【正文】 通過改變主軸的旋轉(zhuǎn)方向可以加工出左螺。該機床光電編碼器通過 1：1的同步齒輪與主軸同步旋轉(zhuǎn)，實現(xiàn)進給系統(tǒng)的每轉(zhuǎn)進給和螺紋切削。加工螺紋時，應(yīng)是帶動工件旋轉(zhuǎn)的主軸轉(zhuǎn)速與坐標軸的進給量保持一定的關(guān)系，即主軸每轉(zhuǎn)一圈，按所要求的螺距沿工件的軸向坐標進給相應(yīng)的脈沖量。 主軸旋轉(zhuǎn)與軸向進給的同步控制 在螺紋加工中，為保證切削螺紋的螺距，必須有固定的起刀點與退刀點。上述三擋通過電磁閥改變液壓缸通油方式的不同組合，推動變擋齒輪軸來實現(xiàn)。 齒輪有級變速變擋裝置該機床齒輪有級變速采用液壓撥叉來實現(xiàn)。參看變頻器驅(qū)動電機的電氣接線圖和主軸正反轉(zhuǎn)及變檔電氣接線圖。如不須換擋，則在轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)按線性插值求出新的轉(zhuǎn)速值，輸出至變頻器驅(qū)動裝置，調(diào)節(jié)電動機的轉(zhuǎn)速。 主軸轉(zhuǎn)速的自動變換主軸電動機調(diào)速時，電動機的驅(qū)動信號由電動機的驅(qū)動電路根據(jù)轉(zhuǎn)速指令來轉(zhuǎn)換。 在目前數(shù)控車床中，主軸控制裝置通常是采用交流變頻器來控制交流主軸電動機。目前，交流驅(qū)動的性能已達到直流驅(qū)動的水平。(5) 噪聲低、震動小、壽命長。(3) 加減速時間短。為滿足數(shù)控車床對主軸驅(qū)動的要求，必須有以下性能:(1)寬調(diào)速范圍，且速度穩(wěn)定性能要高。其中主軸運動是數(shù)控車床的一個重要內(nèi)容，以完成切削任務(wù)，其動力約占整臺車床的動力的 70%～80%。()MT???g).校核軸頸齒輪中間處軸直徑 d= = =45mm90mm。3808r N?39。采用快速裝卸卡盤結(jié)構(gòu)。 機床支撐跨度很大程度上受其他零件結(jié)構(gòu)的影響，此機床 L=510mm 左右，主軸的外伸長度 a=170~102mm 范圍即可。因車床最大回轉(zhuǎn)直徑 D=460mm400mm，采用莫氏錐度 6 號，錐度大端直徑D=，錐度 =1：，長度 L=181mm，d=?4．支撐跨度及懸伸長度為了提高剛度，應(yīng)盡量縮短主軸的外伸長度 a，選擇適當?shù)闹慰缍?L。 D1，主軸后軸頸的直徑 D2表 D1（按電機功率）mm功率（kw）D1mm～ 2～ 3～ 5～ ～11車床 60～80 70～90 70～105 95～130 110～145銑床及加工中心 50～90 60～90 60～95 75～100 90～105外圓磨床 —— 50～60 55～70 70～80 75～90由上表可取 D1=110mm因此可知由式子 21(~.8)D?后端直徑 1m?圓整后 292．主軸內(nèi)徑 d主軸孔徑 d 取主軸平均直徑的 55%65%，取 d=56mm。這種配置保證了軸承有較高的回轉(zhuǎn)精度，允許較高的轉(zhuǎn)速和剛性，適用于負載較大的數(shù)控車床。主軸后端安裝雙列向心短圓柱滾子軸承，其徑向間隙也由圓螺母來調(diào)整。通過軸向移動內(nèi)圈，改變其在主軸上的位置來調(diào)整軸承間隙。軸承精度等級選 P4 級。角接觸軸承為點接觸，為了提高剛度和承載能力采用三聯(lián)組培的方式。 主軸軸承選擇角接觸軸承既可以承受徑向載荷又可以承受軸向載荷。主軸中孔用與通過棒料，拉桿或其它工具。前軸承到主軸前端的距離（稱懸伸量）應(yīng)盡可能小一些。數(shù)控機床的材料通常是 45 號或 60 號優(yōu)質(zhì)中碳鋼，需調(diào)質(zhì)處理。各種材料的彈性模量幾乎相同，因此剛度也不是選材的依據(jù)。因此，強度一般不做為選材的依據(jù)。對精度有影響的首先是軸承，其次是安置刀，夾具和工件的部位，如錐孔，定心軸徑等。研究如何減少主軸組件的發(fā)熱，如何控制溫度，是高精40 / 51度機床主軸組件的研究的主要課題之一。前后軸承的溫度不同，還會導(dǎo)致主軸軸線傾斜。溫度是使?jié)櫥驼扯冉档?，降低了軸承的承載能力。4 升溫和熱變形主軸組件工作時因各相對運動的處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生溫升，從而使主軸組件的形狀和位置發(fā)生變化（熱變形） 。影響抗振性的因素主要有主軸組件的靜剛度，質(zhì)量分布和阻尼（特別是主軸前支撐的阻尼）主軸的固有頻率應(yīng)遠大于激動力的頻率，以使它不易發(fā)生共振。3 抗振性主軸組件工作時產(chǎn)生震動會降低工件的表面質(zhì)量和刀具耐用度，縮短主軸軸承壽命，還會產(chǎn)生噪聲影響環(huán)境。影響主軸組件彎曲剛度的因素很多，如主軸的尺寸和形狀，滾動軸承的型號，數(shù)量，配置形式和欲緊，前后支撐的距離和主軸前端的懸伸量，傳動件的布置方式，主軸組件的制造和裝配質(zhì)量等。通用（包括數(shù)控）機床的旋轉(zhuǎn)精度已有標準規(guī)定可循。主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度主要取決于各主要件，如主軸，軸承，箱體孔的的制造，裝配和調(diào)整精度?？紤]載荷??31b0.???較均勻分布，本次校核是在極端情況下進行且誤差在 5%之內(nèi)，所以合理。195r 畫水平面內(nèi) xy 和垂直面內(nèi) xz 受力圖,見附圖 1.c).畫水平面彎矩圖 見附圖 畫垂直面彎矩圖 Mxz 畫合成彎矩圖 2xyzM??d).畫軸轉(zhuǎn)矩圖 見附圖e)許用應(yīng)力 用查入法查表 =, =60MPa0b?????1b????? 應(yīng)力校正系數(shù) = =???????f).畫出當量彎矩圖 見附圖 1 當量彎矩 =108460 ? 齒輪中間截面處當量彎矩 =39。根據(jù)軸及軸上零件作用，完成軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ,： 38 / 51在水平面內(nèi)與豎直平面內(nèi)對軸進行受力分析計算如下： a）.計算齒輪受力 =9550 =1831T?2PnmN? 圓周力 = = 徑向力 = N，r ????? 軸向力 aF0t31t6b）.計算支撐反力 垂直面內(nèi)支撐反力 =580N, =806N1r2rF 水平面支撐反力 , 39。????360.?在軸頸處 d= = =30mm35mm，所以該軸設(shè)計得合理。()軸頸處當量彎矩 = =39。1rF 用查入法查表 =, =60MPa0b?????1b????? 應(yīng)力校正系數(shù) = =???????f).畫出當量彎矩圖 見附圖 1 當量彎矩 =63346 ? 齒輪中間截面處當量彎矩 =39。 傳動軸的設(shè)計與校核 傳動軸 I 的設(shè)計與校核1）.估算軸頸 d假設(shè)軸材料為 45鋼，則由公式 ，查表 C=118, 3pdCn??=25mm，??2)軸結(jié)構(gòu)設(shè)計該軸兼有傳動軸和液壓變檔滑移作用，畫出 Z=26 的齒輪輪廓,齒輪分度圓直徑較大,不需要采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。計算步驟如下：5. 齒面接觸疲勞強度計算1）.初步計算 轉(zhuǎn)矩 =9550 =9550 = .1T?? 齒寬系數(shù) =?接觸疲勞強度極限 =710MPa, =580MPa,lim1H?lim2H許用接觸疲勞強度極 = =639 MPa, ??li130 / 51= =522MPa??2H?lim2 取 值 β= 查表 =82dA01 dA初步計算小齒輪直徑 = = =165mm1d??13d2(i)HT????32180(1).7548??取 =165mm1d初步計算齒寬 b=25mm,取 b=25mm2).校核計算圓周速度 v v= =????精度等級 8 級齒數(shù) Z 和模數(shù) m =54,m= =,所以取 m=3 , =165mm1Z31d =54,m=3, =54 3=165mm22d?使用系數(shù) =動載荷系數(shù) =齒間載荷分配系數(shù) = =2208NH?1t2dTF?83065 = =\mm100N\mmtAbK. =[ ( + )]cosβ???1Z2=[ ] =????????????????? .2076.???? 0tantan2rcrc9osos1t???31 / 51 cos/cosbnt??? ? 由此得 =????齒間載荷分布系數(shù) 查表 =HK??310dABC????????? = .????載荷系數(shù) K K= = =?? 彈性系數(shù) = 節(jié)點區(qū)域系數(shù) = 重合度系數(shù) 由式得因 得 故? 1???? ??43Z?? ???? ??? 螺旋角系數(shù) Z?? 接觸最小安全系數(shù) = 總工作時間 =10 300 8 =4800hht ht? 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 估計 ,則查表指數(shù) m= =1Lmniihi1ax6tT????????? =60 1 625 4800 ( +??+ )==32 / 51接觸壽命系數(shù) 查圖 =, =許用接觸應(yīng)力 = = =798MPa??H???1Hlim1HS??= = =驗算 = H?E?21(i+)bdKT= ? (.8+)9=632MPa 698MPa 滿足要求.3).確定傳動主要尺寸 分度圓直徑 由以上運算知道 =54, =54,模數(shù) =3。1Z2nm /costnm??03/?分度圓直徑 = = 30=? = 54=? 中心距 a = =127mm12)m(za?3(0+54)齒寬 b 大齒輪 ,小齒輪2b?17bm?4. 齒面彎曲疲勞強度驗算齒形系數(shù) FaY ??? 28 / 51 查表得 ?應(yīng)力重合修正系數(shù) 查表得 ?重合系數(shù) ? ?? ????????????????? = 01. ==+ =+ =?.7v?.169螺旋角系數(shù) Y? ??????minY?齒間載荷分配系數(shù) 由上面知 =?FK?齒間載荷分布系數(shù) b/h=70/ ( )= 查相關(guān)圖知 =1..2? FK?載荷系數(shù) K K= =1..25 =???彎曲疲勞極限 查試驗齒輪的彎曲極限表 =600MPa,minF?min1F?=450 MPa,min2F彎曲最小安全系數(shù) 有相關(guān)表 =應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 估計 ,則查表指數(shù) m== =60 2 625 4800 (mni1hi6axtT???????????+ + )=.?=60 1 698 4800 ( + ?. .95?+ )=. 7129 / 51彎曲壽命系數(shù) 查彎曲壽命系數(shù)圖 =, =尺寸系數(shù) 査尺寸系數(shù)圖 = x x許用彎曲應(yīng)力 =??F??? MPS????= aFY驗算 = 111aSnKTbd?? ????=220MPa??1F? 221FaSFY?.35600aMP???2F????傳動無嚴重過載情況,固不作靜強度校核. 為保證滑移齒輪在滑移時總處于嚙合狀態(tài)，小齒輪因足夠?qū)?，小齒輪寬度最少應(yīng)大于最大滑移距離與 Z=54 齒輪的寬度值之和。1Z2nm /costnm??03/?分度圓直徑 = = 32=? = 76=? 中心距 a = =165mm12)m(za?3(+76)齒寬 b 大齒輪 ,小齒輪25b?135bm?2. 齒面彎曲疲勞強度驗算齒形系數(shù) ? ??