【正文】 單行本）[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004.[17][M].武漢：華中科技大學(xué)出版社，2006. [18][M].北京：人民郵電出版社，2007.[19][M].高等教育出版社，2007[20][M]化學(xué)工業(yè)出版社，2006。他為我們從學(xué)生轉(zhuǎn)變?yōu)檎嬲纳a(chǎn)者，把好了最后一關(guān)，同時(shí)也為我們以后參加工作做出了榜樣。再者，在此過程中使我們感受頗深的還有：從張老師身上看到了老師們對(duì)我們?cè)谠O(shè)計(jì)過程中出現(xiàn)問題時(shí)那種嚴(yán)謹(jǐn)和一絲不茍的教學(xué)態(tài)度。 通過最近一段時(shí)間的忙碌，使我們學(xué)到了許多書本上學(xué)不到的知識(shí)，同時(shí)也鍛煉了我們的獨(dú)立思考和解決問題的能力。從中我深深地體會(huì)到了知識(shí)在生活中的作用；也深深體會(huì)到了“書到用時(shí)方恨少”。為了限制進(jìn)給機(jī)構(gòu)的行程，在滾珠絲杠副處設(shè)置了兩個(gè)撞塊，并在機(jī)架上安裝了2個(gè)型號(hào)為L(zhǎng)X122的行程開關(guān)，使進(jìn)給機(jī)構(gòu)行程控制在470mm。絲杠的前支承采用了深溝球軸承，而后支承則采用了型號(hào)為35TAC72A的角接觸軸承。在主軸組件的進(jìn)給傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中，本課題采用了FANUC6L型直流伺服電動(dòng)機(jī)作為原動(dòng)機(jī)。同時(shí)，由于采用了混合陶瓷軸承，使軸承的運(yùn)轉(zhuǎn)速度提高、剛性增大、熱穩(wěn)定性更好，改善了全鋼軸承所存在的一些不足之處。為了提高主軸的剛度，主軸的支承采用了三支承形式，并在前后支承處讓角接觸軸承進(jìn)行背對(duì)背安裝，使主軸能夠承受雙向的軸向載荷。在大帶輪上還安裝了動(dòng)平衡較好的圓盤，主軸準(zhǔn)停中的發(fā)磁體被設(shè)置在圓盤上，而磁傳感器則安放于距離發(fā)磁體2～3mm處，實(shí)現(xiàn)了主軸準(zhǔn)停功能。通過對(duì)同步帶帶型的選擇，確定了同步帶傳動(dòng)的線速度、帶長(zhǎng)、軸間距等參數(shù)，并對(duì)大小帶輪進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。而在主運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)中，按照功能來分，可主要分為主軸傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、主軸準(zhǔn)停機(jī)構(gòu)、刀具自動(dòng)夾緊機(jī)構(gòu)以及切屑清除機(jī)構(gòu)。加工中心主軸組件的運(yùn)轉(zhuǎn)過程比較平穩(wěn)，且主軸組件的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，拆裝方便，維修容易，價(jià)格低廉。 本課題確定了立式加工中心主軸組件的總體設(shè)計(jì)方案，對(duì)主軸組件的各組成機(jī)構(gòu)進(jìn)行了方案論證、設(shè)計(jì)計(jì)算以及選型。故能夠滿足要求。則計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：(3) 型號(hào)選擇選擇聯(lián)軸器時(shí)，聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩要大于計(jì)算轉(zhuǎn)矩，許用最大轉(zhuǎn)速要大于電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。(2) 載荷計(jì)算已知進(jìn)給電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩為。根據(jù)估算得出的電動(dòng)機(jī)功率，選用FANUC的6L型電動(dòng)機(jī)，其主要性能指標(biāo)如下：輸出功率：；額定轉(zhuǎn)矩：；最大轉(zhuǎn)矩：；最高轉(zhuǎn)速：；轉(zhuǎn)子慣量：。當(dāng)然，寬調(diào)速直流伺服電動(dòng)機(jī)體積較大，其電刷易磨損，壽命受到一定限制。由于主軸處采用單圓頭普通平鍵，故鍵的工作長(zhǎng)度為鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為將上述參數(shù)代入公式（），故聯(lián)接工作面擠壓應(yīng)力為由于，所以能滿足要求。由于，所以能滿足要求。假定載荷在鍵的工作面上是均勻分布的，則普通平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度條件為： ……………………………………………… （）式中： —— 傳遞的轉(zhuǎn)矩（），單位為； —— 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度，單位為； —— 鍵的工作長(zhǎng)度，單位為，圓頭平鍵，平頭平鍵，這里的為鍵的公稱長(zhǎng)度，單位為，為鍵的寬度，單位為； —— 軸的直徑，單位為； —— 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位已知：帶輪作用在軸上的力，鍵所處主軸段直徑，鍵的寬度，鍵的公稱長(zhǎng)度，鍵的高度。除非存在嚴(yán)重過載，否則一般不會(huì)出現(xiàn)鍵的剪斷。帶寬為：式中： —— 嚙合齒數(shù)系數(shù) —— 同步帶的基準(zhǔn)寬度，按照帶寬，同步帶帶型為H型，由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》確定選帶寬代號(hào)為的H型帶，其帶寬(14) 作用在軸上的力式中： —— 作用在軸上的力； —— 設(shè)計(jì)功率； —— 帶速。(12) 基本額定功率按照同步帶的帶型為H型，由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》查得帶的許用工作拉力，帶的單位長(zhǎng)度的質(zhì)量。(10) 實(shí)際軸間距實(shí)際軸間距 式中： —— 初定軸間距； —— 節(jié)線長(zhǎng)； —— 帶長(zhǎng)。(9) 帶長(zhǎng)及其齒數(shù)式中： —— 帶長(zhǎng)； —— 初定軸間距； —— 小帶輪節(jié)圓直徑； —— 大帶輪節(jié)圓直徑。將，值代入公式（），得。按大帶輪齒數(shù)，同步帶帶型為H型，由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》查得其外徑(7) 帶速式中： —— 小帶輪節(jié)圓直徑； —— 小帶輪轉(zhuǎn)速。按照小帶輪齒數(shù)，同步帶的帶型為H型，由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》查得其外徑(5) 大帶輪齒數(shù)式中： —— 小帶輪轉(zhuǎn)速； —— 大帶輪轉(zhuǎn)速。故設(shè)計(jì)功率為：式中： —— 傳遞的功率，—— 載荷修正系數(shù)(2) 選定帶型和節(jié)距根據(jù)設(shè)計(jì)功率，小帶輪轉(zhuǎn)速，由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》確定帶輪的帶型為H型。將上述參數(shù)代入公式（），則以小時(shí)數(shù)表示的軸承壽命為由于，所以能夠滿足要求。根據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊，由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》查得載荷系數(shù)一般為，取。由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》查得分界判斷系數(shù)。將上述參數(shù)代入公式（），則以小時(shí)數(shù)表示的軸承壽命為由于，所以能夠滿足要求。則軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為 以小時(shí)數(shù)表示的軸承壽命（單位為h）為 ……………………………………………………（）式中： —— 失效率（可靠度）的基本額定壽命（） —— 軸承的轉(zhuǎn)速，單位為； —— 基本額定動(dòng)載荷，單位為； —— 當(dāng)量動(dòng)載荷，單位為； —— 壽命指數(shù)，對(duì)球軸承，滾子軸承。由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=。已知： ， ，則軸承7217AC所受徑向合力為軸承7215C所受徑向合力為（2） 軸承7217AC壽命計(jì)算軸承的工作年限為7年（一年按300天計(jì)算），每天兩班工作制（按16h計(jì)算），則軸承預(yù)期計(jì)算壽命為已知軸承7217AC所受的軸向負(fù)荷，徑向負(fù)荷。從圖上可知，在A、B兩處所用的是同種型號(hào)的角接觸球軸承，且D處的軸承是成對(duì)使用，共同承擔(dān)支承作用。與軸承座之間為間隙配合,配合目標(biāo)間隙值取9～15μm。為了提高機(jī)床的切削剛性，該軸承與主軸的配合采用過盈配合, 配合目標(biāo)過盈量取0～4μm。同時(shí),為防止軸承外圈因熱膨脹引起與軸承座之間的過緊現(xiàn)象, 引起軸承預(yù)緊增加,導(dǎo)致摩擦發(fā)熱加劇,故軸承外圈與軸承座之間一般選擇間隙配合。因此,為了提高軸承的剛性,防止軸承在工作期間因摩擦發(fā)熱而引起內(nèi)圈膨脹,導(dǎo)致內(nèi)圈與主軸之間產(chǎn)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)現(xiàn)象, 精密機(jī)床主軸軸承內(nèi)圈與主軸之間一般選擇過盈配合。而本課題的預(yù)緊方式采用隔套調(diào)整法及雙螺母預(yù)緊。因此，這些軸承通常成對(duì)安裝并施加預(yù)負(fù)荷以保證正確的接觸角?；旌咸沾汕蜉S承最常見的形式是角接觸球軸承，它可以在既有徑向也有軸向負(fù)荷時(shí)有效地高速運(yùn)轉(zhuǎn)。雖然只是把鋼球變成了氮化硅球，但是另一方面，溝道的幾何尺寸也作了改進(jìn)以優(yōu)化軸承性能。(a) (b) 主軸支承方案的確定主軸軸承的不同配置形式對(duì)主軸組件剛度損失有巨大的影響，從而確定當(dāng)支承跨距較大時(shí)，降低支承剛度，或適當(dāng)增大主軸軸頸直徑和內(nèi)孔直徑是減小主軸組件剛度損失的有效措施，并可提高其動(dòng)態(tài)性能。，前后支承均采用成對(duì)角接觸球軸承，以承受徑向