【正文】 最后，我還要感謝我的家人和與我四年相依相伴的同學(xué)們，他們的支持與情感，是我永遠(yuǎn)的財(cái)富。在畢業(yè)論文即將完成之際，我謹(jǐn)向沈老師致以最誠(chéng)摯的謝意，并向在畢業(yè)設(shè)計(jì)過程中為我提供幫助和解決困難的所有同學(xué)表示感謝。他嚴(yán)肅的科學(xué)態(tài)度、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)精神和精益求精的工作作風(fēng)，為保證畢業(yè)設(shè)計(jì)保持保量完成打下了堅(jiān)實(shí)基礎(chǔ)，也深深地感染和激勵(lì)著我。因此，研究雙層主軸設(shè)計(jì)的臥式鏜銑床結(jié)構(gòu)，作為畢業(yè)設(shè)計(jì)，是一個(gè)很好的鍛煉學(xué)生結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的課題，但倘若作為新的機(jī)床產(chǎn)品來研究，其價(jià)值可能就不是很大了。如果時(shí)間允許，接下來，還應(yīng)對(duì)機(jī)床的液壓系統(tǒng)進(jìn)行完整設(shè)計(jì)，并完成機(jī)床的控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)。在本次設(shè)計(jì)中，在參考國(guó)內(nèi)外同類機(jī)床產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的下，完成了主軸鏜桿伸縮式結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)，完成了主傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力參數(shù)設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，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(jī)床的總裝圖，明確了主軸箱、立柱、回轉(zhuǎn)工作臺(tái)等主要部件的裝配和相對(duì)位置關(guān)系。換刀時(shí)用到的油缸結(jié)構(gòu)如圖32所示。在此，也采用液壓機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)。9換刀機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)本次設(shè)計(jì)的臥式鏜銑數(shù)控機(jī)床，銑刀頭和鏜桿安裝完畢后，都是通過內(nèi)層主軸的碟形彈簧將其拉緊的。以圖示嚙合位置為例，變速系統(tǒng)工作過程為：當(dāng)接收到機(jī)械變速信號(hào)時(shí)，機(jī)床電控部分控制液壓系統(tǒng)給變速油缸供油，推動(dòng)活塞和撥叉向左運(yùn)動(dòng)，當(dāng)?shù)竭_(dá)左嚙合位置時(shí)，撥叉上的頂塊壓下行程開關(guān)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(huì)軸向誤動(dòng)作。但是，為了改善主軸的輸出轉(zhuǎn)矩特性，使主軸在低速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)仍能滿足負(fù)載轉(zhuǎn)矩的要求，設(shè)計(jì)中采用在無級(jí)變速系統(tǒng)中串聯(lián)機(jī)械變速環(huán)節(jié)的方法，將主軸電機(jī)的變速范圍分割成高、低兩段，實(shí)現(xiàn)分段無級(jí)變速，以匹配主軸與負(fù)載的轉(zhuǎn)特性。圖29　潤(rùn)滑油泵結(jié)構(gòu)圖圖30　分油器結(jié)構(gòu)圖在各潤(rùn)滑點(diǎn)，油嘴直接將潤(rùn)滑油噴到需要潤(rùn)滑的部件上。在Ⅰ軸上設(shè)計(jì)一個(gè)凸輪，當(dāng)主軸電機(jī)啟動(dòng)后，Ⅰ軸通過鍵連接帶動(dòng)凸輪轉(zhuǎn)動(dòng)，以推動(dòng)潤(rùn)滑油泵活塞在缸體內(nèi)作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)將箱底滑潤(rùn)油吸起并泵送至各滑潤(rùn)點(diǎn)的功能，同時(shí)還可以起到給運(yùn)動(dòng)部件降溫的作用。7主軸箱潤(rùn)滑系統(tǒng)設(shè)計(jì)有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的兩個(gè)零件之間不可避免地存在摩擦和磨損，因此，為機(jī)械系統(tǒng)選擇合理的潤(rùn)滑方式不但可以減小零件間的摩擦、磨損，延長(zhǎng)零部件的使用壽命，也能減小系統(tǒng)運(yùn)行的不平穩(wěn)性，提高主軸的運(yùn)轉(zhuǎn)精度，保證加工質(zhì)量。而方案一，雖然三根軸的相對(duì)位置沒有一那么緊湊，但這種設(shè)計(jì)的高度方向尺寸更大，因此在立柱上滑動(dòng)時(shí)其導(dǎo)向長(zhǎng)度也長(zhǎng)，導(dǎo)向精度更高；并且，它還大大減小了主軸箱的寬度方向尺寸，這樣能使得裝配后主軸箱的重心距立柱導(dǎo)軌的距離大大減小，移動(dòng)也更平穩(wěn)；另外，雖然看上去方案一中三軸的相對(duì)位置較為分散，但卻更能減小運(yùn)轉(zhuǎn)過程中Ⅰ、Ⅱ軸上零件的震動(dòng)、發(fā)熱對(duì)主軸旋轉(zhuǎn)精度影響。針對(duì)于本次臥式鏜銑數(shù)控機(jī)床，主軸箱通過導(dǎo)軌與立柱相連，并沿導(dǎo)軌在豎直面內(nèi)運(yùn)動(dòng)，因此箱體高度方向尺寸不能太小，而應(yīng)保證主軸箱沿導(dǎo)軌滑動(dòng)時(shí)有足夠長(zhǎng)的導(dǎo)向長(zhǎng)度，如圖28所示，擬定下面兩種布局方案。它直接影響著箱體的外形尺寸、傳動(dòng)系統(tǒng)精度和箱體內(nèi)的空間利用率。其特點(diǎn)是軸向剛度較高，預(yù)拉伸安裝時(shí)，預(yù)緊力較大。實(shí)踐證明，絲杠的軸承組合及軸承座以及其它零件的連接剛性不足，將嚴(yán)重影響滾珠絲杠副的傳動(dòng)精度和剛度。細(xì)長(zhǎng)絲杠在受壓縮載荷時(shí)，不會(huì)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(zhǎng)度，；—絲杠支承方式系數(shù)，本次設(shè)計(jì)中主軸進(jìn)給絲杠采用兩端固定設(shè)計(jì)。最大計(jì)算靜載荷為：式中：—?jiǎng)虞d荷系數(shù)，查查《數(shù)控機(jī)床設(shè)計(jì)實(shí)踐指南》表414《動(dòng)載荷系數(shù)》，取；—硬度影響系數(shù)，查《數(shù)控機(jī)床設(shè)計(jì)實(shí)踐指南》表415《硬度影響系數(shù)、》，??；—最大工作載荷，在這里—滾珠絲杠螺母副的額定靜負(fù)荷。前面的計(jì)算中鏜削進(jìn)給速度為，而所選絲杠基本導(dǎo)程為，因此鏜削加工時(shí)的絲杠轉(zhuǎn)速為：當(dāng)轉(zhuǎn)速時(shí)，滾珠絲杠螺母的主要破壞形式為滾珠球面上產(chǎn)生的塑性變形。在前面估算伺服電機(jī)所需輸出轉(zhuǎn)矩時(shí)，已從產(chǎn)品目錄中初選基本直徑的絲杠。查指導(dǎo)老師所供的伺服電機(jī)產(chǎn)品目錄，確定所選電機(jī)型號(hào)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(zhuǎn)速：圖26　1FT6 1058AC7伺服電機(jī)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(dǎo)程與公稱直徑）、支承方式等幾個(gè)方面的內(nèi)容。因此主軸軸向抗力要折算成絲杠所承受的轉(zhuǎn)矩。查《金屬工藝學(xué)》（下冊(cè)）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(zhuǎn)進(jìn)給量，查《切削手冊(cè)》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(shí)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(huì)較大，故取。與前面計(jì)算主軸電機(jī)功率時(shí)的原理相同，在這里我們先求出鏜削時(shí)的切削力。則本次設(shè)計(jì)中主軸進(jìn)給伺服電機(jī)的功率，應(yīng)根據(jù)鏜削時(shí)所受軸向抗力的大小來確定。A、B兩軸承處徑向載荷的大小可參考校核Ⅱ軸強(qiáng)度時(shí)求解得到的A、B兩處軸承支反力的大小，因此：又因?yàn)棰蜉S上外加軸向力大小為0，則等于軸承預(yù)緊力的大小，此處計(jì)算中取。故可得Ⅱ軸支承力學(xué)模型如圖24所示。Ⅱ軸的支承結(jié)構(gòu)如圖23所示，從圖上可以看出，圓錐滾子軸承寬度為，因此與軸的長(zhǎng)度相比，載荷作用中心與軸承寬度中點(diǎn)的距離偏移在計(jì)算中可以忽略。軸承的基本額定壽命與所受載荷的大小有關(guān)，作用載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前所經(jīng)歷的總轉(zhuǎn)數(shù)也就越少，即軸承的壽命越短。一般工作條件下的回轉(zhuǎn)滾動(dòng)軸承，經(jīng)常發(fā)生點(diǎn)蝕，因此要對(duì)其進(jìn)行壽命計(jì)算，防止軸承在預(yù)期工作時(shí)間內(nèi)產(chǎn)生疲勞點(diǎn)蝕破壞。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式547知齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算式為上式中，當(dāng)一對(duì)齒輪均為鋼制時(shí)，彈性系數(shù)，則齒面許用接觸應(yīng)力按下式計(jì)算，因?yàn)樵擙X輪直接將轉(zhuǎn)矩傳遞給主軸，故為較重要傳動(dòng)，取最小安全系數(shù)。本次設(shè)計(jì)中的齒輪均為硬齒面，在前面的設(shè)計(jì)中按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，故還應(yīng)校核其齒面的接觸疲勞強(qiáng)度。d)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度截面C處當(dāng)量彎矩最大，故截面C為可能危險(xiǎn)截面。圖22?、蜉S的強(qiáng)度計(jì)算b)求軸承的支反力水平面上支反力：垂直面上支反力：c)畫彎矩圖截面C處的彎矩為：水平面上的彎矩：垂直面上的彎矩：合成彎矩：同上可得，截面D處的彎矩為：水平面上的彎矩：垂直面上的彎矩：合成彎矩：Ⅱ軸上只有兩個(gè)齒輪的作用力，沒有其它外力作用。故應(yīng)校核此位置的強(qiáng)度。如圖22所示，先作出Ⅱ軸與Ⅰ軸嚙合時(shí)的受力計(jì)算簡(jiǎn)圖（即力學(xué)模型），取集中載荷作用于齒輪及軸承的中點(diǎn)。本次設(shè)計(jì)中，選擇Ⅱ軸進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算。在前面軸的設(shè)計(jì)中，只是用扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估算了軸的最小直徑，進(jìn)而進(jìn)行的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。則d)確定復(fù)合齒形系數(shù)根據(jù)初算的齒輪齒數(shù)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖538《外齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)》得各對(duì)嚙合齒輪中小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)為：，e)校核模數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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?yàn)?，故Ⅰ、Ⅱ軸上齒輪所選模數(shù)符合要求。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖532c查得45鋼表面淬火后齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力；由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖533c查得45鋼表面淬火后接觸疲勞極限應(yīng)力。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(duì)照《數(shù)控機(jī)床設(shè)計(jì)實(shí)踐指南》表23《各種常用傳動(dòng)比的適用齒數(shù)》，得且時(shí)的適用齒數(shù)為或；且時(shí)的適用齒數(shù)為。本次設(shè)計(jì)選用的主軸電機(jī)功率為，主軸箱內(nèi)高速端是一級(jí)變速組、低速端是一級(jí)定比傳動(dòng)。則Ⅰ、Ⅱ軸和Ⅱ、Ⅲ軸的中心距應(yīng)分別滿足下面的關(guān)系：