DL32M斜床身數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)設計含SW三維及3張CAD圖
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DL32M斜床身數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)設計
摘 要
數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)作為機床中的重要存在部分，它對于機床的工作起著舉足親重的作用。合理設計和優(yōu)化數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)，可以提高機床的運行質(zhì)量。數(shù)控機床的使用，極大地降低了人工成本，加工精度更高，加工時間更短，使得加工產(chǎn)品的質(zhì)量得到保證，對市場的改變有更好的應對能力。
本次設計以 DL32M 斜床身數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)設計為選題，題目涉及電動機的選型、主傳動系統(tǒng)的設計等方面知識。主要設計內(nèi)容包括：通過對比機床的主傳動方式， 根據(jù)切削任務與實際相結(jié)合的辦法，首先明確斜床身數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)的主要組成部分，確定主傳動系統(tǒng)的驅(qū)動方式。其次是對主傳動系統(tǒng)的主要部件進行設計計算，如皮帶及帶輪的設計、主軸設計、軸承選型等，最終校核主要傳動部件強度，設計出斜床身數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)的整體裝配圖及整體三維模型。
在本此設計中，通過對主傳動系統(tǒng)的分析，對其進行可行的設計優(yōu)化，簡化了傳動環(huán)節(jié)，使得主傳動系統(tǒng)的運行質(zhì)量得到提高，總體設計更加合理，最終達成本次的設計任務。
關(guān)鍵詞：數(shù)控機床；主傳動系統(tǒng)；帶傳動；結(jié)構(gòu)設計；
Ⅰ
ABSTRACT
The main drive system of the NC machine tool is one of the key parts in the machine tool.Its working ability affects the machine running. The design and optimization of the main drive system of NC machine tool can improve the running quality of NC machine tool. The use of NC machine tool decreased the labour cost and working time which made it had more higher working precision and quality.It had more ability to face the change of market. This desigh is based on the main drive system of DL32M,the oblique bed body Numerical control machine tool. This topic is related to the selection of motor and design of main drive system and other aspects of knowledge. Main design content includes: It compare the main drive mode of machine tool and combine with the cutting task and practice. First, I will define the main parts of main drive system of NC machine tool and then determine the driving mode. Second, I will design and calculate the main parts of drive system, such as the design of belt and belt wheel, main shaft and selection of bearings, etc. Finally, checking strength of main transmission and designing the whole drive system of NC machine tool and
drawing the 3D model.
Through the analysis of the main transmission system and the feasible design optimization, the transmission system had been simplified and the running quality was improved. The wholel design was more reasonable, and the process of the design is simplified.
Keywords: CNC machine tools; Main drive system; Belt drive; Structure design
II
目 錄
摘 要 I
1 緒論 1
1.1 選題的理論意義 1
1.2 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 1
1.3 發(fā)展趨勢 2
2 主傳動系統(tǒng)總體方案設計 4
2.1 總體結(jié)構(gòu)圖 4
2.2 主傳動系統(tǒng)傳動方案選擇 4
2.3 設計任務 6
2.4 預選電動機 6
3 主傳動系統(tǒng)部件設計 8
3.1 帶及帶輪的設計 8
3.2 主軸的設計 11
4 主傳動系統(tǒng)部件校核 17
4.1 主軸的強度校核 17
4.2 鍵連接的強度校核 19
4.3 軸承壽命計算 19
4.4 軸承潤滑方式 20
5 主軸箱箱體設計 21
5.1 主軸箱的功用和特點 21
5.2 主軸箱結(jié)構(gòu)設計 21
6 結(jié)論 25
參 考 文 獻 26
致 謝 27
I
DL32M 斜床身數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)設計
1 緒論
1.1 選題的理論意義
數(shù)控機床為我國機械制造業(yè)的重要機床對促進機械制造業(yè)進一步發(fā)展具有極為重要的作用。數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)的重要指標是高速度、高精度，高速度、高精度加工技術(shù)不僅可以使生產(chǎn)效率大幅提高，對于產(chǎn)品的質(zhì)量同樣有著極大的促進作用，由于效率的提高，生產(chǎn)周期縮短，使得產(chǎn)品更具有市場競爭力。
數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)作為機床中的重要存在部分，它對于機床的工作起著舉足輕重的作用。數(shù)控機床的使用，極大地降低了人工成本，加工精度更高，加工時間更短，使得加工產(chǎn)品的質(zhì)量得到保證，對市場的改變有更好的應對能力。合理設計和優(yōu)化數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)，可以提高機床的運行質(zhì)量，從而為提高機床整體運行質(zhì)量和運行效率奠定基礎。
1.2 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀
主傳動系統(tǒng)一般由動力源（電機）、傳動系統(tǒng)（定比傳動機構(gòu)、變速裝置）和運動控制裝置（離合器、制動器等）以及執(zhí)行件（主軸）等組成，是用來實現(xiàn)機床主運動的
[2]。它將主電機的動力轉(zhuǎn)化為切削扭矩和切削速度，可用于主軸上的刀具。為了適應不
同的加工形式和加工方法，數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)應具有較大的調(diào)速范圍，以保證加工過程中合理選擇切削參數(shù)，同時主傳動系統(tǒng)應具有較高的精度和剛度，并盡可能降低噪聲， 從而獲得最佳的生產(chǎn)率、加工精度和表面質(zhì)量[2]。
近年來，車床主軸出現(xiàn)了直接驅(qū)動技術(shù)。這種傳動技術(shù)有兩種結(jié)構(gòu)方式:一種是用交流變頻主軸電機通過剛性聯(lián)軸節(jié)直接傳動車床主軸，另一種是采用內(nèi)裝式交流變頻主軸電機驅(qū)動主軸，國外也稱此為集成主軸。后一種結(jié)構(gòu)中，車床主軸就是電機轉(zhuǎn)子。目前主軸直接驅(qū)動技術(shù)推廣得很快，已成機床主傳動的一種發(fā)展趨勢。如日本森精機公司生產(chǎn)的 SL 系列和 ZL 系列數(shù)控車床上就采用了交流變頻主軸電機通過剛性聯(lián)軸節(jié)直接傳動車床主軸的形式，使產(chǎn)品性能得到了提高，又如大限鐵工所的 LR 系列和 FTL 系列數(shù)控車床上采用了內(nèi)裝式交流變頻主軸電機驅(qū)動主軸的結(jié)構(gòu)，再如德國的埃馬格(EMAG)公司和日本山崎公司均在新產(chǎn)品上采用了直接驅(qū)動主軸技術(shù)。
數(shù)控機床的主傳動系統(tǒng)中,目前多采用交流伺服電動機無級調(diào)速系統(tǒng),可以大大簡化機械機構(gòu),便于實現(xiàn)自動變速、連續(xù)變速和負載下變速[3]。為擴大調(diào)速范圍,適應低速大扭矩的要求,也經(jīng)常應用齒輪有級調(diào)速和電動機無級調(diào)速相結(jié)合的調(diào)速方式。當前主要的主傳動系統(tǒng)主要有三種傳動方式：
(1)變速齒輪傳動方式
26
一般大中型數(shù)控機床都采用這種方式。通過多對齒輪減速，使其分段無級變速，保證低速時的輸出扭矩，少數(shù)小型數(shù)控機床因為需要較大的輸出扭矩，所以也采用這種傳動方式。
(2)帶傳動方式
這種方法主要用于高轉(zhuǎn)速、小轉(zhuǎn)速范圍的小型數(shù)控機床。電機的調(diào)速可以滿足要求， 不需要換檔，避免了齒輪傳動帶來的振動和噪聲的缺點。通常有同步齒輪帶、v 帶、平帶和 v 帶。
（3）調(diào)速電動機直接驅(qū)動
調(diào)速電動機直接驅(qū)動實際等同于電主軸驅(qū)動，電動機轉(zhuǎn)子即為主軸，這種驅(qū)動方式使得機床的主傳動系統(tǒng)傳動鏈環(huán)節(jié)得到極大的簡化，有效地提高了主軸部件的剛度，雖然主軸能夠進行高速旋轉(zhuǎn)，但輸出扭矩較小，電機發(fā)熱對主軸的精度影響較大[5]。
國外工業(yè)發(fā)達國家對數(shù)控車床的研究時間較長，而且經(jīng)驗豐富，技術(shù)水平較高，其特點如下:
（1)高速高精與多軸加工成為數(shù)控車床的主流，納米控制已經(jīng)成為高速高效加工的潮流；
（2)多任務、多軸加工數(shù)控車床越來越多地應用到航空航天、能源、汽車及船舶等行業(yè)；
（3）智能化加工與監(jiān)測功能不斷擴充，車間的加工監(jiān)測與管理可實時獲取機床本身的狀態(tài)信息，分析相關(guān)數(shù)據(jù)，預測機床的狀態(tài)，提前進行相關(guān)的維護，避免事故的發(fā)生，減少機床的故障率，提高機床的利用率；
(4)機床誤差檢測與補償功能越來越強大，能夠在較短的時間內(nèi)完成對機床的補償測量。與傳統(tǒng)的激光干涉儀相比，對機床誤差的補償精度能夠提高 3-4 倍，同時效率得到大幅度提升；
(5)最新的 CAD/CAM 技術(shù)為多軸、多任務數(shù)控車床提供了強有力的支持，可以大幅度提高加工效率。
1.3 發(fā)展趨勢
（1）高精度化
當代工業(yè)產(chǎn)品對精度的要求越來越高，在計算機技術(shù)發(fā)展的推動下，各種加工精度補償技術(shù)得以發(fā)展和應用；機床主軸轉(zhuǎn)速的提高，大大提升了加工表面質(zhì)量；同時，各種高性能新型材料在機床結(jié)構(gòu)制造中的使用，使得數(shù)控機床的各項精度顯著提高。
（2）動力功率高
由于對高效率日益增長的要求，加之刀具材料和技術(shù)的進步，大多數(shù) NC 機床均要求有足夠高的功率來滿足高速強力切削。一般 NC 機床的主軸驅(qū)動功率在 3.7～250 kW。
（3）調(diào)速范圍寬
調(diào)速范圍有恒扭矩、恒功率調(diào)速范圍之分?，F(xiàn)在，數(shù)控機床的主軸調(diào)速范圍一般在100～10000r/min，且能無級調(diào)速。要求恒功率調(diào)速范圍盡可能大，以便在盡可能低的速度下，利用其全功率。變速范圍負載波動時，速度應穩(wěn)定。
（4）控制功能的多樣化
主運動系統(tǒng)的控制功能需要有：NC 車床車螺紋時主運動和進給運動的同步控制功能，加工中心自動換刀、NC 車床車螺紋時用主軸準停功能，NC 車床在進行端面加工時需要恒線速切削功能，在車削中心中，需要有 C 軸控制功能。
（5）性能要求高
電機過載能力強。要求有較長時間（1～30min）和較大倍數(shù)的過載能力；在斷續(xù)負載下，電機轉(zhuǎn)速波動要小；速度響應要快，升降速時間要短；電機溫升低，振動和噪音小；可靠性高，壽命長，維護容易；體積小，質(zhì)量輕，與機床聯(lián)接容易[4]。
2 主傳動系統(tǒng)總體方案設計
2.1 總體結(jié)構(gòu)圖
1.電動機托架 2.電動機 3.小帶輪 4.大帶輪. 5 主軸 6.編碼器 7.主軸箱 8.斜床身圖 2.1 總體結(jié)構(gòu)圖
總體結(jié)構(gòu)圖如圖所示，為了突出設計部分，斜床身只畫了局部，大小有修改。從總體結(jié)構(gòu)圖上看，設計部分為從電動機到電動機帶輪及主軸帶輪的尺寸設計，主軸以及主軸箱的結(jié)構(gòu)設計。
2.2 主傳動系統(tǒng)傳動方案選擇
數(shù)控機床主傳動要求較大的調(diào)速范圍，是為了在切削過程中選擇合適的參數(shù)來加工工件，從而使機床的生產(chǎn)效率、加工精度和表面質(zhì)量得到更好的處理[2]。機床的一切運行都是由控制指令完成的，而其中機床的變速機構(gòu)自動運行的動作則是控制指令的直接
體現(xiàn)。大多數(shù)數(shù)控機床采用無級變速系統(tǒng)，數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)主要有以下三種傳動方式：
(1)變速齒輪傳動方式
一般大中型數(shù)控機床都采用這種方式。通過多對齒輪減速，使其分段無級變速，保證低速時的輸出扭矩，少數(shù)小型數(shù)控機床因為需要較大的輸出扭矩，所以也采用這種傳動方式。
圖 2.1 變速齒輪傳動
(2)帶傳動方式
這種方法主要用于高轉(zhuǎn)速、小轉(zhuǎn)速范圍的小型數(shù)控機床。電機的調(diào)速可以滿足要求， 不需要換檔，避免了齒輪傳動帶來的振動和噪聲的缺點。通常有同步齒輪帶、v 帶、平帶和 v 帶。
圖 2.2 帶傳動
（3）調(diào)速電動機直接驅(qū)動
調(diào)速電動機直接驅(qū)動實際等同于電主軸驅(qū)動，電動機轉(zhuǎn)子即為主軸，這種驅(qū)動方式使得機床的主傳動系統(tǒng)傳動鏈環(huán)節(jié)得到極大的簡化，有效地提高了主軸部件的剛度，雖然主軸能夠進行高速旋轉(zhuǎn)，但輸出扭矩較小，電機發(fā)熱對主軸的精度影響較大[5]。
圖 2.3 調(diào)速電動機直接驅(qū)動
通過比較，選取帶傳動作為主傳動系統(tǒng)的傳動機構(gòu)。帶傳動系統(tǒng)相對于齒輪傳動來說，傳動精度更高，無滑動，傳動過程沒有較大磨損且傳遞噪聲較小；相對電機驅(qū)動方式，帶傳動傳遞轉(zhuǎn)矩更大，且不會出現(xiàn)發(fā)熱情況?？傮w對比，帶傳動的使用范圍更廣， 速度可達 10m/s，傳遞功率范圍大，維修保養(yǎng)方便，不需要潤滑。
2.3 設計任務
主傳動系統(tǒng)的裝配圖，設計主軸 A2-11 主軸頭，φ100mm 通孔，前端軸承安裝位置直徑φ170mm；假定切削直徑 600mm 的 45 鋼，線速度 120m/min,進給量 0.5mm/z,切深 3mm，滿足以上要求選型電動機，設計相應的主軸帶輪主電機帶輪，減速比 2-3 之間，選型主軸軸承，要求滿足最大轉(zhuǎn)速 1500rpm。
2.4 預選電動機
在數(shù)控機床的主傳動系統(tǒng)中,目前多采用交流伺服電動機無級調(diào)速系統(tǒng),因為無極調(diào)速系統(tǒng)可以滿足在不同情況下的變速情況。而主軸要求的變速范圍一般遠大于電機的變速范圍，所以電動機與主軸之間都會有變速裝置。
根據(jù)切削任務，切削直徑 600 的 45 鋼，v=120m/min, f=0.5mm/z, a=3mm,刀具的材料選取硬質(zhì)合金，根據(jù)《機械制造技術(shù)基礎》[6]式 2.1，計算切削力：
??????
?? = ?? ? ?? ? ???????? ? ??
? ???????? (2.1)
?? ???? ?? ????
其中，ap，f, v 分別為背吃刀量，進給量，切削速度。
CFZ 由被加工的材料性質(zhì)和切削條件決定，CFZ=1433，xFZ 、yFZ 、nFZ 分別為 ap、f、v 的指數(shù)，分別為 1.0、0.75、-0.15。
???? = 2303.8N 。切削功率 PC:
取主傳動總效率η = 0.8。主軸轉(zhuǎn)速:
???? = ???? ?? (2.2)
???? = 4.6????
?? = 1000??
????
=63.7r/min
(2.3)
減速比為 2~3，取 i=3,V 電機=191.1r/min。
?? = ????
??
=5.75KW
(2.4)
初選電動機型號為αiIp22/6000?？紤]到機床實際切削情況，為滿足多種切削任務， 最終選擇電動機型號為αiIp50/6000。P 額=22kW，低速繞組最大轉(zhuǎn)速為 1500r/min，高速繞組最大轉(zhuǎn)速為 6000r/min。
3 主傳動系統(tǒng)部件設計
3.1 帶及帶輪的設計
根據(jù)《機械設計》[7],選擇 V 帶傳動，電動機功率 P=22kW，根據(jù)本次任務選擇低速繞組轉(zhuǎn)速 1500r/min。 減速比 i=3，設每天工作 10h。
3.1.1 確定計算功率 Pca
由式 3.1，取工作情況系數(shù) KA=1.1
KA 為工況系數(shù)，P 為電機額定功率。
Pca = 24.2kW
3.1.2 選擇 V 帶帶型
根據(jù)圖 3.1，
?????? = ???? ? ?? (3.1)
圖 3.1 帶輪轉(zhuǎn)速圖
由計算功率 Pca,轉(zhuǎn)速 n,選擇 B 型帶。
3.1.3 確定帶輪基準直徑 dd 并驗算帶速
（1）初選小帶輪基準直徑 dd1=160mm。
（2）按式 3.2 驗算帶的速度
?? = ??????1 ??1 (3.2)
60×1000
v=12.6m/s。帶速范圍滿足 5m/s120°
??1
≈ 180° ? （????2
? ????1
） 57.3°
??
(3.8)
3.1.6 計算帶的根數(shù)
（1）單根 V 帶功率 Pr
由dd1 = 160mm，n1 = 1500r/min，得 P0=3.7kW。 根據(jù) n1=1500r/min，i=3，B 型帶，得△P0=0.48KW。查表 3.2
表 3.2 包角修正系數(shù)Ka
包 角
a1
220
210
200
190
180
170
160
Ka
1.2
0
1.1
5
1.1
0
1.0
5
1.0
0
0.9
8
0.9
5
得 Kα=1，KL=1.03，于是
Pr = ( P0 +△ P0) ? Kα ? KL (3.9)
Pr=4.31kW
（2）計算 V 帶的根數(shù) Z 由式 3.10 計算：
Z=5.61,取 6 根。
Z = Pca (3.10) Pr
3.1.7 計算單根 V 帶的初拉力 F0
由表 3.3 得 B 型帶的單位長度質(zhì)量 q=0.17kg/m，
表 3.3 V 帶單位長度的質(zhì)量
帶型
Y
Z
A
B
C
D
E
q/(kg/m)
0.023
0.060
0.105
0.170
0.300
0.630
0.970
所以
F0=267N。
3.1.8 計算壓軸力 Fp
??0
= 500 (2.5? ????)?????? + ????2 (3.11)
????????
Fp=3204N。
Fp=2zF0sinα1
2
(3.12)
3.1.9 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸
（1）帶輪結(jié)構(gòu)選擇 V 帶輪輪輻結(jié)構(gòu)的不同，可以分為以下幾種型式：
實心式：用于帶輪基準直徑為(dd≤(2.5～3)d)，如圖 3.2a； 腹板式：用于帶輪基準直徑為(dd≤300mm)，如圖 3.2b；
孔板式：用于帶輪基準直徑為(dd–d﹥100mm)，如圖 3.2c； 橢圓輪輻式：用于帶輪基準直徑為(dd＞500mm)，如圖 3.2d。
圖 3.2 帶輪結(jié)構(gòu)類型圖
根據(jù) V 帶輪結(jié)構(gòu)的選擇條件，由新版主軸電動機查得αiIp50/6000 型電動機主軸直徑為 d=60mm，所以αiIp50/6000 型電動機主軸帶輪選擇腹板帶輪，主軸帶輪選用孔板帶輪。
3.2 主軸的設計
3.2.1 主軸軸徑的確定
主軸直徑包含三個參數(shù):主軸前軸頸 D1，后軸頸 D2，主軸平均直徑 D。在結(jié)構(gòu)上三者關(guān)系[5]：
D1=（1.10～1.15）D; D2=（0.85～0.90）D 或 D2=（0.7～0.8）D1。
對幾種常見通用機床鋼質(zhì)主軸的前軸頸直徑 D1，根據(jù)切削功率選定前軸徑 D1=170mm，
D2=150mm。
3.2.2 主軸內(nèi)孔直徑 d 的確定
主軸內(nèi)孔直徑主要用來通過棒料、鏜桿等?？讖降拇笮∨c機床的工作性質(zhì)有關(guān)。確定孔徑 d 的原則是: 當主軸的空心直徑 d 不大于主軸的平均直徑 D 的 0.5 倍時，一般對主軸的剛度影響不大。在滿足上述工藝要求且對主軸剛度不產(chǎn)生影響的情況下，為使主軸減輕重量，盡量取選取較大值?？箯澖孛鎽T性 I 是孔徑對主軸剛度影響的體現(xiàn)，抗彎截面慣性 I 與主軸本身的剛度正比，根據(jù)他們的關(guān)系公式：
I 空 = π（ D4?d4） /64 = 1 ? (d )4 （3.13）
I實 πD4 /64 D
圖 3.3 孔徑 d 對主軸剛度的影響曲線
根據(jù)設計要求，主軸通孔直徑選取 100mm。
3.2.3 軸承型號的選擇
因為主軸在切削過程中同時受到軸向力和徑向力的作用，角接觸球軸承可以滿足這個要求，角接觸球軸承軸承在使用中成對配用，這樣還可以提高預緊力。主軸前端選用三列角接觸球軸承組配方式，一組反裝角接觸球軸承加單個角接觸球軸承如圖 3.4。主軸后端采用一個雙列圓柱滾子軸承，如圖 3.5。根據(jù)主軸軸徑，主軸前端軸徑為 170mm， 所以選用 7034AC 型角接觸球軸承。主軸后端軸徑為 150mm，選用 NN3030 型雙列圓柱滾子軸承。
圖 3.4 三聯(lián)角接觸球軸承
圖 3.5 雙列圓柱滾子軸承
3.2.3 主軸懸伸量 a 確定
主軸懸伸量 a 是指主軸前端到主軸前支承中點的距離。懸伸量 a 的大小主要由主軸端部結(jié)構(gòu)形式、尺寸、前支承的軸承配置和密封裝置等決定,確定懸伸量 a 的原則是:在滿足結(jié)構(gòu)要求、強度要求的前提下盡可能取較小值。a 暫定 130mm。
3.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設計
主軸軸向尺寸確定：
首先，由于主軸的空心直徑為 100mm，計算出主軸前徑為 170mm，后徑為 150mm。從前向后看，由于采用 A2-11 主軸頭，主軸頭尺寸均可以確定。
主軸頭左側(cè)做一軸肩，為角接觸球軸承右側(cè)限位。軸肩左側(cè)為三聯(lián)角接觸球軸承組， 已知 7034AC 型角接觸球軸承寬度為 42mm，三組為 126mm，為使一組反裝角接觸球軸承更好的轉(zhuǎn)動，彼此減小影響，在二三角接觸球軸承中間加入隔套，寬度為 30mm。第三個角接觸球軸承左側(cè)設置一軸套，為軸承端左限位，同時軸套左側(cè)加一限位螺母，防止軸承向左竄動。
接著左端為一光軸，由軸承跨距公式暫定軸承跨距為 600mm。左支撐處設計 1:12 的錐度，跨度為雙列圓柱滾子軸承的寬度 56mm。設置錐度的是為了當雙列圓柱滾子軸承因為受力的原因而向右竄動時，由于軸段是有錐度，使得軸承越向右，配合越緊。雙列圓柱滾子軸承左側(cè)為端蓋，寬度為 34mm,與主軸箱配合的同時，防止軸承向左竄動。端蓋左側(cè)為限位螺母，寬度為 34mm,起軸向定位的作用。螺母左側(cè)為編碼器的測速小帶輪， 寬度為 18mm，測速小帶輪右側(cè)有一軸肩，防止向右竄動。軸肩處做一退刀槽，如圖 3.6 所示，防止應力集中且減小小帶輪與軸肩的摩擦。測速小帶輪左側(cè)為主軸大帶輪，寬度為 152mm。大帶輪左側(cè)為限位螺母，防止大帶輪向左竄動。
圖 3.6 退刀槽
主軸徑向尺寸確定：
從主軸頭向左開始確定。因為 A2-11 主軸頭尺寸確定，所以主軸最大直徑為 280mm。主軸前徑為 170mm，為使角接觸球軸承更好的轉(zhuǎn)動，軸承右側(cè)軸肩處直徑設置為 185mm。光軸直徑設為 165mm，帶輪處直徑設置為 140mm。
圖 3.7 主軸頭端部
Ⅰ-Ⅱ為螺紋端，長度為 36mm,軸徑為 140mm，選用 M140×2 螺母;
Ⅱ-Ⅲ為主軸與大帶輪連接部分，選用普通 A 型平鍵，鍵長 l=160mm;軸徑為 150mm； Ⅲ-Ⅳ為螺紋段，長度為 38mm，選用 M150×2 螺母限位；
Ⅳ-Ⅴ為主軸左透蓋，寬度為 34mm;
Ⅴ-Ⅵ為雙列圓柱滾子軸承安放位置，雙列圓柱滾子軸承 NN3030 型寬 56mm； Ⅵ-Ⅶ長度為 370mm；軸徑為 166mm；
Ⅶ-Ⅷ為螺紋段，長度為 44mm，選用 M170×3 螺母；軸徑為 170mm； Ⅷ-Ⅸ為 7034AC 角接觸球軸承安放位置，長度為 183mm;
Ⅸ-Ⅹ設置一軸肩，寬度為 26mm；軸徑為 186mm；
Ⅹ-Ⅺ為主軸頭位置，主軸前端規(guī)格選擇為 A2-11 主軸頭。主軸最終結(jié)構(gòu)設計如圖 3.8：
圖 3.8 主軸的結(jié)構(gòu)圖
4 主傳動系統(tǒng)部件校核
4.1 主軸的強度校核
4.1.1 計算支撐反力
為計算支撐反力，制作主軸的計算簡圖，如圖 4.1 所示：
計算軸承反力水平面：
垂直面：
圖 4.1 軸的計算簡圖
∑Fy = 0，F(xiàn)t + Ft2 = 0, Ft2 = 824N
∑F?? = 0
Fp + Fn1 + Fn2 + Fz = 0
∑Mz = 0
Fp ???1 + ????2 ???2 = ?????（??2 + ?? 3）
計算得：Fn1 = 3569N， Fn2 = 1938N
4.1.2 計算截面彎矩
（1）垂直面上截面 B 處的彎矩：
MBy =611964N?mm。
垂直面上截面 C 處的彎矩：
MCZ=287875 N?mm。
（2）水平面上截面 B 處的彎矩：
MBZ= Fp?L1 （4.3）
MCZ= Fz?L3 （4.4）
MBy=472152
水平面上截面 C 處的彎矩：
MCy =103000 N?mm。
（3）總彎矩
MBy=Ft2?L2 （4.5）
MCy=Ft?L3 （4.6）
??1 = √??2 + ??2 （4.7）
??1=772934N?mm。
????
????
??2 = √??2 + ??2 （4.8）
??2=305746N?mm。
（4）主軸扭矩
????
????
T=420200 N?mm。
T = 9549 ?? （4.9）
??
4.1.3 按彎矩合成應力校核
軸上承受最大彎矩和扭矩的截面是截面B，所以根據(jù)軸的彎扭合成條件，由式4.10：
?? = √??2 +(????)2 ≤ [??
] （4.10）
確定公式內(nèi)各參數(shù)值：
σ —軸的計算應力， MPa ；
ca
???? ?? ?1
M—軸所受彎矩，M1 = √M2 + M2 =772934N?mm；
By Bz
T—軸所受扭矩，T=420200 N?mm；
W—軸的抗彎截面系數(shù)，由軸的截面形狀確定，因為主軸的危險截面處為空心軸，根據(jù)
W = 0.1d3(1 ? (d1)4) = 321300mm3;
d
[σ ] —對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力,查得 [σ ]=60Mpa;
?1 ?1
計算σ ：
ca
將上述參數(shù)值帶入軸的彎扭合成條件：
√M2+ (αT)2
σ =
ca W
=2.53Mpa≤ [σ
?1
]=60Mpa
故主軸的強度滿足要求。
4.2 鍵連接的強度校核
普通 A 型平鍵（GB/T 1096）,b×h×L=36×20×160,連接方式為靜連接，取得許用壓應力[????] =120Mpa.
鍵連接強度計算公式見式 4.11：
確定公式內(nèi)各參數(shù)值：
???? －工作面擠壓應力，MPa ； T －傳遞的轉(zhuǎn)矩，N?m；
????
= 2000?? (4.11)
??????
k －鍵與輪轂鍵的接觸高度，k=10mm;
d－軸的直徑，mm；d=140 mm; 鍵連接傳遞轉(zhuǎn)矩
T=105.05MPa。
T = 9550 ?? (4.12)
??
將上述各參數(shù)值帶入鍵連接強度計算公式，得：
????=1.21MPa<[????] =120Mpa 鍵連接強度滿足要求。
4.3 軸承壽命計算
角接觸球軸承型號為 7034AC，由機械設計手冊查得基本額定動載荷：C=310kN。軸向力 Fa=902N,單個軸承承受徑向力為 745N。軸承當量動載荷 P:
因為Fa=1.2>e=0.68,
Fr
查軸承的徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為： X=0.41，Y=0.87，按設計要求（軸承運轉(zhuǎn)平穩(wěn)），根據(jù)中等沖擊載荷的選取方式取載荷系數(shù) fd=1.5：
P = ????(?????? + ?????? ) （4.11）
P =1635N。
軸承壽命計算公式：
?? = 106 (?? )?? （4.12）
? 60?? ??
式中：n—轉(zhuǎn)速，r/min；
C—基本額定動載荷，C=310KN；
P—軸承當量動載荷, P =1635N； ε—壽命指數(shù)，滾子軸承所以取 10/3。
將上述各參數(shù)值帶入軸承基本額定壽命計算公式[1]，得：
?? ? = 1.67 × 1023h。
雙列圓柱滾子軸承型號為 NN3030 型，由機械設計手冊查得基本額定動載荷：C= 335000N，因為雙列圓柱滾子軸承只承受徑向力，當量動載荷為 P 等于徑向力 Fp=3204N。按設計要求（軸承運轉(zhuǎn)平穩(wěn)），取載荷系數(shù) fd=1.5，ε取 10/3。將上述各參數(shù)值帶入軸承基本額定壽命計算公式，得：
?? ? = 1.73 × 1021h。
4.4 軸承潤滑方式
滾動軸承的潤滑方式由 dn 值來確定，d 為軸承的內(nèi)徑，n 為軸的轉(zhuǎn)速。雙列圓柱滾子軸承：
dn = 7.5 × 104mm?r/min ≤ 12 × 104mm?r/min 。雙列圓柱滾子軸承的潤滑方式為脂潤滑。
角接觸球軸承：
dn = 8.5 × 104mm?r/min ≤ 16 × 104mm?r/min 。角接觸球軸承的潤滑方式為脂潤滑。
5 主軸箱箱體設計
5.1 主軸箱的功用和特點
箱體主要起到支撐和保護主軸的作用，所以必須按照主軸的尺寸設計內(nèi)部結(jié)構(gòu)。主軸箱要通過自己的裝配基準，把整個部件裝到床身上去。主軸箱的加工質(zhì)量對機床的工作精度和使用壽命有著重要影響[8]
作為主軸與斜床身的樞紐，主軸箱體與斜床身的裝配對主軸的加工有著至關(guān)重要的影響。主軸箱不僅需要按照設定的要求進行動力的傳動，而且要保證在主軸切削過程中的位置精度以及箱體與斜床身的位置關(guān)系精度。主軸箱要防止?jié)櫥屯饬骱突覊m、污物浸入的殼形零件，自身結(jié)構(gòu)比較復雜，尺寸比較大。
鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，且成本低，故主軸箱箱體采用 HT250 制造。
圖 5.1 主軸箱箱體三維圖
5.2 主軸箱結(jié)構(gòu)設計
斜床身數(shù)控機床主軸箱與傳統(tǒng)主軸箱有所不同，箱體的連接部分為與斜床身一樣具有斜面，并通過地腳螺栓和斜床身連接。為盡量避免切削過程中產(chǎn)生較大震動，要求連接部分必須有足夠的支撐剛度，選擇 M20 螺栓按圖 5.2 排列。螺栓之間的距離與主軸箱和斜床身配合面有關(guān)，因為斜床身與主軸箱的裝配位置固定，接觸面之間的距離固定， 螺栓的固定范圍可以確定。
圖 5.2 螺栓排列方式
箱體側(cè)面如圖 5.3 所示。為與斜床身配合，主軸箱底部為一斜面，斜度與斜床身相同。其中，箱體中間有一 直徑 140mm 的空心孔，在不影響箱體工作性能的前提下，盡可能減輕主軸箱的質(zhì)量，減少裝配面的壓力。虛線部分為主軸箱的內(nèi)部結(jié)構(gòu)。
圖 5.3 主軸箱側(cè)視圖
主軸箱的正視半剖視圖如圖 5.4。
圖 5.4 主軸箱的正視半剖視圖
主軸箱體最重要的結(jié)構(gòu)之一為主軸箱和主軸裝配的部分。因為主軸的尺寸均已確定， 主軸箱為與主軸配合，內(nèi)部尺寸按照和主軸的配合尺寸設計。主軸箱外壁為不平整平面 的原因，是因為在鑄造成型后為加速冷卻。
圖 5.5 主軸箱俯視圖
圖 5.5 為箱體俯視圖。箱體上側(cè)有一矩形通孔，通過通孔可以看到主軸箱的內(nèi)部裝配情況。通孔的設計一方面是為了安裝銘牌，另一方面是當出現(xiàn)問題時，不需要將整個主軸箱從斜床身上拆下，方便維修。
6 結(jié)論
主傳動系統(tǒng)是機床運行的重要環(huán)節(jié)，它傳動方式的選擇決定機床切削的性能和效率。本次設計是結(jié)合大連機床廠 DL32M 斜床身數(shù)控機床而提出的設計任務，首先是通過切削任務選擇電動機，通過相關(guān)計算設計帶輪及皮帶的相關(guān)參數(shù)，設計主軸結(jié)構(gòu)，校核主軸強度，以及主軸箱的結(jié)構(gòu)設計,最終達成主傳動系統(tǒng)的設計任務。
通過對主傳動系統(tǒng)的設計，可以明確的了解其工作過程。首先是電動機的工作性能， 電機的轉(zhuǎn)矩特性對機床切削過程有著直接影響，因為機床所需的轉(zhuǎn)速范圍電動機往往無法直接達到，必須通過相關(guān)的變速機構(gòu)來進行轉(zhuǎn)化。本次設計中遇到了一些困難，最大的難題在于主軸的設計過程。主軸結(jié)構(gòu)為空心階梯軸形式，主軸強度和空心尺寸有關(guān)， 空心軸軸和實心軸不同點在于各項尺寸沒有相關(guān)的設計步驟，我按照主軸上各個零件的排布，查找設計相關(guān)的零件尺寸，在結(jié)構(gòu)設計做出后進行強度校核，最終完成空心階梯軸的結(jié)構(gòu)設計。
本次設計通過對主傳動系統(tǒng)的分析，對其進行可行的設計優(yōu)化，尤其是在驅(qū)動方式的選擇上，對于主傳動系統(tǒng)的運行質(zhì)量以及穩(wěn)定性有一定提高，最終達成本次的設計任務。
參 考 文 獻
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致 謝
在本文即將完成之時，我要向所有對我論文有過意見，給予我?guī)椭娜吮硎咀钪孕牡母兄x。首先是我的畢業(yè)論文導師王建維老師，從最初的開題報告到正式做設計的過程中，每當我遇到學術(shù)上設計上的問題，老師總是能給我一些新的想法以及一些建設性的意見，讓我有一個準確的思考問題的方式，在次，謹向我的導師表示深深的謝意！
在正式的設計環(huán)節(jié)當中，我還得到了大連機床廠朱浩銘工程師的大力幫助，在設計的開展，對于關(guān)鍵數(shù)據(jù)的提供以及相關(guān)資料的分享，都使我的設計進度以及設計過程都有一個明確的方向和計劃，在此向朱浩銘工程師表示衷心的感謝！
最后，向評閱本文的各位老師表示最誠摯的謝意！
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