【導讀】研究工作所取得的成果。除文中已經(jīng)注明引用或參考的內容外，本論文不含。對本文的研究做出重。要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標注。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。學習期間所完成的學位論文的知識產(chǎn)權歸所擁有。有權保留并向國家有關部。手段保存和匯編本學位論文。本文對大多數(shù)企業(yè)數(shù)和普通車床的使用壽命長，加工精度低的現(xiàn)狀，不能大批量生產(chǎn)，自動化程度不高，適應性差，致力于改造普通車床加工成數(shù)控車床，大大提高企業(yè)的效率，在這項研究中，我在一些大量應用數(shù)控機床的工廠中進行學習和調查。了CA6140普通車床的結構和運動特性。初步有了主軸系統(tǒng)改造的粗略方案。主傳動改造時所需替換的電機、軸承等零部件型號。改造驅動進給傳動部件，計算和確定。導軌副、軸承、導軌等零部件型號。最后繪制了相關零部件。的零件圖和橫縱向進給系統(tǒng)的裝備圖。

　　

【正文】 扭變性也減少 。 為了保證機床的性能，這是必要的操作主軸的恒功率速度。因此，有必要建立分類變速箱。 假設取變速箱的公比：φ = pR = 則由于無級變速時： 1zzap pppRR????? 計算得出的變速箱的變速級數(shù)為： 25 lg 3 .0 4lglgppRZ?? ? ? 則取 Z=3 主軸直徑的計算 在設計之初，設計方案的確定，沒有具 體的結構。因此，只有根據(jù)原主軸直徑的統(tǒng)計數(shù)據(jù)，裝配通用機床，主軸直徑往往是從前面到后面一段一段的減少。后軸承直徑 D2 往畢業(yè)設計 (論文 ) 24 往比前軸承直徑 D1小。通常，車床主軸（ ） D1 D2 =200。磨床主軸往往是前。中后橋等，較粗。 d1= 110， d2= 80mm。 表 51主軸前軸徑直徑 主電動機功率 11 15 臥式車床 60~90 75~110 90~120 100~160 升降臺銑床 60~90 75~100 90~110 100~120 外圓磨床 60~70 70~80 75~90 75~100 主軸懸伸量的確定和跨距的選擇 在設計的時候，要盡量縮短量的懸升。主軸懸升量 a 實際前支撐徑向力作用點之間的距離。查閱《金屬切削機床》得到圖 1023， CA6140 車床工作的負擔是一個 a= 150 毫米的懸伸量。 對主軸組件的性能，主軸跨距（前、后軸承之間的距離）有很大的影響。 下面討論選擇的方法： 圖 52 主軸最佳跨距示意圖 查 閱 《金屬切削機床》 中 主軸的計算 方法 。 我們設計是假定 軸承為剛性支座， 另外假定它的 主軸為彈性體， 那么 主軸在前端受力 F 后 形成 的橈角為 δs。如圖 52 中 b 所 示。 ?????? ?? 133alEIFas? 式 （ ） 所以： 4113 33 ??????? ?? as ialEIaF? 如果 我們 假設主軸為剛體，支承為彈性體 。實際 情況應如圖 中 b 所示。 我可以 近似地認為支承受力 受力影響的 線性變形 ，只是變性不大 。前后支承的支反力 分別 為 AR 和BR ，剛度為 AK 和 BK ，則前后支承的變形 A? 和 B? 分別為 ： 畢業(yè)設計 (論文 ) 25 AAA KR?? ， BBB KR?? ， lala BAZ ??? ??????? ?? 1 ， 又 ?????? ?? laFRA 1 ， laFRB? ， 所以： ?????? ?????????? ?? 12122lalaKKKF BAAZ? 式（ ） 主軸端部的總撓度： ?????? ?????????? ???????? ???? 12113223lalaKKKFalEIFa BAAzs ??? 式（ ） 最小撓度的條件為 ddl? =0。這時的 l 則應該是最 佳跨距 0l 。 02213 203023 ??????? ?????????????????? ??? l alaKKKFalEI lFaBAA 式（ ） 整理后得： 0166 030 ????????? ???BAAaA KKKEIlKEIl 式（ ） 可以證明，這個三次方程的解經(jīng)過計算只存在唯一的正實根。但是這個方程求解起來比較麻煩。因此，可用計算線性圖解決。 令綜合變量3aKEIA?? 代入式（ ），可以得出 : ???????? ?????????161030BAKKalal? 式（ ） ?是 alo 和BAKK 函數(shù)，是一個 無量綱量?？梢杂肂AKK 為參變量，作出 ? — alo 的計算線圖，如 《金屬切削機床》中圖 1024 所示。計算單位：長度均為 m，力均為 N，彈性模量為2mN，畢業(yè)設計 (論文 ) 26 剛度為mN。 （ 1）前軸頸應為 75～ 110 ㎜。初步選定 1d =110 ㎜。后軸頸 2d =（ ～ ） 1d ，取 2d =80㎜。根據(jù)設計方案，選前軸承 選擇 NN3020K 型 圓柱滾 子軸承 ，后軸承 選擇 NN3016K 型 圓柱滾子軸承 。 （ 2）求軸承剛度 主軸的最大輸出轉矩（不考慮機械效率）： 7 . 59 5 5 0 9 5 5 0 1 4 3 2 . 550PT N m N mn? ? ? ? CA6140 車床的基本加工參數(shù)不會因為數(shù)控機床改造而改變，其最大加工直徑仍舊是最大回轉直徑 的 60%，即 軸頸長度為 240mm，故半徑為 。 切削力 1 4 3 2 .5 119380 .1 2cF N N?? 背向力 0. 5 59 39pCF F N?? 故總作用力 22 13347CPF F F N? ? ? 該 力作用于頂尖間 上的 工件上， 所以 主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力 為： 2F ≈6670N。 假設 時，先假設 一個 初值 為 al =3， 3 12 0 36 0l mm mm? ? ?。前后 軸承受到 的支反力 AR和 BR 分別為 ： 3 6 0 1 5 06 6 7 0 8 8 9 02 3 6 0A F l aR N Nl??? ? ? ? 1506 6 7 0 2 2 2 02 3 6 0B FaR N Nl? ? ? ? 根據(jù)式可求出前、后軸承的剛度 2116 /AK N m?? ； 1488 /BK N m?? （ 3） 求最佳跨距 2116 BKK ?? 初步計算，可以認為等效直徑的心軸 ed （同軸彎曲剛度的實際直徑主軸）前、后軸頸畢業(yè)設計 (論文 ) 27 的平均值。? ?110 80 / 2 95ed mm mm? ? ?。故慣性矩為 ? ?4 4 8 40 .0 5 0 .0 9 0 .0 8 3 0 1 .5 1 0Im ?? ? ? ? ? 1 1 83 3 62 .1 1 0 3 0 1 .5 1 00 .1 72 1 1 6 0 .1 2 1 0AEIKa??? ? ?? ? ??? 最佳跨距0 150 6 430l mm mm? ? ?。 驅動力通常不在實際計算時，考慮的范圍內。當然這和實際情況不一致。但只要計算條件是統(tǒng)一的，根據(jù)軸的集中載荷的計算。在相同條件下比較，計算結果可以用來判斷主軸組件。 軸承的選擇與計算 后支架可自動調整為雙列球面球軸承，如圖 所示。雙列角接觸球軸承可承受徑向載荷和軸向載荷，更重要的是可以消除安裝誤差引起的干擾，導軌的直線度誤差，在切削軸與軸承之間 的變形過程，自動調整其相對位置，保證運行的準確性和螺釘?shù)奈恢镁取? 圖 52雙列向心球面球軸承 軸承的校核 檢查主軸的強度。所有的高速主軸組件，臨界轉速的計算必須進行系統(tǒng)。 在確定規(guī)定條件的切割機，還有一個最大的未切割的自激振動。機床設計中，為了獲得機床的剛度要求，根據(jù)機床設計的尺寸和性能，一個極限切削寬度的規(guī)定在機床系統(tǒng)的剛度要求，可以計算如下： 畢業(yè)設計 (論文 ) 28 ??? c o s)1(2 ?? kimcbX bKK 式（ ） 式中 cbK —— 表示切削系數(shù)（ N/（ μm mm）） 。 limb —— 表示極限切削寬度（ mm） 。 ?—— 表示機床系統(tǒng)阻尼比； ?—— 表示作用力 aF 與切削工件表面垂直線的夾角。 用于機床和切削方法，β是一個固定的常數(shù)。不同的切削速度 v 不同于進給速度。但切割需要實際的使用是一種穩(wěn)定的下限，最后決定極限切削寬 ?limb 。經(jīng)過數(shù)個實驗最后得出， V=50m/min， s=， cbK 最大，即要求 xK =(μm mm)， β=176。 考慮到主軸外伸端長度和前面的直徑不小，在變形的計算忽略了。根據(jù)其他機床的結果，包括主軸是 50% ~ 70%主軸主軸變形，所以平均是 60%；并通過支持變形占 30%到 50%，平均 40%。所以： ? ?? ? ?????? ????2222 ABABBA aaaaKK 式（ ） 主軸本身端部的剛度 : AAs KKK ?? 式（ ） 在簡支梁的計算。有多種可選的軸承，如深溝球軸承，單或雙列圓柱滾子軸承，軸承的簡化點 ..如果三接觸軸承然后在第二中心線接觸線的交點旋轉，前軸承。這種方法可使軸承剛度等于原軸承的 倍， ?tan2mde? 。 主軸的計算簡圖見圖 53： 圖 53主軸計算簡圖 ? ?EI aaF AA31 2??? 式（ ） 式中 I —— 代表主軸支承之間那一段的當量慣性矩（ 4m ），Ｉ＝ ? ?44 ie dd ? ； ed 、 id —— 代表主軸支承之間的當量外徑和孔徑（ｍ）． 把Ｉ和Ｅ的值代入上式，得到鋼制主軸的剛度為： 畢業(yè)設計 (論文 ) 29 ? ?? ?AAies aa ddK ? ??? 1103 2 444 式 () 當 ?ei dd 時，孔對剛度的影響幾乎可以忽略，則 : ? ?AA es aa dK ??? 11032 44 式 () 按式子算出的 sK 應大于或等于上面得出的剛度要求。此 CA6140 車床：跨距l(xiāng)=470mm? 當量外徑 ed ＝ 主軸剛度： 由于 ei dd/ =52/106=＜ 故： ? ? mNmNKs ?? /1240/ 244 ????? 對于機床剛度的要求，由于高效的通用機床和機床主軸的剛度可根據(jù)自激振動的穩(wěn)定性決定。取 ?＝ ；當ｖ＝ 50m/min， s=， ?cbK ＝ ， β=68。根據(jù)計算需要 切削穩(wěn)定性良好的機床，取 : mmDb m a xlim ?? 代入式（ ）得： ? ? mNKB ?/ o???? ?? 根據(jù) 機床 穩(wěn)定性指標的規(guī)定， 假定 工件長度 L= maxD =120mm。 根據(jù)式（ ） ? ?? ? mNmNK A ?? /619/470/741 470/2222 ??????? ?????? 根據(jù)式 （ ） mNmNKK As ?? /619/1 0 2 ??? 對主軸進行有限元分析 CA6140 主軸結構復雜，并且在過去的分析，它是用來計算經(jīng)驗公式，它不僅復雜，而且具有較大的計算誤差。解域是由許多小的子域有限元互連，每個單元假定一個合適的（簡單）的一般領域符合條件的近似解和派生（如平衡條件結構），從而通過有限元分析獲得的溶液（ FEA，有限元分析。有限元方法可以適應各種復雜的形狀，可適用于各種復雜的形狀，從而成為一種有效的工程分析方法。 有限元分析可以分為兩個階段，治療前和治療后。預處理是建立有限元模型，完成網(wǎng)格劃分，再后是收集和分析結果，和用戶可以很 容易地提取信息和理解的結果。本文根據(jù)階梯軸的主軸 CA6140 型車床主軸的特點，分為十段，由思想。 0幾何建模，應用 ANSYS5。7軟件的機床主軸的簡化力學模型，提出了，在三節(jié)添加約束后，根據(jù) 4 單位體表單元劃分的幾何模型。的變形和應力主軸在低速大負荷進行了分析。 [20] 機床主軸有限元分析 1 建模，得到 畢業(yè)設計 (論文 ) 30 圖 54主軸建模圖 2 對建模進行前置處理，得到 圖 55主軸建模圖前置處理 機床主軸是兩支撐結構，和中間輔助支持是提高機床的剛度但在低速、重載運行，軸變形大，所以輔助支持播放，所以按 三支持和約束。 根據(jù) 部分的力學簡化模型，添加約束和力在 3 節(jié) ..補充因為力主要來自前前端支撐卸載裝置，長久以來的支持，所以在添加 X， Y 的前面， Z向移動的約束和 X， Y 的轉動約束 2，中間支持和后臺支持主要的 X， Y方向的移動，以防止 z 定義，所以中間支撐，支持 X， Y 向約束，添加，圖形，如圖 所示。