关 键 词：

主轴和传动系统 分离式 4张CAD图纸和文档所见所得 YC系列 数控铣床主传动系统设计[主轴和传动系统 分离式]【4张CAD图纸和文档所见所得】【YC系列】 数控 铣床 传动系统 设计 主轴 分离 CAD

资源描述：

【温馨提示】====【1】设计包含CAD图纸 和 DOC文档，均可以在线预览，所见即所得，，dwg后缀的文件为CAD图，超高清，可编辑，无任何水印，，充值下载得到【资源目录】里展示的所有文件======【2】若题目上备注三维，则表示文件里包含三维源文件，由于三维组成零件数量较多，为保证预览的简洁性，店家将三维文件夹进行了打包。三维预览图，均为店主电脑打开软件进行截图的，保证能够打开，下载后解压即可。======【3】特价促销，，拼团购买，，均有不同程度的打折优惠，，详情可咨询QQ：1304139763 或者 414951605======【4】 题目最后的备注【YC系列】为店主整理分类的代号，与课题内容无关，请忽视

内容简介：

北京科技大学天津学院本科生毕业设计（论文）本科生毕业设计(论文)题 目:数控铣床主传动系统设计(分离式)# 英文题目:#系 :#专 业:#班 级: 系，专业，班级 请参照书写规范学 生:#学 号:#指导教师1:#职称:#指导教师2:#职称:#-1-声 明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得研究结果。论文在引用他人已经发表或撰写的研究成果时，已经作了明确的标识；除此之外，论文中不包括其他人已经发表或撰写的研究成果，均为独立完成。其它同志对本文所做的任何贡献均已在论文中做了明确的说明并表达了谢意。学生签名：_ 年 月 日导师1签名：_ 年 月 日导师2签名：_ 年 月 日V北京科技大学天津学院本科生毕业设计（论文）摘 要本论文首先介绍了我国数控机床发展的过程与现状 ,并分析了其存在的问题 ;对数控机床的发展趋势进行了探讨；并对数控铣床传动系统进行了设计与计算。主轴箱有安装在精密轴承中的空心主轴和一系列变速齿轮组成。数控铣床主轴可以获得在调速范围内的任意速度，以满足加工切削要求。目前，数控铣床的发展趋势是通过电气与机械装置进行无级变速。变频电机通过带传动和变速齿轮为主轴提供动力。通常变频电机调速范围35，难以满足主轴变速要求；串联变速齿轮则扩大了齿轮的变速范围 。本设计将原来的带轮不卸荷结构变为了带轮卸荷结构，使输入轴在带处只受转矩，将轴上的径向力传动到铣床机体上,改善了输入轴的受力情况。关键词: 传动系统设计,传动副，结构网，结构式，齿轮模数，传动比CNC milling Main Transmission System (Discrete)AbstractThis paper introduces the process and current situation of the development of CNC machine tools, and analyzes the existing problems; the development trend of CNC machine tools were discussed; CNC milling machine and drive system design and calculation.Headstock mounted in precision bearings have a hollow shaft and a series of transmission gear components. Spindle can get any speed in the speed range to meet the requirements of the cutting process.At present, the development trend of CNC lathe is continuously variable by electrical and mechanical devices. Inverter motor powered by belt drive and transmission gears for the spindle. Typically variable frequency motor speed range of 3-5, it is difficult to meet the requirements of the shift spindle; change gear series is expanding the scope of the gear shift.The design of the original pulley without unloading the structure into a pulley unloading structure, with the input shaft of the torque only by the radial force to the drive shaft on the lathe body, improve the force of the input shaft Happening.Keywords: drive system design, transmission deputy, network architecture, structure, modulus gear transmission ratio目录摘 要IIAbstractIII第1章 绪论11.1 国内外研究现状及发展趋势11.1.1 数控系统的发展趋势11.1.2 我国数控铣床的研究现状及发展趋势11.2 毕业设计题目、主要技术参数5第2章 运动设计62.1运动参数及转速图的确定62.1.1 确定结构网62.1.2绘制转速图和传动系统图62.2 确定各变速组此传动副齿数7第3章 动力计算93.1 同步带计算选型93.2 计算转速的计算123.3 齿轮模数计算及验算123.4 主轴合理跨距的计算153.5 主轴材料的选择及尺寸、参数的计算163.6 主轴箱体的截面形状和壁厚计算18第4章 铣床主轴部分及其设计计算194.1 铣床主轴所需标准194.1.1 铣床的刚度194.1.2 铣床的耐车性204.1.3 铣床的旋转精度204.1.4 铣床的抗震能力204.1.5 铣床的热变形214.2 铣床主轴部分的分布214.3 铣床主轴形状的选择224.4 铣床主轴的热处理224.5 铣床主轴的设计标准234.6 铣床主轴上轴承的挑选234.7 铣床主轴上轴承的校对计算244.8 铣床主轴外部伸长量254.9 铣床主轴的校核264.9.1 受力作用的转换264.9.2 铣床主轴的挠度274.9.3 铣床主轴的倾角284.10 轴的设计和验算294.10.1 轴的结构设计294.10.2 轴的强度校核304.10.3 轴的刚度校核33第5章 主轴结构设计395.1 对主轴组件的性能要求395.2 轴承配置型式405.3 主要参数的确定405.4 主轴头的选用425.5 编码器的选择与安装42第6章 主轴变速箱的装配设计436.1 箱体内结构设计的特点436.2 设计的方法(以轴的布置为例)43第7章 摩擦离合器(多片式)的计算467.1 结构设计477.1.1 展开图设计477.1.2 截面图及轴的空间布置487.2 零件验算487.2.1 主轴刚度487.2.2 传动轴刚度53结论58参考文献59致 谢60北京科技大学天津学院本科生毕业设计（论文）第1章 绪论1.1 国内外研究现状及发展趋势1.1.1 数控系统的发展趋势自从1951年计算机技术应用于机床上，数控系统经历了数控（NC）和计算机数控（CNC）两个阶段的发展。目前，数控系统正处于第六代基于PC（PCBASED）。未来数控系统将呈以下发展趋势：1、 继续向开放式、基于PC的第六代方向发展 基于PC所具有的开放性、低成本、高可靠性、软硬件资源丰富等特点，更多的数控系统生产厂家会走上这条道路。至少采用PC机作为它的前端机，来处理人机界面、编程、联网通信等问题，由原有的系统承担数控的任务。2、向高速化和高精度化发展 3、向智能化方向发展 （1）应用自适应控制技术向高速化和高精度化发展 数控系统能检测过程中一些重要信息，并自动调整系统的有关参数，达到改进系统运行状态的目的。 （2）引入专家系统指导加工 将熟练工人和专家的经验，加工的一般规律和特殊规律存入系统中，以工艺参数数据库为支撑，建立具有人工智能的专家系统。 （3）引入故障诊断专家系统 （4）引入动装置智能化数字伺服驱动系统可以通过自动识别负载，而自动调整参数，使驱动系统获得最佳的运行3 。1.1.2 我国数控铣床的研究现状及发展趋势1、研究现状我国数控铣床从20世纪70年代初进入市场，至今通过各大机床厂家的不懈努力，通过采取与国外著名机床厂家的合作、合资、技术引进、样机消化吸收等措施，使得我国的机床制造水平有了很大的提高，其产量在金属切削机床中占有较大的比例。目前，国产数控铣床的品种、规格较为齐全，质量基本稳定可靠，已进入实用和全面发展阶段。 1）床身按照床身导轨面与水平面的相对位置，床身有图1所示的5种布局形式。一般来说，中、小规格的数控铣床采用斜床身和平床身斜滑板的居多，只有大型数控铣床或小型精密数控铣床才采用平床身，立床身采用的较少。平床身工艺性好，易于加工制造。由于刀架水平放置，对提高刀架的运动精度有好处，但排屑困难；刀架横滑板较长，加大了机床的宽度尺寸，影响外观。平床身斜滑板结构，再配置上倾斜的导轨防护罩，这样既保持了平床身工艺性好的优点，床身宽度也不会太大。斜床身和平床身斜滑板结构在现代数控铣床中被广泛应用，是因为这种布局形式具有以下特点： 容易实现机电一体化； 机床外形整齐、美观，占地面积小； 容易设置封闭式防护装置； 容易排屑和安装自动排屑器； 从工件上切下的炽热切屑不至于堆积在导轨上影响导轨精度； 宜人性好，便于操作； 便于安装机械手，实现单机自动化。 2)导轨 铣床的导轨可分为滑动导轨和滚动导轨两种。 滑动导轨具有结构简单、制造方便、接触刚度大等优点。但传统滑动导轨摩擦阻力大，磨损快，动、静摩擦系数差别大，低速时易产生爬行现象。目前，数控铣床已不采用传统滑动导轨，而是采用带有耐磨粘贴带覆盖层的滑动导轨和新型塑料滑动导轨。它们具有摩擦性能良好和使用寿命长等特点。 滚动导轨的优点是摩擦系数小，动、静摩擦系数很接近，不会产生爬行现象，可以使用油脂润滑。根据滚动体的不同，滚动导轨可分为滚珠直线导轨和滚柱直线导轨。后者的承载能力和刚度都比前者高，但摩擦系数略大。 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 图1.1 床身布局型式3）主轴传动系统机床主传动系统可分为分级变速传动和无级变速传动。分级变速传动是在一定范围能均匀的、离散地分布着有限级数的转速，主要用于普通机床。无级变速形式可以在一定范围内连续改变转速，以便得到满足加工要求的最佳转速，能在运转中变速，便于自动变速。数控铣床得主传动系统通常采用无级变速。 与普通铣床相比，数控铣床的主传动采用交、直主轴调速电动机，电动机调速范围大，并可无级调速，使主轴结构大为简化。为了适应不同的加工需求数控铣床主传动系统有以下三种方式。 电动机直接驱动 主轴电动机与主轴通过联轴器直接连接，或采用内装式主轴电动机驱动。采用直接驱动可大大简化主轴箱结构，能有效地提高主轴刚度。这种传动的特点是主轴转速的变化、输出转矩与主轴的特性完全一致。但因主轴的功率和转矩特性直接决定主轴电机的性能，因而这种变速传动的应用受到一定限制。采用定比传动 主轴电动机经定比传动给主轴。 定比传动可采用带传动或齿轮传动，这种传动方式在一定程度上能满足主轴功率和转矩的要求，但其变速范围仍和电动机的调速范围相同。 目前，交流、直流主轴电动机的恒功率转速范围一般只有2-4，而恒转矩范围则达100以上；许多大、中型机床的主轴要求有更宽的恒功率转速范围。很明显，这种情况下主轴电动机的功率特性和机床主轴的要求不匹配:调速电动机的恒功率范围远小于主轴要求的恒功率变速范围。所以这种变速方式多用于小型或高速数控机床。 采用分档变速方式 采用这种变速方式主要是为了解决主轴电动机的功率特性和机床主轴功率特性不匹配。变速多采用齿轮副来实现，电动机的无级变速配合变速机构可确保主轴的功率、转矩要求，满足各种切削运动的转矩输出，特别是保证低速时的转矩和扩大恒功率的调速范围。用两个电机分别驱动主轴 上述两种方式的混合传动，高速时带轮直接驱动主轴，低速时另一个电机通过齿轮减速后驱动主轴4）刀架系统 按换刀方式的不同，数控铣床的刀架系统主要有回转刀架、排式刀架和带刀库的自动换刀装置等多种形式。排式刀架一般用于小规格数控铣床，以加工棒料或盘类零件为主。回转刀架是数控铣床最常用的一种典型换刀刀架，通过刀架的旋转分度定位来实现机床的自动换刀动作，根据加工要求可设计成四方、六方刀架或圆盘式刀架。根据刀架回转轴与安装底面的相对位置，回转刀架分为立式刀架和卧式刀架两种。排刀式刀架和回转刀架对刀具的数目有一定的限制，当需要数量较多的刀具时，应采用带刀库的自动换刀装置。5）进给传动系统 数控铣床的进给传动系统一般均采用进给伺服系统，按其控制方式不同可分为开环系统和闭环系统。前者定位精度低，但它结构简单、工作可靠、造价低廉；后者控制精度高、快速性能好，但它对机床的要求比较高，且造价较昂贵。闭环系统中采用的位置检测装置有：脉冲编码器、旋转变压器、感应同步器、磁尺、光栅尺和激光干涉仪等。 数控铣床的进给伺服系统中常用的驱动装置是伺服电机。伺服电机有直流伺服电机和交流伺服电机之分。前者由于具有可靠性高、造价低等特点而被广泛采用4。2、发展趋势1）高速、高精密化 当前机床正向高速切削、干切削和准干切削方向发展，加工精度也在不断地提高。另一方面，电主轴和直线电机的成功应用，陶瓷滚珠轴承、高精度大导程空心内冷和滚珠螺母强冷的低温高速滚珠丝杠副及带滚珠保持器的直线导轨副等机床功能部件的面市，也为机床向高速、精密发展创造了条件。 2）高可靠性 3）数控铣床设计CAD化、结构设计模块化 采用CAD技术以替代人工完成繁琐的绘图工作，进行设计方案选择和大件整机的静、动态特性分析、计算、预测及优化设计，以及对整机各工作部件进行动态模拟仿真。这样大大提高了工作效率，提高设计的一次成功率，从而缩短试制周期，降低设计成本，提高市场竞争能力。 4）功能复合化扩大机床的使用范围、提高效率，实现一机多用、一机多能，即一台数控铣床既可以实现车削功能，也可以实现铣削加工。5）智能化、网络化、柔性化和集成化5。1.2 毕业设计题目、主要技术参数1、设计数控铣床主传动系，主轴最高转速为Nmax=4000r/min，最低转速为20r/min，计算转速为180r/min，电动机功率规定为15kW，电动机的最高转速为4500r/min，额定转速为1500r/min。要求主轴的功率特性图上无缺口，采用主轴和传动系统分离式传动方式，每根轴上传动副数少于等于4个。- 57 -北京科技大学天津学院本科生毕业设计（论文）第2章 运动设计2.1运动参数及转速图的确定技术参数：1、 设计数控铣床主传动系，主轴最高转速为Nmax=4000r/min，最低转速为20r/min，计算转速为180r/min，电动机功率规定为15kW，电动机的最高转速为4500r/min，额定转速为1500r/min。要求主轴的功率特性图上无缺口，采用主轴和传动系统分离式传动方式，每根轴上传动副数少于等于4个。 (1)无级变速传动系统的恒功率调速范围Rnp: Rnp=22.22(2)交流调速电动机的恒功率调速范围rnp:rnp=3(3)分级变速传动的转速级数Z：2.095 Z=lgRnp/lgrnp2.82 取Z=32.1.1 确定结构网主轴的计算转速为 180r/min由转速得,选用齿轮精度为8级精度图2-1结构网 2.1.2绘制转速图和传动系统图（1）绘制转速图：转速图（2）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数1-2轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m)2.2 确定各变速组此传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20 图2-3 主传动系统图（7） 齿轮齿数的确定。据设计要求Zmin1820,由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。齿轮Z1Z1 Z2Z2Z3Z3齿数774346742288第3章 动力计算3.1 同步带计算选型设计功率是根据需要传递的名义功率、载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素共同确定的，表达式如下：式中需要传递的名义功率工作情况系数，按表2工作情况系数选取=1.7；表3-3.工作情况系数确定带的型号和节距 可根据同步带传动的设计功率Pd和小带轮转速n1，由同步带选型图中来确定所需采用的带的型号和节距。 其中Pd=25.5kw，n1=4500rpm。查表3-4表3-4选同步带的型号为H：，节距为：Pb=8.00mm选择小带轮齿数z1，z2 可根据同步带的最小许用齿数确定。查表3-3-3得。 查得小带轮最小齿数14。实际齿数应该大于这个数据初步取值z1=34故大带轮齿数为：z2=iz1=2z1=68。 故z1=34，z2=38。确定带轮的节圆直径d1，d2小带轮节圆直径d1=Pbz1/=8.0034/3.1486.53mm大带轮节圆直径d2=Pbz2/=8.0034/3.14173.06mm验证带速v 由公式v=d1n1/60000计算得， svmax=40m/s，确定带长和中心矩根据机械设计基础得所以有：现在选取轴间间距为取224mm10、同步带带长及其齿数确定=() =719.7mm11、带轮啮合齿数计算有在本次设计中传动比为1，所以啮合齿数为带轮齿数的一半，即=17。12、基本额定功率的计算查基准同步带的许用工作压力和单位长度的质量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。表3-5 基准宽度同步带的许用工作压力和单位长度的质量13、计算作用在轴上力=71.6N3.2 计算转速的计算（1）.主轴的计算转速 , 轴 序 号电动机(0)I轴II轴计算转速r/min15007501203.3 齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率4、模数计算，一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。45号钢整体淬火，按接触疲劳计算齿轮模数m （2） 齿轮计算。 齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2Z3Z3齿数774346742298模数333333分度圆直径23112913822266294齿顶圆直径23713514422872300齿根圆直径223.5121.5130.5214.558.5286.5 齿宽242424242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=4kW; -计算转速（r/min）. m-初算的齿轮模数（mm）, B-齿宽（mm）; z-小齿轮齿数； u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=3; -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min），=500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上,=0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得:=0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：3.4 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=11KW，根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=9550=318.3N.m假设该机床为铣床的最大加工直径为300mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取60%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根据文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。3.5 主轴材料的选择及尺寸、参数的计算主轴的主要尺寸参数包括：主轴直径、内孔直径、悬伸长度和支撑跨距。评价和考虑主轴的主要尺寸参数的依据使主轴的刚度、结构工艺性和主轴组件的工艺适应范围。主轴内孔直径 主轴的内孔用来安放棒料、刀具夹紧装置固定刀具、传动气动或液动卡盘等。主轴孔径越大，同时主轴部件的相对重量也越轻。主轴孔径的大小主要受主轴刚度的制约。根据设计要求。此设计选用的主轴材料是45#钢。表3-1 45#钢热处理和参数表因为选用的主轴电机功率为P=11KW，额定转速nc=1500r/min所以主轴功率 p=pc/123=12.67 kw 因为主轴是空心转轴，所以 d1=21.68 . 查表得=1.23 所以d1=21.681.2321.23=56.6 d2=63mmd3=d2+58mm=72mm。 d4=d3+15mm=74mm。d5=d4+15mm=78mm。d6=d5+2a。a(0.070.1)d1 所以d6=80mm。根据选用的轴承确定d7=98mm主轴的疲劳强度安全系数校核，危险截面安全系数s的校核计算： s=s _只考虑弯距作用的安全系数；s_只考虑扭距作用是的安全系数；s _许用安全系数；在此查表所得s=1.31.5；s= 查表得出-1=270Mpa -1=155Mpa k=1.71 k=1.44 =1.6 =0.74，=0.3， m= M= Wp= 所以：s=1.08s=1.31.5 所以主轴设计符合要求。3.6 主轴箱体的截面形状和壁厚计算传动装置箱体的典型纵截面形状为矩形或圆形。箱体壁厚N的计算: N=第4章 铣床主轴部分及其设计计算 铣床的传动轴部分是铣床机构设计中的一项关键部分，这是由于铣床在实际的加工中生产中，其效率高低和性能优劣在很大程度上都是由铣床的传动轴部分影响和决定的。在实际设计中，铣床主轴作为铣床机构的重要部分，其主要作用就是通过传递载荷和力矩，从而带动铣床上的车刀进行工作运转，来对工件进行车削加工。 铣床主轴和日常中的普通轴之间，既有共同之处，即都是作为载荷的传动装置，都要在一定的环境下才能稳定持续的运转；同时其也有自己的特别之处，如其能不依靠其他装置，自己就可以在比较大的载荷作用下工作，同时其还要带动车刀运转来进行对工件的车削加工，所以在对其进行设计和加工中，我们需要考虑更多的相关参数和技术要求。4.1 铣床主轴所需标准图3-14.1.1 铣床的刚度概念：铣床主轴的刚度是指在其受到外部施加的力或者力矩作用时，其由于内部作用力而排斥抗衡其形状发生变化的一项固有属性。其具体原理图如下所示：具体公式为： (N/m) （3.1） 在实际的方案规划时，我们应该从全局出发，全面考虑各方面可能对其造成影响之处，以求其能获得更高的刚度属性。4.1.2 铣床的耐车性 概念：指其在长时间周期的工作运转中能够保证其内部精度等级仍不变的能力。因此，在实际选配件时，应选取一些具有比较大的硬度的配件，同时，也应努力采取一些比如润滑等相关措施，从而使得其使用周期延长。4.1.3 铣床的旋转精度概念：指当铣床主轴在人工操作下，或者是在没有工作件时运转，或者是在运转速度很小时，此时铣床主轴的前面以及轴径向的，以及的大小，其原理图如下图所示：4.1.4 铣床的抗震能力概念：指其排斥受外载荷作用和自身内部结构导致的不稳定震荡，仍能维持恒定工作节奏的本领。由于科技及机械工业的迅猛发展，铣床机构对其的要求也会不断增加。4.1.5 铣床的热变形概念：指当其在运转时由于进行不同的运动而导致各部分部件间发生相互作用，而导致自身温度变高，以致其结构外貌导致变化。在实际的设计和加工中，应努力采取一些措施来避免此种情况的发生，从而使得铣床机构能够持续稳定地工作运行，加工出符合要求的零件产品。4.2 铣床主轴部分的分布在我们实际对铣床主轴部分的设计过程中，一定要充分考虑到前面提到的几点，再根据实际情况，具体设计铣床主轴的分布。铣床的主轴装置有两种不同的安装设计形式，一种是用左右分布受力，另外一种是除了前面已有的，再加一个中间的受力点，而在实际设计中，还是选择第一种的比较大众化。 在本次的设计中，我所选择的也是第一种的形式。而在具体的铣床主轴设计过程中，需要满足如下一些条件：（1）能够符合铣床主轴内部构造的匹配如果必须使得铣床的内部构造比较简洁，而同时需要其在功用方面具有承受比较大的力作用时，我们可以采取在其受力点处安装多个受力配件的方式。而如果是铣床装置的内部配件之间距离较小的时候，因为受到其本身构造的影响，我们可以采取让其内部的轴承分布在不同之处。（2）能够符合其加工质量的需要在进行加工安装时，采取不同的安装方式，可能会对最后铣床机构的加工质量产生很大的影响，因此在进行安装各部件时，一定要先仔细构思好，选择一个合理的，能够满足加工质量要求的安装方式。（3）能够在较大负荷作用下工作在实际设计中，应根据其装置所要承受的负荷大小来决定其具体选用什么样的配件。而对于在铣床装置中的关键部件轴承来说，其选用不同的型号以及数目，会对整个装置的整体受力性能产生很大的影响。表3-1 不同型号轴承的对比基本要求滚动轴承滑动轴承动压轴承静压轴承刚度只和型号有关，预紧后可提高一些随转速和载荷升高二增大与节流形式有关，与载荷转速无关旋转精度精度一般或较差单油楔轴承一般，多油楔较高可很高承载能力一般为恒定值随转速增加而增加，高速时受温升限制与油枪相应压差有关抗振能力不好较好很好速度性能中低速较好中高速较好适应于各种转速摩擦功耗一般较小较小本身较小寿命受疲劳强度限制在不频繁启动时，较大自身无限，但供油系统寿命有限噪声较大无噪声本身没有，泵有噪声（4）能够符合利益最大化的需要在实际设计中，除了要考虑一些技术性的参数外，同时还有一个很重要的考虑点，那就是利益最大化。在进行设计方案中，在能够满足其使用功用的同时，应选取其成本比较低的，从而实现其节约性的要求。4.3 铣床主轴形状的选择 在实际设计中，要确定铣床主轴的具体形状，需要考虑的因素有很多，比如其上所选择的密封设备，轴承等部件的型号，大小，多少等等，另外其工作方式，组合类型等也都要考虑在内。在实际设计中，经常会做成阶梯状的形式。这里我所选择的也同样是把铣床装置的传动轴做成阶梯轴，从而达到拆装容易的目的。4.4 铣床主轴的热处理我们知道，金属刚的弹性模量是一个固定值，其与具体的刚是什么类型基本没关系。而刚的材料却在很大程度上由其决定着，所以从实际情况出发，在进行选材时，比较低价的45刚应成为我们的第一之选，同时为了使其具有更高的使用性能，应对其进行相关的热处理工艺。工作条件使用机床材料牌号热处理硬度常用代用轻中负载车，钻，铣，铣床主轴4550调质HB220-250轻中负载局部要求高硬度铣床的车刀轴4550高频淬火HRC52-58轻中负载PV40（Nm/cms）车，钻，铣，铣床的主轴4550淬火回火高频淬火HRC42-50HRC52-584.5 铣床主轴的设计标准在实际过程中，必须对铣床主轴作出一些具体的设计标准。铣床主轴的表面质量对传动轴上各部分配件的运转精度等级作用甚大。传动轴与上面的各部分配件相接触点的表面质量越好，那么相互作用之后的形变量也就越低，所以其加工质量性能也就越好。所以在设计中，必须要保证铣床主轴具有能够满足加工质量要求的设计标准。4.6 铣床主轴上轴承的挑选经过以上对铣床主轴以及其配件的相关分析论证，经过翻阅相关设计参数资料，我们即可确定此处可采用的轴承型号是36206，也就是角接触球轴承，其接触角是15度，但这代号是其以前的名称，现在它的代号为7206C，其具体参数结构如下图所示。图3-4 轴承图4.7 铣床主轴上轴承的校对计算我们在实际中挑选轴承时，要考虑的因素很多。不但要选取大小合适的，还要能够满足其加载在装置中能够满足加工质量的要求。其选择的正确，则可以使整个装置的性能得到优化，而如果挑选的不合适，那就回影响其本身使用期限甚至整个机构的使用性。所以我们在挑选时，一定要根据实际情况，具体问题具体分析，根据其工作环境，要满足的加工质量要求，拆装方便，以及现有机器的实际情况等，来挑选出最佳的型号。 同时，为了确保轴承能够在工作运行时安全稳定持续，我们还要对其进行相应的校对计算。此处，因为传动机构的实际转速比较大，所以我们可以根据计算基本额定动载荷在挑选及校核其能不能达到使用标准。因为一般是在合理的状态下工作的，所以我们可以选择其标准使用期限为500小时。其计算过程如下： （3.2）上式中，fd冲击载荷因数：1.5；fn速度因数：0.822；P当量动载荷，N ；C基本额定动载荷计算值，N ；fT温度因数：1 ；fm力矩载荷因数，力矩载荷较小时取1.5，较大时取2；CT轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N；fh寿命因数：1；经过翻阅机械设计资料求出，fd=1.5； fm=1.5；fT=1； fh=1；fn=0.822；在这里的铣床机构设计中，我们可以假设其轴承只受到径向的负荷，则其当量动载荷就是： （3.3）经翻阅机械设计书，求出：X=1，且Y=0；所以，N。由以上可得：经过详细的计算论证，这里我们应采用的型号是7206C，其详细的结构数据是：小径d=25mm，外圆直径D=62mm，其kN，而kN，其最大转速是一万转每分钟。同时验算它的额定的静载荷。其额定静载荷的验算方法是： （3.4）其中： 综上所述，这里我所采用的轴承能够满足使用要求。4.8 铣床主轴外部伸长量在实际的设计铣床主轴中，需要使得其在套筒内的前端受力点外有一部分的伸长量，从而将带轮安装在上面实现传动，而这伸长量的大小，对其意义非同寻常。通常是其值越小越好。所以在实际设计中，在能满足要求的情况下，我们务必优先选用较小的伸长量。经过翻阅相关的机械设计手册，查得在铣床主轴的设计中，其伸长量与传动轴轴颈处的直径比值在1.25到2.5之间，所以其伸长量的范围就是在37.5mm到75mm之间。这里我所采用的数值是45mm 。4.9 铣床主轴的校核通过实际观察我们发现，铣床主轴在整个铣床装置的实际运行中起主要主要作用。因为在机器的正常运行中，传动轴承受很大的负荷，但是其可以接受的形变量却非常小，所以在设计及校核铣床主轴时，主要就是检验其刚度值是否在要求范围之内。而对于铣床主轴的具体刚度值大小，我们不好直接进行测量计算。但是根据其定义我们可知道，如果我们能够求出其挠度和倾角，那么也就能够得出其刚度的情况。4.9.1 受力作用的转换 如果传动轴上是两个受力承受点的，并且其前端部分分布多个受力轴承，那么这种形式我们可将其转换成一头固定，一头受力的形式，转换图如下所示：而如果每个受力作用点处的受力轴承只是一个单列或者是双列的结构，那么我们可以把其转换成简支梁的形式，其示意图为以下形式： 根据以上的分析，结合我自己实际的设计方案，可知其原理与上图3-6相同。4.9.2 铣床主轴的挠度根据翻阅我们大二时所学的材料力学的教材，可进行更详细的探究，结果见下图：根据此原理，那么其极限值 (3.5)这里，D=35mm4.9.3 铣床主轴的倾角 由上图的分析可知其极限值为： (3.7) 经翻阅机械设计相关手册，查得在满足条件：mm ,且 rad 时，其刚度能够达到使用标准这里的以及，就是其挠度及倾角的极限值。把上面求得的以及代进上面的关系式中进行对比，可知其值均在范围之内，所以这里设计的铣床主轴是符合要求的。由于电动机功率P=28KW，根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=9550=318.3N.m假设该机床为铣床的最大加工直径为400mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取45%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根据文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/；KB= 78287 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。4.10 轴的设计和验算4.10.1 轴的结构设计机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、车损和发热增大。两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。所以，在设计轴时要充分考虑轴的强度刚度等因素。在选择材料和估算直径都要满足条件，估算完以后还要对轴的强度和刚度进行校核。轴的结构设计主要是使轴的各部分具有合理的结构和尺寸。影响轴的结构的因素很多，因此轴的结构没有标准形式。设计时，必须针对轴的具体情况作具体分析，全面考虑解决。轴的结构设计的主要要求是：装在轴上的零件有确定的位置。且布置合理。轴受力合理，能可靠地传递力和转矩，有利于提高强度和刚度。具有良好的工艺性。便于安装和调整。节省材料，减轻质量。轴（输入轴）的设计轴的特点:1将运动传入变速箱的齿轮，一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴不受带的拉力（带轮卸荷）;2若轴上安装正反向的离合器，由于组成离合器的零件很多，在箱内装配很不方便，一般都希望在箱外将轴组装好后在整体装入箱内（最好连皮带轮也组装在上面）。卸荷装置:带轮将动力传到轴有两类方式：一类是带轮直接装在轴上。除了传递扭矩外，带的拉力也作用在轴上。另一类是带轮装在轴承上，轴承装在套筒（法兰盘）上，传给轴的只是扭矩，径向力由固定在箱体上的套筒承受。这种结构称为卸荷装置。4.10.2 轴的强度校核由盐城市机床厂1997-10-01发布的卧式铣床企业标准表9知主轴转速为103时,扭矩为468N.m,这时轴的转速为1.选择轴的材料由于这个铣床箱传动的功率不大，分别为4和28KW，对其重量和尺寸也无要求，故此输入轴采用45钢。2.初估轴径按扭矩初估轴的直径，查表10-2(见参考书2)得C=106117，考虑到安装带轮的轴段仅受扭矩作用，取C=106,则 23.结构设计(1) 各轴段直径的确定 初估直径后就可按照轴上零件的安装顺序,从处开始逐段确定直径。考虑到轴段1上安装带轮，上面将安装有轴承为了符合轴承内径系列，即轴段的直径应与轴承型号的选择同时进行，取轴承代号为6306的深沟球轴承，其内孔直径为30，同理可取其他各段轴的内径；（2）各轴长度的选择 轴段一处上要安装有带轮、轴承、密封圈等，根据这些部件的尺寸，可以得出各段轴段的长度。各个轴段尺寸的确定主要是根据轴上零件的毂长或轴上零件配合部分的长度确定。而另一些轴段的长度除与轴上零件有关外，还与箱体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始，为避免转动零件与不动零件干涉，取齿轮端面与箱体内壁的距离H=15mm,考虑箱体的铸造误差，轴承内端面应距箱体内壁一段距离，取，考虑上下轴承座的联接，取轴衬座宽度为45mm。（3）轴上倒角及圆角为了保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册推荐，取轴肩圆角半径为1mm。为方便加工，其他轴肩圆角半径均取为1mm，根据标准，轴的左右端倒角均为。上述确定尺寸和结构的过程，与画草图同时进行，结构设计草图（见下图-a）4.轴的受力分析(1)画轴的受力简图(见上图-b)，因为齿轮为直齿圆柱齿轮，所以,齿轮上不存在轴向力。(2)计算支承反力在水平面上在垂直面上(3)画弯矩图（见上图-c d e）在水平面上 ，a-a剖面左侧 a-a剖面右侧在垂直面上合成弯矩a剖面左侧和右侧的弯矩相同(4)画弯矩图（见上图-f）转矩 T=(5)判断危险截面显然，a-a面处无论是弯矩还是扭矩都为最大，a-a面为危险截面(6)轴的弯扭合成强度校核由表10-1查得，在a-a截面左侧 2合适。(7)轴的疲劳强度安全系数校核由表10-1查得，；，。在a-a截面左侧 2由附表10-1查得，；由附表10-4查得绝对尺寸系数，；轴经车削加工，由附表10-5查得表面质量系数。则弯曲应力 应力幅 平均应力 切应力 安全系数 查表10-6得许用安全系数，显然，故，a-a截面安全,即整个轴都是安全的，其弯扭合成强度和疲劳强度均是足够的。4.10.3 轴的刚度校核轴受载后要发生弯曲和扭转变形，如果变形过大，会影响轴上零件正常工作。传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。刚度要求保证轴在（弯曲、轴向、扭转）不致产生过大的变形（弯曲、失稳、转角）。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪声、发热、过早车损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况、结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。（1）主轴刚度符合要求的条件如下：（a） 主轴的前端部挠度（b） 主轴在前轴承处的倾角（c） 在安装齿轮处的倾角E取为，由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得主轴载荷图如下所示：由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算（在垂直平面）,，计算（在水平面）,，合成：,以I轴为例，轴的直径按扭转刚度估算，上文已完成，估算出的直径为40mm.铣床传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y和倾角。各类轴的挠度y和倾角，应小于弯曲刚度的许用值Y和值，即：yY；值，即：轴的弯曲变形的允许值：安装齿轮的轴允许的挠度为（0.010.03）m计算轴本身弯曲变形产生的挠度y和倾角时,一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁,当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时,可把轴看作等径轴,采用平均直径（)来计算。计算公式为：圆轴：平均直径惯性矩 轴为圆轴,其平均直径 惯性矩 计算挠度: a 段内: 1其中P-力载荷(N) I-截面惯性矩 M-弯矩载荷-倾角 y-挠度 x-所求之点距离E-轴材料的弹性模量,钢材E= b段内: 1 c段内: 1由图分析得,a 段内挠度1x的值为0和97.1之间由求导得x的值为97.1时,挠度最大,其挠度值为0.0025081,而轴的挠度的允许值为(0.010.03)m,其中m为齿轮模数,所以,y=0.030.09mm可知a 段内挠度yb段内挠度 =1对式子求导,得到挠度为最大时,求得 其挠度值也y再由公式计算得到几个受力端点处的挠度,由计算可得同样y所以,挠度符合要求倾角的校核 由分析可知,最大倾角出现在左支承点处 其倾角为弧度左支承处装有深沟球轴承,其许用倾角为=0.0025rad可得最大倾角许用倾角所以轴的刚度符合要求.第5章 主轴结构设计5.1 对主轴组件的性能要求主轴组件是机床主要部件之一，它的性能对整机性能由很大的影响。主轴直接承受切削力，转速范围又很大，所以对主轴组件的主要性能特提出如下要求：回转精度 主轴组件的回转精度，是指主轴的回转精度。当主轴做回转运动时，线速度为零的点的连线称为主轴的回转中心线。回转中心线的空间位置，在理想的情况下应是固定不变。实际上，由于主轴组件中各种因素的影响，回转中心线的空间位置每一瞬间都是变化的，这些瞬时回转中心线的平均空间位置成为理想回转中心线。瞬时回转中心线相对于理想回转中心线在空间的位置距离，就是主轴的回转误差，而回转误差的范围，就是主轴的回转精度。纯径向误差、角度误差和轴向误差，它们很少单独存在。当径向误差和角度误差同时存在时，构成径向跳动，而轴向误差和角度误差同时存在构成端面跳动。由于主轴的回转误差一般都是一个空间旋转矢量，它并不是所有的情况下都表示为被加工工件所得到的加工形状。主轴回转精度的测量，一般分为三种：静态测量、动态测量和间接测量。目前我国在生产中沿用传统的静态测量法，用一个精密的测量棒插入主轴锥孔中，使千分表触头触及检测棒圆柱表面，以低速转动主轴进行测量。千分表最大和最小的读数差即认为是主轴的径向回转误差。端面误差一般以包括主轴所在平面内的直角坐标系的垂直坐标系的垂直度数据综合表示。动态测量是用以标准球装在主轴中心线上，与主轴同时旋转；在工作态上安装两个互成90角的非接触传感器，通过仪器记录回转情况。间接测量是用小的切削量加工有色金属试件，然后在圆度仪上的测量试件的圆度来评价。出厂时，普通级加工中心的回转精度用静态测量法测量，当L300mm时允许误差应小于0.02mm。造成主轴回转误差的原因主要是由于主轴的结构及其加工精度、主轴轴承的选用及刚度等，而主轴及其回转零件的不平衡，在回转时引起的激振力，也会造成主轴的回转误差。因此加工中心的主轴不平衡量一般要控制在0.4mm/s以下。刚度 主轴部件的刚度是指受外力作用时，主轴组件抵抗变形的能力。通常以主轴前端产生单位位移时，在位移方向上所施加的作用力大小来表示。主轴组件的刚度越大，主轴受力变形就越小。主轴组件的刚度不足，在切削力及其它力的作用下，主轴将产生较大的弹性变形，不仅影响工件的加工质量，还会破坏齿轮、轴承的正常工作条件，使其加快磨损，降低精度。主轴部件的刚度与主轴结构尺寸、支承跨距、轴承类型及配置型式、轴承间隙的调整、主轴上传动元件的位置等有关。抗振性 主轴组件的抗振兴是指切削加工时，主轴保持平稳地运行而不发生振动的能力。主轴组件抗振兴差，工作时容易产生，不仅降低加工质量，而且限制了机床生产率的提高，使刀具耐用度下降。提高主轴抗振兴必须提高主轴组件的静刚度，采用较大阻尼比的前轴承，以及在必要时安装阻尼器。另外，使主轴的固有频率远远大于激振力的频率。温升 主轴组件在运转中，温升过高会引起两方面的不良后果：一是主轴组件和箱体因热彭涨而变形，主轴的回转中心线和机床其它组件的相对位置会发生变化，直接影响加工精度；其次是轴承等元件会因温度过高而改变已调好的间隙和破坏正常润滑条件，影响轴承的正常工作。严重时甚至会发生“抱轴”。数控机床一般采用恒温主轴箱来解决恒温问题。耐磨性 主轴组件必须有足够的耐磨性，以能长期保持精度。主轴上易磨损的地方是刀具或工件的安装部位以及移动式主轴的工作部位。为了提高耐磨性，主轴的上述部位应该淬硬或氮化处理。主轴轴承也需有良好的润滑，以提高耐磨性。以上这些要求，有的还是矛盾的。例如高刚度和高速，高速与低温升，高速与高精度等。这就要具体问题具体分析，例如设计高效数控机床的主轴组件时，主轴应满足高速和高刚度的要求；设计高精度数控机床时，主轴应满足高刚度、低温升的要求6。5.2 轴承配置型式本课题中数控机床的转速较高，却要求径向刚度好，所以轴承的配置型式选择为刚度速度型13。前轴承采用双列角接触球轴承，接触角为，它们通过套筒背靠背配置，以减少主轴悬伸量。后轴承采用双列短圆柱滚子轴承，以承受较大的传动力。如下图所示：图2.6 主轴支承型式5.3 主要参数的确定主轴的主要参数是指：主轴平均直径D（或主轴前轴颈直径）；主轴内孔直径；主轴悬伸量a和主轴支承跨距。这些参数直接影响主轴的工作性能，但为简化问题，主要是由静刚度条件来确定这些参数，即选择D、d、a、l使主轴获得最大静刚度，同时兼顾其它要求，如高速性、抗振性等。（1）主轴前轴颈直径的确定主轴平均直径对主轴部件刚度影响较大。加大直径，可减少主轴本身弯曲变形引起的主轴轴端位移和轴承弹性变形引起的轴端位移，从而 提高主轴部件刚度。但加大直径受到轴承dn值的限制，同时造成相配零件尺寸加大、制造困难、结构庞大和重量增加等，因此在满足刚度要求下应取较小值。按铣床主电动机功率来确定，由资料16图6.183可取。 （2）主轴内孔直径d的确定确定孔径的原则是，为减轻主轴重量，在满足对空心主轴孔颈要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下，应取较大值。对于数控机床，本课题中铣床主轴尾端需要安装皮带轮，轴径较小，故取16，即d=54mm。（3）主轴悬伸量的确定主轴悬伸量是指主轴前端面到支承径向反力作用中点的距离，它对主轴部件的刚度和抗振性影响很大。因此在满足结构要求的前提下尽可能取小值。减小的常见措施有：尽量采用短锥法兰式主轴端部结构。推力轴承配置在前支承时，应安装在径向轴承的内侧而不是外侧。合理设计前支承的调整结构和密封装置形式。尽量采用主轴端部的法兰盘和轴肩等构成密封装置。采用向心推力轴承来代替向心轴承。成对安装的圆锥滚子轴承，应采取滚锥小端相对的形式；成对安装的向心推力轴承应采取背对背或面朝外的同方向排列形式。本课题中主轴前端的一对向心推力轴承正是采用这种安装形式。改变轴端工夹具的结构形式来减小a值16。（4）支承跨距的确定支承跨距是指相邻两支承的支承反力作用点之间的距离。合理确定是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。当时，主轴部件具有最大刚度，即为主轴部件的最佳跨距。在具体设计时，往往由于结构上的限制而使，这就造成主轴部件的刚度损失。合理跨距,通常取。因为D、a一定时，越大，轴承的径向跳动对主轴前端的径向跳动影响越小，且加大可较小振动。当需要远大于时，可采用三支承结构6。5.4 主轴头的选用如前文所述，采用短锥法兰式主轴端部结构有利于减小主轴悬伸量。本课题选用C型法兰式主轴端部，代号为6，其基本尺寸由资料16表6.131可获得。5.5 编码器的选择与安装在经济型数控铣床上加工螺纹或丝杠时，进刀速度应与铣床主轴转速之间保持一个恒定的比例关系，为此要在铣床主轴上安装一个主轴位置信号的反馈元件。即主轴脉冲发生器。在选用简易数控装置时，应选用含有螺纹加工功能的系统软件和相应的主轴脉冲发生器。光电编码器由于是数字信号，所以噪声容限大，容易实现高分辨率，检测精度高，且体积小、重量轻、易安装，在现代检测技术中得到了广泛地应用。本课题选用增量式实心轴编码器PZF58。其技术参数如下表:编码器的安装通常采用两种方式:同轴安装和异轴安装。同轴安装结构简单，缺点是安装后不能加工穿出铣床主轴孔的零件;异轴安装较同轴安装麻烦，需配一对同步平带轮及同步平带。在加工螺纹时，将其装上，不使用时将其断开，避免磨损和信号干扰，延长主轴脉冲发生器的使用寿命。本课题采用异轴安装方式，利用同步带传动带动电编码器转动17。 第6章 主轴变速箱的装配设计箱体内结构的设计:设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）。6.1 箱体内结构设计的特点主轴变速箱是机床的主要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题:(1)精度:铣床主轴部件要求比较高的精度。如：主轴的径向跳动0.01mm;主轴的轴向窜动0.01mm。(2)刚度和抗振性:综合刚度（主轴与刀架之间的作用力与相对变形之比）： N/mm;其中D为最大回转直径mm。(3)传动效率的要求：等级1 效率0.85 等级2 效率0.8 等级3 效率为0.75(4)主轴前轴承处温度和温升应控制在一定范围内，噪音也应控制在一定范围之内： 等级1 dB78 等级2 dB80 等级3 dB83结构应尽可能简单、紧凑，加工和装配工艺性好，便于维修和调整。操作方便，安全可靠。遵循标准化和通用化的原则。6.2 设计的方法(以轴的布置为例)主轴箱结构设计由于是整个机床设计的重点。由于结构比较复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在画正式图之前，最好能先画草图。目的是：布置传动件及选择结构方案。检验传动设计的结果中有无相互干涉，碰撞或其它不合理的情况，以便及时改正。确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。为达到上述目的，草图的主要轮廓尺寸和零件之间的相对位置尺寸一定要画得准确，细部结构可不必画出。各部分结构经过反复推敲修改，经过必要得验算，确定了结构方案以后，才能开始画正式装配图。展开图和横截面图应该尽量交叉进行，这样容易及时发现问题。传动轴设计特点:机床的传动轴，广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安排齿轮，离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、车损和发热增大。两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。轴的结构传动轴可以是光轴也可以是花键轴。轴的空间布置轴系布置的一般程序是：先确定主轴在变速箱中的位置，在确定传动轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合的关系的轴，第三步确定电动机轴或运动输入轴（1轴）的位置，最后确定其他各传动轴的位置。铣床主轴（图6-20）1、垂直方向（高度）H=1/2D-由铣床主参数D决定。2水平方向ab主轴中心在尾架导轨中间，也有稍偏向前导轨的，也有偏向后导轨的，为降低床身导轨的变形，切削力的方向尽可能在前、后导轨之间，主轴中心越往后越好；但从便于装卸工件、减轻劳动强度的角度讲，主轴中心越往前越好。一般中型铣床取尾架导轨中央或稍偏后，这样，既便于操作，又可使切削力均匀地作用于刀架地两导轨面上。传动主轴的轴由于切削力P切和转动力P齿的作用，主轴及其轴承将产生变形。从实验的结果分析，中型铣床主轴部件的变形及其组成比为：主轴本身变形约占45至65%，主轴轴轴承的变形约占30至45%，轴承的支承件（箱体）变形很少。因此，可以认为主轴部件的刚度主要取决于主轴及其轴承。然而，主轴传动齿轮与其啮合的齿轮之间不同的位置，将致使主轴及其主轴轴承承受力有着很大上午变化。通过分析两种极限情况，就可以了解一般情况下的主轴部件受力和变形方法，以选择和确定合适的主轴上齿轮传动力的位置和方向。轴（输入轴）的位置1轴上往往装有摩擦离合器等机构，这些部件的位置安排应便于调装。2 摩擦离合器或摩擦式制动器，需要考虑便于冷却与润滑，离主轴部件要远一些，以减少由于摩擦发热对主轴部件热变形的影响。3轴的端部常装有皮带轮，而主轴尾端外伸，有可能装自动卡盘的操纵气缸或油缸，布置轴位置时，必须保证两者不会相碰，轴上带轮外缘不能高出箱体，以免影响外观。综述以上各点，铣床上轴一般多安排在变速箱后壁靠近箱盖处。中间各传动轴的位置:主轴和轴位置既定，中间各传动轴位置即可按传动顺序进行安排，应考虑满足以下要求：(1)装有离合器的轴：要便于装调、维修和润滑。(2)装有制动装置的轴：要便于装调、维修，该轴应布置在靠近箱盖或箱壁处，同时还应考虑与起、停装置的互锁。(3)装有润滑油泵的轴：要有足够的空间安装润滑油泵，其高度要便于油泵吸油和排油，并便于装卸和调整油泵，装有溅油轮或溅油齿轮的轴应注意圆周速度和浸入油面的深度。(4)与相关部件有联系的轴：铣床主运动与进给运动间的内在联系是通过变速箱内的进给运动输出轴联系，它应布置在主轴前下方靠近进给箱处。(5)其他：使箱体截面尺寸紧凑、比例协调，各操纵机构安排得当等等。第7章 摩擦离合器(多片式)的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径d应比花键轴大26mm，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm）； Mn955/95530.98/8001.28（Nmm）; Nd电动机的额定功率（kW）； 安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）； 从电动机到离合器轴的传动效率； K安全系数，一般取1.31.5； f摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表2-15，取f=0.08； 摩擦片的平均直径（mm）; =（D+d）/267mm; b内外摩擦片的接触宽度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； 摩擦片的许用压强（N/）；1.11.001.000.760.836 基本许用压强（MPa），查机床设计指导表2-15，取1.1； 速度修正系数 n/6=2.5（m/s） 根据平均圆周速度查机床设计指导表2-16，取1.00； 接合次数修正系数，查机床设计指导表2-17，取1.00； 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 卧式铣床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取0.40.4114.4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：Q=b(N)1.13.14231.003.57式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），内外层分离时的最大间隙为0.20.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0.30.5（mm）,淬火硬度达HRC5262。 图3-5 多片摩擦离合器7.1 结构设计7.1.1 展开图设计1. 齿轮布置主传动系统采用集中传动方式，将全部传动和变速机构集中在同一个主轴箱内，结构紧凑，便于实现集中操纵，安装调整方便。电机轴与电动机采用弹性柱销联轴器连接，可一定程度降低定心精度要求，隔离点击震动。2. 主轴组件设计圆锥滚子轴承能同时承受径向和轴向载荷，成对使用具有轴承数量少、支撑结构简单、轴承间隙调整方便的特点。主轴采用单列圆锥滚子轴承的前中支承为主端深沟球轴承的尾端支承为辅的三支撑结构。用中支撑左侧的螺母同时调整前中两个轴承的间隙。7.1.2 截面图及轴的空间布置由于滑移齿轮轴心离箱体壁距离较大，且滑移行程较长，故采用拨叉沿导向杆滑动来操纵滑移齿轮。摆动拨叉通过滑块与滑动拨叉尾端的槽接触，滑块做圆弧运动转化为拨叉的滑动，实现滑移。使用钢球弹簧作为定位的手柄座可以使操作杆拨动到指定位置即停下并锁紧，方便工人操作。7.2 零件验算7.2.1 主轴刚度1. 主轴支撑跨距的确定前端悬伸量：主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚锥轴承及向心推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里选定。一般最佳跨距，考虑到结构以及支承刚度会因磨损而不断降低，应取跨距比最佳支承跨距 大一些，一般是的倍，再综合考虑结构的需要，本设计取。2. 最大切削合力P的确定最大圆周切削力须按主轴输出全功率和最大扭矩确定（4-8）其中：电动机额定功率()，；主传动系统的总效率，为各传动副、轴承的效率，总效率。由前文计算结果， 。取；主轴的计算转速，由前文计算结果，主轴的计算转速为；计算直径，对于卧式铣床，为最大端铣刀计算直径，对于工作台面积为的卧式铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分别为，。可以得到，验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力。对于卧式升降台铣床的铣削力，一般按端铣计算。不妨假设本铣床进给系统的末端传动副有消隙机构，应采用不对称顺铣，则各切削分力、同的比值可大致认为； ； 。则，即与水平面成角，在水平面的投影与成角。3. 切削力作用点的确定设切削力的作用点到主轴前支撑的距离为 （4-9）其中：主