C620机床传动系统结构设计【三维SW模型】【含9张CAD图纸】
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三维SW模型
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C620
机床
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C620 机床传动系统结构设计 C620 型普通车床是我国车床史上比较典型的型号之一，是金属切削加工领域实用性且操作性较好耐用的机床。本文以 C620 型车床为研究对象，依进行传动系统的设计， 拟定主传动系统方案及选定传动系统结构形式，进行主轴箱等重要零部件的设计和校 核，进行相关部件的的受力分析等方法，详细阐述了 C620 车床传动系统结构的设计过程。本文对 C620 车床的传动系统的主要结构进行了设计与说明，对电机、皮带、传动比等进行了计算，对床头箱、进给箱、溜板箱等主要部件进行了详细设计。对床头箱箱 体进行了查表估算、确定了 V 带轮尺寸、计算确定了多片式摩擦离合器级数、对床头箱内两根传动轴、进给箱的部分齿轮与轴、溜板箱的部分齿轮进行了计算校核，包括尺寸 的初步估算与强度校核。同时对各部分的工作过程进行了详细的说明，主要包括床头箱 内部各轴间相互配合从而实现 21 级变速的过程、进给箱中通过手柄改变基本螺距与工作状态、溜板箱通过手柄实现横向与纵向刀架进给的转化过程，展现了该传动系统执行 的可行性。 关键词：C620 传动系统；床头箱；进给箱；溜板箱 ABSTRACTOrdinary lathe C620 is one of typical model in the history of our lathe, is a good metal cutting processing field practicability and operability of machine tool. This paper takes the C620 lathe as the research object. According to the design of the transmission system, the main transmission system scheme and the selected transmission system structure form, the design and checking of the important parts such as the spindle box, the stress analysis of the related parts are carried out, and the design process of the transmission system structure of t he C620 lathe is elaborated in detail.The main structure of the transmission system of C620 lathe is designed and explained in this paper. The motor, belt and transmission ratio are calculated. The main parts, such as the headbox, feed box and slide box, are designed in detail. The calculation and calculation of the size of the V pulley, the calculation and determination of the series of multi piece friction clutch, the calculation and checking of the partial gear in the head box, the part of the gear and the shaft and the slide box are checked, including the preliminary estimate of the size and the strength check. At the same time, the working process of each part is explained in detail, mainly including the coordination of each axle in the headstock to realize the process of the 21 stage transmission, the change of the basic pitch and working state through the handle in the feed box, the transformation process of the horizontal and longitudinal blades by the slide box through the handle, and the transmission system is displayed. The feasibility of execution. Keywords:C620 transmission system; headstock; feed box; slide box.目录摘要IABSTRACTII1.绪论11.1 金属切削机床国内外发展趋势 . 1 1.2 国内机床与国外机床的差距 . 2 1.3 C620 主要技术参数概述 . 2 2. C620 传动系统设计42.1 确定传动系统图 . 4 2.2 确定主电机功率 . 4 2.3 确定传动组及各传动组中传动副的数目 . 5 2.4 分配总降速比 . 5 2.5 皮带直径和齿轮齿数的确定以及转速图的确定 . 6 2.6 转速图拟定 . 7 3. C620 机床床头箱结构设计83.1 总体结构 . 8 3.2 箱体尺寸设计 . 9 3.3 轴设计计算 . 9 3.4 V 带轮的设计计算 . 11 3.5 多片式摩擦离合器的选型和计算 . 14 3.6 轴设计计算 . 15 4. C620 机床进给箱结构设计194.1 总体结构 . 19 4.2 轴的设计与校核 . 19 4.3 对轴齿轮的的设计与校核 . 21 5. C620 机床溜板箱结构设计265.1 总体结构 . 26 5.2 轴部分齿轮的设计与校核. 26 6.结论31参考文献32附录 1 外文翻译33附录 2 外文原文39C620 机床传动系统结构设计 1.绪论车床是用于轴类圆形部件，圆盘类部件等具有可回转表面的工件的加工设备，其是 使用最普遍和最广泛的机床之一。C620 型普通车床的主要组成部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。 主轴箱：又称床头箱，它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经过一系列的变速 机构使主轴得到所需的正反两种转向的不同转速，同时主轴箱分出部分动力将运动传给 进给箱。主轴箱中等主轴是车床的关键零件。主轴在轴承上运转的平稳性直接影响工件 的加工质量，一旦主轴的旋转精度降低，则机床的使用价值就会降低。 进给箱：又称走刀箱，进给箱中装有进给运动的变速机构，调整其变速机构，可得 到所需的进给量或螺距，通过光杠或丝杠将运动传至刀架以进行切削。 丝杠与光杠：用以联接进给箱与溜板箱，并把进给箱的运动和动力传给溜板箱，使 溜板箱获得纵向直线运动。丝杠是专门用来车削各种螺纹而设置的，在进行工件的其他 表面车削时，只用光杠，不用丝杠。 溜板箱：是车床进给运动的操纵箱，内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成刀架直线 运动的机构，通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给运动和快速移动，通过 丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹。 设计普通车床的主传动系统，首先要拟定一些加工过程的对象和参数，熟悉其加工 过程的要求，以此才确定机床的相关参数。本次设计主要是根据 C620 机床的一些参数以及加工能力来进行相关问题参数的拟定和解决，同时结合以往资料，才会设计出合理 且经济的机床主传动系统。 1.1 金属切削机床国内外发展趋势机床伴随着社会进步已逐步成为人类生产劳动的重要工具，同时也是社会生产力发 展水平的重要衡量指标。追溯一下，普通车床已经历了近二百年的历史。又随着电子技 术，计算机技术与自动化技术的长足进步，精密机械和测量技术也运用到了机床本身且 都有了一定的发展，所以机电一体化生产的新型机床数控机床孕育而生。使用数控机床 后续表明了其独特的优势和强大的活力，很多原来人工操作无法解决的很多问题，都找 到科学解决的方法。数控机床是一种通过数字信息控制，控制机床根据程序给定的轨迹， 自动加工的机电一体化的加工设备，此种机床经过半个世纪的发展，成为了现代制造业 的重要标志，中国制造行业中，数控机床的应用变得越来越广泛，同时也是企业实力的 综合体现。 金属切削机床是人类由手工作业转变为机械作业的新工具，是生产工具进步和发展 的产物。钻孔，打磨外形最原始的方法起初是依靠双手来实现。一般情况的操作对象还都是木头类。随后随着金属等材料的出现，一些原始的加工方法不足以满足加工的需要， 所以就出现了人力的回转车的雏形。在初始社会，由于生产工具的缺乏，木材材料和金44 属材料在加工方向相比金属材料要难于木材材料。同时加工金属类型的材料是人力所无 法完成的。随着生产技术的革新，一些新的动力的出现改变了金属加工能力。比如说蒸 汽机，液压动力，气动等。同时在最近一段时间，电子控制计算机技术和信息技术等一 些技术的优越性体现出来，机床有发生了翻天覆地的变化，其精度和生产效率变得越来 越高，特点也越发明显，同时使用也是比较方便。 机床开发有两个基本方向，一个是需要不断提高生产率，另外一个是提高自身自动 化程度。近期，机床行业设计开发走向了新趋势，一种无人手动操作的机床发展迅猛， 它是通过人员事先编制好的程序，通过程序自动走完整个加工周期，比人员手动操作方 便灵活了许多，节约了用人成本。此种趋势的明显奠定了未来机床的发展方向。 1.2 国内机床与国外机床的差距国内机床行业由于国内政策的放宽从而有所进步，但是从加工能力和精度来讲，还 与世界先进的生产水平和能力相比，有一定的差距。主要针对以下几个方面的不足：多 部分精度高的和超高精密的机械性能好的机床由于制造，精密稳定性差不足以满足使用 要求，尤其是高效的自动化生产和批量的生产的一致性，其技术水平和质量要明显落后 西方。在中国常用的机床基本上属于上中型车床，高精度的机床一般来与进口，所以国 内对各种类型的机床的需求量较大。多种行业包括特殊军工等行业也都需要各种类型的 专用精度高的机床，但有些目前依然是空白。在技术层面上，整机性能差距也非常明显，据资料显示目前国外高性能机床可以实 现 15-19 轴联动，可实现分辨率 0.01 微米，而中国制造的目前的水平只能做到了 5-6 轴的联动，且分辨率只有 1 微米。所以说目前看国产产品的质量和可靠性还不够稳定，特别是在先进的数控系统研发方向也需要进一步的努力且需取得长足的进步发展。为此， 中国机床行业人才短缺，必须不断拓展整体行业的技术层次的队伍，整体提高人员技术 素质，通过学习和引进国外的先进科技，才能制胜，只有大力多方面开展科学方面研究， 才能赶上世界先进的水平。产品水平上，国产数控金切机床与国外同类机床相比存有一定差距。加工中心与国 外产品相比，差距主要在机床的高速、高效和精密上。对于高速加工中心，国外机床在 进给驱动上，滚珠丝杠驱动加工中心快速进给大多在 40m/min 以上，最高已达 90m/min. 直线电机驱动的加工中心已实用化，应用范围不断扩大。国内加工中心快速进给大多在30m/min 左右，个别达到 60m/min。直线电机驱动的加工中心仅试制出样品，国外加工中心主轴转速一般都在 1200025000r/min。在结构上都采用适应于高速加工要求的独特箱子中箱结构或龙门式结构。1.3 C620 主要技术参数概述C620 普通车床。具体参数如下表： 表 1-1 C620 普通车床参数项目参数工件最大回转直径在床面上400 毫米在床鞍上210 毫米工件最大加工长度1400 或 1900 毫米主轴转速范围正转（21 级）11.51200 转/分反转(12 级)181520 转/分主轴孔径41 毫米主轴前端孔锥度莫氏 5 号加工螺纹范围公制（19 种）1192 毫米英制（20 种）224 牙/英寸模数0.548 毫米径节196 径节进给量范围纵向0.081.59 毫米/转横向0.0270.52 毫米/转主电机功率7.5 千瓦转速1440 转/分冷却泵电机功率0.125 千瓦转速2850 转/分机床外形尺寸（中心距离 1400 毫米）长*宽*高3049*1513*1210 毫米 2. C620 传动系统设计2.1 确定传动系统图图 2-1C620 传动系统图图 2-1 为 C620 传动系统图，由电动机提供动力，通过皮带轮带动床头箱传动轴经过一系列的变速运动并由此带动床头箱各主轴进行正反两种不同转速的运动，获得 21 级转速。通过齿轮将动力传递给进给箱，进给箱可改变基本组螺纹螺距的倍数，也可带 动刀架溜板从而进行一般车削加工等工作，溜板箱通过轴与进给箱配合实现刀架的 横向与纵向进给，同时在切削过载与刀架溜板受阻时可通过离合器了让蜗杆和蜗轮脱开 起到保护作用。 2.2 确定主电机功率已知：主轴转速 nmin = 11.5 转/分， nmax = 1200 转/分。主轴转速级数 Z=21 由功率算法， a p = 3.5 ，f=0.35 主切削力 Fz=1900aPf0.75N （2-1） =19003.50.350.75 =3026.06N 切 削 功 率 P 切 =FZJ61200kW （2-2） = 3026.06 90 61200=4.45kW 估算重电机功率 P = P切h总= P切 Kw （2-3） 0.7式中： 根据计算 P=6.35kW = 4.45 = 6.35Kw 0.7根据我国生产的标准的 Y 系列的额定功率取如下； 采用 Y 系列封闭式三相异步电动机，型号为 Y-132M-4 型，具体参数如下： 额定功率： 7.5 KW 转速： 1440 r/min 2.3 确定传动组及各传动组中传动副的数目1.主轴转速级数 Z 和公比jnmin = 1200转速范围R= nmax= Z -1 R = 21-1 R = 1.2611.5 =104.3（2-4）（2-5）求出主轴转速级数 Z=22 级22 = 2 3 2 22.4 分配总降速比（1）总体降速传动比为 Un = nmin / nd = 11.5 /1440 = 7.986 10-3 ,其中 nmin 为主轴的最低转速，一般情况下采用标准转速序列，使用标准转速得到的减速比可以直接减少齿轮的外形尺寸，进而得到更大的空间。由“先缓后急”的递减后逐一分配给各个变速组。（2）传动轴的轴数的计算传动轴数目=变速的组数+定比传动副的数目+1=6 2.5 皮带直径和齿轮齿数的确定以及转速图的确定2.5.1 确定皮带轮直径(1)选择三角带的型号Ni=KwNdK工作情况系数Nd电机额定功率车床工作载荷时稳定的，取 Nd=1.1Nj=7.5 1.1=8.25kw(2)带轮直径 D1D2计算小带轮直径 D1，选取小带轮直径 D1 不能过小， 其要大于许用值，所以Dmin=130，D1 DminD1 由表得取 260mm大带轮计算直径 D2通过传动比 u 和滑动率 确定 D 大。降速带传动时：D 大=D 小 1 (1 - e )mn1 D(1 - e ) = 1 D(1 - e )（2-6）或D 大= n2i式中：n1小带轮转速 r/min n2大带轮转速 r/min（2-7） 带的滑动系数，一般取 0.02取 D2=260mm三角胶带的滑动率e =2%2.5.2 确定齿轮齿数齿轮齿数的确定应该注意以下几点：1）选取的齿轮的齿数应取小一些以便缩小中心距降低机床机构体积 ，一般选取的齿轮数为 60100；2）不产生根切最小齿轮 Zmin 1820；3）为了保证强度和防止热处理变形过，大齿轮的齿根圆到键槽的壁厚一般取为2mm。2.6 转速图拟定图 2-2 C620 机床主传动系统的转速图 图 2-2 为 C620 的主传动系统的转速图，主要反映了主轴箱内各轴之间的相互传动比，根据此图对后续一系列主轴箱的轴和齿轮进行相关计算。 3. C620 机床床头箱结构设计3.1 总体结构图 3-1C620 床头箱装配图图 3-1 为 C620 床头箱装配图，由平行的六根轴相互传动从而实现 21 级转速。主传动系统的工作过程是由电机经 V 带传动传至主轴箱中的轴 I，轴 I 上装有双向多片式的 摩擦离合器 M1，M1 的作用是通过其离合来实现主轴正传、反转或停止。在传动轴 I，III，IV 上都装有用于变速的滑移齿轮，同时主轴 VI 上也装有离合器 M2,它主要用于控制主轴获得高速档或低速档的转速。当离合器 M2 左移，电动机经 V 带轮传给轴 I，由 M1 带动的齿轮传至 II 轴和 III 轴上的相关的传动齿轮，最后直接传动主轴 VI，从而获得六级的高速。操作控制是由手柄通过偏心滑块，用凸轮以及连杆机构进行控制变速，当 M2 右移合时，此时运动由轴 III 经轴 IV 上的两个双联滑移齿轮传递给轴 V，之后再传至主轴 VI，从而获得 18 级低速，由于高速和低速间的三级转速是近似的，所以该机床主轴只有 21 级转速。 3.2 箱体尺寸设计箱体材料采用强度为中等强度的灰色铸铁的比较多，一般选择灰铸铁 HT150 及HT200,本课题选用的材料为 HT200 材料.箱体在铸造加工过程时的最小壁厚需要根据其整体外形轮廓尺寸(长宽高)确定,一般根据轮廓尺寸表 3-1 来选取。 表 3-1 轮廓尺寸 外形尺寸：长宽高( mm3 ) 壁厚尺寸(mm) 小于 500 500 300 8-12 大于 500 500 300-800 500 500 10-15 大于 800 800 500 12-20 为了补充箱中孔洞所造成的刚度的不足，采用部位加凸台和加强筋的办法或者增加 壁厚。经验表明，中型车床前部支撑墙一般需要 25mm 左右，后部支撑墙厚约 22mm 左右， 轴承孔上的凸台同时也要满足轴承安装时调整的需要。 箱体主要用于支撑和定位各传动部件。轴的定位取决于在箱体上空的部位，为了保 持精度，安装孔的部位要确保其精度及公差。 该设计中要考虑每个轴安装孔主要考虑齿轮啮合与相互干扰，需要根据中心距离和每对齿轮的位移系数及相关信息来确定和设 计。 3.3 轴设计计算图 3-2 轴 I 装配结构示意图 图 3-2 为轴装配示意图，由主轴、V 皮带轮、密封毡、轴承 6208、挡圈、双联齿轮、离合器与元宝销组成，主要作用为传递电动机通过皮带传递过来的动力并在离合器M2 左移和上时将电动机的动力传递给轴和轴的齿轮从而传递给主轴来获得六级高速。 3.3.1 I 轴轴径的初步估算 已知： i0= i带= 260 130n1 转速：= ndi0=1450260 /130= 725(r / min) 根据参考文献3 取效率：h01 = hV 带 = 0.96 则功率： P1 = Pd h01 = 7.5 0.96 = 7.2 (kw) 根据参考文献3 计算轴径公式： Pd = (100 120) 3ncP （3-1） d 1053 取ncd1 1053得出p1 = 105 3n17.2725= 31.5mm3.3.2I 轴的校核主轴箱体里的 I 轴属于传动轴，不承载重载荷，所以本次设计只校核该传动轴的刚度。而该轴的危险截面在花键处，故只需要校核花键。 计算花键轴的抗弯断面惯性矩（ mm4 ） p d 4 + b N (D - d )(D + d )2I =花键轴 64 （3-2） =3.14 404 + 6 8(50 - 40) (50 + 40)264 = 7.42104 mm2 式中 d 为花键轴的小径 40（mm）； D 为花轴的大径 50（mm）； b、N 分别为花键轴键宽 6，键数 8； 计算危险断面上的最大扭矩： 扭M= 955104P1 (N mm) n1955104 =7.2819.565 8.39104（Nmm） （3-3） 式中 P1=7.2KW,I 轴所传递的最大功率; n1 =819.565,I 轴最小转速（r/min）。 经分析加载在传动轴上的弯矩载荷有三种：径向力 Pr ，输入和输出扭矩齿轮的圆周力、以及齿轮的圆周力 Pt ： Pt =2M 扭D= 2 8.3910456 2.996103N D 为齿轮节圆直径 56（mm） Pr = Pt tg(a + r) / cos b(N ) 式中 为齿轮的啮合角，取 20； 为齿面摩擦角，取r 5.72 ； 为齿轮的螺旋角；直齿齿轮所以取 0 P 0.5P = 1.498103带入数据得出: rt(N) 根据参考文献挤压应力计算公式为： s jy =8Mn max(D2 - d 2 )lNK sjy ,(MPa) （3-4） 式中 M n max 为花键传递的最大转矩（ N mm ）； D 为花键轴的大径值 d 为小径值（mm） L 为花键轴工作长度（mm）； N 为花键的键数量； K 为载荷分布不均匀系数，一般取 K=0.70.8； s=88.39104 s =jy带入数据得出：(382 - 32.22 ) 85 6 0.74.62MPa jy 20(MPa) 所以该花键合格。 3.4 V 带轮的设计计算 1）计算 V 带传动功率pcapca = kA P （3-5） 根据参考文献4，取 kA =1.1 已知 P =7.5 kw 计算得 pca= kA P =7.5 1.1 = 8.25 (kw) 2）V 带的选型 由上式计算pca=8.25KW 且小带轮的转速为 n1 = 1450 r/min， 根据参考文献4，选取该传动 V 带的带型为 A 型 3）算出带轮的基准直径 dd ，之后验算带速V （1）根据参考资料4选取小带轮的基准直径 dd 1 已知带型为 A 型，根据参考文献3选取小带轮的的基准直径 dd 1 ，取 dd 1 =132mm， 取整后成 dd 1 =130(mm) （2）验算带速V 值 V = p dd1n1= 3.141301450 = 10.0166 取整得V =10m/s 601000601000 （3-6） （3)计算查取大带轮的基准直径 根据图 2.2，带轮传动比为i = 2 , d d1 = 130 (mm)所以： dd 2 = 260 (mm) 4）计算中心距 a，进行 V 带的基准长度 Ld 的选择 （1）结合带传动的限制条件和其对中心距的要求，根据参考文献4确定中心距a0 0.7(dd1 + dd 2 ) a0 2(dd1 + dd 2 ) 即 0.7 360 a0 2 360 选取中心距a0 =450(mm) （2)计算带长 Ld 0 Ld 0 2a0+ p (d2 d1+ dd 2) + (dd 2 - dd1 ) （3-7） 4a22 450 + p（130 + 260）+=0(130 + 260)2 4 450= 1596.8(mm) 园整且根据参考文献4标准值选取 Ld =1600 (mm) （3)计算实际中心距 a 及可变化范围 传动的实际中心距可由下列公式计算 a a+ Ld - Ld 020 （3-8） = 450 + 1600 -1596.8 = 451.6 (mm) 2带轮在制造过程中存在制造误差，存在一定的带长误差和带还具有一定的弹性变 形，所以带的松紧等尺寸变化都会影响传动，所以需要计算中心距的可变化范围： amin = a - 0.015Ld =451.6-0.015 1600=427.6(mm) amax = a + 0.03Ld =427.6+0.03 1600=475.6(mm) 5）小带轮包角a1 a1 d 21800 - (d-dd1 )57.30 a900 （3-9） =057.3000180-100= 169 514.5 90根据文献公式计算带的根数 Z Z = PcaPr=K A P(P0 + DP0 )Ka KL (3-10) 查参考文献4选取 K A =1.1， P0 =1.94， DP0 =0.15， Ka =0.98， KL =0.99 Z =所以得出 7.51.1(1.94 + 0.15) 0.98 0.99= 4.067取整 Z =4（根） 7）初拉力 F0 计算 参考文献4最小初拉力计算公式为： (F )= 500 (2.5 - Ka ) Pca + QV 20 minKa - Z V （3-11） = 500 (2.5 - 0.98) 1.1 7.5 + 0.11020.98 - 5 108)带传动的压轴力 FP 的计算据参考文献4： =137.595（N） F = 2ZF sin a1 = 2 5 (F ) sin 169 = 1373.2386P020 min2（N） （3-12） 3.5 多片式摩擦离合器的选型和计算图 3-3 多片式摩擦离合器结构 图 3-3 为多片式摩擦离合器结构图，该结构用于控制主轴的正反转运动，负责控制轴的动力方向。同时也具有和轴上的制动齿轮互锁从而达到刹车的作用。由于离合 器也在轴上很容易影响轴与轴之间的配合，进而影响整个机床的设计。故选择离合器的 时候尺寸非常重要。 计算摩擦片的级数： Z 2TKp fD0bP (3-13) Nd 为主轴电机的额定功率（kw） T = 955104 N h / n = 955104 7.5 0.98 / 819.565 = 8.56104dj(Nmm) (3-14) nj 为 I 轴的计算转速（r/min） h 为从电机到 I 轴的传动效率大小 K 为安全系数，K=1.3 f 为摩擦片间的摩擦系数的大小，淬火钢材质的摩擦片 f=0.08 Dm 为多片摩擦片的平均直径的大小（mm） Dm = (D + d ) / 2 = (81+ 39) / 2 = 60 mm (3-15) b 为内外摩擦片的接触宽度的大小（mm） b = (D - d ) / 2 = (81- 39) / 2 = 23 mm (3-16) P 为摩擦片的允许许用压强（单位 N / mm2 ） P0 为基本允许许用压强，查资料，取 1.1 K1 为速度修正系数 p = p0 K1K3 K2 = 1.11.00 1.00 0.76 = 0.836 （3-17） 0pv = p D2n / 6104 = 2.5(m/s) （3-18） 根据资料表对平均圆周速度 vp 取值K1 =1.00 K2 取 0.76 K3 取 1.00 所以 0Z 2MnK / p fD2b p = 2 8.56104 1.4 / (3.14 0.08 602 21 0.836) = 15.097取整 Z = 16 3.6 轴设计计算图 3-4 轴 II 装配结构示意图 图 3-4 为轴装配结构示意图，由四个齿轮与部分轴承及一根主轴组成，主要作用为传递轴传递过来的动力并将动力传递给轴而后直接传动主轴，从而获得六级高 速。 3.6.1轴轴径初步估算i12已知：n= 5139 = n1 = 819.565 = 630.42转速：i121.3(r/min) i2n = n1 = 819.565 = 315(r / min )252 / 20 根据参考文献3 取效率 角接触球轴承效率h1 =0.96 ，直齿圆柱齿轮效率h2 =0.98 P = P h= 7.2 0.992 0.98 = 6.91562112（kw） 根据参考文献3 计算轴径公式： d2 105 3p2 = 1053n26.9156 =31517.85 取d2min 22 （mm） 3.6.2 II 轴的校核主轴箱体里的 II 轴属于传动轴，不承载重载荷，所以本次设计只校核该传动轴的刚度。而该轴的危险截面在花键处，所以校核花键轴部分即可。 计算花键轴的抗弯断面惯性矩（ mm4 ） p d 4 + b N (D - d )(D + d )2I =64p 324 + 68 (36 - 32) (36 + 32)2 =646.534104 mm4式中 D 和 d 为花键轴的大径值和小径值（mm） b 为花键键宽（mm）； N 为 花 键 键 数 量 ； 校核危险断面上的最大扭矩： 扭M= 955104 P2n2955104 =6.9156969.670= 6.81104(Nmm) 式中 P2 为该轴所传递的最大功率值（kw）; n2 为该轴的计算最小转速（r/min）。 存在于传动轴上的弯矩载荷有三种：输入和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力 Pr 以及齿轮的圆周力 Pt ： 2M2 6.811043P = 扭 = 2.72410(N)tD50D 为齿轮节圆直径 50（mm） Pr = Pt tg(a + r) / cos b(N ) （3-19） 式中 为齿轮的啮合角，取 20； 为齿面摩擦角，取r 5.72 ； 为齿轮的螺旋角；直齿齿轮所以取 0 带入数据得出： Pr = 902 N 根据参考文献挤压应力计算公式为： s jy =8Mn max(D2 - d 2 )lNK sjy ,(MPa) （3-20） 式中 M n max 为花键传递的最大转矩（ N mm ）； D 和 d 为花键轴的大径值和小径值（mm） L 为花键工作长度（mm）； N 为花键键数量； K 为载荷分布不均匀系数，一般取 K=0.70.8； s=8 6.81104= s =jy(362 - 322 ) 1168 0.73.08MPa jy 20(MPa) 所以该花键校核后合格。 4.4.2 轴承的校核根据尺寸等实际轴径要求，轴 II 选择的轴承为圆锥滚子轴承 32304 (1 对) 106 f ffeL10h= h m d 可根据 I 轴轴承计算公式： 60n fn fT 计算校核该轴承 对轴 II 上的圆锥滚子轴承的校核并带入相关参数如下： 10106 3.48 2 1.5 35L10h = 60 1207.78 0.3631= 9.9510(h) 所得数据 L10h T 所以轴 II 上的轴承校核符合要求。 4.4.3 部分齿轮的校核根据据参考文献4齿轮的校核公式： KFt s F F = 2TbmYFaYSa ， td对 II 轴上齿数为 28 模数为 2.25 的的齿轮进行校核 2T2 6.75104Ft = d =86 KF1.869 2 0.675 105 t = 17.060带入数据得 bms F 86 86 2= 303.57= 76.152计算齿轮的： YFaYSa2.371.682KFt s F 二者进行比较得出：bmYFaYSa 所以该齿轮相关参数数据尺寸合格。 经过计算和校核，在轴 II 上齿数为 28，模数为 2.25 的齿轮相关参数数据尺寸合格。 4. C620 4.1 总体结构图 4-1 为 C620 进给箱装配图，主要由移换机构、增倍机构与摆移塔齿轮机构组成， 配有多个手柄以便完成内部齿轮的变化配合。操纵手柄经过拨叉调整齿轮从而变换螺纹 种类。通过操纵手柄来移动摆移塔齿轮机构中的摆移齿轮，从而改变基本组螺距的大小。 手柄移动上下两组双联滑移齿轮从而海边基本组螺纹螺距的倍数。图 4-1 C620 进给箱装配图手柄控制齿轮的移动，当齿轮右移与 M5 啮合时，进给箱的运动传给丝杠，带动刀架溜板进行螺纹加工，如果左移和 Z=56 的齿轮啮合，将进给箱运动传给光杆而带动刀架溜板，进行一般车削加工。若闭合离合器 M3,M4 和 M5，主传动经挂轮可直接传动丝杠，再改变挂轮的速度，即可加工特殊或精密螺距的螺纹。4.2 轴的设计与校核4.2.1 验算初选轴直径已知： i56= 56 28转速： n13= n14 i1314= 22.988 = 11.494 (r/min) 2 根据参考文献3 取效率圆锥滚子轴承效率h3 =0.98 直齿圆柱齿轮效率h2 =0.98 P = P h= 5.5901 0.982 0.98 = 5.2616556kw 根据参考文献3 计算轴径公式： d13 105 3p13 n13= 10535.26111.5= 23.8 (mm) 取 d13 min 24 (mm) 4.2.2 传动轴的花键校核进给箱体里的轴属于传动轴，不承载重载荷，所以本次设计只校核该传动轴的 刚度。而该轴的危险截面在花键处，所以校核花键轴部分即可。 计算花键轴的抗弯断面惯性矩（ mm4 ） p d 4 + b N (D - d )(D + d )2I =64p 264 + 6 6 (32 - 26)(32 + 26)2=64= 3.377 104 mm4式中 D 花键轴的大径值； d 为小径值（mm）； b 为花键键宽（mm）； N 为花键键数量； 校核危险断面上的最大扭矩： M= 955104 P6955104 5.261= 4.87 106n扭6 =10.305(Nmm) 式中 P6 为该轴所传递的最大功率值（kw）; N6 为该轴的计算最小转速（r/min）。 存在于传动轴上的弯矩载荷有三种：输入和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力 Pr 以及齿轮的圆周力 Pt ： P = 2M624.87 105扭（N）= 1.5210tD64(N) D 为齿轮节圆直 64（mm） Pr = Pt tg(a + r) / cos b(N ) （4-1） 式中 为齿轮的啮合角，取 20； 为齿面摩擦角，取r 5.72 ； 为齿轮的螺旋角；直齿齿轮所以取 0 带入数据得出： Pr = Pt tg(a + r) / cos b(N ) = 650 (N) 根据参考文献挤压应力计算公式为： s jy =8Mn max(D2 - d 2 )lNK sjy ,(MPa) (4-2） 式中 M n max 为花键传递的最大转矩（ N mm ）； D 为花键轴的大径值（mm）； d 为小径值； L 为花键工作长度（mm）； N 为花键键数量； K 为载荷分布不均匀系数，一般取 K=0.70.8； s=8 4.87 106= s =jy(322 - 262 ) 1168 0.717.23MPa jy 20(MPa) 所以该花键校核后合格。 4.3 对轴齿轮的的设计与校核1）初步选择小齿轮的齿数为 Z 1 =28，齿轮精度等级为 7 级，根据传动比则相啮合的大齿轮齿数应为 Z 2 =56 （1）选取载荷系数 Kt = 1.3 （2）计算齿轮传递的扭矩T1 据参考文献4 95.5105 PT1 =n 其中：n=11.5r/min P = 5.261kw T1 =代入得出 95.5105 Pn= 95.5105 5.26110.401= 4.8305106(Nmm) (4-3) （2）据参考文献4，取齿宽系数fd = 0.41（3）据参考文献4，选取材料的弹性影响系数 ZE = 189.8MPa 2 ， （4）据参考文献4得s lim1 = 600MPa , s lim 2 = 500MPa （5）据参考文献4应计算力循环次数： N = 60n jL = 60 9601 (28 30015) = 4.147 10911hN4.147 1099N2 = 1 = 1.29610 3.23.2（6）据参考文献4，取 KHN1 = 0.9 ， KHN 2 = 0.95 （7）据参考文献4式 10-12，计算接触疲劳许用应力的大小s H ， 先取失效概率值为 1%，安全系数 S=1，得： s = KHN1s lim1 = 0.9 600 = 540H 1S1(MPa) (4-4) s = KHN 2s lim 2 = 0.95 500 = 475H 2S1(MPa) 2)据参考文献4计算小齿轮的分度圆直径 d1t ， 2KTu +1 Zd = 2.32 3 t 1 E f1td代入s H 2 u s H ， (4-5) 得出： d1t= 2.32= 356.559(mm) (1)计算齿轮的圆周速度 V： V据参考文献4： =p d1t n1601000 V 即 圆周速度= 3.14 356.559 10.401 = 0.194 60 1000(r/min) (4-6) (2）计算齿轮的齿宽 b ： 据参考文献4：齿宽b = fd d1t = 0.4 356.599 = 142.692 (mm) (4-7) b(3)计算齿宽高之比 h ： 据参考文献4： Mt齿轮模数= d1tZ1= 356.559 = 14.85724齿高 h = 2.25Mt = 2.2514.587 = 33.427 (mm) b = 356.559 = 10.67所以齿高比 h33.427 (4-8) (4）载荷系数的计算： 已知参数：等级为 7 级精度的齿轮， V = 0.194m / s ， 据参考文献4图 10-8 选取 Kv = 0.064 ，（ KV 动载荷系数） KHa = KFa = 1 ， 据参考文献4表 10-2 取K A = 1.25 ， K A为零件使用系数 ； 据参考文献4表 10-4，根据齿轮等级为 7 级精度插值法取得， KH b = 1.1835 ，由b = 10.67h，及KH b= 1.1835据参考文献4图 10-13 查出 KF b = 1.165 计算载荷系数 K = KA Kv KHa KH b = 1.25 0.06411.1835 = 0.09468 分度圆直径的校正，由计算出的载荷系数校正： d1 = d1t 据参考文献410-10a 得：d1 = 356.559 30.094681.3= 148.903(mm) (4-9) (6）模数 m 的确定： m = d1Z1= 148.903 = 6.20424 (4-10) 3）校核齿根弯曲强度： 据参考文献410-5 的弯曲强度设计公式 2KT1 YFaYSa m 3 f Z 2 s d 1 F 其中： （1）取弯曲强度极限s FE1 = 500MPa ，s FE 2 = 300MPa （2） KFN 为弯曲疲劳寿命系数，取 KFN1 = 0.85 ， KFN 2 = 0.86 （3）弯曲疲劳许用应力根据据参考文献4公式 10-12 计算： s = KFN1s FE1 = 0.85 500 = 236.111SF 1S 为弯曲疲劳安全系数 1.8： s = KFN1s FE1 = 0.85 500 = 236.111F 1S1.8(MPa) s F= KFN 2s FE 22S= 0.86 300 = 143.331.8(MPa) (4-11) （4） 计算出载荷系数： K = KA Kv KFa KF b（5） 查取齿轮齿形系数： = 1.25 0.06411.165 = 0.0932 根据据参考文献4表 10-5 查出齿形系数为： YFa1 = 2.65 ， YFa 2 = 2.304 （6） 查取应力校正系数： 根据据参考文献4表 10-5 查取应力校正系数 YSa1 = 1.58 ， YSa 2 = 1.72 YFaYSa（7） 大和小齿轮的 s F 值： YFa1YSa11s F = 2.651.58 = 0.0177 236.111YFa 2YSa 22s F = 2.304 1.72 = 0.028 143.33 (4-12) 经计算分析得出大齿轮的值比小齿轮大4）齿轮相关几何尺寸的计算： (1） 计算齿轮的分度圆直径 d d1 = m Z1 = 1.5 28 = 42 (mm) d1 = m Z2 = 1.5 56 = 84 (mm) 计算齿轮间中心距 a a = d1 + d22= 63 (mm) (4-13) (3）计算齿轮宽度 b1 = F d d1 = 0.4 42 = 16.8 (mm) b2 = Fd d2 = 0.4 84 = 33.6 (mm) (4-14) 齿轮的校核根据据参考文献4齿轮的校核公式： KFt s F bmYFaYSa ， 对轴上齿数 56 模数的齿轮进行校核 F = 2Ttd= 2 3.47 10584 带入数据得 KFt =bm4.479 2 0.347105184841.5= 15.54 s F 计算齿轮的： YFaYSa= 243.56= 61.752.321.70 (4-15) KFt s F 二者进行比较得出：bmYFaYSa 所以该齿轮相关参数数据尺寸合格。 经过计算和校核，在轴上齿数为 56 模数为 1.5 的齿轮进行校核，相关参数数据尺寸合格。 5. C620 机床溜板箱结构设计5.1 总体结构图 5-1 C620 溜板箱装配图 图 5-1 为 C620 溜板箱装配图，溜板箱由纵向进给机构、过载保护装置脱落蜗杆机构、丝杠和光杆传动的互锁机构、正反向机构、开合螺母和手动纵进给机构等组成。转 动手轮，经过齿轮、齿条可实现纵向手动进给。当通过手柄用拨叉将轴齿轮与轴齿 轮啮合时，进给箱传来的运动经过正反向机构及涡轮副传给轴，再由齿轮传动轴， 经齿轮、齿条使刀架溜板获得机动纵向进给。若轴齿轮与轴齿轮啮合则可以使刀架 获得机动横向进给。 5.2 轴部分齿轮的设计与校核(1）初步选择小齿轮的齿数为 Z1 = 24，齿轮精度等级为 7 级，根据传动比则相啮合的大齿轮齿数应为 Z 2 =50 1）选取载荷系数 Kt = 1.3 2）计算齿轮传递的扭矩T1 据参考文献4 T1 =95.5105 Pn 其中： n = 825.217 r/min， P = 7.2 kw T1 =代入得出 95.5105 Pn= 95.5105 7.2 825.217= 0.8332105(Nmm) 2）据参考文献4，取齿宽系数fd= 113）据参考文献4，选取材料的弹性影响系数 ZE = 189.8MPa 2 ， 4）据参考文献4得s lim1 = 600MPa , s lim 2 = 500MPa 5）据参考文献4应计算力循环次数： N = 60n jL = 60 9601 (28 30015) = 4.147 10911hN4.147 1099 （5-1） N2 = 1 = 1.29610 3.23.2 （5-2） 6）据参考文献4，取 KHN1 = 0.9 ， KHN 2 = 0.95 7）据参考文献4式 10-12，计算接触疲劳许用应力的大小s H ， 先取失效概率值为 1%，安全系数 S=1，得： s = KHN1s lim1 = 0.9 600 = 540H 1S1MPa （5-3） s = KHN 2s lim 2 = 0.95 500 = 475H 2S1MPa (5-4) (2)据参考文献4计算小齿轮的分度圆直径 d1t ， 2KTu +1 Zd = 2.32 3 t 1 E f1td代入s H 2 u s H ， （5-5） 1.3 0.833210551 +143 189.8 2d1t = 2.32 3151475= 73.5597得出： 43(mm) 1)计算齿轮的圆周速度 V： V据参考文献4： =p d1t n1601000 （5-6） V 即 圆周速度 = 3.14 73.5597 825.217= 3.1768 601000(m/s) 2）计算齿轮的齿宽 b ： 据 参 考 文 献 4： 齿 宽 b = fd d1t = 1 73.5597 = 73.5597 (mm) （5-7） b3)计算齿宽高之比 h ： 据参考文献4： Mt齿轮模数= d1tZ1= 73.5597 = 3.06524 （5-8） 齿高 h = 2.25Mt = 2.25 3.065 = 6.869 (mm) b = 73.5597 = 10.67所以齿高比 h6.8964）载荷系数的计算： 已知参数：等级为 7 级精度的齿轮， V = 3.1768m / s 据参考文献4,选取 Kv = 1.05 ，（ KV 动载荷系数） KHa = KFa = 1 ， 据参考文献4,取 K A = 1.25 ， K A为零件使用系数 ； 据参考文献4,根据齿轮等级为 7 级精度插值法取得， 及 KH b = 1.1835 据参考文献4图 10-13 查出 KF b = 1.31 KH b= 1.424b = 10.67，由 h，计算载荷系数 K = KA Kv KHa KH b = 1.251.0511.424 = 1.869 5）分度圆直径的校正，由计算出的载荷系数校正： d1 = d1t 据参考文献410-10a 得： （5-9） d1 = 73.5597 31.8691.3= 83.0224(mm) 6）模数 m 的确定： m = d1Z1= 83.0224 = 3.45924 （5-10） (3）校核齿根弯曲强度： 据参考文献410-5 的弯曲强度设计公式 2KT1 YFaYSa m 3 f Z 2 s d 1 F (5-11) 1）取弯曲强度极限s FE1 = 500MPa ， s FE 2 = 420MPa 2） KFN 为弯曲疲劳寿命系数，取 KFN1 = 0.85 ， KFN 2 = 0.88 3）弯曲疲劳许用应力根据据参考文献4公式 10-12 计算： S 为弯曲疲劳安全系数 S = 1.4 ： s = KFN1s FE1 = 0.85 500 = 303.57Fs F1S= KFN 2s FE 22S1.4= 0.88 420 = 2641.4(MPa) （5-12） (MPa) （5-13） 4） 计算出载荷系数： K = K A Kv KFa KF b= 1.251.0511.31 = 1.719 （5-14） 5） 查取齿轮齿形系数： 根据据参考文献4,查出齿形系数为： YFa1 = 2.65 ， YFa 2 = 2.53 6） 查取应力校正系数： 根据据参考文献4,查取应力校正系数 YSa1 = 1.58 ， YSa 2 = 1.62 YFaYSa7） 大和小齿轮的 s F 值： YFa1YSa11s F YFa 2YSa 22s F = 2.651.58 = 0.01379 303.57= 2.531.62 = 0.014525 264经计算分析得出大齿轮的值比小齿轮大8) 根据公式计算齿轮模数: 根据上述公式和相关选取的参数数据进行计算得出： m = 1.932，取整数 m 2 ， 根据模数 m=2 计算齿轮的齿数分别为： Z= d1 = 67 = 23.5 ，整圆成 Z= 24 1m21(4）齿轮相关几何尺寸的计算： 1)计算齿轮的分度圆直径 d d1 = m Z1 = 2 24 = 48 (mm) （5-15） d2 = m Z2 = 2 50 = 100 (mm) 2)计算齿轮间中心距 a a = d1 + d22= 48 +100 = 74 (mm) （5-16） 23) 计 算 齿 轮 宽 度 b1 = F d d1 = 1 48 = 48 (mm) （5-17） b1 = F d d1 = 1100 = 100 (mm) (5)齿轮的相关校核 根据据参考文献4齿轮的校核公式： KFt s F F = 2TbmYFaYSa ， td（3.50） 对 I 轴上齿数为 50 模数为 2 的的齿轮进行校核 圆周力计算 F = 2Ttd= 2 0.833210 100 带入数据得 KFt =bm1.869 2 0.8332105100100 2= 14.968 s F 计算齿轮的： YFaYSa= 264= 66.935 2.3161.703KFt s F 二者进行比较得出：bmYFaYSa 所以该齿轮相关参数数据尺寸合格。 经过计算和校核，在轴上齿数为 50，模数为 2 的齿轮，相关参数数据尺寸合格。 6.结论本文对 C620 车床的传动系统的主要结构进行了设计与说明。通过对主切削力、切削功率等数据估算出电动机的基本参数，最终确定 Y-132M-4 型封闭式三相异步电动机。对床头箱的工作过程进行了详细的描述同时给出了具体的装配图，重点对其中的箱体尺 寸、轴、V 带轮、多片式摩擦离合器、轴进行了设计校核。通过查表等方法选用了箱体的壁厚尺寸 25mm，根据箱内零件进行适度调整。通过对轴径的初步估算以及对其危险截面的校核确定了轴与轴的轴径。通过计算 V 带直径、V 带轮的带速、基准直径、小带轮包角、初拉力等数据最终确定了 V 带轮大小带轮的直径。通过计算摩擦片所传递的扭矩等数据确定摩擦片的级数为 16 级。对进给箱的工作过程进行了详细的描述同时给出了具体的装配图并校核了其中的重要部件，具体设计校核了进给箱的轴强度与上的齿轮尺寸，重点进行了对轴径的初步估算以及对其危险截面的校核与 轴齿轮尺寸与受力能力的校核。对溜板箱的工作过程进行了详细的描述同时给出了具体 的装配图，重点校核了轴上的齿轮尺寸。 参考文献1 陈明亮.机床传动系统驱动参数的计算J.山东工业技术,2017(6):55-55. 2 李安玲,何强,李丽丽,等.组合机床主轴箱辅助设计系统J.机械制造,2017, 55(7):54-56. 3 白国庆. 数控机 床的机 械结构 设计要求 设计方 式分析 J. 太原学 院学报 : 自然 科学版,2016(3):25-27. 4 成大先.机械设计手册（第 5 版）S.北京：化学工业出版社.2008.5. 5 王传英,赵学东.高速精密小型数控车床床头箱设计J.机械,2006, 33(10):19-19. 6 刘晓村,余为民,古纯效.CT6104 车床床头箱的改进设计J.制造技术与机床, 1995(3):37-38. 7 刘春国,迟元斌.C620 床头箱的升速改装J.机械制造,1986(4):32. 8 宋丽雯.卧式车床进给传动的设计J.科技风,2016(2):48-48. 9 汪大鹏.车床进给箱移换机构新方案J.机械设计,1996(10):27-27. 10 王一心.对龙门刨床进给箱走刀失灵的改进J.制造技术与机床, 1982(5):42-43. 11 张小亮,张宏文.C620 车床螺纹调配表J.金属加工(冷加工)冷加工, 1996(12):10-11. 12 邓献琳.C620 型车床润滑系统的改进J.设备管理与维修,1988(3):37. 13 贾亚洲.金属切削机床概论M. 北京：机械工业出版社, 2007.1. 14 胡黄卿.金属切削原理与机床M.北京：化学工业出版社，2007.3. 15 任殿阁.张配勤.设计手册S.辽宁：辽宁科学技术出版社，1991.9. 16 Chen L, Feng X D, Kang K, et al. Research on Deep-hole Processing by Using Ordinary LatheJ. Journal of Hebei Institute of Architecture & Civil Engineering, 2015. 17 Zhou R. Improvement on the Measurement of the Tail Seat Adjustment and Installation of C6132A Ordinary LatheJ. Modern Manufacturing Technology & Equipment, 2016. 附录 1 外文翻译第十四届可持续制造全球会议，GCSM 3-5 2016 年 10 月，南非 Stellenbosch由于不同的机器操作、切割材料和相应的铣床的进给运动，需要大范围的主轴速度。 现代机床偶尔配备两个主轴以覆盖更广泛的应用范围，特别是在提高类似铝合金一样的 软材料切削速率时，过时的机床不能提供高的主轴转速。主轴速度增加（SSI）是可能 的解决方案，以便灵活地提高铣刀的切削去除率。本文研究了 SSI 在不同铣床上的应用， 以及在资源和能源效率方面的研究现状。因此，基于各自的加工操作、主轴输入和铣床， 提供了一种选择方法来证明现有 SSI 应用的可行性。这使得在理论基础上估算可持续效益。 为了开发一种资源有效的升级传统铣床的方法，作者提出了在协作研究中心（CRC） 1026 B5 项目中应用附加组件的方法。这个方法的目的是以灵活的方式增强各自机床的特 定 功 能 。 图 1 示 出 了 X 和 Y 平面 1 中 的 铣 床 （ thereafter: FP4 ）。 Fig. 1. Deckel FP4NC 铣床(a) 增加精度的附加装置;(b) 增产附加装置高速加工（HSM）在汽车、飞机和模具工业中起着至关重要的作用。通过增加主轴 转速，实验切削力和温度的降低已被实验观察到2。可达到的切削去除率主要在 QW 1501500 cm 之间，切削速度 Vc 达到 10000 min -1 达到2。切削条件对降低能耗、提高加工效率起着重要作用。基尼内贾德等。比较了在不同的切削条件下，过时的 FP4 和新的 DMG DMU50 铣床的能耗。目的是确定影响不同工具、工艺和材料可达到的去除率的因素。结果表明，特别是在精加工过程中，最大可能的主轴转速是最大可达到的去除 率的瓶颈。总之，发现在切削操作中，过时的机床具有比 40%更高的比能耗。由于最大主轴转速和主轴功率的限制，过时的机床不能达到更高的去除率。在加工材料方面，能 量效率进一步受到限制，这允许比 FP4 提供的更高的切削速度，例如铝合金3。 C620 机床传动系统结构设计 为了提高加工效率,一系列工作开始展开。Rangalajand 和 Dornfeld 进行了一个案例研究，以确定一个最佳角度的面铣削和粗加工4。通过对动能回收系统（KER）的仿 真，提出了一种提高机床能效的有效方案，仿真结果表明，KER 的使用可减少 525%的功耗（5）。石棉实验测量了切削条件对功率消耗的影响。通过改变切削速度、进给速 度、径向和轴向切削深度，端铣刀的功耗降低了约 40%。6 为了提高传统机床的主轴速度，可以通过所谓的 SSI 灵活地升级，参见图 2。这些SSI 要么由机床主轴驱动，要么作为机械变速器工作，或者它们由集成流体或电驱动来驱动。 在他们的文章中，萨尔加多和阿隆索描述了高速加工机械 SSI 的设计过程7。其目的是通过一个乘法器齿轮箱升级一个传统的机床。为了通过机械传动增加主轴速度， 使用了四构件行星齿轮系（PGT）（图 2）。在减小各自设计方案的体积和动能的同时， 实现了大于 1:10 的速度比。 图 2.SSI（a）机械传动；（b）流体驱动（冷却剂和空气）7，9除了提高主轴速度 Yamanaka 等其他人采用楔形滚子牵引传动改善表面粗糙度。此外，所设计的 SSI 能够通过压电薄膜8定量地测量切削力。 应用流体驱动主轴对大型机床进行改造，拓宽了应用范围。因此舒伯特等人提出一 种用于半精加工、精加工和微铣削工艺的冷却剂驱动主轴9。特别是对于加工模具和 模具，需要高主轴功率和精加工操作的粗加工过程的组合，其中需要高主轴速度，可以 通过冷却剂驱动的主轴。对于一个示例性的涡轮部件，结果表明制造时间可以减少约75%。 正如前面所讨论的，SSI 的应用受到所需切削功率的限制。因此，考虑了不同的切削参数（刀具直径、工件材料和切削速度），以估计所需的切削力、功率和可实现的切 削去除率。所有的数值都是通过计算估算的，在机械加工试验中没有得到检验。没有或 具有机械 SSI 的过程的值取决于所使用的机器。这意味着只有 FP4 铣床的结果是有效的。它的最大主轴速度为 N3150/分钟，并作为过时的传统铣床的典型例子。重点介绍了三种 SSI 模型：机械式、空气驱动式和冷却剂驱动型 SSI。对于每种类型，已经选择了一个例子进行比较。机械齿轮的传动比为 5。空气驱动的主轴提供 N40000/分钟的转数和 N30000/分钟的冷却剂驱动。它们的旋转数分别取决于空气和冷却剂的压力和流速。 为了计算铣削过程的平均切削力，采用 KiZZLE 方程10。因此，平均芯片厚度 HM 是需要的，并且可以通过以下方程获得： mzh = 114.6 ffs aeD (1) 和 cosjs = (1 - 2ae )D (2) 在方程（1）和（2）中， S 表示切削弧角O，fz 每齿进给mm ，ae 切削宽度mm 和 D 刀具直径mm 。此外，特定切削力 kc 是必需的，并且可以用以下方法来估算 (3) kc1n=kcmm 在方程式（3）中，kc1 代表特定切削力 N / mm2 和 m 斜率的主值。利用这些方程可以计算出平均切削力 Fcmz : Fcmz= apsin k hm kc Kg Kv KVer (4) 在方程（4）中， 是压力角和 ap 的切割深度。K , Kv 和 KVer 代表了切屑厚度、切削速度和刀具磨损的校正因素。对不同刀具直径的平均切削力进行估算，并与主轴以 最高速度提供的力进行比较。只要切削力小于主轴力，刀具直径就可以使用。对于最高 可能的刀具直径，使用公式（5）计算去除率 Q： Q = ae a p f z z n(5) 在方程式（5）中，Z 是齿数和 N 的转数 1min 。对于这个例子，铣刀有推荐的切削宽度。 ae = 0.1 D(6) 推荐切割深度为： a p = 1.5 D(7) 表 1 和表 2 概述了在最大转数下不同刀具直径的不同 SSI 的去除率。标记为星（*） 的条目仅是理论值，而 FP4 铣床无法实现，因为所计算的切削力超过所提供的扭矩。由于 FP4 的动态特性，刀具直径、切削宽度和切削深度的限制还没有考虑。这些表显示了SSI 的应用范围。可以清楚地看出，高刀具直径仅在没有 SSI 的情况下才可用。对于需要小刀具直径的工艺，空气和冷却剂驱动的 SSI 具有优势，尤其是铣削铝时。切削力相对较小，切削速度大。 冷却剂驱动的 SSI 可以达到比机械或无 SSI 更高的去除率。 表 1.钢铣削去除率 Q cm3 / min的比较刀具直径 0.512468101216mm未使用的0.0020.0150.1210.9683.6747.62013.60821.773*43.062机械的0.0100.0760.6054.838.18.37138.102*68.040*108.864*215.309*空气驱动 0.0240.1921.53612.288*46.656*96.768*172.800*276.480*546.816*的冷却液驱 0.0180.1441.1529.216*34.992*72.576*129.600*207.360*410.112*动*理论值表 2.铝铣削去除率 Q cm3 / min 的比较刀具直径 0.512468101216mm未使用的0.0010.0110.0810.7262.1095.68511.90721.50148.868*机械的0.0070.0570.4543.62910.54628.42659.535*107.503*244.339*空气驱动 的0.0180.1441.1529.216*26.784*72.192151.200*273.024*620.544*冷却液驱 动0.0140.1080.8646.91220.08854.144*113.40
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