1、一、總體方案設計機床工業是機器制造業的重要部門，肩負著為農業、工業、科學技術和國防現代化提供技術裝備的任務，是使現代化工業生產具有高生產率和先進的技術經濟指標的保證。設計機床的目標就是選用技術先進。經濟效果顯著的最佳可行方案，以獲得高的經濟效益和社會效益。我國是一個機床擁有量大、 大部分機床役齡長、數控化程度不高的發展中國家。因此，從事機床設計的人員，應不斷地把經過實踐檢驗的新理論、新技術、新方法應用到設計中，做到既要技術先進、經濟效益好、效率高。要不斷的吸收國外的成功經驗，做到既要符合我國國情，又要趕超國際水平。要不斷的開拓創新，設計和制造出更多的生產率高、靜態動態性能好、結構簡單、使用方便

2、、維修容易、造型美觀、耗能少、成本低的現代化機床。設計本著以上原則進行，盡量向低成本、高效率、簡化操作、符合人機工程的方向考慮。（一）、主傳動的組成部分主傳動由動力源、變速裝置及執行元件（如主軸、刀架、工作臺等）部分組成。主傳動系統屬于外聯系傳動鏈。主傳動包括動力源（電動機）、變速裝置、定比傳動機構、主軸組件、操縱機構等十部分組成。1、動力源 電動機或液壓馬達，它給執行件提供動力，并使其獲得一定的運動速度和方向。2、 定比傳動機構 具有固定傳動比的傳動機構，用來實現降速、升速或運動聯接，本設計中采用齒輪和帶傳動。3、 變速裝置 傳遞動力、運動以及變換運動速度的裝置，本設計中采用兩個滑移齒輪變速

3、組和一個背輪機構使主軸獲得18級轉速。4、 主軸組件 機床的執行件之一，它由主軸支承和安裝在主軸上的傳動件等組成，5、 開停裝置 用來實現機床的啟動和停止的機構，本設計中采用直接開停電動機來實現主軸的啟動和停止。6、 制動裝置 用來控制主軸迅速停止轉動的裝置，以減少輔助時間。本設計中采用電磁式制動器。7、 換向裝置 用來變換機床主軸的旋轉方向的裝置。本設計中采用電動機直接換向。8、 操縱機構 控制機床主軸的開停、換向、變速及制動的機構。本設計中，開停、換向和制動采用電控制；變速采用液壓控制。9、 潤滑與密封 為了保證主傳動的正常工作和良好的使用壽命，必須有良好的潤滑裝置和可靠的密封裝置。本設計

4、中采用箱外循環強制潤滑，主軸組件采用迷宮式密封。10、 箱體 上述個機構和裝置都裝在箱體中，并應保證其相互位置的準確性。本設計中采用灰鐵鑄造箱體。11、 刀架 數控機床中為了實現對刀架的自動控制，采用制動轉位刀架。（二）、機床主要部件及其運動方式的選定主運動的實現根據設計要求，本設計采用分離式主傳動系統，包括變速箱、主軸箱兩部分。其中，變速箱與電動機至于機座內，主軸箱與變速箱采用帶傳動連接。所有的變速都采用液壓操作。進給運動的實現本次所設計的機床進給運動均由單片機進行數字控制，因此在X、Y方向上，進給運動均采用滾珠絲杠螺母副，其動力由步進電機通過齒輪傳遞。齒輪的消隙采用偏心環調整。數字控制的實

5、現采用單片機控制，各個控制按扭均安裝在控制臺上，而控制臺擺放在易操作的位置，這一點須根據實際情況而定。機床其它零部件的選擇考慮到生產效率以及生產的經濟性，機床附件如油管、行程開關等，以及標準件如滾珠絲杠、軸承等均選擇外購形式。（三）、機床的主要技術參數由設計任務書的要求，現將CJK6132經濟型數控車床的主要技術參數及加工范圍技術參數列于下：項目 單位 規格床身上最大回轉直徑 mm 320最大工件長度 mm 750最大切削直徑 mm 320最大切削長度 mm 750床鞍（滑板）上最大切削直徑 mm 250主軸前端錐孔 莫氏6號錐度主軸孔徑 mm 350主軸轉速范圍 r/min 401800主軸

6、轉速級數 18級主軸電機輸出功率 （普通） kW 5中心高 距床身 mm 250距地面 mm 1130尾座套筒直徑 mm 65尾座套筒行程 mm 150尾座套筒錐孔錐度 莫氏5號（四）、各組成部件的特性與所應達到的要求1床身機床床身采用優質鑄鐵，內部筋采用U形布局，床身整體剛性高。滑動導軌面采用中頻淬火，淬硬層深。硬度達 HRC52以上，拖板滑動面貼塑，使得進給系統的剛度，摩擦阻尼系數等動、靜特性都處于最佳狀態。2. 床頭箱結構機床主傳動采用液壓操縱機構，可實現十八級轉速。機床主軸箱內的傳動齒輪均經淬硬磨齒處理，傳動比穩定，運轉噪音低。機床主軸為二支撐結構，前支撐采用C級高精度軸承，潤滑油潤滑

7、，提高了回轉精度，使機床主軸具有良好的精度和剛性。機床采用單片式電磁剎車離合器，解決主軸的剎車及離合問題，離合器安裝于床頭箱帶輪側，使床頭箱內結構大為簡化，便于維修。3.進給系統機床兩軸進給系統采用步進電機驅動滾珠絲杠的典型傳動方式，在滑板與床鞍及床鞍與床身之間的滑動面處貼有TSF導軌板，滑動磨擦系數非常小，有助于提高了機床的快速響應性能及生產效率。在進給系統各滑動處及兩軸絲杠絲母處都設置了潤滑點。4. 刀架機床采用立式四工位刀架，該刀架布刀方便，剛性好。 5. 尾座采用手動尾座6. 冷卻系統冷卻箱放在后床腿中。7.卡盤機床標準配置為_250手動卡盤， 8.電氣系統電路的動力回路，均有過流、短

8、路保護，機床相關動作都有相應的互鎖，以保障設備和人身安全。電氣系統具有自診斷功能，操作及維修人員可根據指示燈及顯示器等隨時觀察到機床各部分的運行狀態。9.安全保護當機床遇到外部突然斷電或自身故障時，由控制電路的設計，機床可動進給軸，冷卻電機等如已在“啟動”狀態者，將進入“停止”狀態；如已在“停止”狀態的則不可自行進入啟動狀態，確保了機床的安全。另外由于機床計算機內的控制程序是“固化”在芯片中的，而零件加工程序是由電池供電保護的，所以，意外斷電或故障時，不會丟失計算機內存儲的程序菜單。機床具有報警裝置及緊急停止按鈕，可防止各種突發故障給機床造成損壞。由于軟件的合理設計，報警可通過顯示器顯示文字及

9、報警號，通過操作面板的指示燈指示；機床根據情況將報警的處理方式分為三類：對緊急報警實行“急停”；對一般報警實行“進給保持”；對操作錯誤只進行“提示”。二、機床主傳動設計（一）、主要技術參數的確定機床的主要技術參數包括主參數和基本參數。主參數是機床參數中最主要的，它必須滿足以下要求：a、 直接反映出機床的加工能力和特性；b、 決定其他基本參數值的大小；c、 作為機床設計的出發點；d、 作為用戶選用機床的主要依據。對于通用機床（包括專門化機床），主參數通常都以機床的最大加工尺寸表示，只有在不適用于用工件最大尺寸表示時，才采用其他尺寸或物理量。如臥式鏜床的主參數用主軸直徑，拉床用額定拉力等。為了更完

10、整地表示出機床的工作能力和加工范圍，有時在主參數后面標出另一參數值，稱為第二主參數。如最大工件長度、最大跨度、主軸數和最大加工模數等。除主參數外，機床的主要技術參數還包括下列基本參數：a、 與工件尺寸有關的參數；b、 與工、夾、量具標準化有關的參數；c、 與機床結構有關的參數；d、 與機床運動特性和動力特性有關的參數。這些基本參數可以歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數三種。1尺寸參數尺寸參數是表示機床工作范圍的主要尺寸和工、夾、量具的標準化及機床結構有關的主要參數。如普通車床橫刀架上最大工件的回轉直徑，在相同中心高的情況下，這一尺寸參數既決定加工長工件的最大直徑，又決定刀架的厚度及其剛性。機床

11、主要尺寸參數內容見下表（ ）。與工件主要尺寸有關的參數最大加工尺寸最大加工直徑或最大工件直徑，最大加工模數、螺旋角主軸通孔直徑最大加工長度或最大工件長度最大工件安裝尺寸。如工作臺尺寸、主軸端面至工作臺面最大距離、主軸中心線至工作臺面最大距離或立柱間距等最小工件加工尺寸。如主軸中心線至工作臺面距離、最小車削直徑、最小磨削外徑或孔徑等部件運動尺寸范圍 刀架、工作臺、主軸箱、橫梁的最大行程 刀架、工作臺、砂輪（導輪）箱或搖臂的最大回轉角度與工、夾、量具標準化有關的參數 主軸或尾架套筒的錐孔大小 工件頭架或尾架的頂尖安裝錐度 刀桿斷面尺寸、刀夾最大尺寸、安裝的刀具直徑 工作臺T型槽的尺寸和數目與機床結

12、構有關的參數 床身或搖臂的導軌寬度 花盤或圓工作臺的直徑 主軸中心線或工作臺面至地面的高度機床主要尺寸參數內容機床的主參數主要決定于工件的尺寸。對于各類通用機床，已在調查研究各種工件的基礎上制定出了機床的參數標準，設計時應該遵照執行。專用機床的主參數則基本上可以根據工件尺寸決定。主參數系列采用優先數系，這樣做有如下好處：（1）優先數按等比級數分級，能在較寬的范圍內以較少的品種，經濟合理地滿足用戶的需要，即可把產品的品種規格限制在必需的最少范圍內。 （2）優先數系具有各種不同公比的系列，因而可以滿足較密和較疏的分級要求。隨著形勢的發展，可以通過插入中間值使較疏的系列變成較密的系列，而原來的項值保

13、留不變。在參數范圍很寬時，根據經濟性和需要量等不同的條件，還可以分段選用最合適的基本系列（即選用不同的公比），以復合系列的形式組成最佳系列。 （3）優先數系是國際上統一的數值制度，有利于國際的標準化。 其他尺寸參數一般根據主參數來確定。但由于機床的使用情況比較復雜，這些尺寸參數的確定還有相似分析法和圖解分析法及回歸分析法。 由此可以得到CK6140數控車床的尺寸參數如下表所示 ：參數項目單位數值床身上最大工件回轉直徑mm320刀架上最大工件回轉直徑mm160主軸通孔直徑mm35主軸錐孔莫氏Nq6尾架頂尖套錐孔莫氏Nq5最大工件長度Lmm750刀桿截面尺寸mm20202運動參數運動參數包括機床主

14、運動（切削運動）的速度范圍和級數，進給量范圍和級數以及輔助運動的速度等，它是由加工表面成形運動的工藝要求所決定的。主軸極限轉速和變速范圍 對于主運動為回轉運動的機床，主軸極限轉速為：式中的或不是該機床可能加工的的最小或最大直徑，而是認為是在機床全部工藝范圍內可以用最大切削速度來加工時的最小工件直徑和用最小切削速度來加工時的最大工件直徑，這樣才能得出合理的極限轉速值。（1）極限切削速度Vmax、Vmin根據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：工序種類、工藝要求、刀具和工件材料等因素。允許的切削速度極限參考值如下表所示：加工條件硬質合金刀具粗加工80120硬質合金刀具半精加工或精加工1502

15、50高速鋼刀具低速光刀10安裝磨頭附件進行磨削3.57.5精鉸孔1.54寬刀加工1.53.5精車絲杠或蝸輪1.251.5選擇極限轉速的典型條件為：a最大切削速度按硬質合金車刀半精車和精車鋼料來取值考慮較小規格車床可普遍采用可轉位刀片，切速可適當提高，故對主參數為（最大工件回轉直徑）250630mm的車床取250m/min,而大規格車床換刀費時取切速小些耐用度可以高些，故8001000mm的車床取200m/min；b最小切速可考慮兩種情況，即（a）高速鋼車刀精車絲杠和（b）高速鋼車刀低速光車盤類零件，故分別取（a）1.5m/min和（b）8m/min；c最小工件直徑，即使用時可能遇到的最小工件直

16、徑，一般取0.1；d最大工件直徑，當為b中情況（a）時，即按車削絲杠可能遇到的最大直徑，取0.1，為b中情況（b）時，按刀架滑板上最大工件回轉直徑1（對多數車床10.5）由上分析得到按典型加工條件選取的數值如下表（ ）所示：主參數系列極限切削速度（m/min）最大和最小工件直徑（mm）變速范圍最大工件回轉直徑（mm）RvRn=RvRd（a）（b）（a）（b）2506302501.58（a）Rv=166.7（b）Rv=31.250.1D0.1DD1（0.5D）（a）Rn=166.7（b）Rn=156.28001000200（a）Rv=133.3（b）Rv=25（a）Rn=133.3（b）Rn=1

17、253、主軸轉速的確定（1）、 主軸最高轉速的確定根據分析，用硬質合金車刀對小直徑鋼材半精車外圓時，主軸轉速為最高，按經驗，并參考切削用量資料，取，k=0.5, Rd=0.2, 則：（2）、主軸最低轉速的確定根據分析，主軸最低轉速由以下工序決定：用高速鋼車刀，對鑄鐵材料的盤形零件粗車端面。按經驗，并參切削用量資料，取V=15m/min,則最低轉速為：4、轉速范圍及公比的確定根據最高轉速與最底轉速可初步得出主軸轉速范圍 =66.33則公比 由設計手冊取標準值得 =1.26根據標準公比及初算，查表取=40r/min，則最高轉速 =40 =2034r/min則主軸轉速范圍 且驗算公比得=1.2599

18、31.26,滿足要求。5、結構式與結構網的確定（1）結構式的確立 結構式的方案共有如下幾種： 18=332 18=233 18=323 在上述方案中，三個方案可根據下述原則比較：從電機到主軸，一般為降速傳動。接近電機處的零件，轉速較高，從而轉矩較小，尺寸也就較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電機處，則可使小尺寸的零件多些，而大尺寸的零件可以少些，這樣就節省省材料，經濟上就占優勢，且這也符合“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取18=332的方案為好，本次設計即采用此方案。根據設計要求確定如下結構式： 18= 3（1） 3（3） 2（9）基本組 擴一組 擴二組（2）構網的擬定 1）傳動副的極

19、限傳動比范圍和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比1/4。在升速時，為防止產生過大的振動和噪聲，常限制最大傳動比2。 2）基本組和擴大組的排列順序原則是選擇中間傳動軸變速范圍最小的方案。因為如果各方案同號傳動軸的最高轉速相同，則變速范圍小的，最低轉速高，轉矩小，傳動件的尺寸也就小些。 根據前面求得的公比=1.26,按照以上原則，選擇最佳方案，本次設計采用的結構網如下圖所示： 6、轉速圖的擬定 電動機和主軸的轉速是已定的，當選定了結構式和結構網后，就可分配各傳動組的傳動比，并確定中間軸的轉速。再加上定比傳動，就可畫出轉速圖。中間軸的轉速如

20、果能高一些，傳動件的尺寸也就可以小一些。但是，中間軸如果轉速過高，將會引起過大的振動、發熱和噪聲。因此，要注意限制中間軸的轉速，不使過高。 本次設計所選用的結構式共有三個傳動組，變速機構共需5根軸，加上電動機軸共6根軸，故轉速圖上需6條豎線；主軸共18種轉速，電動機軸與軸1之間采用定比傳動。轉速圖如下圖所示： 7、傳動比參數的確定（1）、電動機與軸1傳動副齒輪齒數的確定因為銑床不需要正反轉，為了便于速度的分配，該傳動副采用定比傳動，其傳動比有速度可求得：=1142/1440=1/1.26為了方便電動機與變速箱在機座內的布置，電動機與變速箱的聯結采用帶傳動。根據帶輪的標準，尺寸值定為112mm和

21、140mm。a、 變速箱與主軸箱之間采用帶傳動，為了便于完成轉速的要求和速度的分配，確定其帶輪的尺寸比為：172：200。b、 為了減少變速箱的軸向尺寸，減少齒輪數目，簡化結構，采用一對公用齒輪的傳動系統。因而，兩變速組的傳動比互相牽制，可能會增加徑向尺寸。為了實現齒輪公用，傳動比與齒數的搭配較為繁瑣，在此不進行具體的說明，只把最后的結果列入下：c、 軸1與軸2傳動副齒輪齒數的確定 根據轉速圖可得，該傳動副的傳動比=1/1.26、=1、=1.26。查金屬切削機床Page136頁表8-1，并考慮到主軸箱的幾何尺寸，取該傳動副中=30，齒數和=68，則由傳動比可求得該傳動副齒數比為： 當=1/1.

22、6時 Z/Z=30：38當=1時 Z/Z=34：34 當=1.6時 Z/Z=38：30軸2與軸3傳動副齒輪齒數的確定根據轉速圖可得，該傳動副的傳動比=，=及。查金屬切削機床Page136頁表8-1，并考慮到主軸箱的幾何尺寸，取該傳動副=22，齒數和=77，則由傳動比可求得該傳動副齒數比為： Z/Z=47/30 , Z/Z=22/55 , Z/Z=34/43軸5與軸7間采用背輪機構，總傳動比為，和齒形離合器，傳動比為：1。齒數為：第一級：27*2.5：69*2.5 第二級：19*3：61*3 （二）、傳動系統圖的擬定 根據以上分析及計算，擬定如下傳動系統圖：（三）、電動機的選擇1、 電動機的功率

23、計算按在各種加工情況下較經常遇到的最大切削力和最大切削速度來計算，在車床中，切斷工件的切削力大于外圓車削，因而按用硬質合金刀具切斷鋼材時來計算。即： 式中 主切削力的切向分力(N) V切削速度(m/min ) 具體計算見下章 由查機床設計手冊得出參數:P=200 B= 6 f=0.3mm/r則 所以得有效功率為： 取=0.8，則由經驗公式可得電動機總功率為： 2、 電動機參數的選擇在選擇電動機時，必須使得PP，根據這個原則，查機械設計手冊選取Y112-M-4型電動機. （四）、齒輪傳動的設計計算 由于直齒圓柱齒輪具有加工和安裝方便、生產效率高、生產成本低等優點，而且直齒圓柱齒輪傳動也能滿足設計

24、要求，所以本次設計選用漸開線直齒圓柱齒輪傳動；主軸箱中的齒輪用于傳遞動力和運動，它的精度直接與工作的平穩性、接觸誤差及噪聲有關。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都選用較高的精度，但考慮到制造成本，本次設計都選用6-7級的精度。具體設計步驟如下： 1、模數的估算：按接觸疲勞和彎曲疲勞計算齒輪模數比較復雜，而且有些系數只有在齒輪各參數都已知道后方可確定，所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數。齒輪彎曲疲勞的估算公式：mm （式中即為齒輪所傳遞的功率）齒面點蝕的估算公式：mm （式中即為齒輪所傳遞的功率）其中為大齒輪的計算轉速，為齒輪中心距。由中心距及齒數求出模數：mm根

25、據估算所得和中較大的值，選取相近的標準模數。前面已求得各軸所傳遞的功率，各軸上齒輪模數估算如下：第一對齒輪副 mm mm mm所以，第一對齒輪副傳動的齒輪模數應為mm同理，對各對齒輪的模數計算從略，最后計算得出最高的模數為2.5 綜上所述，為了降低成本，機床中各齒輪模數值應盡可能取相同，所以，本次設計中取各個齒輪模數均為=2.5mm。 2、齒輪傳動各軸的軸中心矩計算 根據漸開線標準直齒圓柱齒輪分度圓直徑計算公式可得各個傳動副中齒輪的分度圓直徑為： 1軸與2軸：d=mz/2=2.5*(30+38)/2=85 2軸與3軸： 3、齒輪寬度B的確定 齒寬影響齒的強度，但如果太寬，由于齒輪制造誤差和軸的

26、變形，可能接觸不均勻，反兒容易引起振動和噪聲。一般取b=（610）m。本次設計中，取單片齒輪寬度B=8m=83=24mm，則與其嚙合的從動齒輪的寬度一致；而取多聯齒輪的寬度B=6m=63=18mm，則與其嚙合的從動齒輪的寬度一致。 4、齒輪其他參數的計算 根據機械原理中關于漸開線圓柱齒輪參數的計算公式幾相關參數的規定，齒輪的其它參數都可以由以上計算所得的參數計算出來，本次設計中，這些參數在此不在一一計算。 5、齒輪結構的設計 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構的要求也不同，7級精度的齒輪，用較高精度的滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪

27、一般滾或插后要剃齒，使精度高于7級，或者淬火后再珩齒。6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須才能達到6級。機床主軸箱中的齒輪齒部一般都需要淬火。多聯齒輪塊的一般形式如下圖所示，各部分的尺寸確定如下： （1）、退刀槽本次設計中多聯齒輪多采用插齒加工方法，因此取=6mm。（2）、其他問題滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規定的形狀和尺寸，如下圖所示，圓齒和倒角性質不同，加工方法也不一樣。圖中安裝撥動齒輪的滑塊的尺寸在本次設計中取b1h=105。 6、齒輪的校核（接觸疲勞強度）： =1.251.071.11.43=2.1查表得：=0.88 =2.5 =189.8=將數據代入得：1100m

28、pa 齒輪接觸疲勞強度滿足，因此接觸的應力小于許用的接觸應力。其它齒輪也符合要求，故其余齒輪不在驗算，在此略去。（五）、軸的設計計算 1、各傳動軸軸徑的估算滾動軸承的型號是根據軸端直徑確定的，而且軸的設計是在初步計算軸徑的基礎上進行的，因此先要初算軸徑。軸的直徑可按扭轉強度法用下列公式進行估算。 對于空心軸，則 式中，軸傳遞的功率，kW； 軸的計算轉速，r/min； 其經驗值見表15-3； 取的值為0.5。（1）、計算各傳動軸傳遞的功率P根據電動機的計算選擇可知，本次設計所選用的電動機額定功率各傳動軸傳遞的功率可按下式計算： 電機到傳動軸之間傳動效率；由傳動系統圖可以看出，本次設計中沒有采用聯

29、軸器，而直接由電動機軸將動力傳到軸上，即各個軸之間均為齒輪傳動，所以可得各軸傳遞的功率為：=0.96， =0.93， =0.904 =0.877 所以，各傳動軸傳遞的功率分別為： (2) 估算各軸的最小直徑本次設計中，考慮到主軸的強度與剛度以及制造成本的經濟性，初步選擇主軸的材料為40Cr，其它各軸的材料均選擇45鋼，取A0值為115，各軸的計算轉速由轉速圖得出，n1j=1000r/min, n2j=400r/min, n3j=125r/min, n4j=125r/min, 所以各軸的最小直徑為： 在以上各軸中都開有花鍵，所以為了使鍵槽不影響軸的強度，應將軸的最小直徑增大5%，將增大后的直徑圓

30、整后分別取各軸的最小直徑為： =25, =25, =35。 2、各軸段長度值的確定各軸段的長度值，應根據主軸箱的具體結構而定，且必須滿足以下的原則：（1）、應滿足軸承及齒輪的定位要求；（2）、應滿足滑移齒輪安全滑移的要求；3、軸的剛度與強度校核 根據本次設計的要求，需選擇除主軸外的一根軸進行強度校核，而主軸必須進行剛度校核。在此選擇第一根軸進行強度校核。（1）、第一根軸的強度校核 1)、軸的受力分析及受力簡圖由主軸箱的展開圖可知，該軸的動力源由電動機通過齒輪傳遞過來，而后通過一個三聯齒輪將動力傳遞到下一根軸。其兩端通過一對角接觸球軸承將力轉移到箱體上去。由于傳遞的齒輪采用的直齒圓柱齒輪，因此其

31、軸向力可以忽略不計。所以只要校核其在xz平面及yz平面的受力。軸所受載荷是從軸上零件傳來的，計算是，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當作鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。其受力簡圖如下：在xz平面內： 在yz平面內： 2）、作出軸的彎矩圖根據上述簡圖，分別按xz平面及yz平面計算各力產生的彎矩，并按計算結果分別作出兩個平面的上的彎矩圖。在xz平面內，根據力的平衡原理可得：R1xz+R2xz+F2xz=F1xz將各個力對R1取矩可得：F1xza=F2xz（l-b）+R2xzl 由以上兩

32、式可解出：R1xz=F1xz（l-a）/l-F2xzb/lR2xz=F1xza/l-F2xz+F2xzb/l由于有多個力的存在，彎矩無法用一個方程來表示，用x來表示所選截面距R1的距離，則每段的彎矩方程為： 在AB段： M=-R1xzx （ax0） 在BC段： M=F1xz-R1xz（a+x）-F1xza （l-bxa） 在CD段： M=-R2xz（l-x） （lxl-b）則該軸在xz平面內的彎矩圖為：同理可得在yz平面內的彎矩圖為： 3)、作出軸的扭矩圖由受力分析及受力簡圖可知，該軸只在yz平面內存在扭矩。其扭矩大小為： T1=Fyzr1 T2=Fyzr2則扭矩圖為：4）、作出總的彎矩圖由以

33、上求得的在xz、yz平面的彎矩圖，根據M=可得總的彎矩圖為：5）、作出計算彎矩圖根據已作出的總彎矩圖和扭矩圖，則可由公式Mca=求出計算彎矩，其中是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產生應力的循環特性差異的系數，因通常由彎矩產生的彎曲應力是對稱循環的變應力，而扭矩所產生的扭轉切應力則常常不是對稱循環的變應力，故在求計算彎矩時，必須計及這種循環特性差異的影響。即當扭轉切應力為靜應力時，取0.3；扭轉切應力為脈動循環變應力時，取0.6；若扭轉切應力也為對稱循環變應力時，則取=1。應本次設計中扭轉切應力為靜應力，所以取0.3，則計算彎矩圖為：6）、校核軸的強度 選擇軸的材料為45鋼，并經過調質處理。由機械設

34、計手冊查得其許用彎曲應力為60MP，由計算彎矩圖可知，該軸的危險截面在F1的作用點上，由于該作用點上安裝滑移齒輪，開有花鍵，由機械設計可查得其截面的慣性矩為：W= d4+（D-d）（D+d）2zb/32D其中z為花鍵的數目，在本次設計中，z=6，D=30mm，d=26mm， b=4mm所以其截面的慣性矩為W=575.963mm3 根據標準直齒圓柱齒輪受力計算公式可得圓周力與徑向力：Ft=2T1/d1 Fr=Fttg其中T1為小齒輪傳遞的扭矩，Nmm；為嚙合角，對標準齒輪，取=20；而Ft與Fr分別對應與xz平面及yz平面的力。各段軸的長度可從2號A0圖中得出，則根據前面的公式可得出該軸危險截面

35、的計算彎矩為：Mca=25014.22Nm，則該軸危險截面所受的彎曲應力為：ca=25014.22/575.96343.43MP60MP，所以該軸的強度滿足要求。（2）、主軸的剛度校核 1）、主軸材料的選擇 考慮到主軸的剛度幾強度，選擇主軸的材料為40Cr，并經過調質處理； 2）、主軸結構的確定主軸的結構應根據主軸上應安裝的組件以及在主軸箱里的具體布置來確定，主軸的具體結構已在零件圖上表達清楚，其圖號為6，在此不在繪出。3）、主軸的剛度驗算 軸的變形和允許值軸上裝齒輪和軸承處的繞度和傾角（y和）應該小于彎曲變形的許用值即y 軸的類型（mm）變形部位（rad）一般傳動軸4.00030.0005l

36、裝向心軸承處0.0025剛度的要求較高-0.0002l裝齒輪處0.001安裝齒輪軸（0.010.00）m裝單列圓錐滾子軸承0.006L表跨距，m表模數軸的變形計算公式計算軸本身彎曲變形產生的繞度y及傾角時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁。按材料力學相關公式計算，主軸的直徑相差不大且計算精度要求不高的時候，可把軸看作等徑軸，采用平均直d來計算，計算花鍵時同樣選擇用平均直徑圓軸： 慣性矩： 矩形花鍵軸： 慣性矩： 軸的分解和變形合成 對于復雜受力的變形，先將受力分解為三個垂直面上的分力，應用彎曲變形公式求出所求截面的兩個垂直平面的。然后進行疊加，在同以平面內的可進行代數疊加，在兩平面內的按幾何

37、公式，求出該截面的總繞度和總傾角危險工作面的判斷驗算剛度時應選擇最危險的工作條件進行，一般時軸的計算轉速低傳動齒輪的直徑小，且位于軸的中央時，軸受力將使總變形劇烈，如對：二、三種工作條件難以判斷那一種最危險，就分別進行計算，找到最大彎曲變形值提高軸剛度的一些措施加大軸的直徑，適當減少軸的跨度或增加第三支承，重新安排齒輪在軸上的位置改變軸的布置方位等。軸的校核計算 軸的計算簡圖在xz平面內：同理可得在yz平面內的受力圖，在此不在畫出。主軸的傳動功率：P主=3.513KW主軸轉矩：=Nmm支點上的力：根據彎矩平衡： 求得：RHE=-84.9根據力得平衡：則彎矩圖為：2）垂直平面得彎矩圖：=951.

38、71N=761.4N根據平面內得彎矩平衡有：再根據力得平衡： R 則可得B、C點得彎矩圖：在B點和C 點為最危險截面，要滿足要求，B、C點滿足即可，在B、C截面得彎矩為：=.1N=.3 N扭矩圖為：經分析可知B所在得位置為最危險截面，只要B滿足條件即可，則剛度滿足。計算彎矩 =.2 N軸得抗彎截面系數為：53.96故滿足第三強度理論剛度驗算：在水平面內，單獨作用時： = =-0.02598mm其中I=在單獨作用下： = =-0.0182mm在兩力得共同作用下：在垂直面內有在單獨作用時 = =-0.0072mm其中I=在單獨作用下： = =-0.0182mm在兩力得共同作用下：故在共同作用下，x

39、處為危險截面，其最大繞度為而一般的剛度 =0.210.35mm故符合剛度要求，其轉角就不驗算了。B）下面校核由傳到主軸時的強度，剛度，校核，主軸的傳動功率：P主=5.9974KW主軸轉矩：T主=Nmm支點上的力：根據彎矩平衡： 求得：RHE=-244.9N根據力得平衡：2）垂直平面得彎矩：=868.6N=501.1 N根據平面內得彎矩平衡有：再根據力得平衡： R則可得B、C點得彎矩圖：在B點和C 點為最危險截面，要滿足要求，B、C點滿足即可，在B、C截面得彎矩為：=.6N=.5 N扭矩圖為：經分析可知B所在得位置為最危險截面，只要B滿足條件即可，則剛度滿足。計算彎矩 = N軸得抗彎截面系數為：

40、=58.94故滿足第三強度理論剛度驗算：在水平面內，單獨作用時： = =-0.mm其中I=在單獨作用下： = =-0.00551mm在兩力得共同作用下：在垂直面內有在單獨作用時 = =-0.0066mm其中I=在單獨作用下： = =-0.mm在兩力得共同作用下：故在共同作用下，x處為危險截面，其最大繞度為而一般的剛度 =0.210.35mm故符合剛度要求，其轉角就不驗算了。三、進給系統的設計計算CJC61312數控技術參數最大工作直徑（mm）最大工作長度（mm）溜板及刀架重量（N）刀架快移速度（m/min）床身上床鞍上縱向橫向縱向橫向3201607508006002.41.2最大進給速度（m/

41、min）定位精度（mm）主電動機功率（Kw）起動加速時間（ms）滾珠絲桿導程（mm）縱向橫向縱向橫向縱向橫向0.60.30.010.0053055（一）、縱向進給系統的設計計算 工作臺重量： =800N時間常數： T= 25ms 滾珠絲杠基本導程： =5mm 快速進給速度： =2m/min 1、 切削力計算 由機床設計手冊可知，切向銑削力 式中：P主電機功率，6132型車床 =4KW； 主傳動系統傳動效率，一般為0.750.85，取=0.8； k主軸系統功率系數，取k=0.96 =103=686.55N切削功率應按在各種加工情況下經常遇到的最大切削力（或扭矩）和最大切削速度（或轉速）來計算，即

42、 式中 主切削力（N）； V切削速度（m/min） T切削轉矩（N/min）; N 主軸轉速（r/min）。設按最大切削速度來計算，取v= 100m/min 則： 2、滾珠絲杠設計計算 滾珠絲杠副已經標準化，因此，滾珠絲杠副的設計歸結為滾珠絲杠副型號的選擇1）計算作用在絲杠上的最大動負荷 首先根據切削力和運動部件的重量引起的進給抗力，計算出絲杠的軸向載荷，再根據要求的壽命值計算出絲杠副應能承受的最大動載荷=式中運轉狀態系數，一般運轉取1.21.5，有沖擊的運轉取1.52.5；滾珠絲杠工作載荷（N）；精度系數，當絲杠精度為13級時，f a=1，為4、5、7級時，f a=0.9；工作壽命，單位為1

43、0r，可按下式計算 =式中 滾珠絲杠的轉速（r/min）； 使用壽命時間（h），數控機床取15000h。工作負載的數值可用機床設計手冊中的實驗公式計算，對于燕尾導軌=+ (+2+)式中 ，切削分力；移動部件的重量；考慮顛覆力矩影響的系數，=1.4；導軌上的摩擦系數，=0.2。則 =1.4823.860.2（686.552377.65009.8）=2421.75N其中為最大切削力條件下的進給速度（），可取最高進給速度的；為絲杠基本導程（），計算時，可初選一數值，等剛度驗算后再確定；則 0.6825為額定使用壽命（），可取15000h;則 22.5萬轉根據工作負載、壽命，計算出滾珠絲杠副承受的最大

44、動負載，取1.2，1=8204.24N 由查機床設計手冊，選擇絲杠的型號。選擇滾珠絲杠的直徑為60mm，型號為CDM6308-2.5-P3,其額定動載荷是29950N，強度足夠用。2） 效率計算 根據機械原理的公式，絲杠螺母副的傳動效率為 式中 螺紋的螺旋升角，該絲杠為219； 摩擦角約等于10。則 0.9328 3） 剛度驗算 滾珠絲杠工作時受軸向力和扭矩的作用，它將引起導程發生變化，因滾珠絲杠受扭時引起的導程變化量很小，可忽略不計，故工作負載引起的導程變化量 式中 彈性模數，對鋼，； 滾珠絲杠截面積（）（按絲杠螺紋底徑確定）26.603 “”用于拉伸時，“”用于壓縮時。則 絲杠1m長度上導

45、程變形總誤差4）、壓桿穩定的校核滾珠絲桿通常屬于受軸向力的細長桿，若軸向力工作負荷過大，將使絲桿失去穩定而產生縱向屈曲，即失穩。失穩時的臨界載荷為 = 2 EI/L2(N)式中： E為絲桿的彈性模量，對于鋼，E=20.6104，I為截面慣性矩，I=d14/64，(d1為絲桿底徑),L為絲桿最大工作長度，為絲桿支承方式系數.所以 I=（50-3.175）4/64=90269.48對于兩端簡支的情況 =1.0因此 =220.9.48/5902=52.臨界載荷與絲桿工作載荷之比稱為穩定性安全系數，如果大于許用穩定性安全系數，則該滾珠絲桿不會失穩。一般取=2.5-4,考慮到絲桿自重對水平滾珠絲桿的影響

46、可取4;所以 =52./2208.48134因此 壓桿穩定。3級精度絲杠允許的螺距誤差為15，故剛度足夠。（3）確定齒輪傳動比 根據系統的脈沖當量，選步進電機的步距角則 取（4）步進電機的選擇 1） 負載轉動慣量估算 折算到步進電機軸上的轉動慣量可按下式估算 式中 折算到電機軸上的轉動慣量（）； 分別為齒輪的轉動慣量（）； 絲杠的轉動慣量（）。 對材料為鋼的圓柱形零件，其轉動慣量可按下式估算： 式中 圓柱零件的直徑（）; 零件軸向長度（）。 所以 總慣量 2）、轉矩計算及最大靜矩選擇 根據能量守恒原理，電機等效負載轉矩 2208.-3/20.93282.5 =0.50若不考慮起動時運動部件慣性的影響，則起