数控车床毕业论文设计

数控车床毕业论文

摘要

数控车床不仅能够车外圆还能用于镗孔、车端面、钻孔与铰孔。与其他种类的机床相比，车床在生产中使用最广。

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JIFCNC-B数控车床主轴箱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。数控车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，数控车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3—5，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车床机体上,改善了输入轴的受力情况，。

关键词：主轴箱，无级调速，传动系统

Abstract

NClathecandoboring,facing,drillingandReaminginadditiontoturning.Theuseoflathesintheproductionthantheothertypesofmachinetoolsandmore.Andcomparedtoothertypesofmachinetools,lathesintheproductionisthemostwidelyused.

Inthisdesign，thedevelopmentandcurrentsituationofNCmachineinChinawasintroducedandaseriesofproblemswerepresented.ThedevelopmenttrendtoNClathewasdiscussed.SomecountermeasureswaspresentedforthedevelopmentofNCmachineinChinaandthentheheadstockofJIFCNC-BNClathehasbeencalculatlydesigned.Headstocksiscomposedofthehollowspindlewhichisinstalledinprecisionbearingsandaseriesoftransmissiongears.Thespindlecanobtainanyspeedinthespeedrangetomeettheprocessingrequirementsofcutting.

Atpresent,thedevelopmenttrendistoprovideacontinuouslyvariablespeedthroughtheelectricalormechanicaldevices.VariableFrequencyMotorconveysthepowerthroughbeltdriveandasetoftransmissiongears.ThespeedrangeofVariableFrequencyMotorisusually3-5,whichisdifficulttomeetthespeedrangerequirementsofthespindlespeed;Thetransmissiongearsistoexpandthescopeofavariable-speedtomeetthespeedrangeofthespindle

Inaddition,inthisdesignthedesignofthebeltdrivehasbeenchangedfromtheoriginalunloadingstructureintotheloadingstructure,transmissedtheforcetothelathebodysothatinputshaftisonlyforcedtorque,improvedtheforcingstateoftheinputshaft.

Keywords:headstocks,acontinuouslyvariablespeed,transmissionSysterm

目录

摘要 Ⅰ

Abstract（英文摘要） Ⅱ

目录 Ⅲ

TOC\o\t"标题3,3,标题4,4"

第一章绪论 1

1.1数控车床主传动系统的要求 1

1.2数控车床主传动系统方式 1

1.3国内外数控车床主传动系统的发展 2

1.3.1设数控车床发展总趋势2

1.3.2确中国数控车床发展的主要问题4

TOC\o"1-4"

第二章变速主传动系统法案的制定 6

2.1主传动技术指标的制定 7

2.1.1动力参数的确定计的数7

2.1.2主运动调速范围的确定8

2.1.3主轴计算转速的确定9

2.2变速主传动系统的设计 10

2.2.1确定传动方案10

2.2.2转速图的拟定11

2.2.3拟定传动变速系统图12

第三章传动系统零部件设计 15

3.1传动皮带的设计与选定 15

3.1.1V带传动设计15

3.1.2带结构的设计16

3.2齿轮的设计与校核 17

3.2.1各传动轴传递动力计算17

3.2.2齿轮副32/76齿轮的设计与校核19

3.2.3齿轮副30/54齿轮的设计与校核23

3.2.4齿轮副54/54齿轮的设计与校核26

3.3传动轴的设计与校核 30

3.3.1传动轴I的设计与校核30

3.3.2轴II的设计与校核33

第四章主轴组件的设计与校核 35

4.1主轴的要求 35

4.2主轴轴承选择 36

4.3主轴的设计与校核 36

第五章主轴驱动与控制 39

5.1主轴转速的自动变换 39

5.2齿轮有级变速变挡装置 40

5.3主轴旋转与轴向进给的同步控制 40

5.3主轴旋转与径向进给的同步控制 40

第六章总结与展望 41

参考文献 43

致谢 45

第一章绪论

数控车床利用数字化的信息对车床运动及加工过程进行控制，是一种可编程的通用加工设备，能自动完成内外圆柱面、圆锥面、圆弧面、端面、螺纹等工序的切削加工，所以特别适合加工形状复杂的轴类和盘套类零件。

与通用机床和专用机床相比，数控车床具有加工灵活、通用性强、能适应产品的品种和规格频繁变化的特点，能够满足新产品的开发和多品种、小批量、生产自动化的要求，是一种柔性的、高性能的自动化车床，代表了现代控制技术的发展方向，是一种典型的机电一体化产品，因此被广泛应用于机械制造业。

数控车床的主传动系统包括主轴电机、传动系统与主轴组件，与普通机床相比，变速功能绝大部分由主轴电机的无级调速来承担，省去了繁杂的齿轮变速机构，结构简单，有些只有两极或三级齿轮变速机构系统用以扩大电机无级调速的范围

1.1数控车床主传动系统的要求

数控机床作为高自动化的机电一体化设备，其主传动系统的设计一般应满足以下基本要求。

使用性能要求高首先应满足机床的运动特性。如机床主轴有足够的转速范围和转速级数，不仅有低速大转矩功能而且还要有较高的转速。传动系统设计合理，操作方便灵活、迅速、安全可靠。

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速，具有较高的传递效率。

工作性能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，才能保证加工零件有较高的质量。电动机、主轴及传动部件都是热源，低温升、小变形是对主轴传动系统的重要指标；主轴要较高的旋转精度与运动精度；主轴轴颈尺寸、轴承类型及装配方式，轴承预紧量大小、主轴组件的质量分布是否均匀及主轴组件的阻尼对主轴组件的静刚度和抗振性都会产生影响；主轴组件必须有足够的耐磨性，使之保持良好的精度；轴承处还要有良好的润滑。

此外，还要求主创动系统结构简单，便于调整与维修；工艺性好，便于加工与装配；防护性好；使用寿命长。

1.2数控车床主传动系统的方式

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。数控车床得主传动系统通常采用无级变速。

与普通车床相比，数控车床的主传动采用交、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车床主传动系统有以下三种方式。

=1\*GB2

⑴

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。

=2\*GB2

⑵

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。

=3\*GB2

⑶

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。

=4\*GB2

⑷

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

1.3国内外数控车床主传动系统的发展

.1.3.1数控车床发展总趋势

近年来，随着数控加工技术的不断发展，数控车床的主传动系统也呈现出一些新的发展趋势，如主轴转速的高速化、功能结构的复合化、柔性化。

=1\*GB2

⑴

高速主轴单元

为了适应数控加工高速化的发展，目前越来越多的高速数控车床采用了电主轴。电主轴又称内置式电动机主轴单元，就是将高速的主轴电动机置于主轴内部，通过交流变频控制系统，使主轴获得所需的工作转速和转矩，实现电动机、主轴的一体化功能；取消了皮带、带轮和齿轮等环节，大大减少了主传动的转动惯量，提高了主轴动态响应速度和工作精度，彻底解决了主轴高速运转时皮带和带轮等传动的振动和噪声问题；可精确实现主轴的定位和轴传动功能。采用电主轴结构可使主轴转速达到10000r/min以上，它融合了尖端的高速精密轴承、润滑技术、冷却技术、高速变频驱动技术，是技术含量很高的机电一体化产品。

=2\*GB2

⑵

功能复合化、柔性化

随着数控车床对加工对象的适应性的不断提高，数控车床（特别适合主传动系统）的设计发生了很大变化，并向着功能复合化和系统柔性化的方向发展。

功能复合化的目的是进一步提高机床的生产效率，使用于非加工辅助时间减至最少。通过功能的复合化，可以扩大车床的使用范围、提高效率，实现一机多用、一机多能，即一台数控车床既可以实现车削功能，也可以实现铣削加工。宝鸡机床厂已经研制成功的CX25Y数控车铣复合中心，该机床同时具有X、Z轴以及C轴和Y轴。通过C轴和Y轴，可以实现平面铣削和偏孔、槽的加工。该机床还配置有强动力刀架和副主轴。副主轴采用内藏式电主轴结构，通过数控系统可直接实现主、副主轴转速同步。该机床工件一次装夹即可完成全部加工，极大地提高了效率。

数控车床向柔性自动化系统发展的趋势是：从点(数控单机、加工中心和数控复合加工机床)、线(FMC、FMS、FTL、FML)向面(工段车间独立制造岛、FA)、体(CIMS、分布式网络集成制造系统)的方向发展，另一方面向注重应用性和经济性方向发展。柔性自动化技术是制造业适应动态市场需求及产品迅速更新的主要手段，是各国制造业发展的主流趋势，是先进制造领域的基础技术。其重点是以提高系统的可靠性、实用化为前提，以易于联网和集成为目标，注重加强单元技术的开拓和完善。CNC单机向高精度、高速度和高柔性方向发展。数控机床及其构成柔性制造系统能方便地与CAD、CAM、CAPP及MTS等联结，向信息集成方向发展。网络系统向开放、集成和智能化方向发展

由此可见，现代数控车床主传动系统设计不仅限于只满足原有的基本要求，还要综合考虑现代制造对机床的整体要求，如制造控制、过程控制以及物料传送，以缩短产品的加工时间、周转时间、制造时间，以最大限度的提高生产率。

中国数控机床现状及发展中的主要问题

1.3.2中国发展数控车床存在的主要问题

中国於1958年研制出第一台数控机床，发展过程大致可分为两大阶段。在1958～1979年间为第一阶段，从1979年至今为第二阶段。第一阶段中对数控机床特点、发展条件缺乏认识，在人员素质差、基础薄弱、配套件不过关的情况下，一哄而上又一哄而下，曾三起三落、终因表现欠佳，无法用於生产而停顿。主要存在的问题是盲目性大，缺乏实事求是的科学精神。在第二阶段从日、德、美、西班牙先后引进数控系统技术，从日、美、德、意、英、法、瑞士、匈、奥、韩国、台湾省共11国(地区)引进数控机床先进技术和合作、合资生产，解决了可靠性、稳定性问题，数控机床开始正式生产和使用，并逐步向前发展。

在20余年间，数控机床的设计和制造技术有较大提高，主要表现在三大方面：培训一批设计、制造、使用和维护的人才；通过合作生产先进数控机床，使设计、制造、使用水平大大提高，缩小了与世界先进技术的差距；通过利用国外先进元部件、数控系统配套，开始能自行设计及制造高速、高性能、五面或五轴联动加工的数控机床，供应国内市场的需求，但对关键技术的试验、消化、掌握及创新却较差。至今许多重要功能部件、自动化刀具、数控系统依靠国外技术支撑，不能独立发展，基本上处於从仿制走向自行开发阶段，与日本数控车床的水平差距很大。存在的主要问题包括：缺乏象日本“机电法”、“机信法”那样的指引；严重缺乏各方面专家人才和熟练技术工人；缺少深入系统的科研工作；元部件和数控系统不配套；企业和专业间缺乏合作，基本上孤军作战，虽然厂多人众，但形成不了合力。

中国今后要加速发展数控机床产业，既要深入总结过往的经验教训，切实改善存在的问题，又要认真学习国外的先进经验，沿正确的道路前进。建议切实做好以下几点：

中国厂多人众，极需正确的方针、政策对数控车床的发展进行有力的指引。应学习美、德、日经验，政府高度重视、正确决策、大力扶植。在方针政策上，应讲究科学精神、经济实效，以切实提高生产率、劳动生产率为原则。在方法上，深入用户，精通工艺，低中高档并举，学习日本，首先解决量大而广的中档数控机床，批量生产，占领市场，减少进口，扩大出口。在步骤措施上，必须使国产数控系统先进、可靠，狠抓产品质量与配套件过关，打好技术基础。近期重在打基础，建立信誉，扩大国产数控车床的国内市场份额，远期谋求赶超世界先进水平，大步走向世界市场；

必须狠抓根本，坚持“以人为本”，加速提高人员素质、培养各种专家人才，从根本上改变目前低效、落后的状态。人是一切事业成败的根本，层层都要重视“培才、选才、用才”，建立学习型企业，树立企业文化，加速培育新人，培训在职人员，建立师徒相传制度，举办各种技术讲座、训练班和专题讨论会，甚至聘请外国专家、顾问等，尽力提高数控。

随着世界科技进步和机床工业的发展，数控车床作为机床工业的主流产品，已成为实现装备制造业现代化的关键设备，是国防军工装备发展的战略物资。数控机床的拥有量及其性能水平的高低，是衡量一个国家综合实力的重要标志。加快发展数控机床产业也是我国装备制造业发展的现实要求。

第二章变速主传动系统方案的制定

2.1主传动系统主要技术指标的确定

J1FCNC-B是中等规格的二轴联动的数控车床，床身最大回转直径￠460mm，最大工件长度1000mm；主轴通孔直径56mm，主轴锥度莫氏六号，可以加工直线、锥度、球面、螺纹罩等，功能齐全、精度可靠、操作方便。主传动系统的主要参数有动力参数和运动参数。动力参数是指主运动驱动电动机的功率；运动参数是指主运动变速范围。根据数控车床的加工工艺、加工对象、所要求的精度、成本及生产周期并结合国内外机床发展现状确定数控车床主要技术指标。

2.1.1动力参数的确定

主传动中个传动件的尺寸要根据传动功率来确定。传动功率过大，使传动件尺寸粗大，电动机常在低负载下工作，功率因数小而浪费能源；功率过小将限制车床切削加工能力而降低生产效率。因此需合理确定主传动功率。但由于实际加工过程切削用量变化范围大、传动件之间的摩擦等不确定因素，用理论计算方法来确定主传动功率尚有困难，可通过类比、统计方法相互比较来确定。

查机电一体化手册车削功率在8-16kw之间根据切削功率PC与主传动链的总效率η估算,即P=。主传动链的功率效率η=0.7—0.85，数控车床多采用调速电动机和较短的机械传动链，效率较大，因此取=0.78,则估计P在10.26kw~20.51kw.之间。

数控车床的加工范围一般都比较大，切削功率PC可根据有代表性的加工情况，由其主切削抗力

PC=KW

主切削力的切向分力，N；

切削速度N••；

查金属切削手册知，以硬质合金刀具车削合金结构钢为例，数控车床有代表型的主切削力的切向分力大约在2500左右，切削速度取90—250r\min，则知道

PC=2500200\60000=8.333kw

P==10.68kw

考虑到空转运转的功率损失，如各传动件在空转运行时的摩损功耗，传动件的搅油和克服空气阻力功率以及其其它动载荷的摩擦损耗等。

J1FCNCI-B机床是中等规格数控车床，参照国内外同类机床的电动机功率，此机床可以选取11kw的电动机，考虑到数控机床变速范围比较大，选用交流变频电动机YVP160-4，标称功率11kw，额定转矩70N•m调频电动机功率转矩与

2.1.2主运动调速范围的确定

主轴转速由切削速度（r/min）与工件的直径（mm）来确定

=（r/min）

计算该数控车床

=、=，

则数控车床变速范围=

代入公式，选择，，，要据车床上几种典型加工情况考虑，不可能将一切情况考虑进去，也不是加工情况的最大值和最小值。

经统计分析车床的最高转速出现在硬质合金刀具精车钢料的外圆工艺中，最低转速出现在高速工具钢刀具精车合金钢工件的梯形丝杠中。由工艺手册可知硬质合金刀具刀具精车钢料的丝杠=250r\min；高速车刀粗车圆柱体=30-50r\min（随被吃刀量与进给量的增加而减少）；高速工具钢低速精车丝杠=1.5r\min，车床主参数￠460mm，加工丝杠的最大直径=50mm，则

=0.5D=0.5460mm=230mm

=（0.2-0.25）=（46-58）mm，取=50mm。

max===1591r/min

==41.52r/min

由于现代数控车床向高速高精度方向发展，考虑到今后的技术储备，类比行业中同类数控车床的转速范围初步选取=20r\min，=2000r\min。

则数控车床总变速范围==100

2.1.3主轴计算转速的确定

由切削原理知主运动为直线运动的机床，主运动为恒转矩运动；主运动为旋转运动的机床，主运动为恒功率运动。数控车床加工工艺范围广，变速范围大。有些典型工艺如：精车丝杠、加工螺纹、等，工件尺寸大，需采用小的被吃刀量、小的进给量；低速主轴转速小，不需传动电动机的全部功率。我们把机床能传递全部功率的最低转速称为主轴计算转速，以它为临界转速，如图。从至最高转速的区域为恒功率区域，任意转速能够传递电动机的全部功率，但主轴转矩随主轴转速的上升而下降；从最低转速至的区域b为恒转矩区域，任意转速能够输出最大转矩，但主轴输出的功率将随主轴转速的下降而下降。

数控车床变速范围比较广，计算转速比普通车床高。目前数控机床计算转速的确定尚无统一标准，确定是参考同类机床，并结合该机床加工工艺要求，使=154r\min.

图2.2主轴转速曲线

2.2变速主传动系统的设计

2.2.1确定传动方案

机床传动形式分为有极和无极变速两种，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，这对与提高机床生产效率和提高被加工零件的质量都有重要意义；同时采用无级变速可使主轴结构大为简化，缩短传动链；因此无级变速应用日益广泛。

该数控机床总变速范围是=2000\20=100，变速范围较大，单靠无级变速装置有难以实现。而且，无级变速装置的功率扭转特性应同传动链的工作要求相适应，这就要求串联机械有级变速来扩大变速范围并选择合适的无级变速器以满足机床的功率扭矩特性要求。

该数控机床是以经济型数控车床，设计主轴由交流变频电动机经皮带论、齿轮传动至主轴。

从图1与图2可以看出：调频电机的恒功率转速范围为4500\1500=3，而主轴要求的恒功率调速范围为2000\250=8，显然电动机不能满足主轴所要求的恒功率变速范围。所以在设计师不能依据总变速范围来设计主创动系统，而应考虑电动机与主轴的功率匹配。

主轴恒功率调速范围Rnp=max\=2000\250=8,

电动机恒功率调速范围Rdp=max\=4500\1500=3

为了使主轴和电动机的恒功率匹配，现通过增加变速齿轮来满足要求，该变速齿轮组扩大了电动机的恒功率调速。

2.2.2转速图的拟定

1．转速图的拟定

分析和设计主传动系统须应用一种特殊线图，称为转速图。

转速图能够清楚的表达出：传动轴的数目，主轴及各传动轴的转速级数、转速值及其传动路线，变速组的个数、传动顺序及扩大顺序，各变速组的传动副数及其传动比数值，变速规律等。

首先根据最高转速和最低转速确定变速范围，选择合适的公比后再确定转速级数，绘制转速图。

：已知机床的转速范围在20r/min~2000r/min，电动机的最高转速为4000r/min，额定转速为1500r/min，电动机的额定功率P=11kW，确定主轴箱结构．

（1）确定主轴的变速范围

（2）确定主轴的计算转速

由于数控机床主轴的变速范围大，计算转速应比计算值高些，所以圆整取计算转速nc=。

（3）确定主轴的恒功率变速范围

（4）确定电动机所能够提供的恒功率变速范围

由于Rnp>>Rdp，电动机直接驱动主轴不能满足恒功率变速要求，因此需要串联一个有级变速箱，以满足主轴的恒功率调速范围。

（5）确定转速级数

取，则

对于数控车床，为了加工端面时满足恒线速度切削的要求，应使转速有一些重复，故取Z=2

（6）拟定转速图和功率特性图如图

2.2.3拟定传动变速系统图

拟定传动系统的原则是：在保证机床的运动和使用要求的前提下，运动传动链要尽可能的短而简单；传动效率高以及操作简单方便。首先要考虑某些结构方面的问题，考虑结构能否实现：如小齿轮的齿根圆是否大于轴的直径，大齿轮的顶圆是否会碰及相邻轴等；其次因考虑结构是否合理，如布置是否紧凑，操纵是否方便等。

该机床采用双联滑移齿轮变速组，采用窄式排列结构，使机床结构紧凑。主轴变速拟采用通过滑移齿轮的移位来实现，需保证当齿轮2与齿轮4完全脱开啮合之后，齿轮3和齿轮6才能开始进入啮合，所以齿轮5与齿轮6相邻间的距离b要大于于滑移齿轮的宽度（齿轮2与齿轮宽度之和），一般b++△,△=14mm。综合考虑个因素，拟订传动系统示意图，如图2.4。

图2.4主传动系统示意图

第三章传动系统零部件设计

3.1传动皮带的设计和选定

带传动是由带和带轮组成传递运动和动力的传动。根据工作原理可分为两类：摩擦带传动和啮合带传动。摩擦带传动是机床主要传动方式之一，常见的有平带传动和V带传动；啮合传动只有同步带一种。

普通V带传动是常见的带传动形式，其结构为：承载层为绳芯或胶帘布，楔角为40°、相对高度进似为0.7、梯形截面环行带。其特点为：当量摩擦系数大，工作面与轮槽粘附着好，允许包角小、传动比大、预紧力小。绳芯结构带体较柔软，曲挠疲劳性好。其应用于：带速V＜25～30m/s;传动功率P＜700kW;传动比i≤10轴间距小的传动。

一．主要失效形式

1．带在带轮上打滑，不能传递动力；

2．带由于疲劳产生脱层、撕裂和拉断；

3．带的工作面磨损。

保证带在工作中不打滑的前提下能传递最大功率，并具有一定的疲劳强度和使用寿命是V带传动设计的主要依据，也是靠摩擦传动的其它带传动设计的主要依据。

3.1.1．V带传动设计

(1)设计功率的确定：

查得工况系数

(2)选定带型：

根据和

确定为B型。

(3)传动比：

根据转速图知,传动比为

(4)确定小带轮基准直径：

参考表取

(5)确定大带轮直径：

取标准值

(6)验算带速：

因为在之间，所以经济耐用。

(7)初定带轮轴中心距：

得：

即：

初取

(8)确定带基准长度：

选取基准长度

(9)计算实际轴间距：

取标准值。

安装时所需最小轴间距：

张紧或补偿伸长所需最大轴间距：

(10)验算小带轮包角：

所以小带轮包角合适。

(11)单根V带的基本额定功率：

根据和查得B型V带的基本额定功率。

(12)单根V带的额定功率增量：

考虑到传动比的影响，额定功率的增量由表查得：

(13)计算带的根数：

取根。

(14)单根V带的预紧力：

(15)作用在轴上的力：

(16)带轮的结构和尺寸：

由表可查得

带轮的具体结构参见零件图

为了减轻传动轴上载荷，采用卸荷式带轮结构，使带轮上的载荷由轴承支撑进而传给箱体，轴只承受转矩，装配装置参见装配图。

3.2齿轮的的设计与校核

一般同一变速组的齿轮模数相同,所有齿轮中首先选择负荷较重的小齿轮按接触疲劳强度公式进行初算。所以从最小齿轮Z=26开始设计校核。（注意：为便于阅读在本节内容中，在相啮合的每对齿轮的设计与校核时，主动齿以数字1为下角标，被动齿轮以数字2为下角标）

3.2.1各传动轴传递动力计算

电动机输出功率==11kw，额定转速=1500r/min，

输出转矩=9550=

轴

=1\*ROMAN

I

==110.96=10.56kw为带传动效率

===750r/min

=9550=

中间轴

=2\*ROMAN

II

==10.560.990.97=10.14kw，分别为轴承、齿轮传动效率。

==937.51.8=521r/min

=9550=9550=

高速档轴

=3\*ROMAN

III

==10.140.990.97=9.7kw，分别为、轴

=3\*ROMAN

III

上轴承、齿轮传动效率

==5211=521r\min

=9550=9550=

低速档轴

=3\*ROMAN

III

==9.7kw

==5212.4=217r\min

=9550=9550=

动力传动情况表：

轴号

功率kw

转矩

转速r\min

传动比

传动效率

输入

输出

输入

输出

电机

--

11

--

70

1500

0.96

轴

=1\*ROMAN

I

10.56

10.14

70

107

937.5

1：1.6

0.9603

轴

=2\*ROMAN

II

10.14

9.7

134.46

183

521

1：1.8

0.9603

轴

=3\*ROMAN

III

高速

9.7

9.3

155

183

521

1:1

0.9603

低速

9.7

9.3

155

484

217

1:2.4

0.9603

3.2.2齿轮副(32/76)齿轮的设计与校核

因生产批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB~286HB,平均取为260HB,与之啮合的大齿轮用42SiMn合金钢，调质处理，硬度217HB~255HB,平均取为235HB.载荷变化规律如图3.2:

图3.2载荷变化图

计算步骤如下：

齿面接触疲劳强度计算

1）.初步计算

转矩=9550=9550=.

齿宽系数=0.4

接触疲劳强度极限=710MPa,=580MPa,

许用接触疲劳强度极=0.9=639MPa,

=0.9=522MPa

取值β=查表=82

初步计算小齿轮直径===85.2mm

取=90mm

初步计算齿宽b=36mm,取b=35mm

2).校核计算

圆周速度vv==2.69m/s.

精度等级8级

齿数Z和模数m=32,m==2.9,所以取m=3,=96mm

=76,m=3,=763=232mm

使用系数=1.1

动载荷系数=1.16

齿间载荷分配系数==3751N

==117.2N\mm>100N\mm

=[1.88-3.2(+)]cosβ

=[1.88-3.2×]=1.86

由此得

齿间载荷分布系数查表=

=

载荷系数KK==11.16=3.05

弹性系数=189.8

节点区域系数=2.45

重合度系数由式得因得故

螺旋角系数

接触最小安全系数=1.05

总工作时间=1030080.2=4800h

应力循环次数估计<<,则查表指数m=8.78

=

=6016254800(0.2+0.5+0.2)=3.62

=1.45

接触寿命系数查图=1.2,=1.25

许用接触应力===798MPa

===690MPa

验算=

=189.82.450.73

=640MPa<698MPa满足要求.

3).确定传动主要尺寸

分度圆直径由以上运算知道=32,=76,模数=3;

分度圆直径

==3.0532=96.1mm

=3.0576=231.8mm

中心距a==165mm

齿宽b大齿轮,小齿轮

齿面弯曲疲劳强度验算

齿形系数

查表得

应力重合修正系数查表得

重合系数

=

=1.72

=0.25+=0.25+=0.69

螺旋角系数

>

齿间载荷分配系数由上面知=1.71

齿间载荷分布系数b/h=35/(2.253.5)=4.44查相关图知=1.175

载荷系数KK==1..251.11.751.175=2.77

弯曲疲劳极限查试验齿轮的弯曲极限表=600MPa,

=450MPa,

弯曲最小安全系数有相关表=1.25

应力循环次数估计<<,则查表指数m=49.91

==6026254800(0.2+0.5+0.2)=7.24

=6016984800(0.2+0.5+0.2)=4.02

弯曲寿命系数查弯曲寿命系数图=1.01,=1.03

尺寸系数査尺寸系数图=1.0

许用弯曲应力=

=

验算=

=277MPa<

<

传动无严重过载情况,固不作静强度校核.

=3\*Arabic

3

.齿轮结构设计

估计传动轴

=2\*ROMAN

II

的直径在35mm左右,小齿轮分度圆直径=96mm,所以没必要做成齿轮轴.考虑到该齿轮与Z=54齿轮作滑移齿轮,所以应与Z=54齿轮一起进行结构设计,见零件图.

3.2.3齿轮副()齿轮设计与校核

因生产批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB~286HB,平均取为260HB,与之啮合的大齿轮用40Cr合金钢，调质处理，硬度241HB~286HB,平均取为260HB.载荷变化规律如上图。

计算步骤如下：

齿面接触疲劳强度计算

1）.初步计算

转矩=9550=9550=.

齿宽系数=0.8

接触疲劳强度极限=710MPa,=580MPa,

许用接触疲劳强度极=0.9=639MPa,

=0.9=522MPa

取值β=查表=82

初步计算小齿轮直径===83mm

取=90mm

初步计算齿宽b=70mm,取b=70mm

2).校核计算

圆周速度vv==4.417m/s.

精度等级8级

齿数Z和模数m=30,m==3,所以取m=3,=90mm

=54,m=3,=543=165mm

使用系数=1.25

动载荷系数=1.2

齿间载荷分配系数==2360N

==117.2N\mm>100N\mm

=[1.88-3.2(+)]cosβ

=[1.88-3.2×]=1.57

由此得

齿间载荷分布系数查表=

=

载荷系数KK==1.2=2.95

弹性系数=189.8

节点区域系数=2.45

重合度系数由式得因得故

螺旋角系数

接触最小安全系数=1.05

总工作时间=1030080.2=4800h

应力循环次数估计<<,则查表指数m=8.78

=

=6016254800(0.2+0.5+0.2)=3.62

=1.45

接触寿命系数查图=1.2,=1.25

许用接触应力===798MPa

===690MPa

验算=

=189.82.450.92

=652MPa<698MPa满足要求.

3).确定传动主要尺寸

分度圆直径由以上运算知道=30,=54,模数=3;

分度圆直径

==3.0530=91.5mm

=3.0554=165.2mm

中心距a==127mm

齿宽b大齿轮,小齿轮

齿面弯曲疲劳强度验算

齿形系数

查表得

应力重合修正系数查表得

重合系数

=

=1.69

=0.25+=0.25+=0.69

螺旋角系数

>

齿间载荷分配系数由上面知=1.6

齿间载荷分布系数b/h=70/(2.253.5)=8.88查相关图知=1..2

载荷系数KK==1..=2.88

弯曲疲劳极限查试验齿轮的弯曲极限表=600MPa,

=450MPa,

弯曲最小安全系数有相关表=1.25

应力循环次数估计<<,则查表指数m=49.91

==6026254800(0.2+0.5+0.2)=7.24

=6016984800(0.2+0.5+0.2)=4.02

弯曲寿命系数查弯曲寿命系数图=1.01,=1.03

尺寸系数査尺寸系数图=1.0

许用弯曲应力=

=

验算=

=220MPa<

<

传动无严重过载情况,固不作静强度校核.

=3\*Arabic

3

.齿轮结构设计为保证滑移齿轮在滑移时总处于啮合状态，小齿轮因足够宽，小齿轮宽度最少应大于最大滑移距离与Z=54齿轮的宽度值之和。见零件图

3.2.4齿轮副()各齿轮设计与校核

因生产批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB~286HB,平均取为260HB,与之啮合的大齿轮用40Cr合金钢，调质处理，硬度241HB~286HB,平均取为260HB.载荷变化规律同上图。

计算步骤如下：

齿面接触疲劳强度计算

1）.初步计算

转矩=9550=9550=.

齿宽系数=0.3

接触疲劳强度极限=710MPa,=580MPa,

许用接触疲劳强度极=0.9=639MPa,

=0.9=522MPa

取值β=查表=82

初步计算小齿轮直径===165mm

取=165mm

初步计算齿宽b=25mm,取b=25mm

2).校核计算

圆周速度vv==4.5m/s.

精度等级8级

齿数Z和模数m=54,m==3.1,所以取m=3,=165mm

=54,m=3,=543=165mm

使用系数=1.25

动载荷系数=1.2

齿间载荷分配系数==2208N

==117.2N\mm>100N\mm

=[1.88-3.2(+)]cosβ

=[1.88-3.2×]=1.2

由此得=1.23

齿间载荷分布系数查表=

=

载荷系数KK==31.15=2.12

弹性系数=189.8

节点区域系数=2.45

重合度系数由式得因得故

螺旋角系数

接触最小安全系数=1.05

总工作时间=1030080.2=4800h

应力循环次数估计<<,则查表指数m=8.78

=

=6016254800(0.2+0.5+0.2)=3.62

=1.45

接触寿命系数查图=1.2,=1.25

许用接触应力===798MPa

===690MPa

验算=

=189.82.450.91

=632MPa<698MPa满足要求.

3).确定传动主要尺寸

分度圆直径由以上运算知道=54,=54,模数=3;

分度圆直径

==3.0530=165.2mm

=3.0554=165.2mm

中心距a==165mm

齿宽b大齿轮,小齿轮

齿面弯曲疲劳强度验算

齿形系数

查表得

应力重合修正系数查表得

重合系数

=

=1.73

=0.25+=0.25+=0.68

螺旋角系数

>

齿间载荷分配系数由上面知=1.23

齿间载荷分布系数b/h=25/(2.253.5)=4查相关图知=1.16

载荷系数KK==1..6=2.12

弯曲疲劳极限查试验齿轮的弯曲极限表=600MPa,

=450MPa,

弯曲最小安全系数有相关表=1.25

应力循环次数估计<<,则查表指数m=49.91

==6026254800(0.2+0.5+0.2)=7.24

=6016984800(0.2+0.5+0.2)=4.02

弯曲寿命系数查弯曲寿命系数图=1.01,=1.03

尺寸系数査尺寸系数图=1.0

许用弯曲应力=

=

验算=

=197MPa<

<

传动无严重过载情况,固不作静强度校核.

=3\*Arabic

3

.齿轮结构设计见零件图。

3.3传动轴的设计与校核

3.3.1传动轴

=1\*ROMAN

I

的设计与校核

1）.估算轴颈d

假设轴材料为45#钢，则由公式，查表C=118,=25mm，

2)轴结构设计

该轴兼有传动轴和液压变档滑移作用，画出Z=26的齿轮轮廓,齿轮分度圆直径较大,不需要采用齿轮轴结构;根据轴及轴上零件作用，完成轴的结构设计,详见零件图.为便于计算对轴上受力进行简化：

在水平面内与竖直平面内对轴进行受力分析计算如下：

a）.计算齿轮受力=9550=107.37

圆周力==2360N.

径向力=N，

轴向力

b）.计算支撑反力

水平面内支撑反力=2895N,=360N

垂直面支撑反力,

画水平面内xy和垂直面内xz受力图,见附图1.

c).画水平面弯矩图见附图1.Mxy

画垂直面弯矩图Mxz

画合成弯矩图

d).画轴转矩图见附图1.

e)许用应力

用查入法查表=102.5MPa,=60MPa

应力校正系数==0.59

f).画出当量弯矩图见附图1

当量弯矩0.59107370N.mm=63346N.mm

齿轮中间截面处当量弯矩=160010N.mm

轴颈处当量弯矩==180200N.mm

轴颈处当量弯矩==161550N.mm

g).校核轴颈

齿轮中间处轴直径d===27mm<35mm。

在轴颈处d===30mm<35mm，所以该轴设计得合理。

附图1

3.3.2.轴

=2\*ROMAN

II

的设计与校核

1）.估算轴颈d

假设轴材料为45#钢，则由公式，查表C=118,=25mm，

2)轴结构设计

该轴兼有传动轴和液压变档滑移作用，画出Z=26的齿轮轮廓,齿轮分度圆直径较大,不需要采用齿轮轴结构;根据轴及轴上零件作用，完成轴的结构设计,详见零件图.为便于计算对轴上受力进行简化：

在水平面内与竖直平面内对轴进行受力分析计算如下：

a）.计算齿轮受力=9550=183

圆周力==3751N.

径向力=N，

轴向力

b）.计算支撑反力

垂直面内支撑反力=580N,=806N

水平面支撑反力,

画水平面内xy和垂直面内xz受力图,见附图1.

c).画水平面弯矩图见附图1.Mxy

画垂直面弯矩图Mxz

画合成弯矩图

d).画轴转矩图见附图

e)许用应力

用查入法查表=102.5MPa,=60MPa

应力校正系数==0.59

f).画出当量弯矩图见附图1

当量弯矩0.59183000N.mm=108460N.mm

齿轮中间截面处当量弯矩=N.mm

g).校核轴颈

齿轮中间处轴直径d===35.62mm>35mm;考虑载荷较均匀分布，本次校核是在极端情况下进行且误差在5%之内，所以合理。

附图2

第四章主轴组件的设计与校核

4.1主轴的要求

1旋转精度

主轴的旋转精度上是指装配后，在无载荷，低转速的条件下，主轴前端工件或刀具部位的径向跳动和轴向跳动。主轴组件的旋转精度主要取决于各主要件，如主轴，轴承，箱体孔的的制造，装配和调整精度。还决定于主轴转速，支撑的设计和性能，润滑剂及主轴组件的平衡。通用（包括数控）机床的旋转精度已有标准规定可循。

2静刚度

主轴组件的静刚度（简称刚度）反映组件抵抗静态外载荷变形的能力。影响主轴组件弯曲刚度的因素很多，如主轴的尺寸和形状，滚动轴承的型号，数量，配置形式和欲紧，前后支撑的距离和主轴前端的悬伸量，传动件的布置方式，主轴组件的制造和装配质量等。各类机床主轴组件的刚度目前尚无统一的标准。

3抗振性

主轴组件工作时产生震动会降低工件的表面质量和刀具耐用度，缩短主轴轴承寿命，还会产生噪声影响环境。振动表现为强迫振动和自激振动两种形式。影响抗振性的因素主要有主轴组件的静刚度，质量分布和阻尼（特别是主轴前支撑的阻尼）主轴的固有频率应远大于激动力的频率，以使它不易发生共振。

目前，尚未制定出抗振性的指标，只有一些实验数据可供设计时参考。

4升温和热变形

主轴组件工作时因各相对运动的处的摩擦和搅油等而发热，产生温升，从而使主轴组件的形状和位置发生变化（热变形）。主轴组件受热伸长，使轴承间隙发生变化。温度是使润滑油粘度降低，降低了轴承的承载能力。主轴箱因温升而变形，使主轴偏离正确位置。前后轴承的温度不同，还会导致主轴轴线倾斜。

由于受热膨胀是材料固有的性质，因此高精度机床要进一步提高加工精度，往往受热变形的限制。研究如何减少主轴组件的发热，如何控制温度，是高精度机床主轴组件的研究的主要课题之一。

5耐磨性

主轴组件的耐磨性是指长期保持原始精度的能力，即精度保持性。对精度有影响的首先是轴承，其次是安置刀，夹具和工件的部位，如锥孔，定心轴径等。为了提高耐磨性，一般机床主轴上的上述部分应淬硬至HRC60左右，深约1mm.

6材料和热处理

主轴承载后允许的弹性变形很小，引起的应力通常远远小于钢的强度极限。因此，强度一般不做为选材的依据。主轴的形状，尺寸确定之后，刚度主要取决于材料的弹性模量。各种材料的弹性模量几乎相同，因此刚度也不是选材的依据。

主轴材料的选择主要根据耐磨性和热处理变形来考虑。数控机床的材料通常是45号或60号优质中碳钢，需调质处理。

7主轴的结构

为了提高刚度，主轴的直径应该大些。前轴承到主轴前端的距离（称悬伸量）应尽可能小一些。为了便于装配，主轴通常作成阶梯形的，主轴的结构和形状与主轴上所安装的传动件，轴承等零件的类型，数量，位置和安装方法有直接的关系。

主轴中孔用与通过棒料，拉杆或其它工具。为了能够通过更大的棒料，车床的中空希望大些，但受刚度条件的影响和限制，孔径一般不宜超过外径的70%。

4.2主轴轴承选择

角接触轴承既可以承受径向载荷又可以承受轴向载荷。它常用于高速主轴，接触角越大轴向刚度越大，径向刚度和允许转速越低。角接触轴承为点接触，为了提高刚度和承载能力采用三联组培的方式。主轴前轴承采用三个接触角向里；轴承由圆螺母进行预紧，预紧量在轴承制造时配好。轴承精度等级选P4级。

双列向心短圆柱滚子轴承，内圈有锥度为1：12的锥孔与主轴的锥形轴颈相配。通过轴向移动内圈，改变其在主轴上的位置来调整轴承间隙。这种轴承径向刚度和承载能力较大，旋转转速高，径向结构紧凑。主轴后端安装双列向心短圆柱滚子轴承，其径向间隙也由圆螺母来调整。因前轴承鐜主轴组件的精度影响较大，后轴承精度等级采用P5级。

这种配置保证了轴承有较高的回转精度，允许较高的转速和刚性，适用于负载较大的数控车床。

4.3主轴的设计与校核：

主轴的主要参数是：主轴前端直径D1，主轴内径d,主轴悬伸量a和主轴支撑跨距L。

1.前端直径D1，主轴后轴颈的直径D2

表4.1主轴D1（按电机功率）mm

功率（kw）

D1mm

1.4～2.5

2～3.6

3～5.5

5～7.3

7.4～11

车床

60～80

70～90

70～105

95～130

110～145

铣床及加工中心

50～90

60～90

60～95

75～100

90～105

外圆磨床

——

50～60

55～70

70～80

75～90

由上表可取D1=110mm

因此可知由式子

后端直径

圆整后

2．主轴内径

主轴孔径d取主轴平均直径的55%--65%，取d=56mm。

3．前锥孔尺寸

前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能够自锁，目前采用莫氏锥孔。因车床最大回转直径D=460mm>400mm，采用莫氏锥度6号，锥度大端直径D=63.348mm，锥度=1：19.180，长度L=181mm，d=53.911mm

4．支撑跨度及悬伸长度

为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a，选择适当的支撑跨度L。一般推荐取：L\a=3~5.应使L\a尽量大，提高主轴刚度。

机床支撑跨度很大程度上受其他零件结构的影响，此机床L=510mm左右，主轴的外伸长度a=170~102mm范围即可。

5．头部尺寸的选择

目前头部尺寸广泛采用短圆锥式的头部结构，悬伸短，刚度好。采用快速装卸卡盘结构。

详细结构件零件在水平面内与竖直平面内对轴进行受力分析计算如下：

a）.计算齿轮受力=9550=441196

圆周力==3803N.

径向力=N，

轴向力

b）.计算支撑反力

垂直面内支撑反力=488N,=919N

水平面支撑反力,

画水平面内xy和垂直面内xz受力图,见附图1.

c).画水平面弯矩图见附图1.Mxy

画垂直面弯矩图Mxz

画合成弯矩图

d).画轴转矩图见附图

e)许用应力

用查入法查表=102.5MPa,=60MPa

应力校正系数==0.59

f).画出当量弯矩图见附图

当量弯矩0.59441196N.mm=260305N.mm

齿轮中间截面处当量弯矩=477074N.mm

g).校核轴颈

齿轮中间处轴直径d===45mm<90mm。

所以该轴设计得合理

第五章主轴驱动与控制

数控车床是机电一体化的典型产品，是集机床、

计算机

、电机及其拖动、自动控制、检测等技术为一身的自动化设备。其中主轴运动是数控车床的一个重要内容，以完成切削任务，其动力约占整台车床的动力的70%～80%。基本控制是主轴的正、反转和停止，可自动换档和无级调速。

为满足数控车床对主轴驱动的要求，必须有以下性能:(1)宽调速范围，且速度稳定性能要高;(2)在断续负载下，电机的转速波动要小;(3)加减速时间短;(4)过载能力强;(5)噪声低、震动小、寿命长。随着微电子技术、交流调速理论和大功率半导体技术的发展，交流变频技术进入实用阶段。目前，交流驱动的性能已达到直流驱动的水平。而且，笼型交流变频电机不限制六电动机那样有机械换向带来的麻烦和高速大功率的限制，并且体积小、重量轻、采用全封闭式罩壳、对灰尘和油有较好的防护优点。在目前数控车床中，主轴控制装置通常是采用交流变频器来控制交流主轴电动机。

主传动采用调速电动机进行无级变速，主轴的正反转、启动与停止是直接驱动电动机来实现的，主轴电动机调速与分档变速机构的配合来实现的。

5.1主轴转速的自动变换

主轴电动机调速时，电动机的驱动信号由电动机的驱动电路根据转速指令来转换。

变速过程如下：读入控制系统主轴转速的代码，判断速度对应哪一挡、是否需要换挡。如不须换挡，则在转速范围内按线性插值求出新的转速值，输出至变频器驱动装置，调节电动机的转速。如需换挡，发出降速指令，换挡时使频率降到最低，经延时速度稳定后，发换挡请求信号，换挡继电器动作，热爱背后检测判断换挡结束信号，及等齿轮到位后，在新档位内根据读入的转速代码按插值法求新的转速并输出至电动机变频驱动装置。

参看变频器驱动电机的电气接线图和主轴正反转及变档电气接线图。

图中SB5为正转按钮，SB7为反转按钮；利用复合按钮SB5与SB7就可以直接实现电动机由正转成反转，中间不需要停车；按钮SB6与SB8为点动按钮，用于机床的调整对刀等；ST1、ST2、ST3为行程开关，对齿轮换挡进行检测，如齿轮不到位，则开关不发讯主轴无法启动。

5.2齿轮有级变速变挡装置

该机床齿轮有级变速采用液压拨叉来实现。齿轮在低速进行强力切削时，应使用低速档；在进行精密切削时使用高速挡；在装卸工件时，主轴可以停在空挡上。上述三挡通过电磁阀改变液压缸通油方式的不同组合，推动变挡齿轮轴来实现。参看液压变档控制原理图：高速挡时电磁阀CT1得电，液压缸P通油，液压缸N回油滑移齿轮处于最左端；空挡时电磁阀CT2、CT3得电液压缸P、M进油，液压缸N回油，滑移齿轮处于中位；低速档时液压缸P、M回油，液压缸N进油。

5.3主轴旋转与轴向进给的同步控制

在螺纹加工中，为保证切削螺纹的螺距，必须有固定的起刀点与退刀点。螺纹螺距多数为常数，但为有规律的递增或递减的变螺距螺纹的使用也越来越多。加工螺纹时，应是带动工件旋转的主轴转速与坐标轴的进给量保持一定的关系，即主轴每转一圈，按所要求的螺距沿工件的轴向坐标进给相应的脉冲量。

采用光电脉冲编码器作为主轴的脉冲发生器，并将其装在主轴上，与主轴一起旋转，检测主轴的转角、相位、零位等信号。该机床光电编码器通过1：1的同步齿轮与主轴同步旋转，实现进给系统的每转进给和螺纹切削。

主轴旋转时编码器即发出脉冲，这些脉冲送给数控装置作为坐标轴进给的脉冲源，经过对节距计算后，发给坐标轴位置私服系统，使进给量与主轴转数保持所要求的比率。通过改变主轴的旋转方向可以加工出左螺纹与右螺纹，而主轴方向的判别是通过脉冲编码器发出的正交的两相脉冲信号相位的先后顺序判别出来的。脉冲编码器还输出一个零位脉冲信号，对应主轴旋转的每一转，可以用于主轴绝对位置的定位。例如在多次循环切削同一螺纹时，该令为信号可以作为刀具的切入点，以确保螺纹不出现乱扣现象。

5.4主轴旋转与径向进给的同步控制

数控车床在切削端面时为了保证端面的光洁度，就必须是该表面的粗糙度小于或等于某值。由加工工艺知识可知，要使表面粗糙度为某值，需保证工件与切削刃处接触点的切削速度为以恒定值。由于在车削端面时，刀具要不断的作径向进给运动，从而使刀具的切削直径逐渐减小。由切削速度与转速的关系可知，如保持切削速度v恒定不变，当切削直径d逐渐减少时，主轴转速必须逐渐增大但也不能超过极限。因此，数控装置必须设计相应的软件来完成主轴的调整。

第六章总结与展望

本文在在系统地了解数控车床主传动系统的理论基础上，考虑对JIFCNC-B数控车床主传动系统进行的初步设计。

数控车床的主传动系统包括主轴电机、传动系统与主轴组件，与普通机床相比，变速功能绝大部分由主轴电机的无级调速来承担，省去了繁杂的齿轮变速机构，结构简单，有些只有两极或三级齿轮变速机构系统用以扩大电机无级调速的范围

设计过程中存在的主要问题：

1、起初对于数控车床传动系统的工作原理及结构没有十分明确的概念，未能在最短的时间内初步设计出机器的零部件草图，耽误了很多不必要的时间。

2.运用CAD进行零件设计过程中的某些命令不能熟练的应用，造成了设计时间的大量浪费，加长了设计的时间。

3.对数控车床控制部分，变频器的使用了解不多，查阅了大量资料后才弄明白。耽误了一些时间。

设计中着重考虑问题与解决的问题：

1.数控车床主传动系统齿轮多级变速的情况变为分档无级变速，电动机变频调速后，通过带轮输送到输入轴上，再经过齿轮有级变速扩大变速范围，满足变速范围的要求

2.本设计将原来的带轮不卸荷结构变为了带轮卸荷结构，使输入轴带轮处只受转矩，将轴上的径向力传动到车床机体上改善了输入轴的受力情况。

参考文献

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\o"论我国数控技术和装备发展动态与趋势"

论我国数控技术和装备发展动态与趋势

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机电新产品导报

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