數(shù)控機(jī)床主軸箱課程設(shè)計(jì)模板

1、2主傳動(dòng)設(shè)計(jì)2.1 驅(qū)動(dòng)源的選擇機(jī)床上常用的無(wú)級(jí)變速機(jī)構(gòu)是直流或交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)，直流電動(dòng)機(jī)從額定轉(zhuǎn)速nd向上至最高轉(zhuǎn)速nmax是調(diào)節(jié)磁場(chǎng)電流的方法來(lái)調(diào)速的，屬于恒功率，從額定轉(zhuǎn)速nd向下至最低轉(zhuǎn)速nmin是調(diào)節(jié)電樞電壓的方法來(lái)調(diào)速的，屬于恒轉(zhuǎn)矩；交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)是靠調(diào)節(jié)供電頻率的方法調(diào)速。由于交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)的體積小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，動(dòng)態(tài)響應(yīng)快，沒(méi)有電刷，能達(dá)到的最高轉(zhuǎn)速比同功率的直流調(diào)速電動(dòng)機(jī)高，磨損和故障也少，所以在中小功率領(lǐng)域，交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)占有較大的優(yōu)勢(shì)，鑒于此，本設(shè)計(jì)選用交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)。根據(jù)主軸要求的最高轉(zhuǎn)速4000r/min，最大切削功率5.5KW,選擇北京數(shù)控設(shè)備廠的BESK-8型交流主

2、軸電動(dòng)機(jī)，最高轉(zhuǎn)速是4500r/min。2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定根據(jù)交流主軸電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速和基本轉(zhuǎn)速可以求得交流主軸電動(dòng)機(jī)的包功率轉(zhuǎn)速范圍Rdp=nmax/nd=3(2-1)而主軸要求的恒功率轉(zhuǎn)速范圍Rnp=,遠(yuǎn)大于交流主軸電動(dòng)機(jī)所能提供的包功率轉(zhuǎn)速范圍，所以必須串聯(lián)變速機(jī)構(gòu)的方法來(lái)擴(kuò)大其恒功率轉(zhuǎn)速范圍。設(shè)計(jì)變速箱時(shí)，考慮到機(jī)床結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度，運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比f(wàn)等于交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率調(diào)速范圍Rdp,即f=Rdp=3,功率特性圖是連續(xù)的，無(wú)缺口和無(wú)重合的。變速箱的變速級(jí)數(shù)Z=lgRnp/lgRdp=lg/lg3=2.99(2-2)取Z=3確定各齒輪副的齒數(shù)：取S=116由u=

3、1.955得Z1=39Z1'=77由u=1.54得Z2=46Z2'=70由u=4.6得Z3=20Z3'=96由此擬定主傳動(dòng)系統(tǒng)圖、轉(zhuǎn)速圖以及主軸功率特性圖分別如圖2-1、圖2-2、圖2-3。圖2-2轉(zhuǎn)速圖（不合要求）圖2-1主傳動(dòng)系統(tǒng)圖（不合要求）圖2-3主軸功率特性（不合要求）2.3 傳動(dòng)軸的估算傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求。強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭轉(zhuǎn)載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾。除了載荷比較大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求軸在載荷下（彎曲，軸向，扭轉(zhuǎn)）不致產(chǎn)生過(guò)大的

4、變形（彎曲，失穩(wěn)，轉(zhuǎn)角）。如果剛度不夠，軸上的零件如齒輪，軸承等由于軸的變形過(guò)大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動(dòng)和噪音，發(fā)熱，過(guò)早磨損而失效。因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。通常，先按扭轉(zhuǎn)剛度軸的直徑，畫出草圖后，再根據(jù)受力情況，結(jié)構(gòu)布置和有關(guān)尺寸，驗(yàn)算彎曲剛度。計(jì)算轉(zhuǎn)速nj是傳動(dòng)件傳遞全部功率時(shí)的最低轉(zhuǎn)速，各個(gè)傳動(dòng)軸上的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上直接得出如表2-1所示。表2-1各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速軸In計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）682150各軸功率和扭矩計(jì)算：已知一級(jí)齒輪傳動(dòng)效率為0.97（包括軸承），同步帶傳動(dòng)效率為0.98,則：I軸：Pi=RX0.98=7.5X0.98=7.35KWII軸:P2=P1X

5、0.97=7.35X0.97=7.13KWI軸扭矩：T1=9550P/n1=9550乂7.35/682=1.029乂105N.mmII軸扭矩:T2=9550P/n2=4.539義105N.mm川是每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m）,可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取，其選取的原則如表2-2所示。表2-2許用扭轉(zhuǎn)角選取原則軸主軸一般傳動(dòng)軸較低的軸4(deg/m)0.5-11-1.51.5-2根據(jù)表3-2確定各軸所允許的扭轉(zhuǎn)角如表3-3所示表2-3許用扭轉(zhuǎn)角的確定軸In4(deg/m)11把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW計(jì)算轉(zhuǎn)速n(如表2-1)、允許扭轉(zhuǎn)角小(如表2-3)代入扭轉(zhuǎn)剛度的估算公式d=9

6、14N_(2-3)nj可得傳動(dòng)軸的估算直徑：d=40mm;主軸軸徑尺寸的確定：已知車床最大加工直徑為Dmax=400mm,則：主軸前軸頸直徑D1=0.25Dmax±15=85115mm取D=95mm后軸頸直徑D2=(0.70.85)Di=6781mm取D2=75mm內(nèi)孔直徑d=0.1Dmax±10=3555mm取d=40mm2.4 齒輪模數(shù)的估算按接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪的各參數(shù)都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗(yàn)用。在畫草圖時(shí)用經(jīng)驗(yàn)公式估算，根據(jù)估算的結(jié)果然后選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪的模數(shù)。齒輪模數(shù)的估算有兩種方法，第一種是按齒輪的

7、彎曲疲勞進(jìn)行估算，第二種是按齒輪的齒面點(diǎn)蝕進(jìn)行估算，而這兩種方法的前提條件是各個(gè)齒輪的齒數(shù)必須已知，所以必須先給出各個(gè)齒輪的齒數(shù)。根據(jù)齒輪不產(chǎn)生根切的基本條件：齒輪的齒數(shù)不小于17,在該設(shè)計(jì)中，即最小齒輪的齒數(shù)不小于17。而由于Z3,Z3'這對(duì)齒輪有最大的傳動(dòng)比，各個(gè)傳動(dòng)齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是Z3。取Z3=20,S=116,則Z3'=96。從轉(zhuǎn)速圖上直接看出直接可以看出Z3的計(jì)算轉(zhuǎn)速是682r/min。根據(jù)齒輪彎曲疲勞估算公式m”至3231一N=2.4(2-4)znj根據(jù)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度估算公式計(jì)算得：m=2.84由于受傳動(dòng)軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數(shù)為m=3mm,對(duì)比

8、上述結(jié)果，可知這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，故取同一變速組中的所有齒輪的模數(shù)都為m=3mm?？傻脙奢S中心距為a=175mm.現(xiàn)將各齒輪齒數(shù)和模數(shù)列表如下：表2-4齒輪的估算齒數(shù)和模數(shù)列表齒輪Z1Z1'Z2Z2，Z3Z3'齒數(shù)467077392096模數(shù)（mm）3333333主軸箱展開(kāi)圖的設(shè)計(jì)主軸箱展開(kāi)圖是反映各個(gè)零件的相互關(guān)系，結(jié)構(gòu)形狀以及尺寸的圖紙。因此設(shè)計(jì)從畫展開(kāi)圖開(kāi)始，確定所有零件的位置，結(jié)構(gòu)和尺寸，并以此為依據(jù)繪制零件工作圖。3.1 各零件結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)3.1.1 設(shè)計(jì)的內(nèi)容和步驟這一階段的設(shè)計(jì)內(nèi)容是通過(guò)繪圖設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及

9、選出軸承的型號(hào)，確定軸的支點(diǎn)距離和軸上零件力的作用點(diǎn)，計(jì)算軸的強(qiáng)度和軸承的壽命。3.1.2 有關(guān)零部件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定傳動(dòng)零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其它零件的結(jié)構(gòu)和尺寸是根據(jù)主要零件的位置和結(jié)構(gòu)而定。所以設(shè)計(jì)時(shí)先畫主要零件，后畫其它零件，先畫傳動(dòng)零件的中心線和輪廓線，后畫結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)。1）傳動(dòng)軸的估算這一步在前面已經(jīng)做了計(jì)算。2）齒輪相關(guān)尺寸的計(jì)算為了確定軸的軸向距離，齒輪齒寬的確定是必須的。齒寬影響齒的強(qiáng)度。但如果太寬，由于齒輪的制造誤差和軸的變形，可能接觸不均，反而容易引起振動(dòng)和噪聲，一般取齒寬系數(shù)m=（6-10）m。這里取齒寬系數(shù)m=10,則齒寬B=mxm=10x3=30mm

10、74;將各個(gè)齒輪的齒厚確定如表3-1表3-1各齒輪的齒厚齒輪Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'齒厚（mm）303030303030齒輪的直徑?jīng)Q定了各個(gè)軸之間的尺寸，所以在畫展開(kāi)圖草圖前，各個(gè)齒輪的尺寸必須算出?，F(xiàn)將主軸部件中各個(gè)齒輪的尺寸計(jì)算如表3-2所示。表3-2各齒輪的直徑齒輪Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'分度圓直徑（mm）13821023111760288齒頂圓直徑（mm）14421623712366294齒根圓直徑（mm）130.5202.5223.5109.552.5280.5由表3-2可以計(jì)算出各軸之間的跑離，現(xiàn)將它們列出如表3-3所示。

11、表3-3各軸的中心距軸Innm距離（mm1751753）確定齒輪的軸向布置為避免同一滑移齒輪變速組內(nèi)的兩對(duì)齒輪同時(shí)嚙合，兩個(gè)固定齒輪的間距，應(yīng)大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙1-2mm所以首先設(shè)計(jì)滑移齒輪。R軸上的滑移齒輪的兩個(gè)齒輪輪之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時(shí)，當(dāng)模數(shù)在1-2mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于5mm當(dāng)模數(shù)在2.5-4mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于6mm且應(yīng)留有足夠空間滑移，據(jù)此選取該滑移齒輪三片齒輪之間的間隙分別為di=17.5mm,c2=15mm由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的兩個(gè)齒輪的問(wèn)距至少是60mm現(xiàn)取齒輪之間的間距為64mnft70mm4）軸承

12、的選擇及其配置主軸組件的滾動(dòng)軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個(gè)方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號(hào)選用主要應(yīng)根據(jù)主軸的剛度，承載能力，轉(zhuǎn)速，抗振性及結(jié)構(gòu)要求合理的進(jìn)行選定。同樣尺寸的軸承，線接觸的滾子軸承比電接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉(zhuǎn)速要低；多個(gè)軸承的承載能力比單個(gè)軸承的承載能力要大；不同軸承承受載荷類型及大小不同；還應(yīng)考慮結(jié)構(gòu)要求，如中心距特別小的組合機(jī)床主軸，可采用滾針軸承。為了提高主軸組件的剛度，通常采用輕型或特輕型系列軸承，因?yàn)楫?dāng)軸承外徑一定時(shí)，其孔徑（即主軸軸頸）較大。通常情況下，中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承（如配推力軸承，則極限轉(zhuǎn)速低），

13、或者成對(duì)圓錐滾子軸承，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但是極限轉(zhuǎn)速較低，如配空心圓錐滾子軸承，其極限轉(zhuǎn)速顯著提高，但成本也相應(yīng)的提高了。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據(jù)軸向載荷的大小分別選用25或15°的接觸角。軸向載荷為主且精度要求不高時(shí)，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時(shí)，選用向心推力軸承。該設(shè)計(jì)的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉(zhuǎn)速高的要求，所以在選擇主軸軸承時(shí)，剛度和速度這兩方面都要考慮。主軸前軸承采用3182119型軸承一個(gè)，后支承采用30215型和8215型軸承各一個(gè)3.1.3 各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)I軸的一端與帶輪相連，將I軸的結(jié)構(gòu)草圖繪制如圖3-2所示。n軸其結(jié)構(gòu)完全按標(biāo)準(zhǔn)確定，根據(jù)其軸向

14、的尺寸可將結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖繪制如圖3-1所示。圖3-1n軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖ir!uirtEFtE*41M圖3-2I軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖3.1.4 主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算：最佳跨距的確定：取彈性模量E=2.1X105N/mm2，D=(95+75)/2=85;主軸截面慣距：I=(D4-d4)=2.48X10mm4;2截面面積：A=4415.63mm主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩：Mn=9550000P=4.775X105N.mmnFz地=2122.2N4502Fy=0.5Fz=1061.1N故總切削力為：F=.Fz2-Fy2=2372.69N估算時(shí)，暫取L0/a=3,即取285mm.前后支承支反力Ra=3163.59NRb=

15、790.897N取Ka=13.976X105N/mmKb=2.67X105N/mm=EI=0.435Ka刈3則L°/a=2.96.則L0=281mm因在上式計(jì)算中，忽略了ys的影響，故Lo應(yīng)稍大一點(diǎn)，取L°=300mm計(jì)算剛度損失：取L=385mm弘=4.61由公式彈性主軸y1彈性支承k總?cè)岫瓤倓偠葟澢靶蝭b男切父形ys前支承后支承懸伸段跨距段懸伸段跨距段L=3855.488X10-72.224X10-62.361X10-71.165X10-711.12X10-72.28X10-744.65X10-72.24X10512.29%49.8%5.29%2.61%24.9%5.

16、1%100%Lq=3005.488義10-71.732義10-62.361義10-71.4915X10-712.4X10-73.756X10-742.83X10-72.33X10512.81%40.46%：5.51%3.48%28.9%8.77%100%由LwL0引起的剛度損失約為3.68%,可知，主軸剛度損失較小，選用的軸承型號(hào)及支承形式都能滿足剛度要求。主軸端部撓度的驗(yàn)算：傳動(dòng)力的計(jì)算：已知齒輪最少齒數(shù)為39,模數(shù)為3,則分度圓直徑為78mm,則齒輪的圓周力：P=2T/dmin=11638.46N徑向力：Pr=0.5Pt=5819.23N則傳動(dòng)力在水平面和垂直面內(nèi)有分力為：水平面：Qh=P

17、h+Ph=4365.717N垂直面：Qv=Pv+Pv=11547.18N取計(jì)算齒輪與前支承的距離為185mm,其與后支承的距離為200mm.切削力的計(jì)算：已知車床拖板最大回轉(zhuǎn)直徑Dnax=200mm,則主切削力：Pv=Pc=4539.004N徑向切削力：Ph=0.5Pc=2269.5N軸向切削力：Pr=0.35Pc=1588.65N當(dāng)量切削力的計(jì)算：P=(a+B)p'/a對(duì)于車床B=0.4Dmax=160mm則水平面內(nèi)：Ph=6091.8N垂直面內(nèi)：Pv=4264.27N主軸端部撓度的計(jì)算：p=P3a(1+3EIL)+aa.a.1ax(1)(1)EALKiL21a22()2K2VL(m

18、m)Yph=2.47X10-2mm,ypv=1.73x10-2mm傳動(dòng)力作用下，主軸端位移的計(jì)算公式見(jiàn)5-17:q=q"MF1abK2L2(mm)式中：“-”號(hào)表示位移方向與力反向，b表示齒輪與前支承的距離，c表示齒輪與后支承的距離，將各值代入，得y后-16.896X10-7QYqh=-7.376x10-3mmyq尸-1.951乂10-2mm則水平面內(nèi)：yH=ypH+yQH=1.7324乂10-2mm垂直面內(nèi)：yv=ypv+yQ產(chǎn)-0.221X10-2mm則主軸最大端位移為：yma=0.0174mm又已知主軸端部位移的許用值y=0.0002L,L=385mm則y=0.0002X385

19、=0.077mm.ymaxy，符合要求。主軸傾角的驗(yàn)算：如果軸承處的傾角過(guò)大，會(huì)破壞軸承的的正常工作，縮短軸承的壽命，因此需要加以限制。而前軸承所受的載荷較大，故只需校核前軸承。通常在計(jì)算主軸傾角時(shí)，不考慮支承彈性的影響。在切削力P作用下主軸前軸承處的傾角為：t一一t.PHLa,一-4.水平面內(nèi)：0ph=1.426X10rad3EI垂直面內(nèi)：uPvuPLa=9.982X10-5rad3EI在傳動(dòng)力Q作用下主軸前軸承處的傾角為：水平面內(nèi)：FQH="QHbc(Lc)=-7.8547義10-5rad6EIL垂直面內(nèi)：iVH=-QVbc(Lc)=-2.0775義10-4rad6EIL則主軸前

20、軸承處的傾角為：水平面內(nèi)：UH=uphUQH=6.4053x10-5rad垂直面內(nèi)：w=fpv-qv=-10.793X10-5rad貝(JFmax=、.H2V2=1.255X10-4rad又已知主軸傾角的許用值為日=0.001rad所以6max日，符合要求。3.2 裝配圖的圖紙?jiān)O(shè)計(jì)根據(jù)主軸展開(kāi)圖第一階段的設(shè)計(jì)，已將主軸部件的各個(gè)部分的零件確定下來(lái)，但作為完整的展開(kāi)圖，必須包含主軸部件的各個(gè)視圖，尺寸，技術(shù)要求，技術(shù)特性表，零件編號(hào)，明細(xì)表和標(biāo)題欄。主軸箱展開(kāi)圖上必須完成的內(nèi)容主要有標(biāo)注尺寸，編寫技術(shù)要求，對(duì)所有的零件進(jìn)行編號(hào)，列出零件明細(xì)表及標(biāo)題欄。3.2.1 標(biāo)注尺寸展開(kāi)圖上標(biāo)注的尺寸有：1

21、)特性尺寸：傳動(dòng)零件的中心距。2)配合尺寸：主要零件的配合處都應(yīng)標(biāo)注尺寸，配合性質(zhì)和精度等級(jí)。配合性質(zhì)和精度的選擇對(duì)主軸部件的工作性能，加工工藝及制造成本都有很大的影響，所以都是根據(jù)手冊(cè)中有關(guān)資料認(rèn)真確定的。3)外形尺寸：主軸部件的總長(zhǎng)，總寬，總高等。它是表示主軸部件大小的的尺寸，以便考慮所需空間的大小及工作空間的大小及工作范圍等。3.2.2 編寫技術(shù)要求展開(kāi)圖上都要標(biāo)注一些在視圖上無(wú)法表達(dá)的關(guān)于裝配，調(diào)整，檢驗(yàn)，維護(hù)等方面的技術(shù)要求。正確制定這些技術(shù)要求將保證主軸部件的各種性能。技術(shù)要求通常包括下面幾方面的內(nèi)容：1）對(duì)零件的要求：在裝配前，應(yīng)按圖紙檢驗(yàn)零件的配合尺寸，合格的零件才能裝配。所有

22、的零件要用煤油或汽油清洗。機(jī)體內(nèi)不能有任何的雜物存在，機(jī)體內(nèi)壁應(yīng)涂上防侵蝕的涂料。2）對(duì)潤(rùn)滑劑的要求：潤(rùn)滑劑對(duì)傳動(dòng)性能有很大的影響，起著減小摩擦，降低磨損和散熱冷卻的作用。同時(shí)也有助于減振，防銹及沖洗雜質(zhì)。所以一般在技術(shù)要求中應(yīng)標(biāo)明傳動(dòng)件及軸承所用的潤(rùn)滑劑的牌號(hào)，用量，補(bǔ)充及更換時(shí)間。選擇潤(rùn)滑劑時(shí)，應(yīng)考慮傳動(dòng)類型，載荷性質(zhì)及運(yùn)轉(zhuǎn)速度，一般對(duì)高速，重載，頻繁啟動(dòng)，反復(fù)運(yùn)轉(zhuǎn)等情況，由于形成油膜條件差，所以一般選擇粘度高，油性和極壓性能好的潤(rùn)滑油。對(duì)輕載，間隙工作的傳動(dòng)件可取粘度較低的潤(rùn)滑油。3）對(duì)密封的要求：在試運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，所有的聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。4）對(duì)安裝調(diào)整的要求：在安裝滾動(dòng)軸承

23、時(shí)，必須保證一定的軸向游隙。應(yīng)在技術(shù)要求中提出游隙的大小，因?yàn)橛蜗兜拇笮?huì)影響軸承的正常工作。游隙過(guò)大，會(huì)使?jié)L動(dòng)體受載不均，軸系竄動(dòng)；游隙過(guò)小，則會(huì)阻止軸系因發(fā)熱而伸長(zhǎng)，增加軸承阻力，嚴(yán)重將會(huì)將軸承卡死。當(dāng)軸承支點(diǎn)跨距大，運(yùn)轉(zhuǎn)溫升高時(shí)，應(yīng)選較大的游隙。5）對(duì)試驗(yàn)的要求：作空載試驗(yàn)正反轉(zhuǎn)各轉(zhuǎn)一小時(shí)，要求運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪音小，連接固定處不允許有松動(dòng)的現(xiàn)象。負(fù)載運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，油溫不得超過(guò)400C。3.2.3 對(duì)所有的零件進(jìn)行編號(hào)零件的編號(hào)方法，可以采用不區(qū)分標(biāo)準(zhǔn)件和非標(biāo)準(zhǔn)件，統(tǒng)一編號(hào)，也可以將標(biāo)準(zhǔn)件和非標(biāo)準(zhǔn)件分開(kāi)，分別編號(hào)。相同的零件應(yīng)只有一個(gè)編號(hào)，編號(hào)線不能相交，并且與剖面線平行。對(duì)于裝配關(guān)系清楚的零件組

24、可以使用公共編號(hào)引線。編號(hào)可以按順時(shí)針或者逆時(shí)針?lè)较蝽樞蚺帕姓R，字高比尺寸數(shù)字大一號(hào)或者兩號(hào)。3.2.4 列出零件明細(xì)表及標(biāo)題欄明細(xì)表是主軸部件所有零件的詳細(xì)目錄，填寫明細(xì)表的過(guò)程也是最后確定材料及標(biāo)準(zhǔn)件的過(guò)程。應(yīng)盡量減少材料和標(biāo)準(zhǔn)件的品種和規(guī)格。明細(xì)表由下向上填寫。標(biāo)準(zhǔn)件必須按規(guī)定的標(biāo)記，完整的寫出零件的名稱，材料，主要尺寸及標(biāo)準(zhǔn)代號(hào)。材料應(yīng)注明牌號(hào)。經(jīng)過(guò)如上步驟和要求，最后產(chǎn)生了主軸部件的展開(kāi)圖，為了表達(dá)主軸部件內(nèi)部各軸之間的相互位置關(guān)系，在畫出裝配圖的同時(shí)，同時(shí)畫出了主軸部件的位置關(guān)系圖.主軸部件的總體設(shè)計(jì)2.1 驅(qū)動(dòng)源的選擇機(jī)床上常用的無(wú)級(jí)變速機(jī)構(gòu)是直流或交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)，直流電動(dòng)機(jī)從

25、額定轉(zhuǎn)速nd向上至最高轉(zhuǎn)速nmax是調(diào)節(jié)磁場(chǎng)電流的方法來(lái)調(diào)速的，屬于恒功率，從額定轉(zhuǎn)速nd向下至最低轉(zhuǎn)速nmin是調(diào)節(jié)電樞電壓的方法來(lái)調(diào)速的，屬于恒轉(zhuǎn)矩；交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)是靠調(diào)節(jié)供電頻率的方法調(diào)速。由于交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)的體積小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，動(dòng)態(tài)響應(yīng)快，沒(méi)有電刷，能達(dá)到的最高轉(zhuǎn)速比同功率的直流調(diào)速電動(dòng)機(jī)高，磨損和故障也少，所以在中小功率領(lǐng)域，交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)占有較大的優(yōu)勢(shì)，鑒于此，本設(shè)計(jì)選用交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)。根據(jù)主軸要求的最高轉(zhuǎn)速6000r/min,最大切削功率6KW選擇FANU改流主軸電動(dòng)機(jī)aP15/6000i,其基本轉(zhuǎn)速是750r/min,最高轉(zhuǎn)速是6000r/min。2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定根據(jù)交流主

26、軸電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速和基本轉(zhuǎn)速可以求得交流主軸電動(dòng)機(jī)的包功率轉(zhuǎn)速范圍Rdp=rmax/nd=8(2-1)而主軸要求的恒功率轉(zhuǎn)速范圍Rnp=64，遠(yuǎn)大于交流主軸電動(dòng)機(jī)所能提供的包功率轉(zhuǎn)速范圍，所以必須串聯(lián)變速機(jī)構(gòu)的方法來(lái)擴(kuò)大其恒功率轉(zhuǎn)速范圍。設(shè)計(jì)變速箱時(shí)，考慮到機(jī)床結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度，運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比f(wàn)等于交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率調(diào)速范圍Rdp,即f=Rdp=8,功率特性圖是連續(xù)的，無(wú)缺口和無(wú)重合的。變速箱的變速級(jí)數(shù)Z=lgRnp/lgRdp=lg64/lg8=2(2-2)因?yàn)榻涣髦鬏S電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速是6000r/min,主軸的最高轉(zhuǎn)速也是6000r/min,如用交流主軸電動(dòng)機(jī)直接連接

27、滑移齒輪，根據(jù)f=8,則傳動(dòng)比必須取u1=1,u2=1/8，該傳動(dòng)比對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)是非常不利的，所以必須在滑移齒輪之前必須加上一對(duì)定比傳動(dòng)齒輪機(jī)構(gòu)。為了使主軸箱的軸向的跨距盡可能的小，以減小各軸的直徑，參照YR5A1立式加工中心主軸箱展開(kāi)圖，擬定主軸箱的系統(tǒng)傳動(dòng)圖如圖2-1所示。取定比傳動(dòng)u=1/2,主軸箱的基本組u1=2,u2=1/4,由此可以擬定如圖2-2所示的轉(zhuǎn)速圖和如圖2-3所示的主軸轉(zhuǎn)速與電機(jī)功率的關(guān)系圖。Z3主軸電動(dòng)機(jī)Z11Z12圖2-1主軸箱的傳動(dòng)系統(tǒng)圖主軸轉(zhuǎn)速(r/min)6000第3章傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)方案確定以后，要進(jìn)行傳動(dòng)方案的結(jié)構(gòu)化，確定各零件的實(shí)際尺寸和布置，為此，

28、要對(duì)傳動(dòng)件進(jìn)行估算，如傳動(dòng)軸的直徑，齒輪的模數(shù)等。在這些尺寸的基礎(chǔ)上，畫出裝配草圖，得出初步機(jī)構(gòu)化的有關(guān)布置和尺寸，然后按結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行主要零件的驗(yàn)算，如軸的剛度，齒輪的疲勞強(qiáng)度等，必要時(shí)作結(jié)構(gòu)和方案上的修改，重新驗(yàn)算，直到滿足要求，最后才畫正式的裝配圖。3.1 傳動(dòng)軸的估算傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求。強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭轉(zhuǎn)載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾。除了載荷比較大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求軸在載荷下（彎曲，軸向，扭轉(zhuǎn)）不致產(chǎn)生過(guò)大的變形（彎曲，失穩(wěn)，轉(zhuǎn)角）。如果剛度不夠，軸上的零件

29、如齒輪，軸承等由于軸的變形過(guò)大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動(dòng)和噪音，發(fā)熱，過(guò)早磨損而失效。因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。通常，先按扭轉(zhuǎn)剛度軸的直徑，畫出草圖后，再根據(jù)受力情況，結(jié)構(gòu)布置和有關(guān)尺寸，驗(yàn)算彎曲剛度。效率4對(duì)估算軸徑d影響不大，在估算各個(gè)軸直徑時(shí)可以忽略，據(jù)此可認(rèn)為各個(gè)上的輸入功率均為7.5KW計(jì)算轉(zhuǎn)速nj是傳動(dòng)件傳遞全部功率時(shí)的最低轉(zhuǎn)速，各個(gè)傳動(dòng)軸上的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上直接得出如表3-1所示。表3-1各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速軸Inm計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）75037594小是每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m）,可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取，其選取的原則如表3-2所示。表3-2許用扭轉(zhuǎn)角選取原

30、則軸主軸一般傳動(dòng)軸較低的軸()(deg/m)0.5-11-1.51.5-2根據(jù)表3-2確定各軸所允許的扭轉(zhuǎn)角如表3-3所示表3-3許用扭轉(zhuǎn)角的確定軸Inm4(deg/m)110.5把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW計(jì)算轉(zhuǎn)速n（如表3-1）、允許扭轉(zhuǎn)角?。ㄈ绫?-3）代入扭轉(zhuǎn)剛度的估算公式d=914N（3-1）nj可得各軸的估算直徑如表3-4所示。表3-4傳動(dòng)軸的估算直徑軸Inm直徑（mm）28.734.257.53.2 齒輪模數(shù)的估算按接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪的各參數(shù)都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗(yàn)用。在畫草圖時(shí)用經(jīng)驗(yàn)公式估算，根據(jù)

31、估算的結(jié)果然后選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪的模數(shù)。齒輪模數(shù)的估算有兩種方法，第一種是按齒輪的彎曲疲勞進(jìn)行估算，第二種是按齒輪的齒面點(diǎn)蝕進(jìn)行估算，而這兩種方法的前提條件是各個(gè)齒輪的齒數(shù)必須已知，所以必須先給出各個(gè)齒輪的齒數(shù)。根據(jù)齒輪不產(chǎn)生根切的基本條件：齒輪的齒數(shù)不小于17,在該設(shè)計(jì)中，即最小齒輪的齒數(shù)不小于17。而由于Z3,Z3'這對(duì)齒輪有最大的傳動(dòng)比，各個(gè)傳動(dòng)齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是Z3。取Z3=20，則Z3'=80。從轉(zhuǎn)速圖上直接看出直接可以看出Z3的計(jì)算轉(zhuǎn)速是375r/min。根據(jù)齒輪彎曲疲勞估算公式m,>323；-N-=3.2(3-2)znj根據(jù)齒輪齒輪齒面點(diǎn)蝕估算公式NA&g

32、t;3703；=159.2867(3-3)nj(其中A為齒輪對(duì)的中心距)由中心距A及齒數(shù)Z3,Z3'求出模數(shù)：mj=A-=3.18(3-4)z1z2根據(jù)估算所得m-和mj較大的模數(shù)，m>3.20根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)選取相近的值，理論上應(yīng)當(dāng)取m=3.5，但考慮到一是由于在估算過(guò)程中忽略了傳動(dòng)損失，二是m=3.5這個(gè)模數(shù)不常用，所以在本設(shè)計(jì)中取mz3=mz3=3。在估算其它齒輪的模數(shù)時(shí)，先假定它們的模數(shù)也是3,然后再根據(jù)z3、z3'和z2、z2這兩對(duì)齒輪的中心距相等的條件來(lái)計(jì)算z2和z2',最后以此再來(lái)估算這對(duì)齒輪的模數(shù)，如果所得結(jié)果與3比較相近，則它們的齒數(shù)和模數(shù)就按假定的來(lái)確

33、定，但是如果結(jié)果相差很大，則必須調(diào)整假定的模數(shù)，如此反復(fù)，直到按假定所得的模數(shù)和按假定所算出的模數(shù)相近為止。按假定模數(shù)m=3?Dz2、z2'的傳動(dòng)比可以算出z2=66.6,z2'=33.3。將齒輪z2的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=375r/min,齒數(shù)z2=66.6代入齒輪彎曲疲勞估算公式3-2可以求得齒輪的估算模數(shù)為m之2.14,這與預(yù)先假定的齒輪的模數(shù)相差比較大，所以有必要重新假定位、包的模數(shù)，現(xiàn)假定它們的模數(shù)是2.5,用同樣的方法可以算出z2=80,z2'=40,mi2.01,mj21.67。假定m=2.5比較符合計(jì)算結(jié)果，所以取mz2=mz2'=2.5o根據(jù)各個(gè)齒輪之

34、間的相互嚙合原理，可以直接得出z11=z12=40,mz11=mz22=2.5現(xiàn)將上面所算2果匯總?cè)绫?-5所示。表3-5齒輪的估算齒數(shù)和模數(shù)列表齒輪Z11Z12Z2位Z3Z3'齒數(shù)404080402080模數(shù)(mm)2.52.52.52.533第4章主軸箱展開(kāi)圖的設(shè)計(jì)主軸箱展開(kāi)圖是反映各個(gè)零件的相互關(guān)系，結(jié)構(gòu)形狀以及尺寸的圖紙。因此設(shè)計(jì)從畫展開(kāi)圖開(kāi)始，確定所有零件的位置，結(jié)構(gòu)和尺寸，并以此為依據(jù)繪制零件工作圖。4.1 主軸箱展開(kāi)圖設(shè)計(jì)的第一階段4.1.1 設(shè)計(jì)的內(nèi)容和步驟這一階段的設(shè)計(jì)內(nèi)容是通過(guò)繪圖設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及選出軸承的型號(hào)，確定軸的支點(diǎn)距離和軸上零件力的作用點(diǎn)，計(jì)算軸的強(qiáng)度和

35、軸承的壽命。4.1.2 有關(guān)零部件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定傳動(dòng)零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其它零件的結(jié)構(gòu)和尺寸是根據(jù)主要零件的位置和結(jié)構(gòu)而定。所以設(shè)計(jì)時(shí)先畫主要零件，后畫其它零件，先畫傳動(dòng)零件的中心線和輪廓線，后畫結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)。1傳動(dòng)軸的估算這一步在前面已經(jīng)做了一部分，在這里，就是在前面的基礎(chǔ)上更加細(xì)化各個(gè)軸的結(jié)構(gòu)。參照YR5A立式加工中心主軸箱展開(kāi)圖，將交流主軸電機(jī)直接連接到I軸上，軸I上端有孔，并有鍵槽，交流主軸電機(jī)的軸就插在這個(gè)孔內(nèi)，靠鍵傳遞扭矩。這種連接方式不需要連軸節(jié)，結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單。由于交流主軸電動(dòng)機(jī)軸的直徑是48mm軸I必須至少做的比交流主軸電動(dòng)機(jī)的直徑粗，這樣不得不做的比原先估算的直徑

36、大很多。給定I軸軸承處的直徑為80mm由于R軸上有滑移齒輪，所以將二軸設(shè)計(jì)成花鍵軸，參照表3-4的估算直徑，選擇直徑d=36mm勺標(biāo)準(zhǔn)花鍵軸。主軸（田軸）的設(shè)計(jì)則比較復(fù)雜，一是因?yàn)橹鬏S內(nèi)部有自動(dòng)換刀的拉桿，彈簧的結(jié)構(gòu)，二是因?yàn)橹鬏S前端刀具的限制，所以主軸的直徑不能簡(jiǎn)單的按前面的估算直徑來(lái)確定。參照主軸的功率，結(jié)合經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，取主軸前軸頸的直徑d=85mm2齒輪相關(guān)尺寸的計(jì)算為了確定軸的軸向距離，齒輪齒寬的確定是必須的。齒寬影響齒的強(qiáng)度。但如果太寬，由于齒輪的制造誤差和軸的變形，可能接觸不均，反而容易引起振動(dòng)和噪聲，一般取齒寬b=（6-10）m。齒輪模數(shù)小且裝在軸的中部或者是單片齒輪，取大值；齒輪

37、模數(shù)大且裝在靠近支承處或是多聯(lián)齒輪，取小值。按照以上的原則，現(xiàn)將各個(gè)齒輪的齒厚確定如表4-1所示。表4-1各齒輪的齒厚齒輪Z11Z12Z2Z2，Z3Z3'齒厚（mm）272725272828齒輪的直徑?jīng)Q定了各個(gè)軸之間的尺寸，所以在畫展開(kāi)圖草圖前，各個(gè)齒輪的尺寸必須算出。現(xiàn)將主軸部件中各個(gè)齒輪的尺寸計(jì)算如表4-2所示表4-2各齒輪的直徑齒輪Z11Z12Z2Z2'Z3Z3'分度圓直徑（mm)10010020010060240齒頂圓直徑（mm)10510520510566246齒根圓直徑（mm)93.7593.75193.7593.7552.5232.5由表4-2可以計(jì)算出各

38、軸之間的距離，現(xiàn)將它們列出如表4-3所示表4-3各軸的中心距軸innm距離（mm1501503確定齒輪的軸向布置為避免同一滑移齒輪變速組內(nèi)的兩對(duì)齒輪同時(shí)嚙合，兩個(gè)固定齒輪的間距，應(yīng)大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙1-2mm所以首先設(shè)計(jì)滑移齒輪。R軸上的滑移齒輪的兩個(gè)齒輪輪之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時(shí)，當(dāng)模數(shù)在1-2mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于5mm當(dāng)模數(shù)在2.5-4mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于6mm據(jù)此選取該滑移齒輪兩片齒輪之間的間隙b=7mm由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的兩個(gè)齒輪的問(wèn)距至少是60mm現(xiàn)取兩個(gè)齒輪之間的間距為69mm由各個(gè)齒輪之間相互嚙合的關(guān)系，

39、確定I軸上的兩齒輪之間的距離為35mm4確定箱體內(nèi)壁的間距滑移齒輪上裝有撥叉，其在軸向的滑移范圍最大，所以其軸向的距離將會(huì)決定主軸部件箱體內(nèi)壁的間距。按經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)取滑移齒輪安裝撥叉部分的軸向距離為25mm再根據(jù)滑移齒輪上各個(gè)齒輪的齒厚以及齒輪之間的間隙，可以算出滑移齒輪在n軸上滑移的范圍是149mm而該數(shù)值是箱體內(nèi)壁的最小值，現(xiàn)將n軸兩側(cè)的距離取為185mm為了使I軸的跨距較小，使主軸部件的體積減小，I軸處的內(nèi)壁較II軸處小，現(xiàn)將I軸處內(nèi)壁的間距取為153.5mm主軸由于結(jié)構(gòu)的原因，其跨距最大，現(xiàn)取其處內(nèi)壁的距離為243.5mm5軸承的選擇及其配置主軸組件的滾動(dòng)軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，

40、又要有承受兩個(gè)方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號(hào)選用主要應(yīng)根據(jù)主軸的剛度，承載能力，轉(zhuǎn)速，抗振性及結(jié)構(gòu)要求合理的進(jìn)行選定。同樣尺寸的軸承，線接觸的滾子軸承比電接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉(zhuǎn)速要低；多個(gè)軸承的承載能力比單個(gè)軸承的承載能力要大；不同軸承承受載荷類型及大小不同；還應(yīng)考慮結(jié)構(gòu)要求，如中心距特別小的組合機(jī)床主軸，可采用滾針軸承。為了提高主軸組件的剛度，通常采用輕型或特輕型系列軸承，因?yàn)楫?dāng)軸承外徑一定時(shí)，其孔徑（即主軸軸頸）較大。通常情況下，中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承（如配推力軸承，則極限轉(zhuǎn)速低），或者成對(duì)圓錐滾子軸承，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但是極限轉(zhuǎn)速較低，如配空心圓

41、錐滾子軸承，其極限轉(zhuǎn)速顯著提高，但成本也相應(yīng)的提高了。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據(jù)軸向載荷的大小分別選用25或15°的接觸角。軸向載荷為主且精度要求不高時(shí)，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時(shí)，選用向心推力軸承。該設(shè)計(jì)的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉(zhuǎn)速高的要求，所以在選擇主軸軸承時(shí)，剛度和速度這兩方面都要考慮。主軸前軸承采用三聯(lián)角接觸球軸承，后支承采用雙列短圓柱滾子軸承。前軸承的配置特點(diǎn)是外側(cè)的兩個(gè)角接觸球軸承大口朝向主軸的工作端，承受主要方向的軸向力；第三個(gè)角接觸球軸承與外側(cè)的兩個(gè)球軸承背靠背配置，使三聯(lián)角接觸球軸承有一定的支撐跨距，以提高承受顛覆力矩的能力。主軸的動(dòng)力

42、是從后端傳入，后軸承承受較大的傳動(dòng)力，所以采用雙列短圓柱滾子軸承。根據(jù)主軸前端直徑，選擇前端角接觸球軸承型號(hào)為7017C/AC,后端雙列短圓柱滾子軸承型號(hào)為NN3015軸I和軸n由于受的軸向力比較小，但速度要求比較高，所以軸I和軸n上的軸承都配置為深溝球軸承。根據(jù)前面所估算確定的各軸的軸徑大小，可以選擇軸I上的兩個(gè)軸承的型號(hào)為61916和6216,軸II的兩個(gè)軸承的型號(hào)為6007和6307。軸I之所以采用型號(hào)為6216的重型深溝球軸承，是為了裝配I軸的方便，其外圈的直徑大于軸I上兩個(gè)齒輪的直徑。軸I用兩個(gè)深溝球軸承支承在箱體內(nèi)，下軸承的內(nèi)圈上端頂在軸I的臺(tái)階上，下端靠螺母壓緊在軸上，外圈的上端

43、面頂在箱體的臺(tái)階面上，下端面由壓蓋壓緊，這樣軸I的軸向位置就完全確定了。上軸承內(nèi)圈的下端面頂在軸I的臺(tái)階面上，上端面靠彈性擋圈與軸軸I定位，這時(shí)軸承的外圈于箱體孔就不用任何軸向定位裝置了。箱體上軸I的上軸承孔就可以做成光孔了，使箱體的加工工藝性好。軸I用兩個(gè)深溝球軸承支承在箱體內(nèi)，下軸承的內(nèi)圈上端頂在軸I的臺(tái)階上，下端靠螺母壓緊在軸上，外圈的上端面頂在箱體的臺(tái)階面上，下端面由壓蓋壓緊，這樣軸I的軸向位置就完全確定了。上軸承內(nèi)圈的下端面頂在軸I的臺(tái)階面上，上端面靠彈性擋圈與軸軸I定位，這時(shí)軸承的外圈于箱體孔就不用任何軸向定位裝置了。箱體上軸I的上軸承孔就可以做成光孔了，使箱體的加工工藝性好。軸n

44、用三個(gè)深溝球軸承支承在箱體內(nèi)，軸n的上端采用兩個(gè)型號(hào)為6007的深溝球軸承，其中下軸承的內(nèi)圈與軸n的臺(tái)階面相接觸，外圈與箱體的臺(tái)階面接觸，上軸承的內(nèi)圈上端有圓螺母固定，外圈有套筒固定，上端這兩個(gè)深溝球軸承將R軸完全固定。軸R的下端采用一個(gè)型號(hào)為6307的深溝球軸承，其內(nèi)圈的上部固定在軸R的臺(tái)階面上，下端由圓螺母固定，而外圈不需要固定，直接與主軸箱上的光孔接觸，使箱體的加工工藝性好。為了驗(yàn)算各個(gè)軸，必須將各個(gè)軸的跨距給出，在這里就是各個(gè)軸上的軸承的軸向安裝距離，根據(jù)前面各軸安裝部分內(nèi)壁之間的距離，可以給出軸承的軸向安裝距離：LI=194.5mm,LH=228.5mm,LIH=311.5mni圖4

45、-1展開(kāi)圖草圖根據(jù)齒輪，軸承的相關(guān)尺寸的計(jì)算和選取，現(xiàn)將展開(kāi)圖草圖繪制如圖4-1所示，該圖在校核軸和軸上的相關(guān)零件將會(huì)用到。4.1.3 各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)I軸的一端直接通過(guò)鍵與交流主軸電機(jī)相連接，為了拆卸交流主軸電機(jī)的方便，I軸設(shè)計(jì)為空心軸。在空心軸中有一個(gè)螺紋孔，中間裝有相應(yīng)的一個(gè)螺釘，在拆卸交流主軸電機(jī)時(shí)，通過(guò)轉(zhuǎn)動(dòng)螺釘，將裝配在I軸上的交流主軸電機(jī)頂出。對(duì)于I軸直徑，由于交流主軸電機(jī)的限制，其直徑與I軸上的兩齒輪的直徑相差不多，所以將I軸上的兩齒輪結(jié)構(gòu)與I軸做成一體的了。于是根據(jù)I軸上各個(gè)結(jié)構(gòu)之間的關(guān)系，將I軸的結(jié)構(gòu)草圖繪制如圖4-2所示。n軸為一根標(biāo)準(zhǔn)的花鍵軸，其結(jié)構(gòu)完全按標(biāo)準(zhǔn)確定，根據(jù)其軸

46、向的尺寸可將結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖繪制如圖4-3所示。圖4-2I軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖4-3II軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖m軸的結(jié)構(gòu)比較的復(fù)雜，參照同類型機(jī)床YR5A®立式加工中心主軸箱展開(kāi)圖，將其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖繪制如圖4-4所示。圖4-4出軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖4.1.4 各軸剛度的校驗(yàn)1 .軸的彎曲變形的條件和允許值機(jī)床主傳動(dòng)軸的彎曲剛度驗(yàn)算，主要驗(yàn)算軸上裝齒輪和軸承處的撓度y和傾角9。各類軸的撓度y和裝齒輪和軸承處的傾角9，應(yīng)小于彎曲剛度的允許值Y和9,軸的彎曲變形的允許值如表4-4所示。表4-4軸的彎曲變形的允許值軸的類型允許的撓度父形的部位允許的傾角一般傳動(dòng)軸(0.0003-0.0005)1裝向心軸承處0.0025剛度要求較圖

47、的*由0.00021裝齒輪處0.001安裝齒輪的軸(0.01-0.03)mm裝單列圓錐滾子軸承處0.0006安裝蝸輪的軸(0.02-0.05)mm裝單列短圓柱滾子軸承處0.0012 .軸的彎曲變形計(jì)算公式計(jì)算軸本身彎曲變形產(chǎn)生的撓度y及傾角9時(shí)，一般將軸簡(jiǎn)化為集中載荷下的簡(jiǎn)支梁，按材料力學(xué)的公式進(jìn)行計(jì)算。在該設(shè)計(jì)中，由于I軸與交流主軸電機(jī)是直接相連的，所以各個(gè)軸都可以簡(jiǎn)化為只受單個(gè)力的簡(jiǎn)支梁。現(xiàn)將簡(jiǎn)圖和計(jì)算公式列出如表4-5所示。當(dāng)軸的直徑相差不大且計(jì)算精度要求不高時(shí)，可把軸看作為等徑軸，采用平均直徑來(lái)進(jìn)行計(jì)算。計(jì)算花鍵軸時(shí)，可采用平均直徑來(lái)進(jìn)行計(jì)算。計(jì)算公式分別為：二d圓軸平均直徑d=i(4

48、-1)id4慣性矩I=-d-(1-a4)(4-2)64矩形花鍵軸平均直徑d1=dD(4-3)2(4-4)d46Z(D-d)(Dd)2慣性矩I=-643 .危險(xiǎn)工作條件的判斷主軸變速主軸箱的工作條件有多種，驗(yàn)算剛度時(shí)應(yīng)選擇最危險(xiǎn)的工作條件進(jìn)行。一般是：軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速低，傳動(dòng)齒輪的直徑小，且位于軸的中央，這時(shí)，軸受力將使總變形劇增。如果對(duì)二、三種工作條件難以斷定哪一種最危險(xiǎn)，就應(yīng)分別進(jìn)行計(jì)算，找到最大的彎曲變形值y和8。4 .校驗(yàn)各軸(a) I軸根據(jù)展開(kāi)圖草圖和I軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖，可以將I軸看成等徑空心軸，取其外徑D=87mnj,J徑d=45mm求得a=0.52,代入公式4-2可以求得Ii=2.61x1

49、06mn4。I軸由于在齒輪相互嚙合的過(guò)程中，產(chǎn)生了使軸彎曲變形的力，可根據(jù)功率和齒輪的直徑算出。T=9550=95.5N*m(4-5)njF1=F2=T=1910N(4-6)RZ11較Z12在I軸的中央，所以當(dāng)II軸上的Z2跟Z11相互嚙合時(shí)，此時(shí)I軸處于最危險(xiǎn)的工作狀態(tài)。對(duì)照表4-5,可以確定l=194.5mm,a=51.5mm,b=81mm載荷點(diǎn)撓度公式，可以求得在載荷點(diǎn)的撓度y=0.000104mm,而該軸允許的跨度是(0.0003-0.0005)I=(0.058-0.097)mm驗(yàn)算的跨距滿足該結(jié)果。代入撓度驗(yàn)算公式，可以求得在該軸的上下兩軸承處的傾角分別是3.43M10"r

50、ad和3.06M10rad,滿足表4-4對(duì)裝有向心軸承處的傾角的要求。表4-5簡(jiǎn)圖和計(jì)算公式簡(jiǎn)圖載荷點(diǎn)的撓度y=ajb!3EII傾角A點(diǎn)_Pab(l+b)UA-6EIlB點(diǎn)Pab(l+a)t*RB6EIl(b) II軸II軸是花鍵軸，其D=42mm,d=36mrirh算時(shí)采用其平均直徑，由公式4-3可以求得其平均直徑是dl=39mm,代入公式4-4,可以求得其慣性矩是541.135父10mm。因?yàn)閚軸上的齒輪是一個(gè)滑移齒輪，具有兩個(gè)工作位置，在兩個(gè)位置都有可能是危險(xiǎn)位置，所以兩個(gè)位置都得校驗(yàn)。當(dāng)滑移齒輪的小齒輪處于與主軸上的齒輪相接觸時(shí)，即滑移齒輪處于靠近箱體的位置，此時(shí)可以根據(jù)公式4-5和公

51、式4-6計(jì)算出作用在R軸上的簡(jiǎn)化作用力F=6337N對(duì)照表4-5,可以確定l=228.5mm,a=39mm,b=189.5mmg荷點(diǎn)撓度公式，可以求得在載荷點(diǎn)的撓度y=0.02mm滿足II軸在裝有齒輪處的撓度的條件。而根據(jù)傾角公式可以求得在軸兩端裝有齒輪處的傾角分別是2.71x10rad和5.99x10rad,滿足II軸在裝有軸承處的傾角的條件。當(dāng)滑移齒輪較大的齒輪處于與主軸上的齒輪相接觸時(shí)，即滑移齒輪處于II軸的中間，此時(shí)可以根據(jù)公式4-5和公式4-6計(jì)算出作用在II軸上的簡(jiǎn)化作用力F=1910N對(duì)!I表4-5,可以確定l=228.5mm,a=72.5mm,b=156mnS荷點(diǎn)撓度公式，可以

52、求得在載荷點(diǎn)的撓度y=0.0149mm滿足H軸在裝有齒輪處的撓度的條件。而根據(jù)傾角公式可以求得在軸兩端裝有齒輪處的傾角分別是2.54M10“rad和1.99>10urad,滿足II軸在裝有軸承處的傾角的條件。綜上，齒輪在兩個(gè)危險(xiǎn)位置都滿足剛度要求，所以R軸滿足剛度的要求。(c)田軸(主軸)根據(jù)展開(kāi)圖草圖和田軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖，可以將田軸看成等徑空心軸，取其外徑D=75mmJ徑d=52mm求得&=0.6933,代入公式4-2可以求得Ii=1.19父106mr4i。主軸上的大齒輪的轉(zhuǎn)速較低，當(dāng)其處于工作狀態(tài)時(shí)，主軸處于危險(xiǎn)狀態(tài)，而主軸中間的齒輪，雖然其轉(zhuǎn)速較高，但其處于主軸的中間，所以它也可能是主軸的危險(xiǎn)工作位置。驗(yàn)算主軸的剛度，也就是校核在這兩個(gè)危險(xiǎn)的工作位置，主軸是不是滿足剛度。當(dāng)大齒輪處于工作狀態(tài)，即主軸上的載荷處于靠近箱體的位置時(shí)，此時(shí)可以根據(jù)公式4-5和公式4-6計(jì)算出作用在田軸上的簡(jiǎn)化作用力F=6337N對(duì)照表4-5,可以確