選用雙列短圓柱滾子軸承，其內(nèi)錐度1：12，故與之相配合（外錐度也為1：12，尺寸為φ160.25mm）。 4）主軸傳動件的布置 為了減少主軸的彎曲變形，大齒輪靠近前軸承，并由于傳遞的轉(zhuǎn)矩的部分短，扭矩變形也小，再者大齒輪用于低速轉(zhuǎn)矩大。這樣可使前軸承負(fù)荷大。但前軸承直徑大于后軸承直徑。因而，前后軸承的壽命比較接近。 5)主動軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 見圖 4.2 傳動軸的設(shè)計 4.2.1 傳動軸的材料與熱處理 因為載荷不是特別大，也沒有較大的沖擊，通常決定傳

41、動軸尺寸的主要因素是剛度。各種鋼的彈性模量E相差不多，又與熱處理方式無關(guān)。故選用45鋼。為獲得較好的強度、塑形和韌性等方面的綜合機械性能，采用調(diào)質(zhì)處理HBS220～250。 4.2.2 傳動軸的支承 變速箱部分：均采用深溝球軸承 I軸：左端裝有皮帶輪，由于此皮帶輪采用了卸載結(jié)構(gòu)，共有兩直軸承為620（457219）1套，右端為6307（358021）1套 Ⅱ軸：左端6307（307279）1套，右端6307（358021）1套。 Ⅲ軸：于I軸同為6209（458519）2套，右端為6307（358021）1套 床頭箱部分 采用深溝軸承和圓錐滾子軸承 Ⅳ軸：左端裝有皮帶輪、卸載結(jié)構(gòu)

42、共有兩套軸承為6210（509020），右端為1套軸承，中間齒輪上裝有兩軸承6010（508016） Ⅴ軸：左端6210（509020）1套， 右端6017（8513032）2套 Ⅵ軸：左端6028（10516026）2套， 右端6310（5011027）1套 Ⅶ軸：左端6207（357217）2套，中間I6100（559018）2套，中間Ⅱ30213（6512023）1套，右端30213（6512023）1套 4.2.3 傳動軸承的軸向定位： I軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸

43、 Ⅴ軸 Ⅵ軸 Ⅶ軸 4.2.4 滑移齒輪在傳動軸上的布置與排列 在變速傳動組內(nèi)，I軸323與403相嚙合，因323較小，故選為滑移齒輪，考慮有兩檔變速，故323與403做成一整體，使之與323相嚙合。Ⅲ軸363與Ⅱ軸363相嚙合，因Ⅱ軸363為固定齒輪，故只有Ⅲ軸363為滑移齒輪。同理Ⅱ軸323為固定齒輪，故Ⅲ軸403為滑移齒輪。 為了保證原處于嚙合狀態(tài)齒輪脫開后，另一個齒輪才能開始進入嚙合，雙聯(lián)滑移齒輪所占的軸向長度L>4b，（b為齒寬），如圖所示： I軸與Ⅱ軸 故

44、設(shè)計合理 故設(shè)計合理 4.2.5 固定齒輪定位 Ⅱ軸向定位用軸環(huán)和隔套同向定位齒輪，用花鍵。Ⅳ軸齒輪內(nèi)裝軸承，內(nèi)軸承定位保證。Ⅴ軸采用隔套和彈簧擋圈軸向定位，用花鍵周向定位。Ⅵ軸齒 輪靠彈簧擋套軸向定位，用花鍵周向定位。Ⅶ軸肩和隔套軸向定位，花鍵周向 定位。主軸采用錐度和平鍵實現(xiàn)軸向和周向定位。 4.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1） 變速箱齒輪由整塊材料做成 （2） 多聯(lián)滑移齒輪由整塊材料做成，其結(jié)構(gòu)如圖： （3） 床頭箱內(nèi)齒離合器由整塊材料做成，其結(jié)構(gòu)如下： （4） 床頭箱齒輪由整塊材料做成 4.4 各轉(zhuǎn)動軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 Ⅰ軸 Ⅲ軸 Ⅱ軸 Ⅳ軸 Ⅴ軸

45、 Ⅵ軸 Ⅶ軸 主軸（Ⅷ軸） 4.5 操縱機構(gòu)設(shè)計 ([2] P) 主運動采用分離傳動，變速箱實現(xiàn)四級變速，變速由操縱油缸②、⑤控制活塞桿①、⑥上的撥叉移動雙聯(lián)滑移齒輪③、④和實現(xiàn)變速。同時搖擺電機通過蝸桿帶動蝸輪⑧經(jīng)電磁離合器⑨，使傳動系統(tǒng)緩慢擺動，以免齒輪頂相碰，可順利嚙合。變速完畢后，撞塊⑦和⑩接電器觸頭發(fā)出信號，搖擺電機可停轉(zhuǎn)，電磁離合器脫開，主電機方可啟動。 床頭箱中雙向內(nèi)嚙合離合器⑤和⑧，由操縱油缸中的活塞桿帶動撥叉⑥和⑦來控制它的接通或放松；使主傳動實現(xiàn)四級變速。停車時為克服旋轉(zhuǎn)件的慣性，采用液壓摩擦制動器④迅速停止。改變主電機轉(zhuǎn)向，可實現(xiàn)主軸Ⅱ

46、反轉(zhuǎn)。 第5章、主要零件的驗算 5.1 齒輪（按接觸疲勞）強度驗算 5.1.1變速箱 因所選齒輪為硬齒面，且高速運轉(zhuǎn)，故按接觸疲勞強度校核齒輪模數(shù)。 m=16300=16300 =3mm ([5] P) 與所選實際模數(shù)相同，故強度足夠。 5.1.2主軸箱 因所選齒輪為硬齒面，且高速運轉(zhuǎn)，故按接觸疲勞強度校核齒輪模數(shù)。 m=16300=16300 =3.9mm＜4mm（所設(shè)計模數(shù)），故所設(shè)計模數(shù)強度足夠 ([5] P) 5.2 傳動軸的驗算 5.2.1傳動軸的剛度驗算 當(dāng)Ⅱ軸

47、的轉(zhuǎn)速n=800r/min時，運動由齒輪Z=40傳入，運動傳出的齒輪有Z=32、Z=36兩個。但由于Z=36位置靠近中間，故以Z=36傳出時作用力最大，并且由此產(chǎn)生的彎矩也最大。所以按Z=40傳入，Z=36傳出的情況進行計算。 圖1 空間坐標(biāo)計算圖 圖2 撓度與傾角計算圖 圖3 B(C)點撓度分解圖 1）、計算作用在Ⅱ軸的計算轉(zhuǎn)矩 T=1430.7kgfcm 2）、作用在B點處的力F、F F===238.45kgf ([5] P 表4-6) F= Ftg（）=238.45tg（20+543）=238.450.482=115kgf （—摩擦角，f=0.1，=54

48、3） 3）、作用在C點處的力F、F F===265kgf ([5] P 表4-6) F= Ftg（）=265tg（20+543）=2650482=128kgf 4）、撓度的計算 a、作用在B點的力在B點產(chǎn)生撓度 查表I=16.6cm E=2.110kgf/cm Ⅱ軸簡化受力圖見圖2 Y===0.00298cm=0.03mm ([5] P 表4-6) Y===0.00144cm=0.014mm ([5] P 表4-6) b、作用在C點力在B點產(chǎn)生的撓度 Y=（）=([5] P 表4-6)

49、 =0.0028cm=0.028mm Y=（）=([5] P 表4-6) =0.0014cm=0.014mm c、作用在C點力在C點產(chǎn)生的撓度 Y==0.0026cm=0.026mm ([5] P 表4-6) Y==0.0013cm=0.013mm ([5] P 表4-6) d、作用在B點力在C點產(chǎn)生的撓度 Y= = ([5] P 表4-6) Y= = =0.0012cm=0.012mm e、計算B點的撓度對X、Y軸的分解，C點的撓度對x、y軸的分解 Y= Ycos60=0.03

50、cos60=0.015mm Y= Ycos30=0.014cos30=0.012mm Y=Ycos45=0.028cos45=0.02mm Y=Ycos45=0.014cos45=0.01mm Y= Ysin60=0.03sin60=0.026mm Y= -Ysin30=0.014sin30=-0.007mm Y=Ysin45=0.028sin45=0.02mm Y=Ycos45=0.014cos45=0.01mm Y=Ycos45=0.026cos45=0.018mm Y=-Ycos45=-0.013c

51、os45=-0.009mm Y=Ycos60=0.025cos60=0.0125mm Y=Ycos30=0.012cos30=0.01mm Y= Ysin45=0.026sin45=0.018mm Y= Ycos45=0.013cos45=0.009mm Y=Ysin60=0.025sin60=0.0216mm Y=-Ycos30=-0.012cos30=-0.01mm f、計算B點在X、Y坐標(biāo)方向的撓度，C點在X、Y坐標(biāo)方向的撓度。 Y=Y+Y+Y+Y=0.015+0.012+0.02+0.01=0.037mm

52、Y=Y+Y+Y+Y=0.026-0.007+0.02+0.01=0.049mm Y=Y+Y+Y+Y=0.018-0.009+0.0125+0.01=0.0315mm Y=Y+Y+Y+Y=0.018+0.009+0.0216-0.01=0.0386mm g、合成B點撓度，合成C點撓度。 Y===0.061mm Y===0.050mm 將以上計算結(jié)果，列下表與撓度允許值進行比較（單位 mm） 撓度 坐標(biāo) 方向 由作用在B點的力產(chǎn)生的撓度 由作用在B點的力產(chǎn)生的撓度 疊加后的撓度 合成的撓度 計算值 允許值 Y X 0.015

53、 0.012 0.02 -0.01 0.037 0.061 0.11 Y 0.026 -0.007 0.02 0.01 0.049 Y X 0.018 -0.009 0.0125 0.01 0.0315 0.05 0.11 Y 0.018 0.009 0.0216 -0.01 0.0386 5）、傾角的計算 在軸上安裝軸承和齒輪處應(yīng)核算傾角是否超過允許值 a、作用在B點的力在B點產(chǎn)生的傾角： Q===0.000019rad ([5] P 表4-6) Q===0.000009 rad ([5] P 表4-6) b、

54、作用在C點的力在B點產(chǎn)生的傾角： Q===0.000063rad Q===0.000031rad c、作用在C點的力在C點產(chǎn)生的傾角： Q===-0.00014 rad Q===-0.00007rad d、作用在B點的力在C點產(chǎn)生的傾角： Q= = =-0.00083 rad Q= = =-0.00004 rad e、作用在B點的力在A點產(chǎn)生的傾角： Q== =0.00033 rad Q

55、== =0.00016 rad f、作用在C點的力在A點產(chǎn)生的傾角： Q== =0.00029rad Q== =0.00014rad g、作用在B點的力在D點產(chǎn)生的傾角： Q== =-0.00032rad Q== =-0.00015rad h、作用在C點的力在D點產(chǎn)生的傾角: Q== =-0.00036 rad Q== =-0.00019 rad i、計算A點在X、Y坐標(biāo)方向的傾角: Q=Q+Q+Q+Q =0.00033cos60+0.00016cos30+0.0029cos45-0.00014sin45

56、 =0.0004rad Q=Q+Q+Q+Q =0.00033sin60-0.00016sin30+0.0029sin45+0.00014cos45 =0.000325rad 合成A點傾角：Q===0.00052rad j、計算B點在X、Y坐標(biāo)方向的傾角: Q=Q+ Q+ Q+ Q =0.00019cos60+0.00009cos30+0.000065cos45-0.000031sin45 =0.000059rad Q=Q+ Q+ Q+ Q =0.00019sin60-0.00009sin30+0.000065s

57、in45+0.000031cos45 =0.00008rad 合成B點傾角：Q===0.0001rad k、計算C點在X、Y坐標(biāo)方向的傾角: Q=Q+ Q+ Q+ Q =-0.00083cos60-0.0004cos30-0.00014cos45+0.00007sin45 =-0.0008rad Q=Q+ Q+ Q+ Q =-0.00083sin60+0.0004sin30-0.00014sin45-0.00007cos45 =-0.00066rad 合成C點傾角：Q===0.001rad l、

58、計算D點在X、Y坐標(biāo)方向的傾角: Q=Q+ Q+ Q+ Q =-0.00032cos60-0.00015cos15-0.00036cos45+0.00019sin45 =-0.0004rad Q=Q+ Q+ Q+ Q =-0.00032sin60+0.00015sin30-0.00036sin45-0.00019cos45 =-0.00074rad 合成D點傾角：Q===0.00084rad 將以上計算結(jié)果列下表與傾角允許值進行比較（rad） 傾角 坐標(biāo)方向 由作用在B點的 力產(chǎn)生的傾角 由作用在B點的 力產(chǎn)生的傾角 由作用在B點的 力產(chǎn)

59、生的傾角 合成后的傾角 計算值 允許值 Q X 0.0003 0.0001 0.0004 0.00052 裝向心球軸承處[Q]=0.0025 Y 0.00021 0.0003 0.00033 Q X 0.000017 0.000039 0.00006 0.0001 裝向心球軸承處[Q]=0.001 Y 0.000012 0.000068 0.00008 Q X -0.00076 -0.00005 -0.00008 0.0001 裝向心球軸承處[Q]=0.001 Y -0.00052 -0.00015 -0.0007

60、Q X -0.00029 -0.00012 -0.0004 0.00084 裝向心球軸承處[Q]=0.0025 Y -0.00035 -0.00039 -0.0007 以上計算結(jié)果表明，所設(shè)計的傳動軸剛度足夠。 5.2.2傳動軸強度計算([9] P) 1）求F、F、F、F在X、Y軸上的分解 F=Fcos60=2385cos60=1192.5 N F=Fcos30=1150cos45=99.6 N F=F+F=1192.5+99.6=1292.1 N F=Fsin60=2385sin60=2065 N F=-Fsin30=-1150s

61、in30=-575 N F=F+F=2065-575=1490N F=Fcos45=2650cos45=1874 N F=-Fsin45=-128sin45=-90.5 N F=F+F=1874-90.5=1783.5 N F= Fsin45=2650sin45=1874N F= Fcos45=128cos45=90.5N F= F+ F=1874+90.5=1964.5N 2）計算左支承點的支承反力R、R（見力學(xué)模型圖） a、-R276+1292.1144+1783.592=0 R==1268.6N b、-R276+1490144+1964.592=

62、0 R==1432.2N 3）計算右支承點的支承反力R、R a、R276-1292.1132-1783.5184=0 R==1245.2N b、R276-1490132-1964.5144=0 R==1737.6N 4）計算彎矩、繪制彎矩圖，驗算C點（見力學(xué)模型圖） 力學(xué)模型圖、彎矩圖 力學(xué)模型圖： 水平彎矩圖： 垂直彎矩圖： 合成彎矩圖： 轉(zhuǎn)矩圖： 當(dāng)量彎矩圖： a、水平彎矩 C點水平彎矩（左） M=RAC=1268.6184=233422.4Nmm C點水平彎矩（右） M=RDC=1245

63、.292=114558.4Nmm b、垂直彎矩 C點垂直彎矩（左） M=RAC=1432.2184=263524.8Nmm C點垂直彎矩（右） M=RDC=1737.692=159859.2Nmm c、作合成彎矩 C點左側(cè)合成彎矩： M===352038.8Nmm C點右側(cè)合成彎矩： M===196668.7Nmm d、計算后的轉(zhuǎn)矩 =0.6143070=85842Nmm 轉(zhuǎn)矩圖： e、當(dāng)量彎矩 M===362353.6Nmm M===214586.6Nmm 當(dāng)量彎矩圖： f、校核危險截面軸

64、徑 d===39.24mm 所選軸為花鍵。其大徑為mm，其小徑為mm均大于39.24mm，故軸的強度足夠。 5.3 主軸剛度驗算 ([6] P) 5.3.1 跨距 L=813mm=81.3cm 5.3.2 當(dāng)量外徑 ([6] P) 根據(jù)公式D== =138mm=13.8mm 5.3.3 主軸剛度 由于d/D==0.58>0.5 故孔對剛度有影響。 據(jù)公式K===479N/um ([6] P) 5.3.4 主軸剛度的要求 剛度要求計算簡圖 由于這種機床屬于通用機床，對主軸

65、的剛度要求可根據(jù)自激振動穩(wěn)定性決定。查表1取阻尼=0.03，查表2當(dāng)V=50m/min，f=0.2mm時，K=2.06，夾角，這種機床要求的切削穩(wěn)定性良好。取b=0.02D==6.4mm。 根據(jù)公式K== ([6] P) =61N/ 根據(jù)公式K= K[0.6] ([6] P) =61[0.6] =237N/ 根據(jù)公式K=1.66 K=1.66237=393N/ ∵393 N/<479 N/， ∴該機床主軸剛度是合格的。 5.4 滾動軸承壽命的驗算（驗算軸承6307） 5.4.1 傳動軸、滾動軸承壽命驗算 通過分析可知，當(dāng)軸Ⅰ的Z=32齒輪與軸Ⅱ的Z=40齒輪嚙合，軸Ⅱ的Z=32齒輪與軸Ⅲ的Z=40齒輪嚙合時，軸Ⅱ上的軸承受力狀況最危險。這時軸Ⅱ的受力情況如下圖所示： 1）計算作用在Ⅱ軸上轉(zhuǎn)矩T 前已計算 T=1430.7kgfcm=143070Nmm 2）計算作用在B點的力F 、F 前已計算 F=