卧式镗铣数控机床设计方案.doc

卧式镗铣数控机床设计方案1绪论1.1国内外发展现状卧式镗铣床是一种加工范围极广、自由度很大的通用机床，主要用来加工中、小型箱体零件，并多用于孔加工，镗孔精度可达IT7；除扩大工件上已铸出或已加工的孔外，还能铣削平面、钻削、加工端面和凸缘的外圆，以及切螺纹等。卧式镗铣床在发展早期，主轴多采用经典的镗轴与铣轴组成的双层主轴结构，为保证刚性与高精度加工，主轴前端由双列圆柱滚子轴承与推力球轴承支承。近年来，随着电子技术、新材料和新工艺的广泛应用，以及零件加工对机床提出的更高的要求，卧式镗铣床发展呈现出新的特点，在提高进给速度和快速移动的同时，又出现了提高加速度这一概念，使得卧式镗铣床采用电主轴设计成为新的追求。但是，电主轴的结构单一，仅能提高加工速度与效率，而不适合重切削，更不能替代卧式主轴镗杆伸缩移动，进行深孔加工，其加工能力受到了限制，可谓顾此失彼。针对这个问题，德国Dorries Scharmann公司生产的ALPHA系列卧式加工中心对此给出了完美的解决方案。ALPHA系列卧式加工中心立柱采用斜面概念的设计，刚性极高，具有卧式主轴和电主轴可交换使用的功能，具有“一机两用”之功效，大大提高了机床的工艺性能，也降低了制造成本，这一创新引领着卧式镗铣床的发展方向。该机的最大特点是高效、高精，快速移动最高达，最大加速度达，位置精度。武重的TR6513型卧式柔性加工单元，是目前国内同类产品中规格最大的产品，处国内领先水平。主轴直径，最高转速，三轴移动速度。配有2个交换工作台和1个回转工作台，交换工作台的定位精度在以内。刀库安装在立柱的侧面，随立柱移动，还可配备直角铣头、万能角铣头、两座标数控铣头、平旋盘等各种附件，一次装夹完成孔、面、曲面的加工。与国外同类产品相比，国内厂家的产品主要还是设计上的差距，国外已经全部采用模块化设计，强化设计的“柔性化”，产品结构形式多样；其次，国内产品从机床性能和制造水平上讲，产品运行速度、进给速度与国外产品相比也还有很大差距。1.2本文研究的目的与意义通过此次毕业设计，主要了解当前卧式镗铣数控机床的国内外发展概况和发展趋势，弄清楚卧式镗铣数控机床的总体布局、主传动系统方案和进给系统方案，学习镗轴和铣轴双层主轴结构设计的实现方法，明白作为一名机械工程师在机械系统结构和传动系统设计中所承担的主要任务，掌握机床传动系统设计的一般方法以及机床其它基础件设计的要求并进一步提高应用计算机绘图的能力；此外，还应通过此次毕业设计加深对专业基本知识的理解，培养收集资料和调查研究的能力，为以后的学习、生活打下良好的基础。1.3本文的主要内容按照设计任务书要求，在本文中要完成一台中型卧式镗铣数控机床的总体设计、主传动系统及主轴进给系统设计：机床必须具有镗和铣的功能，立柱应能根据工件的大小移动而实现其粗定位；为在一次装夹中完成尽可能多的表面的加工，工件应能在回转工作台上实现精密分度；机床要求能实现四轴三联动。要完成的主要任务：1）绘制镗铣数控机床总装配图1张；2）绘制主轴箱及主轴传动系统总成部件装配图1张；3）绘制典型零件的零件图若干张（总绘图工作量：折合0#图纸不少于3张）；4）编制开题报告1份；5）翻译有关外文资料1份（5000汉字）；6）编写设计计算说明书1份（10000字以上）。2机床总体方案设计2.1运动个数和形式的确定零件的加工表面是由机床刀具和工件之间的相对运动形成的，因此不同的工件表面，往往需要采用不同类型的刀具与工件一起做不同的表面成形运动，就产生了不同类型的机床。因为卧式镗铣床主要用来加工中、小型箱体零件，用来扩大工件上已铸出或已加工的孔，以及铣削平面、钻削、加工端面和凸缘的外圆，以及切螺纹等，而不需要加工曲面或圆弧面。归纳起来，卧式镗铣床的加工可分为平面和孔加工两大类。如图1所示，平面的加工可由铣刀头与三个方向的成形运动合成得到；而孔加工由镗刀与镗杆在轴向的进给（即方向的成形运动）即可合成得到。图1平面和孔加工时的成形运动分析因此，卧式镗铣床加工工件时只需要三个方向的直线成形运动即可满足加工要求（回转工作台的转动不包括在内）。2.2运动的分配加工工件所需的运动仅仅是相对运动，因此，对部件的运动分配可以有多种方案。铣削加工时，进给运动可以由工件运动也可以由刀具运动来完成，或者部分由工件运动，部分由刀具运动完成，这样就影响到了部件的配置和总体关系。图2（a）是加工件较轻的升降台铣床，一般由工件完成三个方向的进给运动，分别由工作台、滑鞍和升降台来实现；当加工工件较重或者尺寸较大时，则不宜由升降台带着工件作垂直方向的进给运动，而是改由铣头带着刀具来完成垂直进给运动，如图2（b）所示；图2数控铣床总体布局示意图2（c）所示的龙门数控铣床，其工作台载着工件作一个方向的进给运动，其它两个方向的进给运动由多个刀架在立柱与横梁上移动来完成，这样的布局不仅适用于较重的工件加工，而且由于增多了铣头，使铣床生产效率得到很大提高；当加工更大更重的工件时，由工件作进给运动在结构上就很难实现了，这种情况全部进给运动均由铣头运动来完成，如图2（d）所示，这种布局形式可以减小铣床的结构尺寸和质量。本次设计的是中型卧式镗铣数控机床，加工时零件尺寸和质量可能都较大，但任务书未对生产效率提出特别的要求。因此综合考虑，采用由铣头带着刀具完成垂直进给运动，立柱带着主轴箱完成横向进给，工件只作纵向进给的运动分配方案。2.3机床总体布局机床总体布局应能同时保证机床具有良好的精度、刚度、抗振性和热稳定性等结构性能。如图3所示，为几种常见的数控卧式铣床布局结构。在前面的运动分配中，已选择采用由铣头带着刀具完成垂直进给运动，立柱带着主轴箱完成横向进给，工件只作纵向进给的运动分配方案，此即为立柱移动式结构。此时若机床布局选择图3（c）和图3（d）方案，当工作台带着数控转台在横向（即X向）做距离移动和下滑板做Z向进给时，Z向床身的一条导轨将会承受很大的偏载。而在图3（a）和图3（b）方案中，立柱通过床身直接与地面接触，就没有这一问题了。图3几种常见的数控卧式铣床布局因此机床总体布局选择图3（a）或图3（b）方案，T形床身设计。为简化设计，最终选择图3（b）方案，单立柱式侧挂主轴箱T形床身设计。机床布局示意图如下图所示。图4卧式镗铣数控机床布局方案图3主传动系统方案设计3.1主传动系统变速方式的选择数控机床的变速是按照控制指令自动进行的，因此大多数数控机床采用无级变速系统，以使变速机构适应自动操作的要求。其常见的主传动系统有下面三种方式：（a）变速齿轮 （b）带传动 （c）内装电动机主轴传动结构图5数控机床主传动的配置方式其中：（a）是带有变速齿轮的主传动，它通过两级或三级齿轮降速，使之成为分段无级变速，确保低速运行时满足主轴输出转矩特性的要求。这种配置方式主要用于大、中型数控机床。（b）是通过带传动的主传动，它主要应用在小型数控机床上，可以避免齿轮传动时引起的振动和噪声，但它只能适用于低转矩特性要求的主轴。（c）是电主轴设计，这种变速方式大大简化了主轴箱体与主轴的结构，有效提高了主轴部件刚度，但由于电动机转子轴即为机床主轴，受电机输出转矩特性限制，主轴输出转矩小，并且电动机发热对主轴精度影响较大。结合我的毕业设计分析：铣削过程是断续切削，同时工作的齿数较多，每个刀齿切削的厚度也是变化的，因此铣刀刀刃处于间歇切削状态，散热条件较好，有利于采用高速铣削，以提高生产率。但与铣削相比，镗削加工多用于半精和精加工，对加工质量的要求比生产效率放在更重要的位置，并且镗削的适用切削速度也比铣削低得多。这就要求该机床主传动应具有一定的调速范围，以保证加工时铣削和镗削能选用合理的切削用量，从而获得最佳的生产率、加工精度和表面质量；也对主轴低速时的输出转矩提出了一定要求。并且，在毕业设计过程中，指导老师建议我按中型数控机床规格进行设计。因此，本次设计的卧式镗铣数控机床主传动系统采用带有变速齿轮的主传动，以满足加工对机床变速范围的要求和镗削时对主轴输出转矩的要求。3.2主传动系统变速方案的确定正如上面的分析，该机床的主传动系统采用分段无级变速系统。齿轮变速级数初步定为两级，高速级和低速级。当机床用于铣削加工时，其主轴输出转速较大，一般都处在电动机的恒转矩变速范围内，此时可由高速级输出；而当机床用于镗削加工时，其主轴输出转速一般都较小，为了保证此时主轴输出转矩满足加工要求，转速由变速系统低速级输出。考虑到设计中镗杆的可伸缩结构，为使传动件结构和设计计算尽量简单，将滑移齿轮布置在轴上，并且齿轮传动的高速级和低速级传动比分别为1：1和1：2；轴和轴间采用定比传动，传动比为1：1.5。本次设计的主传动系统示意图如下：图6传动系统示意图4主传动系统主要传动件计算4.1主轴电机功率和型号的选择4.1.1主传动功率的确定在进行机床设计过程中，主轴电机功率的正确选择是很重要的。功率选得过小，不能保证工作机的正常工作或使电动机将长期处于满载甚至过载状态而过早损坏。而功率选得过大，电动机价格高，且经常不在满载下运行，电动机效率和功率因数都很低，造成很大的浪费。因此，机床的主传动功率是选择主轴电机功率和型号的重要依据。机床主传动的功率可根据切削功率与主运动传动链的总效率来确定其中，为机床传动总效率，一般取0.750.85，在本次设计中取0.8计算。而切削功率应是三个切削分力消耗功率的总和，但背向力消耗的功率为零，进给力消耗的功率很小，一般可忽略不计。因此，切削功率可用下式计算： 式中：切削速度，；切削力，单位。生产中，常用切削层单位面积切削力来估算切削力的大小。因为是切削力与切削层公称横截面积之比，所以 式中：切削层单位面积切削力，（即）； 切削层公称宽度，； 切削层公称厚度，。因为铣削时，同时工作的齿数较多，加工余量也比镗削大得多，因此切削功率应以硬质合金刀具铣削碳钢为标准来计算。查金属工艺学（下册）表1-2几种常用材料的值，考虑到在日后生产过程中，可能会遇到一些难加工材料，因此，取值稍偏大，为；切削层公称宽度在铣削中表现为切削深度，而在加工过程中，为了使刀尖避开铸、锻工件毛坯表面硬化层，第一次的背吃刀量要尽可能大，取；切削层公称厚度在铣削中与每齿进给量有关，故取。则切削力大小为：切削功率用式 计算。其中，切削速度 上式中：切削速度（）主轴转速（）工件或刀具直径（）估取主轴转速，铣刀直径，则对应切削速度为参考切削手册表8-4铣削速度推荐范围，取代入计算，得 则机床主传动所需功率为： 4.1.2主电机的选择本次设计使用的主轴电机从指导老师提供的1PH6风冷式交流主轴电机产品系列中选取。从产品系列中可以看到，满足机床主传动功率要求的电机型号为1PH6 135-4NF0，其主要参数如下：额定功率：额定转速：最高转速：最低转速：额定扭矩：约 重：外形尺寸详细参数如图7所示：图71PH6 135-4NF0主轴电机外形及安装尺寸图4.2传动件运动和动力参数计算4.2.1各轴计算转速的确定零件设计的主要依据是所承受的载荷大小，而载荷取决于所传递的功率和转速，外载一定时，转速越高，所传递的转矩就越小。因此，对于转速可调的传动系统，必须确定一个经济合理的计算转速，作为强度计算和校核的依据。查机械制造装备设计表2-2各类通用机床主轴的计算转速可以知道，中型卧式镗铣床无级传动时的主轴计算转速公式：其中：由此可得主轴（轴）计算转速：则、轴计算转速分别为：4.2.2各轴输入功率的确定传动系统中，有相对运动的物体间总是伴随着摩擦和磨损，并且啮合齿轮间也会因为制造和安装误差使其在运转过程中产生振动和噪声，这些都不可避免地存在功率损失。因此当电动机输出为额定功率时，具体传递到某一级轴上的功率就不再是额定功率了，而必须考虑联轴器、轴承、齿轮等的传动效率。机械设计课程设计表2-2机械传动和轴承等效率的概略值收录了常用机械传动（包括齿轮传动、链传动、V带传动、联轴器等）和轴承等的效率的概略值，参照前面方案设计中的传动系统示意图，可初估各轴输入功率如下：4.3轴的设计在转轴设计中，其特点是不能首先通过精确计算确定轴的截面尺寸。因为转轴工作时，受弯矩和转矩联合作用，而弯矩又与轴上载荷的大小及轴上零件相互位置有关，所以当轴的结构尺寸未确定前，无法求出轴所受的弯矩。因此，转轴设计时，开始只能按扭转强度或经验公式估算轴的直径，然后进行轴的结构设计，最后进行轴的强度验算。4.3.1初估各轴直径查机械设计手册（中册）表8-347按扭转强度及刚度计算轴径的公式或以得到按扭转强度计算的估算轴径为：实心轴：空心轴：其中：轴端直径；根据许用扭转角确定的系数，按机械设计手册（中册）表8-348选取；轴的输入功率；轴的计算转速；空心轴的内径和外径之比，计算系数的值见机械设计手册（中册）表8-361。如图8所示，由材料力学的知识可知，剪应力在横截面上是线性分布的，圆心处为零，当圆周上有最大应力值时，中心部分的应力仍较小，材料并没有充分发挥作用。如果将这部分材料旋转在离圆心比较远的地方，可明显地增大截面的极惯性矩，这样就自然提高了轴的承载能力。当然，并不是说所有的轴都要做成空心的，对一些直径较小的轴，如果加工成空心轴，反而会因加工工序增加或加工困难而增加成本、造成浪费。图8受扭转轴横截面剪应力分布图图9铣刀盘安装示意图机床的传动系统中，传动轴的直径一般不会太大，因此，多数情况下传动轴都是实心的；但主轴因为其尺寸参数通常由结构需要而定，而主轴前端要安装刀具，因此，为了拉紧刀具并保证铣刀尖与主轴的同轴度，主轴一般都做成空心的，其内部分布着芯轴和拉刀装置，如图9所示。因此，该传动系统、轴按实心轴计算公式估算。查机械设计手册（中册）表8-348几种常用材料的及值，得45钢值为，计算中取，则另由传动系统示意图可知，轴联轴器端应有一个键槽，因此轴的最小轴径应在的基础上增大5%，即：取主轴内径和外径之比为，查机械设计手册（中册）表8-361空心轴系数表得计算系数，则满足强度要求的主轴最小直径为：4.3.2传动轴结构设计根据主轴箱传动系统简图上主要零件的布置图和轴的初步估算轴径，进行轴的结构设计。考虑到主轴的伸缩式结构，并且完成主轴箱设计后要与床身立柱相配合，此处结构设计主要确定的是轴上各段轴颈的大小，长度方向尺寸在主轴结构设计完成后再考虑。首先对轴进行结构设计。轴最小轴径为，并且它要与主轴电机输出端通过联轴器相连。由图7知，主轴电机输出轴直径为。查机械设计课程设计表13-5弹性柱销联轴器，选择LT7型即可满足要求。LT7型弹性柱销联轴器安装尺寸如下图所示：图10LT7型弹性柱销联轴器安装尺寸图因此，轴联轴器端（即最小轴径处）直径大小为。根据确定的联轴器端直径和该轴上布置的主要零件，确定轴各段轴颈的大小如下：图11轴轴颈尺寸分布图轴联轴器端直径为，联轴器轴向由轴肩定位；31310圆锥滚子轴承内径大小为，轴承内圈用花键外径定位，外圈用轴承端盖压紧；轴上花键规格为，31310圆锥滚子轴承内圈定位轴肩要求不小于，因此采用花键外径定位轴承内圈满足要求。齿轮左端和右端分别采用光轴轴肩和轴用挡圈定位，均能满足定位精度要求。另外，如轴结构设计图，考虑到主轴箱内各处轴承和齿轮啮合处的润滑，在轴上设置一个凸轮，用来推动润滑油泵工作，将主轴箱底部润滑油泵送至各润滑点。轴的结构设计步骤与轴类似，而且轴是通过齿轮与轴进行动力传动的，不需要联轴器，因此它的结构设计比轴更简单，在这里就不再赘述其过程了。最终得到的轴各段轴颈大小如图12所示。图12轴轴颈尺寸分布图4.3.3主轴结构设计该卧式镗铣数控机床与普通机床相比，最大的特点是：立柱的水平移动在加工中只用作粗定位时的移动，而切削进给由主轴的伸缩实现。因此，主轴的结构设计是本次主传动系统设计的一个重要环节。为了实现主轴边旋转边伸缩的功能，设计中我联想到了很多类似结构以供参考。其中最先联想到的是台式钻床的主轴设计方案：钻头在电动机带动下高速旋转，同时操作人员通过操纵杆使钻头向下伸出，完成钻削工作。从原理上看，其主轴功能与本次设计的卧式镗铣数控机床主轴也很像。另外联想到的类似结构还有变速箱中的滑移齿轮：滑移齿轮通过轮齿啮合传递转矩，当需要变速时则可在花键的导向作用下进行滑移，以实现齿轮在旋转的同时也可以滑动的功能。分析以上两种移动旋转件的方法，台式钻床的主轴结构在此前金工实习中进行过拆装训练，但因为当时本身对其主轴结构不是很明白，而且时间也比较久了，不能完整回忆出当时的主轴结构。而滑移齿轮的结构，在上学期专业课程设计CA6140主传动系统设计中已经有过接触，因此决定选择类似滑移齿轮的设计方案。如图13示，虽然设计方案与滑移齿轮类似，但是值得注意的是，滑移齿轮在花键上滑移的时间与它的转动相比，滑移所占时间的比例很小，因此花键联结主要还是用来传递扭矩的。另外，花键的齿槽较浅而齿数却相对较多，这种设计对轴与轮毂的强度削弱较少，应力集中小，配合的对中性和导向性能好等优点。但也正是因为花键齿槽深度不会太大，并且齿数较多，导致多个面精密配合时对加工的要求和成本都会增加很多，因此花键不适合用于导向精度较高的场合。图13花键截面示意图为了同时满足传递扭矩和主轴伸缩时导向精度的要求，此处的键联结应该选择导键联结。导键又叫导向平键，是一种较长的平键，用螺钉固定在轴上的键槽中，轴上零件能沿键作轴向滑移。其工作原理如图14所示。图14导键工作原理图另外，内层主轴的外径和外层主轴的内径间也设计配合关系，这样，当内层主轴作伸缩时，外层主轴和导键就能同时为其导向，导键还起到传递扭矩的作用。下面再就主轴的支承形式展开讨论。主轴组件的滚动轴承一般既要有承受径向载荷的径向轴承，又要有承受两个方向轴向载荷的推力轴承。因此，本次设计中主轴的支承借鉴CA6140的设计，前端采用双列圆柱滚子轴承配双向推力轴承的支承形式，后端采用单列圆柱滚子轴承支承。机床工作过程中，内层主轴在外层主轴内作伸缩运动，内外层主轴间通过导键传递扭矩，而通过内外层主轴之间的配合形成支承。根据以上分析，最后确定如图15所示主轴的支承形式。图15主轴前端支承结构分析到这里只是勾勒出了双层主轴前端的草图，要确定前端一系列支承的径向尺寸，必须先确定主轴后端的尺寸结构（主轴做成前大后小，方便安装和加工）。内层主轴的伸缩运动是由伺服电机驱动滚珠丝杠，进而由丝杠螺母带动其向前伸出或退回的。因此，主轴后端有与丝杠螺母相连接的螺母座，它与主轴的连接方式应保证它能对主轴施加沿轴向的两个方向的力。而为了保证刀具安装牢固可靠，主轴内部应设计拉刀机构，当需要换刀时由位于主轴后部的油缸将拉杆顶出，释放刀具，平时则依靠碟形弹簧自然拉紧。拉刀杆内部要设计成空心结构，以便在换刀时由气缸吹入高压空气，将刀具刀柄和主轴安装孔上的铁屑等杂物吹净，以保护主轴安装孔和刀具刀柄不被划伤，并保证刀具的安装精度。按照机械结构设计由内至外的原则，先确定拉刀杆的尺寸，再选择合适的碟形弹簧，确定出内层主轴最大孔径，然后根据强度需要给主轴选择合适的壁厚以确定内层主轴的最小外径尺寸，并依此完成主轴末端螺母座的结构设计如图16所示。图16主轴末端螺母座结构尺寸图从图16上可知：内层主轴最小外径为，比按照扭转强度估算得到的最小外径大，满足强度要求。与外层主轴配合的外径大小为，也就是说内层主轴前轴颈应不小于。而本次设计中主轴输入功率为，查数控机床设计实践指南表3-6通用机床主轴前轴颈尺寸得，主轴驱动功率在时，铣床主轴前轴颈推荐尺寸范围为。因此，螺母座的结构设计基本满足各方面尺寸要求。其轴向尺寸则由轴承、圆螺母等的尺寸决定。图17主轴前端支承结构尺寸图根据确定出的内层主轴轴颈尺寸并选择合理的壁厚以满足强度要求，再逐步向外扩展，依据轴承内径尺寸和所需定位轴肩高度，逐步确定出外层主轴的各段轴颈尺寸，并得到如图17所示主轴前端各轴颈尺寸。为使设计简单，主轴箱内不设置隔板，外层主轴前后两端轴承均安装在主轴箱外壁上。因此，外层主轴的轴向尺寸在保证轴上各零件正常安装的前提下，与主轴箱宽度有关。而内层主轴的长度，则与其工作行程有着密切关系，设计中发现，工作行程取得过大，会使主轴导向长度过短，从而影响导向和加工精度；而取得过小，主轴伸出长度有限，又不能满足加工需要，充分发挥机床性能。最后折中选择主轴行程为。考虑到主轴箱要在立导轨上作竖直方向成形运动，因此主轴箱宽度按立导轨的宽度选择。该卧式镗铣数控机床的立柱部分，是另外一位同学设计的，他设计的导轨安装宽度为，则箱体外侧宽度可按如图18所示装配关系确定。图18主轴箱与立柱导轨装配关系图分析图18可得主轴箱外侧宽度为。到此，主轴（包括内层主轴和外层主轴）结构设计所需的重要尺寸都已经确定下来了。如图19所示，为本次设计中主轴的结构及尺寸关系。图19主轴主要轴向尺寸前面传动轴结构设计中，因为当时箱体宽度无法确定，因此只对、轴各段轴颈进行了设计。现在箱体宽度和主轴结构都已确定，则、轴最终结构及尺寸确定如图20和图21所示，具体尺寸结构见主轴箱装配图。图20轴主要轴向尺寸图21轴主要轴向尺寸4.4齿轮设计为简化设计计算，在这里先根据由轴的结构设计得到的数据估算出各轴中心距、齿轮模数和齿数，然后对估取的模数进行校核（该过程实际上是校核轮齿的弯曲疲劳强度），最后再在强度校核时校核各轮齿的齿面接触强度就行了。4.4.1齿轮中心距的估取从前面传动轴和主轴的结构设计的过程可以看到，各轴结构设计完成后，轴上端盖或法兰的外形尺寸也就基本确定了。因此，轴上齿轮正确啮合时应保证两传动轴和主轴的端盖、法兰盖之间不会产生干涉。由前面的分析可知，、轴上端盖或法兰盖外径处尺寸分别为、。则、轴和、轴的中心距应分别满足下面的关系：4.4.2齿轮模数的估取在机床的传动系统中，在传递功率一定的前提下，齿轮的运转速度越高，传递的转矩就越小，所需齿轮模数也就越小；而低速级齿轮，因其运转速度较低，传递转矩较大，则需要选用稍大模数齿轮，以防止轮齿折断；或是像主轴上使用的齿轮，因为主轴轴颈一般都较大，因此为了解决分度圆尺寸较大而另一方面齿轮齿数又不能太多的矛盾，也需要选择较大模数。因此，在机床的传动系统中，一般会用到2到3种模数，并沿高速级向低速级模数逐渐增大，以适应输出转矩增大的需要的传动顺序，模数逐渐增大，以适应输出转矩增大或是满足结构要求的需要。本次设计选用的主轴电机功率为，主轴箱内高速端是一级变速组、低速端是一级定比传动。初选高速组模数大小为，低速组模数为。则、轴和、轴上啮合齿轮的齿数和分别为：4.4.3初算齿轮齿数将上面求得的齿数和对照数控机床设计实践指南表2-3各种常用传动比的适用齿数，得且时的适用齿数为或；且时的适用齿数为。4.4.4齿轮模数的校核a)确定齿轮材料和极限应力传动系统设计时，在满足传动要求的前提下，应尽可能降低成本，故变速齿轮选用45钢表面淬火，硬度。由机械设计图5-32c查得45钢表面淬火后齿根弯曲疲劳极限应力；由机械设计图5-33c查得45钢表面淬火后接触疲劳极限应力。b)计算许用弯曲应力按机械设计式5-26计算许用弯曲应力：式中：试验齿轮齿根的弯曲疲劳极限，；试验齿轮的应力修正系数，；弯曲疲劳强度计算的寿命系数，取10年计算则；弯曲强度的最小安全系数，一般传动取；重要传动取，本设计中取则c)计算载荷系数按机械设计式5-25计算载荷系数：式中：使用系数，原动机为电动机，铣削加工时有轻微冲击，故取；动载系数，设计时直齿圆柱齿轮传动可取，齿轮精度低、速度高时取大值，反之取小值，这里取；齿向载荷分布系数，设计时当两轮均为硬齿面时，取，这里取；齿间载荷分配系数，设计时对于直齿圆柱齿轮传动，取，这里取。则d)确定复合齿形系数根据初算的齿轮齿数，查机械设计图5-38外齿轮的复合齿形系数得各对啮合齿轮中小齿轮的复合齿形系数为：，e)校核模数由机械设计式5-45b知，齿轮模数的校核公式如下：则、轴上啮合齿轮的模数大小为：因为，故、轴上齿轮所选模数符合要求。同理校核、轴上啮合齿轮的模数：因为，故、轴上齿轮所选模数也符合要求。4.5主要传动件的验算4.5.1轴的强度验算在前面轴的设计中，只是用扭转强度初步估算了轴的最小直径，进而进行的结构设计。但因为转轴工作时，受弯矩和转矩联合作用，前面的估算只是简化算法，因此在轴的结构设计完成后还应对其进行强度验算。本次设计中，选择轴进行强度验算。轴与轴和轴都有齿轮相啮合，根据材料力学的知识，先分别单独分析轴与、两轴相啮合时的轴承支反力，再求它们的合力在轴上的弯矩分布。如图22所示，先作出轴与轴啮合时的受力计算简图（即力学模型），取集中载荷作用于齿轮及轴承的中点。a)计算齿轮上作用力的大小、轴的传动齿轮有两个啮合位置，但考虑到轴传递的转矩与其转速成反比，即当、轴的传动齿轮为减速齿轮啮合时，轴所受转矩更大。故应校核此位置的强度。转矩圆周力径向力轴向力、的方向如图22所示。图22轴的强度计算b)求轴承的支反力水平面上支反力：垂直面上支反力：c)画弯矩图截面C处的弯矩为：水平面上的弯矩：垂直面上的弯矩：合成弯矩：同上可得，截面D处的弯矩为：水平面上的弯矩：垂直面上的弯矩：合成弯矩：轴上只有两个齿轮的作用力，没有其它外力作用。故所求得合成弯矩即为当量弯矩。d)按弯扭合成应力校核轴的强度截面C处当量弯矩最大，故截面C为可能危险截面。已经，查机械设计表12-2得45钢调质处理后的许用弯曲应力，则所以，轴强度满足使用要求。4.5.2轮齿接触疲劳强度校核本次设计中的齿轮均为硬齿面，在前面的设计中按齿根弯曲疲劳强度设计，故还应校核其齿面的接触疲劳强度。这里取轴上的固定齿轮（即齿轮3）进行校核。由机械设计式5-47知齿面接触疲劳强度计算式为上式中，当一对齿轮均为钢制时，弹性系数，则齿面许用接触应力按下式计算，因为该齿轮直接将转矩传递给主轴，故为较重要传动，取最小安全系数，。则因为，故齿面的接触疲劳强度足够。4.5.3轴承的寿命校核一般工作条件下的回转滚动轴承，经常发生点蚀，因此要对其进行寿命计算，防止轴承在预期工作时间内产生疲劳点蚀破坏。在本次设计中选择轴上的轴承进行寿命校核。轴承的基本额定寿命与所受载荷的大小有关，作用载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而发生点蚀破坏前所经历的总转数也就越少，即轴承的寿命越短。轴承的使用寿命与其当量动载荷间存在下面的关系：其中：轴承寿命；轴承的转速，取电动机工作在额定状态下，并且变速齿轮输出高速转速进行计算，即取；基本额定动载荷，查机械设计手册得31311型轴承；寿命指数，球轴承，滚子轴承；温度系数，查机械设计表15-8得；当量动载荷，对向心和角接触轴承，在不变的径向和轴向载荷作用下，其径向当量动载荷为。轴的支承结构如图23所示，从图上可以看出，圆锥滚子轴承宽度为，因此与轴的长度相比，载荷作用中心与轴承宽度中点的距离偏移在计算中可以忽略。图23轴的支承结构图而由前面轴的强度校核计算可知，即轴上没有外力作用的轴向力作用，只有预紧轴承时产生的轴向力。故可得轴支承力学模型如图24所示。图24轴支承力学模型由轴承受力平衡可以得到下列方程：则在这里，并等于轴承预紧力的大小。A、B两轴承处径向载荷的大小可参考校核轴强度时求解得到的A、B两处轴承支反力的大小，因此：又因为轴上外加轴向力大小为0，则等于轴承预紧力的大小，此处计算中取。则A、B两轴承处当量动载荷分别为：故轴轴承使用寿命按B处轴承计算，为：5主传动进给系统设计5.1伺服电机的选择如图25所示，铣削的进给方向是平行于刀盘、垂直于主轴的方向，因此，铣削时刀头所受轴向抗力很小，基本上可以忽略；而镗刀的进给方向是沿镗杆轴向，因此镗削时所受切削抗力主要为轴向力和径向力。则本次设计中主轴进给伺服电机的功率，应根据镗削时所受轴向抗力的大小来确定。图25铣削和镗削加工示意图镗削加工通用性较强，但因为加工时刀杆悬伸布置，为保证镗杆刚度和切削质量，切削速度一般都较低，背吃刀量也较小，因此生产效率较低，多用于半精和精加工。与前面计算主轴电机功率时的原理相同，在这里我们先求出镗削时的切削力。 式中：切削层单位面积切削力，（即）； 切削层公称宽度，； 切削层公称厚度，。查金属工艺学（下册）表1-2几种常用材料的值，取；切削层公称宽度在镗削中表现为每转进给量，查切削手册表11-27卧式镗床的镗削用量，取各种切削条件下的平均值；切削层公称厚度则是镗削时的背吃刀量，考虑到镗削多用于半精和精加工，切削深度一般不会较大，故取。则切削力大小为：由加工经验知道，切削力是总切削力其中一个分力，大约占总切削力的；而进给力（即轴向力）只占总切削力的，因此可据此估算出主轴镗削时所受轴向力的大小：主轴的进给伸缩是由伺服电机驱动丝杠螺母副，再通过螺母座带动主轴运动的。因此主轴轴向抗力要折算成丝杠所承受的转矩。从指导老师提供的滚珠丝杠产品目录中初选丝杠基本直径为，螺旋角为，则丝杠所承受转矩大小为：则所选择伺服电机的启动转矩和额定转矩都必须满足丝杠所能提供的转矩要求，即要大于。查指导老师所供的伺服电机产品目录，确定所选电机型号为1FT6 105-8AC7，其主要参数和安装尺寸如下：额定扭矩：静态扭矩：额定转速：图261FT6 105-8AC7伺服电机安装尺寸图5.2丝杠螺母的计算和选用滚珠丝杠的选择包括其精度选择、尺寸规格（包括导程与公称直径）、支承方式等几个方面的内容。滚珠丝杠副的承载能力用额定动载荷或额定静载荷来表示，而在设计中一般按额定动载荷来确定滚珠丝杠副的尺寸规格。在前面估算伺服电机所需输出转矩时，已从产品目录中初选基本直径的丝杠。接下来，对其强度进行校核。5.2.1静载强度验算前面的计算中镗削进给速度为，而所选丝杠基本导程为，因此镗削加工时的丝杠转速为：当转速时，滚珠丝杠螺母的主要破坏形式为滚珠球面上产生的塑性变形。为此，对主轴进给丝杠应进行静强度校核。最大计算静载荷为：式中：动载荷系数，查查数控机床设计实践指南表4-14动载荷系数，取；硬度影响系数，查数控机床设计实践指南表4-15硬度影响系数、，取；最大工作载荷，在这里滚珠丝杠螺母副的额定静负荷，。则：查产品目录得直径丝杠螺母副的额定静载荷：即该丝杠螺母副的静强度满足设计要求。5.2.2压杆稳定性验算细长丝杠在受压缩载荷时，不会发生失稳的最大压缩载荷为临界载荷：式中：，；丝杠公称直径，；滚珠丝杠直径，；丝杠最大受压长度，；丝杠支承方式系数，本次设计中主轴进给丝杠采用两端固定设计，。则：因为，故所选丝杠也符合压杆稳定的要求。5.3滚珠丝杠副支承方式的选择实践证明，丝杠的轴承组合及轴承座以及其它零件的连接刚性不足，将严重影响滚珠丝杠副的传动精度和刚度。为了提高轴向刚度，本次设计轴承的组合采用单推单推式，如图27所示，推力球轴承分别装在滚珠丝杠的两端并施加预紧力。其特点是轴向刚度较高，预拉伸安装时，预紧力较大。图27主传动进给丝杠支承结构6主轴箱空间布局主轴箱内各轴的空间布局，在主传动系统设计中也是一个很重要的部分。它直接影响着箱体的外形尺寸、传动系统精度和箱体内的空间利用率。主轴箱设计得过小，箱体内各轴和轴系组件相隔太近，不便于安装，也容易产生干涉；齿轮啮合时振动、发热，如果与主轴隔得太近，也会影响主轴的旋转精度从而影响加工质量。针对于本次卧式镗铣数控机床，主轴箱通过导轨与立柱相连，并沿导轨在竖直面内运动，因此箱体高度方向尺寸不能太小，而应保证主轴箱沿导轨滑动时有足够长的导向长度，如图28所示，拟定下面两种布局方案。方案一方案二图28主轴系统空间布局方案分析从图上可以看出，方案二的布局比起方案一来三轴的位置稍显紧凑，并且高度方向尺寸较小，但宽度方向尺寸却比方案一大得多。而方案一，虽然三根轴的相对位置没有一那么紧凑，但这种设计的高度方向尺寸更大，因此在立柱上滑动时其导向长度也长，导向精度更高；并且，它还大大减小了主轴箱的宽度方向尺寸，这样能使得装配后主轴箱的重心距立柱导轨的距离大大减小，移动也更平稳；另外，虽然看上去方案一中三轴的相对位置较为分散，但却更能减小运转过程中、轴上零件的震动、发热对主轴旋转精度影响。综上所述，选择方案一中的主轴箱空间布局。7主轴箱润滑系统设计有相对运动的两个零件之间不可避免地存在摩擦和磨损，因此，为机械系统选择合理的润滑方式不但可以减小零件间的摩擦、磨损，延长零部件的使用寿命，也能减小系统运行的不平稳性，提高主轴的运转精度，保证加工质量。该主传动系统各轴的转速相对较高，箱体内需要润滑的轴承和齿轮也较多，对滑润油需求量较大，因此本次设计中主轴箱内采用喷油润滑。在轴上设计一个凸轮，当主轴电机启动后，轴通过键连接带动凸轮转动，以推动润滑油泵活塞在缸体内作往复运动，实现将箱底滑润油吸起并泵送至各滑润点的功能，同时还可以起到给运动部件降温的作用。润滑油泵和分油器结构如图29和图30所示。图29润滑油泵结构图图30分油器结构图在各润滑点，油嘴直接将润滑油喷到需要润滑的部件上。8变速机构设计本次设计的卧式镗铣机床为数控机床，选用的主轴电机可实现无级调速。但是，为了改善主轴的输出转矩特性，使主轴在低速运转时仍能满足负载转矩的要求，设计中采用在无级变速系统中串联机械变速环节的方法，将主轴电机的变速范围分割成高、低两段，实现分段无级变速，以匹配主轴与负载的转特性。为实现变速的自动控制，变速系统采用如图31所示液压机构。以图示啮合位置为例，变速系统工作过程为：当接收到机械变速信号时，机床电控部分控制液压系统给变速油缸供油，推动活塞和拨叉向左运动，当到达左啮合位置时，拨叉上的顶块压下行程开关1，停止液压系统继续给油缸供油并保持油压，保证啮合过程中滑移齿轮不会轴向误动作。图31主传动机械变速系统当接收到下一机械变速信号时，变速系统工作过程同上，不同的是活塞和拨叉此时是向右运动。9换刀机构设计本次设计的卧式镗铣数控机床，铣刀头和镗杆安装完毕后，都是通过内层主轴的碟形弹簧将其拉紧的。因此换刀时，必须通过机械装置克服碟形弹簧的拉紧力，将拉刀杆顶出。在此，也采用液压机构实现。当需要换刀时，电控系统控制液压系统为油缸供油，将拉刀杆顶出到某一位置并保持压力；当刀具安装完毕后，油路卸荷，活塞在弹簧作用下回复到起始位置。换刀时用到的油缸结构如图3