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Nc计算功率N C=K A・N=
1.1x
5.5=
6.05机床传递功率N————工作状况系数，考虑到本机床直接传动运转平稳，无冲击，故取K K=
1.1A A功率增量AN1——包角系数，由表查得Ka——
22.1-10Ka=
0.99486——带长系数，由表查得K L
22.1-11K L=
0.99=
2.9Z=取三根型带Z=3Af.张紧力F=型带每米长质量查表q Vq=
0.lkg/mF==
188.42N径向载荷g.Q=2・Z・Fo・Sin=
1130.53Sin=l
112.8N主轴直径的选择由于本机床采用的主轴，根据经验取前支承直径由于考虑到最大棒料a.A24070mm,通过为取后轴径025,065mm求支承的径向刚度b.主轴的输出扭矩由扭矩转速图可查得1在nmin=192r/minMmax=
35.8N・m若取Dmax=70mm贝ij Fz==
1022.85NFy=
0.5Fz=51L4N贝Ij F==
1143.58N受力状况如图3o片Qr支承状况如图设计中根据需要4,a=
68.5,取贝aL=3,ij l=3a=3x
68.5=
205.5由前面计算的切削力，根据力和力矩的平衡，Fa=0+=
1524.8N1Fp=F--=
1143.58x=
381.2N
1205.5在实际设计中，根据经验，前后轴承分别选用哈轴的、二个自成组轴承和1461143611436113二个自成组轴承，这样前轴既有较高的承载力和能满足较高的转速规定因此，向心推力球I轴承间隙为零时时径向弹性位移量8o=滚动体上的径向载荷Qr——I二Qr轴承径向载荷，此处为支反力Fr——滚动体列数i——每列滚动体数Z——Qra==
217.2N=
51.6N向心推力轴承推力角；接触角；接触角a36154625滚动体直径dQ贝ij8op==
2.79|iim设轴承日勺预紧量为同（由工艺推荐）也可以通过有关样本查时461141811轴承的预紧量为6311322pim相对位移量=
2.43=
7.89从图查得3-5pa=
0.24,p=
0.2由式得3-28ai=
0.258oa=
0.24x
7.4=
1.7|im6pi=
0.2§op=
0.2x
2.79=
0.558|irn支承的弹性位移即包括轴承日勺位移，同步也包括了轴承外径与箱体孔的接触变形和轴承内径和轴的接触变形查哈轴样本、轴承与箱体孔的装配过盈量C46114D36113J△ai=0|ixm,Api=0|im由公式从图查得3-6Kai=
0.2,Kpi=
0.2代入式6=F——外载荷（N）系数，由过盈量查图得K——3-6b轴承宽度（mm）轴承外径d——3X2==
1.387|im=
0.415|im832=轴承、与轴的装配过盈量C46114D36113Aa2=
4.5pm，A[32=0pm由公式从图查得他“3-6Ka2=0,17,Sa3==l17%m邳二二30415Hm由以上计算可以得出本主轴组前支承、后支承的综合径向刚度:Ka==
357.4N/cm二N/cm求最佳跨距c.引=
1.29,当主轴当量外径口当=当量内径当时，=
67.5mm,d=48惯量矩1=
0.05xT|=el.2查图曲线可查得3-32,T]-=
3.3贝」I Lo=
3.3a=
3.3x
68.5=
22.605本设计取跨距a=67,210mm由以上计算可以看出选跨距可以满足主轴的最佳跨距和刚度的规定a=67,210mm,以上计算公式均取自大连工学院戴曙主编的《金属切削机床计算》轴承寿命的计算主轴受力分析如下图5假设切削零件a.试件尺寸025x100mm夹头体重量二G=y・l・3kg设计使用时间b.th设机床每天工作每年使用天，使用年限年，在所有有效期间内切削时间占15h,3008则:70%,小时th=15x300x8x70%=25200计算平均转速c.ne由于本机床是范围内调速，因此需要计算平均转速，设机床的总运转时190~4000r/min间为则在多种转速下所占机床日勺总运动时间列表如表1，lo表常用转速r//min40060090012001500180021002500300035004000与机床总运转时间之比
0.
10.
10.
10.
10.
150.
150.
10.
10.
050.
040.01Ile==1595r/min平均切削力计算:d.在以上常用转速下加工零件时主轴所受的主切削力见表I20表2常用转速r/min40060090012001500180021002500300035004000走刀深度mm
1.
81.
510.
80.
50.
50.
50.
50.
50.
30.3走刀量mm
0.
30.
30.
30.
30.
30.
30.
30.
30.
30.
20.2主切削力kg.f
10890604830303030124.
84.8材料钢件有色金属件F=Papf单位切削量日勺切削力钢为有色金属为200kg・f/mnT〜,80kg-f/mm平均主切削力Fze==
45.76kg-f平均切削分力Fye=
0.5xFze=
22.88kg-f根据力矩平衡原理，求、支承处欧支反力e.a P I在、支承的分力受力分析如图G a PI6F OCG==
1.9kg=19NFpG=
1.9-
1.3=
0.6kg=6N在、支承上时分力为皮带张紧时，作用在主轴上的张紧力）Q ap（Q根据前面皮带校核，皮带张紧时时作用主轴上的张紧力受力分析如图I Q=
112.8N,7图7FaQ==
699.5NFP=
1812.3NQ主切削力在a、P支承上的支反力（Fze）,受力分析如图8二Faze=2Fze=2x
45.76kg=915NFpze=915-
457.6=
457.4N切削分力在、支承上的支反力a PFay==2Fy=2x
22.88=
45.76kg=
457.6NFPy=Fay-Fy=
228.2N根据以上计算、两支承所受的总支反力如图所示aPI9图9Fa=FaQ+Faze-FaG=
1595.5NFp=FPQ+Fpze-FpG=
1812.3+
457.4-6=
2263.7N二Fa=
1659.8N=二F
12275.2N轴承寿命计算f.Lh=ne——平均计算转速轴承支反力（此处、）P——Fa Fp前轴承支承）（a支承是一种和一种自成组轴承，额定负荷取轴承的额定负荷a461143611446114二Lha=
79904.8h30000h后轴承取个自成组轴承236113C=
28.6KN二Lh0=
20755.6h通过计算，后轴承若采用轴承，其寿命不能满足规定，因此，后轴承重选，采用361132个自成组轴承36213O
56.1KN则Lhp==
15664.86h30000h伺服系统确实定
4.2本机床、进给均采用企业的数控系统的交流步进电机，、轴X ZaISIEMENS802s X Z时丝杆均采用直径，螺距均为轴轴承个自成组，轴选用个三个自25mm5mm,X246104Z346204成组，并分别采用施加预紧力来消除丝杆间隙，以提高其刚度传动比和进给速度计算根据以往数控机床设计经验，选步进电机，电机技术参数如表示3表3最大静扭矩空载启动频率运行频率型号重量频距角kg转动惯量Nm kppskppskgf-cms~110BYG-550A
5.
60.
3663.
5600.00146110BYG-550B
7.
20.
3693.
5600.00146向传动比计算:a.X一步距角；丝杆导程；脉冲当量;p—S——A——为了保证机床有一定日勺加工精度，取AR.OOZSmm则=2取则i=Zi=20,Z2=iZi=40进给速度计算b.根据该电机时频一距特性曲线步进电机样本802S取H^10kpps=10000HZV==
1.5m/min这样快进速度太慢，由特性曲线，取H-m H=2kpps=20xl0HZV==6m/min这样Vj==3m/min由以上计算，再根据特性曲线，向采用降速，即提高了其进给精度，又提高进给扭矩H-m X1:2虽进给速度减少，但对此排刀数控机床不存在刀具的换位，让刀空行程较少，效率高,因此足够了Vj=3m/min向传动比改|计算:c.Z步距角；导程；△--------脉冲当量i=;p S取则A=
0.005mm；i==1向采用直接传动，从而减少了中间传动环节，提高传动的精度Z I进给速度的计算d.根据其特性曲线电机样本H-m SIEMENSVj==6m/min由图线可知电机在此速度下快进，仍有较高的扭矩惯量匹配计算
4.
2.2工作台折算到电机轴上的惯量其他J=Ji+Js+J丝杆的转动惯量Js——一一移动部件转化到丝杆上的惯量Ji惯量匹配的计算，重要用以检查负载惯量对系统的敏捷度和加速度，假如负载惯量过大,则电机加速时间较长若负载发生变化，则加速时间也将发生变化，因此要负载惯量与电机的惯量要合理匹配一般负载惯量与电机惯量之比应满足计算见表Jm J1,4表4由向向向Z X惯量^^\Jl=Jl=移动部件的惯量转化到丝杆的惯量1Jikgm-=
0.000142=
0.0002349二Js Js=滚珠丝杆的转动惯量Jskg m~=
0.0001928=
0.0001853其他零件的转动惯量Jj=
0.0007Jj=
0.0005Jjkg.m——折算到电机轴上的负jL=Ji+Js+Jj=
0.001035jL=Jj+Js+JIx=
0.00060505载惯量jLkg-m~=
0.71=
0.414通过表计算，可见本机床选用日勺此两电机均可满足的条件，故选择为合理4J1电机转矩匹配欧计算
4.
2.3I由于数控机床对动态响应特性规定较高，因此电机的转矩重要用来产生加速度JM=Mamax+Mf+Mo空载启动时折算到电机轴上的|加速度力矩Mamax——-一折算到电机轴上的摩擦力矩Mf由丝杆预紧时折算到电机轴上的附加摩擦力矩Mo——Mamax=kgf-m JrkgmM=kgf-mMo=kgf-m系统响应时间常数T——电机最大转速（）Umax r/minFo导转摩擦力（kgf）S丝杆导程（mm）传动链效率，一般r|——r|=
0.8〜
0.85滚轴丝杆的预加载荷Po——滚珠丝杆预紧时的效率，r|0T|o=
0.9Jr=J L+JM为，为系统开环增益，值越大机床敏捷度越高，但值大到一定程度时,T KS KSKS由于系统的敏捷度过高而使系统日勺运动部件惯量过大，从而影响定位精度对一般数控机床取本机床取根据以上公式计算、向日勺加速力矩，忽视、勺影KS=8〜25KS=10XZMo MfH响通过以上计算，本机床电机匹配合适,则=L23N・m:=
3.1N-m进给力（额定）轴C.X13000N轴Z10000N排刀
3.5根据特定零件安排对应刀具a.刀具安装尺寸外圆刀具b.16x16内孔刀具016约机床重量1800kg
3.6机床外形尺寸（长宽高）1700xll40xl550mm
3.7X X传动系统确实定和分析4本机床采用型双速电机+变频调速，为提高扭矩，降速比为YD1:
1.2主传动方案的（确定
4.
14.
1.1主轴最高和最低转速确实定:该机床重要用于加工小轴类零件和有色金属件，这样就有较高的速度规定J根据市场调研和分析转速nmax=3300〜3400r/minnmin=190r/min主电机功率确实定
4.
1.2主电机重要满足负荷切削的规定，现假设如下切削条件试件材料钢；热处理正火；工件直径45065mm切削速度V=150m/min切削用量ap=
1.5mm；f=
0.3mm/n；P=200kg-f/mm主切削力a.Fz=P-f・ap=200x
0.3x L5=90kg・f=900N切削扭矩b.切二尸丑=M2=
29.25N・m切削功率c.切=二M Fz・V=
2.25kw该主传动效率为n=o.8则主切=N/N=
2.8125kw根据材料考虑本机床既有一定的转速规定，又有较高时扭矩规定，而该机床定位较d.低，故选用一般双速电机额定输出功率额定转速YDS132S-2/
44.5/
5.5kw,1440/2900i7min采用降速提高扭矩，并用交流变频器进行的低速档变频和的高速档变1:
1.28-75HZ J8〜66Hz频，变速比为时主轴转速和输出扭矩1:
1.2n额二=1200r/minn低二=192r/minn高二=1800r/min低速档:额定扭矩二M=
32.23N・m高速档:II额==24L6r/minD低==386r/minn高==3190r/min额定扭矩乂=其主轴输出功率、扭矩见图lo对于那些对主轴转速规定较高的顾客，我们在设计中考虑采用调整其变速比的措施来满足，即将原降速比改为实际调整就是将主传动中皮带轮日勺尺寸由调整为1:
1.21:10120mm0150mm,仍用交流变速器进行日勺低速档变频和高速档变频，额定输出功率为8Hz〜75Hz8Hz〜70Hz额定转速
4.5/
5.5kw,1440/2900i7min这样在传动时主轴低速档及额定输出扭矩1:1n额=1440i7minII低==230r/minn高==1440x
1.5=2160r/min额=M=
26.86N-m主轴高速档及额定输出扭矩n额=2900i7minn低=464r/minn高=二额=M=
16.3N-m其主轴输出功率、扭矩见图2三角皮带轮的校核
4.L3根据设计构造规定，选考虑皮带的滑动率£,di=125mm,I则大轮直径d2=£——皮带滑动率传动比带长=
3.14x
137.5+2x660+=1752mmL=ii・Dm+2a+取£=1%；1=
1.2按原则取Lo=1800mm计算得取d2=
148.5,d2=150mm则a=中心距确定:a.1800x
3.14x
137.5Dm==
137.5mm--------------------------------------------------4A==
12.5mm取=
683.9mm,a=684mm小假定轮包角:b.a=660mm20CCi=180---------=180°120°a带速:c.=
26.5m/s25m/s小轮最高转速Din=4060r/min由计算所提，机床最高转速时，带速略超许用带速，考虑综合原因，仍选用型带,Adi=125mm单根型带的基本额定功率d.V根据、由《机械设计手册》第册中的表查得（di=125mm ni=1440r/min,3J
22.1-13d A型带）Ni=
1.93kw考虑到传动比日勺影响额定功率时增量由表查得iwl，AN
122.1-13dAN=
0.13kw带的根数e.二Z。
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