XK100立式數控銑床主軸部件設計（含全套CAD圖）

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 目 錄 第一章 數控銑床的介紹……………………………………………… 4 1.1 數控銑床的主要功能…………………………………………… 4 1.2 數控銑床的主要特點…………………………………………… 5 第二章 總體設計方案………………………………………………… 7 第三章 電機的選擇…………………………………………………… 7 3.1 確定主軸傳動功率……………………………………………… 7 3.2 電機的選擇……………………………………………………… 8 3.3 主軸的變速過程………………………………………………… 9 第四章　軸類零件的設計…………………………………………… 10 4.1 軸的設計概述………………………………………………… 10 4.2 主軸主要結構參數的確定……………………………………… 10 4.3 軸的結構設計…………………………………………………… 13 4.4 主軸剛度的計算………………………………………………… 15 第五章 齒輪傳動設計與計算…………………………………………17 5．1主要參數的選擇……………………………………………………17 5.2 齒輪的設計與計算…………………………………………………17 第六章 軸承的設計與計算…………………………………………… 20 6.1 軸承當量動載荷的計算……………………………………………20 6.2 驗算兩軸承的壽命………………………………………………… 22 第七章 圓弧齒同步帶的設計……………………………………… 22 7.1 確定圓弧齒同步帶的基本參數……………………………………22 7.2 確定帶的中心距……………………………………………………23 7.3 選擇帶的類型………………………………………………………24 第八章 碟形彈簧的設計……………………………………………… 25 8.1 碟形彈簧的結構尺寸………………………………………………25 8．2 彈簧的許用應力和疲勞極限…………………………………… 26 8．3 碟形彈簧的設計與計算………………………………………… 27 8.4 碟形彈簧的校核 ……………………………………………………28 第九章 拉桿的設計………………………………………………………30 9.1 確定拉桿的直徑 ……………………………………………………30 9.2 確定拉桿的長度…………………………………………………… 30 第十章 拉抓和打刀缸的選擇………………………………………… 31 10.1 拉抓的選擇…………………………………………………………31 10.2 打刀缸的選擇…………………………………………………… 31 小結…………………………………………………………………………… 32 參考文獻………………………………………………………………………33 [摘要］ 本文根據公司生產加工需要改裝一臺銑床, 主要用于銑削平面和鉆孔，對主軸部件進行重新設計，但仍要用原來的主軸箱，要求主軸的轉速范圍為40r/min—4000r/min，查機械設計手冊確定典型的切削工藝可以求得主軸的切削功率為4.3KW，根據切削功率與主運動傳動鏈的總效率η確定機床傳動的功率Ｐ=5.4 KW，然后，根據機床傳遞的功率Ｐ來選擇電機的類型。為了滿足主軸的轉速要求，選擇合適的傳動比和軸承。 [關鍵詞] 銑床 主軸 設計 校核 第一章 數控銑床的介紹 數控機床集計算機技術、電子技術、自動控制、傳感測量、機械制造、網絡通訊技術于一體，是典型的機電一體化產品，他的發(fā)展和運用，開創(chuàng)了制造業(yè)的新時代，數控技術水平的高低已成為衡量一個國家制造業(yè)現代化程度的核心標志，他實現加工機床及生產過程數控化，已成為當今制造業(yè)的發(fā)展方向。數控銑床是一種加工功能很強的數控機床，目前迅速發(fā)展起來的加工中心、柔性加工單元都是在數控銑床、數控鏜床的基礎上產生的，兩者都離不開銑削方式。由于數控銑削工藝最復雜，需要解決的技術問題也最多，因此人們在研究和開發(fā)數控系統(tǒng)及自動編程語言的軟件時，也一直把銑削加工作為重點。 1.1 數控銑床的主要功能 數控銑床可以分為立式、臥式和立臥兩用式數控銑床，數控銑床的應用越來越廣泛，主要具有下列功能： 1、點位控制功能 利用這一功能，數控銑床可以進行只需要作點位控制的磚孔、擴孔、忽孔、鉸孔和鏜孔等加工。 2、連續(xù)輪廓控制功能 數控銑床通過直線和圓弧插補，可以實現對刀具運動軌跡的連續(xù)輪廓控制，加工出由直線和圓弧兩種幾何要素構成的平面輪廓工件。對非圓曲線（橢圓、拋物線、雙曲線等二次曲線及對數螺旋線、阿基米德螺旋線和列表曲線等）構成的平面輪廓，在經過直線或圓弧逼近后也可以加工。除此之外，還可以加工一些空間曲面。 3、刀具半徑自動補償功能 使用這一功能，在編程時可以很方便地按工件實際輪廓形狀和尺寸進行編程計算，而加工中可以使刀具中心自動偏離工件輪廓一個刀具半徑，加工出符合要求的輪廓表面。也可以利用該功能，通過改變刀具半徑補償量的方法來彌補銑刀制造的尺寸精度誤差，擴大刀具直徑選用范圍及刀具返修刃磨的允許誤差。 4、刀具長度補償功能 利用該功能可以自動改變切削平面高度，同時可以降低在制造與返修時對刀具長度尺寸的精度要求，還可彌補軸向對刀誤差。 5、鏡像加工功能 鏡像加工也稱為軸對稱加工。對于一個軸對稱形狀的工件來說，利用這一功能，只要編出一半形狀的加工程序就可完成全部加工了。 6、固定循環(huán)功能 利用數控銑床對空進行鉆、擴、鉸、鍃和鏜加工時，加工的基本動作是：刀具無切削快速到達孔位—慢速切削進給—快速退回。對于這種典型化動作，可以專門設計一段程序（子程序）在需要的時候進行掉用來實現上述加工循環(huán)，特別是在加工許多相同的孔時，應用固定循環(huán)功能可以大大簡化程序。 1.2 數控銑床的主要特點 1、高柔性及工序復合化 數控銑床具有柔性（可變性）高和工序復合化的特點。所謂“柔性”即靈活、通用和萬能性，可以適應加工不同形狀工件的自動化機床。數控銑床的發(fā)展已經模糊了粗、精加工工序的概念，打破了傳統(tǒng)的工序界限和分開加工的工藝規(guī)程，可最大限度地提高設備利用率。 數控銑床一般都能完成鉆孔、鏜孔、鉸孔、銑平面、銑斜面、銑槽、銑曲面（凸輪）、攻螺紋等加工。而且，一般情況下，可以在一次裝夾中，完成所需的加工工序。 2、加工精度提高 目前數控裝置的脈沖當量（即每發(fā)出一個脈沖后滑板的移動量）一般為0.001mm。高精度的數控系統(tǒng)可達0.0001mm，一般情況下可以保證工件的加工精度。另外，數控加工可避免工人的操作誤差，一批加工工件的尺寸同一性比較好（包括工件的主要尺寸和倒角等尺寸的同一性），而且還可以利用軟件進行精度校正和補償，大大提高了產品質量。 3。、生產效率高 零件加工所需要的時間包括機動時間和輔助時間量部分。數控銑床能夠有效的減少這量部分時間，因而加工生產率比一般銑床高得多。良好的結構剛性允許數控銑床大切削用量的強力切削，有效的節(jié)省了機動時間。數控銑床移動部件的快速移動和定位采用了加速和減速措施，因而選用了很高的空行程運動速度，消耗在快進、快退和定位的時間要比一般銑床少的多。 數控銑床的主軸轉速和進給量都是無級變速的。因此，有利于選擇最佳切削用量。 4、減輕操作者的勞動強度 數控銑床對零件加工是按事先編好的程序自動完成的。操作者除了操作鍵盤、裝卸工件和中間測量及觀察機床運動外，不需要進行繁重的重復性手工操作，可大大減輕勞動強度。 由于數控銑床具有以上獨特的優(yōu)點，因此數控銑床已成為機械制造業(yè)的主要設備。但是，數控銑床的編程操作比較復雜，對編程人員的素質要求較高。否則很難發(fā)揮數控銑床的作用。 本文根據公司生產加工需要改裝一臺銑床,主要用于銑削平面和鉆孔，對主軸部件進行重新設計，但仍要用原來的主軸箱，要求主軸的轉速范圍為40r/min—4000r/min，查機械設計手冊確定典型的切削工藝可以求得主軸的切削功率為5.4KW，根據切削功率與主運動傳動鏈的總效率η確定機床傳動的功率Ｐ，然后，根據機床傳遞的功率Ｐ來選擇電機的類型。為了滿足主軸的轉速要求，選擇合適的傳動比和軸承。 第二章 總體設計方案 XK100立式數控銑床要達到的技術要求：主軸轉速40 r/min～4000r/min，換刀時間0.6s，換刀的時間靠打刀缸的性能來保證。工作臺的行程1000×500，工作臺所加工零件的類型為鋁件和一些鋼件。主軸采用BT50、的刀柄和拉抓。 XK100立式數控銑床具有加工中心的特點，能夠實現自動換刀，自動變速，變速方法采用無級變速加有級變速。無級變速采用交流變頻調速電機，實現兩極變速，變速過程中齒輪的嚙合通過離合器的得電和失電來實現。為了滿足主軸的轉速要求選擇帶輪的傳動比為2，減速傳動；齒輪的傳動比為1.78，兩對齒輪嚙合，一對齒輪實現增速傳動，另一對實現減速傳動。 XK100立式數控銑床主軸部件的設計主要有軸以及軸上零件、拉桿的設計，選擇合適的電機，滿足切削時的功率要求，選擇電機時根據典型切削工藝求得切削是需要的功率；打刀缸的選擇，首先根據換刀所要達到的時間，其次，根據碟形彈簧拉緊刀柄的力，打刀缸動作是所產生的力應稍大于彈簧的拉緊力。 第三章 電機的選擇 現在的數控銑床能夠實現無級變速或無級變速加有級變速，數控銑床一般都采用由直流或交流調速電動機作為驅動的電氣無級調速。由于數控銑床的運動調速范圍較大，單靠調速電機無法滿足這么大的調速范圍，另一方面調速電機的功率扭矩特性也難于直接與機床的功率和轉矩要求相匹配。因此，數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速范圍和轉矩特性。 3.1 確定主軸傳動功率 數控銑床的加工范圍一般都比較大，所傳動的額定功率可以根據典型切削工藝的情況計算，根據設計的銑床主要的加工范圍，查機床設計手冊確定如下典型加工工藝：用高速剛圓柱平刀銑削灰鑄鐵工件平面，刀具直徑D=100mm，刀齒數為10，工件材料為HT200，硬度190HBS，切削速度=23.5m／min，進給速度為160mm／min，背吃刀量＝5mm，切寬為75mm。 由公式 　　　 = 計算得=1200r／min 則每齒進給量　?。剑剑?.013mm 根據典型切削工藝公式： P切＝2.8×···B··· 式中： t—切削厚度，即被吃刀量（mm） —每齒進給量（mm） B—切削寬度（mm） Z—刀齒數 HB—材料硬度 代入數值得 P切=2.8××5×0.013×75×10×1200× =4300W=4.3KW 主傳動的總效率一般可取為η=0.70～0.85,數控機床的主傳動多用調速電機和有限的機械變速傳動實現，傳動鏈較短，因此效率可取較大值，由此可求得主軸傳遞的功率為 P===5.4kw 3.2 電機的選擇 現在數控機床常用直流電動機和交流調頻電機兩種。目前，中小型數控機床中，交流調頻電機已占優(yōu)勢，有取代直流電機之勢。本文所設計的銑床采用交流調頻電機調節(jié)電源頻率來達到調速的目的，額定轉速常為1500r／min，如圖1-1所示是變速電機的功率特性。從額定轉速到最高轉速的區(qū)域Ⅰ為恒功率區(qū)，從最低轉速至的區(qū)域Ⅱ為恒轉矩區(qū)。 圖 3-1 變速電動機的功率特性 在設計數控銑床主傳動時，必須考慮電機與機床主軸功率特性匹配問題。由于主軸要求的恒功率變速范圍遠大于電機的恒功率變速范圍，所以在電機與主軸之間要串聯(lián)一個分級變速箱，以擴大其功率調速范圍，滿足低速大功率切削時對電機的輸出功率要求。為了簡化變速箱結構，變速級數應少些，變速箱公比可取大于電機的恒功率調速范圍，即〉。這時，變速箱每擋內有部分低轉速只能恒轉矩變速，主傳動系統(tǒng)功率特性圖中出現“缺口”，稱之功率降低區(qū)。使用“缺口”范圍內的轉速時，為限制轉矩過大，得不到電動機輸出的全部功率。為保證缺口處的輸出功率，電動機的功率應相應的增大。為了滿足主軸傳遞5.4kw，最高轉速4000r／min的要求，選擇上海富田電機生產的IAG系列變頻調速專用感應電動機，其型號為ＩＡＧ132M—1500—7.5。 其中：IAG—系列代號 132—極座號（中心高） M—機座長度代號，有S、M、L三種類型 1500—基本轉速（單位：r／min） 7.5—額定功率（單位：kw） 電機在60—1500r／min內，實現恒扭矩輸出，在1500—4500r／min內實現恒功率輸出；最高轉速可以達到6000r／min，當電機轉速達到6000 r／min，扭矩特性不好，因此一般情況下轉速只達到4500r／min 3.3 主軸的變速過程 為了實現數控銑床的無級變速，采用交流調頻電機，本文所設計的銑床所選擇的電機需要實現兩級變速，當通電時離合器脫離，小齒輪和大齒輪嚙合，實現增速傳動；當轉速下降到電機的計算轉速時，離合器吸合，大齒輪和小齒輪嚙合，實現增速傳動。 第四章　軸類零件的設計 主軸部件是機床實現旋轉運動的執(zhí)行件，是機床上的一個重要部件。主軸部件由主軸、主軸支承和安裝在主軸上的傳動件、密封件等組成，對于銑床主軸部件還有拉桿和拉抓。 4.1 軸的設計概述 軸是主成機械的一個重要零件，它支承其它回轉件并傳遞轉矩，同時它又通過軸承和支架連接，所有軸上零件都圍繞軸心線做回轉運動，形成一個以軸為基準的锝組合體—軸系部件，所以在軸的設計中不能只考慮軸的本身，還必須和軸系零件的整個結構密切聯(lián)系起來。 軸設計的特點：在軸系零部件的具體結構未確定之前，軸上力的作用點和支點間的跨距無法精確的確定，故彎距大小和分布情況不能求出，因此在軸的設計中必須把軸的強度計算和軸系零件結構設計交錯進行，邊畫圖，邊計算，邊修改。 4.2 主軸主要結構參數的確定 　主軸的主要結構參數有：主軸前、后軸頸D1和D2，主軸內孔直徑d，主軸前端懸伸量a和主軸主要支撐間的跨距L。這些參數直接影響主軸旋轉精度和主軸的剛度。 4.2.1 主軸最小直徑的估算 當數值上時，可按扭轉剛度估算最小軸徑，即： ……………………………………………(1) 式中：d—主軸的最小直徑（cm） P—主軸傳遞的功率(kw)，前面已算出P=5.4kw —主軸的計算轉速(r/min)，前面已給出=160r/min 代人數值得：d≥11×=11×0.4=4.4cm 取主軸的最小直徑=45mm，最小直徑本應該是后軸頸，但是考慮到軸承的軸向固定采用鎖緊螺母，應留鎖緊螺母的位置?？紤]到軸上裝軸承，有配合要求，應將后軸頸的直徑圓整到標準直徑，同時要考慮到選擇軸承的類型，因此選擇后軸頸的直徑=50， 4.2.2 主軸內孔直徑d及拉桿直徑的確定 主軸內孔直徑與機床的類型有關，主要用來通過棒料、拉桿、鏜桿或頂出頂尖等，銑床主要用于通過拉桿和拉抓，確定孔徑的原則是：為減輕主軸重量在滿足上述工藝要求及不削弱主軸剛度的前提下，盡量取較大值，孔徑d對主軸剛度的影響影響是通過抗彎截面慣性矩而體現的，即主軸本身的剛度正比于抗彎截面慣性矩，其關系式為 Ｉ空/Ｉ實＝＝１－ 根據上式可繪制出主軸孔徑對主軸剛度影響曲線，如圖4-1 D—主軸平均直徑，d—主軸平均孔徑，—直徑為Ｄ實心主軸剛度 ， —直徑為Ｄ，孔徑為d的空心軸的剛度。 圖4-1 主軸孔徑對主軸剛度影響曲線 由圖4-1知：當d／Ｄ≤0.5時，內孔d對主軸剛度幾乎無影響，通常取孔徑d的極限值＜0.7D。此時Ｉ空＞0.75Ｉ實，即剛度消弱量小于25%，若孔徑再大主軸剛度急劇下降，一般銑床主軸孔徑d可比刀具拉桿直徑大5～10mm。 由于機床使用場合多種多樣，為了適應加工工藝及刀具特點，機床工具行業(yè)已經開發(fā)了多種軸端結構，并已形成專業(yè)標準，銑床常用的主軸端部結構前端帶有7:24的錐孔.供插入銑刀尾部錐柄定位,，拉桿從主軸后端拉緊刀具，常用的是BT—50刀柄，因此我們采用BT—50的外螺紋拉抓，查資料知BT—50拉抓外螺紋的尺寸為M22×P1.5，所以拉桿前端必須是M22的內螺紋，為了滿足拉桿的剛性要求，取拉桿的直徑為φ28mm，根據拉桿的直徑確定主軸內孔的最小直徑為φ32即可. 4.2.3 主軸前端懸伸量的確定 主軸前端懸伸量a是指主軸前端面到前軸承徑向支反力作用中點（或前徑向支承中點）的距離。它主要取決于主軸端部結構、前支承軸承和密封裝置的形式和尺寸，由結構設計確定。由于前端懸伸量對主軸部件的剛度、抗振性影響很大，變形量與a的二次方或三次方成正比例關系。，因此在滿足結構要求的前提下，設計時應盡量縮短該懸伸量。 在確定主軸前端懸伸量時應該滿足以下結構要求：主軸前端要留有裝切削液噴頭的位置；軸承的寬度B=27；軸承擋環(huán)的厚度b=8；主軸下支承的安裝位置以及軸肩的寬度。 4.2.4 主軸支承跨距L的確定 合理確定主軸主要支承間的跨距L，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前軸端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前軸端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前端較大的位移。因此存在一個最佳跨距，在該跨距時，因主軸彎曲變形和支承變形引起主軸前軸端的總位移量為最小。一般取=（2～3.5），本文所設計的主軸暫取L=2.5a=360，但是實際結構設計時，由于結構上的原因，以及支承剛度因磨損會不斷降低，主軸主要支承間的實際跨距L往往大于最佳跨距。 4.2.5 計算主軸傳遞的扭矩 根據電機的扭矩—功率特性圖知，當主軸的轉速為基準轉速時所傳遞的扭矩最大，即n=n=1500r/min，則 =9.55×10=9.55×10=3.438×10N 4.2.6 選擇軸的材料和熱處理方法 選擇軸的材料為40Cr，，經調質處理, 其機械性能有設計手冊查得 =700Mpa，=500Mpa，=185Mpa 查機械設計手冊得[]=190Mpa 4.2.7 初選軸承 本文所設計的銑床主要用于銑削平面和打孔，軸承承受徑向載荷，還承受不大的軸向載荷，故選擇單列圓錐滾子軸承背對背的組合。根據工作要求及后軸頸的直徑(為50mm)，由軸承產品目錄中選取型號為32010的單列圓錐滾子軸承，其尺寸（內徑×外徑×寬度）為d×D×b=50×80×20。 4.3 軸的結構設計 4.3.1 擬定軸上零件的裝配方案 `本文所設計的主軸要用原有的主軸箱，根據主軸箱的結構、軸上零件定位、加工要求以及不同的零件裝配方案，，參考軸的結構設計的基本要求，得出如圖所示的軸結構。 圖4-2 主軸的結構 如圖4-2中，拉桿與BT50拉刀抓連接，從右側裝入內孔，然后再裝入BT50刀柄；齒輪、軸承、套筒、軸承套以及電磁鐵固定架從左側裝入，法蘭蓋從右側裝入，與軸承套用螺釘連接。 4.3.2 確定軸各段的直徑 根據前面的計算知：最小直徑D=45mm，小軸承用鎖緊螺母進行軸向固定，所以取軸段1外螺紋的直徑M=45mm；根據軸承的型號以及與軸的配合關系，取軸段2的直徑=50mm。 軸段4處裝小齒輪，承受很大的徑向力，同時主軸是空心的，考慮到主軸的整體剛性，取軸段4的直徑=75mm，小齒輪用鎖緊螺母壓緊，則軸段4的直徑比軸段3的直徑大2～3mm，所以取軸段3處的外螺紋直徑M=72mm。 軸段5上有兩個軸套，軸套左側用于定位小齒輪，中間用來壓緊和定位電磁鐵固定架，考慮到拆卸方便，軸段5要比軸段4大2～3mm，同時要比軸段6小2～3mm因此取軸段5的直徑=78mm，軸段6的直徑=80mm。 大齒輪主要靠軸段7的軸肩來定位的，為了保證定位可靠，軸段7要比軸段6的直徑大5～10mm，但是考慮到主軸前端的內孔交大，因此取軸段7的直徑為=92mm。 軸段8是前軸頸，主軸的直徑因與軸承的內徑相等，考慮到軸承的型號以及與主軸的配合關系，取軸段8的直徑=95mm，軸承的型號為32109。 主軸前端內孔采用7：24的錐度，裝BT50的刀柄，內孔較大，取軸段10的外徑=127mm，軸段9主要起定位作用，因比軸段10大5～10mm，因此取軸段9的直徑為=137mm。 4.3.3 確定各軸段的長度 軸段4和6的長度要比輪轂寬度（38mm）短2～3mm，故這兩處軸段的長度取為36mm。其中軸段4不包括退刀槽的長度。 軸段1和3有外螺紋，裝徑向鎖緊螺母，故軸段1和3的長度比鎖緊螺母長2～3mm，取軸段1的長度為15.7mm，軸段3的長度為 18.2mm 軸段7主要與軸承套配合，壓緊軸承，為了保證軸承套與大齒輪之間有一定的間隙，取軸段7的長度為25mm；軸段8是后軸頸，所選軸承的寬度B=32mm，軸承擋環(huán)的寬度T=8mm，故取軸段8的長度為44mm。 軸段9是一個軸肩，主要起定位作用，取軸段9的長度為11即可；主軸的前端面要裝端面鍵，同時主軸前端要留下裝切削液噴頭的位置，因此取軸段10的長度為69mm。 主軸內孔要裝拉桿、拉刀抓及BT50刀柄，整體裝配起來應該讓拉桿不要伸出主軸內孔太長，否則銑床的整體動剛度不好，根據主軸和主動軸的整體裝配關系，取軸段1的長度為75.4mm，軸段5的長度為209mm。 綜上所述，主軸的跨距L＝373mm，懸伸量ａ=96mm 4.3.4 軸向零件的周向固定 齒輪、電磁鐵固定架與軸的周向定位均采用半圓鍵聯(lián)接。對于齒輪，由手冊查得半圓鍵的截面尺寸寬×高×直徑=10×13×32(GB/T1098-2003)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為29。7mm(標準鍵長見GB1096-79)；對于電磁鐵固定架，由手冊查得半圓鍵的截面尺寸寬×高×直徑=6×9×22(GB/T1098-2003)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為29.7mm(標準鍵長見GB1096-79)，軸承與軸的周向定位是采用過盈 配合來保證的。 3.3.5 確定軸上倒角和退刀槽的尺寸 取主軸前端的倒角為4×45°，其余倒角1×45°；所有退刀槽的尺寸為2×1 4.4 主軸剛度的計算 軸在載荷作用下，將產生彎曲和扭轉變形。若變形量超過允許的限度，就會影響軸上零件的正常工作，甚至會破壞銑床的工作性能。因此在設計重要軸時，必須檢驗軸的變形量，這在軸的設計中稱為剛度計算 剛度計算包括扭轉剛度計算和彎曲剛度計算兩種。前者以扭轉角ψ來度量；后者以撓度y和截面轉角θ來度量。本文以彎曲剛度校核，查機械設計手冊知：[y]=0.00025L；圓錐滾子軸承處的偏轉角[θ]＝0.0016rad。 4.4.1 主軸的簡化和彎曲剛度的計算 1、如主軸前后軸承頸之間有數段組成，則當量直徑d d= 式中：、；、；…；、—分別為各段的直徑和長度 —總長，=++…+（mm） ==78.6 mm 2、主軸切削力的計算 根據公式P=得：=，則當線速度最小時,切削力最大 ===0.21m/s ===25.7KN 3、撓度的計算 主軸的前懸伸部分較粗，剛度較高，其變形可以忽略不計。后懸伸部分不影響剛度。當主軸前端作用一外載，則撓度 y=（mm）=×10（μm） 式中 —典型切削工藝的切削力 　　　—前懸伸，等于載荷作用點至前支承點間的距離（mm） —跨距，等于前后支承之間的距離（mm） 　　?。拧獜椥阅Ａ?，鋼?。牛?×10（Mpa） I—截面慣性矩，I=0.05（-）（mm） ，—主軸的外徑和孔徑（mm） 將E和I的值待人，可得 y===79μm≤0.0002L=0.09325mm 4、偏轉角 主軸切削工件時承受很大的切削力，主軸前端產生彎曲變形，查機床設計手冊得 ＝ 式中 —主軸前端偏轉角(rad) 　　　、、、Ｅ、Ｉ與前面相同 代入數據得 ＝×(2×373+3×69)＝0.0011 rad 所以　　≤[θ]=0.0016 rad 綜上所述　主軸的剛度滿足條件，不必重新設計。 第五章 齒輪傳動設計與計算 一般，設計齒輪傳動時，已知的條件是：傳遞的功率P=5.4KW，轉速n=40r／min—4000r／min，傳動比暫取i=1.78；預定的壽命5年，每年工作300天，每天24小時。 設計開始時，往往不知道齒輪的尺寸和參數，無法準確定出某些系數的數值，因而不能進行精確的計算。所以通常需要先初步選擇某些參數，按簡化計算方法初步確定出主要尺寸，然后再進行精確的校核計算。當主要參數和幾何尺寸都已經合適之后，再進行齒輪的結構設計，并繪制零件工作圖。 5．1主要參數的選擇 1、模數m 模數由強度計算或結構設計確定，要求圓整為標準值，傳遞動力的齒輪傳動m≥2。初步確定模數時，對于軟齒面齒輪(齒面硬度)350HBS）外嚙合傳動m=（0.007～0.02）a；載荷平穩(wěn)，中心距過大時取小值，本文所設計的主軸傳動采用已有的箱體，可以知道中心距a=150mm，因此取模數m=0.015a=2.25mm，將模數圓整到標準值，取m=2.5mm 2、螺旋角β β角太小，將失去斜齒輪的優(yōu)點；但太大將會引起很大的軸向力。一般取β=8—15，此處取β=13。 3、齒數z 當中心距一定時，齒數取多，則重合度增大，改善了傳動的平穩(wěn)性。同時，齒數多則模數小、齒頂圓直徑小，并且又能減小金屬切削量，節(jié)省材料，降低加工成本。但是齒數增多則模數減小，齒輪的抗彎強度降低，因此，在滿足抗彎強度的條件下，宜取較多的齒數。 5.2 齒輪的設計與計算 5.2.1、選擇材料 查機床設計手冊，小齒輪：20CrMnTi，滲碳淬火，硬度45～55HRC 大齒輪：20CrMnTi，滲碳淬火，硬度45～55HRC 按MQ級質量要求取值，查得=780N/mm，=820N/mm；=620 N/mm，=640 N/mm。 5.2.2 有關參數和系數的確定 最大轉矩 =3.438×10N 載荷系數K 查表取K =1.4 齒寬系數 查設計手冊取=0.25 5.2.3 中心距及主要參數的確定 本文根據原有數控銑床的結構進行設計，用原有的主軸箱，根據主軸箱的結構要求，確定齒輪嚙合時的中心距a=150mm 按經驗公式，=(0.007～0.02)a=(0.007～0.02)×150mm=1.05～3 取標準模數=2.5mm 初取β=13，cosβ=cos13=0.9744 初取齒數比μ=1.78 ===42.06 取=42，則=μ=1.78×42=74.76，則取=75 精求螺旋角β cosβ===0.975 即β=arccos0.975=124824，此值與初選β值相差不大，故不必重新計算。 傳動比 ===1.786，此值與初選齒數比相差不大，故不必重新計算 5.2.4 許用彎曲應力[] 1、當量齒數為： ===45.3 ===80.9 根據當量齒數查得：齒形系數=2.37，=2.25 應力修正系數=1.69，=1.77 2、應力循環(huán)次數 =60=60×1200×1×（5×330×24）=2.85×10 ==2.85×10×1.786=5×10 根據、查得：=0.86，=0.88 3、查機械設計手冊得：安全系數=1.4 根據公式[]=得：許用彎曲應力 []===393Mpa []===389Mpa 5．2．5、主要尺寸的計算 分度圓直徑d： ===107.7mm ===192.3mm 齒寬b ==0.25×150=37.5mm 取==38mm 5.2.6 校核齒面接觸疲勞強度 =3.17≤[] 確定有關系數和參數 1、許用接觸應力[] 查機械設計手冊得==850Mpa，安全系數=1.2 根據、查得=0.86，=0.88 許用彎曲應力 []===609Mpa []===623Mpa 查設計手冊得：彈性系數=189.8，故 =3.17×189.8=246.7Mpa ＜[]，齒面接觸疲勞強度合格。 5.2.7 驗算齒輪圓周速度 ===22.5m/s ===40.25m/s 查機械設計手冊知選擇6級精度即可 至此齒輪的設計與校核已經全部完成，零件圖見附圖XK100—10—205和XK100—10—210。 第六章 軸承的設計與計算 本文所設計的數控銑床主要用于銑削平面和打孔，軸承承受徑向載荷的同時，還承受不大的軸向載荷，根據軸承承受載荷的特性，選擇單列圓錐滾子軸承的背對背的組合方式。 　查軸承手冊得：32010型軸承基本額定動載荷Cr=61KN，e=0.42，Y =1.4。 32109型軸承基本額定動載荷Cr=175KN，e=0.44，Y =1.4。 6.1 軸承當量動載荷的計算 6.1.1 切削力的計算 根據公式P=得：=，根據典型切削工藝取n=1200r/min ===6.28m/s ===0.86KN 6.1.2 徑向力的確定 單列圓錐滾子軸承背對背組合，如圖5-1所示，可知： ==×0.86=0.22KN =+=0.22+0.86=1.08KN 圖6-1 軸承受載示意圖 6. 1.3. 計算兩軸承的派生軸向力s 查機械設計手冊得，單列圓錐滾子軸承的派生軸向力為S=/(2Y)，則 ===0.08KN ===0.39KN 6.1.4 計算兩軸承的軸向載荷 軸承外加的軸向力=2KN +=0.39+5=2.39KN＞ 所以軸承Ⅰ被“壓緊”，軸承Ⅱ被“放松”，故 =+=2.39KN ==0.39KN 6.1.5 計算兩軸承的當量動載荷P 查機械設計基礎得：載荷系數=1.5 軸承Ⅰ的當量動載荷P1： ==10.8＞e=0.42 查機械設計手冊得：=0.4，=1.4 =(+ Y)=1.5×(0.4×0.22+1.4×2.39)=5.2KN 軸承Ⅱ的當量動載荷P1： ==0.36＜e=0.44 查機械設計手冊得：=1，=0 ==1.5×1.08=1.62KN 6.2 驗算兩軸承的壽命 由于軸承是在正常溫度下工作，t <120℃，查表機械設計手冊得=1 圓錐滾子軸承ε=10/3，則軸承I的壽命 =（）=（）=46500 h 軸承Ⅱ的壽命 =（）=（）=9.9×10 h 綜上所述，軸承滿足5年，一年工作300天、每天24小時的壽命，不必重新選擇 第七章 圓弧齒同步帶的設計 7.1 確定圓弧齒同步帶的基本參數 7.1.1 確定設計功率 設計功率=．,其中為載荷修正系數 根據已知工作條件查表?。剑病t ＝．＝２×7.5=15KW 7.1.2 選擇帶形和節(jié)距 根據=15KW和電機基準轉速查表確定為8M型，節(jié)距＝８ 7.1.3 傳動比的選擇 帶傳動是一種最常見的機械傳動形式，它的主要用傳遞轉矩和改變轉速。大部分帶傳動是依靠擾性傳動與帶輪間的摩擦力來傳遞運動和動力的，銑床方面的傳動還有電主軸和電機直連式，我們選擇了帶傳動的方式，帶傳動簡單，而且效率高，選擇的傳動比=2 7.1.4 小帶輪齒數 根據帶型M和小帶輪的轉速，由表查得小帶輪的最小齒數=18，此處取=23。 則大帶輪的齒數==46 7.1.5 小帶輪的節(jié)圓直徑 ===58.57mm 查表得其外徑=-2δ=58.57-1.37=57.20 其中2δ為節(jié)根距 7.1.6 大帶輪節(jié)圓直徑 ===117.14 查表得其外徑==117.14—1.37=115.77 7.1.7 帶的傳動速度 ===4.6m/s 7.2 確定帶的中心距 7.2.1 初定軸間距 查機械設計手冊知 0.7（+）≤≤2(+) 同時根據對銑床產品的測繪和設計經驗初定=160mm 7.2.2 帶長及其齒數的確定 =2＋(+)＋ =2×160＋1.57×(58.57＋117.14) ＋（117.14—58.57）／4×160 =320＋275.8647＋0.092 =595.96mm 查表應選用帶長代號為600的8M型同步帶，其節(jié)線長度=600mm，節(jié)線長上的齒數=75 7.2.3 實際軸間距，所設計的結構的軸間距可調整 M=4—2π（+） =4×600—6.28×（58.57＋117.14） =2400—1103.4588 =1296.5412mm （＋/16 =[1296.5＋]/16 =159.37mm 7.3 選擇帶的類型 1、嚙合齒數的確定 =ent(0.5—)=ent（0.5—）×23 =ent10.12=10 2、基本額定功率的確定 根據小帶輪的轉速和節(jié)圓直徑查表知=2.5kw 3、所需的帶寬 ≥ 其中：—帶的基本寬度表7-1查得 表7-1 帶型 3M 5M 8M 14M 20M bs0/mm 6 9 20 40 115 —帶長系數，查機械設計手冊知=0.8 當＜6時=1，當＜6時=1—2（6—），此處取=1 則 ≥20×=68.86mm 至此帶輪的設計已經完成，根據上面的計算數據，取標準帶寬代號為70的8M型的帶，其帶寬為70，則帶輪的寬度=72.7。 第八章 碟形彈簧的設計 8.1 碟形彈簧的結構尺寸 8.1.1 碟形彈簧的基本概念 碟形彈簧是用鋼板沖壓成形的截錐壓縮彈簧.具有剛度大、變剛度性等特點，蝶形彈簧按其結構型式分為無支承面和有支承面兩種，如圖8—1所示 (a) 無支承面 （b）有支承面 圖8—1 碟形彈簧 圖中：D—彈簧外徑(mm)；d—彈簧內經（mm）；—彈簧中性徑（mm）為彈簧中性點所在圓直徑，其大小按=計算。 t—厚度（mm）；—減薄彈簧厚度（mm）；—自由高度（mm）；—無支承面碟簧壓平時變形量（mm），=—；—有支承面碟簧壓平時變形量（mm）；=—；b≈D/150；F—載荷（N）；f—變形量（mm） 8.1.2 碟形彈簧的分類 1、碟形彈簧按其厚度分為三類，如表8-1所示 表8-1 碟簧按厚度的分類 類別 碟簧厚度t/mm 支承面和減厚厚度 1 <1.25 無 2 1.25—6.0 無 3 >6.0—14.0 有 2、碟形彈簧按外徑D、壓平時變形量和厚度t的比值D/t、/t分為三個系列，如表8—2所示 表8—2 碟簧按外徑D的分類 系列 D/t /t E(Gpa) u f A ≈18 ≈0.4 206 0.3 ≈0.75 B ≈18 ≈0.75 206 0.3 ≈0.75 C ≈28 ≈1.3 206 0.3 ≈0.75 8．2 彈簧的許用應力和疲勞極限 8.2.1 碟形彈簧按其載荷性質分為兩類： 1、 靜載荷—作用載荷在規(guī)定壽命內變化次數小于1×10次。 2、 變載荷—作用在碟簧上的載荷，在預知載荷和工作載荷之間，在規(guī)定壽命內變化次數大于1×10次。 （1）、靜載荷作用下碟簧許用應力 靜載荷作用下的碟簧，應通過校核OM點的應力來保證自由高度的穩(wěn)定，在壓平時的應接近彈簧材料的屈服點。 （2）變載荷作用下碟簧的疲勞極限 8.2.2 變載荷作用下碟簧使用壽命可分為兩類 1、有限壽命—可以在持久強度范圍內承受1×10—2×10次有限的加載次數值至破壞 2、無限壽命—可以在持久強度范圍內承受2×10次有限的加載次數值至破壞 8．3 碟形彈簧的設計與計算 碟形彈簧的組合方式有疊合組合、對合組合和復合組合，本文設計的銑床采用對合組合方式，這種方式結構簡單，對合片數少。 主軸采用的是BT50的刀柄，通常BT50的刀柄需要用3.5噸的力才能拉緊，既工作載荷=3500×9.8=34300N，在裝配時用鎖緊螺母固定彈簧，預緊力為=2000N，使用過程中要求彈簧的最大變形量為8.5mm，根據要求設計合適的彈簧組合。 1、根據要求查機械設計手冊，從Ａ、B、C系列中選取一個規(guī)格，其尺寸和參數如下表， 碟簧 D/mm d/mm t/mm /mm /mm F=0.75 F/Ｎ f/mm 或 A 100 51 6 2.2 8.2 4800 1.65 1420 B 100 51 3.5 2.8 6.3 13100 2.1 1050 C 100 51 2.7 3.5 6.2 8610 2.63 1240 2、由Ｃ＝＝=1.96查機械設計手冊得＝0.686，碟簧有支承面時,取=1.6 當碟簧壓平時碟簧載荷 = 其中：Ｅ—彈性模量（Ｍpa），彈簧鋼取E=2.06×Ｍpa μ—泊松比，彈簧鋼取μ=0.3 帶入數據解得=××=1.47×N 3、根據==0.4和==0.23由查得=0.22 由此變形量=0.22=0.48mm 滿足總變形量=8.5，所需的碟簧片數為===17.7，取=18片 對合碟簧組的總自由高度為 ==18×8.2=147.6mm 承受載荷3.5噸時的高度 =—=147.6—18×0.48=138.96mm 8.4 碟形彈簧的校核 1、由、求、 根據上面的計算知：=1.47×N 因此 /==0.03 /==0.23 按照 =0.4，查圖5-1得到/= /=0.22 由此 =0.03=0.03×2.2=0.066mm =0.22=0.22×2.2=0.48mm 3、疲勞破壞的關鍵部位 由=0.64和C=1.96，查圖8-3得，疲勞強度破壞的關鍵部位在二點 或 `` 圖8-3 碟簧疲勞破壞的關鍵部位 4、計算應力并檢驗碟簧壽命 當=0.066mm時，由下式得： =-[（-）-] =-××1.6××[1.6×1.2111×(-)-1.362]Mpa=55.34Mpa 當=0.22時，由下式得： =-[（-）-] =-××1.6××[1.6×1.2111×(-)-1.362]Mpa=200.7Mpa 碟簧的計算應力幅為 =—=200.6—55.34=145.26 Mpa 由圖5—2b查得：當=55.34 Mpa，壽命2×10時的=720 Mpa 即疲勞強度應力幅為 =—=720—55.34=664.66Mpa 即＜，能夠滿足無限壽命的要求。 至此碟型彈簧的設計與校核已全部完成，選用A 型，、支承面、共18片對合組合的碟型彈簧。 第九章 拉桿的設計 在銑床主軸內有松卡刀裝置，結構從主軸前端到末端分別是拉抓，拉桿，一組碟形彈簧，鎖緊螺母，打刀缸。其中拉桿，一組碟形彈簧，鎖緊螺母組合在一起，然后與拉抓通過螺紋連接。抓刀時，打刀缸不工作，靠施加在疊簧上的力拉緊刀具；松刀時，打刀缸工作推動拉桿向前運動，推動拉抓，拉抓從主軸孔前端向前運動松開，實現換刀動作。 9.1 確定拉桿的直徑 拉桿前端與拉抓通過螺紋連接 ，BT50拉抓前端是M25×1.5的外螺紋，因此拉抓必須是M22×1.5的內螺紋，如圖2-1所示，取1處的直徑=28mm， 圖9-1 拉桿結構圖 2處的直徑根據碟形彈簧的型號確定，因為碟形彈簧所承受的力和大，為了滿足剛性要求取2處的直徑=51mm，碟形彈簧選擇φ51的內徑。 3處主要是裝鎖緊螺母和壓板，通過鎖緊螺母預緊彈簧，為了安裝方便，3處的直徑比2處小2～3mm，故取3處的外螺紋為M48×1.5，4處是當打刀缸工作時，打桿的接觸面，沒有什么特殊的要求，只須外徑比打桿稍大一些，此處取=26mm 9.2 確定拉桿的長度 2處裝碟形彈簧，有彈簧的設計與計算只，碟簧總自由高度為111.6mm，碟簧要用鎖緊螺母預緊，因此取2處長度=110即可；3初的長度因＞鎖緊螺母的寬度20mm+壓板的寬度10mm，故取3處長度=38mm；4處的長度沒有特別的要求，取=6mm；1處的長度根據主軸箱的結構要求而定，主軸箱上下兩個面的距離為550，同時拉桿前端還與BT50拉抓連接裝入主軸中，因此根據主軸部件的裝配關系取=370mm 至此拉桿的主要尺寸已經確定完，見零件圖XK100—10—207 第十章 拉抓和打刀缸的選擇 本文設計的銑床是針對公司的生產加工需要，主要是用于銑削平面和鉆孔，所以在設計的時候應該參照一般數控銑床的設計要求，選擇合適的外購件，不僅可以節(jié)省費用，同時還減低了設計的要求，使得設計更簡單。 10.1 拉抓的選擇 一般的刀柄有BT30、BT40、BT50、ER50等，在眾多的刀柄中，最常用的是BT50的刀。，銑床主軸的結構已經形成了一個設計庫，設計者可以根據自己的需要選擇合適的結構，通常一般的銑床內孔采用7：24的錐度，便于刀具的定位和換刀，用BT50刀柄和7：24的錐度配合使用，操作方便，同時也好購買刀具。 銑床在工作狀態(tài)下拉抓拉緊刀柄，與BT50刀柄配合使用的是BT50拉抓，BT50拉抓帶有M22×1.5的外螺紋與拉桿連接，拉緊刀柄，通常需要3.5t的力將刀柄拉緊。 10.2 打刀缸的選擇 打刀缸其實就是一種增壓缸，將壓縮空氣的壓力能轉化高的推力輸出。打刀缸的系列很多，我們公司使用的是“上海健椿機械有限公司”生產的KTL系列打刀缸，也稱KTL系列增壓缸。 KTL系列增壓缸為一中氣液轉換增壓缸。具有增壓比大，動作時間短，動力來源取得方便，無油壓系統(tǒng)溫升困擾等優(yōu)點，主要用于數控銑床、加工中心機床的松刀系統(tǒng)。 對于BT50主軸，通常選用KTL450A/KTL600型增壓缸，對于BT50拉抓需要3.5t的力就可以拉緊，因此選擇KTL450A型增壓缸即可，可以將5公斤的力轉換成3815N的力。 對與一般的銑床選擇BT50刀柄拉抓和適合于BT50的KTL450A型的打刀缸，這樣不僅滿足了要求，同時在維護、購買、操作上都非常的方便 小 結 本文主要設計XK100立式數控銑床主軸部件, 對在本設計過程中的種種因素，方案均作了適當的考慮，同時采取了相應的措施,XK100數控銑床具有很多優(yōu)點，解決了很多普通銑床不能加工的零件問題，為公司節(jié)省了很多成本，但由于自己所學知識不全面，本文所設計的銑床還存在缺點，在以后的設計中需要改進，使得產品的性能夠得到進一步的提高，主要缺點有以下幾方面： 1.碟型彈簧在主軸箱外面，轉速一高，動平衡就不好 2.主軸的軸承選擇不太好，在以后的設計中要注意。 3.主軸獲得的變速范圍較小，影響加工范圍 4.XK100立式數控銑床多用于加工鋁件、一些鋼件 在以后的設計中要重新考慮一些參數，是的銑床的加工范圍更廣、性能更好。 經過幾個月的實習,畢業(yè)論文終于可以畫上一個句號了,回想實習的這幾個月,有苦也有甜,但是在實習的幾個月里,學到了很多知識,同時也發(fā)自己知識面不夠廣,在以后的工作中要進一步的學習。 剛開始選題的時候，對銑床的結構一點都不了解，也曾想過放棄。在實習的幾個月里，我到圖書管、網上查閱資料，以及公司里的資料，經過自己努力，師傅的幫助，終于將論文完成了。由于自己還有很多知識不懂，設計過程中考慮不全面，論文中還存在很多問題，但在施老師的幫助和指導下，主軸部件的總體結構和論得到了進一步的完善。 畢業(yè)設計是對自己大學三年所學知識的一個檢驗，這次論文的完成多虧企業(yè)指導老師和施老師的指導和幫助，在此衷心的感謝你們的幫助。 參考文獻: 1 孔凌嘉、王曉力主編. 機械設計. 北京理工大學出版社，2000 2 文杯興主編.數控銑床設計. 化學工業(yè)出版社，2006 3 王愛玲主編. 現代數控機床.國防工業(yè)出版社，2003 4 王文斌主編. 機械設計手冊新版第2卷及第3卷.機械工業(yè)出版社，2005 5 陳心昭主編．現代實用機床設計手冊．機械出版社,2006 6 陳立得主編．機械設計基礎．高等教育出版社．2000 36