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摘 要
磨床可以加工各種表面，如內、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。磨床可進行荒加工、粗加工、精加工和超精加工，可以進行各種高硬、超硬材料的加工，還可以刃磨刀具和進行切斷等，工藝范圍十分廣泛。
磨床可以加工各種表面，如內、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，按其工作性質可分為：外圍磨床、內圓磨床、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、導軌磨床與無心磨床等。導軌磨床就是一種按照工作性質劃分出來的磨床。
本文主要是對導軌磨床進行設計與研究。
關鍵詞：導軌磨床，磨床，磨床設計
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 國內外研究現(xiàn)狀 1
1.2 磨床的現(xiàn)狀及其發(fā)展趨勢 2
1.3論文研究的主要內容 2
第2章 數(shù)控龍門導軌磨床總體方案設計 4
2.1 機床的設計要求 4
2.2 設計方案 4
2.2.1 機械部分設計 4
2.2.2 數(shù)控系統(tǒng)選型 5
2.3 本章小節(jié) 6
第3章 機床主軸箱的設計 7
3.1 主軸箱的設計要求 7
3.2主傳動系統(tǒng)的設計 7
3.2.1 主傳動功率 7
3.2.2 驅動源的選擇 8
3.2.3 轉速圖的擬定 8
3.2.4傳動軸的估算 10
3.2.5齒輪模數(shù)的估算 11
3.3主軸箱展開圖的設計 12
3.3.1設計的內容和步驟 12
3.3.2 有關零部件結構和尺寸的確定 12
3.3.3 各軸結構的設計 15
3.3.4 主軸組件的剛度和剛度損失的計算 16
3.4 零件的校核 18
3.4.1齒輪強度校核 18
3.4.2傳動軸撓度的驗算 19
3.5 本章小節(jié) 19
第4章 主軸系統(tǒng)設計及計算 26
4.1 主軸系統(tǒng)結構設計的原則 26
4.2主軸部件精度 26
4.3主軸部件結構 27
4.4傳動方案設計 27
4.5主軸材料的選擇 28
4.6 主軸參數(shù)設計 31
4.7 主軸組件的剛度計算 33
4.7 主軸強度計算 36
4.8 帶傳動設計 38
4.9 聯(lián)軸器設計 38
4.10 伺服電動機的選擇 39
第5章 周邊磨頭的動力參數(shù)進行設計計算 41
5.1 砂輪架設計的基本要求 41
5.2 主軸旋轉精度及其提高措施 41
5.3 主軸軸承系統(tǒng)的剛性 41
5.4 砂輪架主軸初步設計 41
5.5 主軸剛度校核 42
5.6 動靜壓軸承 43
5.7 傳動裝置設計 44
第6章 磨頭垂直滑板滾珠絲杠副及其支撐方式設計 50
6.1 對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)的設計要求 51
6.3滾珠絲杠的選擇 52
6.3.1 滾珠絲杠副的導程 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、橫梁導軌和工作臺 58
7.1 床身結構 58
7.1.1 對床身結構的基本要求 58
7.1.2 床身的結構 59
7.2 導軌 61
7.2.1 導軌的潤滑與防護 61
7.2.2 導軌的安裝調整 61
7.3 工作臺 62
7.4 本章小節(jié) 62
第8章 控制系統(tǒng)大體設計數(shù)控系統(tǒng)設計 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 程序存儲器擴展 65
8.4.3 數(shù)據(jù)存儲器的擴展 65
8.4.4 I/O口擴展電路設計 65
8.4.5 鍵盤，顯示接口電路 68
8.4.6 8031與控制電機與電液閥8255A的聯(lián)接其它輔助電路設計 69
8.4.7 步進電機驅動電路 69
參考文獻 71
致 謝 72
畢業(yè)設計（論文）
第1章 緒 論
1.1 國內外研究現(xiàn)狀
20世紀人類社會最偉大的科技成果是計算機的發(fā)明與應用，計算機及控制技術在機械制造設備中的應用是世紀內制造業(yè)發(fā)展的最重大的技術進步。自從1952年美國第１臺數(shù)控銑床問世至今已經(jīng)歷了50個年頭。
數(shù)控設備包括：車、銑、加工中心、鏜、磨、沖壓、電加工以及各類專機，形成龐大的數(shù)控制造設備家族，每年全世界的產量有10～20萬臺，產值上百億美元。 世界制造業(yè)在20世紀末的十幾年中經(jīng)歷了幾次反復，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，從90年代初開始已出現(xiàn)明顯的回升，在全世界制造業(yè)形成新的技術更新浪潮。如德國機床行業(yè)從2000年至今已接受３個月以后的訂貨合同，生產任務飽滿。
我國數(shù)控機床制造業(yè)在80年代曾有過高速發(fā)展的階段，許多機床廠從傳統(tǒng)產品實現(xiàn)向數(shù)控化產品的轉型。但總的來說，技術水平不高，質量不佳，所以在90年代初期面臨國家經(jīng)濟由計劃性經(jīng)濟向市場經(jīng)濟轉移調整，經(jīng)歷了幾年最困難的蕭條時期，那時生產能力降到50％，庫存超過４個月。從1995年“九五”以后國家從擴大內需啟動機床市場，加強限制進口數(shù)控設備的審批，投資重點支持關鍵數(shù)控系統(tǒng)、設備、技術攻關，對數(shù)控設備生產起到了很大的促進作用，尤其是在1999年以后，國家向國防工業(yè)及關鍵民用工業(yè)部門投入大量技改資金，使數(shù)控設備制造市場一派繁榮。從2000年８月份的上海數(shù)控機床展覽會和2001年４月北京國際機床展覽會上，也可以看到多品種產品的繁榮景象。
數(shù)控技術經(jīng)過50年的２個階段和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年的小型計算機 第５代：1974年的微處理器 第６代：1990年基于個人PC機（PC-BASEO） 第６代的系統(tǒng)優(yōu)點主要有：
（１） 元器件集成度高，可靠性好，性能高，可靠性已可達到５萬小時以上；
（2） 提供了開放式基礎，可供利用的軟、硬件資源豐富，使數(shù)控功能擴展到很寬的領域（如CAD、CAM、CAPP，連接網(wǎng)卡、聲卡、打印機、攝影機等）；
（3） 對數(shù)控系統(tǒng)生產廠來說，提供了優(yōu)良的開發(fā)環(huán)境，簡化了硬件。 目前，國際上最大的數(shù)控系統(tǒng)生產廠是日本FANUC公司，１年生產５萬套以上系統(tǒng)，占世界市場約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
隨著機械產品精度、可靠性和壽命的要求不斷提高以及新型材料的應用增多，磨削加工技術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、多軸的自動化磨床等方向發(fā)展[4]，如用于超精密磨削的樹脂結合劑砂輪的金剛石磨粒平均半徑可小至4μm、磨削精度高達0.025μm；使用電主軸單元可使砂輪線速度高達400m/s，但這樣的線速度一般僅用于實驗室，實際生產中常用的砂輪線速度為40－60m/s；從精度上看，定位精度＜2μm，重復定位精度≤±1μm的機床已越來越多；從主軸轉速來看，8.2kw主軸達60000r/min，13kw達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。
北京第二機床廠引進日本豐田工機公司先進技術并與之合作生產的GA（P）62－63數(shù)控外圓/數(shù)控端面外圓磨床，砂輪架采用原裝進口，砂輪線速度可達60m/s，砂輪架主軸采用高剛性動靜壓軸承提高旋轉精度，采用日本豐田工機公司GC32－ECNC磨床專用數(shù)控系統(tǒng)可實現(xiàn)二軸（X和Z）到四軸（X、Z、U和W）控制。
此外，對磨床的環(huán)保要求越來越高，絕大部分的機床產品都采用全封閉的罩殼，絕對沒有切屑或切削液外濺的現(xiàn)象。大量的工業(yè)清洗機和切削液處理機系統(tǒng)反映現(xiàn)代制造業(yè)對環(huán)保越來越高的要求。
1.3論文研究的主要內容
論文主要的章節(jié)和內容：
1.第一章綜述了導軌磨床的發(fā)展狀況，闡述課題提出的目的和意義，明確了本文研究的主要內容。
2.第二章對導軌磨床的總體進行研究，進行總體布局設計。
3.第三章對導軌磨床主軸系統(tǒng)進行整體的設計，進行關鍵部件的設計與計算。
4.第四章對周邊磨頭的動力參數(shù)進行設計計算。
5.第五章對床身工作臺導軌的設計。
6.第六章控制系統(tǒng)大體設計。
19
畢業(yè)設計（論文）
第2章 數(shù)控龍門導軌磨床總體方案設計
數(shù)控機床的總體設計方案由以下三部分組成：
1.技術參數(shù)設計：主要尺寸規(guī)格、運動參數(shù)（轉速和進給范圍)、動力參數(shù)（電機功率，最大拉力）。
2.總體布局設計：相互位置關系、運動分析、運動仿真（干涉檢查）、外觀造型。
3.結構優(yōu)化設計：整機靜剛度、整機的運動性能、整機的熱特性。
總布局與使用要求：
1.便于同時操作和觀察。
2.刀具、工件，裝卸、夾緊方便。
3.排屑和冷卻。
2.1 機床的設計要求
本機床的設計，符合國家機床標準。已定設計參數(shù)：
工作臺：3000×1200mm
工作臺最大荷重2t
高速高效，結構簡單可靠，功能強大，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 設計方案
我設計的主要內容是工作臺移動數(shù)控龍門導軌磨床。工作臺數(shù)控龍門導軌磨床是指工作臺作縱向移動的龍門導軌磨床。工作臺移動龍門導軌磨床的最大特點是：（1）造價便宜,容易制造生產。工作臺移動式龍門導軌磨床，整機長度必須兩倍于縱向行程長度，而移動式龍門導軌磨床的整機長度只需縱向行程加上龍門架側面寬度即可。（2）機床的動態(tài)響應好。工作臺移動式龍門導軌磨床采用的是固定龍門架,工作臺移動可以銑刀做切削運動時更加穩(wěn)定，從而保證了加工精度和機床的響應性能。
2.2.1 機械部分設計
整機分為床身、龍門架、滑臺、主軸箱、三軸進給驅動機構機械部分及相關數(shù)控伺服部分?，F(xiàn)把設計過程中的重點闡述如下：
床身是本次設計工作的基礎，床身的尺寸設計影響著對整機的設計，而且設計的合理性直接影響到整機的剛度。床身的上平面即工作臺面設計有 K 條T形槽，為方便床身工作臺面和T形槽的精刨加工，槽完全貫通。床身的左、右兩下腳各設計有一個狹長平面，用來安放滾動直線導軌副。我把導軌面設計在床身的兩下側，主要是考慮力的傳遞方向與卸荷問題。因床身會受到龍門框架的重力、切削力和工件的重力，這樣的設計可使龍門框架的重力直接傳入到機床的基礎上，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計概念，即把橫梁與左右立柱設計成一體，雖然使鑄造和裝配調整時的難度加大，但整體龍門框架的剛性更好，更重要的是使主軸箱、滑臺等部件有了裝配基準。
滑臺的設計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軌面為原則，并把Z軸驅動安裝位置設計在滑臺上，有效地減輕滑臺的重量。
設計進給驅動機構的構思如下：X 軸的進給驅動機構采用雙邊齒輪齒條副加重預壓滾動直線導軌副，Y 軸與 X 軸采用大直徑預壓滾珠絲杠副加硬導軌副，且導軌滑動部分貼有工程塑料，避免低速時產生爬行現(xiàn)象，而且導軌部分設計有斜鑲條可調裝置。這樣設計使機床的整體進給性能得以協(xié)調，各軸的進給速度和進給力得到了最佳匹配。
主軸箱的上下垂直運動Z軸采用滾珠絲杠副傳動。由于本機床不是高速導軌磨床，Z軸的進給系統(tǒng)為伺服電動機通過傳動比為4的平行軸定比齒輪箱帶動滾珠絲杠旋轉。Z 軸的安全問題。首先選用帶電磁剎車的伺服電動機，其次在滾珠絲杠上裝有一雙向超越離合器，防止?jié)L珠螺母自轉引起主軸箱機械式下垂。當然，為了保護Z軸進給機構的精度，還在滑臺上裝有兩個平衡油缸。
平衡力Q等于主軸箱部件質量的85﹪。
主軸箱的左右移動為Y軸，為了保證Y軸的傳動精度，并使絲杠只受水平軸向力，故采用伺服電動機與滾珠絲杠直聯(lián)方式。筆者選用的聯(lián)軸器帶有過載保護裝置，在過載時聯(lián)軸器會自動脫開。
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，因為此系統(tǒng)提供了龍門軸的同步功能。使用此功能，本機床可以對龍門框架進給軸（X1，X2）實現(xiàn)無機械偏差的位移。運動的實際值可進行連續(xù)比較，即使最小的偏差也可以得到糾正，因此提高了軸的運動精度。
圖1-1 數(shù)控龍門導軌磨床總裝圖（主視圖）
2.3 本章小節(jié)
本章主要講解了數(shù)控龍門導軌磨床的總理方案設計，其主要內容有機械部分的設計和數(shù)控部分設計，根據(jù)所給要求制定出總體設計方案。
畢業(yè)設計（論文）
第3章 機床主軸箱的設計
3.1 主軸箱的設計要求
1. 具有更大的調速范圍，并實現(xiàn)無級調速。
2. 具有較高的精度和剛度，傳動平穩(wěn)，噪聲低。
3. 良好的抗震性和熱穩(wěn)定性。
3.2主傳動系統(tǒng)的設計
3.2.1 主傳動功率
機床主傳動的功率P 可由下式來確定：
式中 －機床主傳動的功率
－切削功率
－主傳動鏈的總效率
數(shù)控機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）
－主軸轉速 （r/min）
主傳動的總效率一般可取為＝0.70～0.85，數(shù)控機床的主傳動多用調速電機和有限的機械變速來實現(xiàn)，傳動鏈比較短，因此，效率可以取較大值。
主傳動中各傳動件的尺寸都是根據(jù)其傳動的功率確定的，如果傳動效率定的過大，將使傳動件的尺寸笨重而造成浪費，電動機常在低負荷下工作，功率因數(shù)太小從而浪費能源。如果功率定的過小，將限制機床的切削加工能力而降低生產率。因此，要較準確合適的選用傳動功率。
3.2.2 驅動源的選擇
機床上常用的無級變速機構是直流或交流調速電動機，直流電動機從額定轉速nd向上至最高轉速nmax是調節(jié)磁場電流的方法來調速的，屬于恒功率，從額定轉速nd向下至最低轉速nmin是調節(jié)電樞電壓的方法來調速的，屬于恒轉矩；交流調速電動機是靠調節(jié)供電頻率的方法調速。由于交流調速電動機的體積小，轉動慣量小，動態(tài)響應快，沒有電刷，能達到的最高轉速比同功率的直流調速電動機高，磨損和故障也少，所以在中小功率領域，交流調速電動機占有較大的優(yōu)勢，鑒于此，本設計選用交流調速電動機。
根據(jù)主軸要求的最高轉速4500r/min，最大切削功率5.5KW,選擇北京數(shù)控設備廠的BESK-8型交流主軸電動機，最高轉速是4500 r/min。
3.2.3 轉速圖的擬定
根據(jù)交流主軸電動機的最高轉速和基本轉速可以求得交流主軸電動機的恒功率轉速范圍
Rdp=nmax/nd=4500/1500=3 （3-1）
而主軸要求的恒功率轉速范圍Rnp= nmax/nd=4500/150=30 ,遠大于交流主軸電動機所能提供的恒功率轉速范圍，所以必須串聯(lián)變速機構的方法來擴大其恒功率轉速范圍。
設計變速箱時，考慮到機床結構的復雜程度，運轉的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比Фf等于交流主軸電動機的恒功率調速范圍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，則電動機功率P=5.5/0.75=7.3kw?？蛇x用北京數(shù)控設備廠的BESK-8型交流主軸電動機，連續(xù)額定輸出功率為7.5kw。
由此擬定主傳動系統(tǒng)圖、轉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 主傳動系統(tǒng)圖
圖3-2轉速圖 圖3-3主軸功率特性
3.2.4傳動軸的估算
傳動軸除應滿足強度要求外，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。因此疲勞強度一般不是主要矛盾。除了載荷比較大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求軸在載荷下（彎曲，軸向，扭轉）不致產生過大的變形（彎曲，失穩(wěn)，轉角）。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，或者產生振動和噪音，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，先按扭轉剛度軸的直徑，畫出草圖后，再根據(jù)受力情況，結構布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度。
計算轉速nj是傳動件傳遞全部功率時的最低轉速，各個傳動軸上的計算轉速可以從轉速圖上直接得出如表3-1所示:
軸
Ⅰ
Ⅱ
III
計算轉速（r/min）
1500
750
173
表3-1 各軸的計算轉速
各軸功率和扭矩計算：
已知一級齒輪傳動效率為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角（deg/m），可根據(jù)傳動軸的要求選取，其選取的原則如表3-2所示:
表3-2 許用扭轉角選取原則
軸
主軸
一般傳動軸
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角如表3-3所示:
表3-3 許用扭轉角的確定
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、計算轉速nj（如表2-1）、允許扭轉角[φ]（如表2-3）代入扭轉剛度的估算公式
(3-3)
可得各個傳動軸的估算直徑：
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
按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)比較復雜，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用。在畫草圖時用經(jīng)驗公式估算，根據(jù)估算的結果然后選用標準齒輪的模數(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行估算，第二種是按齒輪的齒面點蝕進行估算，而這兩種方法的前提條件是各個齒輪的齒數(shù)必須已知，所以必須先給出各個齒輪的齒數(shù)。
根據(jù)齒輪不產生根切的基本條件：齒輪的齒數(shù)不小于17，在該設計中，即最小齒輪的齒數(shù)不小于17。而由于Z3,Z3’這對齒輪有最大的傳動比，各個傳動齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是Z3’。取Z3’=20,S=114，則Z3=94。
從轉速圖上直接看出直接可以看出Z3的計算轉速是750r/min。
根據(jù)齒輪彎曲疲勞估算公式mω=2.4 (3-4)
根據(jù)齒輪接觸疲勞強度估算公式計算得: m=2.84
由于受傳動軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數(shù)為m =3mm，對比上述結果，可知這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，而且考慮到兩傳動軸的間距，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主軸箱展開圖的設計
主軸箱展開圖是反映各個零件的相互關系，結構形狀以及尺寸的圖紙。因此設計從畫展開圖開始，確定所有零件的位置，結構和尺寸，并以此為依據(jù)繪制零件工作圖。
3.3.1設計的內容和步驟
這一階段的設計內容是通過繪圖設計軸的結構尺寸及選出軸承的型號，確定軸的支點距離和軸上零件力的作用點，計算軸的強度和軸承的壽命。
3.3.2 有關零部件結構和尺寸的確定
傳動零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其它零件的結構和尺寸是根據(jù)主要零件的位置和結構而定。所以設計時先畫主要零件，后畫其它零件，先畫傳動零件的中心線和輪廓線，后畫結構細節(jié)。
1）傳動軸的估算
這一步在前面已經(jīng)做了計算。
2）齒輪相關尺寸的計算
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定了各個軸之間的尺寸，所以在畫展開圖草圖前，各個齒輪的尺寸必須算出?，F(xiàn)將主軸部件中各個齒輪的尺寸計算如表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的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距，應大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙1-2mm，所以首先設計滑移齒輪。
Ⅱ軸上的滑移齒輪的兩個齒輪輪之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時，當模數(shù)在1-2mm范圍內時，間隙必須不小于5mm,當模數(shù)在2.5-4mm范圍內時，間隙必須不小于6mm，且應留有足夠空間滑移，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
主軸組件的滾動軸承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。軸承類型及型號選用主要應根據(jù)主軸的剛度，承載能力，轉速，抗振性及結構要求合理的進行選定。
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，但極限轉速要低；多個軸承的承載能力比單個軸承的承載能力要大；不同軸承承受載荷類型及大小不同；還應考慮結構要求，如中心距特別小的組合機床主軸，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，因為當軸承外徑一定時，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，則極限轉速低），或者成對圓錐滾子軸承，其結構簡單，但是極限轉速較低，如配空心圓錐滾子軸承，其極限轉速顯著提高，但成本也相應的提高了。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，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時，選用向心推力軸承。
該設計的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉速高的要求，所以在選擇主軸軸承時，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，后支承采用30215型和8215型軸承各一個。
3.3.3 各軸結構的設計
I軸的一端與電動機相連，將其結構草圖繪制如下圖4—2所示
圖3—5
II軸安裝滑移齒輪，其結構如草圖3—2所示
圖3-6
III軸其結構完全按標準確定，根據(jù)軸向的尺寸將結構簡圖繪制如下圖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
主軸最大輸出轉矩：
床身上最大回轉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，暫取L0/a=3,即取3x120=360mm.
前支承支反力
后支承支反力
取
則
則
因在上式計算中，忽略了ys的影響，故L0應稍大一點，取L0=300mm
計算剛度損失：
取L=385mm,χ=4.61因在上式計算中，忽略了ys的影響，故L0應稍大一點，取L0=300mm
計算剛度損失：
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齒輪強度校核
校核II軸齒輪 校核齒數(shù)為20的即可，確定各項參數(shù)
P=7.2KW, n=750r/min
Ⅱ軸扭矩: T2=9550P2/n2 =95507.2/750=91.68 N.m （5-1）
確定動載系數(shù)：=2.35m/s
齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數(shù)
非對稱
查《機械設計》得
確定齒間載荷分配系數(shù):
==42.1 100N/m由《機械設計》查得 =1.2
確定動載系數(shù):
=11.051.21.42=1.6
查表 10-5 2.65 1.58
計算彎曲疲勞許用應力，由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限
540MPa 圖10-18查得0.9,S = 1.3
（5-3）
49.489.3 故滿足要求。
3.4.2傳動軸撓度的驗算
II軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對II軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核
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軌磨床的主軸箱的設計，其主要內容包括傳動比的確定電機的選擇，軸的設計和強度校核，齒輪的參數(shù)的確定等內容。
第4章 主軸系統(tǒng)設計及計算
主軸系統(tǒng)是一個機床的重要部件。由于機床對不同工件的加工，要保持很高的加工精度，刀具就要在加工不同工件時選用不同的轉動速度，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，因為在轉速大幅度變化下會使加工精度受到很大的影響。所以在模塊化的理念下對加工中心的主軸系統(tǒng)也進行模塊化設計。
模塊化設計能夠使機床快速的在三種主軸系統(tǒng)件快速的互換，為了能夠實現(xiàn)這一目的，所設計的三種主軸系統(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)的傳動方式；低速主軸采用帶輪傳動，準高速采用電機與主軸直連方式傳動，高速主軸直接選用型號合適的電主軸。
機床設計的基本要求：
1、設計的加工中心刀具主軸最高轉速1.8萬轉/min；3000轉/min；8000轉/min；主軸功率15KW；
2、設計的加工中心的加工范圍為1.2mX1.6m；
3、設計的機床要求可以進行粗加工、半精加工和精加工。定位精度0.003mm.
4.1 主軸系統(tǒng)結構設計的原則
軸的結構設計的原則是：（1）受力合理，有利于提高州的剛度和強度；（2）軸和軸上零件有確定的工作位置。即保證軸相對與機架定位可靠性，軸上零件的軸向定位可靠；（3）軸有良好的結構公益性包括：便于加工制造，軸上應力集中小，材料省、重量輕；軸上零件裝、拆和調整方便，保證每個零件裝配到周上市，不論其配合性質如何，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力、傳動及主軸組件組成，它是加工中心成型運動的重要執(zhí)行部件之一，因此要求加工中心的主軸部件具有高的運轉精度、長久的精度保持性以及長時 期運行的精度穩(wěn)定性。
加工中心通常作為精密機床使用，主軸部件的運轉精度決定了機床加工精度的高低．考核機床的運轉精度一般有動態(tài)檢驗和靜態(tài)檢驗兩種方法。靜態(tài)檢驗是指在低速或手動轉動主軸情況下，檢驗主軸部件各個定位面及工作表面的跳動量。動態(tài)檢驗則需使用一定的儀器在機床主軸額定轉速下．采用非接觸的檢測方法檢驗主軸的回轉精度。由于加工中心通常具有自動換刀功能，刀具通過專用刀柄由安裝在加工中心主軸內部的拉緊機構緊固。因此主軸的回轉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向心推力軸承和一個向心球軸承，或前、后支承都使用兩個向心推力軸承組成主軸部件的支承體系．對于輕型高精度加工中心，也有前、后支承各使用一個向心推力軸承組成主軸部件的支承體系，該種結構適宜高精度、高速主軸部件的場合。簡單的主軸軸承組合，可以大大降低主軸部件的裝配誤差和熱傳導引起的主軸隙喪失，但主軸的承載能力會有較大幅度的下降。
4.3主軸部件結構
主軸組件的設計計算應按如下程序進行：
（1）根據(jù)機械傳動方案的整體布局，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）進行軸系、零部件的結構設計 （5）進行強度設計
（6）進行剛度設計 （7）校核鍵的聯(lián)接強度
（8）驗算軸承 （9）根據(jù)計算結果修改設計
（10）繪制軸的零件工作圖
4.4傳動方案設計
常見的傳動形式有如下三種：即變速齒輪傳動，皮帶傳動和調速電機直接驅動。如圖3-1所示。
圖3-1 傳動方案
本設計采用皮帶傳動和聯(lián)軸器直接傳動，由于同步齒形帶傳動時沒有滑動，故加工出現(xiàn)故障時容易燒毀電機，所以采用平帶傳動;聯(lián)軸器的傳動精度高,對于中級轉速的傳動較為合適。
4.5主軸材料的選擇
軸的材料種類很多，選擇時應主要考慮如下因素：
1、軸的強度、剛度及耐磨性要求；
2、軸的熱處理方法及機加工工藝性的要求；
3、軸的材料來源和經(jīng)濟性等。
合金鋼具有比碳鋼更好的機械性能和淬火性能，但對應力集中比較敏感，且價格較貴，多用于對強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
熱處理
毛坯直徑
（mm）
硬度
(HBS)
抗拉強度極限σb
屈服強度極限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
應用最廣泛
>100~300
162~217
570
285
245
135
調質
≤200
217~255
640
355
275
155
60
40Cr
調質
≤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
調質
≤100
>100~300
270~300
240~270
900
785
735
570
430
370
260
210
75
用于很重要的軸
38SiMnMo
調質
≤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
調質
≤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
用于要求強度及韌性均較高的軸
3Cr13
調質
≤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
用于制造復雜外形的軸
QT800-2
245~335
800
480
290
250
4.6 主軸參數(shù)設計
（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、重型機床的空心主軸，減輕重量
初選內孔直徑為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到主軸前端受力作用點之間的距離，主軸懸伸
量a值愈小愈能提高主軸組件剛度。在滿足結構要求的前提下，盡可能取小值。一般a主要取決于以下幾點：
主軸端部的結構形狀和尺寸
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構等
由表7初定前懸量，a=1.6x170=272mm
表3-2 前懸量與前軸徑關系
如圖3.3所示，L即為跨距，即前后兩支承點之間的距離。當主軸組件的D、a、 和為定值時，必存在一個能使主軸軸端撓度y=的跨距（對應于曲線c的最低點）。當所設計的主軸支承跨距L=L0時，可使主軸組件的剛度K＝，稱為“最佳跨距”。在具體設計時，常由于結構上的限制，實際跨距L≠L0，這樣就造成主軸組件的剛度損失，當L/=0.75～1.5時，剛度損失不大（5％左右），應認為在合理范圍之內，稱為合理跨距。合理跨距=（0.75～1.5），是一個區(qū)間，最佳跨距只是一個點。
圖3-3 跨距
計算前支承剛度 =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 主軸組件的剛度計算
機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, 下面主要對主軸組件的徑向剛度進行校核計算。
（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運動的。而影響主軸部件旋轉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、調整螺母與襯套隔圈等的制造精度、主軸裝配與調整質量以及工作時的溫升等, 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, 后軸承精度取為P5 級。影響主軸組件剛度的主要因素有主軸的結構尺寸、軸承類型與配置形式、軸承間隙的大小、傳動件的布置方式、主軸組件的制造和裝配質量等。由于該機床主軸要求高剛度、高轉速, 因此前軸承采用雙列圓柱滾子軸承, 內孔為錐面, 型號為61919, 主要承受徑向載荷; 軸向載荷由一對背靠背組配A= 30°、型號為100BA 10XDBEL 推力角接觸球軸承承受, 由于一對背靠背角接觸球軸承支承點的距離較大, 因而能產生一個較大的抗彎力矩。主軸后軸承采用30230 雙列圓柱滾子軸承, 主軸運轉發(fā)熱后膨脹, 該軸承外圈是可分的,膨脹主軸帶著內圈及滾子, 沿軸向方向上在外圈滾道上自由移動, 減小了主軸的軸向受力。由于運動是由電機通過皮帶直接傳給主軸, 減少了產生熱變形和振動的因素, 這樣就保證了主軸的旋轉精度和剛度。
（2） 支承的簡化
先將主軸組件簡化為主軸組件計算模型, 由于一對背對背角接觸球軸承只承受軸向力, 故可將支承點簡化為雙列圓柱滾子軸承中心, 見圖3-5。
圖3-5 主軸組件計算模型
（3） 主軸剛度計算
已知主軸前軸承61919內徑=150mm , 后軸承32030內徑= 130mm , 跨距L= 460mm , 主軸前懸伸a=2720mm , 主軸孔直徑=45mm , 前軸承預緊量= 3m, 后軸承預緊量= 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) 主軸前端撓度的計算
主軸的當量直徑d 為:d = (+)/2= 140mm。
在軸端載荷F 的作用下, 主軸前端撓度Ds 可按下式計算:
Ds= Fl/30 (-)。
將有關數(shù)據(jù)代入計算得Ds= 5.015m
(3) 軸承徑向彈性變形量計算
前軸承徑向彈性變形量計算：
由公式可以計算，=221.93 則有=404.49N
其中， ——軸承預緊量, m;
——滾子所受預載荷,N;
——滾動體有效長度,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 主軸強度計算
（1） 機床主要技術參數(shù)
表3-5 機床主要技術參數(shù)
行程:
橫梁移動行程(X向)
主軸滑座移動行程(Y向)
主軸滑枕上下移動行程(Z向)
6000mm
3000mm
1250mm
主軸轉速
25-2500 r/min
主電機功率連續(xù)/30分鐘
22/30KW
主軸扭矩
1150NM
主軸錐孔
BT50
工作臺進給速度：
X
Y
Z
5～8000mm/min
5～8000mm/min
5～8000mm/min
快速進給速度：
X
Y
Z
20000mm/min
20000mm/min
20000mm/min
機床外形（長×寬×高）
10600×7800×4800 mm
位置控制
全閉環(huán)
表8 機床技術參數(shù)
（2） 強度計算
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)軸器的計算轉矩為：
==1.3×1150=1495
根據(jù)計算轉矩、最小軸徑、軸的轉速，查標準GB5014-85或手冊，選用彈性膜片聯(lián)軸器，其型號為：JMC9
計算軸上的彎矩，并畫彎、轉矩圖
轉矩按脈動循環(huán)變化計算, 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、轉矩圖
==42 MP 故安全
4.8 帶傳動設計
帶傳動是由兩個帶輪和一根緊繞在兩輪上的傳動帶組成，靠帶與帶輪接觸面之間的摩擦力來傳遞運動和動力的一種撓性摩擦傳動。本設計中，電機通過平帶同步驅動主軸運動。在加工出現(xiàn)故障時，平帶會出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，但不會燒毀電機，優(yōu)于同步齒形帶。
4.9 聯(lián)軸器設計
聯(lián)