数控卧式车床设计说明书样本

目录1总体方案 01.1CK6140现状和发展 11.2CK6140数控卧式车床总体方案论证与拟定 21.2.1数控车床 21.2.2CK6140数控卧式车床拟定 22机械某些设计计算阐明 42.1主运动某些计算 42.1.1参数拟定 42.1.2传动设计 52.1.3转速图拟定 82.1.4带轮直径和齿轮齿数拟定 112.1.5传动件估算和验算 192.1.6展开图设计 362.2纵向进给运动设计 532.2.1滚珠丝杆副选取 532.2.2驱动电机选用 583控制系统设计 623.1绘制控制系统构造框图 623.2.选取中央解决单元（CPU）类型 623.3存储器扩展电路设计 633.４

I/O接口电路及辅助电路设计 64参考文献 70致谢 72LATHES 77 1总体方案1.1CK6140现状和发展自第一台数控机床在美国问世至今半个世纪内，机床数控技术发展迅速，经历了六代两个阶段发展过程。其中，第一种阶段为NC阶段；第二个阶段为CNC阶段，从1974年微解决器开始用于数控系统，即为第五代数空系统。在近20近年内，在生产中，实际使用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发展得到了主线性提高。从20世纪90年代开始，微电子技术和计算机技术发展突飞猛进，PC微机发展尤为突出，无论是软硬件还是外器件进展日新月异，计算机所采用芯片集成化越来越高，功能越来越强，而成本却越来越低，本来在大，中型机上才干实现功能当前在微型机上就可以实现。在美国一方面推出了基于PC微机数控系统，即PCNC系统，它被划入为所谓第六代数控系统。下面从数控系统性能、功能和体系构造三方面讨论机床。数控技术发展趋势：1.性能方面发展趋势（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2.功能发展方面（1）.顾客界面图形化（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3.体系构造发展（1）.集成化（2）.模块化（3）.网络化（4）.开放式闭环控制模式1.2CK6140数控卧式车床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（Numbercalcontrol，简称NC）机床，它是20世纪50年代初发展起来一种自动控制机床，而数控车床四其中一类使用性很强机床形式。数控车床是基于数字控制，它与普通车床不同是，数控车床主机构造上具备如下特点：（1）.由于大多数数控车床采用了高性能主轴及伺服传动系统，因而，数控机床机械传动构造得到了简化。（2）.为了适应数控车床持续地自动化加工，数控车床机械构造，具备较高动态刚度，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装置这是数控车床核心，用于实现输入数字化零件程序，并完毕输入信息存储，数据变换，插补运算以及实现各种控制功能。1.2.2CK6140数控卧式车床拟定1.CK6140数控卧式车床具备定位，纵向和横向直线插补功能，还能规定暂停，进行循环加工等，因而，数控系统选用持续控制系统。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前提下，应简化构造、减少成本，因而，进给伺服系统应采用步进电机开环控制系统。3.依照设计所给出条件，主运动某些z=18级，即传动方案选取采用有级变速最高转速是r/min，最低转速是40r/min，。4.依照系统功能规定，微机控制系统中除了CPU外，还涉及扩展程序存储器，扩展数据存储器，I/O接口电路，涉及能输入加工程序和控制命令键盘，能显示加工数据和机床状态信息显示屏，涉及光电隔离电路和步进电机驱动电路。此外，系统中还应当涉及脉冲发生电路和其她辅助电路。5.纵向和横向进给是两套独立传动链，它们由步进电机，齿轮副，丝杆螺母副构成，它传动比应满足机床所规定。6.为了保证进给伺服系统传动精度和平稳性，选用摩擦小，传动效率滚珠丝杆螺母副，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机构。7.采用滚动导轨可以减少导轨间摩擦阻力，便于工作台实现精准和微量移动，且润滑办法简朴。（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机械某些设计计算阐明2.1主运动某些计算2.1.1参数拟定理解车床基本状况和特点车床规格系列和类型1.通用机床规格和类型有系列型谱作为设计时应当遵循基本。因而，对这些基本知识和资料作些简要简介。本次设计中车床是普通型车床，其品种，用途，性能和构造都是普通型车床所共有，在此就不作出详细解释和阐明了。2.车床主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79）：最大工件回转直径D（mm）是400；刀架上最大工件回转直径D1不不大于或等于200；主轴通孔直径d要不不大于或等于36；主轴头号（JB2521-79）是6；最大工件长度L是750～；主轴转速范畴是：32～1600；级数范畴是：18；纵向进给量mm/r0.03～2.5；主电机功率（kw）是5.5～10。参数拟定环节和办法极限切削速度umax﹑umin依照典型和也许工艺选用极限切削速度要考虑：工序种类﹑工艺规定刀具和工件材料等因素。容许切速极限参照值如《机床主轴变速箱设计指引书》。然而，依照本次设计需要选用值如下：取umax=300m/min；umin=30m/min。主轴极限转速计算车床主轴极限转速时加工直径，按经验分别取（0.1～0.2）D和（0.45～0.5）D。由于D=400mm，则主轴极限转速应为：nmax=r/min………………2.1=r/min；nmin=r/min……………2.2=40r/min；由于转速范畴R==……………2.3=50；由于级数Z已知：Z=18级。现以Φ=1.26和Φ=1.41代入R=得R=50和355，因而取Φ=1.26更为适当。各级转速数列可直接从原则数列表中查出。原则数列表给出了以Φ=1.06从1～10000数值，因Φ=1.26=，从表中找到nmax=r/min，就可以每隔3个数值取一种数，得：，1600，1250，1000，800，630，500，400，315，250，200，160，125，100，80，63，50，40。主轴转速级数z和公比￠已知：=RnRn=且：z=18=主电机功率—动力参数拟定合理地拟定电机功率N，使用功率实际状况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减少功率因素。当前，拟定机床电机功率惯用办法诸多，而本次设计中采用是：估算法，它是一种按典型加工条件（工艺种类、加工材料、刀具、切削用量）进行估算。依照此办法，中型车床典型重切削条件下用量：依照设计书表中推荐数值：取P=5.5kw2.1.2传动设计一.传动构造式、构造网选取构造式、构造网对于分析和选取简朴串联式传动不失为有用办法，但对于分析复杂传动并想由此导出实际方案，就并非十分有效，可考虑到本次设计需要可以参照一下这个方案。拟定传动组及各传动组中传动副数目级数为Z传动系统有若干个顺序传动组构成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3…个传动副。即Z=Z1Z2Z3………………2.4传动副数由于构造限制以2或3为适当，即变速级数Z应为2和3因子:Z=………………2.5可以有几种方案，由于篇幅因素就不一一列出了，在此只把已经选定了和本次设计所须对的方案列出，详细内容如下：传动齿轮数目2x（3+3+2）+2x2+1=21个轴向尺寸19b传动轴数目6根操纵机构简朴，两个三联滑移齿轮，一种双联滑移齿轮图2.1总传动系统二.组传动顺序安排18级转速传动系统传动组，可以安排成：3x3x2，2x3x3，或3x2x3选取传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱详细构造、装置和性能。在Ⅰ轴上摩擦离合器时，应减小轴向尺寸，第一传动组传动副不能多，以2为宜，本次设计中就是采用2，一对是传向正传运动，另一种是传向反向运动。主轴对加工精度、表面粗糙度影响大，因而主轴上齿轮少些为好，最后一种传动组传动副选用2，或者用一种定比传动副。传动系统扩大顺序安排对于18级传动可以有三种方案，精确说应当不只有这三个方案，可为了使构造和其她方面不复杂，同步为了满足设计需要，选取设计方案是：18=3［1］3［3］2［9］传动方案扩大顺序与传动顺序可以一致也可以不一致，在此设计中，扩大顺序和传动顺序就是一致。这种扩大顺序和传动顺序一致，称为顺序扩大传动。传动组变速范畴极限植齿轮传动副最小传动比umin≥，最大传动比umax≤2，决定了一种传动组最大变速范畴rmax=umax/nmin≤8因而，要按照参照书中所给出表，裁减传动组变速范畴超过极限值所有传动方案。极限传动比及指数x，值为：极限传动比指数1.26x：umin==6值；umax==23（x+）值：umin==89最后扩大传动组选取正常持续顺序扩大传动（串联式）传动构造式为：Z=Z1［1］Z2［Z1］Z3［Z1Z2］即是：Z=18=3［1］3［3］2［9］2.1.3转速图拟定运动参数拟定后来，主轴各级转速就已知，切削耗能拟定了电机功率。在此基本上，选取电机型号，拟定各中间传动轴转速，这样就拟定主运动转图，使主运动逐渐详细化。主电机选定中型机床上，普通都采用三相交流异步电机为动力源，可以在系列中选用。在选取电机型号时，应按如下环节进行：电机功率N：依照机床切削能力规定拟定电机功率。但电机产品功率已经原则化，因而，按规定应选用相近原则值。N=5.5kw2.电机转速nd异步电机转速有：3000、1500、1000、750r/min在此处选取是：nd=1500r/min这个选取是依照电机转速与主轴最高转速nmax和Ⅰ轴转速相近或相宜，以免采用过大升速或过小降速传动。3.双速和多速电机应用依照本次设计机床需要，所选用是：双速电机4.电机安装和外形依照电机不同安装和使用需要，有四种不同外形构造，用最多有底座式和发兰式两种。本次设计机床所需选用是外行安装尺寸之一。详细安装图可由手册查到。5.惯用电机资料依照惯用电机所提供资料，选用：Y132S-4图2.2电动机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。显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，Ⅰ轴转速不适当将电机转速下降得太低。但如果Ⅰ轴上装有摩擦离合器一类部件时，高速下摩擦损耗、发热都将成为突出矛盾，因而，Ⅰ轴转速不适当太高。Ⅰ轴装有离合器某些机床电机、主轴、Ⅰ轴转速数据：参照这些数据，可见，车床Ⅰ轴转速普通取700～1000r/min。此外，也要注意到电机与Ⅰ轴间传动方式，如用带传动时，降速比不适当太大，否则Ⅰ轴上带轮太大，和主轴尾端也许干涉。因而，本次设计选用：n1=960r/min三.中间传动轴转速对于中间传动轴转速考虑原则是：妥善解决构造尺寸大小与噪音、震动等性能规定之间矛盾。中间传动轴转速较高时（如采用先升后降传动），中间转动轴和齿轮承受扭矩小，可以使用轴径和齿轮模数小写：d∝、m∝，从而可以使用构造紧凑。但是，这将引起空载功率N空和噪音Lp（普通机床容许噪音应不大于85dB）加大：N空=)KW…………2.6式中：C系数，两支承滚动或滑动轴承C=8.5，三支承滚动轴承C=10；da所有中间轴轴颈平均直径（mm）；d主—主轴先后轴颈平均直径（mm）；∑n—主轴转速（r/min）。………………2.7（mz）a—所有中间传动齿轮分度圆直径平均值mm；（mz）主—主轴上齿轮分度圆平均值mm；q传到主轴所通过齿轮对数；β主轴齿轮螺旋角；C1、K系数，依照机床类型及制造水平选用。国内中型车床、铣床C1=3.5。车床K=54，铣床K=50.5。从上诉经验公式可知：主轴转速n主和中间传动轴转速和∑n对机床噪音和发热关系。拟定中间传动轴转速时，应结合实际状况作相应修正：1.功率教大重切削机床，普通主轴转速较低，中间轴转速恰当取高某些，对减小构造尺寸效果较明显。2.速轻载或精密车床，中间轴转速宜取低某些。3.控制齿轮圆周速度u∠8m/s（可用7级精度齿轮）。在此条件下，可恰当选用较高中间轴转速。四.齿轮传动比限制机床主传动系统中，齿轮副极限传动比：升速传动中，最大传动比umax≤2。过大，容易引起震动和噪音。2.降速传动中，最小传动比umin≥1/4。过小，则使积极齿轮与被动齿轮直径相差太大，将导致构造庞大。图2.3主运动转速图2.1.4带轮直径和齿轮齿数拟定依照拟定转速图上各传动比，就可以拟定带轮直径和齿轮齿数。带轮直径拟定办法、环节1.选取三角型号普通机床上都采用三角带。依照电机转速和功率查图即可拟定型号（详情见〈〈机床主轴变速箱设计指引〉〉4-1节）。但图中解并非只有一种，应使传动带数为3～5根为宜。本次设计中所选带轮型号和带轮根数如下：B型带轮选用3根2.拟定带轮最小直径Dmin（D小）各种型号胶带推荐了最小带轮直径，直接查表即可拟定。依照皮带型号，从教科书〈〈机械设计基本教程〉〉查表可取：Dmin=140mm3.计算大带轮直径D大依照规定传动比u和滑功率ε拟定D大。当带轮为降速时：三角胶带滑动率ε=2%。三角传动中，在保证最小包角不不大于120度条件下，传动比可取1/7≤u≤3。对中型通用机床，普通取1～2.5为宜。因而，137.2mm≤D大≤343mm经查表取：D大=212mm拟定齿轮齿数用计算法或查表法拟定齿轮齿数，后者更为简朴。依照规定传动比u和初步定出传动齿轮副齿数和Sz，查表即可求出小齿轮齿数。在本次设计中采用就是惯用传动比合用齿数（小齿轮）表就见教科书〈〈机床简要设计手册〉〉。但是在表中选用时候应注意如下几种问题：不产生根切。普通去Zmin≥18～20。保证强度和防止热解决变形过大，齿轮齿根圆到键槽壁厚δ≥2mm，普通取δ>5mm则zmin≥6.5+，详细尺寸可参照图。同一传动组各对齿轮副中心距应当相等。若莫数相似时，则齿数和亦应相等。但由于传动比规定，特别是在传动中使用了公用齿轮后，经常满足比了上述规定。机床上可用修正齿轮，在一定范畴内调节中心距使其相等。但修正量不能太大，普通齿数差不能超过3～4个齿。防止各种碰撞和干涉三联滑移齿轮相邻齿数差应不不大于4。应避免齿轮和轴之间相撞，浮现以上状况可以采用相应办法来补救。在同步满足以上条件下齿轮齿数拟定已经可以初步定出，详细各个齿轮齿数可以见传动图上所标写。拟定轴间距：轴间距是由齿轮齿数和背面计算并且经验算而拟定模数m而拟定，详细计算值如下（模数和齿轮齿数而拟定轴间距必要满足以上几种条件）：Ⅰ轴与Ⅱ轴之间距离：取m=2.5mm，由转速图而拟定………2.8齿轮1与2之间中心距：………2.9Ⅱ轴与Ⅲ轴之间距离：取m=2.5mm，由转速图而拟定传动比见图，…………2.10齿轮3与4之间中心距：………………2.11Ⅲ轴与Ⅳ轴之间距离：取m=3.5mm，由转速图而拟定传动比………2.12齿轮9与10之间中心距：……………2.13Ⅳ轴Ⅴ轴之间中心距离：取m=3.5mm，由转速图而拟定传动比……2.14………2.15主轴到脉冲轴中心距：取m=3.5mm，传动比…………2.16………2.17Ⅰ轴到反转轴Ⅵ轴中心距：取m=2.5mm，传动比……………2.18……………2.19由齿顶高……………2.20齿顶高和齿跟高只与所取模数m关于。可知取m=2.5mm时，取m=3.5mm时：主轴转速系列验算主轴转速在使用上并不要十分精确，转速稍高或稍低并无太大影响。但标牌上原则数列数值普通也不容许与实际转速相差太大。由拟定齿轮齿数所得实际转速与传动设计理论值难以完全相符合，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过正负10（ψ-1）%。即％或按公式：Δn=-2%～+6%…………………2.21如果超差，要依照误差正负以及引起误差重要环节，重新调节齿数，使转速数列得到改进。主运动传动链传动路线表达式如下：图2.4主传动路线所有主轴详细校核如下：输入到Ⅱ轴转速………………2.221.…2.23…………………2.242.……2.25………2.263.……2.27……2.284.………2.29…………2.305.……2.31……2.326.……2.33………2.347.……2.35…………2.368.……2.37…………2.389.………2.39 ………2.4010.……2.41……………2.4211.…2.43………2.4412.……2.45…………2.4613.……2.47………2.4814.……2.49…………2.5015.……2.51…………2.5216.…2.53…………2.5417.……2.55……2.5618.……2.57……………2.58在主轴上18级转速分别校核后，都合格。传动系统图绘制计算成果，用规定符号，以是恰当比例方格纸上绘制出转速图和主传动系统图。2.1.5传动件估算和验算传动方案拟定后，要进行方案构造化，拟定个零件实际尺寸和关于布置。为此，常对传动件尺寸先进行估算，如传动轴直径、齿轮模数、离合器、制动器、带轮根数和型号等。在这些尺寸基本上，画出草图，得出初步构造化关于布置与尺寸；然后按构造尺寸进行重要零件验算，如轴刚度、齿轮疲劳强度等，必要时作构造和方案上修改，重新验算，直到满足规定，最后才干画正式装备图。对于本次设计，由于是毕业设计，因此先用手工画出草图，经自己和指引教师多次修改后，再用计算机绘出。三角带传动计算三角带传动中，轴间距A可以较大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，亦可因而缓和冲击及隔离震动，使传动平稳。带传动构造简朴，但尺寸，机床中多用于电机输出轴定比传动。选取三角带型号依照计算功率Nj（kw）和小带轮n1（r/min）查图选取带型号。计算功率Nj=KWNdkW式中Nd—电机额定功率，KW—工作状况系数。车床起动载荷轻，工作载荷稳定，二班制工作时，取：KW=1.1带型号是：B型号拟定带轮计算直径D1、D21）.小带轮计算直径D1皮带轮直径越小，带弯曲应力就越大。为提高带使用寿命，小带轮直径D1不适当过小，规定大雨许用最小带轮直径Dmin，即D1≥Dmin。各型号带相应最小带轮直径Dmin可查表。D1=140r/min2）.大带轮计算直径D2……2.59=212r/min式中：n1--小带轮转速r/min;n2--大带轮转速r/min;ε--带滑动系数,普通取0.02.算后应将数字圆整为整数。3）.拟定三角带速度u详细计算过程如下： =…………………2.60=10.6m/s对于O、A、B、C型胶带，5m/s≤u≤25m/s。而u=5～10m/s时最为经济耐用。此速度完全符合B型皮带转速。4）.初定中心距A0：带轮中心距，普通依照机床总体布局初步选定，普通可以在下列范畴内选用：A0=（0.6～2）（D1+D2）mm………2.61=352（0.6～2）mm=211.2mm～704mm取A0=704mm距过小，将减少带寿命；中心距过大时，会引起带振动。中型车床电机轴至变速箱带轮中心距普通为750～850mm。5）.拟定三角带计算长度L0及内周长LN。三角带计算长度是通过三角带截面重心长度。…………2.62==1960.67mm圆整到原则计算长度L=2033mm经查表LN=mm修正值Y=336）.验算三角带扰曲次数u≤40次/s（则合格）…………………2.63式中：m--带轮个数。如u超限。可加大L（加大A）或减少u（减少D2、D1）来解决。代入数据得……………………2.64=10.5次/s≤40次/s是合格，不需作出任何修改。7）.拟定实际中心距A…………2.65=740mm8）.验算小带轮包角а1………………2.66如果а1过小，应加大中心距或加张紧装置。代入数值如下：=180°-5.6°=174.4°≥120°经校核合格。9）.拟定三角带根数z………………2.67式中：N0--单根三角带在а1=180°、特定长度、平稳工作状况下传递功率值。C1包角系数。参数选取可以依照书中表差取：N0=2.69C1=0.98Kw=1.1带入数值得：因此，传动带根数选3根。此公式中所有参数没有作特别阐明都是从〈〈机床主轴变速箱设计指引〉〉二.传动轴估算和验算传动轴除了应满足强度规定外，还应满足刚度规定。强度规定保证轴在重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规定较高，不容许有较大变形。因而，疲劳强度不是重要矛盾。除了载荷很大状况外，可以不必验算轴强度。刚度规定保证轴在载荷下不致产生过大变形。如果刚度局限性，轴上零件如齿轮、轴承等将由于轴变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪声、发热、过早磨损而失效。因而，必要保证传动轴有足够刚度。普通，先按扭转刚度估算轴直径，画出草图之后，再依照受力状况、构造布置和关于尺寸，验算弯曲刚度。1.传动轴直径估算传动轴直径按扭矩刚度用下列公式估算传动轴直径：……2.68其中：N—该传动轴输入功率N=Ndηkw…………2.69Nd—电机额定功率；η—从电机到该传动轴之间传动件传动效率乘积（不计该轴轴承上效率）。nf—该传动轴计算转速r/min。计算转速nf是传动件能传递所有功率最低转速。各传动件计算转速可以从转速图上，按主轴计算转速和相应传动关系而拟定，而中型车床主轴计算转速为：………2.70[ψ]—每米长度上容许扭转角（deg/m），可依照传动轴规定选用。依照参照书中所给出公式和本次设计所必要满足条件，在传动过程中所有轴直径估算如下：nj（主）=nminψz/3-1………2.71=125r/minⅤ主轴nj=n6=125r/min；Ⅳ轴nj=n7=160r/min；Ⅲ轴nj=n11=400r/min；Ⅱ轴nj=n14=800r/min；Ⅰ轴nj=960r/min；由：………2.72则计算主轴Ⅴ和中间轴直径d如下：Ⅴ主轴d5=64mm；Ⅳ轴d4=40mm；Ⅲ轴d3=40mm；Ⅱ轴d2=40mm；Ⅰ轴d1=30mm；传动轴刚度验算：1）.轴弯曲变形条件和容许值机床主传动弯曲刚度验算，重要验算轴上装齿轮和轴承处桡度y和倾角θ。各类轴桡度y和装齿轮和轴承处倾角θ，应不大于弯曲刚度许用值[Y]和[θ]值，即：y≤[Y]；…2.73θ≤[θ]…2.74由于书写量比较大而篇幅局限性因素，因此在此就省了。2）.轴弯曲变形计算公式计算轴自身变形产生桡度y和倾角θ时，普通常将轴简化为集中载荷下简支梁，按参照书中表中关于公式进行计算。当轴直径相差不大且计算精度规定不高时，可把轴看作等径轴，采用平均直径来进行计算。计算花键轴刚度时可采用直径或当量直径。由于本次设计阐明书篇幅和时间关系就不在此详细列出了。但普通计算公式为：…………………2.75………………2.76矩形花键轴：平均直径………………2.77当量直径……………2.78惯性距…………2.79本次设计机床中长采用矩形花键轴：`花键轴尺寸（GB1144-74）平均直径 当量直径极惯性距 惯性距 28 27.8458976 2948837.537.785810002961.561.761428706714353依照本次设计状况，主轴刚度规定必要进行校核，详细刚度校核成果如下：a）.一方面，把主轴上轴承所能承受载荷在《机械设计手册3》中查出，见下：深沟球轴承其基本额定载荷为：推力球轴承其基本额定载荷为：双列圆锥滚子轴承其基本额定载荷为：b）.计算轴上载荷图2.5轴构造图与弯矩扭矩图主轴上齿轮在高速转动时所产生载荷：齿轮1：…………2.79齿轮2：……………2.80c）.校核倾角和桡度经查表得：安装圆锥滚子轴承处安装深沟球轴承处安装推力球轴承处计算主轴圆轴平均直径和惯性矩：…………2.81……………2.82…………2.83倾角：对……2.84……2.85………………2.86……2.87对…2.88……2.89…2.90………2.91在点C处倾角…2.92………………2.93在点B处倾角………2.94在点A处倾角……………2.95桡度：对……………2.96………………2.97…………2.98对……………2.99………………2.100………………2.101…………2.102依照表选用…………2.103由此可得在主轴上刚度是完全合格。三.齿轮模数估算和计算按接触疲劳和弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，并且有些系数只有在齿轮个参数都已懂得后方可拟定，因此只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用原则齿轮模数。齿轮弯曲疲劳计算：……………2.104齿面点蚀估算：……2.105其中nj为大齿轮计算转速，A为齿轮中心距。由中心距A及齿数z1、z2求出模数：……………2.106依照估算所得mj值，由原则模数表查取相近原则模数。计算（验算）：构造拟定后，齿轮工作条件、空间安排、材料和精度级别等都已拟定，才也许核验齿轮接触疲劳和弯曲疲劳强度值与否满足规定。依照接触疲劳计算齿轮模数公式为：………2.107依照弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：………………2.108式中：N计算齿轮传递额定功率；计算齿轮（小齿轮）计算转速r/min；齿宽系数=b/m，常取6～10；计算齿轮齿数，普通取传动中最小齿轮齿数；i大齿轮和小齿轮饿齿数比，“+”用于外啮合，“-”用于内啮合；寿命系数，；工作期限系数，；齿轮等传动件在接触和弯曲脚变载荷下疲劳曲线指数m和基准循环次数C0；n齿轮最低转速r/min；T预定齿轮工作期限，中型机床推荐：T=15，000～20，000h；Kn转速变化系数；KN功率运用系数；Kq材料强化系数。幅值低交变载荷可使金属材料晶粒边界强化，起着制止疲劳细缝扩展作用；Ks（寿命系数）及值Ksmax，Ksmin当时，则取K1工作状况系数。中档冲击主运动：K1=1.2～1.6；K2动载荷系数；K3齿向载荷分布系数；Y齿形系数；许用弯曲、接触应力Mpa。本次设计中模数计算与选用如下：1.Ⅰ轴传到Ⅱ轴模数：齿轮接触疲劳计算：……2.109齿轮弯曲疲劳计算：…………2.110取A=72mm……………2.111计算（验算）核验齿轮接触疲劳和弯曲疲劳强度值与否满足规定。依照接触疲劳计算齿轮模数公式为：经查表取：…………2.112取N=5.5KW，，代入公式得：………2.113依照弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：查表取代入公式得：……2.114………………2.115经校核和查表取m=2.5mm。2.Ⅱ轴传到Ⅲ轴模数：齿轮接触疲劳计算：……………2.116经校核取m=2.5mm。齿轮弯曲疲劳计算：……………2.117取A=90mm………………2.118经校核和查表取：取mj=2.5mm3.Ⅲ轴传到Ⅳ轴模数：齿轮接触疲劳计算：………………2.119齿轮弯曲疲劳计算：……………2.120取A=122mm………………2.121经校核和查表取：取mj=3.5mm4.Ⅳ轴传到Ⅴ轴模数：齿轮接触疲劳计算：…………2.122齿轮弯曲疲劳计算：…………2.123取A=192mm……………2.124经校核和查表取：取m=3.5mm以上所有模数选用都是依照参照书《机械原理》所提供模数表中选用原则值。四.电磁离合器选取摩擦电磁离合器当前在数控机床中应用十分广泛，由于它可以在运转中自动接通或脱开，且具备结合平稳，没有冲击、构造紧凑特点，某些零件已经原则化，多用于机床主传动。选用时应作必要计算。依照初步计算可从《离合器选取与运用》一书中选用，所有作图和计算尺寸都见书中表。1.按扭距选取普通应使用和设计离合器额定静扭距Mj和额定扭距Md满足工作规定，由于普通车床是在空载下启动和反向，故只需按离合器结合后静负载扭距来选。即：………………2.125对于需要在负载下启动和变速，或启动时间有特殊规定期，应按动扭距设计离合器。2.环节：1）.决定外摩擦片内径d。依照构造需要，如为轴装式时，摩擦片内径d应比安装轴轴径大2～6mm。2）.选取摩擦片尺寸：可以在参照书中选取，详细型号见图纸。3）.计算摩擦面对数z……………2.126式中：f-摩擦片间摩擦系数（有表可选）； -许用压强MPa（有表可选）；D-摩擦片内片外径mm（有表可选）；d-摩擦片外片内径mm（有表可选）；Ku-速度修正系数（有表可选）；Kz-结合面数修正系数（有表可选）；Km-结合次数修正系数（有表可选）。代入数值得：取Z=9。2.1.6展开图设计构造设计内容，技术规定和办法1.设计内容设计主轴变速箱构造涉及传动件（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构造设计与布置，用一长展开图表达。2.技术规定主轴变速箱是机床重要部件。设计时除考虑普通机械传动关于规定外，着重考虑如下几种方面问题（这是本次设计中型车床数据）。1）.精度车床主轴部件规定比较高精度。如：主轴径向跳动〈0.01mm；主轴横向窜动〈0.01mm；2）.刚度和抗振性综合刚度（主轴与刀架之间作用力与相对变形之比）：………2.127D—最大回转直径mm。在主轴与刀架之间相对振幅规定：等级ⅠⅡⅢ振幅（0.001mm）≤1≤2≤33).传动效率规定等级ⅠⅡⅢ效率≥0.85≥0.80.754）.主轴前轴承处温度和温升应控制在如下范畴：条件温度温升用滚动轴承≤70≤40用滑动轴承≤60≤30噪声要控制在如下范畴等级ⅠⅡⅢdB≤78≤80≤835）.构造应尽量简朴、紧凑，加工和装备工艺性好，便于维修和调节。6）.操作以便，安全可靠。7）.遵循原则化和通用化原则。3.设计办法主轴变速箱构造设计是整个机床设计重点。由于构造比较复杂，设计中不可避免要通过重复思考和多次修改。在正式图之前，最佳能先画草图。目是：1）.布置传动件及选取方案。2）.检查传动设计成果中有无互相干涉、碰撞或其他不合理状况，以便及时改正。3）.拟定传动轴支承跨距、齿轮在轴上位置以及各轴相对位置，以拟定各轴受力点和受力方向，为轴和轴承验算提供必要数据。为达到上述目，草图重要轮廓尺寸和零件之间相对位置尺寸一定要画得精确，细部构造可不必画出。某些构造经重复推敲修改，通过必要验算，拟定了构造方案后来，才干开始画正式装备图。在本次设计中，我先用A0图纸，手工绘制出了整张完图，经颜专家四次修改之后才开始正式用软件画图。然而，在绘图过程中遇到了诸多困难和不懂地方，在专家指点下进行了重复修改才得以完毕初图。展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动先后顺序，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种平面上。因而，展开图是传动设计构造化，是表达主轴变速箱内传动关系以及各传动轴（涉及传动部件）构造。构造设计时，也许要修改传动设计。同一传动方案也许有不同布置和构造设计。车床主轴变速箱中某些设计范例可为咱们提供参照。1.离合器构造与轴上传动齿轮Ⅰ轴上装换向离合器和变速齿轮，有两种布置方案。一种是两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮直径受到离合器约束，齿根圆直径必要不不大于离合器外径，否则齿轮无法加工。这样轴间距离加大。另一种布置方案是离合器左右某些分别装在同轴线轴Ⅰ和轴Ⅰ’上。左边某些接通，得到一级反向转动，右边接通得到是三级正向转动。这种构造齿轮直径小，但轴向尺寸较大。此外，这种构造就不能采用通过空心轴中拉杆来操纵离合器构造。本次设计中由于离合器和齿轮因素只能采用后一种构造方案。详细构造可见装备图中分布。2.反向机构运用机械传动实现主轴反转需要一种惰轮，也有两中方案，一种是增长专门用来转惰轮短轴。这种短轴常是悬臂，刚性差，齿轮接触不好，容易引起振动和噪声。另一种构造是将惰轮装在有两个支承传动轴上，轴刚性好，有助于减少噪声。本次设计中选取是后者，由于无论从哪个角度去选取都是后者好于前者。反向转速普通不不大于、至少等于正转转速，低于正转反转转速是不合理，设计时候一定要考虑问题。本次设计中，反向转速不不大于正转转速。3.变速方案与传动件布置变速方案有诸多中选取，滑移齿轮构造紧凑，也最惯用，本次设计中自然选用了。在Ⅰ轴上还采用了电磁摩擦离合器来变速，由于本次设计机床是数控自动化机床，规定不断车进行变速。变速方案不同，布置也不同。总体布置时候需要考虑制动器位置，本次设计时由于在Ⅰ轴上放了两个电磁离合器，为了减少Ⅰ轴负荷，因此制动器是不能放在此轴上了。只要把制动器放在其她轴上，详细装备见图。每一种布置方案实现，都必要具备某些条件。设计时，应依照条件尽量选取轴向尺寸较小方案。本次设计中装备图上布置就是最优方案。Ⅰ轴（输入轴）设计1.Ⅰ轴特点1）.将运动传入变速箱带轮，普通都安装在轴端，轴变形较大，构造上应注意加强轴刚度或使轴不受带拉力（带轮卸荷）。2）.若Ⅰ轴上安装正反用离合器，由于构成离合器零件诸多，在箱内装备很不以便，普通都但愿在箱外将Ⅰ轴组装好后再整体装入箱内（最佳是连皮带也组装在上面）。2.卸荷装置带轮将动力传到Ⅰ轴有两种方式：一类是带轮直接装在Ⅰ轴上。除传递扭矩外，带拉力也作用在轴上。另一类是带轮装在轴承上，轴承套装在套筒（法兰盘）上，传给轴只是扭矩，径向力有固定在箱体上套筒承受。这种构造称为卸荷装置。本次设计中用就是后者，卸荷装置。详细构造和装备见图。3.换向装置车床上反转重要用于加工螺纹时退刀。车短螺纹时，换向频率比较高。实现正反转变换有诸各种方案。可本次设计中所采用是电磁离合器。4.正反向离合器正反向转换，但愿在不断车状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱体内，都采用湿式。在拟定轴向尺寸时，摩擦片在不压紧时，应留有0.2～0.4mm间隙，间隙应能调节。惯用间隙调节构造是：调节螺母端部圆周方向铣有若个缺口，止动销在弹簧压紧下，其头部插入缺口中，调节时按下止动销，旋转调节螺母至适当位置，止动销又插入另一种缺口。电磁离合器不需调节间隙。5.离合器操纵方式离合器操纵有：机械式、电磁式和液压式。本次设计中采用操纵是电磁式，电磁离合器摩擦片压紧是由电磁铁吸力来达到，她机械构造比较简朴。空套齿轮构造Ⅰ轴上装有正反向转换用片式离合器时，两端齿轮是空套在轴上，当离合器接通时，才与轴一起转动。但脱开另一端齿轮，与轴回转方向是相反，而者相对转速很高（约为轴转速两倍左右）。齿轮与轴之间轴承，可以用滚动轴承，也有用滑动轴承。本次设计中采用是滚动轴承。由于滑动轴承在某些性能和维修上均不如滚动轴承，但它径向尺寸小，也常被采用，可在本次设计中没有采用。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。详细状况可见设计图纸。齿轮块设计1.特点齿轮是变速箱中重要元件。齿轮同步啮合齿数是周期性变化。也就是说，作用在一种齿轮上载荷是变化。同步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，常成为变速箱重要噪声源，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。轮块构造形式诸多，取决下列关于因素：1）.是固定齿轮还是滑移齿轮；2）.移动滑移齿轮办法；3）.齿轮精度和加工办法。2.精度级别选取变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它精度选取决定于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度较高，振动和噪声越大，依照实验成果得知，圆周速度增长一倍，噪声约增大6dB。直齿齿轮精度选取推荐如下：齿轮圆周速度精度等级U〈8m/s8-7-7Dc；U=8～15m/s7-6-6Dc；U〉15m/s6-5-5Dc；工作平稳性和接触误差对振动和噪声影响比运动误差更大，因此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精度。大都是7-6-6，圆周速度很低，才选8-7-7。如果噪声规定很严，或某些核心齿轮，就应选6-5-5。在本次设计中，精度选取就是以上所说状况。主传动齿轮选用是：7-6-6。3.构造与加工办法关系不同精度级别齿轮，要采用不同加工办法，对构造规定也有所不同。8级精度齿轮，普通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。因而，需要淬火7级齿轮普通滚（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，必要磨齿才干达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部普通都需要淬火。各某些尺寸推荐如下：1）.空刀槽bk插齿时：模数1～2mmbk≥5mm；模数2.5～4mmbk≥6mm。为了布置与作图以便，本次设计中所选空刀槽bk=10mm2）.齿宽b齿宽影响齿强度。但如果太宽，由于齿制造误差和轴变形，也许接触不均，反而容易引起振动和噪声。普通b取（6～10）m。式中m模数。齿轮模数m小，装在轴中部或者是单片齿轮，去大值。齿轮模数m大，装在接近支承处或者是多联齿轮，去小值。由于本次设计中m分别为2mm，2.5mm，3mm，3.25mm，3.5mm五个不同数值。虽然不同但是它们相差不是很大。同样为了布置几制造以便，所有齿宽在满足公式前提下选b为：b=20mm3）.其她问题滑移齿轮进出啮合一端要圆齿，有规定形状和尺寸，如图：图2.6圆齿图圆齿和倒角性质不同，加工办法和画法也不同样，应予注意。某些用于安装拨动齿轮滑块，普通取：本次设计中选用是：选取齿轮块构造要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时安装和定位基面。尽量做到省工、省料又易于保证精度。4.组合齿轮齿轮磨齿时，规定较大空刀（砂轮）距离，因而多联齿轮不便于做成整体，普通都做成组合齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮。但在本次设计中用到是：键连接平键拼装，轴向定位用弹簧挡圈。详细绘图方案，可参照曹金榜主编《机床主轴变速箱设计指引》。5.齿轮轴向定位要保证对的啮合，齿轮在轴上位置应当可靠。滑移齿轮轴向位置由操纵机构定位槽、定位孔或其她方式保证，普通在装配后最后调节拟定，本次设计所采用轴向定位构造如下：1）.弹簧卡圈定位阐明及特点：构造简朴、装配以便，但不能承受轴向力。2）.隔套定位阐明及特点：用隔套将各传动件在轴向固定、装配以便，有助于轴刚度。传动轴设计1.特点主轴，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。一方面，传动轴应有足够强度、刚度。如桡度和倾角过大，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平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。2.轴构造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，因此装移齿轮轴采用花键轴，不装滑移齿轮轴也采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键光轴以便。轴某些长度上花键，在终端上有一段不是全高，不能和花键孔配合。这是加工过渡某些。详细作图可参照曹金榜主编《机床主轴变速箱设计指引》。普通尺寸花键滚刀直径D刀为65～85mm。3.轴承选取机床传动轴惯用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。并且滚锥轴承对轴刚度、支承孔加工精度规定比较高。因而，球轴承用得更多。但滚锥轴承内外圈可以分开，装配以便，间隙容易调节。因此，在没有轴向力时，也常采用这种轴承。这种轴承形式和尺寸选取，取决于承载能力，但也要考虑其他构造条件。同一轴心线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。在箱外调节好镗刀尺寸，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步加工几种同心孔工艺。本次设计中，由于是支承跨距长箱体，要从两边同步进行加工，详细参照图见参照书曹金榜主编《机床主轴变速箱设计指引》。既要满足承载能力规定，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支承孔直径安排规定。两孔间最小间隙壁厚，不得不大于5～10mm，以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承轴径尺寸至少有一种应不大于花键内径。普通传动轴上轴承选用G级精度。滚动轴承是外购原则件，可以简化画法，但类型必要表达清晰与其他零件有关尺寸如：外径、内径和宽度必要按实际尺寸画。4.轴轴向定位传动轴必要在箱体内保持精确位置，才干保证装在轴上各传动件位置确性，无论轴与否转动，与否受轴向力，都必要有周向定位。对受轴向力轴其轴向定位就更加重要。回转轴轴向定位（涉及轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选取定位方式时应注意：1.轴长度。长轴要考虑热伸长问题，宜由一端定位。2.轴承间隙与否需要调节。3.整个轴轴向定位与否需要调节。4.在有轴向载荷状况下不适当采用弹簧卡圈。5.加工和装配工艺性等。回转轴轴向定位本次设计采用是：两端均用轴承盖、调节螺钉定位。两端均有调节螺钉，除能以便地调节轴承预紧力外，还可调节轴系轴向位置，以便使啮合齿轮对齐。主轴组件设计主轴组件构造复杂，技术规定高。安装工件（车床）或者刀具主轴参加切削成形运动，因而它精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时重要环绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几种方面来考虑。1.各某些尺寸选取主轴形状与各某些尺寸不但和强度、刚度关于，并且涉及多方面因素。1）.内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘操纵机构及通过卸顶尖顶杆，必要是空心轴。为了扩大使用范畴，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大趋势。国内已有原则可循。通孔直径φ=36mm。2）.轴径直径前支承直径是主轴上一重要尺寸，设计时，普通先估算或拟定一种尺寸，构造拟定后再进行核算。由于P=5.5kw，所此前轴径70～105mm3）.前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，规定能自锁，当前采用莫氏锥孔。莫氏号选取：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，因此选用莫氏锥度号5号。原则莫氏锥度尺寸：简图莫氏号大端直径D锥度（D-d）/L长度544.3991：19.0221304）.支承跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴外伸长度a，选取恰当支承跨距L。普通推荐取：L/a=3～5。跨距L小时，轴承变形对轴端变形影响大。因此，轴承刚度小时，L/a应选大值，轴刚性差时，则取小值。跨距L大小，很大限度上受其她构造限制，经常不能满足以上规定。安排构造时力求接近上述规定。本次设计中就取：L/a=5。则由L=130mm得mm。5）.头部尺寸选取考虑与主轴前径直径相匹配，本次设计采用B型构造。详细见图。2.主轴轴承1）.轴承类型选取主轴前轴承轴承类型选取：内孔有1：12锥度选用轴承类型是：GB/T285-64双列向心圆柱滚子轴承3192114/1详细作图可见《机械设计手册》。2）.轴承位置机床主轴采用两个支承，构造简朴，制造以便。在配备轴承时，应注意如下几点：两个支承点都要能承受径向力。两个方向轴向力应分别有相应轴承承受。径向力和两个方向轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支承件承受。3）.轴承精度和配合主轴轴承精度规定比普通传动轴高。前轴承误差对主轴前端影响最大，所此前轴承精度普通比后轴承选取高一级。普通精度级机床主轴，前轴承选C或D，后轴承选D或E级。选取轴承精度时，既要考虑机床精度规定，也要考虑经济性。提高了精度，轴承价格随精度明显提高。轴承与轴和轴承与箱体之间，普通都采用过渡配合，采用比普通轴要松某些配合，可用j5，js5，j6，js6。此外，轴承内外环都是薄壁件，轴和孔形状误差都会反映到轴承道上去。因此，轴和孔精度应与轴承精度相匹配。主轴上轴承配见图。4）.轴承间隙调节：轴承间隙调节量，应当能以便并且能精确控制，但调节构造不能太复杂。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内锥孔，内圈将胀大消除间隙。调节间隙构造式及其办法见参照书。3.主轴和齿轮连接采用平键连接，采用两个，相隔180º布置，两个键不但平衡较好，并且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够问题。4.润滑与密封主轴转速高，必要保证充分润滑，普通惯用单独油管引到轴承处。主轴是两端外伸轴，防止漏油更为重要而困难，防漏办法：堵加密封装置制止油外流。因主轴转速高，采用非接触式密封装置，在轴承盖孔内开一种沟槽。5.其他问题主轴上齿轮应尽量接近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴扭转变形。采用凸缘尺寸推荐为（见图）：D-d=3hH=（2.5～3）b主轴直径重要决定于主轴需要刚度、构造等。各种牌号弹性模量基本同样，对刚度影响不大。主轴普通选优质中碳钢既可。精度较高机床主轴考虑到热解决变形影响，可以选用40Cr或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为RC50～55。其她某些经调质解决后硬度为HB220～250。制动器设计对制动器规定是：制动迅速、平稳、构造简朴、紧凑。维修、调节以便。制动方式有两类：电机制动和机械制动本次设计采用是机械制动。详细选取类型见图。2.1.7截面图设计截面图是主轴箱装备图重要构成某些，它与展开图和其她视图联系起来，完整得表达了整个主轴箱构造。截面图设计与否合理，将影响机床性能、效果和外观。一.截面图内容和涉及问题1.截面图内容截面图，又称剖视图，重要用来表白主轴箱各轴间空间位置，并和展开图配合，把操纵机构、制动器以及润滑等关于机构、箱体构造和各连接关系等详细构造完整地表达出来。（本次设计中对作图不作规定）2.设计截面图要考虑四个方面问题1）.各轴位置安排：涉及主轴、Ⅰ轴和中间轴合理安排和拟定。2）.箱体构造和外形：变速箱体构造、与床身连接定位方式、外观造型等。3）.操纵机构设计和选取。4）.润滑系统设计和润滑元件选取。轴空间布置轴系布置普通程序是：先拟定主轴在变速箱中位置，在拟定传动主轴轴以及与主轴上齿轮有啮合关系轴，第三步拟定电动机轴或运动输入轴（Ⅰ轴）位置，最后拟定其她各传动轴位置。1.车床主轴1）.垂直方向（高度）H=1/2D由车床主参数D决定。2）.水平方向a≤b主轴中心在尾架导轨中间，也有稍偏向前导轨，也有稍偏向后导轨。由于篇幅和时间限制，背面阐明就省了，详细参照内容可以阅读关于参照书，例如：曹金榜主编《机床主轴变速箱设计指引》等。三.传动主轴轴由于切削力作用，主轴及其轴承将产生弹性变形。从实验成果分析，中型车床主轴部件变形及其构成为：主轴自身变形约占45～65%，主轴轴承变形约占30～45%，轴承支承件（箱体）变形很少。因而，可以以为主轴部件刚度重要取决于主轴及其轴承。然而，主轴传动齿轮与其相啮合齿轮之间不同相对位置，将致使主轴及其主轴轴承承受力有着很大变化。通过度析两种极限状况，就可以理解普通状况下主轴部件受力和变形分析办法，以选取和拟定适当主轴上齿轮传动力位置和方向。1.主轴轴端变形最小、前轴承受力最大状况当作用在主轴传动齿轮上力与作用在主轴头端（工件上）切削力同方向时，两力使主轴轴端变形方向相反，因而轴端变形和y为和作用下头端变形。而前轴承所受力R是和作用下（在支承处）两反力在同方向叠加。这时主轴轴端变形y最小，而前轴承受力R最大，轴承变形在主轴部件变形中构成比将明显增长。2.主轴轴端变形最大，前轴承承受力最小状况当作用在主轴传动齿轮上传动力与轴端切削力方向相反时，主轴轴端变形y为在两力作用下，轴端变形、在同方向上叠加，即y=+。这时前轴承承受力最小：，因而前轴承变形也最小，但主轴自身在轴端变形最大：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、高许用载荷和普通刚度、普通许用载荷前轴承等，考虑偏重应有所不同。因而，主轴与关于传动轴空间位置安排上也应不同。四.Ⅰ轴(输入轴)位置1.Ⅰ轴上往往装有摩擦离合器等构造，这些部件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，离主轴部件要远某些，以减少由于摩擦发热对主轴部件热变形影响。3.Ⅰ轴轴端常装有皮带轮，而主轴尾端外伸，有也许装自动卡盘操纵气缸或油缸，布置Ⅰ轴位置时，必要保证两者不会相碰，Ⅰ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Ⅰ轴上普通多安排在变速箱后接近箱盖处。五.中间各传动轴位置主轴和Ⅰ轴位置既定，中间各传动轴位置即可按传动顺序进行安排，应考虑满足如下规定：1.装有离合器轴：要便于装调、维修和润滑。2.装有制动装置轴：要便于装调、维修，该轴应布置在接近箱盖或箱壁处，同步还应考虑与起、停装置互锁。3.装有润滑油泵轴：要有足够空间安装润滑油泵，其高度要便于油泵吸油和排油，并便于装卸和调节油泵，装有溅油轮或溅油齿轮轴应注意圆周速度和浸入油面深度。4.与有关部件有联系轴：车床主运动与进给运动间内联系是通过变速箱内进给运动输出轴联系，它应布置在主轴前下方接近进给箱处。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。六.操纵机构机床操纵机构是用来移动滑移齿轮以达到变换运动速度规定，它也可以控制运动启停、换向和其他辅助运动。它选取和设计对机床构造和性能发挥有着直接影响。操纵机构所有或大某些均应在截面图中表达出来，因而这必要与主轴箱截面图同步进行构思和设计。由于本次设计采用是操机构是电磁离合器，没有拨叉，因而在此不作详述。七.润滑1.主轴变速箱惯用润滑方式（1）飞溅润滑合用于润滑点比较集中,规定不很高变速箱。溅油轮应安装在变速箱内接近油面、转速不变或变化范畴较小轴上，为了获得良好润滑效果，溅油轮最适当圆周速度为：v=3～12.5m/s，浸入油面深度以12～25mm为宜。溅油齿轮浸入油面深度，不应不不大于2～3倍齿高。溅油件外缘至池底深度：H≥30～60mm。（2）压力循环润滑机床主轴变速箱惯用两种压力循环润滑系统。1）、箱内循环润滑特点是构造简朴，布置紧凑。2）、箱外循环润滑特点是冷却润滑效果好。八.压力循环润滑系统某些计算润滑油量油量:…………2.128油量粗算:L/min………2.129式中:N——额定功率；——机床效率。应用公式：油量=3.63L/min（2）油池容量（升）…………………2.130油箱容积应超过V值30%。V=（3～7）×3.63=10.89～25.41（升）（3）油管选取与计算油管内径计算：mm…………………2.131其中：Q——流量（l/min）v——管内油流速（m/s）推荐数据油管类别管内油流速vm/s（Q<50l/min）惯用油管尺寸（外径×壁厚）主油管（泵至分油器）3～56×1.8×110×1支油管（分油器至润滑点）1～24×0.56×1回油管0.5～110×1.12×116×1管材为:钢、铜、铝、橡胶、尼龙九.三种润滑油泵油量计算、构造和规格尺寸（1）柱塞泵（由偏心轮驱动）供油量：L/min…………2.132式中：d——柱塞直径mm；n——柱塞每分钟往复次数，次/分以300～700次/分为宜，400～500次/分为佳；s——柱塞行程mm；η——效率，η=0.75～0.9（2）叶片泵供油量：L/min………………2.133其中:效率η=0.75～0.85（3）齿轮泵供油量：L/min……………2.134其中:z、m——齿轮齿数、模数；效率η=0.8～0.9由于时间和篇幅关系，润滑油泵图不刊载，详情见曹金榜主编《机床主轴变速箱设计指引》书。十.其她（1）润滑剂选取和注意点:依照滚动轴承速度、载荷和工作条件，选取脂或油。1）、润滑脂机床中惯用钙质油脂。润滑脂用于变速、变载、不需冷却或用油不便场合，特别是中及低速传动件、外露齿轮、不易密封立式主轴等。油和脂不能混合，应当用挡油环来防止变速箱内润滑油溅入脂润滑轴承内。在箱外也应有相应密封装置，防止灰尘或冷却液进入脂内。油脂填充量不能多，普通为轴承空间1/3左右。2）、润滑脂用于一切转速。普通机床变速箱用20号、30号或40号机械油（HJ—20、HJ—30、HJ—40），低速重载机床用50号机械油，高速（10000r/min以上）应选用高速机械油（如HJ—5）。主轴轴承用角接触轴承时，注意轴承泵油效应。设计时应将进油口置于轴承小口处。（2）油池和放油孔、油塞内循环系统中，变速箱就是油池，因而箱体设计时要保证有足够储油容积和恰当油面高度，接近箱底位置上应设有放油孔，箱面底向放油孔倾斜，以便能放净积油。放油孔所用油塞为六角螺塞原则件。本次设计中所选项六角螺塞型号为：螺塞M8×IQ/ZB220-77。（3）油标箱体上油窗是为了便于观测和检查润滑系统工作状况，而油标是为了观测油池中储油与否合乎规定。机床上惯用圆形油标和油窗。十一.外形造型和箱体设计中其她问题机床造型目是使机床具备优美外观。造型设计顺序要同整个设计工作进程相协调。从产品造型总体布局着手，先拟定产品形体比例及尺度、再到细部造型解决及关于外观件造型设计，始终到某些辅助装置外形设计。现结合车床主轴变速箱造型设计及采用基本办法与技巧，作一简朴简介。1.主轴箱比例设计与分析箱体轮廓比例应当与车床整体轮廓协调适度。惯用轮廓比例有均方根比例、黄金分割比例和黄金率矩形等。均方根比例又称直角比例，是以正方形边长为一边，以对角线为长边所形成矩形为基本，逐渐得到一系列边长比例系统为1：（1：1.142），1:(1:1.732)，1:(1:2)，1:(1:2.236)……由于均方根矩形边长之间有着和谐比例关系，应用较为广泛。本次设计就采用这种办法。2.操纵板造型设计操纵手柄面板设计直接影响造型效果，规定：构图匀称、清晰大方、操作符合逻辑规律，选用外观件风格协调。在布局中，操作件要尽量集中而又便于操作。本次设计分割原则是斜线或曲线分割，特点是：用斜线或曲线分割区域、布置手柄及其她标志。造型效果是：构图疏密对比和均衡稳定均好，并可获得生动活泼视觉效果。3.外观件造型及构造设计（1）操纵手把设计断面形状及线型应简朴大方。手柄端部可装上带色塑料手柄，以引人注意，此外还规定手感舒服，色质柔和，不适当过多地镀亮铬。（2）外观件构造对造型影响外观件构造直接关系产品造型效果和外观形象。以箱盖为例：本次设计采用箱盖构造为：箱盖尺寸稍大，箱盖平整。棱边整洁美观，整体性也强。4.箱体设计其她问题(1)箱体材料经中档强度灰铸铁HT15—33和HT20—40用得最为广泛。需时效解决。（2）砂型锻造时，箱体铸件最小壁厚箱体铸件最小壁厚尺寸(长×宽×高)mm壁厚mm500×500×30012～15800×800×50015～20>800×800×500～25(3)箱体壁孔对刚度影响和补偿箱体轴承孔面积占总侧壁面积30%左右时,与未开孔箱体比较,扭转刚度下降20～10%,弯曲刚度下降更大。为弥补因开孔而削弱刚度，惯用凸缘和加强筋。加强筋：厚度为：0.7b，筋高：（4～5）b。（4）箱体在床身上定位和固2.2纵向进给运动设计2.2.1滚珠丝杆副选取脉冲当量和传动比拟定机械系统重要技术参数普通由设计任务书或由产品样本给出，普通包括功能参数和精度参数两某些。重要精度参数有：定位精度（mm）、重复定位精度（mm）等。