下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985摘要本論文首先介紹了我國數(shù)控機床發(fā)展的過程與現(xiàn)狀，并分析了其存在的問題；對數(shù)控機床的發(fā)展趨勢進行了探討；并對 CK20 數(shù)控車床主軸箱傳動系統(tǒng)和刀架進行了設計與計算。主軸箱由安裝在精密軸承中的空心主軸和一系列變速齒輪組成。數(shù)控車床主軸可以獲得在調(diào)速范圍內(nèi)的任意速度，以滿足加工切削要求。刀架用于夾持切削用的刀具，因此其結構直接影響機床的切削性能和切削效率。隨著數(shù)控車床的發(fā)展，數(shù)控刀架開始向快速換刀、電液組合驅(qū)動和伺服驅(qū)動方向發(fā)展。本設計主要包括根據(jù)一些原始數(shù)據(jù)，結合實際條件和情況對車床一些參數(shù)進行擬定，再根據(jù)擬定的參數(shù)，進行傳動方案的擬定。然后計算各傳動副的傳動比及齒輪齒數(shù)，再估算齒輪的模數(shù)和各軸的軸徑。并對齒輪和軸的強度、剛度進行校核。除此之外，還要對箱體內(nèi)的主要結構進行設計，如電磁離合器的選擇，從而完成對主傳動系統(tǒng)的整體設計。刀架設計主要對總體結構設計，主要傳動部件的設計計算。包括驅(qū)動刀架的伺服電機的選擇計算，蝸輪蝸桿設計計算，刀架主軸的結構設計計算。關鍵詞：主軸箱；無級調(diào)速；傳動系統(tǒng)；刀架；CK20 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985ABSTRACTIn this design ,the development and current situation of NC machine in China was introduced and a series of problems were presented. The development trend to NC lathe was discussed.Some countermeasures was presented for the development of NC machine in China and then the headstock and the knife tool of CK20NC lathe has been calculate designed.Headstocks is composed of the hollow spindle which is installed in precision bearings and a series of transmission gears.The knife tools are clamping cutting, therefore its structure directly affects the cutting performance and cutting efficiency of the machine.The spindle can obtain any speed in the speed range to meet the processing requirements of cutting.With the development of CNC lathes, CNC turret began to rapid change, electro-hydraulic combination of drive and servo drive direction.This design mainly includes according to some of the original data, combined with the actual conditions and some parameters are proposed for lathe, according to the proposed parameter,to formulate transmission scheme, calculating the transmission vice transmission ratio, gear teeth, estimating the modulus of the gear and the diameter of axle shaft,and the strength, stiffness of gear and shaft for checking. In addition, it not only design of main structure of the casing, such as the choice of the electromagnetic clutch, but also complete the overall design of main drive system. The design of knife tools is not the overall structure design, but the design and calculation of main driving part, including the selection of tool carrier of servo motor, worm gear and worm design calculation, structure design and calculation of tool carriage spindle.Key words: headstocks; a continuously variable speed ; transmission System;knife tools;CK20下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-目 錄第一章 緒論…………………………………………………………………………… 11.1 課題背景及目的 ……………………………………………………………… 11.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 ………………………………………………… 11.2.1 我國數(shù)控車床的研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 ……………………………… 11.2.2 數(shù)控系統(tǒng)的發(fā)展趨勢 ………………………………………………… 31.3 課題研究內(nèi)容及方法 ………………………………………………………… 4 1.3.1 課題研究的主要參數(shù) ………………………………………………… 41.3.2 課題研究內(nèi)容 ………………………………………………………… 41.3.3 研究方法 ……………………………………………………………… 41.4 設計任務與論文構成 ………………………………………………………… 51.4.1 設計主要任務 ………………………………………………………… 51.4.2 設計的重點與難點 …………………………………………………… 51.4.3 本論文構成如下 ……………………………………………………… 5第 2 章 機床總體方案的設計 ……………………………………………………… 62.1 機床的總體布局 ……………………………………………………………… 6第 3 章 主傳動系統(tǒng)的設計 ………………………………………………………… 73.1 總體設計 ……………………………………………………………………… 73.1.1 擬定傳動方案 ………………………………………………………… 73.1.2 選擇電機 ……………………………………………………………… 83.1.3 計算各軸計算轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩…………………………………… 113.1.4 轉(zhuǎn)速圖與傳動圖……………………………………………………… 123.2 軸系部件的結構設計 ……………………………………………………… 133.2.1 I 軸結構設計………………………………………………………… 133.2.2 II 軸結構設計 ……………………………………………………… 173.2.3 III(主)軸結構設計 ………………………………………………… 283.2.4 編碼器的選擇與安裝設計 ………………………………………… 303.2.5 主傳動系統(tǒng)總裝圖 ………………………………………………… 32第 4 章 液壓卡盤的設計（夾具）……………………………………………… 344.1 卡盤夾緊機構的設計………………………………………………………… 34 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-4.2 液壓卡盤系統(tǒng)總裝圖………………………………………………………… 34 第 5 章 數(shù)控刀架的結構設計 ………………………………………………… 35 5.1 數(shù)控車床刀架總體方案設計與選擇………………………………………… 355.1.1 刀架的整體方案設計………………………………………………… 355.1.2 車床刀架的轉(zhuǎn)位機構方案設計……………………………………… 355.1.3 刀架定位機構方案設計……………………………………………… 365.2 刀架的設計計算……………………………………………………………… 365.2.1 驅(qū)動刀架的伺服電機的選擇計算…………………………………… 365.2.2 蝸輪蝸桿設計計算…………………………………………………… 395.2.3 刀架主軸的結構設計計算…………………………………………… 425.3 刀架總裝圖…………………………………………………………………… 44第六章 數(shù)控系統(tǒng)的設計 ………………………………………………………… 467.1 線路連接……………………………………………………………………… 467.2 安裝調(diào)試……………………………………………………………………… 47第七章 結論 ………………………………………………………………………… 48參考文獻………………………………………………………………………………… 49心得體會及致謝 ……………………………………………………………………… 50下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-第一章 緒 論1.1 課題背景及目的近幾年，我國的數(shù)控機床無論從產(chǎn)品品種，還是技術水平，或者品質(zhì)和產(chǎn)量上都取得了很大的發(fā)展，并在一些關鍵技術方面取得了重大突破。特別是在通用微機數(shù)控領域，以 PC 平臺為基礎的國產(chǎn)數(shù)控系統(tǒng)，已經(jīng)走在世界前列，讓國人驕傲。據(jù)統(tǒng)計，在我國可供市場的數(shù)控機床就有 1500 種，幾乎籠罩了整個金屬切削機床行業(yè)的品種類別和主要的鍛壓機械。這表明了國內(nèi)數(shù)控機床已經(jīng)進入了快速發(fā)展的時期。 而相對于傳統(tǒng)機床，數(shù)控機床則表現(xiàn)出有以下的優(yōu)越性：1、數(shù)控加工工藝的“內(nèi)容十分具體、工藝設計工作相當嚴密”。 2、能夠?qū)崿F(xiàn)加工的柔性自動化。3、粗精加工與加工精度的結合，裝配就比較容易，不需要“修配”。 4、數(shù)控加工的工藝“復合性”，可完成多道工序的集中。 5、精密設備與一般設備的結合，可實現(xiàn)長時間的無人看管加工。 因此，采用數(shù)控機床，既可以降低工人的勞動強度，也可以節(jié)省勞動力（一個人可以看管多臺機床），還能減少工裝，縮短新產(chǎn)品試制周期和生產(chǎn)周期，對市場需求作出迅速反應。對此，數(shù)控技術已經(jīng)成為制造業(yè)自動化的核心技術和基礎技術。 由于以上優(yōu)越性，數(shù)控機床所占的比例正在一步步地增大。從 2005 年的市場生產(chǎn)消費內(nèi)容就可以明顯看出,普通機床的市場份額在下降,數(shù)控機床的市場份額則大幅度增長，特別是中高檔數(shù)控機床需求供不應求。在這樣一種背景下，我的課題選擇為設計一臺數(shù)控車床—CK20，用于對回轉(zhuǎn)體零件的圓柱面、圓弧面、圓錐面、端面、切槽、及各種公、英制螺紋等進行批量、高效、高精度的自動加工。應用于飛機﹑汽車﹑航空航天、軍工、電力等領域，實現(xiàn)加工自動化，提高產(chǎn)品質(zhì)量，提高生產(chǎn)效率 [1]。1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢1.2.1 我國數(shù)控車床的研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢1、研究現(xiàn)狀我國數(shù)控車床從 20 世紀 70 年代初開始進入市場，通過各大機床廠家的不懈努力，通過采取與國外著名機床廠家的一系列措施，使得我國的機床制造水平程度有了很大提高，其產(chǎn)量在金屬切削機床中占有較大的比例。目前，國產(chǎn)數(shù)控車床的種類、規(guī)格也比較齊全，質(zhì)量基本趨于穩(wěn)定可靠，已進入實用和全面發(fā)展階段。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-（1）床身按照床身導軌面與水平面的相對位置來分，床身有圖 1.1 所示的 5 種布局形式。一般來說，斜床身和平床身斜滑板在中、小規(guī)格的數(shù)控車床采用較多，平床身只有在大型數(shù)控車床或小型精密數(shù)控車床才被采用，立床身一般不被采用。在機床中一般采用平床身斜滑板結構，再配置上傾斜的導軌防護罩，這樣既保持了能有效利用空間，大大減小了機床的平面占地位置，床身寬度也不會太大，又有利于克服重力有更好的穩(wěn)定性來提高機床精度，有利于機床的清掃清潔工作，使得切屑不容易堆積。a)后斜床身-斜滑板 b)直立床身- 直立滑板 c)平床身-平滑板 d)前斜床身- 平滑板 e)平床身-斜滑板 圖 1.1 床身布局型式（2）導軌 導軌的功用是承受載荷和導向。它承受安裝在導軌上的運動部件及工件的重力和切削里，運動部件能夠沿導軌運動。車床的導軌按照導軌面的摩擦性質(zhì)可分為滑動導軌和滾動導軌兩種。 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-滑動導軌具有結構簡單、制造方便、接觸剛度大等優(yōu)點。滾動導軌的優(yōu)點是摩擦系數(shù)小，動、靜摩擦系數(shù)很接近，因此摩擦力小，輕動方便，運動靈敏，不易爬行。（3）主軸變速系統(tǒng)一般說來，經(jīng)濟型數(shù)控車床大多數(shù)是不能自動變速的，全功能數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)大多采用無級變速。目前，無級變速系統(tǒng)一般采用直流或交流主軸電機，通過帶傳動帶動主軸旋轉(zhuǎn)，或通過帶傳動和主軸箱內(nèi)的減速齒輪帶動主軸旋轉(zhuǎn)。由于主軸電機調(diào)速范圍廣，又可無級調(diào)速，使得主軸箱的結構大為簡化。（4）刀架系統(tǒng) 小規(guī)格數(shù)控車床一般采用排式刀架，以加工棒料或盤類零件為主。數(shù)控車床最常用的一種典型換刀刀架是回轉(zhuǎn)刀架，它通過刀架的旋轉(zhuǎn)分度定位來實現(xiàn)機床的自動換刀動作，根據(jù)加工要求可設計成四方、六方刀架或圓盤式刀架。排刀式刀架和回轉(zhuǎn)刀架都使得刀具的數(shù)目受到一定的限制，當需要數(shù)量較多的刀具時，應采用帶刀庫的自動換刀裝置。（5）進給傳動系統(tǒng) 進給伺服系統(tǒng)是數(shù)控車床的進給傳動系統(tǒng)主要采用的系統(tǒng)，按其控制方式不同可分為開環(huán)系統(tǒng)和閉環(huán)系統(tǒng)。閉環(huán)系統(tǒng)控制精度高、快速性能好，但它對機床的要求比較高，且造價較昂貴；而開環(huán)系統(tǒng)定位精度低，但它結構簡單、工作可靠、造價低廉。進給伺服系統(tǒng)中在數(shù)控系統(tǒng)常用的驅(qū)動裝置是伺服電機。進給伺服電機有直流伺服電機和交流伺服電機之分。2、發(fā)展趨勢? 高速、高精密化? 高可靠性? CAD 化、結構設計模塊化? 功能復合化? 數(shù)控車床設計智能化、網(wǎng)絡化、柔性化和集成化。? 提高數(shù)控機床產(chǎn)品的自主開發(fā)、制造能力。? 以功能部件為基礎，以關鍵共性技術為支撐；加快技術引進與國際合作 [1]。1.2.2 數(shù)控系統(tǒng)的發(fā)展趨勢1、繼續(xù)向開放式、基于 PC 的第六代方向發(fā)展 2、向高速化和高精度化發(fā)展 3、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 （2）引入專家系統(tǒng)指導加工 （3）引入故障診斷專家系統(tǒng) 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-（4）引入動裝置智能化數(shù)字伺服驅(qū)動系統(tǒng) [1]1.3 課題研究內(nèi)容及方法 1.3.1 課題研究的主要參數(shù)本課題設計的數(shù)控車床的主要參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑： ；最大切削直徑：m40?m280?橫向最大行程(X 軸) ：180mm ；縱向最大行程(Z 軸 )：650mm最大車削長度：500mm；X,Z 軸的最小設定單位為：0.001mm主軸最大/最小轉(zhuǎn)速：4000/45 r/min快速進給速度:縱向：15m/min；橫向；8m/min1.3.2 課題研究的主要內(nèi)容1、主軸傳動系統(tǒng)的設計2、編碼盤的安裝3、液壓卡盤的設計安裝4、數(shù)控刀架結構設計5、數(shù)控系統(tǒng)的設計1.3.3 研究方法第一步，明白并確定設計要求，找出研究的重難點。第二步，進工廠觀摩，吸取專家的設計經(jīng)驗。第三步，初步確定總體設計方案：1、軟件方面 選擇了 SINUMERIK 802D 機床微機控制系統(tǒng)。2、硬件方面（1）根據(jù)機床性能要求，確定機床支承件結構形式為臥式斜床身結構，并進行總體布局；因為這種結構具有容易實現(xiàn)機電一體化、排屑順暢等優(yōu)點。（2）選擇主電機。根據(jù)切削力大小及機床的變速要求，初步確定主電機型號；（3）設計主傳動系統(tǒng)及箱體。由主電機的變速范圍，確定變速箱的減速級數(shù)以及傳動方式，箱體構架。（4）選擇刀架伺服電機。根據(jù)刀架運轉(zhuǎn)的負載扭矩和起動時的加速扭矩來確定伺服電機型號。（5）設計刀架系統(tǒng)。由刀架的蝸輪蝸桿和主軸來確定刀架傳動方式。第四步，設計中遇到的疑點、難點問題應通過廣泛查閱文獻資料、組內(nèi)同學相互討論、實地參觀數(shù)控車床樣機和實踐操作等各種途徑解決。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-1.4 設計任務與論文構成1.4.1 設計主要任務1、機床總體方案設計及總體布局圖繪制2、主傳動系統(tǒng)理論設計及結構設計，主傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)配圖繪制3、編碼盤的安裝設計及液壓卡盤設計4、數(shù)控刀架結構設計及刀架的總裝圖，典型構件設計及工程圖繪制5、CK20 數(shù)控系統(tǒng)設計（硬件連接圖）6、外文資料文獻翻譯7、撰寫畢業(yè)設計論文（說明書）1.4.2 設計的重點與難點1、主傳動系統(tǒng)理論設計及結構設計，主傳動系統(tǒng)裝配圖繪制2、數(shù)控刀架結構設計及刀架的總裝圖，典型構件設計及工程圖繪制1.4.3 本論文構成如下第 1 章 緒論第 2 章 機床總體方案的設計。第三章 詳細論述主軸系統(tǒng)包括各傳動軸的結構設計。第四章 詳細介紹液壓卡盤的設計選用。第五章 詳細論述數(shù)控刀架的結構設計。第六章 闡述數(shù)控車床液壓回路設計第七章 闡述數(shù)控系統(tǒng)的選擇及其設計。第八章 總結本課題設計的特點及其有待改進之處。論文最后是本次畢業(yè)設計的心得、致謝和參考文獻。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-第二章 機床總體方案的設計2.1 機床的總體布局按照床身導軌面與水平面的相對位置來分，床身有圖 1.1 所示的 5 種布局形式。一般來說，斜床身和平床身斜滑板在中、小規(guī)格的數(shù)控車床采用較多，平床身只有在大型數(shù)控車床或小型精密數(shù)控車床才被采用，立床身一般不被采用。當然平床身工藝性好，易于加工制造。刀架水平放置，對提高刀架的運動精度有好處，不過排屑困難；刀架橫滑板較長，反而加大了機床的寬度尺寸，影響外觀。在機床中一般采用平床身斜滑板結構，再配置上傾斜的導軌防護罩，這樣既保持了能有效利用空間，大大減小了機床的平面占地位置，床身寬度也不會太大，又有利于克服重力有更好的穩(wěn)定性來提高機床精度，有利于機床的清掃清潔工作，使得切屑不容易堆積。斜床身和平床身斜滑板結構在現(xiàn)代數(shù)控車床中之所以被廣泛應用，是因為這種布局形式具有以下特點：(1) 容易實現(xiàn)機電一體化；(2) 機床外形整齊、美觀，占地面積?。?3) 容易設置封閉式防護裝置；(4) 容易排屑和安裝自動排屑器； (5) 從工件上切下的熾熱切屑不至于堆積在導軌上影響導軌精度； (6) 宜人性好，便于操作； (7) 便于安裝機械手，實現(xiàn)單機自動化 [2]。基于以上優(yōu)點，在此課題中擬采用 45o 傾斜滑板平床身，其總體布局如圖 2.1 所示。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-圖 2.1 機床總體布局圖 第三章 主傳動系統(tǒng)的設計3.1 總體設計3.1.1 擬定傳動方案數(shù)控機床需要自動換刀、自動變速；主軸則必須通過自動變速，在切削不同直徑的階梯軸，曲線螺旋面和端面時，以維持引起切削直徑各種變化的切削速度基本恒定。自動變速一般采用無級變速，有利于在一定的調(diào)速范圍內(nèi)選擇理想的切削速度，這樣有利于提高加工精度，還可以有利于提高切削效率。無級調(diào)速有機械、液壓和電氣等多種形式，直流或交流調(diào)速電動機作為驅(qū)動源的電氣一般被無級變速數(shù)控機床采用。但是數(shù)控機床的主運動的調(diào)速范圍較大，單靠調(diào)速電機根本無法滿足這么大的調(diào)速范圍，另一方面調(diào)速電機的功率扭矩特性與直接與機床的功率和轉(zhuǎn)矩要求太難相匹配。因此，數(shù)控機床主傳動變速系統(tǒng)通常在無級變速電機之后，還要串聯(lián)機械有級變速傳動，以期滿足機床要求的調(diào)速范圍和轉(zhuǎn)矩特性 [3]。由于主軸要求的恒功率變速范圍遠大于電動機所能提供的恒功率變速范圍，則必須配以分級變速箱。為簡化主軸箱結構，分級變速級數(shù)應該少些，分級變速箱的公比可取等于電動機的恒功率變速范圍 ，而恒功率的調(diào)速范圍一般比較小，僅能達到f?dpR2~3。我方案選定的調(diào)速范圍為 =3，故有 ，主軸的轉(zhuǎn)速范圍為：3?dpf?45r/min~4000r/min;根據(jù)以下計算（以下計算公式均來自于資料[2]）估算主軸的計算轉(zhuǎn)速： = = jn3.0minaxi)(?min/174503.r??）（（3.1）主軸要求的恒功率變速范圍為： =4000/173=23.1 npR無級變速時： = =23.1 npRZfZf???dp1（3.2） 故變速箱的變速級數(shù)： 取級數(shù) Z=285.13lg2l?fnpR故本方案僅采用二級機械變速機構，故變速箱為三級變速箱，運動方案如圖 3.1。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-圖 3.1 主軸傳動圖有級變速的自動變換方法一般有液壓和電磁離合器兩種。液壓變速機構是通過液壓缸、活塞桿帶動撥叉推動滑移齒輪移動來實現(xiàn)變速，雙聯(lián)滑移齒輪用一個液壓缸，而三聯(lián)滑移齒輪則必須使用兩個液壓缸（差動油缸）實現(xiàn)三位移動，變速時必須主軸停車后才能進行，而且必須將數(shù)控裝置送來的電信號轉(zhuǎn)換成電磁閥的機械動作，然后再將壓力油分配到相應的液壓缸，因而增加了變速的中間環(huán)節(jié)，帶來了更多的不可靠因素 [4]。電磁離合器是應用電磁效應接通或切斷運動的元件，由于它便于實現(xiàn)自動操作，并有現(xiàn)成的系列產(chǎn)品可供選用，因此它已成為自動裝置中常用的操作元件。電磁離合器用于數(shù)控機床的主傳動時，能簡化變速機構，操作方便。通過若干個安裝在各傳動軸上的離合器的吸合和分離的不同組合來改變齒輪的傳動路線，實現(xiàn)主軸的變速。電磁離合器一般分為摩擦片式和牙嵌式 [4]。3.1.2 選擇電機1、電動機類型和結構型式的選擇由于不同的機床要求不同的主軸輸出性能(如旋轉(zhuǎn)速度，輸出功率，動態(tài)剛度，振動抑制等) ，因而，主軸選用標準與實際使用需要是緊密相關的?？偟膩碚f，選擇主軸驅(qū)動系統(tǒng)可以在價格與性能之間找出一種理想的折衷。表 3.1 簡要給出了用戶所期望的主軸驅(qū)動系統(tǒng)的性能。經(jīng)過對比分析本設計中決定采用 FANU 系列交流主軸電機。ci?系列是高速、高精、高效的伺服系統(tǒng)，可實現(xiàn)機床的高速、高精控制，并使機床更ci?緊湊 [5]。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-表 3.1 理想主軸驅(qū)動系統(tǒng)性能2、電動機容量的選擇選擇電動機容量就是合理確定電動機的額定功率。決定電動機功率時要考慮電動機的發(fā)熱、過載能力和起動能力三方面因素，但一般情況下電動機容量主要由運行發(fā)熱條件而定。電動機發(fā)熱與其工作情況有關。但對于載荷不變或變化不大，且在常溫下連續(xù)運轉(zhuǎn)的電動機（如本課題中的電動機），只要其所需輸出功率不超過其額定功率，工作時就不會過熱，可不進行發(fā)熱計算，本設計中電機容量按以下步驟確定：（1）確定主軸切削力(如無特殊說明，該小節(jié)計算方法均出自資料[6])確定主軸材料為 45 號鋼，淬硬處理（淬火及低溫回火），硬度為 44HRC，單位切削力為 。270/m公 斤切削用量范圍： rmfaivp/8.0~15/9?進 給 量 ：背 吃 刀 量 ：切 削 速 度 ：背吃刀量取 ，進給量取 ；mp4a?根據(jù)主切削力的指數(shù)公式： )(6484.01NfafaCFpyFcxpc?（3.3）可得： =3664.7（N） 84.01c56??故切削功率：項目 內(nèi)容高性能低速區(qū)要有足夠的轉(zhuǎn)矩寬恒功率范圍，并在高速范圍內(nèi)保持一定轉(zhuǎn)矩高旋轉(zhuǎn)精度高動態(tài)響應高加減速，起制動能力具有強魯棒性，能適應環(huán)境條件和參數(shù)變化高效率，低噪聲低價格 低購買價格，低維護價格,低服務價格通用要求 耐用性，可維護性，安全可靠性下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-)(1.6017.364min/)(33c KWPvFc ?????切 削 速 度 ?。?.4） （2）確定電機輸出動率 d?cdP?（3.5） 傳動裝置的總效率 231其中， ―圓柱直齒輪傳動效率，由資料[7] ，附表 1-1 查得 ＝0.97；1? 1?―Ⅱ軸滾動軸承效率，由資料[7]，附表 1-1 查得 =0.99；2 2―Ⅲ軸（主軸）軸承效率，由資料 [7]，附表 1-1 查得 =0.99；3 3由此， 。904..90.97.0?????故： ）（ KWPd756.1（3）選擇電動機額定功率 edP如前所述，電動機功率應留有余量，負荷率一般取 0.8～0.9，所以電動機額定功率選取為 11 。Kw（4）電動機電壓和轉(zhuǎn)速的選擇小功率電動機一般選為 380V 電壓。所以本電機的電壓可選為 380V[5]。 本課題中數(shù)控機床的主軸的轉(zhuǎn)速范圍要求為 45r/min~4000r/min。由于只有一根中間傳動軸，傳動鏈較短，因此變速級數(shù)較少，故對電動機恒功率變速范圍以及整個變速范圍要求較高。I 軸上齒輪傳動比確定為 ，II 軸上兩對直齒輪的傳動比分別2/31?i為 ， 。所以兩條傳動鏈中，高速傳動鏈傳動比4/32?i3/i，低速傳動鏈傳動比 。由此可得電機的891?? 23/431??i轉(zhuǎn)速范圍:， 。min/450/0maxrn? min/90245i r??下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-（5）確定電機的型號由前面信息，可選取 FANUC 交流電機，型號為 。作為 α 系列的后續(xù)12/60ci?產(chǎn)品，這種電機轉(zhuǎn)動非常平穩(wěn)，采用 160,000,000/rev 的超高分辨率位置編碼器，通過線圈切換可實現(xiàn)電機的高速、高加速控制，具有更先進的節(jié)能效果。電機參數(shù)如下表所示表 3.2 電機參數(shù)機座長為 ，電機軸徑為 35mm，軸伸為 ，中心高 ，其余安裝465m10m132m尺寸及其外形由資料[5]得 [5]。3.1.3 計算各軸計算轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩1、各軸計算轉(zhuǎn)速（本小節(jié)公式除非特別說明，均出自資料[2]）首先估算主軸的計算轉(zhuǎn)速，由于采用的是無級調(diào)速，所以采用以下的公式：= = ； ?3nj 3.0minaxi)(?min/173450.r??）（（3.6）然后通過傳動比計算傳動軸和電機軸的計算轉(zhuǎn)速，in/231i/7.230/41732 rrin????m4561 in/096r上式中 、 、 的意義如前所述。i3i2、各軸輸入功率= ＝11KwIPed＝ I21?I Kw5.109.07.???＝ = I32I Kw0.19.7??上式中， 、 、 的意義如前所述。1233、各軸輸入轉(zhuǎn)矩： (N/m) nPT/950??（3.7）型號 額定功率 連續(xù) 30min 功率 額定轉(zhuǎn)速 最高轉(zhuǎn)速 重量 振動 冷卻12/60ci?Kw1150/inr45/inr95KgV56W下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-?1T)/(2.305.46/950mN??2 673 )/(.1/.將以上計算結果整理后列于表 3.3，供以后計算選擇，供以后計算使用：表 3.3 各軸的傳動參數(shù)參數(shù)軸I 軸（電機軸） II 軸（中間傳動軸） III 軸（主軸）計算轉(zhuǎn)速（ ）min/r347 231 173輸入功率（Kw） 11 10.5 10.0轉(zhuǎn)矩（ ）N?303.2 434.66 552.02傳動比 2/31?i 4/32?i 3/4?i3.1.4 轉(zhuǎn)速圖與傳動圖由電機的轉(zhuǎn)速范圍(包括恒功率變速范圍和恒轉(zhuǎn)矩變速范圍)和各軸傳動比,作數(shù)控車床的轉(zhuǎn)速圖,見圖 3.2。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-圖 3.2 轉(zhuǎn)速圖由轉(zhuǎn)速圖 3.2 可知，電動機經(jīng) 2:3 定比傳動降速后，如果經(jīng) 3:4 傳動比傳動主軸，則當電動機轉(zhuǎn)速從 4500r/min 降至 1500r/min（恒功率區(qū)），主軸轉(zhuǎn)速從 4000r/min 降至1333r/min。主軸轉(zhuǎn)速再需下降時變速箱變速，經(jīng) 3:4 傳動比傳動主軸，電動機又恢復從 4500r/min 降至 1500r/min，主軸則從 1333r/min 降至 750r/min。故主軸從 4000r/min降至 750r/min 為恒功率調(diào)速。主軸從 750r/min 降至 45r/min，電動機從 1500r/min 降至90r/min 為電動機的恒轉(zhuǎn)矩區(qū)。（額定轉(zhuǎn)速向上至最高轉(zhuǎn)速為恒功率；額定轉(zhuǎn)速向下至最低轉(zhuǎn)速為恒轉(zhuǎn)矩；本方案電動機的額定轉(zhuǎn)速為 1500r/min。）初定數(shù)控車床的傳動圖,如圖 3.3：圖 3.3 傳動圖 3.2 軸系部件的結構設計3.2.1 I 軸結構設計（如無特殊說明，本小節(jié)公式均出自資料 [8]）I 軸上的零件主要是齒輪 1。一端用套筒定位，另一端采用單螺釘固定的軸端擋圈定位。1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù).根據(jù)選定的傳動方案,選用直齒圓柱齒輪傳動。（1）本次設計屬于金屬切削機床類，一般齒輪傳動，故選用 8 級精度。（2）材料選擇。由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr(調(diào)質(zhì)熱處理),硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼(調(diào)質(zhì))硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。（3）選小齒輪齒數(shù) ，大齒輪齒數(shù) 。 241?z 3624/2??z2、軸的選材和最小直徑 的確定mind下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-軸的材料選擇為：45 號鋼（調(diào)質(zhì)處理）。軸的最小尺寸，由式（15－2）， 3min0PdA?（3.8）式中， 由表 15－3，可取得 110，故 0Amd8.347103min???取 ＝35mm 。由于 取值較計算值大一些，所以不用再按彎扭合成強度條件mindin計算和進行疲勞強度校合。 3、按齒面接觸強度設計 由設計計算公式(10-9a) 進行試算，即21312.()[]tEtdHKTZud?????（3.9） 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù) 3.1?tK（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由上文可知 mNT/2.301?（3）由表 10-7 選取齒寬系數(shù) （小齒輪做懸臂布置）5.0d?（4）由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) 2/18.9MPaZE（5）由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大;601limMPaH??齒輪的接觸疲勞強度極限 ；PaH502lim??（6）由式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)（假定工作壽命 15 年（每年工作 300 天），兩班制）（j=1）則：（3.10）99129h1 105././ 105.38234760?????iNjLn）（（7）由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) ； ；2.1HNK5.2HN（8）傳動比 u=3/2；（9）計算接觸疲勞許用應力下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由式（10-12）得?? MPaSKlinHN5.2509.a62.][221lim1 ????（3.11） 2）計算（1）小齒輪分度圓直徑 ，代入[ ]中較小的值1tdH?= mm 2131.()[]tEtdHKTZud???? 9.1285..125.031. ???）（（2）計算圓周速度 vm/s34.0679.84.16?ndvt?（3.12） （3）計算齒寬 b45.9.285.01???td?（3.13） （4）計算齒寬與齒高之比 /bh模數(shù) mm 3.409.128??mzdtt齒高 m675.9.5.ht?675.94?b（5）計算載荷系數(shù)根據(jù) ，8 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) ；smv/34.2? 15.?vK直齒輪，由表 10-3 查得 1；??HKF由表 10-2 查得使用系數(shù) ；.25A由表 10-4 用插值法查得 8 級精度，小齒輪懸臂支承時， 1.310；??HK由 ； ，查圖 10-13 得 1.254；故載荷系數(shù)6./?hb310.?HK??F下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-?K???HVA 83.10.15.2??（6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得（3.14） m.43.189.31ttd（7）計算模數(shù) m145.8/24mm=6.075mm ?1/z4、按齒根彎曲強度設計由式（10-5 ）得彎曲強度的設計公式為132()[]FaSdYKTmz???（3.15）1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 500MPa；大齒輪的彎曲疲?1FE?勞強度極限 380MPa；?2FE?（2）由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ， 0.87；85.01FNK2FN（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式（10-12）得???1F?SFEN1 a57.30a4.580MP??（3.16） SKFENF22 aa14.2364.1870（4）計算載荷系數(shù) K????FVA 803.5..5??（3.17） （5）查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 ； 2.53。65.21a?FY2Fa（6）查取應力校正系數(shù)下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-由表 10-5 查得 ； 1.63。58.1a?SY2Sa（7）計算大小齒輪的 并加以比較[]F?（3.18）??01349.57.38621??FSaY???2FSaY?01672.4.35?大齒輪的數(shù)值大。2）設計計算=132()[]FaSdYKTmz??? m97.30162.245.038135???對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度計算m的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù) 3.97mm，并就近圓整為標準值 m=4mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 145.8mm，算出小齒輪齒數(shù)?1d3645./8.1???z大齒輪齒數(shù) .2?i這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5、幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑 （3.19）mmzd14361???26522）計算中心距 （3.20）a80/)(/)(1??3）計算齒輪寬度 （3.21）mdb714.01????取 ， 。B726、平鍵尺寸的確定： ；L=56mm 8h3.2.2 II 軸結構設計（如無特殊說明，本小節(jié)公式均出自資料[8]）1、軸的支承形式下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-該軸不受或只受極小的軸向力，而右端所受徑向力矩明顯高于左端，故左端選用深溝球軸承，而右端選用一對角接觸球軸承背靠背安裝，如圖 3.4 所示：圖 3.4 中間軸的支承形式2、軸上零件的軸向定位II 軸上的主要零件主要有三對直齒圓柱齒輪及其中兩直齒圓柱齒輪對應的電磁離合器。深溝球軸承的左端靠在端蓋上，右端用軸肩和套筒定位。與電機軸上齒輪相嚙合的齒輪左端用套筒固定，右端用軸肩定位。另外兩齒輪所對應的電磁離合器位于它們中間，相互緊靠，齒輪用套筒定位，兩齒輪的另兩端用套筒定位。軸右端的軸承左邊利用軸肩定位，右端用一甩油盤（有套筒的作用）和圓螺母進行定位。3、軸的選材和最小直徑 得確定mind軸的材料選擇為：45 號鋼（調(diào)質(zhì)處理）。軸的最小尺寸，由式（15－2），3min0PdA?（3.22）式中， 由表 15－3，可取得 110，故 0Amd3.9215.03min???取 ＝40mm 。由于 取值較計算值大一些，所以不用再按彎扭合成強度條件mindin計算和進行疲勞強度校合。軸的零件圖如圖 3.5。圖 3.5 中間軸零件圖4、齒輪的設計齒輪 1（小齒輪）和 2（大齒輪）的直徑相差較大，對齒輪 1（小齒輪）在模數(shù)和選材及熱處理方面要求較高，所以首先進行該對齒輪的設計。1）選定齒輪的精度等級和材料，初選齒數(shù)下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-(1)本數(shù)控機床的運行速度較高，精度等級選擇 8 級精度；(2)由表 10－ 1，小齒輪材料選擇為 40 ，調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 280HBS；大rc齒輪材料選擇為 45 鋼，調(diào)制后表面淬火，硬度為 240HBS。(3)小齒輪齒數(shù)初選為 =18， ＝ ＝1z21z3i24/8??2）按齒面接觸強度進行設計按式（10－9 ）試算，a21312.()[]tEtdHKTZud?????（3.23）確定公式內(nèi)的各計算值：(1)初選載荷系數(shù) Kt＝1.6；(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前文可知小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為 434.66N·m；?2T(3)由表 10－ 7 及其說明，可選定齒寬系數(shù) ＝0.6 ； d?(4)由表 10－ 6，查得材料的彈性影響系數(shù) ＝189.8 ；EZ1/2aMP(5)由圖 10－ 21d，按齒面接觸硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度 ＝600MPa；lim1H?大齒輪的接觸疲勞強度 ＝550MPa；li2(6)兩齒輪的設計壽命為 72000h，由式 10－13，計算應力循環(huán)次數(shù)（3.24）993129h 1075.3/40./ 10.82160??????iNjLn）（(7)由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) ； ；HNK5.2HN(8)傳動比 u=4/3；（9）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由式（10-12）得?? MPaSKlinHN5.2509.a62.][221lim1 ????（3.25） 3）計算下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-（1）小齒輪分度圓直徑 ，代入[ ]中較小的值1tdH?= mm21312.()[]tEtdHKTZud???? 6.1495.28476.0135.3 ???）（（2）計算圓周速度 vm/s8.103.9.12??ndvt?（3.26） （3）計算齒寬 b76.89.46.01??td?（4）計算齒寬與齒高之比 /h模數(shù) mm 3.18.?mztt齒高 m68.1.25.ht??468.179b(5)計算載荷系數(shù) K根據(jù) ，由圖 10－8，查得動載系數(shù) ；1.8m/sv? 12.?VK直齒輪，由表 10-3 查得 1；??HF由表 10-2 查得使用系數(shù) ；.25AK由表 10-4 用插值法查得 8 級精度，小齒輪非對稱布置時， 1.256；??HK由 ； ，查圖 10-13 得 1.19；故載荷系數(shù)8.4/?hb6.1?H??FK?K?HVA 76.125.1.25?（3.27） （6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得mKdtt 4.156.7,149331???（3.28） （7）計算模數(shù) 154.4/18mm=8.58mm m?1/z下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-3）按齒根彎曲強度設計由式（10－5）得彎曲疲勞的設計公式為132()[]FaSdYKTmz???（3.29） 以下確定式中各參數(shù)的值：（1）由圖 10－20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ＝520MPa ；大齒輪的彎 1FE曲疲勞強度極限 ＝420MPa；FE?（2）由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 0.9， 0.92；?1FNK2FN（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式（10-12）得???1F?SFEN1 a3.4a4.5209MP??KFEF22 0.76.（3.30） （4）計算載荷系數(shù) K????FVA 67.1912.5??（3.31） （5）查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 2.91； 2.65。?1FaY2Fa（6）查取應力校正系數(shù)由表 10-5 查得 1.53； 1.58。1Sa2Sa（7）計算大小齒輪的 并加以比較[]FY????1FSaY?0132..34592????2FSaY?0157..7685?大齒輪的數(shù)值大。4）設計計算下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-=132()[]FaSdYKTmz??? m9.40157.186.0347232???對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度計算m的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度所算得的模數(shù) ，按接觸強度算得的分度圓直徑 154.4mm，算出小m5? ?1d齒輪齒數(shù)305/4.1?z大齒輪齒數(shù) 32?i這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5、幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑mmzd15031??? mzd20542???2）計算中心距 da17/)0(2/)(??（3.32）3）計算齒輪寬度 bd9156.01????取 ， 。mB926、驗算 1/TFt N5.70/.433（3.33），合適。?2tBKA15.8902.57???第二對齒輪的模數(shù)可取和齒輪 1 相同， ＝5。由于這兩齒輪得中心距與齒輪 34m1 和 2 的中心距相等，故 ， 。四個齒輪的/7453???z 304/23??iz尺寸參數(shù)如表 3.4 所示。表 3.4 齒輪尺寸參數(shù)下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-參數(shù) 齒輪1 2 3 4模數(shù) m（mm） 5 5 5 5齒數(shù) z 30 40 40 30中心距 a（mm） 175分度圓直徑 d（mm） 150 200 200 150齒頂圓直徑 （mm）a160 210 210 160齒根圓直徑 （mm）f 137.5 177.5 177.5 137.5全齒高 h（mm） 11.25 11.25齒寬 b（mm） 95 90 90 95壓力角 ?20?20?20?20?基圓直徑 （mm）bd141 188 188 141傳動比 i 3/4 4/3齒輪寬 B（mm） 95 90 90 95齒寬系數(shù) d?0.6 0.36 0.36 0.6輪轂寬（mm） 95 90 90 957、電磁離合器的計算和選擇本課題中數(shù)控機床得轉(zhuǎn)速較高，對工作可靠性要求高。選擇離合器時，對離合器的 基本要求是：操作方便省力；調(diào)節(jié)和修理方便；外廓尺寸小、質(zhì)量?。唤雍掀椒€(wěn)、分離迅速而徹底；耐磨性好和有足夠的散熱能力。電磁離合器在數(shù)控機床等機械中得到廣泛應用。根據(jù)資料[9] 中的結構選擇原則，選取牙嵌式電磁離合器 [9]。形式選定后，應進一步確定其規(guī)格（本小節(jié)公式及參數(shù)除非特別說明，均出自資料[9]） 1）規(guī)格計算其規(guī)格選擇計算的基本原則是使其計算轉(zhuǎn)矩 小于或等于其薄弱環(huán)節(jié)的失效條件 cT限制而允許其傳遞的許用轉(zhuǎn)矩[T]，即maxa[][]cnT???（3.34） []下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985-i-式中： —理論轉(zhuǎn)矩T—算轉(zhuǎn)矩c—公稱轉(zhuǎn)矩n—許用轉(zhuǎn)矩[]T—最大轉(zhuǎn)矩max—許用最大轉(zhuǎn)矩[]—許用轉(zhuǎn)速n在