【正文】 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)完成后，軸上端蓋或法蘭的外形尺寸也就基本確定了。因此，軸上齒輪正確嚙合時(shí)應(yīng)保證兩傳動(dòng)軸和主軸的端蓋、法蘭蓋之間不會(huì)產(chǎn)生干涉。由前面的分析可知，Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸上端蓋或法蘭蓋外徑處尺寸分別為、。則Ⅰ、Ⅱ軸和Ⅱ、Ⅲ軸的中心距應(yīng)分別滿足下面的關(guān)系：在機(jī)床的傳動(dòng)系統(tǒng)中，在傳遞功率一定的前提下，齒輪的運(yùn)轉(zhuǎn)速度越高，傳遞的轉(zhuǎn)矩就越小，所需齒輪模數(shù)也就越?。欢退偌?jí)齒輪，因其運(yùn)轉(zhuǎn)速度較低，傳遞轉(zhuǎn)矩較大，則需要選用稍大模數(shù)齒輪，以防止輪齒折斷；或是像主軸上使用的齒輪，因?yàn)橹鬏S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(shù)又不能太多的矛盾，也需要選擇較大模數(shù)。因此，在機(jī)床的傳動(dòng)系統(tǒng)中，一般會(huì)用到2到3種模數(shù)，并沿高速級(jí)向低速級(jí)模數(shù)逐漸增大，以適應(yīng)輸出轉(zhuǎn)矩增大的需要的傳動(dòng)順序，模數(shù)逐漸增大，以適應(yīng)輸出轉(zhuǎn)矩增大或是滿足結(jié)構(gòu)要求的需要。本次設(shè)計(jì)選用的主軸電機(jī)功率為，主軸箱內(nèi)高速端是一級(jí)變速組、低速端是一級(jí)定比傳動(dòng)。初選高速組模數(shù)大小為，低速組模數(shù)為。則Ⅰ、Ⅱ軸和Ⅱ、Ⅲ軸上嚙合齒輪的齒數(shù)和分別為：將上面求得的齒數(shù)和對(duì)照《數(shù)控機(jī)床設(shè)計(jì)實(shí)踐指南》表23《各種常用傳動(dòng)比的適用齒數(shù)》，得且時(shí)的適用齒數(shù)為或；且時(shí)的適用齒數(shù)為。a)確定齒輪材料和極限應(yīng)力傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)，在滿足傳動(dòng)要求的前提下，應(yīng)盡可能降低成本，故變速齒輪選用45鋼表面淬火，硬度。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖532c查得45鋼表面淬火后齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力；由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖533c查得45鋼表面淬火后接觸疲勞極限應(yīng)力。b)計(jì)算許用彎曲應(yīng)力按《機(jī)械設(shè)計(jì)》式526計(jì)算許用彎曲應(yīng)力：式中：—試驗(yàn)齒輪齒根的彎曲疲勞極限，；—試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，；—彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，取10年計(jì)算則；—彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，一般傳動(dòng)取；重要傳動(dòng)取，本設(shè)計(jì)中取則c)計(jì)算載荷系數(shù)按《機(jī)械設(shè)計(jì)》式525計(jì)算載荷系數(shù)：式中：—使用系數(shù)，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，銑削加工時(shí)有輕微沖擊，故??；—?jiǎng)虞d系數(shù)，設(shè)計(jì)時(shí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)可取，齒輪精度低、速度高時(shí)取大值，反之取小值，這里??；—齒向載荷分布系數(shù)，設(shè)計(jì)時(shí)當(dāng)兩輪均為硬齒面時(shí)，取，這里取；—齒間載荷分配系數(shù)，設(shè)計(jì)時(shí)對(duì)于直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，取，這里取。則d)確定復(fù)合齒形系數(shù)根據(jù)初算的齒輪齒數(shù)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖538《外齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)》得各對(duì)嚙合齒輪中小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)為：，e)校核模數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式545b知，齒輪模數(shù)的校核公式如下：則Ⅰ、Ⅱ軸上嚙合齒輪的模數(shù)大小為：因?yàn)?，故Ⅰ、Ⅱ軸上齒輪所選模數(shù)符合要求。同理校核Ⅱ、Ⅲ軸上嚙合齒輪的模數(shù)：因?yàn)椋盛?、Ⅲ軸上齒輪所選模數(shù)也符合要求。在前面軸的設(shè)計(jì)中，只是用扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估算了軸的最小直徑，進(jìn)而進(jìn)行的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。但因?yàn)檗D(zhuǎn)軸工作時(shí)，受彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用，前面的估算只是簡(jiǎn)化算法，因此在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)完成后還應(yīng)對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算。本次設(shè)計(jì)中，選擇Ⅱ軸進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算。Ⅱ軸與Ⅰ軸和Ⅲ軸都有齒輪相嚙合，根據(jù)材料力學(xué)的知識(shí)，先分別單獨(dú)分析Ⅱ軸與Ⅰ、Ⅲ兩軸相嚙合時(shí)的軸承支反力，再求它們的合力在軸上的彎矩分布。如圖22所示，先作出Ⅱ軸與Ⅰ軸嚙合時(shí)的受力計(jì)算簡(jiǎn)圖（即力學(xué)模型），取集中載荷作用于齒輪及軸承的中點(diǎn)。a)計(jì)算齒輪上作用力的大小Ⅰ、Ⅱ軸的傳動(dòng)齒輪有兩個(gè)嚙合位置，但考慮到Ⅱ軸傳遞的轉(zhuǎn)矩與其轉(zhuǎn)速成反比，即當(dāng)Ⅰ、Ⅱ軸的傳動(dòng)齒輪為減速齒輪嚙合時(shí)，Ⅱ軸所受轉(zhuǎn)矩更大。故應(yīng)校核此位置的強(qiáng)度。轉(zhuǎn)矩　　　　　　　　　　　　　　圓周力　　　　　徑向力　　　　　軸向力　　　　　、的方向如圖22所示。圖22?、蜉S的強(qiáng)度計(jì)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(huà)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(gè)齒輪的作用力，沒(méi)有其它外力作用。故所求得合成彎矩即為當(dāng)量彎矩。d)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度截面C處當(dāng)量彎矩最大，故截面C為可能危險(xiǎn)截面。已經(jīng)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表122得45鋼調(diào)質(zhì)處理后的許用彎曲應(yīng)力，則所以，Ⅱ軸強(qiáng)度滿足使用要求。本次設(shè)計(jì)中的齒輪均為硬齒面，在前面的設(shè)計(jì)中按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，故還應(yīng)校核其齒面的接觸疲勞強(qiáng)度。這里?、蜉S上的固定齒輪（即齒輪3）進(jìn)行校核。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式547知齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算式為上式中，當(dāng)一對(duì)齒輪均為鋼制時(shí)，彈性系數(shù)，則齒面許用接觸應(yīng)力按下式計(jì)算，因?yàn)樵擙X輪直接將轉(zhuǎn)矩傳遞給主軸，故為較重要傳動(dòng)，取最小安全系數(shù)。則因?yàn)?，故齒面的接觸疲勞強(qiáng)度足夠。一般工作條件下的回轉(zhuǎn)滾動(dòng)軸承，經(jīng)常發(fā)生點(diǎn)蝕，因此要對(duì)其進(jìn)行壽命計(jì)算，防止軸承在預(yù)期工作時(shí)間內(nèi)產(chǎn)生疲勞點(diǎn)蝕破壞。在本次設(shè)計(jì)中選擇Ⅱ軸上的軸承進(jìn)行壽命校核。軸承的基本額定壽命與所受載荷的大小有關(guān)，作用載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前所經(jīng)歷的總轉(zhuǎn)數(shù)也就越少，即軸承的壽命越短。軸承的使用壽命與其當(dāng)量動(dòng)載荷間存在下面的關(guān)系：其中：—軸承壽命；　　　—軸承的轉(zhuǎn)速，取電動(dòng)機(jī)工作在額定狀態(tài)下，并且變速齒輪輸出高速轉(zhuǎn)速進(jìn)行計(jì)算，即??；　　　—基本額定動(dòng)載荷，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得31311型軸承；　　　—壽命指數(shù)，球軸承，滾子軸承；　　　—溫度系數(shù)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表158得；　　　—當(dāng)量動(dòng)載荷，對(duì)向心和角接觸軸承，在不變的徑向和軸向載荷作用下，其徑向當(dāng)量動(dòng)載荷為。Ⅱ軸的支承結(jié)構(gòu)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(zhǎng)度相比，載荷作用中心與軸承寬度中點(diǎn)的距離偏移在計(jì)算中可以忽略。圖23　Ⅱ軸的支承結(jié)構(gòu)圖而由前面軸的強(qiáng)度校核計(jì)算可知，即Ⅱ軸上沒(méi)有外力作用的軸向力作用，只有預(yù)緊軸承時(shí)產(chǎn)生的軸向力。故可得Ⅱ軸支承力學(xué)模型如圖24所示。圖24?、蜉S支承力學(xué)模型由軸承受力平衡可以得到下列方程：則在這里，并等于軸承預(yù)緊力的大小。A、B兩軸承處徑向載荷的大小可參考校核Ⅱ軸強(qiáng)度時(shí)求解得到的A、B兩處軸承支反力的大小，因此：又因?yàn)棰蜉S上外加軸向力大小為0，則等于軸承預(yù)緊力的大小，此處計(jì)算中取。則A、B兩軸承處當(dāng)量動(dòng)載荷分別為：故Ⅱ軸軸承使用壽命按B處軸承計(jì)算，為：5主傳動(dòng)進(jìn)給系統(tǒng)設(shè)計(jì)如圖25所示，銑削的進(jìn)給方向是平行于刀盤、垂直于主軸的方向，因此，銑削時(shí)刀頭所受軸向抗力很小，基本上可以忽略；而鏜刀的進(jìn)給方向是沿鏜桿軸向，因此鏜削時(shí)所受切削抗力主要為軸向力和徑向力。則本次設(shè)計(jì)中主軸進(jìn)給伺服電機(jī)的功率，應(yīng)根據(jù)鏜削時(shí)所受軸向抗力的大小來(lái)確定。圖25　銑削和鏜削加工示意圖鏜削加工通用性較強(qiáng)，但因?yàn)榧庸r(shí)刀桿懸伸布置，為保證鏜桿剛度和切削質(zhì)量，切削速度一般都較低，背吃刀量也較小，因此生產(chǎn)效率較低，多用于半精和精加工。與前面計(jì)算主軸電機(jī)功率時(shí)的原理相同，在這里我們先求出鏜削時(shí)的切削力。 式中：—切削層單位面積切削力，（即）； —切削層公稱寬度，； —切削層公稱厚度。查《金屬工藝學(xué)》（下冊(cè)）表12《幾種常用材料的值》，??；切削層公稱寬度在鏜削中表現(xiàn)為每轉(zhuǎn)進(jìn)給量，查《切削手冊(cè)》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(shí)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(huì)較大，故取。則切削力大小為：由加工經(jīng)驗(yàn)知道，切削力是總切削力其中一個(gè)分力，大約占總切削力的；而進(jìn)給力（即軸向力）只占總切削力的，因此可據(jù)此估算出主軸鏜削時(shí)所受軸向力的大?。褐鬏S的進(jìn)給伸縮是由伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)絲杠螺母副，再通過(guò)螺母座帶動(dòng)主軸運(yùn)動(dòng)的。因此主軸軸向抗力要折算成絲杠所承受的轉(zhuǎn)矩。從指導(dǎo)老師提供的滾珠絲杠產(chǎn)品目錄中初選絲杠基本直徑為，螺旋角為，則絲杠所承受轉(zhuǎn)矩大小為：則所選擇伺服電機(jī)的啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩和額定轉(zhuǎn)矩都必須滿足絲杠所能提供的轉(zhuǎn)矩要求，即要大于。查指導(dǎo)老師所供的伺服電機(jī)產(chǎn)品目錄，確定所選電機(jī)型號(hào)為1FT6 1058AC7，其主要參數(shù)和安裝尺寸如下：額定扭矩：靜態(tài)扭矩：額定轉(zhuǎn)速：圖26　1FT6 1058AC7伺服電機(jī)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(dǎo)程與公稱直徑）、支承方式等幾個(gè)方面的內(nèi)容。滾珠絲杠副的承載能力用額定動(dòng)載荷或額定靜載荷來(lái)表示，而在設(shè)計(jì)中一般按額定動(dòng)載荷來(lái)確定滾珠絲杠副的尺寸規(guī)格。在前面估算伺服電機(jī)所需輸出轉(zhuǎn)矩時(shí)，已從產(chǎn)品目錄中