【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們，他們的支持與情感，是我永遠的財富。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。他嚴肅的科學態(tài)度、嚴謹的治學精神和精益求精的工作作風，為保證畢業(yè)設計保持保量完成打下了堅實基礎，也深深地感染和激勵著我。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。如果時間允許，接下來，還應對機床的液壓系統進行完整設計，并完成機床的控制系統設計。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，完成了主傳動系統的動力參數設計和結構設計，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。換刀時用到的油缸結構如圖32所示。在此，也采用液壓機構實現。9換刀機構設計本次設計的臥式鏜銑數控機床，銑刀頭和鏜桿安裝完畢后，都是通過內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給變速油缸供油，推動活塞和撥叉向左運動，當到達左嚙合位置時，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。但是，為了改善主軸的輸出轉矩特性，使主軸在低速運轉時仍能滿足負載轉矩的要求，設計中采用在無級變速系統中串聯機械變速環(huán)節(jié)的方法，將主軸電機的變速范圍分割成高、低兩段，實現分段無級變速，以匹配主軸與負載的轉特性。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。在Ⅰ軸上設計一個凸輪，當主軸電機啟動后，Ⅰ軸通過鍵連接帶動凸輪轉動，以推動潤滑油泵活塞在缸體內作往復運動，實現將箱底滑潤油吸起并泵送至各滑潤點的功能，同時還可以起到給運動部件降溫的作用。7主軸箱潤滑系統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，也能減小系統運行的不平穩(wěn)性，提高主軸的運轉精度，保證加工質量。而方案一，雖然三根軸的相對位置沒有一那么緊湊，但這種設計的高度方向尺寸更大，因此在立柱上滑動時其導向長度也長，導向精度更高；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軌的距離大大減小，移動也更平穩(wěn)；另外，雖然看上去方案一中三軸的相對位置較為分散，但卻更能減小運轉過程中Ⅰ、Ⅱ軸上零件的震動、發(fā)熱對主軸旋轉精度影響。針對于本次臥式鏜銑數控機床，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。它直接影響著箱體的外形尺寸、傳動系統精度和箱體內的空間利用率。其特點是軸向剛度較高，預拉伸安裝時，預緊力較大。實踐證明，絲杠的軸承組合及軸承座以及其它零件的連接剛性不足，將嚴重影響滾珠絲杠副的傳動精度和剛度。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，本次設計中主軸進給絲杠采用兩端固定設計。最大計算靜載荷為：式中：—動載荷系數，查查《數控機床設計實踐指南》表414《動載荷系數》，?。弧捕扔绊懴禂?，查《數控機床設計實踐指南》表415《硬度影響系數、》，??；—最大工作載荷，在這里—滾珠絲杠螺母副的額定靜負荷。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。在前面估算伺服電機所需輸出轉矩時，已從產品目錄中初選基本直徑的絲杠。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。因此主軸軸向抗力要折算成絲杠所承受的轉矩。查《金屬工藝學》（下冊）表12《幾種常用材料的值》，?。磺邢鲗庸Q寬度在鏜削中表現為每轉進給量，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。與前面計算主軸電機功率時的原理相同，在這里我們先求出鏜削時的切削力。則本次設計中主軸進給伺服電機的功率，應根據鏜削時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軸強度時求解得到的A、B兩處軸承支反力的大小，因此：又因為Ⅱ軸上外加軸向力大小為0，則等于軸承預緊力的大小，此處計算中取。故可得Ⅱ軸支承力學模型如圖24所示。Ⅱ軸的支承結構如圖23所示，從圖上可以看出，圓錐滾子軸承寬度為，因此與軸的長度相比，載荷作用中心與軸承寬度中點的距離偏移在計算中可以忽略。軸承的基本額定壽命與所受載荷的大小有關，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也就越少，即軸承的壽命越短。一般工作條件下的回轉滾動軸承，經常發(fā)生點蝕，因此要對其進行壽命計算，防止軸承在預期工作時間內產生疲勞點蝕破壞。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，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。本次設計中的齒輪均為硬齒面，在前面的設計中按齒根彎曲疲勞強度設計，故還應校核其齒面的接觸疲勞強度。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。圖22　Ⅱ軸的強度計算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軸上只有兩個齒輪的作用力，沒有其它外力作用。故應校核此位置的強度。如圖22所示，先作出Ⅱ軸與Ⅰ軸嚙合時的受力計算簡圖（即力學模型），取集中載荷作用于齒輪及軸承的中點。本次設計中，選擇Ⅱ軸進行強度驗算。在前面軸的設計中，只是用扭轉強度初步估算了軸的最小直徑，進而進行的結構設計。則d)確定復合齒形系數根據初算的齒輪齒數，查《機械設計》圖538《外齒輪的復合齒形系數》得各對嚙合齒輪中小齒輪的復合齒形系數為：，e)校核模數由《機械設計》式545b知，齒輪模數的校核公式如下：則Ⅰ、Ⅱ軸上嚙合齒輪的模數大小為：因為，故Ⅰ、Ⅱ軸上齒輪所選模數符合要求。由《機械設計》圖532c查得45鋼表面淬火后齒根彎曲疲勞極限應力；由《機械設計》圖533c查得45鋼表面淬火后接觸疲勞極限應力。則Ⅰ、Ⅱ軸和Ⅱ、Ⅲ軸上嚙合齒輪的齒數和分別為：將上面求得的齒數和對照《數控機床設計實踐指南》表23《各種常用傳動比的適用齒數》，得且時的適用齒數為或；且時的適用齒數為。本次設計選用的主軸電機功率為，主軸箱內高速端是一級變速組、低速端是一級定比傳動。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又不能太多的矛盾，也需要選擇較大模數。因此，軸上齒輪正確嚙合時應保證兩傳動軸和主軸的端蓋、法蘭蓋之間不會產生干涉。圖20?、褫S主要軸向尺寸圖21?、蜉S主要軸向尺寸為簡化設計計算，在這里先根據由軸的結構設計得到的數據估算出各軸中心距、齒輪模數和齒數，然后對估取的模數進行校核（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。圖19　主軸主要軸向尺寸前面?zhèn)鲃虞S結構設計中，因為當時箱體寬度無法確定，因此只對Ⅰ、Ⅱ軸各段軸頸進行了設計。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。該臥式鏜銑數控機床的立柱部分，是另外一位同學設計的，他設計的導軌安裝寬度為，則箱體外側寬度可按如圖18所示裝配關系確定。最后折中選擇主軸行程為。因此，外層主軸的軸向尺寸在保證軸上各零件正常安裝的前提下，與主軸箱寬度有關。圖17　主軸前端支承結構尺寸圖根據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。因此，螺母座的結構設計基本滿足各方面尺寸要求。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。按照機械結構設計由內至外的原則，先確定拉刀桿的尺寸，再選擇合適的碟形彈簧，確定出內層