【正文】 、價格、技術(shù)先進、服務(wù)方便等因素，以及數(shù)控系統(tǒng)所具有的功能是否與CK6140的性能相匹配，盡量減少過剩的數(shù)控功能。硬件方面 （1）根據(jù)機床性能要求，確定機床支承件結(jié)構(gòu)形式為斜床身結(jié)構(gòu)，并進行總體布局。根據(jù)切削力大小及機床的變速要求，初步確定主電機型。由主電機的變速范圍，確定變速箱的減速級數(shù)以及傳動方式。第二章詳細論述主軸系統(tǒng)方案的制定。第四章主軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計。論文最后是本次畢業(yè)設(shè)計的心得和參考文獻。數(shù)控車床作為高度自動化的機電一體化設(shè)備，其主傳動系統(tǒng)的設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求。傳動系統(tǒng)設(shè)計合理，操縱方便靈活、迅速、安全可靠。③工作性能要求 主傳動中所有零部件要有足夠的剛度、精度和抗振性，熱變形性穩(wěn)定。 總體設(shè)計 擬定傳動方案數(shù)控機床需要自動換刀、自動變速；且在切削不同直徑的階梯軸，曲線螺旋面和端面時，需要切削直徑的變化,主軸必須通過自動變速，以維持切削速度基本恒定。無級調(diào)速有機械、液壓和電氣等多種形式，數(shù)控機床一般采用由直流或交流調(diào)速電動機作為驅(qū)動源的電氣無級變速。因此，數(shù)控機床主傳動變速系統(tǒng)常常在無級變速電機之后串聯(lián)機械有級變速傳動，以滿足機床要求的調(diào)速范圍和轉(zhuǎn)矩特性。液壓變速機構(gòu)是通過液壓缸、活塞桿帶動撥叉推動滑移齒輪移動來實現(xiàn)變速，雙聯(lián)滑移齒輪用一個液壓缸，而三聯(lián)滑移齒輪則必須使用兩個液壓缸（差動油缸）實現(xiàn)三位移動。但變速時必須主軸停車后才能進行，另外，它增加了數(shù)控機床的復(fù)雜性，而且必須將數(shù)控裝置送來的電信號轉(zhuǎn)換成電磁閥的機械動作，然后再將壓力油分配到相應(yīng)的液壓缸，因而增加了變速的中間環(huán)節(jié)，帶來了更多的不可靠因素。電磁離合器用于數(shù)控機床的主傳動時，能簡化變速機構(gòu)，操作方便。電磁離合器一般分為摩擦片式和牙嵌式。(2)根據(jù)負(fù)載轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速變化范圍和啟動頻繁程度等要求，考慮電動機的溫升限制、過載能力額啟動轉(zhuǎn)矩，選擇電動機功率，并確定冷卻通風(fēng)方式。(3)根據(jù)使用場所的環(huán)境條件，如溫度、濕度、灰塵、雨水、瓦斯以及腐蝕和易燃易爆氣體等考慮必要的保護措施，選擇電動機的結(jié)構(gòu)型式。(5)根據(jù)生產(chǎn)機械的最高轉(zhuǎn)速和對電力傳動調(diào)速系統(tǒng)的過渡過程的要求，以及機械減速機構(gòu)的復(fù)雜程度，選擇電動機額定轉(zhuǎn)速。電動機類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇由于不同的機床要求不同的主軸輸出性能(旋轉(zhuǎn)速度，輸出功率，動態(tài)剛度，振動抑制等)，因此，主軸選用標(biāo)準(zhǔn)與實際使用需要是緊密相關(guān)的。下面將對各種交流主軸系統(tǒng)進行對比、分析。 經(jīng)過對比分析本設(shè)計中決定采用VFNC系列變頻主軸電機。電動機容量的選擇選擇電動機容量就是合理確定電動機的額定功率。電動機發(fā)熱與其工作情況有關(guān)。（4）電動機電壓和轉(zhuǎn)速的選擇由資料[7],表22－1－9，小功率電動機一般選為380V電壓。 同一類型、功率相同的電動機具有多種轉(zhuǎn)速。選用轉(zhuǎn)速低的電動機則情況相反。本課題中數(shù)控機床的主軸的轉(zhuǎn)速范圍要求為25r/min~2500r/min。V帶輪傳動比確定為,ⅠⅡ軸上齒輪傳動比確定為ⅡⅢ軸上兩對直齒輪的傳動比分別為，所以兩條傳動鏈中，底速傳動鏈傳動比，高速傳動鏈傳動比，由此可得電機的轉(zhuǎn)速范圍：r/min,（5）確定電機的型號 由前面信息，可選取VFNC系列變頻主軸電機型號VFNC 。2. 恒功率范圍寬，可實現(xiàn)1:6倍恒功率設(shè)計3. （是我司“基頻制設(shè)計原理”在機床主軸電機上的成功應(yīng)用），達成低速力矩大，確保低速強力切削，超寬恒功率調(diào)速范圍，保障高速切削光潔度。VFNC系列變頻主軸電機特別適合數(shù)控車床類機床的主軸驅(qū)動，配合高性能矢量變頻器或主軸驅(qū)動器，更能發(fā)揮其優(yōu)良的主軸特性，成為性能與經(jīng)濟性具佳的數(shù)控車床類機床的變頻主軸驅(qū)動方案。）恒轉(zhuǎn)矩范圍恒功率范圍額定功率Kw額定電流A額定轉(zhuǎn)矩Nm額定功率Kw額定電流A額定轉(zhuǎn)矩Nm，30~1000r/minS1100%,1000~6000 r/minS650%,1000~4500 r/minVFNC 1125105機座長為470mm，電機軸徑為，軸伸為60mm，中心高115mm，其余安裝尺寸及其外形由資料[2]得。取，則對于數(shù)控車床，為了加工端面時滿足恒線速度切削的要求，應(yīng)使轉(zhuǎn)速有一些重復(fù)，故取Z=2故前面?zhèn)鲃颖确峙淇扇　８鶕?jù)工作原理可分為兩類：摩擦帶傳動和嚙合帶傳動。 普通V帶傳動是常見的帶傳動形式，其結(jié)構(gòu)為：承載層為繩芯或膠簾布，楔角為40176。其特點為：當(dāng)量摩擦系數(shù)大，工作面與輪槽粘附著好，允許包角小、傳動比大、預(yù)緊力小。其應(yīng)用于：帶速V≤25～30m/s。傳動比i≤10軸間距小的傳動。 保證帶在工作中不打滑的前提下能傳遞最大功率，并具有一定的疲勞強度和使用壽命是V帶傳動設(shè)計的主要依據(jù)，也是靠摩擦傳動的其它帶傳動設(shè)計的主要依據(jù)。確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速傳V：1初選帶輪的基準(zhǔn)直徑由表86和表88確定：取小帶輪直徑=160mm2驗算帶速V： (32)因為5m/sV30m/s,故帶速合適。=i?=160=208mm根據(jù)表88圓整為=224mm確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 1初定帶輪距得： (33)即 初取 2計算帶所需的基準(zhǔn)長度： (34)由表82選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1800mm3計算實際中心距： (35)安裝時所需最小軸間距： (36)張緊或補償伸長所需最大軸間距： (37)(5)驗算小帶輪包角： (38)所以小帶輪包角合適。1單根V帶的基本額定功率：根據(jù)和=1000r/min查表84a得基本額定功率=。 (310)取Z=4根計算單根V帶的初拉力的最小值： (311)應(yīng)使帶的實際初拉力計算壓軸力壓軸力的最小值為： (312)(9)帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸：由表810可查得為了減輕傳動軸上載荷，采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)，使帶輪上的載荷由軸承支撐進而傳給箱體，軸只承受轉(zhuǎn)矩，裝配裝置參見裝配圖。 皮帶輪的材料 根據(jù)V=／s≦30m／s ,考慮到加工方便及經(jīng)濟性的原則，采用HT1530的鑄鐵帶輪。又：D1－d1=194－45=149＞100 ，故在腹板上開4孔，a）、有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸如下：d=25mm。一端用軸肩定位,另一端用套筒定位。軸的最小尺寸，由式（15－2）， 式中，由表15－3，可取得110，故： (314)（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承因該軸承僅承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=18mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm,已知滾動軸承寬度b=12mm,則軸Ⅰ結(jié)構(gòu)如圖所示：圖 1軸Ⅰ結(jié)構(gòu)圖軸的受力分析和彎矩的計算=，轉(zhuǎn)速=，轉(zhuǎn)矩 (315) 在水平面上 (316) 在垂直平面上 (317)（如下圖所示） (318) 對于直徑為d的圓軸，彎曲應(yīng)力為,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為,將，則軸的彎扭合成強度條件為 (319)式中：—軸的計算應(yīng)力，MPa M—軸所受的彎矩，Nmm W—軸的抗彎截面系數(shù)，進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面D）的強度。因此，故安全。（6）由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次： (320)（7）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)（8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（1012）得： (321)2）計算（1）小齒輪分度圓直徑，代入[]中較小的值： (322)（2）計算圓周速度： (323)（3）計算齒寬： (324)（4）計算齒寬與齒高之比： 模數(shù) (325) 齒高 (326) (327)（5）計算載荷系數(shù)根據(jù)，6級精度，由圖108查得動載系數(shù)；直齒輪，由表102查得使用系數(shù)由表104查得6級精度，小齒輪非對稱支承時： (328)將數(shù)據(jù)代入得：； (329)由b/h=,，查圖1013得；故載荷系數(shù)： (330) （6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得： (331)（7）計算模數(shù)： (332)：由式（105）得彎曲強度的設(shè)計公式為： (333)1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；（2）由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（1012）得： (334) （4）計算載荷系數(shù)K： (335) （5）查取齒形系數(shù)由表105查得。（7）計算大小齒輪的并加以比較：