數(shù)控導(dǎo)軌磨床設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)論文

齊 齊 哈 爾 工 程 學(xué) 院 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）題 目 數(shù)控導(dǎo)軌磨床設(shè)計(jì)院 （系） 專業(yè)班級(jí)學(xué)生姓名指導(dǎo)教師成 績(jī)年 月 日數(shù)控導(dǎo)軌磨床設(shè)計(jì)摘要隨著機(jī)械產(chǎn)品精度、可靠性和壽命的要求不斷提高以及新型材料的應(yīng)用增多，磨削加工技術(shù)正朝著超硬度磨料磨具、開發(fā)精密及超精密磨削（從微米、亞微米磨削向納米磨削發(fā)展）和研制高精度、高剛度、多軸的自動(dòng)化磨床等方向發(fā)展4，此外，對(duì)磨床的環(huán)保要求越來越高，絕大部分的機(jī)床產(chǎn)品都采用全封閉的罩殼，絕對(duì)沒有切屑或切削液外濺的現(xiàn)象。大量的工業(yè)清洗機(jī)和切削液處理機(jī)系統(tǒng)反映現(xiàn)代制造業(yè)對(duì)環(huán)保越來越高的要求。本文主要是對(duì)導(dǎo)軌磨床進(jìn)行設(shè)計(jì)與研究,體現(xiàn)在以下幾個(gè)方面：1.綜述了導(dǎo)軌磨床的發(fā)展?fàn)顩r，闡述課題提出的目的和意義，明確了本文研究的主要內(nèi)容。2.對(duì)導(dǎo)軌磨床的總體進(jìn)行研究，進(jìn)行總體布局設(shè)計(jì)。3.對(duì)導(dǎo)軌磨床主軸系統(tǒng)進(jìn)行整體的設(shè)計(jì)，進(jìn)行關(guān)鍵部件的設(shè)計(jì)與計(jì)算。4.對(duì)周邊磨頭的動(dòng)力參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。5.對(duì)床身工作臺(tái)導(dǎo)軌的設(shè)計(jì)。6.控制系統(tǒng)大體設(shè)計(jì)。關(guān)鍵詞：導(dǎo)軌磨床，總體布局，主軸系統(tǒng)，控制系統(tǒng)V齊齊哈爾工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）AbstractWith the mechanical precision, reliability and lifetime requirements of continuous improvement and an increase in the application of new materials, grinding technology is moving ultra-hard abrasives, development of precision and ultra-precision grinding (from micron to submicron grinding development of nano-grinding) and the development of high-precision, high rigidity, multi-axis automatic grinder other direction 4 in addition, for grinding increasing environmental requirements, most of the products are fully enclosed machine casings absolutely no chips or cutting fluid splashing phenomenon. A large number of industrial cleaning machines and cutting fluid-processor system to reflect modern manufacturing increasing demands for environmental protection.This article is a rail grinder design and research in the following areas:1. Summary of the development of rail grinder, describes the purpose and significance of the subject raised clearly the main content of this paper.2. The overall rail grinder was studied, the overall layout.3. rail grinding spindle for overall system design, design and calculation of key components.4. dynamic parameters of peripheral grinding head design calculations.5. The design of the table bed rail.6. Control system design in general.Key Words: Rail grinder, overall layout, the spindle system, control system齊齊哈爾工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）第1章 目 錄摘 要IAbstractII目 錄III第1章 緒 論11.1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀11.2 磨床的現(xiàn)狀及其發(fā)展趨勢(shì)21.3論文研究的主要內(nèi)容2第2章 數(shù)控龍門導(dǎo)軌磨床總體方案設(shè)計(jì)42.1 機(jī)床的設(shè)計(jì)要求42.2 設(shè)計(jì)方案42.2.1 機(jī)械部分設(shè)計(jì)42.2.2 數(shù)控系統(tǒng)選型52.3 本章小節(jié)6第3章 機(jī)床主軸箱的設(shè)計(jì)73.1 主軸箱的設(shè)計(jì)要求73.2主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)73.2.1 主傳動(dòng)功率73.2.2 驅(qū)動(dòng)源的選擇83.2.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定83.2.4傳動(dòng)軸的估算103.2.5齒輪模數(shù)的估算113.3主軸箱展開圖的設(shè)計(jì)123.3.1設(shè)計(jì)的內(nèi)容和步驟123.3.2 有關(guān)零部件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定123.3.3 各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)153.3.4 主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算163.4 零件的校核183.4.1齒輪強(qiáng)度校核183.4.2傳動(dòng)軸撓度的驗(yàn)算193.5 本章小節(jié)19第4章 主軸系統(tǒng)設(shè)計(jì)及計(jì)算264.1 主軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的原則264.2主軸部件精度264.3主軸部件結(jié)構(gòu)274.4傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)274.5主軸材料的選擇284.6 主軸參數(shù)設(shè)計(jì)314.7 主軸組件的剛度計(jì)算334.7 主軸強(qiáng)度計(jì)算364.8 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)384.9 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)384.10 伺服電動(dòng)機(jī)的選擇39第5章 周邊磨頭的動(dòng)力參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算415.1 砂輪架設(shè)計(jì)的基本要求415.2 主軸旋轉(zhuǎn)精度及其提高措施415.3 主軸軸承系統(tǒng)的剛性415.4 砂輪架主軸初步設(shè)計(jì)415.5 主軸剛度校核425.6 動(dòng)靜壓軸承435.7 傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)44第6章 磨頭垂直滑板滾珠絲杠副及其支撐方式設(shè)計(jì)506.1 對(duì)磨頭垂直滑板滾珠絲杠副及其支撐方式的基本要求506.2 磨頭垂直滑板滾珠絲杠副及其支撐方式系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求516.3滾珠絲杠的選擇526.3.1 滾珠絲杠副的導(dǎo)程526.3.2 滾珠絲杠副的載荷及選絲杠526.4同步齒形帶的選擇546.5伺服電機(jī)的選擇546.6 滾珠絲杠副的安全使用556.6.1 潤滑556.6.2 防塵566.6.3使用566.6.4 安裝566.8 本章小節(jié)57第7章 床身、橫梁導(dǎo)軌和工作臺(tái)587.1 床身結(jié)構(gòu)587.1.1 對(duì)床身結(jié)構(gòu)的基本要求587.1.2 床身的結(jié)構(gòu)597.2 導(dǎo)軌617.2.1 導(dǎo)軌的潤滑與防護(hù)617.2.2 導(dǎo)軌的安裝調(diào)整617.3 工作臺(tái)627.4 本章小節(jié)62第8章 控制系統(tǒng)大體設(shè)計(jì)數(shù)控系統(tǒng)設(shè)計(jì)638.1 概述638.2 確定硬件電路總體方案638.3 接口，即I/O 輸入/輸出接口電路648.4 數(shù)控系統(tǒng)硬件框圖648.4.1 主控制器CPU的選擇648.4.2 程序存儲(chǔ)器擴(kuò)展658.4.3 數(shù)據(jù)存儲(chǔ)器的擴(kuò)展658.4.4 I/O口擴(kuò)展電路設(shè)計(jì)658.4.5 鍵盤，顯示接口電路688.4.6 8031與控制電機(jī)與電液閥8255A的聯(lián)接其它輔助電路設(shè)計(jì)698.4.7 步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動(dòng)電路69參考文獻(xiàn)71致 謝72齊齊哈爾工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）第1章 緒 論1.1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀數(shù)控技術(shù)經(jīng)過50年的個(gè)階段和代的發(fā)展： 第階段：硬件數(shù)控（NC） 第代：1952年的電子管 第代：1959年晶體管分離元件 第代：1965年的小規(guī)模集成電路。第階段：軟件數(shù)控（CNC） 第代：1970年的小型計(jì)算機(jī) 第代：1974年的微處理器 第代：1990年基于個(gè)人PC機(jī)（PC-BASEO） 第代的系統(tǒng)優(yōu)點(diǎn)主要有： （1）組件集成，高可靠性，高性能，高可靠性，能夠達(dá)到50000小時(shí)以上;（2）提供了利用豐富的軟件和硬件資源的開放的基礎(chǔ)，以便在CNC功能，以大面積（如CAD，CAM，CAPP，連接網(wǎng)絡(luò)卡，聲卡，打印機(jī)，相機(jī)等）;（3）數(shù)控制造商，提供了一個(gè)良好的發(fā)展簡(jiǎn)化了硬件。目前，數(shù)控系統(tǒng)的最大的國際制造商，日本Fanuc公司，一年五萬多臺(tái)套生產(chǎn)系統(tǒng)，占全球市場(chǎng)的40左右，其次是德國西門子公司占15以上再次德海德漢爾西班牙發(fā)格，意大利菲亞特，法國NUM，日本三菱，安川。1.2 磨床的現(xiàn)狀及其發(fā)展趨勢(shì)隨著機(jī)械產(chǎn)品精度、可靠性和壽命的要求不斷提高以及新型材料的應(yīng)用增多，磨削加工技術(shù)正朝著超硬度磨料磨具、開發(fā)精密及超精密磨削（從微米、亞微米磨削向納米磨削發(fā)展）和研制高精度、高剛度、多軸的自動(dòng)化磨床等方向發(fā)展4，如用于超精密磨削的樹脂結(jié)合劑砂輪的金剛石磨粒平均半徑可小至4m、磨削精度高達(dá)0.025m；使用電主軸單元可使砂輪線速度高達(dá)400m/s，但這樣的線速度一般僅用于實(shí)驗(yàn)室，實(shí)際生產(chǎn)中常用的砂輪線速度為4060m/s；從精度上看，定位精度2m，重復(fù)定位精度1m的機(jī)床已越來越多；從主軸轉(zhuǎn)速來看，8.2kw主軸達(dá)60000r/min，13kw達(dá)42000r/min，高速已不是小功率主軸的專有特征；從剛性上看，已出現(xiàn)可加工60HRC硬度材料的加工中心。北京第二機(jī)床廠引進(jìn)日本豐田工機(jī)公司先進(jìn)技術(shù)并與之合作生產(chǎn)的GA（P）6263數(shù)控外圓/數(shù)控端面外圓磨床，砂輪架采用原裝進(jìn)口，砂輪線速度可達(dá)60m/s，砂輪架主軸采用高剛性動(dòng)靜壓軸承提高旋轉(zhuǎn)精度，采用日本豐田工機(jī)公司GC32ECNC磨床專用數(shù)控系統(tǒng)可實(shí)現(xiàn)二軸（X和Z）到四軸（X、Z、U和W）控制。1.3論文研究的主要內(nèi)容論文主要的章節(jié)和內(nèi)容：1.第一章綜述了導(dǎo)軌磨床的發(fā)展?fàn)顩r，闡述課題提出的目的和意義，明確了本文研究的主要內(nèi)容。2.第二章對(duì)導(dǎo)軌磨床的總體進(jìn)行研究，進(jìn)行總體布局設(shè)計(jì)。3.第三章對(duì)導(dǎo)軌磨床主軸系統(tǒng)進(jìn)行整體的設(shè)計(jì)，進(jìn)行關(guān)鍵部件的設(shè)計(jì)與計(jì)算。4.第四章對(duì)周邊磨頭的動(dòng)力參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。5.第五章對(duì)床身工作臺(tái)導(dǎo)軌的設(shè)計(jì)。6.第六章控制系統(tǒng)大體設(shè)計(jì)。16齊齊哈爾工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）第2章 數(shù)控龍門導(dǎo)軌磨床總體方案設(shè)計(jì)數(shù)控機(jī)床的總體設(shè)計(jì)方案由以下三部分組成： 1.技術(shù)參數(shù)設(shè)計(jì)：主要尺寸規(guī)格、運(yùn)動(dòng)參數(shù)（轉(zhuǎn)速和進(jìn)給范圍)、動(dòng)力參數(shù)（電機(jī)功率，最大拉力）。 2.總體布局設(shè)計(jì)：相互位置關(guān)系、運(yùn)動(dòng)分析、運(yùn)動(dòng)仿真（干涉檢查）、外觀造型。 3.結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)：整機(jī)靜剛度、整機(jī)的運(yùn)動(dòng)性能、整機(jī)的熱特性?？偛季峙c使用要求： 1.便于同時(shí)操作和觀察。 2.刀具、工件，裝卸、夾緊方便。 3.排屑和冷卻。2.1 機(jī)床的設(shè)計(jì)要求本機(jī)床的設(shè)計(jì)，符合國家機(jī)床標(biāo)準(zhǔn)。已定設(shè)計(jì)參數(shù)： 工作臺(tái)：30001200mm 工作臺(tái)最大荷重2t高速高效，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單可靠，功能強(qiáng)大，性能穩(wěn)定，精度較高，可用于銑削板材以及多種工件等。2.2 設(shè)計(jì)方案我設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容是工作臺(tái)移動(dòng)數(shù)控龍門導(dǎo)軌磨床。工作臺(tái)數(shù)控龍門導(dǎo)軌磨床是指工作臺(tái)作縱向移動(dòng)的龍門導(dǎo)軌磨床。工作臺(tái)移動(dòng)龍門導(dǎo)軌磨床的最大特點(diǎn)是：（1）造價(jià)便宜,容易制造生產(chǎn)。工作臺(tái)移動(dòng)式龍門導(dǎo)軌磨床，整機(jī)長度必須兩倍于縱向行程長度，而移動(dòng)式龍門導(dǎo)軌磨床的整機(jī)長度只需縱向行程加上龍門架側(cè)面寬度即可。（2）機(jī)床的動(dòng)態(tài)響應(yīng)好。工作臺(tái)移動(dòng)式龍門導(dǎo)軌磨床采用的是固定龍門架,工作臺(tái)移動(dòng)可以銑刀做切削運(yùn)動(dòng)時(shí)更加穩(wěn)定，從而保證了加工精度和機(jī)床的響應(yīng)性能。2.2.1 機(jī)械部分設(shè)計(jì)機(jī)械部分有床身、龍門架、滑臺(tái)、主軸箱、三軸進(jìn)給驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)機(jī)械部分及相關(guān)數(shù)控伺服部分。2.2.2 數(shù)控系統(tǒng)選型數(shù)控系統(tǒng)采用的是西門子 4-05，因?yàn)榇讼到y(tǒng)提供了龍門軸的同步功能。 圖2-1 數(shù)控龍門導(dǎo)軌磨床總裝圖（主視圖）2.3 本章小節(jié)本章主要講解了數(shù)控龍門導(dǎo)軌磨床的總理方案設(shè)計(jì)，其主要內(nèi)容有機(jī)械部分的設(shè)計(jì)和數(shù)控部分設(shè)計(jì)，根據(jù)所給要求制定出總體設(shè)計(jì)方案。齊齊哈爾工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）第3章 機(jī)床主軸箱的設(shè)計(jì)3.1 主軸箱的設(shè)計(jì)要求1. 具有更大的調(diào)速范圍，并實(shí)現(xiàn)無級(jí)調(diào)速。2. 具有較高的精度和剛度，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低。 3. 良好的抗震性和熱穩(wěn)定性。3.2主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)3.2.1 主傳動(dòng)功率 機(jī)床主傳動(dòng)的功率P 可由下式來確定： 式中 機(jī)床主傳動(dòng)的功率 切削功率 主傳動(dòng)鏈的總效率 數(shù)控機(jī)床的加工范圍一般都比較大，可根據(jù)有代表性的加工情況，由下式確定： 式中 主切削力的切向力（N） 切削速度（m/min） 切削扭矩 （N/cm） 主軸轉(zhuǎn)速 （r/min）主傳動(dòng)的總效率一般可取為0.700.85，數(shù)控機(jī)床的主傳動(dòng)多用調(diào)速電機(jī)和有限的機(jī)械變速來實(shí)現(xiàn)，傳動(dòng)鏈比較短，因此，效率可以取較大值。主傳動(dòng)中各傳動(dòng)件的尺寸都是根據(jù)其傳動(dòng)的功率確定的，如果傳動(dòng)效率定的過大，將使傳動(dòng)件的尺寸笨重而造成浪費(fèi)，電動(dòng)機(jī)常在低負(fù)荷下工作，功率因數(shù)太小從而浪費(fèi)能源。如果功率定的過小，將限制機(jī)床的切削加工能力而降低生產(chǎn)率。因此，要較準(zhǔn)確合適的選用傳動(dòng)功率。3.2.2 驅(qū)動(dòng)源的選擇 機(jī)床上常用的無級(jí)變速機(jī)構(gòu)是直流或交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)，直流電動(dòng)機(jī)從額定轉(zhuǎn)速nd向上至最高轉(zhuǎn)速nmax是調(diào)節(jié)磁場(chǎng)電流的方法來調(diào)速的，屬于恒功率，從額定轉(zhuǎn)速nd向下至最低轉(zhuǎn)速nmin是調(diào)節(jié)電樞電壓的方法來調(diào)速的，屬于恒轉(zhuǎn)矩；交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)是靠調(diào)節(jié)供電頻率的方法調(diào)速。由于交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)的體積小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，動(dòng)態(tài)響應(yīng)快，沒有電刷，能達(dá)到的最高轉(zhuǎn)速比同功率的直流調(diào)速電動(dòng)機(jī)高，磨損和故障也少，所以在中小功率領(lǐng)域，交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)占有較大的優(yōu)勢(shì)，鑒于此，本設(shè)計(jì)選用交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)。 根據(jù)主軸要求的最高轉(zhuǎn)速4500r/min，最大切削功率5.5KW,選擇北京數(shù)控設(shè)備廠的BESK-8型交流主軸電動(dòng)機(jī)，最高轉(zhuǎn)速是4500 r/min。3.2.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定根據(jù)交流主軸電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速和基本轉(zhuǎn)速可以求得交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率轉(zhuǎn)速范圍 Rdp=nmax/nd=4500/1500=3 （3-1）而主軸要求的恒功率轉(zhuǎn)速范圍Rnp= nmax/nd=4500/150=30 ,遠(yuǎn)大于交流主軸電動(dòng)機(jī)所能提供的恒功率轉(zhuǎn)速范圍，所以必須串聯(lián)變速機(jī)構(gòu)的方法來擴(kuò)大其恒功率轉(zhuǎn)速范圍。設(shè)計(jì)變速箱時(shí)，考慮到機(jī)床結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度，運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比f等于交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率調(diào)速范圍Rdp，即f=Rdp=3，功率特性圖是連續(xù)的，無缺口和無重合的。變速箱的變速級(jí)數(shù):Z=lg Rnp/lg Rdp=lg30/ lg 3=3.10 (3-2)取 Z=3 確定各齒輪副的齒數(shù)： 取S=114由u=2 得Z1=38 Z1=76由u=0.67 得Z2=68 Z2=46由u=0.22 得Z3=94 Z3=20如取總效率=0.75，則電動(dòng)機(jī)功率P=5.5/0.75=7.3kw?？蛇x用北京數(shù)控設(shè)備廠的BESK-8型交流主軸電動(dòng)機(jī)，連續(xù)額定輸出功率為7.5kw。由此擬定主傳動(dòng)系統(tǒng)圖、轉(zhuǎn)速圖以及主軸功率特性圖分別如圖3-1、圖3-2、圖3-3。圖3-1 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖圖3-2轉(zhuǎn)速圖 圖3-3主軸功率特性3.2.4傳動(dòng)軸的估算傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求。強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭轉(zhuǎn)載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾。除了載荷比較大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求軸在載荷下（彎曲，軸向，扭轉(zhuǎn)）不致產(chǎn)生過大的變形（彎曲，失穩(wěn)，轉(zhuǎn)角）。如果剛度不夠，軸上的零件如齒輪，軸承等由于軸的變形過大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動(dòng)和噪音，發(fā)熱，過早磨損而失效。因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。通常，先按扭轉(zhuǎn)剛度軸的直徑，畫出草圖后，再根據(jù)受力情況，結(jié)構(gòu)布置和有關(guān)尺寸，驗(yàn)算彎曲剛度。計(jì)算轉(zhuǎn)速nj是傳動(dòng)件傳遞全部功率時(shí)的最低轉(zhuǎn)速，各個(gè)傳動(dòng)軸上的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上直接得出如表3-1所示:表3-1 各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速軸III計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）1500750173各軸功率和扭矩計(jì)算： 已知一級(jí)齒輪傳動(dòng)效率為0.97（包括軸承），則：軸：P1=Pd0.99=7.50.99=7.42 KW 軸：P2=P10.97=7.420.97=7.20 KW III軸：P3=P20.97=7.200.97=6.98 KW 軸扭矩：T1=9550P1/n1 =95507.42/1500=47.24 N.m軸扭矩：T2=9550P2/n2 =95507.20/750=91.68N.mIII軸扭矩：T3=9550P3/n3 =95506.98/173=385.31N.m是每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m），可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取，其選取的原則如表3-2所示:表3-2 許用扭轉(zhuǎn)角選取原則軸主軸一般傳動(dòng)軸較低的軸（deg/m）0.5-11-1.51.5-2根據(jù)表2-2確定各軸所允許的扭轉(zhuǎn)角如表3-3所示:表3-3 許用扭轉(zhuǎn)角的確定軸III（deg/m）111把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW、計(jì)算轉(zhuǎn)速nj（如表2-1）、允許扭轉(zhuǎn)角（如表2-3）代入扭轉(zhuǎn)剛度的估算公式 (3-3)可得各個(gè)傳動(dòng)軸的估算直徑：軸： d1=28.8mm 取d1=30mm 軸： d2=34.0mm 取d1=35mm主軸軸徑尺寸的確定：已知導(dǎo)軌磨床最大加工直徑為Dmax=400mm, 則：主軸前軸頸直徑 D1=0.25Dmax15=85115mm 取D1=95mm主軸后軸頸直徑 D2=(0.70.85)D1=6781mm 取D2=75mm主軸內(nèi)孔直徑 d=0.1Dmax10=3555mm 取d=40mm3.2.5齒輪模數(shù)的估算按接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪的各參數(shù)都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗(yàn)用。在畫草圖時(shí)用經(jīng)驗(yàn)公式估算，根據(jù)估算的結(jié)果然后選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪的模數(shù)。齒輪模數(shù)的估算有兩種方法，第一種是按齒輪的彎曲疲勞進(jìn)行估算，第二種是按齒輪的齒面點(diǎn)蝕進(jìn)行估算，而這兩種方法的前提條件是各個(gè)齒輪的齒數(shù)必須已知，所以必須先給出各個(gè)齒輪的齒數(shù)。根據(jù)齒輪不產(chǎn)生根切的基本條件：齒輪的齒數(shù)不小于17，在該設(shè)計(jì)中，即最小齒輪的齒數(shù)不小于17。而由于Z3,Z3這對(duì)齒輪有最大的傳動(dòng)比，各個(gè)傳動(dòng)齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是Z3。取Z3=20,S=114，則Z3=94。從轉(zhuǎn)速圖上直接看出直接可以看出Z3的計(jì)算轉(zhuǎn)速是750r/min。根據(jù)齒輪彎曲疲勞估算公式m=2.4 (3-4)根據(jù)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度估算公式計(jì)算得: m=2.84由于受傳動(dòng)軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數(shù)為m =3mm，對(duì)比上述結(jié)果，可知這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，而且考慮到兩傳動(dòng)軸的間距，故取同一變速組中的所有齒輪的模數(shù)都為m=3mm?，F(xiàn)將各齒輪齒數(shù)和模數(shù)列表如下：表3-4 齒輪的估算齒數(shù)和模數(shù)列表齒輪Z0Z0Z1Z1Z2Z2Z3Z3齒數(shù)3570387668469420模數(shù)（mm）333333333.3主軸箱展開圖的設(shè)計(jì)主軸箱展開圖是反映各個(gè)零件的相互關(guān)系，結(jié)構(gòu)形狀以及尺寸的圖紙。因此設(shè)計(jì)從畫展開圖開始，確定所有零件的位置，結(jié)構(gòu)和尺寸，并以此為依據(jù)繪制零件工作圖。3.3.1設(shè)計(jì)的內(nèi)容和步驟這一階段的設(shè)計(jì)內(nèi)容是通過繪圖設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及選出軸承的型號(hào)，確定軸的支點(diǎn)距離和軸上零件力的作用點(diǎn)，計(jì)算軸的強(qiáng)度和軸承的壽命。3.3.2 有關(guān)零部件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定傳動(dòng)零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其它零件的結(jié)構(gòu)和尺寸是根據(jù)主要零件的位置和結(jié)構(gòu)而定。所以設(shè)計(jì)時(shí)先畫主要零件，后畫其它零件，先畫傳動(dòng)零件的中心線和輪廓線，后畫結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)。1）傳動(dòng)軸的估算這一步在前面已經(jīng)做了計(jì)算。2）齒輪相關(guān)尺寸的計(jì)算為了確定軸的軸向距離，齒輪齒寬的確定是必須的。而容易引起振動(dòng)和噪聲，一般取齒寬系數(shù)m =(6-10)m。這里取齒寬系數(shù)m=10, 則齒寬B=mm=103=30mm.現(xiàn)將各個(gè)齒輪的齒厚確定如表3-5所示:表3-5 各齒輪的齒厚齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3齒厚（mm）303030303030齒輪的直徑?jīng)Q定了各個(gè)軸之間的尺寸，所以在畫展開圖草圖前，各個(gè)齒輪的尺寸必須算出?，F(xiàn)將主軸部件中各個(gè)齒輪的尺寸計(jì)算如表3-6所示:表3-6 各齒輪的直徑齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3分度圓直徑（mm）114 228 204 138 282 60 齒頂圓直徑（mm） 120234 210 144 288 66 齒根圓直徑（mm）106.5 220.5 196.5 130.5 274.5 52.5 Z0Z010521011121697.5 202.5 由表3-2可以計(jì)算出各軸之間的距離，現(xiàn)將它們列出如表3-7所示:表3-7 各軸的中心距軸距離（mm）1601753）確定齒輪的軸向布置為避免同一滑移齒輪變速組內(nèi)的兩對(duì)齒輪同時(shí)嚙合，兩個(gè)固定齒輪的間距，應(yīng)大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙1-2mm，所以首先設(shè)計(jì)滑移齒輪。軸上的滑移齒輪的兩個(gè)齒輪輪之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時(shí)，當(dāng)模數(shù)在1-2mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于5mm,當(dāng)模數(shù)在2.5-4mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于6mm，且應(yīng)留有足夠空間滑移，據(jù)此選取該滑移齒輪三片齒輪之間的間隙分別為d1= 45mm,d2=8mm。由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的齒輪的間隙?，F(xiàn)取齒輪之間的間距為82mm和45mm。圖3-4 齒輪的軸向間距4）軸承的選擇及其配置該設(shè)計(jì)的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉(zhuǎn)速高的要求，所以在選擇主軸軸承時(shí)，剛度和速度這兩方面都要考慮。主軸前軸承采用3182119型軸承一個(gè)，后支承采用30215型和8215型軸承各一個(gè)。3.3.3 各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)I軸的一端與電動(dòng)機(jī)相連，將其結(jié)構(gòu)草圖繪制如下圖42所示圖35II軸安裝滑移齒輪，其結(jié)構(gòu)如草圖32所示圖3-6III軸其結(jié)構(gòu)完全按標(biāo)準(zhǔn)確定，根據(jù)軸向的尺寸將結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖繪制如下圖44所示圖4-43.3.4 主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算最佳跨距的確定取彈性模量E=2.1X，D=（95+75）/2=85；主軸截面慣距截面面積：A=4415.63主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩： 床身上最大回轉(zhuǎn)直徑約為最大加工直徑的60%，即240mm。故半徑為0.12m Fy=0.5Fz=1989.6N故總切削力為： F=4448.9N估算時(shí)，暫取L0/a=3,即取3x120=360mm.前支承支反力后支承支反力 取則則因在上式計(jì)算中，忽略了ys的影響，故L0應(yīng)稍大一點(diǎn)，取L0=300mm計(jì)算剛度損失：取L=385mm,=4.61因在上式計(jì)算中，忽略了ys的影響，故L0應(yīng)稍大一點(diǎn)，取L0=300mm計(jì)算剛度損失：取L=385mm,=4.61表3-8 由 公式 彈 性 主 軸 y1 彈性支承k總 柔 度 總剛度 彎曲變形 yb 剪切變形ys前支承后支承懸伸段跨距段懸伸段跨距段 L=3855.48810-72.22410-62.36110-71.16510-711.1210-72.2810-744.6510-72.2410512.2949.85.292.6124.95.1100L0=300 5.48810-71.73210-62.36110-71.491510-712.410-73.75610-742.8310-72.3310512.8140.465.513.4828.98.77100由LL0引起的剛度損失約為3.68,可知，主軸剛度損失較小，選用的軸承型號(hào)及支承形式都能滿足剛度要求。3.4 零件的校核3.4.1齒輪強(qiáng)度校核校核II軸齒輪 校核齒數(shù)為20的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)P=7.2KW, n=750r/min軸扭矩: T2=9550P2/n2 =95507.2/750=91.68 N.m （5-1）確定動(dòng)載系數(shù)：=2.35m/s齒輪精度為7級(jí)，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得使用系數(shù) 非對(duì)稱 查機(jī)械設(shè)計(jì)得確定齒間載荷分配系數(shù): =42.1 100N/m由機(jī)械設(shè)計(jì)查得 =1.2確定動(dòng)載系數(shù):=11.051.21.42=1.6查表 10-5 2.65 1.58計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限540MPa 圖10-18查得0.9,S = 1.3 （5-3）49.489.3 故滿足要求。3.4.2傳動(dòng)軸撓度的驗(yàn)算II軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對(duì)嚙合齒輪副中，中間的兩對(duì)齒輪對(duì)II軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)行校核已知d=60mm， E=2.1X，b=30mm ，x=180mm （5-4） 。3.5 本章小節(jié)本章主要講述了龍門導(dǎo)軌磨床的主軸箱的設(shè)計(jì)，其主要內(nèi)容包括傳動(dòng)比的確定電機(jī)的選擇，軸的設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核，齒輪的參數(shù)的確定等內(nèi)容。齊齊哈爾工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）第4章 主軸系統(tǒng)設(shè)計(jì)及計(jì)算主軸系統(tǒng)是一個(gè)機(jī)床的重要部件。由于機(jī)床對(duì)不同工件的加工，要保持很高的加工精度，刀具就要在加工不同工件時(shí)選用不同的轉(zhuǎn)動(dòng)速度，在保證加工精度的情況下就不能通過一種主軸系統(tǒng)的傳動(dòng)，因?yàn)樵谵D(zhuǎn)速大幅度變化下會(huì)使加工精度受到很大的影響。所以在模塊化的理念下對(duì)加工中心的主軸系統(tǒng)也進(jìn)行模塊化設(shè)計(jì)。模塊化設(shè)計(jì)能夠使機(jī)床快速的在三種主軸系統(tǒng)件快速的互換，為了能夠?qū)崿F(xiàn)這一目的，所設(shè)計(jì)的三種主軸系統(tǒng)的外型尺寸相同，在同一卡具下能夠快速的裝載和卸載。確定三中主軸系統(tǒng)的傳動(dòng)方式；低速主軸采用帶輪傳動(dòng)，準(zhǔn)高速采用電機(jī)與主軸直連方式傳動(dòng)，高速主軸直接選用型號(hào)合適的電主軸。機(jī)床設(shè)計(jì)的基本要求：1、設(shè)計(jì)的加工中心刀具主軸最高轉(zhuǎn)速1.8萬轉(zhuǎn)/min；3000轉(zhuǎn)/min；8000轉(zhuǎn)/min；主軸功率15KW；2、設(shè)計(jì)的加工中心的加工范圍為1.2mX1.6m；3、設(shè)計(jì)的機(jī)床要求可以進(jìn)行粗加工、半精加工和精加工。定位精度0.003mm.4.1 主軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的原則軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的原則是：（1）受力合理，有利于提高州的剛度和強(qiáng)度；（2）軸和軸上零件有確定的工作位置。即保證軸相對(duì)與機(jī)架定位可靠性，軸上零件的軸向定位可靠；（3）軸有良好的結(jié)構(gòu)公益性包括：便于加工制造，軸上應(yīng)力集中小，材料省、重量輕；軸上零件裝、拆和調(diào)整方便，保證每個(gè)零件裝配到周上市，不論其配合性質(zhì)如何，均能自由地通過前面各軸段，而不損傷其表面。4.2主軸部件精度加工中心主軸部件由主軸動(dòng)力、傳動(dòng)及主軸組件組成，它是加工中心成型運(yùn)動(dòng)的重要執(zhí)行部件之一，因此要求加工中心的主軸部件具有高的運(yùn)轉(zhuǎn)精度、長久的精度保持性以及長時(shí) 期運(yùn)行的精度穩(wěn)定性。加工中心通常作為精密機(jī)床使用，主軸部件的運(yùn)轉(zhuǎn)精度決定了機(jī)床加工精度的高低考核機(jī)床的運(yùn)轉(zhuǎn)精度一般有動(dòng)態(tài)檢驗(yàn)和靜態(tài)檢驗(yàn)兩種方法。靜態(tài)檢驗(yàn)是指在低速或手動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)主軸情況下，檢驗(yàn)主軸部件各個(gè)定位面及工作表面的跳動(dòng)量。動(dòng)態(tài)檢驗(yàn)則需使用一定的儀器在機(jī)床主軸額定轉(zhuǎn)速下采用非接觸的檢測(cè)方法檢驗(yàn)主軸的回轉(zhuǎn)精度。由于加工中心通常具有自動(dòng)換刀功能，刀具通過專用刀柄由安裝在加工中心主軸內(nèi)部的拉緊機(jī)構(gòu)緊固。因此主軸的回轉(zhuǎn)精度要考慮由于刀柄定位面的加工誤差所引起的誤差。加工中心主軸軸承通常使用C級(jí)軸承，在二支承主軸部件中多采用4-1、2-2組合使用，即前支承和后支承分別用四個(gè)向心推力軸承和一個(gè)向心球軸承，或前、后支承都使用兩個(gè)向心推力軸承組成主軸部件的支承體系對(duì)于輕型高精度加工中心，也有前、后支承各使用一個(gè)向心推力軸承組成主軸部件的支承體系，該種結(jié)構(gòu)適宜高精度、高速主軸部件的場(chǎng)合。簡(jiǎn)單的主軸軸承組合，可以大大降低主軸部件的裝配誤差和熱傳導(dǎo)引起的主軸隙喪失，但主軸的承載能力會(huì)有較大幅度的下降。4.3主軸部件結(jié)構(gòu)主軸組件的設(shè)計(jì)計(jì)算應(yīng)按如下程序進(jìn)行：（1）根據(jù)機(jī)械傳動(dòng)方案的整體布局，擬定軸上零件的布置和裝配方案（2）選擇軸的合適材料 （3）初步估算軸的直徑（4）進(jìn)行軸系、零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （5）進(jìn)行強(qiáng)度設(shè)計(jì)（6）進(jìn)行剛度設(shè)計(jì) （7）校核鍵的聯(lián)接強(qiáng)度（8）驗(yàn)算軸承 （9）根據(jù)計(jì)算結(jié)果修改設(shè)計(jì)（10）繪制軸的零件工作圖4.4傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)常見的傳動(dòng)形式有如下三種：即變速齒輪傳動(dòng)，皮帶傳動(dòng)和調(diào)速電機(jī)直接驅(qū)動(dòng)。如圖3-1所示。圖4-1 傳動(dòng)方案本設(shè)計(jì)采用皮帶傳動(dòng)和聯(lián)軸器直接傳動(dòng)，由于同步齒形帶傳動(dòng)時(shí)沒有滑動(dòng)，故加工出現(xiàn)故障時(shí)容易燒毀電機(jī)，所以采用平帶傳動(dòng);聯(lián)軸器的傳動(dòng)精度高,對(duì)于中級(jí)轉(zhuǎn)速的傳動(dòng)較為合適。4.5主軸材料的選擇軸的材料種類很多，選擇時(shí)應(yīng)主要考慮如下因素：1、軸的強(qiáng)度、剛度及耐磨性要求；2、軸的熱處理方法及機(jī)加工工藝性的要求；3、軸的材料來源和經(jīng)濟(jì)性等。由表3-1選擇38CrMoAlA材料，并經(jīng)氮化處理850-1000HV。表4-1 主軸材料材料牌號(hào) 熱處理毛坯直徑（mm） 硬度(HBS) 抗拉強(qiáng)度極限b 屈服強(qiáng)度極限s 彎曲疲勞極限 -1 剪切疲勞極限 -1 許用彎曲應(yīng)力-1 備注 Q235A熱軋或鍛后空冷 100 400420 225170 105 40 用于不重要及受載荷不大的軸 100250 375390 215 45 正火回火1017021759029522514055應(yīng)用最廣泛 100300162217570285245135調(diào)質(zhì)2002172556403552751556040Cr 調(diào)質(zhì)100100300 241286735685 540490 355355 200185 70用于載荷較大，而無很大沖擊的重要軸 40CrNi 調(diào)質(zhì) 100100300 270300240270 900785 735570 430370 260210 75用于很重要的軸 38SiMnMo調(diào)質(zhì)100100300 229286217269 735685 590540 365345 210195 70用于重要的軸，性能近于40CrNi 38CrMoAlA調(diào)質(zhì) 6060100100160 293321277302241277 930835785 785685590 440410375 280270220 75 用于要求高耐磨性，高強(qiáng)度且熱處理（氮化）變形很小的軸 20Cr 滲碳淬火回火 60 滲碳5662HRC640 390 305 160 60 用要求強(qiáng)度及韌性均較高的軸3Cr13 調(diào)質(zhì) 100 241 835 635 395 230 75 用于腐蝕條件下的軸 1Cr18Ni9Ti 淬火 100 192 530 195 190 115 45 用于高低溫及腐蝕條件下的軸 180 110 100200 490 QT600-3 190270 600 370 215 185 用于制造復(fù)雜外形的軸 QT800-2 245335 800 480 290 250 4.6 主軸參數(shù)設(shè)計(jì)（1） 軸頸直徑的確定初選前軸頸直徑為170mm，后軸頸直徑為120mm，主軸平均直徑D=(+)=145mm主軸內(nèi)孔作用： 1.通過棒料、夾緊刀具或工件用的拉桿、冷卻管等 2.大型、重型機(jī)床的空心主軸，減輕重量初選內(nèi)孔直徑為45mm。（2） 前懸量及跨距的選擇主軸懸伸量指主軸前支承徑向反力作用點(diǎn)到主軸前端受力作用點(diǎn)之間的距離，主軸懸伸量a值愈小愈能提高主軸組件剛度。在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，盡可能取小值。一般a主要取決于以下幾點(diǎn)：主軸端部的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸工件或刀具的安裝方式前軸承的類型及組合方式潤滑與密封裝置的結(jié)構(gòu)等由表7初定前懸量，a=1.6x170=272mm表3-2 前懸量與前軸徑關(guān)系如圖3.3所示，L即為跨距，即前后兩支承點(diǎn)之間的距離。當(dāng)主軸組件的D、a、 和為定值時(shí)，必存在一個(gè)能使主軸軸端撓度y=的跨距（對(duì)應(yīng)于曲線c的最低點(diǎn)）。當(dāng)所設(shè)計(jì)的主軸支承跨距L=L0時(shí)，可使主軸組件的剛度K，稱為“最佳跨距”。在具體設(shè)計(jì)時(shí)，常由于結(jié)構(gòu)上的限制，實(shí)際跨距LL0，這樣就造成主軸組件的剛度損失，當(dāng)L/=0.751.5時(shí)，剛度損失不大（5左右），應(yīng)認(rèn)為在合理范圍之內(nèi)，稱為合理跨距。合理跨距=（0.751.5），是一個(gè)區(qū)間，最佳跨距只是一個(gè)點(diǎn)。圖4-2 跨距計(jì)算前支承剛度 =1700=22.55Nmm ，后軸承直徑小于前軸承， 取/=1.4, 則=16.10xNmm。計(jì)算綜合變量=0.3376 此處彈性模量E=2Nm,I=/64(-)由圖3-4可知，/a=2.2 則有=2.2x272=598.4mm所以=（0.751.5）=（448.8897.6）mm 取=460mm圖4-34.7 主軸組件的剛度計(jì)算（1） 軸承的選擇本加工中心主軸是裝在前后支承之間, 通過后端皮帶輪傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)的。而影響主軸部件旋轉(zhuǎn)精度的主要因素有主軸的制造精度、軸承的制造精度與支承座孔的制造精度、調(diào)整螺母與襯套隔圈等的制造精度、主軸裝配與調(diào)整質(zhì)量以及工作時(shí)的溫升等, 其中起決定性作用的是軸承的精度（2） 支承的簡(jiǎn)化見圖3-5。圖4-4主軸組件計(jì)算模型（3） 主軸剛度計(jì)算已知主軸前軸承61919內(nèi)徑=150mm , 后軸承32030內(nèi)徑= 130mm , 跨距L= 460mm , 主軸前懸伸a=2720mm , 主軸孔直徑=45mm , 前軸承預(yù)緊量= 3m, 后軸承預(yù)緊量= 0,主軸前端加載F = 6000N , 則主軸的徑向剛度為:K = F/= F/(+)式中: 主軸的前端撓度, m 前軸承的徑向彈性變形量, m 后軸承的徑向彈性變形量, m(1) 計(jì)算軸承支反力：前軸承支反力 為: = F ( l+ a)/l= 9547.83N。后軸承支反力 為: = - F = 3547.83N。(2) 主軸前端撓度的計(jì)算主軸的當(dāng)量直徑d 為:d = (+)/2= 140mm。在軸端載荷F 的作用下, 主軸前端撓度Ds 可按下式計(jì)算:Ds= Fl/30 (-)。將有關(guān)數(shù)據(jù)代入計(jì)算得Ds= 5.015m(3) 軸承徑向彈性變形量計(jì)算前軸承徑向彈性變形量計(jì)算：由公式可以計(jì)算，=221.93 則有=404.49N其中， 軸承預(yù)緊量, m; 滾子所受預(yù)載荷,N; 滾動(dòng)體有效長度,mm=4853.88N 則前軸承所受載荷為：=7.116m =12672N軸承徑向彈性變形為：=5.363m同理推出后軸承徑向彈性變形量=0.413m（4） 主軸組件的徑向剛度主軸組件的徑向剛度K為: =551.42N/m圖3-6 軸承內(nèi)徑與徑向剛度曲線與圖3.7相比較，軸承剛度合適。4.7 主軸強(qiáng)度計(jì)算（1） 機(jī)床主要技術(shù)參數(shù)表4-2 機(jī)床主要技術(shù)參數(shù)行程:橫梁移動(dòng)行程(X向)主軸滑座移動(dòng)行程(Y向)主軸滑枕上下移動(dòng)行程(Z向)6000mm3000mm1250mm主軸轉(zhuǎn)速25-2500 r/min主電機(jī)功率連續(xù)/30分鐘22/30KW主軸扭矩1150NM主軸錐孔BT50工作臺(tái)進(jìn)給速度： X Y Z58000mm/min58000mm/min58000mm/min快速進(jìn)給速度： X Y Z20000mm/min20000mm/min20000mm/min機(jī)床外形（長寬高）1060078004800 mm位置控制全閉環(huán)表8 機(jī)床技術(shù)參數(shù)（2） 強(qiáng)度計(jì)算1、初算最小直徑 由得：232.5r/min取C=140，則軸的最小直徑為：69.1mm最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑，該處有兩個(gè)鍵槽，故=69.1x(1+10%)=76mm.取d=80mm2、選擇聯(lián)軸器取載荷系數(shù)=1.3，則聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：=1.31150=1495 根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩、最小軸徑、軸的轉(zhuǎn)速，查標(biāo)準(zhǔn)GB5014-85或手冊(cè)，選用彈性膜片聯(lián)軸器，其型號(hào)為：JMC9計(jì)算軸上的彎矩，并畫彎、轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化計(jì)算, 取 , 則0.6x1150=690 以右端截面為例 = =715897=716 考慮鍵槽影響，圖4-4 軸的彎、轉(zhuǎn)矩圖=42 MP 故安全4.8 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)是由兩個(gè)帶輪和一根緊繞在兩輪上的傳動(dòng)帶組成，靠帶與帶輪接觸面之間的摩擦力來傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的一種撓性摩擦傳動(dòng)。本設(shè)計(jì)中，電機(jī)通過平帶同步驅(qū)動(dòng)主軸運(yùn)動(dòng)。在加工出現(xiàn)故障時(shí)，平帶會(huì)出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，但不會(huì)燒毀電機(jī)，優(yōu)于同步齒形帶。4.9 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)聯(lián)軸器屬于機(jī)械通用零部件范疇，用來聯(lián)接不同機(jī)構(gòu)中的兩根軸（主動(dòng)軸和從動(dòng)軸）使之共同旋轉(zhuǎn)以傳遞扭矩的機(jī)械零件。本設(shè)計(jì)使用的聯(lián)軸器為鍵固定方式的聯(lián)軸器，如圖4-5所示。由于聯(lián)軸器已經(jīng)有國家標(biāo)準(zhǔn)，所以直接選用與本設(shè)計(jì)使用的聯(lián)軸器型號(hào)方可。根據(jù)傳遞的轉(zhuǎn)速數(shù)值（8000r/min）以及電機(jī)的尺寸選擇YL6型聯(lián)軸器。圖4-5 剛性聯(lián)軸器4.10 伺服電動(dòng)機(jī)的選擇本設(shè)計(jì)中主軸的動(dòng)力來源是有電動(dòng)機(jī)提供的，由于對(duì)轉(zhuǎn)速的要求不同但輸出功率相同來選擇不同的電動(dòng)機(jī)。伺服電動(dòng)機(jī)分交、直流兩類。交流伺服電動(dòng)機(jī)的工作原理與交流感應(yīng)電動(dòng)機(jī)相同。在本設(shè)計(jì)中選用交流伺服電動(dòng)機(jī)。圖4-6為SY型伺服電動(dòng)機(jī)的實(shí)物圖片。圖4-6SY交流伺服電動(dòng)機(jī)