【正文】 （即X向）做距離移動和下滑板做Z向進給時，Z向床身的一條導軌將會承受很大的偏載。（b）是通過帶傳動的主傳動，它主要應用在小型數(shù)控機床上，可以避免齒輪傳動時引起的振動和噪聲，但它只能適用于低轉矩特性要求的主軸。齒輪變速級數(shù)初步定為兩級，高速級和低速級。而切削功率應是三個切削分力消耗功率的總和，但背向力消耗的功率為零，進給力消耗的功率很小，一般可忽略不計。從產品系列中可以看到，滿足機床主傳動功率要求的電機型號為1PH6 1354NF0，其主要參數(shù)如下：額定功率：額定轉速：最高轉速：最低轉速：額定扭矩：約 重：外形尺寸詳細參數(shù)如圖7所示：圖7　1PH6 1354NF0主軸電機外形及安裝尺寸圖零件設計的主要依據(jù)是所承受的載荷大小，而載荷取決于所傳遞的功率和轉速，外載一定時，轉速越高，所傳遞的轉矩就越小。如圖8所示，由《材料力學》的知識可知，剪應力在橫截面上是線性分布的，圓心處為零，當圓周上有最大應力值時，中心部分的應力仍較小，材料并沒有充分發(fā)揮作用。Ⅰ軸最小軸徑為，并且它要與主軸電機輸出端通過聯(lián)軸器相連。最終得到的Ⅱ軸各段軸頸大小如圖12所示。而滑移齒輪的結構，在上學期專業(yè)課程設計《CA6140主傳動系統(tǒng)設計》中已經有過接觸，因此決定選擇類似滑移齒輪的設計方案。下面再就主軸的支承形式展開討論。而為了保證刀具安裝牢固可靠，主軸內部應設計拉刀機構，當需要換刀時由位于主軸后部的油缸將拉桿頂出，釋放刀具，平時則依靠碟形彈簧自然拉緊。圖17　主軸前端支承結構尺寸圖根據(jù)確定出的內層主軸軸頸尺寸并選擇合理的壁厚以滿足強度要求，再逐步向外擴展，依據(jù)軸承內徑尺寸和所需定位軸肩高度，逐步確定出外層主軸的各段軸頸尺寸，并得到如圖17所示主軸前端各軸頸尺寸。到此，主軸（包括內層主軸和外層主軸）結構設計所需的重要尺寸都已經確定下來了。則Ⅰ、Ⅱ軸和Ⅱ、Ⅲ軸的中心距應分別滿足下面的關系：在機床的傳動系統(tǒng)中，在傳遞功率一定的前提下，齒輪的運轉速度越高，傳遞的轉矩就越小，所需齒輪模數(shù)也就越?。欢退偌夶X輪，因其運轉速度較低，傳遞轉矩較大，則需要選用稍大模數(shù)齒輪，以防止輪齒折斷；或是像主軸上使用的齒輪，因為主軸軸頸一般都較大，因此為了解決分度圓尺寸較大而另一方面齒輪齒數(shù)又不能太多的矛盾，也需要選擇較大模數(shù)。則d)確定復合齒形系數(shù)根據(jù)初算的齒輪齒數(shù)，查《機械設計》圖538《外齒輪的復合齒形系數(shù)》得各對嚙合齒輪中小齒輪的復合齒形系數(shù)為：，e)校核模數(shù)由《機械設計》式545b知，齒輪模數(shù)的校核公式如下：則Ⅰ、Ⅱ軸上嚙合齒輪的模數(shù)大小為：因為，故Ⅰ、Ⅱ軸上齒輪所選模數(shù)符合要求。故應校核此位置的強度。由《機械設計》式547知齒面接觸疲勞強度計算式為上式中，當一對齒輪均為鋼制時，彈性系數(shù)，則齒面許用接觸應力按下式計算，因為該齒輪直接將轉矩傳遞給主軸，故為較重要傳動，取最小安全系數(shù)。故可得Ⅱ軸支承力學模型如圖24所示。查《金屬工藝學》（下冊）表12《幾種常用材料的值》，取；切削層公稱寬度在鏜削中表現(xiàn)為每轉進給量，查《切削手冊》表1127《臥式鏜床的鏜削用量》，取各種切削條件下的平均值；切削層公稱厚度則是鏜削時的背吃刀量，考慮到鏜削多用于半精和精加工，切削深度一般不會較大，故取。前面的計算中鏜削進給速度為，而所選絲杠基本導程為，因此鏜削加工時的絲杠轉速為：當轉速時，滾珠絲杠螺母的主要破壞形式為滾珠球面上產生的塑性變形。其特點是軸向剛度較高，預拉伸安裝時，預緊力較大。7主軸箱潤滑系統(tǒng)設計有相對運動的兩個零件之間不可避免地存在摩擦和磨損，因此，為機械系統(tǒng)選擇合理的潤滑方式不但可以減小零件間的摩擦、磨損，延長零部件的使用壽命，也能減小系統(tǒng)運行的不平穩(wěn)性，提高主軸的運轉精度，保證加工質量。以圖示嚙合位置為例，變速系統(tǒng)工作過程為：當接收到機械變速信號時，機床電控部分控制液壓系統(tǒng)給變速油缸供油，推動活塞和撥叉向左運動，當?shù)竭_左嚙合位置時，撥叉上的頂塊壓下行程開關1，停止液壓系統(tǒng)繼續(xù)給油缸供油并保持油壓，保證嚙合過程中滑移齒輪不會軸向誤動作。在本次設計中，在參考國內外同類機床產品結構的下，完成了主軸鏜桿伸縮式結構的設計，完成了主傳動系統(tǒng)的動力參數(shù)設計和結構設計，合理布置了各軸空間位置；并繪制了完整的臥式鏜銑數(shù)控機床的總裝圖，明確了主軸箱、立柱、回轉工作臺等主要部件的裝配和相對位置關系。在畢業(yè)論文即將完成之際，我謹向沈老師致以最誠摯的謝意，并向在畢業(yè)設計過程中為我提供幫助和解決困難的所有同學表示感謝。因此，研究雙層主軸設計的臥式鏜銑床結構，作為畢業(yè)設計，是一個很好的鍛煉學生結構設計和傳動系統(tǒng)設計的課題，但倘若作為新的機床產品來研究，其價值可能就不是很大了。在此，也采用液壓機構實現(xiàn)。圖29　潤滑油泵結構圖圖30　分油器結構圖在各潤滑點，油嘴直接將潤滑油噴到需要潤滑的部件上。針對于本次臥式鏜銑數(shù)控機床，主軸箱通過導軌與立柱相連，并沿導軌在豎直面內運動，因此箱體高度方向尺寸不能太小，而應保證主軸箱沿導軌滑動時有足夠長的導向長度，如圖28所示，擬定下面兩種布局方案。細長絲杠在受壓縮載荷時，不會發(fā)生失穩(wěn)的最大壓縮載荷為臨界載荷：式中：，；—絲杠公稱直徑，；—滾珠絲杠直徑，；—絲杠最大受壓長度，；—絲杠支承方式系數(shù)，本次設計中主軸進給絲杠采用兩端固定設計。查指導老師所供的伺服電機產品目錄，確定所選電機型號為1FT6 1058AC7，其主要參數(shù)和安裝尺寸如下：額定扭矩：靜態(tài)扭矩：額定轉速：圖26　1FT6 1058AC7伺服電機安裝尺寸圖滾珠絲杠的選擇包括其精度選擇、尺寸規(guī)格（包括導程與公稱直徑）、支承方式等幾個方面的內容。則本次設計中主軸進給伺服電機的功率，應根據(jù)鏜削時所受軸向抗力的大小來確定。軸承的基本額定壽命與所受載荷的大小有關，作用載荷越大，引起的接觸應力也就越大，因而發(fā)生點蝕破壞前所經歷的總轉數(shù)也就越少，即軸承的壽命越短。d)按彎扭合成應力校核軸的強度截面C處當量彎矩最大，故截面C為可能危險截面。本次設計中，選擇Ⅱ軸進行強度驗算。則Ⅰ、Ⅱ軸和Ⅱ、Ⅲ軸上嚙合齒輪的齒數(shù)和分別為：將上面求得的齒數(shù)和對照《數(shù)控機床設計實踐指南》表23《各種常用傳動比的適用齒數(shù)》，得且時的適用齒數(shù)為或；且時的適用齒數(shù)為。圖20　Ⅰ軸主要軸向尺寸圖21?、蜉S主要軸向尺寸為簡化設計計算，在這里先根據(jù)由軸的結構設計得到的數(shù)據(jù)估算出各軸中心距、齒輪模數(shù)和齒數(shù)，然后對估取的模數(shù)進行校核（該過程實際上是校核輪齒的彎曲疲勞強度），最后再在強度校核時校核各輪齒的齒面接觸強度就行了。最后折中選擇主軸行程為。②與外層主軸配合的外徑大小為，也就是說內層主軸前軸頸應不小于。根據(jù)以上分析，最后確定如圖15所示主軸的支承形式。圖13　花鍵截面示意圖為了同時滿足傳遞扭矩和主軸伸縮時導向精度的要求，此處的鍵聯(lián)結應該選擇導鍵聯(lián)結。其中最先聯(lián)想到的是臺式鉆床的主軸設計方案：鉆頭在電動機帶動下高速旋轉，同時操作人員通過操縱桿使鉆頭向下伸出，完成鉆削工作。根據(jù)確定的聯(lián)軸器端直徑和該軸上布置的主要零件，確定Ⅰ軸各段軸頸的大小如下：圖11　Ⅰ軸軸頸尺寸分布圖Ⅰ軸聯(lián)軸器端直徑為，聯(lián)軸器軸向由軸肩定位；31310圓錐滾子軸承內徑大小為，軸承內圈用花鍵外徑定位，外圈用軸承端蓋壓緊；Ⅰ軸上花鍵規(guī)格為，31310圓錐滾子軸承內圈定位軸肩要求不小于，因此采用花鍵外徑定位軸承內圈滿足要求。因此，該傳動系統(tǒng)Ⅰ、Ⅱ軸按實心軸計算公式估算。《機械設計課程設計》表22《機械傳動和軸承等效率的概略值》收錄了常用機械傳動（包括齒輪傳動、鏈傳動、V帶傳動、聯(lián)軸器等）和軸承等的效率的概略值，參照前面方案設計中的傳動系統(tǒng)示意圖，可初估各軸輸入功率如下：在轉軸設計中，其特點是不能首先通過精確計算確定軸的截面尺寸。因為銑削時，同時工作的齒數(shù)較多，加工余量也比鏜削大得多，因此切削功率應以硬質合金刀具銑削碳鋼為標準來計算。功率選得過小，不能保證工作機的正常工作或使電動機將長期處于滿載甚至過載狀態(tài)而過早損壞。這就要求該機床主傳動應具有一定的調速范圍，以保證加工時銑削和鏜削能選用合理的切削用量，從而獲得最佳的生產率、加工精度和表面質量；也對主軸低速時的輸出轉矩提出了一定要求。機床布局示意圖如下圖所示。因此綜合考慮，采用由銑頭帶著刀具完成垂直進給運動，立柱帶著主軸箱完成橫向進給，工件只作縱向進給的運動分配方案。因為臥式鏜銑床主要用來加工中、小型箱體零件，用來擴大工件上已鑄出或已加工的孔，以及銑削平面、鉆削、加工端面和凸緣的外圓，以及切螺紋等，而不需要加工曲面或圓弧面。主