CK6140臥式數(shù)控車床主運(yùn)動部分的方案設(shè)計案例分析目錄TOC\o"1-3"\h\u9812CK6140臥式數(shù)控車床主運(yùn)動部分的方案設(shè)計案例分析 119471.1數(shù)控臥式車床主要參數(shù)的確定 1220441.3轉(zhuǎn)速圖的擬定 3181831.4齒輪齒數(shù)與帶輪直徑等的確定 511981.5傳動件的估算和驗算 10269961.6展開圖的設(shè)計 18136021.7截面圖的設(shè)計 231.1數(shù)控臥式車床主要參數(shù)的確定（1）最大切削速度umax和最小切削速度umin根據(jù)工藝要求選擇設(shè)計極限,我們在進(jìn)行設(shè)計時需要進(jìn)行充分考慮其工藝的基本要求,切削速度,刀具,工件的所用材料和其使用工藝的各種類型等諸多直接影響設(shè)計因素。參考文獻(xiàn)[4],選取的極限切削速度值：最小切削速度umin=30m/min，最大切削速度umax=300m/min。（2）主軸的最小轉(zhuǎn)速nmin和主軸最大轉(zhuǎn)速nmax。參考文獻(xiàn)[3]，根據(jù)實際經(jīng)驗取值，選擇公式（1）來計算極限主軸轉(zhuǎn)速(0.1～0.2)πD和(0.45～0.5)πD式中D=400mm。主軸最小轉(zhuǎn)速：nmin=（0.45～0.5）πDr/min=40r/min（1）主軸最大轉(zhuǎn)速：nmax=2000r/min參考文獻(xiàn)[3]，R=代入數(shù)據(jù)R=nmaxnmin其中，Φ的值為1.26或者1.41，分別代入公式，所以可得R=355和R=50。[3]找到所有級別的速度編號。標(biāo)準(zhǔn)編號列表：Φ=1.06從1到10000，Φ=1.26z=2a×計算得z=1818=（3）主軸電機(jī)功率的確定電動機(jī)的功率N,需要能夠滿足生產(chǎn)的需要,就必須充分發(fā)揮電動機(jī)的性能,還不能讓電機(jī)降低效率。依據(jù)數(shù)控車床典型的加工條件:根據(jù)切削使用量,工藝品種,加工原材料,刀具等考慮，再參考市面上數(shù)控車床通常采用的電機(jī)，參考文獻(xiàn)[9]，采取中心車床主軸電機(jī)推薦功率，本次設(shè)計選取的主軸電機(jī)的功率N=5.5kw1.2傳動系統(tǒng)的設(shè)計草擬方案(1)傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的計算與選擇確定采用結(jié)構(gòu)式和結(jié)構(gòu)網(wǎng)可以便于分析和比較各個不同的傳動方案，結(jié)構(gòu)網(wǎng)看起來直觀，好理解，但是不好繪制，這個時候，我們可使用結(jié)構(gòu)式來替代。結(jié)構(gòu)式書寫為：Z=Z1Z2Z3式子中Z--傳動系統(tǒng)的變速級數(shù)。圖2為主軸箱總的系統(tǒng)傳動圖Z=2a×3選擇如下方案更為合理：傳動齒輪數(shù)2x（3+3+2）+2x2+1=21操縱機(jī)構(gòu)2個三聯(lián)滑移齒輪和1個雙聯(lián)滑移齒輪傳動軸的數(shù)目6圖2總的傳動系統(tǒng)(2)組傳動順序的安排Z=18可安排為：2x3x3和3x2x3和3x3x2。所以我們當(dāng)選擇采用新型變速箱傳動機(jī)組時在進(jìn)行結(jié)構(gòu)布置的過程時候,機(jī)床結(jié)構(gòu)中的變速主軸和變速箱具體的內(nèi)部結(jié)構(gòu)布置就是最需要我們關(guān)心的,其次就是變速設(shè)備和傳動性能。當(dāng)運(yùn)動摩擦器和離合器末端位于軸線Ⅰ上時,沿軸向的運(yùn)動尺寸范圍應(yīng)該逐漸增大減小,因此第一變速器組的副數(shù)目對最好為2。在這樣的設(shè)計中,一個是傳遞到變速箱的正轉(zhuǎn),另一個是傳遞到反轉(zhuǎn),主軸與最后的加工出來的軸類，盤類等成品零件的表面粗糙度和加工精度的的影響很密切,所以主軸箱中的齒輪采取最后是較小的傳動副。為了滿足設(shè)計需要和結(jié)構(gòu)盡量簡單，我們選擇的方案是：18=3[1]3[3]2[9]。(3)傳動組變速范圍極限植與擴(kuò)大傳動組“升2降4”也就是最大傳動比umax≤2，最小傳動比umin≥1/4，傳動機(jī)構(gòu)組的最大轉(zhuǎn)矩和變速幅值范圍rmax=umax/nmin≤8此次設(shè)計采取擴(kuò)大傳動組：Z=18=3［1］3［3］2［9］1.3轉(zhuǎn)速圖的擬定（1）轉(zhuǎn)速圖遵循的原則：在傳動鏈各個傳動組，在傳動順序上前面的傳動組的傳動副要比后面的傳動副多。盡量讓在傳動順序上前面的傳動組的級比指數(shù)小于后面的也就是結(jié)構(gòu)網(wǎng)密實，后面的傳動組內(nèi)的級數(shù)比指數(shù)大，也就是結(jié)構(gòu)網(wǎng)稀疏。在確定轉(zhuǎn)速圖時，前面?zhèn)鲃虞S最低轉(zhuǎn)速因高一些，使得降速傳動比較大的傳動副在最后一兩級，這樣可以使得主軸箱的結(jié)構(gòu)更加緊湊，但是，也要注意提高軸的最低轉(zhuǎn)速也要適度，保證滿足性能要求為前提。（2）主軸電機(jī)的選定本次設(shè)計我們采用的是三相交流異步電機(jī)，因為他適用于中型機(jī)床，將三相交流電源線中的任意兩根對調(diào)，便可實現(xiàn)反轉(zhuǎn)，所以本次的CK6140數(shù)控臥式車床采用它作為動力源便很適合。確定電機(jī)功率N：根據(jù)本次設(shè)計CK6140數(shù)控臥式車床的性能要求，在查表后，我們確定本次的電機(jī)功率為：N=5.5kw電機(jī)轉(zhuǎn)速nd本次設(shè)計使用的是三相交流異步電機(jī)，其轉(zhuǎn)速與電源的頻率還有電動機(jī)磁極對數(shù)相關(guān)。參考文獻(xiàn)，該電機(jī)的2,4,6,8級分別對應(yīng)3000、1500、1000、750r/min的轉(zhuǎn)速，電機(jī)在啟動和停止的過程中轉(zhuǎn)速可能過快或太慢，導(dǎo)致與主軸干涉，所以電機(jī)最大轉(zhuǎn)速nmax和Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速需要相近。經(jīng)過分析，本次車床設(shè)計采取的方案電機(jī)轉(zhuǎn)速nd應(yīng)選取選擇：nd=1500r/min（3）機(jī)床設(shè)計中常用電機(jī)的部分資料根據(jù)實際應(yīng)用經(jīng)驗，電機(jī)的大致結(jié)構(gòu)如圖3，本次我們的設(shè)計采用的主軸電機(jī)的型號是：Y132S-4，它的具體參數(shù)是：中心高132，軸徑38，功率5.5kw，轉(zhuǎn)速1440r/min.圖3電動機(jī)Ⅰ軸傳動軸從電機(jī)得到運(yùn)動和動力,在經(jīng)過傳動系統(tǒng)后轉(zhuǎn)變?yōu)檩S的不同轉(zhuǎn)速。電動機(jī)的轉(zhuǎn)速與主軸的最高轉(zhuǎn)速相對于較為接近。此次設(shè)計Ⅰ軸上需要安裝摩擦式離合器,高速摩擦?xí)斐蓳p耗、發(fā)熱，所以Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速不能過高，過高容易導(dǎo)致電機(jī)燒壞，使用壽命短，不便利的情況。經(jīng)過查詢資料分析,主軸箱中的Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速選擇700～1000r/min。本次設(shè)計采用nⅠ=960r/min。（4）各個中間傳動軸的轉(zhuǎn)速中間傳動軸與軸承相連接，中間傳動軸的旋轉(zhuǎn)速度過高時，齒輪的速度因滿足其性能要求,若傳動軸速度過高，中間螺母旋轉(zhuǎn)軸和齒輪所能承受的最大扭矩相對較小,使得結(jié)構(gòu)更加緊湊。這將可能會導(dǎo)致空載功率N空和噪聲LP的增加：N空=110式中Da——所有中間軸軸頸的平均直徑（mm）；∑n——主軸轉(zhuǎn)速（r/min）。（7）式中：β--主軸齒輪螺旋角；查表：C1=3.5,K=54。由經(jīng)驗公式我們可知:主軸和整個機(jī)床運(yùn)動噪聲及其機(jī)床發(fā)熱之間的相互關(guān)系。當(dāng)需要確定中間齒輪傳動轉(zhuǎn)向軸的固定旋轉(zhuǎn)角和轉(zhuǎn)速時,應(yīng)考慮:本次設(shè)計的CK6140數(shù)控臥式車床屬于中型車床，對于該種車床，其中間軸承的運(yùn)動速度取值要適當(dāng)；控制一個齒輪的圓周加速度u∠8m/s該齒輪可以提供7級的精密傳動齒輪。在這樣的條件下,較高的中間軸運(yùn)動的速度是可以進(jìn)行適當(dāng)選擇的。次設(shè)計的車床是功率較大，主軸速度較低但傳動軸速度相對高的數(shù)控車床。（5）齒輪傳動比的限制齒輪的傳動比很穩(wěn)定，齒輪的傳動比可以很好地反映兩齒輪的轉(zhuǎn)速和齒數(shù)。在手動升速式的轉(zhuǎn)向傳動中,最大的轉(zhuǎn)向傳動轉(zhuǎn)矩功率系數(shù)為umax≤2。。過大,易能會造成機(jī)械震動及其他噪音。在降速式傳動中,傳動扭矩系數(shù)umin≥0.25,過小。兩個齒輪的直徑相差過大,則會造成傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)尺寸較大。圖4位主運(yùn)動的轉(zhuǎn)速圖。[4]圖4主運(yùn)動的轉(zhuǎn)速圖1.4齒輪齒數(shù)與帶輪直徑等的確定根據(jù)擬定的轉(zhuǎn)速圖,我們可以輕松的確定齒輪傳動比和帶輪的直徑。（1）選擇V帶型號我們可以通過電動機(jī)轉(zhuǎn)速和功率檢查圖表來確定模型，參考文獻(xiàn)[9]。本次CK6140臥式數(shù)控車床設(shè)計采用V帶，B型三角帶斷面尺寸，頂端寬度為17mm，厚度為10.5mm。（2）帶輪的最小直徑Dmin。B型帶輪，參考文獻(xiàn)[9]：得：Dmin=140mm（3）大帶輪直徑D大的值得選?。海?）式中ε——V帶滑移率傳動比為1/7≤u≤3，ε=2%。得到137.2mm≤D大≤343mm所以我們本次數(shù)控車床的設(shè)計中大帶輪直徑的取值為D大=212.0mm（4）確定齒輪齒數(shù)：通過查表法，我們可以確定齒輪的牙徑。按照所需傳動對比u和預(yù)先設(shè)置的傳動齒輪對的傳動齒數(shù)及sz,查表以便獲取最小的傳動齒輪。選齒輪注意：確保強(qiáng)度，防止熱處理過大。zmin≥6.5+，δ>5mm，不產(chǎn)生根切。一般Zmin≥18～20。防止各種碰撞和干擾同一傳動機(jī)構(gòu)組的各個對稱齒輪副之間的中心差距應(yīng)當(dāng)是相等的。（5）確定軸間距：通過讀轉(zhuǎn)速圖，還有已知齒輪的傳動系數(shù)和齒輪模量m，可以計算得出每一根軸的軸間距：d=mz（9）a=dⅠ，Ⅱ軸的軸間距a1取m=2.5，參考圖4可知傳動比z1d1=mz=2.5*51=127.5mmd2=mz=2.5*60=150mm齒輪1,2中心距即Ⅰ，Ⅱ軸的軸間距aa1=dⅡ,Ⅲ軸的軸間距a2取m=2.5,參考圖4可知傳動比d3=mzd4=mdza2=d3+Ⅲ,Ⅳ軸的軸間距a3取m=3.5,參考圖4可知傳動比d9=mzd10=ma3=d9+Ⅳ,Ⅴ軸的軸間距a取m=3.5,參考圖4可知傳動比d15=mz15d16=mza4=d15dⅠ，脈沖軸的軸間距a取m=3.5，i=1d19=mzd20=mza5=d19Ⅰ,Ⅵ軸的軸間距a取m=2.5，參考圖4可知傳動比d（6）主軸轉(zhuǎn)速系列的驗算我們無法保證主軸轉(zhuǎn)速的準(zhǔn)確性，通常，它們都會出現(xiàn)一些偏差。但是，實際速度不允許與標(biāo)簽上的標(biāo)準(zhǔn)系列值與相差太大。由確定齒輪傳動數(shù)而獲得實際加速度難以完全滿足傳動設(shè)計理論。必須在所有等級上都要檢查一個主軸的運(yùn)動速度,并且其中最大的誤差應(yīng)該是不得小于或者正負(fù)10（ψ-1）％。查取參考資料[4]％[4]（12）主運(yùn)動傳動鏈的傳動路線：圖5主運(yùn)動的傳動路線主軸校核計算：主軸輸入到Ⅱ軸的轉(zhuǎn)速：主軸各級轉(zhuǎn)速校核計算b.c.d.e.f.g.h.i. j.k.l.m.n.o.p.q.r.經(jīng)過核驗，以上結(jié)果都合格。1.5傳動件的估算和驗算（1）V帶傳動的計算與核驗在一個三角形的同軸皮帶傳動中,軸承的間距a大小可以變得很小或更大。因為它主要是基于摩擦力的傳動,所以在皮帶和傳動輪之間的劇烈摩擦中也會容易發(fā)生打滑,這也就是說可以有效地做到減輕對汽車沖擊的振動影響并且有效隔離振動,從而使傳動穩(wěn)定。皮帶傳動是一種結(jié)構(gòu)簡單,主要適用于電力輸入軸在機(jī)械上作為電動輸出軸的固定比傳動。[5]選擇V帶的型號：由小帶輪n1（r/min），計算功率Nj（kw）參考資料[4],公式：Nj=KWNdkW（13）式中KW——工作情況系數(shù)；Nd——電機(jī)額定功率。車床的優(yōu)點：a.工作載荷穩(wěn)定b.起動載荷輕，查表取：KW=1.1B型帶（2）確定小帶輪與大帶輪的計算直徑D1、D2a.小帶輪D1的計算;為了增長使用壽命和縮短齒輪皮帶的使用長度,小帶輪傳動的輪軸直徑D1不能太小,要求D1≥D,查取資料[4]。此設(shè)計取D1=140r/minb.大帶輪直徑D2的計算;=212r/min（14）c.三角帶速度u;==10.6m/s（15）（3）初定中心距A0的選擇根據(jù)本次設(shè)計的CK6140數(shù)控臥式車床機(jī)床的整體布局進(jìn)行初始選擇：A0=（0.6～2）（D1+D2）mm（16）=352（0.6～2）mm=211.2mm～704mm根據(jù)本次設(shè)計的性能及尺寸要求我們?nèi)0=704mm（4）確定三角帶的內(nèi)周長LN，，長度L0。（17）==1960.67mm（5）撓曲次數(shù)u的驗算：（18）=10.5次/s≤40次/s，故，合格。（6）實際中心距A的確定（19）=740.0mm所以，經(jīng)計算，A=740.00mm（7）小帶輪包角α1的驗算:（20）=180°-5.6°=174.4°≥120°合格。（8）三角帶根數(shù)z的確定：（21）經(jīng)計算，z=3根。（9）傳動軸的估算和驗算傳動結(jié)構(gòu)應(yīng)滿足強(qiáng)度和剛性要求。軸在重復(fù)或扭轉(zhuǎn)載荷下不會遭受疲勞損壞。因此,不用對核驗軸承的強(qiáng)度進(jìn)行考慮。但是剛性還需要進(jìn)行核驗,以防止主機(jī)在負(fù)載下變形太大。剛性差異不足,軸上的一些過度變形很有可能會直接造成軸上的零件(其中包括齒輪,軸承等)無法正常工作,或由于機(jī)械的振動,噪音,發(fā)熱或磨損過早都很有可能導(dǎo)致零件的損傷。所以,我們首先得確保傳動軸擁有良好的剛性。一般是通過扭曲剛度先估算軸徑，,然后再繪制草圖,,根據(jù)力、結(jié)構(gòu)布局與相關(guān)尺寸來核驗其彎曲剛度。各個傳動軸的直徑的估算,參考文獻(xiàn)[4]，，N=Ndηkw（22）該式子中：Nd是電機(jī)額定功率，[ψ]是允許扭轉(zhuǎn)角（deg/m），nf是傳動軸轉(zhuǎn)速r/min，nf是傳動構(gòu)件最低速度，N是傳動軸的輸入功率，。可以通過上述的計算傳動軸轉(zhuǎn)速公式進(jìn)而得到每一根傳動軸的估算直徑：通過上述公式以及公式：nj=nminψz/3-1=125r/min（23）在求出每個傳動軸的大概轉(zhuǎn)速之后，便可求出各傳動軸的直徑d：Ⅰ軸的直徑d1=30mm，Ⅱ軸，Ⅲ軸、Ⅳ軸計算的出d2、d3、d4都為40mm，Ⅴ軸d5=64mm，求值的詳細(xì)步驟較簡單，所以本說明書為寫出具體計算過程。傳動軸的剛度與制造軸的材料和加工工藝相關(guān)，在傳動軸傳遞動力做回轉(zhuǎn)運(yùn)動時，軸的剛度會對整臺機(jī)器的工作效率產(chǎn)生影響，傳動軸工作時受到交變應(yīng)力影響，會有斷裂的可能，通常在設(shè)計時我們要考慮傳動軸的剛度是否達(dá)到性能要求,各種軸與軸承，齒輪相互連接，在檢查軸的剛度時同時還要檢查齒輪和傳動軸軸承之間的徑向與傾斜面的值。軸的徑向y要滿足y≤[Y]以齒輪和軸承之間的傾斜夾角θ要滿足θ≤[θ]。如此，傳動軸才不會在運(yùn)動中傳遞動力時發(fā)生斷裂。軸變形會造成碰撞和摩擦，會進(jìn)一步增加工作時的溫度，而溫度升高，又會進(jìn)一步造成軸彎曲，在設(shè)計時，應(yīng)當(dāng)核驗軸的強(qiáng)度，防止設(shè)計出來的車床使用壽命短，要經(jīng)常維修的情況出現(xiàn)。通常根據(jù)材料力學(xué)，我們在計算軸徑向度y和軸與齒輪間傾斜角θ時，會將其簡化成簡支梁，這樣便于分析計算，也不會出現(xiàn)問題。當(dāng)兩個軸的平均直徑之間相差較小而且其精度較低時,將兩個軸視為一個等徑軸,用平均直徑方法進(jìn)行計算。在測量花鍵軸承的剛度時,可以選擇該直徑或者等效的直徑。計算軸的強(qiáng)度的公式（24）經(jīng)過分析，本次的數(shù)控車床CK6140臥式車床的設(shè)計中采用的是矩形花鍵軸，因為花鍵軸外表有鍵槽，可跟軸旋轉(zhuǎn)，不僅可以旋轉(zhuǎn)，還可以在軸上縱向運(yùn)動。軸承有深溝球軸承，角接觸球軸承，圓錐滾子軸承以及推力球軸承等，這些軸承所能承受的載荷在《機(jī)床設(shè)計手冊》中查表可以找到，本次 CK6140數(shù)控臥式車床的設(shè)計中，用了深溝球軸承，推力球軸承等，角接觸軸承還有圓錐滾子軸承來連接軸，雙列角接球觸軸承和雙列圓錐滾子軸承都可以承受軸的徑向和與雙向軸向載荷。計算軸上的載荷：圖6軸的結(jié)構(gòu)圖與彎矩扭矩圖主軸上的齒輪高速旋轉(zhuǎn)時的負(fù)載：（25）（26）撓度和傾角的校驗：撓度為受力和溫變時，軸線與法線的線位移，即彎曲程度，與其制造材料和截面等有關(guān)。（27）（28）查表知：θA1代入數(shù)據(jù)θθ代入數(shù)據(jù)θθB代入數(shù)據(jù)θθC代入數(shù)據(jù)θ對FθC代入數(shù)據(jù)θθA代入數(shù)據(jù)θθBX代入數(shù)據(jù)θθ點C處傾角θθ=θcγ代入數(shù)據(jù)θθθ=7.3×在B處傾角θ代入數(shù)據(jù)θ在A處傾角θ代入數(shù)據(jù)θ撓度對FωXmax代入數(shù)據(jù)ωωymax代入數(shù)據(jù)ωω對Fω代入數(shù)據(jù)ωωymax代入數(shù)據(jù)ωωy參考文獻(xiàn)[4][y]≤0.0002L（42）代入數(shù)據(jù)[y]≤0.0002L=0.0002×442.50=0.8885mmy校驗主軸剛度合格（10）齒輪模數(shù)的計算齒輪模數(shù)對輸出扭矩曲線的影響是最大的，傳動精度要求越高我們選擇的齒輪模數(shù)就越少。負(fù)載驅(qū)動看的重一些，我們則就更偏向選擇模數(shù)較大的齒輪。本次設(shè)計的CK6140數(shù)控臥式車床屬于中型機(jī)床，為了保證其加工精度，我們選擇的齒輪模數(shù)相對較小。齒輪的制造材料不同，我們設(shè)計時的模量也會不同，因為的彎曲強(qiáng)度和屈服極限是不同的。齒輪的齒根和齒面的受力情況差別不大，模數(shù)會影響齒根受力，但是不會影響齒面。所以，在我們設(shè)計時，模數(shù)所對應(yīng)的就是齒根強(qiáng)度。在求齒輪參數(shù)時，我們通常可以通過已知齒輪參數(shù)計算得出未知的齒輪參數(shù)。齒輪彎曲疲勞：mω齒面點蝕：A≥3Nn式中：A——齒輪的中心距nj——大齒輪計算轉(zhuǎn)速。由A、z1、z2求模數(shù)m（45）根據(jù)估計所得mj的平均值，依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)表選取模數(shù)。齒輪的模數(shù)系列標(biāo)準(zhǔn)(GB1357-8):1、1.25、1.5、2、2.5、3、4等優(yōu)先選用：1.75、2.25、2.75、3.5、4.5等可以選用。在我們確定了整體結(jié)構(gòu)之后,確定了不同齒輪的各種不同工作疲勞狀態(tài),材質(zhì)和工作精度的各種等級,空間上的布置之后就可以核驗接觸疲勞與彎曲疲勞強(qiáng)度得出的值。參考文獻(xiàn)[4]，計算齒輪模數(shù)公式為：由接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式：mKK參考文獻(xiàn)取有彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式：mω通過代入數(shù)據(jù)核驗，參考文獻(xiàn)Ⅰ傳到Ⅱ軸的模數(shù)取2.5，Ⅱ傳到Ⅲ軸模數(shù)取2.5，Ⅲ傳到Ⅵ軸模數(shù)取3.5，Ⅳ傳到Ⅴ軸模數(shù)取3.5。所取模數(shù)均為標(biāo)準(zhǔn)值。（11）電磁離合器的選擇高速運(yùn)行時的電磁離合器具有自動進(jìn)行連接/斷開的功能，組合平穩(wěn),無任何沖擊和緊湊的結(jié)構(gòu)而被廣泛用于CNC機(jī)床中。有些零件是標(biāo)準(zhǔn)化的,主要用于機(jī)床主傳動。本次設(shè)計的CK6140臥式數(shù)控車床的啟停與換向不能直接使用電動機(jī)控制，本次設(shè)計的車床屬于中型車床，為了避免頻繁啟動與換向，本次的設(shè)計采用機(jī)械式多片摩擦離合器，摩擦器安裝在Ⅰ軸，結(jié)構(gòu)由兩組摩擦離合器組成，其中一組控制主軸正傳，另外一組接合時則控制主軸反轉(zhuǎn)。摩擦片間隙的大小要合適，過大會“悶車”，過小又使得制動時間長。但是，可以采取調(diào)整螺母控制摩擦片間隙的大小。初步分析,參考《離合器的選擇和應(yīng)用》一書選擇摩擦片的對數(shù)為9。1.6展開圖的設(shè)計（1）結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容，技術(shù)要求與方法：本次CK6140臥式數(shù)控車床的設(shè)計的內(nèi)容：主軸變速箱由主軸部件，傳動機(jī)構(gòu)，啟停與制動裝置，換向裝置，潤滑裝置等構(gòu)成；進(jìn)給系統(tǒng)的構(gòu)件傳動機(jī)構(gòu)有：軸，軸承，帶輪，齒輪，離合器等。在機(jī)床運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中，車床主軸性能受到溫度、震動等多方面因素的影響，其中以傳遞扭矩對軸的性能影響最大[14]，所設(shè)計主軸材料選用45鋼在設(shè)計這些組成部件時，要保證其技術(shù)要求，比如：主軸的徑向跳動與橫向竄動的精度要求都應(yīng)小于0.01mm；主軸與刀架之間的相對振幅：查表可知主軸與軸承連接處使用滾動軸承時溫度小于等于70℃，溫升溫度不大于40℃。用滑動軸承則溫度不大于60℃，溫升不超過30℃。本次設(shè)計的結(jié)構(gòu)要簡單緊湊、易于操作。遵循各種規(guī)則且安全可靠。本次設(shè)計的CK6140數(shù)控車床的結(jié)構(gòu)還比較繁瑣，在設(shè)計時先繪制好草圖，這樣會直觀易懂，便于分析與修改。本次設(shè)計的重點是傳動件的設(shè)計與各種傳動構(gòu)件的選取，先繪制好草圖，會讓我們的工作量更好的完成，還可以方便檢查本設(shè)計的傳動裝置,檢查各構(gòu)件是否存在相互干涉與其他不合理處,方便找出問題并進(jìn)行修改。繪制草圖還范便于我們確定每一個齒輪傳動軸的齒輪支持軸承跨度,齒輪在每個傳動輪主軸上的軸承位置以及每一個齒輪傳動軸的齒輪相對軸承位置,以便于我們確定每一個齒輪傳動軸的軸承受力點和齒輪運(yùn)行時的方向,并為我們檢測測量到的傳動軸和每個傳動輪的軸承重量提供必要的數(shù)據(jù)資料。為了更好地設(shè)計本次的數(shù)控CK6140臥式數(shù)控機(jī)床的設(shè)計，我們先繪制出主要的輪廓，以及大概的變速箱內(nèi)的每一個構(gòu)件的相對位置[6]。（2）展開圖及其布置展開的圖基于傳動軸的傳動順序，若要剖切到大部分軸，使得剖切面在同一平面，我們則需要剖切變速箱。這樣可直觀明了的知道主軸變速箱中的每一個部件的結(jié)構(gòu)與位置，這樣更加方便我們的后續(xù)設(shè)計的修改。剖面圖方便我們了解到主軸箱的傳動軸的布局，方便我們對各個方案的分析與選取。換向離合器結(jié)構(gòu)：換向裝置在Ⅰ軸上可以有2中安裝方式。一種是兩級變速器的齒輪與離合器相互集成。齒輪的長度受離合器長度限制,但齒根圓的長度必須超過齒輪的外徑,否則不能進(jìn)行加工。這就會增加軸間的差異。另外一種是,將離合器的左、右兩端分別放置在同軸線上的主軸上。左邊部分的連接以進(jìn)行第一階段的反向旋轉(zhuǎn),而右部分的連接以進(jìn)行第三階段的反向轉(zhuǎn)動。第一種方式結(jié)構(gòu)設(shè)計里的齒輪的軸向尺寸太大，不便于操作，所以本次的車床的主軸箱內(nèi)的換向裝置安裝在Ⅰ軸上采取第二種方式。該方式的反轉(zhuǎn)速度大于正傳速度，遵循本次設(shè)計的機(jī)床設(shè)計原則。反向機(jī)構(gòu)：本次的設(shè)計采用機(jī)械式多片摩擦離合器，摩擦離合器安裝在Ⅰ軸，結(jié)構(gòu)由兩組摩擦離合器組成，其中一組控制主軸正傳，另外一組接合時則控制主軸反轉(zhuǎn)。注意的是，反轉(zhuǎn)速度比正轉(zhuǎn)速度大3.傳動件布置本次CK6140臥式數(shù)控車床的設(shè)計因為是數(shù)控機(jī)床，雖然機(jī)床通常會使用滑動齒輪，但是在本次設(shè)計中我們使用的傳動齒輪不采用滑動齒輪。本次設(shè)計的機(jī)床會有轉(zhuǎn)矩變速，因此我們的電磁摩擦器需要能夠改變Ⅰ軸轉(zhuǎn)速。每個方案都會有不同的優(yōu)劣勢，為滿足設(shè)計的要求，布局會有局限性。在選擇方案時，在滿足設(shè)計要求的原則下，我們選取了該設(shè)計方案。（3）輸入軸的設(shè)計a.輸入軸的特點與電機(jī)連接，需要將電機(jī)的運(yùn)動傳遞給后面的傳動機(jī)構(gòu)，輸入軸的變形大，在設(shè)計時，要保證其強(qiáng)度等性能。b.卸荷裝置本次設(shè)計卸荷裝置采用：帶輪卸荷，在軸承上安裝帶輪，軸承裝在法蘭上，在動力扭矩從軸上傳遞過來，其能量被法蘭吸收從而減小傳動軸的變形，但該裝置有個缺點，那就是結(jié)構(gòu)將會變復(fù)雜，導(dǎo)致成本增加。c.換向裝置在切削車床上退刀進(jìn)行快速逆轉(zhuǎn)主要目的是為了在切削加工車床螺紋刀的過程中能夠進(jìn)行快速退刀。換向螺紋短時,換向振動頻率很高。電磁式離合器用于換向裝置。d.離合器的操縱方式按照本次設(shè)計的要求，不使用機(jī)械式和液壓式，本次設(shè)計使用電磁式離合器。齒輪的選擇:選擇齒輪與軸之間的軸承，本次數(shù)控車床的設(shè)計中采用的是滾動軸承。（4）齒輪塊的設(shè)計a.特點齒輪是變速箱的關(guān)鍵部分傳動構(gòu)件，在變速箱中，齒輪需要結(jié)合變速箱內(nèi)的各個軸線來安排齒輪的排列。齒輪上的負(fù)載會改變。齒輪在工作的過程中會產(chǎn)生振動與噪音，噪聲的大小與齒輪的負(fù)載有關(guān)，但是，噪音不會對傳動性能產(chǎn)生影響，所以，在實際工作環(huán)境沒有特殊要求的情況下，不需要過于擔(dān)心變速箱中由齒輪帶來的噪聲問題，但是還是需要盡量設(shè)計使得機(jī)床工作時噪音變低。振動和噪音也可以從反映齒輪塊的結(jié)構(gòu)形式。b.齒輪精度等級的選擇齒輪是變速箱內(nèi)的傳動構(gòu)件，其精度的選定要參考外圍轉(zhuǎn)矩速率。相同的精度，速率大帶來的振動與噪音也會隨之增大。為減少噪音,齒輪與主傳動系統(tǒng)的選擇要提高要求。它們中的大多數(shù)為7-6-6,并且外圍速度非常低,因此選擇8-7-7。如果對噪聲的要求極為嚴(yán)格或者是使用某些關(guān)鍵齒輪,則我們應(yīng)該選擇6-5-5。本次數(shù)控車床的主傳動齒輪我們選用：7-6-6。齒輪的尺寸：空刀槽bk=10mm若寬度過大,會由于傳統(tǒng)齒的制造錯誤和傳動軸的改變導(dǎo)致接觸不均勻,易產(chǎn)生振動及噪音。通常b占(6?10)m。m-模數(shù)。本次設(shè)計中m分別為：2mm、2.5mm、3mm、3.25mm、3.5mm。為了布置的方便：b=20mmc.其他問題:齒輪選擇要考慮其制造材料以及加工過程導(dǎo)致的誤差。本次設(shè)計盡可能在保證精度的同時，盡可能綠色環(huán)保且可持續(xù)發(fā)展。d.組合齒輪:當(dāng)進(jìn)行工件打切削時，可能需要使用空刀之間的距離。將多個傳動齒輪分別組裝一個傳動系統(tǒng)是不太方便的。組合齒輪的使用是為了減小齒輪的軸向尺寸?？梢杂冒存I與水平式按鍵互相連接，然后再進(jìn)行拼裝的方案。e.齒輪的軸向定位滑動齒輪一般是通過機(jī)械操作滑動機(jī)構(gòu)的一個滑動定位槽,定位到齒孔或其他滑動設(shè)備部件來進(jìn)行確保,并且一般情況是在齒輪組裝工作完成后才能進(jìn)行確定。彈簧卡圈定位:典型的定位零件，結(jié)構(gòu)簡單，安裝于擋圈槽中，缺點是受到軸向力時會易彈出。半圓環(huán)定位:兩個半圓環(huán)組成，方便轉(zhuǎn)配，易掉落，用在一個定位端。隔套定位:利用隔套頂住軸上的齒輪，裝卸方便。是常用的定位形式（5）傳動軸設(shè)計a特點因為齒輪，帶輪，離合器，制動器等都在其上面，需要滿足剛度和強(qiáng)度的性能要求。若軸承的傾斜度太大，會造成齒輪與軸承摩擦，從而損壞兩個構(gòu)件，還會增大噪音。b.軸的結(jié)構(gòu)光軸和花鍵軸都可以做為傳動軸，該類零件加工簡單。因此,帶有自動變速器滑行齒輪的軸一般都會選擇花鍵式軸,沒有帶滑行齒輪的軸也選擇了花鍵式軸?；ㄦI軸承具有高負(fù)載能力，比單個鍵的光軸更易于加工和組裝。一般花鍵的滾刀直徑D=65～85mm。d.軸的軸向定位:圓周定位，為了確保傳動部件位置的確定性，傳動軸要安裝準(zhǔn)確。不管是軸轉(zhuǎn)動還是受到軸向力,它都要有該定位。本次CK6140臥式數(shù)控車床設(shè)計采用的定位方案是：螺釘定位，該定位形式在裝配時，軸要有孔窩。（6）變速箱中主軸組件設(shè)計變速箱中的主軸組件的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，主軸組件的各根軸的問題都會進(jìn)而影響到整個數(shù)控車床的性能。因為主軸造成的誤差會導(dǎo)致后面?zhèn)鲃蛹募庸r的精度，在加工工件的時候，稍微一點問題都會導(dǎo)致加工工件的成品質(zhì)量變差，影響工件的精度和粗糙度，誤差過大則會導(dǎo)致加工產(chǎn)品的報廢，所以主軸組件的設(shè)計需要保證其技術(shù)要求達(dá)標(biāo)。各部分尺寸的選擇:主軸不僅與各個傳動件的強(qiáng)度、剛性等因素相關(guān),還涉及到其他許多方面：a.主軸直徑:在實際主軸是，一般先估算其尺寸，然后進(jìn)行核驗，直到符合設(shè)計要求，本次設(shè)計的數(shù)控機(jī)床的功率P=5.5kw，所我們采取主軸前軸徑為70～105mm初定方案來進(jìn)行下一步的設(shè)計，并且對該尺寸進(jìn)行核驗，直至達(dá)到設(shè)計的結(jié)構(gòu)要求。b.內(nèi)孔直徑通過分析，查資料，本次實際采取的內(nèi)孔直徑φ=36（mm）c.前錐孔尺寸前錐孔要能自鎖，通常用于裝頂尖。本次設(shè)計采用5號莫氏錐孔。大端直徑D=44.399.長度L=130mm。d.懸伸長度與支承跨距。拉伸跨徑長度為a,支撐轉(zhuǎn)承主軸跨徑長度L。軸的跨距過小，軸承容易變形且會造成軸端變形。本次數(shù)控車床設(shè)計中L/a的值取：L/a=5（48）L=130mm所以：mm。（7）主軸的軸承選取a.選擇軸承類型本次數(shù)控車床設(shè)計選用的軸承為圓柱滾子軸承。b.軸承的位置主軸采用兩個支承，在配置軸承時，應(yīng)注意：兩個方向的軸向力都有軸承承受;兩個支承點都能其承受徑向力；荷全部由機(jī)床的支承件承受。c.軸承的精度的選用主軸的軸承的精度要相對較高。并且前軸承的精度要比后軸承精度高要高，因為前軸承的誤差會很大程度影響主軸。通常，前齒輪的主軸承選擇是c或c和d,后齒輪軸承選則d或d和e的等級。在選擇軸承的精度時,不僅必須充分考慮到對于機(jī)床精度的要求,而且還需要充分考慮到經(jīng)濟(jì)效率。而且軸承的精度也得到了大幅度的提升。軸承與傳動軸間，可以使用j5