《金属切削 机床》-第1章

1.1机床的功能设置与总体布局的安排1.1.1机床运动功能设置机床的运动功能设置的方法和步骤如下。1.工艺分析首先对所设计的机床的工艺范围进行分析。对于通用机床，加工对象有多种类型的工件，可选择其中几种典型工件进行分析，然后选择适当的加工方法。下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排2.机床运动功能设置根据工艺范围分析和所确定的加工方法，进行运动功能设置。运动功能设置的方法有两类。（1)分析式设计方法。参考现有同类型机床的运动功能，经过研究分析，提出所设计机床的运动功能设置方案，然后通过仿真分析评定其方案的可行性和优劣。（2)解析式设计方法。采用创成式原理，利用解析法求出满足加工工艺范围和加工方法所要求的机床运动功能设置的所有可能方案，然后通过仿真分析评定其方案的可行性和优劣。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排3.机床的运动功能式和运动功能图根据对所提出的运动功能方案的评定结果，选择和确定机床的运动功能配置，写出机床的运动功能式，画出机床运动功能图。1.1.2机床总体布局的常见形式机床的总体布局关系着机床的性能、质量和整机的合理性，在确定机床的总体布局时，应考虑以下几个问题。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排1.工艺方法与总体布局在机床上加工工件的工艺方法是多种多样的。机床总体布局时，往往由于工艺方法的改变，导致机床的运动、部件配置以及结构等产生一系列变化。故在确定机床的总体布局方案时，应首先分析和选择合理的工艺方法。例如，曲轴轴颈和相邻曲臂端面的加工如图1-1所示，由车削改为铣削，则在运动、传动、部件配置等方面都要对机床做一系列改变。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排曲轴车床的主运动为曲轴工件的回转运动，它加工时将曲轴毛坯装在两个顶尖上，由两端传动，如图1-2所示。前后两个刀架可同时进给，分别加工轴颈和曲臂两端。完成一个轴颈车削后，溜板快速移到另一轴颈位置进行车削。机床部件配置的形式与卧式车床相似。如果曲轴材料改变，由原来的45钢改为球墨铸铁，而加工方法不变，仍由曲轴完成主运动和传递较大的切削扭矩，那么在加工过程中就有可能出现曲轴扭断现象。为了防止曲轴在加工过程中断裂，可改用曲轴铣床铣削，如图1-3所示。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排在曲轴铣床上，主运动是水平和垂直位置上的两个立铣刀的旋转切削运动，曲轴旋转只是做圆周进给运动，其功率消耗比主运动少，这样就降低了曲轴上的扭矩，减少了曲轴的扭转变形，有利于消除或减轻加工时的振动，从而提高了加工质量和生产效率。2.运动分配与总体布局专用机床的工艺方法确定后，刀具与工件在切削加工时的相对运动也会随之确定。此相对运动可以完全分配给刀具，也可以完全分配给工件，或者由刀具和工件共同完成。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排（1）切削加工的相对运动完全由刀具实现，如在专用多轴钻床上钻孔时，工件固定在工作台上不动，钻头既旋转又移动，各主轴的旋转运动所消耗的功率较大，所以称之为主运动，钻头的轴向移动为进给运动。又如在重型零件加工中常常使用“蚂蚁啃骨头”的方法，也是运动完全分配到刀具上的一个实例。图1-4所示为用三只“蚂蚁”（铣头2、铣头3、一个车头8）同时加工三处表面的简图：工件用铁块7和楔铁9垫高，安装在平板10上，并用6根拉杆固定。找正后将工件与楔铁、铁块焊牢并与拉杆焊牢，然后以大床身5的导轨面为基准，对工件划线后进行加工。加工完毕，重新拆换和布置“蚂蚁头”（包括铣头、钻镗头等），再加工其他表面。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排（2）切削加工的相对运动由刀具和工件共同完成，这样运动简单，机构也简单，且容易实现，所以目前这种分配形式应用较广。例如，在卧式车床上加工轴类零件时，安装在主轴上的工件做旋转运动，刀具沿床身导轨做直线进给运动，这种运动分配方案，机床部件较少，制造较容易，加工也比较方便。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排3.精度、刚度与总体布局（1)足够的精度。例如，图1-5所示的精密丝杠车床，为了提高机床的加工精度，除了必须提高各主要零部件（如主轴部件、导轨、丝杠及其轴承、螺纹传动链的齿轮等）的制造及装配精度外，还应尽量缩短螺纹传动链，以减少传动误差。此外，在布局上还要采取一系列措施。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排（2)足够的刚度和抗振性。为了达到所要求的加工精度和表面粗糙度，在机床总体布局上应该保证有足够的刚度和抗振性。在通常情况下，支承形式为封闭的框架（龙门）时，其刚度较好。例如，大型的立车、刨床、铣床、坐标镗床等都是龙门式，如图1-6所示。当受到工艺因素和结构的限制，无法采用龙门式结构时，可采用辅助支承、悬臂支架、活动横梁等来加强机床的刚度和抗振性，如图1-7所示。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排（3)减少机床热变形及其影响。为了提高机床的工作精度，还要注意机床的变形问题。在机床中，各种传动机构都要消耗一定的功率，这些消耗功率的绝大部分将要转化为热能，润滑系统，特别是液压传动系统和电气控制系统等，也都是机床产生热量的根源。这些系统产生的热量可使机床的温度升高。由于热源至机床各部分的距离不等，且机床各部分的材质也不同，这些热量向机床各部分的热传导和热膨胀也就不同，致使机床各部件产生热变形大小不同，这就产生了机床部件之间的相对位移，即机床的相对热变形。从机床布局方面消除或减少机床热变形的常用措施有：①隔离热源。②采用热平衡的方法减少相对热变形。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排图1-8（a）所示的是一种坐标镗床，发热的电动机3用隔热罩2与主轴部件隔离开，同时加强通风以减少热变形。图1-8（b）所示的是一种转塔车床，液压泵5布置在机床右侧床腿端部。开动机床工作之后，主轴箱4和液压泵箱同时发热。这样，由于主轴箱发热而使主轴升高的方向和因液压泵箱发热而使刀架升高的方向一致，可以部分地相互补偿热变形造成的位移误差。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排4.机床自动化与总体布局现代工业的发展，对机床自动化程度的要求越来越高，自动化机床布局时，要特别注意以下问题。（1）便于排屑。刀架和床身导轨宜做成倾斜式或垂直式，以便于切屑的排出。（2）便于自动上料、下料或列入自动线。对于列入自动线内的机床，在布局上应满足自动输送和装卸工件的要求。（3）合理选择刀架的形式与位置。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排5.生产效率与总体布局机床的生产批量不同，机床的结构可能完全不同。例如，加工曲轴，单件小批生产时，可利用卧式车床的花盘，画线找正加工；要求成批生产时，可考虑制造可调整的专门化曲轴加工车床，曲轴颈一个一个地加工，每次用销子定位；如要大批量生产，则可考虑设计制造专用机床。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排又如管件加工机床，当生产批量较小时，可采用由一个动力头进行加工，先加工工件的一端，然后动力头退回原位进行转位，工作台回转180°，再进行另一端的加工。对于大批量生产，采用这种加工方法加工辅助时间长，效率不高。在大批大量生产时，可采用两个动力头同时在管件的两端加工，如图1-9所示，这样工件不需转位，可以缩短机动工时，减少辅助时间，提高生产效率。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排6.操作、调整与总体布局机床的整体布局必须充分考虑到操纵机床的人，处理好人机关系。机床各部件相对位置的安排，应考虑到便于操作和观察加工的情形。例如，卧式车床的床头箱在左边，而镗床的镗头在右边，都是为了适应右手操作的习惯和便于观察测量。卧式车床由于车刀和刀架较小，为便于操作，刀架一般布置在工件前面；外圆磨床的砂轮架较大，为便于操作者接近工件，一般布置在工件的后面。在大型机床上，还可采用悬挂式按钮站，对于采用人机对话编程的数控机床，显示屏幕和操作键盘都应放在适于操作和观察的位置上。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排7.结构布局设计机床的结构布局形式有立式、卧式及斜置式等。其中基础支承件的形式又有底座式、立柱式、龙门式等；基础支承件的结构又有一体式和分离式等。因此同一种运动分配式又可以有多种结构布局形式，这样运动分配设计阶段评价后，保留下来的运动分配式方案的全部结构布局方案就有很多。因此需要再次进行评价，去除不合理方案。该阶段评价的依据主要是定性分析机床的刚度、占地面积、与物流系统的可接近性等因素。该阶段设计结果得到的是机床总体结构布局形态图，如图1-10所示的五轴镗铣机床的结构布局形态图。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排8.机床总体结构的概略形状与尺寸设计该阶段主要是进行功能(运动或支承)部件的概略形状和尺寸设计，设计的主要依据是：机床总体结构布局设计阶段评价后所保留的机床总体结构布局形态图，驱动与传动设计结果，机床动力参数及加工空间尺寸参数，以及机床整机的刚度及精度分配。其设计过程大致如下。（1)首先确定末端执行件的概略形状与尺寸。（2)设计末端执行件与其相邻的下一个功能部件的结合部的形式、概略尺寸。上一页下一页返回1.1机床的功能设置与总体布局的安排（3)根据导轨结合部的设计结果和该运动的行程尺寸，同时考虑部件的刚度要求，确定下一个功能部件(即滑台侧)的概略形状与尺寸。（4)重复上述过程，直到全部基础支承件(底座、立柱、床身等)设计完毕。（5)若要进行机床结构模块设计，则可将功能部件细分成子部件，根据制造厂的产品规划，进行模块提取与设置。（6)初步进行造型与色彩设计。（7)机床总体结构方案的综合评价。上述设计完成后，得到的设计结果是机床总体结构方案图，如图1-11所示。上一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数1.2.1主参数和尺寸参数机床的尺寸参数是指机床的主要结构尺寸参数，通常包括以下两种。（1）与被加工零件有关的尺寸，如卧式车床最大加工工件长度，摇臂钻床的立柱外径与主轴之间的最大跨距等。（2）标准化工具或夹具的安装面尺寸，如卧式车床主轴锥孔及主轴前端尺寸。1.2.2运动参数运动参数是指机床执行件如主轴、工件安装部件(工作台)的运动速度。下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数1.主轴转速的确定主运动为回转运动的机床，如车床、铣床等，其主运动参数为主轴转速。对于用于对特定的工件进行特定工序加工的专用机床和组合机床，主轴的转速通常是固定的，可由下式计算。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数主运动为直线运动的机床，如插、刨机床，其主运动参数可以是插刀或刨刀每分钟往复次数(次/min)，或称为双行程数，也可以是夹装工件的工作台的移动速度。（1）最低(nmin)和最高(nmax)转速的确定。对所设计的机床上可能进行的工序进行分析，从中选择要求最高、最低转速的典型工序。按照典型工序的切削速度和刀具(或工件)直径，由式（1-1)可计算出nmin、nmax及变速范围Rn。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数确定机床主轴的最高转速主要考虑以下两个因素。①机床主传动的类型。普通机械传动的机床，由于噪声和磨损等原因，一般最高转速在2000r/min左右。而对于数控机床，由于采用交流伺服主电动机或变频电动机进行变速，主轴最高转速可达5000～50000r/min。②采用的刀具类型、材质和切削角度等。刀具的最大切削速度与其类型、材质和切削角度有直接的关系。如镶片车刀经过镀层后，精加工钢材时最大切削速度可从60～200m/min提高到200～520m/min。随着主电动机技术、轴承技术及刀具技术的发展，数控机床的主轴转速越来越高，表1-1、表1-2和表1-3分别给出了德国瓦尔特公司推荐的高速切削时的主轴最高转速。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数（2）有级变速主轴转速的合理排列。确定了nmax和nmin之后，如采用有级变速，应进行转速分级，即确定变速范围内的各级转速；如采用无级变速电动机或机构，有时也需用分级变速机构来扩大其无级变速范围。目前，多数机床主轴转速是按等比级数排列，其公比用符号φ表示，转速级数用Z表示。则转速数列为上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数（3）标准公比值φ和标准转速数列。标准公比的确定依据原则：因为转速由nmin至nmax必须递增，所以公比应大于1；为了限制转速损失的最大值Amax不大于50％，则相应的公比φ不得大于2，故1<φ<2；为了使用记忆方便，转速数列中转速呈10倍比关系，故φ应在

(而E1是正整数)中取数；如采用多速电动机驱动，通常电动机转速为(3000/1500)r/min或(3000/1500/750)r/min，故φ也应在

(E2为正整数)中取数。

根据上述原则，可得标准公比如表1-4所示。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数当采用标准公比后，转速数列可从表1-5中直接查出。表中给出了以1.06为公比的从1～15000的数列。如设计一台卧式车床nmin=10r/min，nmax=1600r/min,φ=1.26。查表1-5的方法是：由1.26=1.06

4首先找到10，然后每跳过3个数取一个数。即可得到公比为1.26的数列：10，12.5，16，20，25，31.5，40，50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500，630，800，1000，1250，1600。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数（4）公比φ的选用。由表1-4可见，φ值小则相对转速损失小，但当变速范围一定时变速级数将增多，变速箱的结构复杂。对于通用机床，辅助时间和准备结束时间较长，机动时间在加工周期中占的比重不是很大，转速损失不会引起加工周期过多地延长，为了机床变速箱结构不过于复杂，一般取φ=1.26或1.41等较大的公比；对于大批大量生产用的专用机床、专门化机床及自动机，情况却相反，通常取φ=1.12或1.26等较小的公比。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数（5）变速范围Rn、公比φ和级数Z之间的关系。由等比级数规律可知2.进给量的确定数控机床中进给量广泛使用无级变速，普通机床则既有无级变速方式，又有有级变速方式。采用有级变速方式时，进给量一般为等比级数，其确定方法与主轴转速的确定方法相同。首先根据工艺要求，确定最大、最小进给量fmax，fmin，然后选择标准公比φf或进给量级数Zf。但是，各种螺纹加工机床如螺纹车床、螺纹铣床等，因为被加工螺纹的导程是分段等差级数，故其进给量也只能按等差级数排列。利用棘轮机构实现进给的机床，如刨床、插床等，每次进给是拨动棘轮上整数个齿，其进给量也是按等差级数排列的。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数3.变速形式与驱动方式选择前面已经指出，机床的主运动和进给运动的变速方式有无级和有级两种形式。变速形式的选择主要考虑机床自动化程度和成本两个因素。数控机床一般采用伺服电动机无级变速形式，其他机床多采用有级变速形式或无级与有级变速的组合形式。机床运动的驱动方式常用的有电动机驱动和液压驱动。驱动方式的选择主要根据机床的变速形式和运动特性要求来确定。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数1.2.3动力参数1.主电动机功率的确定机床主运动电动机的功率P主可由下式计算。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数（1）P切的计算。计算公式如下：（2）P空的计算。中型机床主传动系空载功率损失可由下列技能训练公式估算。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数（3）P辅的计算。P辅可由下式计算。2.进给驱动电动机功率的确定机床进给运动驱动源可分成如下几种情况。（1）进给运动与主运动合用一个电动机，如普通卧式车床、钻床等。进给运动消耗的功率远小于主传动功率。统计结果，卧式车床的进给功率P进=(0.03～0.04)P主，钻床的P进=(0.04～0.05)P主，铣床的P进=(0.15～0.20)P主。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数（2）进给运动系统内工作进给与快速进给台用一个电动机。由于快速进给所需功率远大于工作进给的功率，且二者不同时工作，所以不必单独考虑工作进给所需功率。（3）进给运动采用单独电动机驱动，需要确定进给运动所需功率(或转矩)。对普通交流电动机，进给电动机功率P进(kW)可由下式计算。进给牵引力等于进给方向上切削分力和摩擦力之和，进给牵引力估算公式的例子如表1-6所示。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数3.快速运动电动机功率的确定快速运动电动机启动时消耗的功率最大，要同时克服移动件的惯性力和摩擦力，可按下式计算。

P快=P惯+P摩

（1-26）式中，P快为快速电动机的功率(kW)；P惯为克服惯性力所需的功率(kW)；P摩为克服摩擦力所需的功率(kW)。式中，M惯为克服惯性力所需电动机轴上的转矩(N·m)；n为电动机的转速(r/min)；η为传动件的机械效率。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数式中，J为转化到电动机轴上的当量转动惯量(kg·m）。ω为电动机转子的角速度(rad/s），t为电动机的启动时间（s）。对于中型机床，t=0.5s；对于大型机床，t=1.0s。各运动部件折算到电动机轴上的转动惯量为上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数式中，ωK为第K个旋转件的角转速(rad/s)；mi为第i个直线移动件的质量(kg)；vi为第i个直线移动件的速度(m/s)；JK为第K个旋转件的转动惯量(kg·m2)；mK为第K个旋转件的质量(kg)；RK、DK分别为第K个旋转件的半径和直径(m)；ρK为第K个旋转件的材料密度(kg/m3)；lK为第K个旋转件的长度(m)。上一页下一页返回1.2机床设备自动化改造中常见技术参数克服摩擦力所需的功率计算可参考进给运动。应该指出的是：交流异步电动机的启动转矩为满载时额定转矩的1.6～1.8倍；工作时又允许短时间超载，最大转矩可达额定转矩的1.8～2.2倍。快速传动仅在启动过程中需要同时克服惯性力和摩擦力，需要的P惯较大；当运动部件达到正常速度时即消失，只需克服摩擦力，需要的P惯大幅度减少。一般数控机床的快速运动速度为10～40m/min，高速数控机床可达200m/min。一般普通机床的快速电动机功率和快速运动速度可参考表1-7进行选择。上一页返回1.3机床主传动系统设计1.3.1主传动系统设计应满足的基本要求一般应满足下述基本要求。（1)满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床的主轴有足够的转速范围和转速级数(对于主传动为直线运动的机床，则有足够的每分钟双行程数范围及变速级数)，传动系统设计合理，操纵方便灵活、迅速、安全可靠等。（2)满足机床传递动力要求。主电动机和传动机构能提供和传递足够的功率和转矩，具有较高的传动效率。下一页返回1.3机床主传动系统设计（3)满足机床工作性能的要求。主传动中所有零部件要有足够的刚度、精度和抗振性，热变形特性稳定。（4)满足产品设计经济性的要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节省材料，降低成本。（5)调整维修方便，结构简单、合理，便于加工和装配。维护性能好，使用寿命长。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计1.3.2主传动系统分类和传动方式1.主传动系统分类主传动系统可按不同的特征来分类，可以分为如下几类。（1）按驱动主传动的电动机类型可分为交流电动机驱动和直流电动机驱动。（2）按传动装置类型可分为机械传动装置、液压传动装置、电气传动装置以及它们的组合。（3）按变速的连续性可以分为分级变速传动和无级变速传动。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计2.主传动系统的传动方式主传动系统的传动方式主要有两种：集中传动方式和分离传动方式。（1）集中传动方式。主传动系统的全部传动和变速机构集中装在同一个主轴箱内，称为集中传动方式。通用机床中多数机床的主变速传动系统都采用这种方式。

（2）分离传动方式。主传动系中的大部分的传动和变速机构装在远离主轴的单独变速箱中，然后通过带传动将运动传到主轴箱的传动方式，称为分离传动方式。主轴箱中只装有主轴组件和背轮机构如图1-13所示。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计1.3.3分级变速主传动系统的转速图机床的分级变速主传动系统除了用传动系统图表示外，还可以用转速图来表示。图1-14所示为12级转速主传动系统，图1-14（a）为传动系统图，图1-14（b）为其转速图。转速图是一种反应转速级数分布规律的线图，在转速图中有如下规则。（1）距离相等的竖线从左到右依次表示从电动机到输出轴之间的各传动轴。其轴号用Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、…表示。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计（2）距离相等的横线自下而上依次表示从低到高排列的各级转速。右端数字表示输出轴的转速值（r/min）。（3）各轴上的小圆点表示该轴具有的各级转速。例如，图1-14所示轴Ⅰ有一种转速，轴Ⅱ有3种转速，轴Ⅲ有6种转速，主轴Ⅳ有12种转速（31.5～1400r/min，公比φ=1.41）。（4）连接两轴转速点间的粗实线，表示该两轴间具有的传动副。连线的倾斜程度表示传动副的传动比大小，并用数字表示齿轮齿数和带轮直径等实际传动参数。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计1.3.4分级变速主传动系统的基本特性1.系统的变速规律设分级变速传动系统中按运动传递顺序（从电动机到主轴）依次有变速组a，b，c，…，w，各变速组的传动副数分别为pa，pb，pc，…，pw，各变速的变速范围（变速组内最大传动比与最小传动比的比值）分别为ra，rb，rc，…，rw，则系统的变速范围Rn

和变速级数Z将分别为上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计2.变速组的传动比规律在基本型分级变速传动系统中，各变速组的传动比系列均为等比数列，且其公比——两相邻传动比的比值（称为级比，用ψ表示）均为系统公比φ的整数次幂，而其幂指数（称为级比指数，用χ表示），又与系统中变速组的传动副数p有关。进一步考察图1-14所示传动系统中变速组的传动比可知变速组a的3种传动比之间的关系为即pa=3，ψa=φra=φ,χa=1。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计变速组b的两种传动比之间的关系为即pb=2，ψb=φχb=φ3,χb=3。变速组c两种传动比之间的关系为即pc=2，ψc=φχc=φ6,χc=6。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计3.结构网与结构式将转速图上各变速组的传动比连线画成对称分布就称为结构网，图1-15即为图1-14所示传动系统的结构网。结构网不反映各传动副的实际传动比和传动件的实际转速，但能反映分级变速传动系统的传动原理和变速特性。图1-14表示该系统有3个变速组，按传动顺序依次排列的是基本组、第一扩大组、第二扩大组，传动副数依次为3、2、2，运动输出轴共有12级转速。上述结构网的内容还可用结构式表示如下。12=31×23×26式中，12表示系统的输出转速级数为3、2、2依次表示按传动顺序排列的各变速组的传动副数；下标1、3、6分别表示各对应变速组的级比指数。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计1.3.5分级变速主传动系统设计1.基本原则（1）确定变速组及其传动副数的原则。为了获得一定的变速级数，往往可以采用不同的变速组和传动副。如以18级转速的分级变速传动系统为例，就可以有3种传动方案：18=9×2，18=6×3，18=3×3×2。根据齿轮变速的实际使用情况，变速组的传动副数目一般为3和2，少数情况采用4。因此例子中第3种方案虽然多一个变速组，但比较符合生产实际情况，且总传动比数目最少，有利于简化变速箱结构和变速操纵。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计（2）确定变速扩大顺序的原则。为尽可能减小各传动件结构尺寸，提高系统的传动性能，变速组的扩大顺序应尽可能与其传动顺序一致，即要求

图1-16所示为上述18级转速传动系统采取不同扩大顺序的结构网和结构式。当变速组的扩大顺序与传动顺序一致时，即基本组在前，其后依次是第一扩大组和第二扩大组时［图1-16(a)］，中间传动轴及其上的传动件的最高转速较低，最低转速较高。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计(3)确定变速组极限传动比和变速范围的原则。为避免升速传动中因传动比过大而造成振动和噪声过大，以及在降速传动中因传动比太小而导致从动齿轮过大，最终使变速箱尺寸过大，主传动系统中最大传动比限制为2（斜齿轮可取2.5），最小传动比为1/4。因此主传动系统中各变速组的最大变速范围应限制在8～10。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计（4）分配传动比的原则。在确定各变速组传动副的传动比时，应在不超出极限传动比限制的前提下尽量提高各中间传动轴的最低传速。即要求式（1-38）表明：在从电动机到主轴总趋势为降速传动的情况下，各变速组的降速程度应符合“先慢后快”原则。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计2.拟订转速图现以12级转速卧式车床主传动系统设计为例，具体说明拟订转速图的方法和步骤。设计要求：机床主轴转速范围为31.5～1400r/min，变速级数为12，公比φ=1.41，电动机转速为1420r/min。拟订转速图步骤如下。（1）确定变速组及其传动副数目。为实现12级转速的变速要求，可能的变速组及其传动副数目有：4×3，3×4，3×2×2，2×3×2，2×2×3。根据基本原则（1），上述方案中以3×2×2最为理想。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计（2）确定各变速组的扩大顺序。根据“前密后疏”原则，在没有其他条件限制的情况下，应采用12=31×23×26的传动方案，以保证变速组的扩大顺序与传动顺序一致。此时第二扩大组的变速范围为r2=1.416(2-1)=8，在允许的变速范围之内。（3）分配各变速组的传动比，拟订转速图。根据已确定的传动方案，本传动系统有3个变速组，按传动顺序依次是基本组、第一扩大组、第二扩大组，传动副数依次为3、2、2。各传动副的传动比一般应根据总降速比按“先慢后快”原则先分配各变速组的最小传动比，然后根据各变速组的级比确定其他传动副的传动比。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计电动机到主轴间的总降速比为31.5/1420=1/45≈1/1.4111。考虑到第二扩大组（变速组c）的变速范围是8，传动副数是2，可知两传动副的传动比只能取极限值。即μc1=μcmin=1/4=1/φ4,μc2=2=φ2。根据“先慢后快”原则可取第一扩大组的最小传动比μbmin=μb1=1/φ3、基本组的最小传动比μamin=μa1=1/φ2

。然后根据各自的级比ψb=φ3，ψa=φ，可求得其余传动副的传动比μb2=1,μa2=1/φ,μa3=1。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计由此知3个变速组的总降速比为1/φ9，因此在电动机与轴Ⅰ间尚需有传动比为1/φ2的定比传动机构。根据卧式车床的布局特点，这一传动副应采用带传动机构。至此，从电动机到主轴间各传动副的传动比全部确定下来。按照转速图的画法，补足各变速组传动比连线和各转速点，就可得到图1-17所示转速图。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计3.确定齿轮齿数1）确定齿轮齿数的基本原则（1）为避免齿轮直径过大而造成变速箱结构尺寸增大，传动副的齿数和Sz不能太大。（2）最小齿轮齿数应保证不产生根切和具有足够的强度。（3）齿轮副的实际传动比即齿数比与转速图上要求的传动比之间的误差，应保证主轴转速误差在机床规定的范围之内。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计2）确定齿轮齿数的方法（1）查表法。当变速组内各传动副齿轮模数相同且其传动比μ为标准公比的整数次幂或其倒数时，相应的齿数和Sz和小齿轮齿数可直接在表1-8中查取。（2）计算法。对于变速组内模数相同的各对齿轮，因其中心距A必须相等，故其齿数和也必然相等（变位齿轮除外）。在已知传动比μj的情况下，各对齿轮齿数zj和zj′必然满足上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计在根据强度或根切条件确定了变速组内最小齿轮齿数之后，即可求得各对齿轮的齿数和Sz,然后按下式计算其他齿轮的齿数。对于变速组内不同模数的各对齿轮（当各传动副传递负荷差别很大时，常取不同模数）齿数计算。根据中心距相等原则有得有上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计由此可求得变速组内模数不同的两对齿轮的齿数和，计算公式如下。式中,k为正整数。然后，再根据式（1-40）计算各齿轮齿数。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计4.拟订传动系统1）缩小轴向尺寸的措施（1）采用合理的滑移齿轮结构。多联滑移齿轮的轴向排列有宽式结构和窄式结构。对于一个变速组来说，采用窄式结构［图1-18（a）、（c）］比采用宽式结构［图1-18（b）、（d）］所占轴向尺寸小。（2）合理安排相邻变速组各齿轮的轴向位置。相邻变速组的中间轴上既有前一变速组的从动齿轮，又有后一变速组的主动齿轮。合理安排这些齿轮的轴向位置，可有效地缩短变速箱的轴向尺寸。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计图1-19（b）所示将中间轴上的主、从动齿轮交错排列，滑移齿轮采用宽式和窄式相结合，比采用一般排列［图1-19（a）所示］所占轴向尺寸要小得多。（3）采用公用齿轮。公用齿轮既是前一变速组的从动齿轮，又是后一变速组的主动齿轮，如图1-20所示。采用公用齿轮，既可减少传动件数目，又可大大缩短轴向尺寸。图1-20（a）所示为采用两个公用齿轮，图上1-20（b）所示为采用一个公用齿轮，其轴向尺寸比不采用公用齿轮时［图1-20（c）］大为减小。（4）增加定比传动副如图1-21（b）所示，在两变速组中间增加一定比传动副，可大大缩短轴向尺寸。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计2）缩小径向尺寸的措施（1）减小齿轮直径、缩小轴间距离。在条件允许的情况下，应尽可能选用较小的齿数和，且尽可能不用传动比过小的传动副。（2）合理布置传动轴的空间位置如图1-22（c）所示，如能充分利用变速箱空间，会使变速箱的整体结构更为紧凑。（3）使某些传动轴轴线重合布置如图1-23所示，在轴向尺寸富余或允许增大的情况下，使轴Ⅰ和轴Ⅱ布置在同一轴线上，可以大大缩小径向尺寸。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计1.3.6特殊形式的分级变速主传动系统1.具有多速电动机的主变速传动系设计采用多速异步电动机和其他方式联合使用，可以简化机床的机械结构，使用方便，并可以在运转中变速，适用于半自动、自动机床及普通机床。机床上常用双速或三速电动机，其同步转速为(750/1500)r/min、(1500/3000)r/min、(750/1500/3000)r/min，电动机的变速范围为2～4，级比为2。也有采用同步转速为(1000/1500)r/min、(750/1000/1500)r/min的双速和三速电动机。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计双速电动机的变速范围为1.5，三速电动机的变速范围是2，级比为1.33～1.5。多速电动机总是在变速传动系的最前面，作为电变速组。当电动机变速范围为2时，变速传动系的公比φ应是2的整数次方根。例如公比φ=1.26，是2的3次方根，基本组的传动副数应为3，把多速电动机当做第一扩大组；又如φ=1.41，是2的2次方根，基本组的传动副数应为2，多速电动机同样当做第一扩大组。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计图1-24是液压多刀半自动车床的主变速传动系图和转速图。采用双速电动机，电动机变速范围为2，转速级数共8级。公比φ=1.41，其结构式为8=22×21×24，电变速组作为第一扩大组，轴Ⅰ—轴Ⅱ间的变速组为基本组，传动副数为2，轴Ⅱ—轴Ⅲ间变速组为第二扩大组，传动副数为2。多速电动机的最大输出功率与转速有关，即电动机在低速和高速时输出的功率不同。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计2.具有交换齿轮的变速传动系对于成批生产用的机床，例如自动或半自动车床、专用机床、齿轮加工机床等，加工中一般不需要变速或仅在较小范围内变速；但换一批工件加工，有可能需要变换成别的转速或在一定的转速范围内进行加工。为简化结构，常采用交换齿轮变速方式，或将交换齿轮与其他变速方式(如滑移齿轮、多速电动机等)组合应用。交换齿轮用于每批工件加工前的变速调整，其他变速方式则用于加工中变速。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计为了减少交换齿轮的数量，相啮合的两齿轮可互换位置安装，即互为主、从动齿轮。反映在转速圈上，交换齿轮的变速组应设计成对称分布的。图1-25所示的具有交换齿轮的主变速传动系统，在轴Ⅰ—轴Ⅱ采用了交换齿轮，轴Ⅱ—轴Ⅲ采用双联滑移齿轮。一对交换齿轮互换位置安装，在轴Ⅱ上可得到两级转速，在转速图上是对称分布的。交换齿轮变速可以用少量齿轮，得到多级转速，不需要操纵机构，变速箱结构大大简化。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计3.采用公用齿轮的变速传动系在变速传动系中，既是前一变速组的从动齿轮，又是后一变速组的主动齿轮，称为公用齿轮。采用公用齿轮可以减少齿轮的数目，简化结构，缩短轴向尺寸。按相邻变速组内公用齿轮的数目，常用的有单公用和双公用齿轮。采用公用齿轮时，两个变速组的模数必须相同。因为公用齿轮轮齿受的弯曲应力属于对称循环，弯曲疲劳许用应力比非公用齿轮要低，因此应尽可能选择变速组内较大的齿轮作为公用齿轮。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计4.扩大传动系变速范围的方法由式（1-30)可知，主变速传动系最后一个扩大组的变速范围为设主变速传动系总变数级数为Z，则通常最后扩大组的变速级数pj=2；则最后扩大组的变速范围为Rj=φZ/2。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计由于极限传动比限制，Rj≤8=1.416=1.269，即当φ=1.41时，主变速传动系的总变速级数≤12，最大可能达到的变速范围Rn=1.4111≈45；当φ=1.26时，总变速级数≤18，最大可能达到的变速范围Rn=1.2617≈50。上述的变速范围常不能满足通用机床的要求，一些通用性较高的车床和镗床的变速范围一般为140～200，甚至超过200。可用下述方法来扩大变速范围：增加变速组；采用背轮机构；采用双公比传动和分支传动。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计1）增加变速组在原有的变速传动系内再增加一个变速组，是扩大变速范围最简便的方法。但由于受变速组极限传动比的限制，增加的变速组的级比指数往往不得不小于理论值，并导致部分转速的重复。2）采用背轮机构背轮机构又称回曲机构，其传动原理见图1-27所示。主动轴Ⅰ和从动轴Ⅲ同轴线。当滑移齿轮z1处于最右位置时，离合器M接合，齿轮z1与齿轮z2脱离啮合，运动由主动轴I传入，直接传到从动轴Ⅲ，传动比为μ1=1。当滑移齿轮z1处于最左位置时，离合器M脱开，齿轮z1与齿轮z2啮合，运动经背轮z1/z2和z3/z4降速传至轴Ⅲ。如降速传动比取极限值μmin=1/4，经背轮降速可得传动比μmin=1/16。因此，背轮机构的极限变速范围Rmax=μ1μ2=16，达到了扩大变速范围的目的。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计3）采用双公比的传动系在通用机床的使用中，每级转速使用的机会不太相同。经常使用的转速一般是在转速范围的中段，转速范围的高、低段使用较少。双公比传动系就是针对这一情况而设计的。主轴的转速数列有两个公比，转速范围中经常使用的中段采用小公比，不经常使用的高、低段用大公比。图1-28中，转速范围中段的公比为φ1=1.26，高段、低段的公比为φ2=φ12=1.58。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计双公比变速传动系是在常规变速传动系基础上，通过改变基本组的级比指数演变来的。设常规变速传动系16=22×21×24×28,φ=1.26，变速范围Rn=φ16－1=32，基本组是第二个变速组，其级比指数Χ0=1；如要演变成双公比变速传动系，基本组的传动副数p0常选为2。将基本组的级比指数Χ0=1增大到1+2n，n是大于1的正整数。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计4）采用分支传动分支传动是指在串联形式变速传动系的基础上，增加并联分支以扩大变速范围。如图1-29所示的400mm卧式车床主变速传动系和其转速图。电动机经轴Ⅰ、轴Ⅱ、轴Ⅲ……轴Ⅴ，组成串联形式的变速传动系，φ=1.26，其结构式为18=21×32×(26×26-1)（1-45)理论上，最后扩大组的级比指数应是12，变速范围为16，超过了变速组的极限变速范围8。上一页下一页返回1.3机床主传动系统设计最后扩大组的级比指数如取9，正好达到极限变速范围。为了减小齿轮的足寸，本例取6，出现6级转速的重复，通过一对斜齿轮26/58，使主轴Ⅵ得到10～500r/min共18段转速。在轴Ⅲ和主轴Ⅵ之间增加了一个升速传动副63/50，构成高速分支传动。主轴得到450～1400r/min共6级高转速。上述分支传动系的结构式可写为24=21×32×［1+(26+26－1)］（1-46)式中，“×”号表示串联；“+”号表示并联；“－”号表示转速重复。上一页返回1.4机床的主轴部件1.4.1对主轴部件的基本要求1.旋转精度主轴部件的旋转精度是指主轴部件在空载条件下低速旋转时，在其主轴前端定位面上测得的径向圆跳动、端面圆跳动和轴向窜动等指标。影响主轴部件旋转精度的主要因素有：主轴轴承的几何精度和工作时的间隙；主轴和主轴箱有关表面的制造精度；主轴部件的装配质量等。下一页返回1.4机床的主轴部件2.刚度主轴部件的刚度是指主轴部件在受静负荷作用时抵抗变形的能力，也叫静刚度。刚度大小通常以使主轴前端产生单位位移而在位移方向上所需施加的作用力大小来表示。如图1-30所示，主轴前端在径向负荷Fr

（N）作用下，产生径向位移y（μm）时，主轴部件的径向刚度值Kr

（N/μm）为影响主轴部件刚度的因素主要有：主轴的结构尺寸、主轴轴承的结构类型和配置形式、轴承的工作间隙、轴承与主轴和箱体之间的配合性质、传动件的结构及其布置形式等。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件3.抗振性主轴部件的抗振性是指机床工作时抵抗振动、保持主轴平稳运转的能力。影响主轴部件抗振性的主要因素有：主轴部件的静刚度、主轴部件的阻尼性能和固有频率等。4.温升和热变形主轴部件工作时会由于摩擦（轴承、传动副等处）和搅油以及受到切削热等热源的影响而导致温度的升高并产生热变形。这时就可能造成主轴自身的伸长和主轴部件位置的变化，从而影响机床工作时刀具和工件的相对位置，造成加工误差。影响主轴部件温升和热变形的主要因素是轴承的类型和配置形式、轴承间隙、润滑方式和散热条件等。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件5.耐磨性主轴部件的耐磨性是指其长期保持原始精度的能力。影响主轴部件耐磨性的主要因素有：主轴部件各有关零件的表面硬度、表面质量和各相对运动部位的工作间隙、润滑状况等。1.4.2主轴部件的典型结构主轴部件的结构形式很多。根据机床工作时主轴部件的运动情况，主要有仅做旋转运动的主轴部件和既做旋转运动，又做轴向移动或可做轴向调整的主轴部件两大类。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件1.中等转速、载荷较大的滚动轴承主轴部件图1-31所示为CA6140型卧式车床主轴部件。主轴2为空心阶梯结构，用3个滚子轴承支承在箱体上。其中前后轴承为双列圆柱滚子轴承，可分别用螺母6、调节螺母5和1调整其工作间隙。前支承中的两个推力轴承用来承受轴向负荷并实现轴向定位。滑移齿轮3和空套齿轮4用来传递运动和动力。该主轴部件属于前端定位并以前后支承为主要支承的三支承结构，有较高的旋转精度、刚度和较大的承载能力。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件图1-32所示为X62W型卧式升降台式铣床主轴部件。该主轴部件的前支承和中间支承各采用一个圆锥滚子轴承，用来承受径向和轴向负荷，是该主轴部件的主要支承。后支承采用深沟球轴承作为辅助支承。带锁紧螺钉3的调节螺母2用于调整前轴承和中间轴承的工作间隙并实现预紧。主轴1为空心阶梯结构，由齿轮4和5传递运动和动力，并经端面键6传递给刀具。该主轴部件属于两端定位并以前中支承为主要支承的三支承结构，其最大特点是具有较好的刚度和抗振性。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件图1-33所示为M2110型普通内圆磨床的内圆磨头主轴部件。主轴2前后各采用两个角接触球轴承支承，且每个支承中的两个轴承同向安装，大口朝外，构成两端定位结构。由于后支承左边装有可移动的隔套4，并由一组弹簧3支承在磨头套筒内，使得前后支承始终保持着一定的预紧力，提高了主轴部件的旋转精度、刚度和抗振性。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件3.以承受轴向负荷为主的主轴部件属于这一类的主要是钻床主轴部件。图1-34所示为Z3040型摇臂钻床。由于钻床工作时，主轴主要承受轴向负荷，径向负荷很小。因此，主轴部件的径向支承采用了刚度和承载能力都较低的深沟球轴承；而轴向支承则采用了刚度和承载能力都很高的推力球轴承，并且还可用螺母5和4调整其工作间隙或实现预紧，以进一步提高轴向刚度和工作精度。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件4.滑动轴承支承的主轴部件机床主轴部件上采用的滑动轴承主要是液体动压滑动轴承和静压滑动轴承。图1-35所示为CQM6132轻型精密卧式车床主轴部件。该主轴部件的两个径向支承均采用了动压滑动轴承。其中前轴承为内锥外圆式偏心圆弧面整体多油楔动压滑动轴承。转动调节螺母4可使轴承5做轴向移动，从而调整其工作间隙。后轴承为外锥内圆式薄壁变形整体多油楔动压滑动轴承。转动调节螺母3可使轴承2作轴向移动，从而调整其工作间隙和油楔形状。前后轴承均采用压力油（压力为0.2～0.5MPa）循环润滑，并经专门的油管接头输送到轴承的进油口，以保证动压滑动轴承的工作条件。主轴后端的两个推力球轴承用于承受轴向负荷并实现轴向定位。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件1.4.3滚动轴承在主轴部件上的应用1.主轴部件常用滚动轴承类型及其选择在设计主轴部件支承结构时，应根据主轴部件所受载荷的性质和大小，转速的高低，结构条件的限制，以及对主轴部件旋转精度、刚度和抗振性的要求，正确地选择滚动轴承的结构类型。机床主轴部件常用的滚动轴承主要有深沟球轴承、圆柱滚子轴承、角接触球轴承、圆锥滚子轴承和推力球轴承。不同类型的轴承具有不同的承载能力、刚度、极限转速等基本性能。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件（1）双列圆柱滚子轴承。如图1-36（a）、（b）所示，这种轴承的滚动体直径小、数目多，且有两排，呈交错排列。轴承的内圈孔以1∶12锥度与主轴轴颈配合。图1-36（a）、（b）所示两种轴承的主要区别是前者的滚道槽置于内圈上，由于内圈壁厚不匀，易受轴颈精度影响。而后者滚道槽置外圈上，内圈滚道为圆柱面，可以将其装上主轴后再进行精磨，从而提高轴承的实际工作精度。此外，外圈滚道槽还易于存油，从而改善了轴承的润滑条件。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件（2）双向推力角接触球轴承。如图1-36（c）所示，这种轴承由两排滚动体、两个内圈、外圈和隔套组成，是60°角接触结构。修磨隔套3便可调节轴承的间隙或实现预紧。因此，这种轴承的工作精度和极限转速均比推力球轴承高。（3）双列圆锥滚子轴承（2097900系列）。如图1-36（d）所示，该轴承具有两排圆锥滚子，能承受双向轴向负荷和较大的径向负荷，轴向和径向刚度都较好，因而可单独配置一端定位支承。（4）双列和单列空心圆锥滚子轴承（Gamet轴承）。这种轴承有H系列［图1-36（e）］和P系列［图1-35（f）］两种结构。其中H系列为双排结构，用于前支承；P系列为单排结构，用于后支承，两者配套使用。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件2.滚动轴承的配置多数机床主轴部件采用两支承结构，即只有前、后两个径向支承。有的机床主轴部件因为支承跨距过大或为了进一步提高其径向刚度，而采用增加一个径向支承（称作辅助支承）的三支承结构。在主轴部件的径向支承中，一般情况是前支承所用轴承的精度、刚度和承载能力都应比后支承高一些。这是因为前支承离加工工件较近，所受的负荷较大，旋转精度误差和受力变形对加工精度的影响远比后支承大。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件如图1-37所示，以δ1

表示前支承径向跳动误差δA所引起的主轴前端径向圆跳动误差，δ2表示后支承径向圆跳动误差δB引起的主轴前端径向圆跳动误差。当主轴支承跨距为l，悬伸长为a时，δ1

、δ2

分别为显然，δA对主轴部件旋转精度的影响比δB的影响大得多。表1-9为各种精度等级的机床主轴部件前后支承所用轴承的参考精度等级。此外，辅助支承可采用精度和刚度相对较低的轴承。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件主轴部件的轴向支承可根据机床的实际工作和结构要求取以下3种配置形式。（1）两端定位，即把承受轴向负荷的止推轴承分别置于前、后支承。（2）后端定位，即把止推轴承全部置于后支承，或使轴向负荷全部由后支承承受。（3）前端定位，即把止推轴承全部置于前支承，或使轴向负荷全部由前支承承受。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件3.滚动轴承的预紧和间隙调整滚动轴承的工作间隙对主轴部件的旋转精度、刚度、抗振性、温升、耐磨性及寿命都有直接的影响。当滚动轴承的工作间隙过大时，在载荷作用下，不仅会使主轴产生直接位移而影响旋转精度。还会因载荷集中作用于个别滚动体上而使该滚动体及与其接触的内外圈滚道处产生很大的集中应力，从而引起较大的弹性变形而影响支承刚度，并使轴承磨损加快，寿命缩短。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件若把间隙调整到零甚至产生一定的过盈（即对轴承进行预紧），就可使各滚动体较为均衡地承受载荷，还会因为预紧而增加滚动体与滚道之间的承载面积，从而使支承刚度大为提高，使轴承寿命得以延长。图1-38所示为不同工作间隙Δr时，滚动轴承在外载荷Fr作用下的弹性位移δr曲线。可见当Δr＜0（即预紧）时，刚度Kr=Fr/δr

明显比Δr＞0时大。图1-39表示轴承工作间隙与寿命之间的关系。可知当轴承间隙略小于零（即适量预紧）时，轴承的寿命最长。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件此外，从图1-38和图1-39还可发现，当预紧量过大（即间隙太小）时，不仅对提高轴承刚度不明显，而且会因为磨损和发热量的急剧增加，使轴承寿命大幅度缩短。因此，根据轴承类型和主轴部件的实际工作条件与要求，选择适当的间隙或预紧量十分重要。一般转速越高、轴承精度越低，正常工作所需的间隙就越大；载荷越大、对旋转精度和刚度要求越高，则预紧量相应增大。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件如前所述，主轴部件上常用的双列圆柱滚子轴承是通过移动轴承内圈来调整其径向间隙的。图1-40为该轴承间隙调整装置的典型结构。其中图1-40（a）所示结构最简单，但控制间隙（或预紧量）较困难，拆卸轴承不方便。图1-40（b）所示结构可用右边螺母来控制间隙，调整很方便，但主轴上要加工螺纹，工艺性差。图1-40（c）所示结构用拧在主轴轴肩上的一组螺钉来控制间隙。工艺性有所改善，但螺钉容易将轴承与轴肩之间的圆环压偏，影响轴承的工作精度。图1-40（d）所示结构是将圆环做成两半，用压块压在主轴上，调整时取下两半圆环修磨端面，从而实现对轴承工作间隙的精确控制。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件当采用两个角接触球轴承组成一个支承时，间隙调整和预紧的方法如图1-41所示。其中图1-41（a）所示是将两轴承内圈内侧面磨去按预紧量确定的厚度Δ，装配时用螺母将其压紧，即可获得所需的预紧量。图1-41（b）所示是在两轴承的内、外圈之间分别装入厚度差为2Δ的隔套，装配时用螺母压紧而获得预紧量。上述两种方法可精确控制预紧量大小，但在使用中不能调整。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件图1-41（c）所示只在轴承外圈之间置一隔套，装配时或使用中可用螺母直接调整。与采用两端定位的主轴部件前后支承间隙调整方法一样，间隙或预紧量的大小全凭调整人员的经验和技术水平。图1-41（d）所示是在两轴承外圈之间均匀放置若干个弹簧，使两轴承始终处于一定的预紧状态，磨损后也自动补偿。但这种结构只能承受单方向轴向负荷。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件当采用双列圆柱滚子轴承和推力球轴承组合使用时，其支承间隙调整方法如图1-42所示。其中图1-42（a）所示用一个螺母同时调整径向和轴向间隙，结构和调整方法简单，但轴向和径向间隙无法单独控制，会产生相互影响；图1-42（b）所示径向和轴向间隙各用一个螺母调整，因而可单独控制径向和轴向间隙，但支承结构比较复杂。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件1.4.4主轴1.主轴的结构形式主轴的结构形式主要取决于机床类型、主轴上所需安装的传动件、轴承及其间隙调整和密封元件的安装定位要求等。为了便于装配和满足轴承、传动件等轴向定位的需要，主轴的整体结构一般都做成阶梯状。但阶梯的数目不宜过多，以便尽量简化主轴制造工艺和保证小端的强度、刚度。表1-11所示为通用机床常用的主轴轴端结构形式及其适用范围。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件2.主轴的结构尺寸如图1-43所示，设主轴平均直径为D（mm），支承跨距为l（mm），内孔直径为d（mm），悬伸长为a（mm）。主轴结构尺寸的大小主要取决于主轴部件的刚度要求。现以两支承卸荷式主轴部件为例，分析主轴部件刚度与主轴结构尺寸之间的关系。在主轴前端作用径向负荷F（N）时，主轴和支承都将产生弹性变形，从而使主轴前端产生径向位移y（mm）。为便于分析，先假定主轴支承为刚体，则由主轴弯曲变形而引起的轴端位移y1

（如图1-43（b）所示）为上一页下一页返回1.4机床的主轴部件再假定主轴是刚体，前支承刚度为KA，后支承刚度和KB。在F作用下前、后支承的弹性变形所引起的主轴前端位移y2［如图1-43（c）所示］为根据变形迭加原理，该主轴部件在F作用下的前端总位移y为上一页下一页返回1.4机床的主轴部件根据主轴部件刚度的定义，可求得该主轴部件的刚度K为式（1-52）表明了主轴部件刚度与主轴结构尺寸的关系，是主轴部件设计时确定上述尺寸的主要依据。现进一步分析如下。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件（1）平均直径D。由于主轴自身变形与平均直径的4次方成反比，且轴承的刚度也随着直径的增大而提高。（2）内孔直径d。主轴内孔主要用于通过工件棒料、夹紧刀具或工件用的拉杆等。由式（1-49）知，内孔直径d主要通过截面惯性矩影响主轴自身的变形。比较空心和实心主轴的截面惯性矩I空/I实=1－(d/D）4可知，当d/D<0.5时，空心和实心主轴的截面惯性矩相差很小。但当d/D>0.7时，随着内孔直径增大，截面惯性矩将急剧下降，如图1-44所示。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件（3）悬伸长a。由式（1-51）知，悬伸长a增大时，主轴前端位移会急剧增加，从而严重影响主轴部件的刚度。因此，在主轴部件设计时应尽可能设法缩短主轴悬伸长。（4）支承跨距l。由式（1-51）知，y1

与l成正比，y2

则与l的平方成反比。用作图法表示l与y1、y2及y的关系，如图1-45所示。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件3.主轴的材料、热处理、技术要求主轴的材料及其热处理方法取决于主轴部件的工作条件、负荷特点以及对强度和耐磨性的要求等。在一般情况下，主轴材料应优先选用价格低廉的优质中碳钢——45钢。热处理一般只需调质，主轴端部可进行局部淬火。对于滑动轴承主轴，支承轴颈可进行表面淬火。对于重负荷机床主轴，可选用40Cr钢，以提高其抗疲劳强度。对于受较大冲击负荷的主轴和局部要求高硬度的主轴，可选用20Cr等低碳合金钢并进行渗碳淬火处理。对于耐磨性和强度要求都很高，热处理变形又有严格限制的主轴，可选用38CrMoAlA并进行氮化处理。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件主轴的技术要求是指主轴有关表面需保证的制造精度和表面质量要求。在设计主轴零件时，必须根据机床精度标准中各有关项目制度选择合理的技术要求。主轴的支承轴颈既是主轴部件的工作基准，又是主轴加工时的工艺基准和主轴精度检验时的测量基准。因此，支承轴颈除了有很高的尺寸精度外，还有较高的圆度、圆柱度和前后支承轴颈的同轴度要求，以及与轴承配合相适应的表面粗糙度要求。上一页下一页返回1.4机床的主轴部件主轴前端定位面（如定心轴颈、锥孔、轴肩端面等）既是刀具或工件的直接或间接定位表面，又是主轴部件旋转精度的测量表面，具有较高的形状精度，对前、后支承轴颈的同轴度。表面质量和硬度有要求。主轴上传动件的安装与定位表面（轴肩、键槽、花键表面等），除了本身有较高的尺寸精度和形状精度外，还有对前、后支承轴颈的同轴度要求，相对运动表面还有相应的表面粗糙度和硬度要求。上一页返回1.5数控机床高速主传动设计1.数控机床采用部件标准化、模块化结构设计中小型数控车床主传动系设计中，广泛采用模块化的变速箱和主轴单元形式。整机数控车床的模块化设计是在几个基础模块部件(床身、底座等)基础上，按加工要求灵活配置若干功能部件(如主轴、刀架、尾座等)和附加模块化装置(各式机械手、检测装置等)，如图1-47所示。下一页返回1.5数控机床高速主传动设计2.数控机床的柔性化、复合化数控机床对满足加工对象变换有很强的适应能力，即柔性，因此发展很快。目前，在提高单机柔性化的同时，正努力向单元柔性化和系统柔性化方向发展。如数控车床由单主轴发展成具有两根主轴，又在此基础上增设附加控制轴——C轴控制功能，即主轴的回转可控制，成为车削中心；再配备后备刀库和其他辅助功能，如刀具检测装置、补偿装置、加工监控等；再增加自动装卸工件的工业机器手和更换卡盘装置等，成为适合于中小批量生产用自动化的车削柔性制造单元。上一页下一页返回1.5数控机床高速主传动设计3.虚拟轴机床设计传统的机床由床身、立柱、主轴箱、刀架或工作台等部件串联而成非对称的布局形式。这种机床布局作业范围大，灵活性好。近年来，随着机械制造工业的发展，机床面临进一步高速化、高效化和高精度化的严重挑战，在机床设计中开始应用运动并联的原理。如20世纪90年代问世的虚拟轴机床(VirtualAxisMachine)是一种6个运动并联的设计。基于让轻者运动，或者不动或少动的原则，虚拟轴机床取消了工作台、夹具、工件这类最重部件的运动，而将运动置于最轻部件——切削头上。上一页下一页返回1.5数控机床高速主传动设计高速和超高速数控机床主传动，一般采用两种设计方式：一种是采用联轴器将机床主轴和电动机轴串接成一体，将中间传动环节减少到仅剩联轴器；另一种是将电动机与主轴合为一体，制成内装式电主轴，实现无任何中间环节的直接驱动，并通过冷却液循环冷却方式减少发热；一般采用模块式、整体式或复合化或柔性化方式设计。上一页返回1.6无级变速主传动系统1.6.1无级变速装置的分类无级变速是指在一定范围内，转速(或速度)能连续地变换，从而获取最有利的切削速度。机床主传动中常采用的无级变速装置有三大类：变速电动机、机械无级变速装置和液压无级变速装置。（1）变速电动机。机床上常用的变速电动机有直流复激电动机和交流变频电动机，在额定转速以上为恒功率变速，通常调速范围仅2～3，较小；额定转速以下为恒转矩变速，调速范围很大，可达30甚至更大。下一页返回1.6无级变速主传动系统（2）机械无级变速装置。机械无级变速装置有柯普(Koop)型、行星锥轮型、分离锥轮钢环型、宽带型等多种结构，它们都是利用摩擦力来传递转矩，通过连续地改变摩擦传动副工作半径来实现无级变速。（3）液压无级变速装置。液压无级变速装置通过改变单位时间内输入液压缸或液动机中液体的油量来实现无级变速。上一页下一页返回1.6无级变速主传动系统1.6.2无级变速主传动系设计原则（1）尽量选择功率和转矩特性符合传动系要求的无级变速装置。（2）无级变速系统装置单独使用时，其调速范围较小，满足不了要求，尤其是恒功率调速范围，往往远小于机床实际需要的恒功率变速范围。上一页下一页返回1.6无级变速主传动系统1.6.3数控机床主传动系设计无级调速1.主传动采用直流或交流电动机无级调速（1）直流电动机无级调速。直流电动机是采用调压和调磁方式来得到主轴所需的转速，其调速范围与功率特性见图1-49（a）。从最低转速至电动机额定转速，是通过调节电枢电压、保持激磁电流恒定的方法进行调速，属于恒转矩调速，启动力矩大，响应快，能满足低速切削需要。从额定转速至最高转速，是通过改变激磁电流，从而改变激磁磁通，保持电枢电压恒定的方法进行调速，属于恒功率调速。上一页下一页返回1.6无级变速主传动系统（2）交流电动机无级调速。交流调速电动机通常是通过调频进行变速，其调速范围和功率特性如图1-49（b）所示。交流调速电动机一般为鼠笼式感应电动机结构，体积小，转动惯性小，动态响应快；无电刷，因而虽高转速不受火花影响；采用全封闭结构，具有窄气强冷，保证高转速和较强的超载能力，具有很宽的调速范围。如兰州电机厂生产的、额定转速为1500r/min或2000r/min的交流调速电动机，恒定功率调速范围可达1∶5或1∶4；额定转速为750r/min或500r/min