【正文】 典型切削工藝的情況計算，根據(jù)設計的銑床主要的加工范圍，查機床設計手冊確定如下典型加工工藝：用 高速剛圓柱平刀銑削灰鑄鐵工件平面，刀具直徑 D=100mm，刀齒數(shù)為 10，工件材料為 HT200，硬度 190HBS，切削速度 v =／ min，進給速度為160mm／ min，背吃刀量 ap＝ 5mm，切寬為 75mm。 由公式 n = Dv?1000 計算得 n =1200r／ min 則每齒進給量 sz ＝ zn160 ＝ 120210160? ＝ 根據(jù)典型切削工藝公式： P 切 ＝ 102? B z n 190HB 式中： t— 切削厚度，即被吃刀量（ mm） 10 sz— 每齒進給量（ mm） B— 切削寬度（ mm） Z— 刀齒數(shù) HB— 材料硬度 代入數(shù)值得 P切 = 102? 75 10 1200190190 =4300W= 主傳動的總效率一般可取為η =～ ,數(shù)控機床的主傳動多用調(diào)速電機和有限的機械變速傳動實現(xiàn)，傳動鏈較短，因此效率可取較大值，由此可求得主軸傳遞的功率為 P=?p切 = = 電機的選擇 現(xiàn)在數(shù)控機床常用直流電動機和交流調(diào)頻電機兩種。目前，中小型數(shù)控機床中，交流調(diào)頻電機已占優(yōu)勢，有取代直流電機之勢。本文所設計的銑床采用交流調(diào)頻電機調(diào)節(jié)電源頻率來達到調(diào)速的目的，額定轉(zhuǎn)速常為 1500r／ min，如圖 11所示是變速電機的功率特性。從額 定轉(zhuǎn)速 nd到最高轉(zhuǎn)速 nmax的區(qū)域Ⅰ為恒功率區(qū)，從最低轉(zhuǎn)速 nmin至 nd的區(qū)域Ⅱ為恒轉(zhuǎn)矩區(qū)。 圖 31 變速電動機的功率特性 在設計數(shù)控銑床主傳動時，必須考慮電機與機床主軸功率特性匹配問題。由于主軸要求的恒功率變速范圍 Rnp遠大于電機的恒功率變速范圍 Rdp，所以在電機與主軸之間要串聯(lián)一個分級變速箱，以擴大其功率調(diào)速范圍，滿足低速大功率切削時對電機的輸出功率要求。為了簡化變速箱結(jié)構(gòu)，變速級數(shù)應少些，變速箱ⅠⅡn maxn dn minPm/KWP a 11 公比 ?f可取大于電機的恒功率調(diào)速范圍 Rdp，即 ?f〉 Rdp。這時，變速箱每擋內(nèi)有部分低轉(zhuǎn)速只能恒轉(zhuǎn)矩變 速，主傳動系統(tǒng)功率特性圖中出現(xiàn)“缺口”，稱之功率降低區(qū)。使用“缺口”范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)速時，為限制轉(zhuǎn)矩過大，得不到電動機輸出的全部功率。為保證缺口處的輸出功率，電動機的功率應相應的增大。為了滿足主軸傳遞 ，最高轉(zhuǎn)速 4000r／ min 的要求，選擇上海富田電機生產(chǎn)的IAG 系列變頻調(diào)速專用感應電動機，其型號為ＩＡＧ 132M— 1500— 。 其中： IAG— 系列代號 132— 極座號（中心高） M— 機座長度代號，有 S、 M、 L三種類型 1500— 基本轉(zhuǎn)速 Nb（單位： r／ min） — 額定功率（單位： kw） 電機在 60— 1500r／ min 內(nèi)，實現(xiàn)恒扭矩輸出，在 1500— 4500r／ min內(nèi)實現(xiàn)恒功率輸出；最高轉(zhuǎn)速可以達到 6000r／ min，當電機轉(zhuǎn)速達到 6000 r／ min，扭矩特性不好，因此一般情況下轉(zhuǎn)速只達到 4500r／ min 主軸的變速過程 為了實現(xiàn)數(shù)控銑床的無級變速，采用交流調(diào)頻電機，本文所設計的銑床所選擇的電機需要實現(xiàn)兩級變速，當通電時離合器脫離，小齒輪和大齒輪嚙合，實現(xiàn)增速傳動；當轉(zhuǎn)速下降到電機的計算轉(zhuǎn)速時 ，離合器吸合，大齒輪和小齒輪嚙合，實現(xiàn)增速傳動。 第四章 軸類零件的設計 主軸部件是機床實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)運動的執(zhí)行件，是機床上的一個重要部件。主軸部件由主軸、主軸支承和安裝在主軸上的傳動件、密封件等組成，對于銑床主軸部件還有拉桿和拉抓。 軸的設計概述 軸是主成機械的一個重要零件，它支承其它回轉(zhuǎn)件并傳遞轉(zhuǎn)矩，同時它又通過軸承和支架連接，所有軸上零件都圍繞軸心線做回轉(zhuǎn)運動，形成一個以軸為基準的锝組合體 — 軸系部件，所以在軸的設計中不能只考慮軸的本身，還必須和軸系零件的整個結(jié)構(gòu)密切聯(lián)系起來。 軸設計的 特點：在軸系零部件的具體結(jié)構(gòu) 12 未確定之前，軸上力的作用點和支點間的跨距無法精確的確定，故彎距大小和分布情況不能求出，因此在軸的設計中必須把軸的強度計算和軸系零件結(jié)構(gòu)設計交錯進行，邊畫圖，邊計算，邊修改。 主軸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 主軸的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)有：主軸前、后軸頸 D1 和 D2，主軸內(nèi)孔直徑 d，主軸前端懸伸量 a和主軸主要支撐間的跨距 L。這些參數(shù)直接影響主軸旋轉(zhuǎn)精度和主軸的剛度。 主軸最小直徑的估算 當數(shù)值上 njP?時，可按扭轉(zhuǎn)剛度估算最小軸徑，即： 411 njPd ? ????????????????? (1) 式中： d— 主軸的最小直徑（ cm） P— 主軸傳遞的功率 (kw)，前面已算出 P= nj— 主軸的計算轉(zhuǎn)速 (r/min)，前面已給出 nj=160r/min 代人數(shù)值得： d≥ 11 4=11 = 取主軸的最小直徑 d1=45mm，最小直徑本應該是后軸頸，但是考慮到軸承的軸向固定采用鎖緊螺母，應留鎖緊螺母的位置?？紤]到軸上裝軸承，有配合要求，應將后軸頸的直徑圓整到標準直徑，同時要考慮到選擇軸承的類型，因此選擇后軸頸的直徑 D2=50， 主軸內(nèi)孔直徑 d及拉桿直徑的確定 主軸內(nèi)孔直徑與機床的類型有關(guān)，主要用來通過棒料、拉桿、鏜桿或頂出頂尖等，銑床主要用于通過拉桿和拉抓，確定孔徑的原則是：為減輕主軸重量在滿足上述工藝要求及不削弱主軸剛度的前提下，盡量取較大值，孔徑 d對主軸剛度的影響影響是通過抗彎截面慣性矩而體現(xiàn)的，即主軸本身的剛度正比于抗彎截面慣性矩，其關(guān)系式為 Ｉ 空 /Ｉ 實＝64/64/)(444DdD?? ? ＝１－ 4)(Dd 13 根據(jù)上式可繪制出主軸孔徑對主軸剛度影響曲線，如圖 41 空/ 實 D— 主軸平均直徑， d— 主軸平均孔徑， 實K — 直徑為Ｄ實心主軸剛度 ， 空K — 直徑為Ｄ，孔徑為 d的空 心軸的剛度。 圖 41 主軸孔徑對主軸剛度影響曲線 由圖 41 知：當 d／Ｄ≤ 時，內(nèi)孔 d對主軸剛度幾乎無影響，通常取孔徑 d的極限值 dmax＜ 。此時Ｉ 空＞ 實， 即剛度消弱量小于 25%，若孔徑再大主軸剛度急劇下降，一般銑床主軸孔徑 d 可比刀具拉桿直徑大 5～ 10mm。 由于機床使用場合多種多樣，為了適應加工工藝及刀具特點，機床工具行業(yè)已經(jīng)開發(fā)了多種軸端結(jié)構(gòu)，并已形成專業(yè)標準，銑床常用的主軸端部結(jié)構(gòu)前端帶有 7:24 的錐孔 .供插入銑刀尾部錐柄定位 ,，拉桿從主 軸后端拉緊刀具，常用的是 BT— 50刀柄，因此我們采用 BT— 50 的外螺紋拉抓，查資料知 BT— 50 拉抓外螺紋的尺寸為 M22 ，所以拉桿前端必須是 M22的內(nèi)螺紋，為了滿足拉桿的剛性要求，取拉桿的直徑為φ 28mm，根據(jù)拉桿的直徑確定主軸內(nèi)孔的最小直徑為φ 32 即可 . 主軸前端懸伸量的確定 主軸前端懸伸量 a 是指主軸前端面到前軸承徑向支反力作用中點（或前徑向支承中點）的距離。它主要取決于主軸端部結(jié)構(gòu)、前支承軸承和密封裝置的形式和尺寸，由結(jié)構(gòu)設計確定。由于前端懸伸量對主軸部件的剛度、抗振性影響很大，變 形量與 a 的二次方或三次方成正比例關(guān)系。，因此在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，設計時應盡量縮短該懸伸量。 14 在確定主軸前端懸伸量時應該滿足以下結(jié)構(gòu)要求：主軸前端要留有裝切削液噴頭的位置；軸承的寬度 B=27；軸承擋環(huán)的厚度 b=8；主軸下支承的安裝位置以及軸肩的寬度。 主軸支承跨距 L的確定 合理確定主軸主要支承間的跨距 L，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前軸端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前軸端的位移量盡管減小了，但主軸的彎 曲變形增大，也會引起主軸前端較大的位移。因此存在一個最佳跨距 L0，在該跨距時，因主軸彎曲變形和支承變形引起主軸前軸端的總位移量為最小。一般取 L0=（ 2～ ） a ，本文所設計的主軸暫取 L==360，但是實際結(jié)構(gòu)設計時，由于結(jié)構(gòu)上的原因，以及支承剛度因磨損會不斷降低，主軸主要支承間的實際跨距 L 往往大于最佳跨距 L0。 計算 主軸傳遞的扭矩 根據(jù)電機的扭矩 — 功率特性圖知，當主軸的轉(zhuǎn)速為基準轉(zhuǎn)速時所傳遞的扭矩最大，即 n=nj =1500r/min，則 Tmax = 106 nPmax= 106 = 104 N 選擇軸的材料和熱處理方法 選擇軸的材料為 40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理 , 其機械性能有設計手冊查得 ?b =700Mpa， ?s =500Mpa， ?1? =185Mpa 查機械設計手冊得 [?1]b =190Mpa 初選軸承 本文所設計的銑床主要用于銑削平面和打孔，軸承承受徑向載荷，還承受不大的軸向載荷，故 選擇單列圓錐滾子軸承背對背的組合。根據(jù)工作要求及后軸頸的直徑 (為 50mm)，由軸承產(chǎn)品目錄中選取型號為 32021 的單列圓錐滾子軸承，其尺寸（內(nèi)徑外徑寬度）為 d D b=50 80 20。 軸的結(jié)構(gòu)設計 15 擬定軸上零件的裝配方案 `本文所設計的主軸要用原有的主軸箱，根據(jù)主軸箱的結(jié)構(gòu)、 軸上零件定位、加工要求以及不同的零件裝配方案，參考軸的結(jié)構(gòu)設計的基本要求，得出如圖所示的軸結(jié)構(gòu)。 圖 42 主軸的結(jié)構(gòu) 如圖 42 中，拉桿與 BT50 拉刀抓連接，從右側(cè)裝入內(nèi)孔，然后再 裝入 BT50刀柄；齒輪、軸承、套筒、軸承套以及電磁鐵固定架從左側(cè)裝入，法蘭蓋從右側(cè)裝入，與軸承套用螺釘連接。 確定軸各段的直徑 根據(jù)前面的計算知：最小直徑 D=45mm，小軸承用鎖緊螺母進行軸向固定，所以取軸段 1 外螺紋的直徑 M1 =45mm；根據(jù)軸承的型號以及與軸的配合關(guān)系，取軸段 2的直徑 D2=50mm。 軸段 4處裝小齒輪，承受很大的徑向力，同時主軸是空心的，考慮到主軸的整體剛性，取軸段 4 的直徑 D4 =75mm，小齒輪用鎖緊螺母壓緊，則軸段 4 的直徑比軸段 3的直徑大 2～ 3mm，所以取軸段 3處的外螺紋直徑 M4 =72mm。 軸段 5上有兩個軸套，軸套左側(cè)用于定位小齒輪，中間用來壓緊和定位電磁鐵固定架，考慮到拆卸方便，軸段 5要比軸段 4 大 2～ 3mm，同時要比軸段 6 小 2～3mm 因此取軸段 5 的直徑 D5 =78mm，軸段 6的直徑 D6 =80mm。 大齒輪主要靠軸段 7的軸肩 來定位的， 為了保證定位可靠，軸段 7要比軸段6 的直徑大 5～ 10mm，但是考慮到主軸前端的內(nèi)孔交大，因此取軸段 7 的直徑為8 9 101 2 3 4 5 6 7 16 D7 =92mm。 軸段 8是前軸頸，主軸的直徑因與軸承的內(nèi)徑相等，考慮到軸承的型號以及與主軸的配合關(guān)系，取軸段 8的直徑 D8=95mm，軸承的型號為 32109。 主軸前端內(nèi)孔采用 7： 24 的錐度，裝 BT50 的刀柄，內(nèi)孔較大，取軸段 10的外徑 D10=127mm，軸段 9 主要起定位 作用，因比軸段 10大 5～ 10mm，因此取軸段 9的直徑為 D9=137mm。 確定各軸段的長度 軸段 4 和 6 的長度要比輪轂寬度（ 38mm）短 2～ 3mm，故這兩處軸段的長度取為 36mm。其中軸段 4 不包括退刀槽的長度。 軸段 1和 3有外螺紋，裝徑向鎖緊螺母，故軸段 1和 3的長度比鎖緊螺母長2～ 3mm，取軸段 1 的長度為 ，軸段 3的長度為 軸段 7主要與軸承套配合，壓緊軸承，為了保證軸承套與大齒輪之間有一定的間隙，取軸段 7 的長度為 25mm；軸段 8 是 后軸頸，所選軸承的寬度 B=32mm，軸承擋環(huán)的寬度 T=8mm，故取軸段 8 的長度為 44mm。 軸段 9是一個軸肩，主要起定位作用，取軸段 9的長度為 11 即可；主軸的前端面要裝端面鍵，同時主軸前端要留下裝切削液噴頭的位置，因此取軸段 10的長度為 69mm。 主軸內(nèi)孔要裝拉桿、拉刀抓及 BT50 刀柄，整體裝配起來應該讓拉桿不要伸出主軸內(nèi)孔太長，否則銑床的整體動剛度不好，根據(jù)主軸和主動軸的整體裝配關(guān)系，取軸段 1 的長度為 ，軸段 5的長度為 209mm。 綜上所述，主軸的跨距 L＝ 373mm，懸伸量ａ =96mm 軸向零件的周向固定 齒輪、電磁鐵固定架與軸的 周向定位均采用半圓鍵聯(lián)接。對于齒輪，由手冊查得半圓鍵的截面尺寸寬高直徑 =10 13 32(GB/T10982021)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 2