CLK6140轻型数控车床主运动及进给系统结构设计说明书.doc

CLK6140轻型数控车床主运动及进给系统设计CLK6140轻型数控车床主运动及进给系统结构设计说明书1 总体方案1.1 CLK6140的现状和发展自第一台数控机床在美国问世至今的半个世纪内，机床数控技术的发展迅速，经历了六代两个阶段的发展过程。其中，第一个阶段为NC阶段；第二个阶段为CNC阶段，从1974年微处理器开始用于数控系统，即为第五代数空系统。在近20多年内，在生产中，实际使用的数控系统大多是这第五代数控系统，其性能和可靠性随着技术的发展得到了根本性的提高。从20世纪90年代开始，微电子技术和计算机技术的发展突飞猛进，PC微机的发展尤为突出，无论是软硬件还是外器件的进展日新月异，计算机所采用的芯片集成化越来越高，功能越来越强，而成本却越来越低，原来在大，中型机上才能实现的功能现在在微型机上就可以实现。在美国首先推出了基于PC微机的数控系统，即PCNC系统，它被划入为所谓的第六代数控系统。下面从数控系统的性能、功能和体系结构三方面讨论机床。数控技术的发展趋势：1.1.1 性能方面的发展趋势（1） 高速高精度高效（2） 柔性化（3） 工艺复合和轴化（4） 实时智能化1.1.2 功能发展方面（1） 用户界面图形化（2） 科学计算可视化（3） 插补和补偿方式多样化（4） 内置高性能PLC（5） 多媒体技术应用1.1.3 体系结构的发展（1） 集成化（2） 模块化（3） 网络化（4） 开放式闭环控制模式1.2 CK6140数控卧式车床的总体方案论证与拟定1.2.1 数控车床 数控车床又称数字控制（Numbercal control，简称NC）机床，它是20世纪50年代初发展起来的一种自动控制机床，而数控车床四其中的一类使用性很强的机床形式。数控车床是基于数字控制的，它与普通车床不同的是，数控车床的主机结构上具有以下特点：（1）.由于大多数数控车床采用了高性能的主轴及伺服传动系统，因此，数控机床的机械传动结构得到了简化。（2）.为了适应数控车床连续地自动化加工，数控车床机械结构，具有较高的动态刚度，阻尼精度及耐磨性，热变形较小。（3）.更多地采用高效传动部件，如滚动丝杆副，直线滚动导轨高，CNC装置这是数控车床的核心，用于实现输入数字化的零件程序，并完成输入信息的存储，数据的变换，插补运算以及实现各种控制功能。1.2.2 CK6140数控卧式车床的拟定1.CK6140数控卧式车床具有定位，纵向和横向的直线插补功能，还能要求暂停，进行循环加工等，因此，数控系统选取连续控制系统。2.CK6140数控卧式车床属于经济型数控机床，在保证一定加工精度的前提下，应简化结构、降低成本，因此，进给伺服系统应采用步进电机开环控制系统。3.根据设计所给出的条件，主运动部分z=18级，即传动方案的选择采用有级变速最高转速是2000r/min，最低转速是40r/min，=1.264.根据系统的功能要求，微机控制系统中除了CPU外，还包括扩展程序存储器，扩展数据存储器，I/O接口电路，包括能输入加工程序和控制命令的键盘，能显示加工数据和机床状态信息的显示器，包括光电隔离电路和步进电机驱动电路。此外，系统中还应该包括脉冲发生电路和其他辅助电路。5.纵向和横向进给是两套独立的传动链，它们由步进电机，齿轮副，丝杆螺母副组成，它的传动比应满足机床所要求的。6.为了保证进给伺服系统的传动精度和平稳性，选用摩擦小，传动效率的滚珠丝杆螺母副，并应有预紧机构，以提高传动刚度和消除间隙。齿轮副也应有消除齿侧间隙的机构。7.采用滚动导轨可以减少导轨间的摩擦阻力，便于工作台实现精确和微量移动，且润滑方法简单。（附注：伺服系统总体方案框图1.1）图1.1 伺服系统总体方案框图2 机械部分设计计算说明2.1 主运动部分计算2.1.1 参数的确定一. 了解车床的基本情况和特点-车床规格系列和类型1. 通用机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础.因此,对这些基本知识和资料作些简要介绍.本次设计中的车床是普通型车床,其品种,用途,性能和结构都是普通型车床所共有的,在此就不作出详细的解释和说明了.2. 车床的主参数(规格尺寸)和基本参数(GB1582-79,JB/Z143-79):最大的工件回转直径D(mm)是400;刀架上最大工件回转直径大于或等于200;主轴通孔直径d要大于或等于36;主轴头号(JB2521-79)是6;最大工件长度L是7502000;主轴转速范围是:321600;级数范围是:18;纵向进给量0.032.5r/mm;主电机功率是5.510KW二. 参数确定的步骤和方法1. 极限切削速度 根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑:工序种类,工艺要求,刀具和工件材料等因素.允许的切速极限参考值如.然而,根据本次设计的需要选取的值如下: 2. 主轴的极限转速 计算车床主轴的极限转速时的加工直径,按经验分别取(0.10.2)D和(0.450.5)D.由于D=400mm,则主轴极限转速应为: =2000r/min 3主轴转速级数Z和公比机床中常用的公比为1.26和1.41,本例考虑适当减小相对速度损失,选定 由于转速范围 4.主电机功率-动力参数的确定合理地确定电机功率N,使机床既能充分发挥其使用性能,满足生产需要,又不致使电机经常轻载而降低功率因素.因此,采用估算法确定轻型机床电机功率. 1)主(垂直)切削力: 2)切削功率: 3)估算主电机功率: 所以,N值按我国生产的电机在Y系列三相异步电动机中选择，电机型号为Y132S-4，额定功率选取则为5.5KW。电机的外形及安装尺寸见下： 图2.1 异步电机的外形及安装尺寸2.1.2. 传动设计 1. 级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组成,各传动组分别有个传动副,即: 传动副数由于结构限制以2或3为合适,即变速级数Z应为2和3的因子: 所以18级转速的结构的传动副只有2,3,3的形式 2. 由于I轴要安置换向磨擦离合器，为减小轴向尺寸,第一传动组的传动副数不能多,所以2为宜.主轴对加工精度,表面粗糙度的影响最大.因此,主轴上齿轮少些为好.最后一个传动组的传动副常选用2.另外,最后扩大组的传动副数目时的转速范围远比Z=3时大.因此,在机床设计中,因要求的R较大,最后扩大组的传动副数目取2更为合适.所以,考虑在原有传动副基础上增加一个变速组. 3. 在传动顺序的安排方面,由于I轴装有摩擦离合器,在结构上要求有一齿的齿根圆大于离合器的直径,再加上上面提到的增加一个变速组,因此最后的结构式为 其中第三扩大组的级比指数不遵守正常规律,缩减为(12-6)=6,这样会出现6级重复转速.2.1.3转速图拟定 1.主电机的确定 1)电机功率N 根据机床切削能力的要求确定电机功率.但电机产品的功率已经标准化,因此,按要求选取近似的标准值5.5KW. 2)电机转速 机床中最常用的是3000r/min和1500r/min两种,在这取1500r/min. 3)多速电机的应用 多速电机的转速比为2,传动系统的公比应是2的3次方根.这时,多速电机的转速变换起着系统中第一扩大传动组的作用,相应基本的传动级数为2,这样,使传动系统的机床结构化. 4)选用的电机 由于电机的估算功率为4.95KW,所以最后选用Y132S-4的电机,额定功率为5.5KW,满载转速为1440r/min.2.轴的转速 I轴从电机得到运动,经传动系统化成主轴各级转速.电机转速和主轴最高转速应相接近.最后,装有离合器的车床的电机,主轴最高转速,I轴转速分别为1440r/min,2000r/min,960r/min. 对中间传动轴转速的选取原则是:妥善解决结构尺寸大小与噪音,振动等性能要求之间的矛盾.对高速轻载机床,中间轴转速宜取低些.3.齿轮传动比的限制 机床主传动系统中,齿轮副的极限传动比: 1)升速传动中,最大传动比必需小于或等于2.过大,容易引起振动和噪音. 2)降速传动中,最小传动比必需大于或等于4.过小,则使主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大,将导致结构庞大. 2.1.4 带轮直径和齿数的确定 1.带轮直径确定的方法,步骤 1)选择三角带型号 根据计算功率和小带轮转速查图最后选择三角带型号为B型。 2)确定小带轮的直径各种型号胶带推荐了最小带轮直径,查表及根据实际确定小带轮直径为180mm。 3)计算大带轮直径 根据要求的传动比u和滑动率确定大带轮直径。三角胶带的滑动率，三角带传动中，在保证最小包角大于的条件下，传动比可取，在这取u=1.5。当带传动为降速时： 2确定齿轮齿数 用查表法，根据要求的传动比u和初步定出的传动齿轮副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数。在选取齿数时，应注意：1） 不产生根切。一般取2） 保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽壁厚m为齿轮的模数，一般取。3） 同一传动组的各对齿轮副的中心距离应当相等，若模数相同时，则齿数和亦应相等。3拟定转速图根据公比及结构式，分配各变速组的最小传动比，拟定转速图，过程如下：1） 决定轴的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以了后一个变速组的最小降速成传动比取极限值1/4，公比，因此从V轴F点向上六格，在IV轴找到E点，连结FE线即为IVV轴的最小传动比。2） 决定其余变速组的最小传动比根据：“前缓后急”的原则，轴IIIIV，IIIII间变速组取，即从E点向上移四格，在III轴取D点，在从D点向上移四格，在II轴取C点，I轴由于转速为960r/min,所以直接在转速图上量取。最后转速图如下图所示： 图2.2 传动系统转速图根据转速图及查表得到齿轮齿数，经过合理安排各轴传动，得到最后的传动系统图如下图所示：图2.3 传动系统结构图2.1.5传动件的估算和验算：1三角带传动的计算1）上下节已经确定带型为B型，小带轮直径，大带轮直径2）确定三角带速度3)初定中心距带轮的中心距通常根据机床总体布局初步选定4）确定三角带的计算长度及内周长三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度将算出的的数值圆整到标准的计算长度L，并通过查表得到相应的内周长度为2240，修正值Y=33，所以通过截面中心的计算长度5） 验算三角带的挠曲次数u6)确定实际中心距A式中7）验算小带轮包角确定三角带根数Z所以：Z取3根。2传动轴的估算和验算1）传动轴的估算 当轴的长度及跨距未定，支承反力及弯矩无法求得时，可先按扭转刚度或扭转强度对轴的直径进行估算。由于效率（从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积，不计该轴轴承上的效率）对估算轴径影响不大，可以忽略，所以可以认为各传动轴的额定率，然后根据各轴的计算转速计算转矩T，然后根据轴的转矩T及材料的许用切应力查表估算各传动轴的轴径。主轴计算转速根据转速图依次可查得各轴的计算转速如下： 轴： 轴材料的许用切应力，查表取35MP。根据轴的转矩T及材料的许用切应力查表估算轴径,最后选取相近的标准花键轴的规格为。轴： 轴材料的许用切应力，查表取30MP。根据轴的转矩T及材料的许用切应力查表估算轴径,最后选取相近的标准花键轴的规格为。轴： 轴材料的许用切应力，查表取32MP。根据轴的转矩T及材料的许用切应力查表估算轴径,最后选取相近的标准花键轴的规格为。轴： 轴材料的许用切应力，查表取35MP。根据轴的转矩T及材料的许用切应力查表估算轴径,最后选取相近的标准花键轴的规格为。轴V： 轴材料的许用切应力，查表取32MP。根据轴的转矩T及材料的许用切应力查表估算轴径,最后选取相近的标准花键轴的规格为。2）传动轴刚度的验算：轴的刚度不足，在工作中将会产生过大的变形而影响轴上零件的工作能力，甚至影响机器的工作性能。所以对有刚度要求的轴，还必须进行刚度验算。轴的刚度分为弯曲刚度和扭转刚度两种。前者以挠度和偏转角来度量，后者以扭转角来度量。轴的刚度计算通常是计算轴受载时的变形量，使其不大于允许值。对一般受弯矩作用的轴，需要进行弯曲刚度验算。主要验算轴轴端的位移和前轴承处的转角。如果切削力F和传动力Q不在同一平面内，应将其分解为要相互垂直的两个平面内分别求出数值，再按向量进行合成。由于本次设计中轴结构较为复杂，因此把它作为为验算的对象。其所受到的力可简化为如下形式的简支梁的形式。粗略计算，可将花键轴近似简化为等直径的轴，采用平均直径来进行计算：D,d分别为花键轴的外径和内径长度。最终的估算外径为扭矩T= Nmm=Nmm弹性模量E=MPaI=受力简图如下图所示：根据材料力学教材上的公式，得轴的转角和最大挠度如下：以上各式中a=185mm，b=430mm，l=615mm将其余已知条件下代入上面各式中得=0.00125=-0.002=-0.002=0.02=0.039扭转角的绝对值小于一般主轴的规定,轴弯曲变形允许值：轴的类型允许挠度变形部位允许倾角一般传动轴刚度要求较高的轴安装齿轮的轴安装埚轮的轴(0.00030.0005)L00002l（0.010.03缉m(0.020.05)m装向心轴承处装齿轮处装单列圆锥滚卐轴承处装滑动轴承处装单列短圆柱滚子轴承处0.00250.0010.00060.0010.001注：L轴的跨距（mm）,m齿轮，蜗轮模数（mm）经过验算轴的倾角及挠度均满足工求，其它轴同理也满足。3齿轮校数的估算和计算1估算： 按接触疲劳和弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各系数都已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。按齿轮弯曲疲劳的估算mm按齿面点蚀的估算mm其中为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。由中心距A和齿数和求出模数：1 mm根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。由转速图中的各数据代入上式得：轴传到轴的模数=1.67mm=66mm=1.65mm为了便于后面的设计模数取标准值2.5。轴传到轴III的模数=2.1mm=89mmmm按标准模数取2.5。轴传到IV轴的模数=2.61mm=120mmmm按标准模数取3。IV轴传到V轴的模数=2.62mm=131mmmm按标准模数取3。2)计算： 根据接触疲劳计算齿轮模数公式为： 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 选用I轴上最小齿轮为计算依据大齿轮与小齿轮的齿数比，工作情况系数，取1.4动载荷系数，查表取1.2齿向载荷分布系数，查表取1.04寿命系数，工作期限系数，为I轴上齿轮的最低转速：960r/minT预定的齿轮工作期限，取T=18000h为疲劳曲线指数取3，为基准循环次数取。转速变化系数，查表取0.82功率利用系数，查表取0.51材料强化系数，查表取0.73齿宽系数，查表取8许用接触应力，查表取45号钢调质时的接触应力为600MPa=1.97mmY齿形系数，查表取0.438许用弯曲应力，查表取45号钢调质时的弯曲应力为220MPa。所以轴传到轴的模数满足要求，同理可计算出其它齿轮的模数也都满足估处时的模数值。4片式磨擦离合器的选择和计算一按扭矩选择 一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩和额定动扭矩满足工作要求，静扭矩的计算方法如下： 则各轴静扭矩必须满足的条件如下： 二步骤：1决定外磨擦片的内径 根据结构需要，如为轴装式时，磨擦片的内径应比安装轴的轴径大2-6mm。2选择磨擦片尺寸 可选用通用型磨擦片系列尺寸或自行设计。3计算磨擦面对数Z 式中： 对湿式离合器，建议Z值不大于16，经过估计计算，最后确定离合器的磨擦面对数Z都取6。4磨擦片片数 磨擦片总数为Z+1=7片，至于是内片多一片还是外片多一片，则由具体结构而定。 最后各轴选定的离合器见下： I轴：DLM3-5 II轴：DLM3-10 III轴：DLM3-10 IV轴：DLM3-16 V轴：DLM3-25216展开图设计一 结构设计的内容，技术要求和方法1 设计的内容 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）主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联接件的结构设计与布置，用一长展开图表示。2技术要求 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（这是本次设计的中型车床的数据）。1）精度 车床主轴部件要求比较高的精度。如： 主轴的径向跳动 0.01mm ； 主轴的横向窜动 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）：D最大回转直径 mm 。在主轴与刀架之间的相对振幅的要求：等 级 振幅（0.001mm） 1 2 33）传动效率要求等 级 效 率 0.85 0.8 0.754）主轴前轴承处温度和温升应控制在以下范围：条 件 温 度 温 升 用 滚 动 轴 承 70 40 用 滑 动 轴 承 60 30噪声要控制在以下范围等 级 dB 78 80 835）结构应尽可能简单、紧凑，加工和装备工艺性好，便于维修和调整。6）操作方便，安全可靠。7）遵循标准化和通用化的原则。3 设计方法主轴变速箱结构设计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。在正式图之前，最好能先画草图。目的是：1）布置传动件及选择方案。2）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。3）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。为达到上述的目的，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。二.展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴延其轴线剖开，并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。因此，展开图是传动设计的结构化，是表达主轴变速箱内传动关系以及各传动轴（包括传动部件）的结构的。结构设计时，可能要修改传动设计。同一传动方案可能有不同的布置和结构设计。车床主轴变速箱中的一些设计范例可为我们提供参考。1.离合器结构与轴上的传动齿轮由于每一对齿轮啮合传动都需要离合器来带动，因此本次设计把齿轮和联轴器做成一体，但这样轴间距离加大。2.反向机构利用机械传动实现主轴反转需要一个惰轮，也有两种方案，一种是增加专门用来转惰轮的短轴。这种短轴常是悬臂的，刚性差，齿轮接触不好，容易引起振动和噪声。另一种结构是将惰轮装在有两个支承的传动轴上，轴的刚性好，有利于降低噪声。本次设计中选择的是后者。反向转速一般大于、至少等于正转转速，低于正转的反转转速是不合理的，设计的时候一定要考虑的问题。本次设计中，反向的转速和正转的转速一样，也有18级转速可以调节。3.变速方案与传动件的布置变速方案有很多种选择，滑移齿轮结构紧凑，也最常用.也可用离合器变速，例如齿式离合器。自动化程度较高的机床，要求不停车进行变速，变速方案不同，布置也不同，故本次设计中采用这种齿式离合器形式。总体布置的时候需要考虑制动器的位置，制动器可以布置在背轮轴上，也有放在其它轴上的。总之制动器不要放在转速太低的轴上，以免制动扭矩太大，使制动器尺寸增大。所以制动器一般放在转速较高，传递扭矩较小的轴上，因此本次设计时将制动器安装在转速较高的II轴上。 齿轮在轴上的布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸。减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。 每一种布置方案的实现，都必须具备某些条件。设计时，应根据条件尽可能选择轴向尺寸较小的方案。三.I轴（输入轴）的设计 1.I轴的特点1)将运动传入变速箱的带轮，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)若轴上安装正反用的离合器，由于组成离合器的零件很多，在箱内装备很不方便，一般都希望在箱外将轴组装好后再整体装入箱内（最好是连皮带也组装在上面）。2.卸荷装置 带轮将动力传到轴有两种方式：一类是带轮直接装在轴上。除传递扭矩外，带的拉力也作用在轴上。另一类是带轮装在轴承上，轴承套装在套筒（法兰盘）上，传给轴的只是扭矩，径向力有固定在箱体上的套筒承受。这种结构称为卸荷装置。本次设计中,采用的是后者的形式。3.换向装置 车床上的反转主要用于加工螺纹时退刀。车短螺纹时，换向频率比较高。实现正反转的变换有很多种方案。最简单的可直接由电机正反转来实现。这时传动链始终啮合，电机起动电流很大，容易发热，严重时会烧毁电机。所以只适用于换向频率低的场合。利用离合器可以频繁换向，中型车床上目前用得较多。本次设计中采用的是离合器这种装置。4.正反向离合器正反向的转换，希望在不停车的状态下进行，常采用片式磨擦离合器。由于是装在箱内，都采用湿式，本设计使用的是电磁离合器。5.离合器的操纵方式离合器的操纵有：机械式、电磁式和液压式。本次设计中采用的操纵是电磁式，电磁离合器的磨擦片的压紧是由电磁铁的吸引力来达到，它的机械结构比较简单。其中又分为有滑环和无滑环两种多片式电磁离合器。两种结构 的主要不同处是装有线圈的磁轭。有滑环的磁轭直接装在轴上，和轴一起旋转。由于线圈是转动的，它必须通过滑环和电刷从电源取得电能。无滑环的磁轭是装在滚动轴承上，线圈不随之转动，因此它不需要滑环和电刷 ，维也纳护较为方便。两种结构比较，无滑环式增加了一件和磁轭之间有固定气隙的极环，用螺钉与轴套相联，极环中设有隔磁铜环，磁轭的端部有6个均布沟槽，安装时，将与箱体固定的挡铁嵌入槽中，以防磁轭补带动回转。6空套齿轮的结构 I轴上装有正反向转换用的片式离合器时，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时，才与轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴的回转方向是相反的，二者相对转速很高。结构设计时应考虑到这一点。齿轮与轴之间的轴承，可以用滚动轴承，也可以用滑动轴承，在本次设计中采用滚动轴承。四齿轮块的设计1.特点齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪声，常成为变速箱的主要噪声源，并不影响主轴回转均匀性。在齿轮快设计时，应充分考虑到这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决下列有关因素：1）是固定齿轮还是滑移齿轮；2）移动滑移齿轮的方法；3）齿轮精度和加工方法。2.精度等级的选择变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度的选择决定于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度较高，振动和噪声越大，根据实验结果得知，圆周速度增加一倍，噪声约增大6dB。直齿齿轮的精度选择推荐如下：齿 轮 圆 周 速 度精 度 等 级U 8 m/s8-7-7Dc；U=8 15 m/s7-6-6Dc；U 15 m/s6-5-5Dc；工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差更大，所以这两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度。大都是7-6-6，圆周速度很低的，才选8-7-7。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮就应选6-5-5。在本次设计中，精度的选择就是以上所说的情况。主传动齿轮选用的是：7-6-6。3.结构与加工方法的关系不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机就可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，是精度高于7级，或者淬火后在珩齿。6级精度齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。多联齿轮块的结构形式，一般要满足一些条件。各部分的尺寸推荐如下：1）空刀槽bk插齿时： 模数12 mm bk 5 mm； 模数2.54 mm bk 6 mm。为了布置与作图的方便，本次设计中所选的空刀槽 bk=8 mm2）齿宽 b齿宽影响齿的强度。但如果太宽，由于齿的制造误差和轴的变形，可能接触不均，反而容易引起振动和噪声。一般b取（610）m。式中m模数。齿轮模数m小，装在轴的中部或者是单片齿轮，取大值。齿轮模数m大，装在靠近支承处或者是多联齿轮，取小值。在传动过程中，相互啮合的一对齿轮，小齿轮的齿宽一般要比大齿轮的齿宽大2mm左右，在此取2mm。由于本次设计中m分别为2.5mm或3mm。根据算得的模数，结合强度要求，取齿宽为： b=16mm或18mm3）其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。 圆齿和倒角的性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。本设计中圆齿时，采用的圆齿高度h=5mm。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。4) 齿轮的轴向定位要保证正确的啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮的轴向位置由操纵机构的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配后最后调整确定，本次设计采用了隔套定位和轴肩定位和半圆卡定位以及弹簧卡圈定位。五.传动轴设计1.特点机床主轴，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。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、磨损和发热增大，两中心线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。2.轴的结构传动轴可以是光轴也可以是花键轴，这些在轴加工中并无困难，所以装移齿轮的轴采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端上有一段不是全高，不能和花键孔配合。这是加工的过渡部分。具体的作图可参考曹金榜主编的机床主轴变速箱设计指导。一般的尺寸花键的滚刀直径为6585 mm。3.轴承的选择机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升空载功率和噪声等方面，球轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求比较高。因此，球轴承用得更多。但滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以，在没有轴向力时，也常采用这种轴承。这种轴承的形式和尺寸的选择，取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。 同一轴心线的箱体支承直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔工艺。 既要满足承载能力要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。两孔间的最小间隙壁厚，不得小于510 mm，以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承的轴径尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用G级精度。滚动轴承是外购标准件，可以简化画法，但类型必要表示清楚与其它零件的相关尺寸如：外径、内径和宽度必须按实际尺寸画。在本次设计过程中，进给箱中的各轴没有承受什么大的轴向力，所以，进给箱中的各个轴承采用了使用最为广泛的深沟球轴承，这种轴承的传动效率较高，且可以承受较轻的轴向力，比较符合实际。在没有承受轴向力的中间传动轴的两端，采用的是圆锥滚子轴承。4.轴的轴向定位传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置的确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴其轴向定位就更加重要。回转轴的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1) 轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2) 轴承的间隙是否需要调整。3) 整个轴的轴向定位是否需要调整。4) 在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。 5) 加工和装配的工艺性等。本次设计采用的是：两端均用轴承盖、调节螺钉（骑缝）定位，两端均用调节螺钉，除能方便地调节轴承预紧力外，还可调节轴系的轴向位置，以便使啮合齿轮对齐。箱体孔台阶和轴承盖，调节螺钉定位，能方便地调节轴承的预紧力，适用于滚锥轴承的轴系定位，但箱体的台阶孔加工稍难。压盖和轴肩定位，结构简单，装配加工也较方便。弹簧卡圈定位，结构简单，装配方便。六.主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具的主轴参与切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面来考虑。1.各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1)内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。我国已有标准可循。本次根据实际情况，选用通孔直径=50 mm。2)轴径直径前支承的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。3)前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。莫氏号的选择：车床最大回转直径D320400莫 氏 锥 度 号4或5号5或6号本次设计中，由于车床最大回转直径D=400mm，所以选用莫氏锥度号5号。标准莫氏锥度尺寸： 简 图莫 氏 号大端直径D锥度（D-d）/L 长 度 5 44.399 1：19.022 1304)支承跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a，选择适当的支承跨距L。一般推荐取：L/a =35。跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，L/a应选大值，轴刚性差时，则取小值。跨距L的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。5)头部尺寸的选择考虑与主轴前径直径相匹配，本次设计采用B型结构。2.主轴轴承1)轴承类型的选择主轴前轴承的轴承类型选择：在主轴前端，选用的轴承类型是双列短圆柱滚子轴承，这种轴承承载能力比较大，内孔有1：12的锥度，磨擦系数小，温升低，可以用来承受主轴的径向力。然后再用一对推力球轴承来支承轴的轴向力。在主轴的最左端（带轮处），用双列短圆柱滚子轴承，并用孔用弹性挡圈与箱体固定。2）轴承的配置大多数机床主轴采用两个支承，结构简单，制造方便。但为了提高主轴刚度也有用三支承的。三支承结构要求箱体上三支承孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支承为主要支承，第三个为辅助支承。辅助支承轴承(中间支承或后支承)保持比较大的游隙（约0.03-0.07mm），只有在载荷较大，轴产生弯曲变形时，辅助支承轴承才起作用。轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前支承，后支承还是分别布置在前，后两支承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的复杂程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点：a. 两个支承点都要能承受径向力。b. 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。c. 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支承件承受。3）轴承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承选C或D，后轴承选D或E级。选择轴承精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。提高了精度，轴承的价格随精度显著提高。轴承与轴和轴承与箱体之间，一般都采用过渡配合，采用比一般轴要松一些的配合，可用j5，js5，j6，js6。另外，轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔的形状误差都会反映到轴承道上去。所以，轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。具体的配合关系见装配图。4）轴承间隙调整：轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确的控制，但调整的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于有1：12的内锥孔，内圈将胀大消除间隙。在这次设计中，采用了螺母来调节主轴各传动件之间的间隙。调整好后，可以用螺母上的锁紧螺钉加以固定，调节较为方便。特别要注意：调整螺母的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两面三刀个端面的平行度都有要有较高要求。否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。3主轴和齿轮的连接由于主轴所承受的力较大，所以主轴采用花键的形式。具体的花键型号见花键轴的选择。4润滑与密封主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难，防漏的措施是加密封装置阻止油外流。本次设计由于机床是在有大量切屑，灰尘和冷却液的环境中工作，因此采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。5其它问题主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。装轴承处的箱壁应该加凸缘提高刚度，以免由于箱体局部变形而破坏轴承精度。主轴的直径主要决定于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢既可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用40Cr或其它合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为 RC5055。其他部分经调质处理后硬度为HB 220250。七制动器设计 对制动器的要求是：制动迅速，平稳，结构简单，紧凑，维修调整方便。 制动方式有两类：电机制动和机械制动。 此次设计当中采用的是机械制动的方式，其中又采用一般机床中采用较多的一种：湿式多片电磁式制动器。2.1.7截面图设计截面图是主轴箱装备图的重要组成部分，它与展开图和其他视图联系起来，完整得表达了整个主轴箱的结构。截面图设计是否合理，将影响机床的性能、效果和外观。一.截面图内容和涉及的问题1.截面图内容截面图，又称剖视图，主要用来表明主轴箱各轴间的空间位置，并和展开图配合，把操纵机构、制动器以及润滑等有关机构、箱体结构和各连接关系等的具体结构完整地表示出来。（本次设计中对作图不作要求）2.设计截面图要考虑的四个方面的问题a.各轴的位置安排：包括主轴、轴和中间轴的合理安排和确定。b.箱体结构和外形：变速箱体结构、与床身连接定位方式、外观造型等。c.操纵机构设计和选择。d.润滑系统的设计和润滑元件的选择。1)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，在确定传动主轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合关系的轴，第三步确定电动机轴或运动输入轴（轴）的位置，最后确定其他各传动轴的位置。1.车床主轴(1）.垂直方向（高度）H=1/2 D-由车床主参数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，也有稍偏向后导轨的。 由于篇幅和时间的限制，后面的说明就省了，具体的参考内容可以阅读有关的参考书，例如：曹金榜主编的机床主轴变速箱设计指导等。3.传动主轴的轴由于切削力的作用，主轴及其轴承将产生弹性变形。从实验结果分析，中型车床主轴部件的变形及其组成为：主轴本身变形约占4565%，主轴轴承变形约占3045%，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，主轴传动齿轮与其相啮合的齿轮之间不同的相对位置，将致使主轴及其主轴轴承承受力有着很大的变化。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的分析方法，以选择和确定合适的主轴上齿轮传动力的位置和方向。1)主轴轴端变形最小、前轴承受力最大的情况当作用在主轴传动齿轮上的力与作用在主轴头端（工件上）的切削力同方向时，两力使主轴轴端的变形方向相反，因此轴端变形和y为和作用下头端变形。而前轴承所受的力R是和作用下（在支承处）的两反力在同方向的叠加。这时的主轴轴端变形y最小，而前轴承受力R最大，轴承变形在主轴部件变形中的组成比将显著增加。2)主轴轴端变形最大，前轴承承受力最小的情况当作用在主轴传动齿轮上的传动力与轴端的切削力方向相反时，主轴轴端变形y为在两力作用下，轴端变形的、在同方向上叠加，即y=+。这时前轴承承受力最小：，因此前轴承变形也最小，但主轴本身在轴端的变形最大：y=+。轴端变形y和前轴承受力R及其相应变形，对精密车床和粗加工车床，对高刚度、高许用载荷和一般刚度、一般许用载荷的前轴承等，考虑的偏重应有所不同。因此，主轴与有关传动轴的空间位置安排上也应不同。4.轴(输入轴)的位置1).轴上往往装有摩擦离合器等结构，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，需要考虑便于冷却和润滑，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).轴的轴端常装有皮带轮，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。综合上述各点，车床上轴上一般多安排在变速箱后靠近箱盖处。5.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：车床主运动与进给运动间的内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).它使箱体截面尺寸紧凑、比例协调，各操纵机构安排得当等等。6. 操纵机构机床的操纵机构是用来移动滑移齿轮以达到变换运动速度的要求，它也可以