【正文】 主軸。采用電主軸結構可使主軸轉速達到 10000r/min 以上，它融合了尖端的高速精密軸承、潤滑技術、冷卻技術、高速變頻驅動技術，是技術含量很高的機電一體化產(chǎn)品。 功能復合化的目的是進一步提高機床的生產(chǎn)效率，使用于非加工輔助時間減至最少。寶雞機床廠已經(jīng)研制成功的 CX25Y 數(shù)控車銑復合中心，該機床同時具有X、Z 軸以及 C 軸和 Y 軸。該機床還配置有強動力刀架和副主軸。該機床工件一次裝夾即可完成全部加工，極大地提高了效率。柔性自動化技術是制造業(yè)適應動態(tài)市場需求及產(chǎn)品迅速更新的主要手段，是各國制造業(yè)發(fā)展的主流趨勢，是先進制造領域的基礎技術。CNC 單機向高精度、高速度和高柔性方向發(fā)展。網(wǎng)絡系統(tǒng)向開放、集成和智能化方向發(fā)展由此可見，現(xiàn)代數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設計不僅限于只滿足原有的基本要求，4 / 51還要綜合考慮現(xiàn)代制造對機床的整體要求，如制造控制、過程控制以及物料傳送，以縮短產(chǎn)品的加工時間、周轉時間、制造時間，以最大限度的提高生產(chǎn)率。在1958～1979 年間為第一階段，從 1979 年至今為第二階段。主要存在的問題是盲目性大，缺乏實事求是的科學精神。 在 20 余年間，數(shù)控機床的設計和制造技術有較大提高，主要表現(xiàn)在三大方面：培訓一批設計、制造、使用和維護的人才；通過合作生產(chǎn)先進數(shù)控機床，使設計、制造、使用水平大大提高，縮小了與世界先進技術的差距；通過利用國外先進元部件、數(shù)控系統(tǒng)配套，開始能自行設計及制造高速、高性能、五面或五軸聯(lián)動加工的數(shù)控機床，供應國內市場的需求，但對關鍵技術的試驗、消化、掌握及創(chuàng)新卻較差。存在的主要問題包括：缺乏象日本“機電法” 、 “機信法”那樣的指引；嚴重缺乏各方面專家人才和熟練技術工人；缺少深入系統(tǒng)的科研工作；元部件和數(shù)控系統(tǒng)不配套；企業(yè)和專業(yè)間缺乏合作，基本上孤軍作戰(zhàn)，雖然廠多人眾，但形成不了合力。建議切實做好以下幾點： 中國廠多人眾，極需正確的方針、政策對數(shù)控車床的發(fā)展進行有力的指引。在方針政策上，應講究科學精神、經(jīng)濟實效，以切實提高生產(chǎn)率、勞動生產(chǎn)率為原則。在步驟措施上，必5 / 51須使國產(chǎn)數(shù)控系統(tǒng)先進、可靠，狠抓產(chǎn)品質量與配套件過關，打好技術基礎。人是一切事業(yè)成敗的根本，層層都要重視“培才、選才、用才 ”，建立學習型企業(yè)，樹立企業(yè)文化，加速培育新人，培訓在職人員，建立師徒相傳制度，舉辦各種技術講座、訓練班和專題討論會，甚至聘請外國專家、顧問等，盡力提高數(shù)控。數(shù)控機床的擁有量及其性能水平的高低，是衡量一個國家綜合實力的重要標志。7 / 51第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 主傳動系統(tǒng)主要技術指標的確定中等規(guī)格的二軸聯(lián)動的數(shù)控車床，床身最大回轉直徑￠460mm，最大工件長度 1000mm；主軸通孔直徑 56mm，主軸錐度莫氏六號，可以加工直線、錐度、球面、螺紋罩等，功能齊全、精度可靠、操作方便。動力參數(shù)是指主運動驅動電動機的功率；運動參數(shù)是指主運動變速范圍。 動力參數(shù)的確定 主傳動中個傳動件的尺寸要根據(jù)傳動功率來確定。因此需合理確定主傳動功率。查機電一體化手冊車削功率在 816kw 之間根據(jù)切削功率 PC 與主傳動鏈的總效率 η 估算,即 P= 。數(shù)控車床的加工范圍一般都比較大，切削功率 PC 可根據(jù)有代表性的加工情況，由其主切削抗力 ZFPC= KW60V主切削力的切向分力，N；Z切削速度 N?? ；vcm查金屬切削手冊知，以硬質合金刀具車削合金結構鋼為例，數(shù)控車床有代表型的主切削力的切向分力 大約在 2500 左右，切削速度取 90—250r\min，ZF則知道 PC=2500 200\60000=?P= =c??8 / 51考慮到空轉運轉的功率損失，如各傳動件在空轉運行時的摩損功耗，傳動件的攪油和克服空氣阻力功率以及其其它動載荷的摩擦損耗等。 經(jīng)統(tǒng)計分析車床的最高轉速出現(xiàn)在硬質合金刀具精車鋼料的外圓工藝中，最低轉速出現(xiàn)在高速工具鋼刀具精車合金鋼工件的梯形絲杠中。inmaxddmax = = =1591 r/mininax10v?025?= = r/minminid320由于現(xiàn)代數(shù)控車床向高速高精度方向發(fā)展，考慮到今后的技術儲備，類比9 / 51行業(yè)中同類數(shù)控車床的轉速范圍初步選取 =20 r\min， =2022 r\min。數(shù)控車床加工工藝范圍廣，變速范圍大。我們把機床能傳遞全部功率的最低轉速稱為主軸計算轉速，以它為臨界轉速，如圖。數(shù)控車床變速范圍比較廣，計算轉速比普通車床高。該數(shù)控機床總變速范圍是 =2022\20=100，變速范圍較大，單靠無級變速nR裝置有難以實現(xiàn)。該數(shù)控機床是以經(jīng)濟型數(shù)控車床，設計主軸由交流變頻電動機經(jīng)皮帶論、齒輪傳動至主軸。所以在設計師不能依據(jù)總變速范圍來設計主創(chuàng)動系統(tǒng)，而應考慮電動機與主軸的功率匹配。 轉速圖的擬定 1．轉速圖的擬定　 分析和設計主傳動系統(tǒng)須應用一種特殊線圖，稱為轉速圖?！　∈紫雀鶕?jù)最高轉速和最低轉速確定變速范圍 ，選擇合適的公比 后再確定轉nRf?速級數(shù) ，繪制轉速圖。i17r（3）確定主軸的恒功率變速范圍 npR ??pR（4）確定電動機所能夠提供的恒功率變速范圍 dp 41506max??dpn由于 RnpRdp，電動機直接驅動主軸不能滿足恒功率變速要求，因此需要串聯(lián)一個有級變速箱，以滿足主軸的恒功率調速范圍。首先要考慮某些結構方面的問題，考慮結構能否實現(xiàn)：如小齒輪的齒根圓是否大于軸的直徑，大齒輪的頂圓是否會碰及相鄰軸等；其次因考慮結構是否合理，如布置是否緊湊，操縱是否方便等。主軸變速擬采用通過滑移齒輪的移位來實現(xiàn)，需保證當齒輪 2 與齒輪 4 完全脫開嚙合之后，齒輪 3 和齒輪 6 才能開始進入嚙合，所以齒輪 5 與齒輪 6 相鄰間的距離 b 要大于于滑移齒輪的寬度（齒輪 2 與齒輪寬度 之和） ，一般b3bb + +△, △=1 4 mm。?32:13 / 51主傳動系統(tǒng)示意圖15 / 51第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 傳動皮帶的設計和選定 帶傳動是由帶和帶輪組成傳遞運動和動力的傳動。摩擦帶傳動是機床主要傳動方式之一，常見的有平帶傳動和 V 帶傳動；嚙合傳動只有同步帶一種。、相對高度進似為 、梯形截面環(huán)行帶。繩芯結構帶體較柔軟，曲撓疲勞性好。傳動功率 P＜700kW。一．主要失效形式 1．帶在帶輪上打滑，不能傳遞動力； 2．帶由于疲勞產(chǎn)生脫層、撕裂和拉斷； 3．帶的工作面磨損。．V 帶傳動設計 　(1)設計功率的確定：查得工況系數(shù) ?AKkWPAd .3???(2) 選定帶型：根據(jù) 確定為 B 型。???v2~(7)初定帶輪軸中心距 ：0a得： ???????即： 6056570? 初取 40?(8)確定帶基準長度 ：0dL????0121042adaLd ????m????????? 選取基準長度 Ld120?(9)計算實際軸間距 ：a md ????????????取標準值 。(11)單根 V 帶的基本額定功率 ：1P根據(jù) 和 查得 B 型 V 帶的基本額定功率md125?in50rn?17 / 51。5(14)單根 V 帶的預緊力 ：?????????? ?? N924?(15)作用在軸上的力： NzFr ????(16)帶輪的結構和尺寸：由表可查得帶輪的具體結構參見零件圖為了減輕傳動軸上載荷，采用卸荷式帶輪結構，使帶輪上的載荷由軸承支撐進而傳給箱體，軸只承受轉矩，裝配裝置參見裝配圖。所以從最小齒輪 Z=26 開始設計校核。 = = =521 r/min2n1i? =9550 =9550 =T??高速檔軸 III = = =， 分別為、軸 III32?3?23?上軸承、齒輪傳動效率 = =521 1=521 r\min3n2?i: =9550 =9550 =3T??低速檔軸 III = =?3 = =521 =217 r\minn?i: =9550 =9550 =3T??動力傳動情況表：功率 kw 轉矩 ?軸號輸入 輸出 輸入 輸出轉速r\min傳動比傳動效率 ?電機 11 70 1500 軸 I 70 107 1：1.6軸 II 183 521 1：1.819 / 51高速 155 183 521 1:1 III低速 155 484 217 1: 齒輪副(32/76) 齒輪的設計與校核 因生產(chǎn)批量較小，故小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB~286HB,平均取為 260HB,與之嚙合的大齒輪用 42SiMn 合金鋼，調質處理，硬度217HB~255HB,平均取為 :圖 載荷變化圖計算步驟如下：1. 齒面接觸疲勞強度計算1）.初步計算 轉矩 =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, ??li1= =522MPa2Hlim2 取 值 β= 查表 =82dA01 dA20 / 51初步計算小齒輪直徑 = = =??13d2(i)HTA????32180(1).7568??取 =90mm1d初步計算齒寬 b=36mm,取 b=35mm2).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 =32,m= =,所以取 m=3 , =96mm1Z31d =76,m=3, =76 3=232mm22d?使用系數(shù) =動載荷系數(shù) =齒間載荷分配系數(shù) = =3751NH?1t2dTF?83096 = =\mm100N\mmtAbK75. =[ ( + )]cosβ???1Z2=[ ] =????????????????? .860.???? 0tantan2rcrc9osos1t??? /bnt? ??21 / 51 由此得 2/cosHFbK????? .?齒間載荷分布系數(shù) 查表 =HK?H?231dABCb????????? = ????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?cos9Z? 接觸最小安全系數(shù) = 總工作時間 =10 300 8 =4800hht ht? 應力循環(huán)次數(shù) 估計 ,則查表指數(shù) m= =1Lmniihi1ax6tT????????? =60 1 625 4800 ( +??+ )==接觸壽命系數(shù) 查圖 =, =22 / 51許用接觸應力 = = =798MPa??H???1Hlim1NHZS??= = =690MPa2FaY58.驗算 = H?EZ?21(i+)bdKT= ? (.4+)96=640MPa 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 =32, =76,模數(shù) =3。計算步驟如下：3. 齒面接觸疲勞強度計算1）.初步計算 轉矩 =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, ??li125 / 51= =522MPa??2H?lim2 取 值 β= 查表 =82dA01 dA初步計算小齒輪直徑 =