2065 CA6150車床主軸箱設計,ca6150,車床,主軸,設計 畢業(yè)設計（論文）任務書指導老師 錢小平課題名稱:CA6150 車床主軸箱設計學生姓名 張斌專業(yè)班級 數控70201班目錄1、 概述2、 主運動的方案選擇與主運動的設計3、 確定齒輪齒數4、 選擇電動機5、 皮帶輪的設計計算6、 傳動裝置的運動和運動參數的計算7、 主軸調速系統(tǒng)的選擇計算8、 主軸剛度的校核一、概述主傳動系統(tǒng)是用來實現機床主運動的傳動系統(tǒng)，它應具有一定的轉速（速度）和一定的變速范圍，以便采用不同材料的刀具，加工不同的材料，不同尺寸，不同要求的工件，并能方便的實現運動的開停，變速，換向和制動等。數控機床主傳動系統(tǒng)主要包括電動機、傳動系統(tǒng)和主軸部件，它與普通機床的主傳動系統(tǒng)相比在結構上比較簡單，這是因為變速功能全部或大部分由主軸電動機的無級調速來承擔，剩去了復雜的齒輪變速機構，有些只有二級或三級齒輪變速系統(tǒng)用以擴大電動機無級調速的范圍。1.1數控機床主傳動系統(tǒng)的特點與普通機床比較，數控機床主傳動系統(tǒng)具有下列特點。4 轉速高、功率大。它能使數控機床進行大功率切削和高速切削，實現高效率加工。5 變速范圍寬。數控機床的主傳動系統(tǒng)有較寬的調速范圍，一般Ra>100，以保證加工時能選用合理的切削用量，從而獲得最佳的生產率、加工精度和表面質量。6 主軸變速迅速可靠，數控機床的變速是按照控制指令自動進行的，因此變速機構必須適應自動操作的要求。由于直流和交流主軸電動機的調速系統(tǒng)日趨完善，所以不僅能夠方便地實現寬范圍無級變速，而且減少了中間傳遞環(huán)節(jié)，提高了變速控制的可靠性。7 主軸組件的耐磨性高，使傳動系統(tǒng)具有良好的精度保持性。凡有機械摩擦的部位，如軸承、錐孔等都有足夠的硬度，軸承處還有良好的潤滑。1.2 主傳動系統(tǒng)的設計要求① 主軸具有一定的轉速和足夠的轉速范圍、轉速級數，能夠實現運動的開停、變速、換向和制動，以滿足機床的運動要求。② 主電機具有足夠的功率，全部機構和元件具有足夠的強度和剛度，以滿足機床的動力要求。③ 主傳動的有關結構，特別是主軸組件要有足夠高的精度、抗震性，熱變形和噪聲要小，傳動效率高，以滿足機床的工作性能要求。④ 操縱靈活可靠， 維修方便，潤滑密封良好，以滿足機床的使用要求。⑤ 結構簡單緊湊，工藝性好，成本低，以滿足經濟性要求。1.3 數控機床主傳動系統(tǒng)配置方式數控機床的調速是按照控制指令自動執(zhí)行的，因此變速機構必須適應自動操作的要求。在主傳動系統(tǒng)中，目前多采用交流主軸電動機和直流主軸電動機無級調速系統(tǒng)。為擴大調速范圍，適應低速大轉矩的要求，也經常應用齒輪有級調速和電動機無級調速相結合的調速方式。數控機床主傳動系統(tǒng)主要有四種配置方式，如圖3-1所示。⑴ 帶有變速齒輪的主傳動 大、中型數控機床采用這種變速方式。如圖3-1（a）所示，通過少數幾對齒輪降速，擴大輸出轉矩，一滿足主軸低速時對輸出轉矩特性的要求。數控機床在交流或直流電動機無級變速的基礎上配以齒輪變速，使之成為分段無級變速?；讫X輪的移位大都采用液壓缸加撥叉，或者直接由液壓缸帶動齒輪來實現。⑵ 通過帶傳動的主傳動 如圖3-1（b ）所示，這種傳動主要應用于轉速較高、變速范圍不大的機床。電動機本身的調速能夠滿足要求，不用齒輪變速，可以避免齒輪傳動引起的振動與噪聲。它適用于高速、低轉矩特性要求的主軸。常用的是V帶和同步齒形帶。⑶ 用兩個電動機分別驅動主軸 如圖3-1（c）所示，這是上述兩種方式的混合傳動，具有上述兩種性能。高速時電動機通過帶輪直接驅動主軸旋轉；低速時，另一個電動機通過兩級齒輪傳動驅動主軸旋轉，齒輪起到降速和擴大變速范圍的作用，這樣就使恒功率區(qū)增大，擴大了變速范圍，克服了低速時轉矩不夠且電動機功率不能充分利用的缺陷。⑷ 內裝電動機主軸傳動結構 如圖3-1（d ）所示，這種主傳動方式大大簡化了主軸箱體與主軸的結構，有效地提高了主軸部件的剛度，但主軸輸出轉矩小，電動機發(fā)熱對主軸影響較大。 1.4 主傳動系統(tǒng)結構設計機床主傳動系統(tǒng)的結構設計，是將傳動方案“結構化”，向生產 提供主傳動部件裝配圖，零件工作圖及零件明細表等。在機床初步設計中，考慮主軸變速箱機床上位置，其他部件的相互關系，只是概略給出形狀與尺寸要求，最終還需要根據箱內各元件的實際結構與布置才確定具體方案，在可能的情況下，設計應盡量減小主軸變速箱的軸向和徑向尺寸，以便節(jié)省材料，減輕質量，滿足使用要求。設計中應注意對于不同情況要區(qū)別對待，如某些立式機床和搖臂鉆床的主軸 圖 3-1 數 控 機 床 主 傳 動 的 四 種 配 置 方 式（ ） 兩 個 電 動 機 分 別 驅 動電 動 機電 動 機 （ ） 帶 傳 動 電 動 機（ ） 變 速 齒 輪電 動 機 （ ） 內 裝 電 動 機 主 軸 傳 動 機 構箱；要求較小的軸向尺寸而對徑向尺寸要求并不嚴格；但有的機床，如臥式銑鏜床、龍門銑床的主軸箱要沿立柱或橫梁導軌移動，為減少其顛覆力矩，要求縮小徑向尺寸。機床主傳動部件即主軸變速箱的結構設計主要內容包括：主軸組件設計，操縱機構設計，傳動軸組件設計，其他機構（如開停、制動及換向機構等）設計，潤滑與密封裝置設計，箱體及其他零件設計等。主軸變速箱部件裝配圖包括展開圖、橫向剖視圖、外觀圖及其他必要的局部視圖等。給制展開圖和橫向剖視圖時，要相互照應，交替進行，不應孤立割裂地設計，以免顧此失彼。給制出部件的主要結構裝配草圖之后，需要檢查各元件是否相碰或干涉，再根據動力計算的結果修改結構，然后細化、完善裝配草圖，并按制圖標準進行加深，最后進行尺寸、配合及零件標注等。二、主運動的方案選擇與主運動設計1、機床的工藝特性1.1 工藝范圍精車、半精車外圓、車螺紋、車端面1.2 刀具材料硬質合金、高速鋼1.3 加工工作材料 鋼、鑄鐵1.4 尺寸范圍0～500㎜2、確定主軸轉速2.1 最高轉速 nmax 采用硬質合車刀半精車小直徑鋼材的外圓時，主軸轉速最高。參考切削用量資料：Vmax =150～200 m/s K = 0.5 Rd =0.2～0.25dmax =K·D =0.5×400 =200㎜dmin =Rd ·dmax =0.2×200 =40㎜ nmax = minaxπd10V= 203.14? =1592.362.2最低轉速：①用高速鋼車刀，粗車鑄鐵材料的端面時，參考切削用量資料：Vmax =15～20 m/snmin = maxinπd10V= 203.14? =31.8②用高速鋼車刀，精車合金鋼材料的絲杠時，參考資料：直徑500㎜普通車床加工絲杠的最大直徑是50㎜， Vmin =1.5 米/分 nmin = maxinπd10V= 403.15?=11.9轉/分因此：取最低轉速nmin=11.9轉/ 分③轉速范圍 Rn= minax= 1.95236=133.8由于高速鋼車刀少用低速，且為了避免結構過于復雜，因此取轉速范圍Rn=1592.36/31.8=50④主運動結構圖三、確定齒輪齒數1、 根據分度圓直徑選齒數： d=mza 組： Za1 = 64 Za2 = 54Z = 343ab 組 : Zb1 = 95 Zb2 = 30 2、 齒輪的各參數a 組：模數 m = 4壓力角 α=20°齒距 P = πm =12.56齒厚 s = πm/2 = 6.28齒槽寬 e =πm/2 = 6.28頂隙 c = c m =1.2*齒頂高 h = h m = 4a齒根高 h = (h + c )m = 5.2fa*全齒高 h = h + h =(2h + c )m = 9.2fa*中心距 a1 = (d1+d2)/2 = 240a2 = (d1+d3)/2 = 178b 組 : 模數 m = 3.5壓力角 α=20°齒距 P = πm =12.56齒厚 s = πm/2 = 6.28齒槽寬 e =πm/2 = 6.28頂隙 c = c m =1.2*齒頂高 h = h m = 4a齒根高 h = (h + c )m = 5.2fa* 全齒高 h = h + h =(2h + c )m = 9.2afa*中心距 a = (d4+d5)/2 = 240四、選擇電動機1、 電動機功率N 電=7.5kw 轉速 n 電=1450 轉 /分2、 電機型號J02—51—4 電機軸徑=38㎜五、皮帶輪的設計計算：設一天運轉時間=8～10 小時（按小帶輪計算）1、 計算功率 Pc = KA·P = 1.2×7.5 = 9kw2、 選膠帶型別為：B 型3、 選小帶輪直徑 d1=140㎜(實心輪)大帶輪直徑 d2=280㎜(四孔板輪)4、 帶速：V= = =10.6 米/ 秒 106nπd?106453.?（B 型：Vmax=25 米/秒）5、 實際傳動比：i= 取 ε=005??12dε?i= =4120°30648?10、 單根膠帶傳遞的功率：P0=2.03kw11、 單根膠帶傳遞功率的增量：ΔP0=kb·n1·(1- )ik1=1.99×10 ×1450×(1- )3?1=2.812、 膠帶根數：由于需要傳遞的功率 N=7kw， 因此需膠帶 4 根13、 單根膠帶初拉力： F0=18 公斤14、 有效圓周力： Ft= = =91.8 公斤v102pc9?15、 作用在軸上的力：F=2F0·Z·sin =2×18×4×sin2α1 215.=134 公斤16、 帶輪寬：B=（Z-1）e+2f=(4-1)×20+2×12.5=85㎜六、 傳動裝置的運動和運動參數計算：1、傳動比：i= 1.192、傳動裝置的運動參數：Ⅰ軸（電動機軸）：P =Pd=7.5 kw0n =1450r/min T =9550× =9550× =49.4 N·m00n1450.7Ⅱ軸（主軸）：P = P η =7.5×0.96=7.2 kw101n = = = 1218 r/mini9.45T =9550× =9550× =56.45 N·m1n218.7Ⅲ軸（編碼器）：P = P η =7.2×0.99×0.97=6.9 kw212n = = = 766 r/mini59.8T =9550× =9550× =86.02 N·m22n769.七、 主軸調速系統(tǒng)的選擇計算1、 對調速系統(tǒng)的基本考慮:a.由于調速范圍廣，且要求有較硬的機械特性。所以，以選用矢量控制方式為宜。對于普通車床來說，由于對動態(tài)響應要求不高，用“無反饋矢量控制”方式已經足夠。b.因為調速范圍廣，且高速與低速段機械特性的特點不一樣，故工作頻率范圍應不限于額定頻率以下。c.電動機的容量一般應比原拖動系統(tǒng)的電動機容量為大。d.在低速段，可能出現較大的沖擊過載，容易引起變頻器的跳閘。所以，變頻器的容量以比電動機的容量大一檔為好。2、 一檔傳動比，且 方案nxf?基本工作情況a. 電動機和主軸之間的傳動比只有一檔,傳動比lMn/??b. 變頻器的最大輸出頻率 等于電動機的額定頻率 。從而，maxf MNf電動機的最高轉速 等于其額定轉速 ，它折算到負載軸上的值maxMnMNn應大于負載要求的最大轉速 :maxMn? maxL=maxMn?N?maxLn?c. 電動機額定轉矩的折算值(折算到負載軸上的轉矩) ； maxLTmaxLMNT??綜上所述，電動機的有效轉矩線如圖 3.2 的曲線 2 所示， 曲線 1 是車床的機械特性曲線。為了便于比較，圖中，電動機的轉矩和轉速均為折算到負載軸上的值。電動機的容量在圖 3.2 中，負載所需功率950/maxinLLTP?/aa?950/maxLnT?其大小與面積 成正比。而電動機的容量則與面積 成正比，OADB HGAO?其大小為：MNnTp??1950/maxL?P??可見,采用了變頻調速后,電動機的容量需增大 倍以上。 L?圖 3.23、 電動機的工作頻率范圍a. 最高頻率 。Nf?maxb. 最底頻率因為只有一檔轉速，故頻率調節(jié)范圍 為：f?LLf nf?????miaxmax//當 時, ；40L ZH25.140/in?當 時， 。1?zf37./mi?異步電動機在這樣低的頻率下連續(xù)工作，如不用負載反饋，是比較困難的。4、 一檔傳動比，且 方案Nf?max基本工作情況a. 電動機和主軸之間的傳動比仍只有一檔，但變頻器的最高輸出頻率允許超過額定頻率 。但一般不宜超過額定頻率的 1.5 倍(即：maxf Nf).NNff5.1ax?設最大調頻比nffk/maxa?則:電動機的最高轉速 也約為額定轉速 的 倍：aM? MNn?maxfk MNfMnkn???maxaxb. 電動機的額定轉速maxmaxa//knknLfMN????電動機有效轉矩線圈如圖中的曲線 2 所示。曲線 1 為車床的機械特性曲線。電動機的容量如圖，電動機的容量與面積 成正比，其大小GHAO?為950/2MNnTP????5/maxmaxfLk?a1/fM?可見,頻率范圍擴大之后,電動機的容量可 以比 減小 倍,但與1MPmaxfk負載功率相比,仍需增大很多。5、 電動機的工作頻率范圍設：最高頻率為 ，則最低頻率為ZNHff75.1max?當 時， ；40?L?f8.40/in當 時， 。1Zf5.1/7mi?6、兩檔傳動比，且 方案Nf?ax基本工作情況 將電動機和主軸之間的傳動比分成兩檔( 和 )，使變頻器的輸H?L出頻率 、電動機的轉速 與負載轉速 之間的對應關系見表 4-1Xf MnLn表 4-1 頻率、電動機與負載轉速之間的對應關系工作頻率 電動機的轉速 低檔傳動比 負載轉速 高檔傳動比 負載轉速minfminML?minLH?Lmidnaxax id ax圖 3.3表中， 是兩檔轉速分界點的 “中間速”。在抵擋時，傳動比為 ，Lmidn L?當 從X?到 （ 到 ）時， 從 到 ；在高檔時，傳動比為minfaxfminMaxLnminLid，當 從 到 ( 從 到 )時, 從 到 。H?XfiafMinMaxmidinL忽略電動機轉差率的變化的因素，則有：fLmidfn???minaxi//fidfiaax//2mina/fLL??作為兩檔中間的分界轉速（中間速）fLmidn/ax?所以,電動機工作頻率的范圍Lfa? 可見,采用兩檔傳動比后,在負載的速度范圍不變的情況下,工作頻率的調節(jié)范圍大大的縮小了。采用兩檔傳動比后，在全頻率范圍內的有效轉矩線如圖 3.3 中之曲線 2 所示，曲線 1 為車床的機械特性曲線?？梢钥闯鰞烧咭呀浭纸咏?。7 、動機的容量 電動機的容量與面積成 正比,如圖 3 所示。其大小為： GHOA?9503MNnTP????/maxmaxfLidk?950/axaxfLidnT??max1fMkP?可見,采用兩檔傳動比后,電動機容量可比 減小 倍。1MPmaxfk?電動機的工作頻率范圍設：最高頻率為 ，則最低頻率為ZnHff75.1max?當 時 40?L?f86.40in當 時 1L Zf34.175min?可見,最低工作頻率增大了很多,使變頻調速系統(tǒng)在最低速時的工作穩(wěn)定性大大改善了.8、 調速系統(tǒng)的選擇經上述分析，主軸拖動系統(tǒng)在不更換電動機的條件下，要實現主軸轉速的無級調速，可以采用機械多檔變速傳動，與變頻器調速相結合的方法。原拖動與系統(tǒng)概況。電動機的主要數據電動機額定功率：7.5KW電動機額定轉速：1450rpm主軸轉速范圍：10—2000r/min計算數據a. 調速范圍 201minax??L?b. 負載轉矩1.恒轉矩區(qū)的最大轉速 min/5042maxrnLD??2.恒轉矩區(qū)的轉矩200050035.8 143.25n/(r/min)T/(N/m) mNnPTLD????25.1430.79503.恒功率區(qū)的最小轉矩 MnPTLP ????8.3520.795max3.3.9 普通籠型異步電動機變頻調速運行時的性能分析普通籠型異步電動機是按工頻電源條件下運行所設計制造的，用變頻器對其進行調速時，因變頻器輸出波形中含有諧波的影響，電動機功率因數、效率均有下降，電流與線圈溫升將有所增高，電機在額定頻率以下連續(xù)進行時，影響其帶負載能力的主要因素是溫升，在額定頻率以上連續(xù)運行時，電機允許最高頻率受軸承的極限轉速、旋轉件的強度限制，因此初步選定電機的變頻范圍在 10Hz～75Hz 之間。最大頻率調節(jié)比 5.7?fk320fLf kk???因此在不變換主軸電機的條件下，主軸拖動系統(tǒng)需采用機械三檔以上變速傳動比在機械結構上，三檔與四檔變速傳動的方案相似，而采用四檔變速對電機的調速更為合適，因此決定利用機械四檔變速傳動方案。 76.3204??Lf?確定傳動比拖動系統(tǒng)機械四檔變速分配傳動比檔次低 29?L?中 4?M?高 34.1?H?最高 8.0?ZH?電機工作區(qū)恒轉矩 恒功率恒轉矩恒功率 恒轉矩 恒功率 恒轉矩恒功率主軸轉速r/min10 505072.5723603605405401080108016201620180018002160電機頻率Hz 105050751050507522.5 50507545505055電機轉r/min290145014502175290145014502175725 14501450 21751305145014501595低速傳動比 取295014?L?29L?中速傳動比取28.43601M0.4?M高速傳動比取4.1085?H?34.1H?最高速傳動比取6.1805ZH8.0?ZH電機負荷性能核算恒轉矩區(qū)折算至負載軸的轉矩 ???MNT恒功率區(qū)折算至負載軸的轉矩 4.1fMNPk?、 、 、 調整后。拖動系統(tǒng)機械四檔調速分配及帶負載核算L?HZ?如下表：傳動比檔次低 中 高 最高電機工作區(qū)恒轉矩恒功率恒轉矩恒功率 恒轉矩 恒功率恒轉矩恒功率主軸轉速r/min10505072.5723603605405401080108016201620180018002160電機頻率Hz105050751050507522.550507545505055電機轉速r/min2901450145021752901450145021757251450145021751305145014501595電機調頻比0.2111.50.2111.50.5111.50.9111.1折算轉矩N·M1432.51432.5955198198132666644393936核算結果表明：在不變換主軸電機的條件下，主軸拖動系統(tǒng)采用機械四檔變速傳動比的方案滿足要求。注：八、主軸鋼度的校核1、 計算切削力和驅動力① 切削力的計算（Pz）a、切削功率：N 切=NⅣ· =6.3×0.98 =6.05kw2件η2 b、切削轉矩：M=9550× =9550× =638.7N·Mj件nN906.5c、切削力：Pz= 取 =130件d2M件Pz= =9.8×10 N3-1068.7?3 d、Py=0.4Pz=0.4×9.8×10 =3.92×10 N3 3 Px=0.25Pz=0.25×9.8×10 =2.45×10 N3 3 狀態(tài)輸入低檔（K10） 中檔（K11） 高檔（K12）最高檔（K10、K12）SQ15 1 0 0 1SQ16 0 1 0 0SQ17 0 0 1 1② 驅動力的計算（Qr）a、 齒輪的傳遞功率 N 齒= NⅣ·η 齒=6.57×0.98=6.44kwb、 齒輪的傳遞轉距M=9550× =9550× =173.3N·mj件n356.4c、 驅動力 QT= = =4304.2Nd2M-10.7.?Qr= QT·tgα=4304.2×tg20°=1566.6N③ 切削力 Pz 與驅動力 QT 的位置關系，由機床個軸位置布置關系可知：β=20°Qz=QTcosβ+Qrsinβ=4304.2×cos20°+1566.6×sin20°=4580.4NQy=QTsinβ-Qrcosβ=4304.2×sin20°-1566.6×cos20°=0 2、 主軸的受力分析① Z 方向三軸承支撐可簡化為如圖所示靜不定系統(tǒng)式中： 卡盤長 L 卡=150㎜工件長 LⅠ=160㎜ a=100㎜ b=65㎜ c=456㎜L1=285㎜ L2=236㎜ L=521㎜ Mz=Pz(L 卡+ LⅠ)=9800×(150+160)=3.038×10 N·㎜6 E=2.1×105 I= （D 平 -d ）=3870571.264π4 4 a、 在 Pz 作用下，B 處的撓度：（yB） Pz= l1z6EI)2(ap??b、 在 Mz 作用下，B 處的撓度：（rB）MZ= l1Z6EI)2(M??c、 在 QZ 作用下， B 處的撓度：（YB ）QZ=- l1Z6EI) 2b-(lQ?所以 YB= + -l1zI)ap?? l1ZI(M?? l1Z6EI) 2b-(lQ?d、 在（RB）Z 作用 B 處的撓度：（Y′B）= l21B3EIL)Z(R?由于 B 處軸承是剛性支承所以 YB= Y′B+ -l1z6EI)2(ap?? l1Z6EI)2(M?? l1Z6EI) 2b-(lQ?= l21B3IL)R?由上式可求出（RB）Z（RB ）Z= 2l )2bl(Q)()l(lap11ZZ1z ??????=22330N② r 方向：三軸承支承可簡化為如圖所示靜不定系統(tǒng)：（RB ）y= 2l )2bl( Q)(l)Ma(p11yxy ???????式中：My=Py·(L 卡+ LⅠ)=1215200N·㎜Mx=Px· =147000N·㎜DΙ件Qy=0（RB）y=10510.5N3、 主軸撓度計算：① Z 方向Y=- - + +3ELa)(l2PZ??63)(lMZ?6EIL)la(lZ(R121B??6EILc)(lbQZ??=- [9800×100×(521+100)87051..1?+ - -2)(0?5218)(380??52146)(40.??=-0.06② Y 方向Y=- - - +3ELa)(l2Py??6L3a))(2lMxy?6EILc)(lbQy??6EIL)la(lyR121B??=- [3920×100×(521+100) 87051..1?+ - ]20)3(4)(25???5218)(381.??=-0.025③ 計算總撓度：Y= = =0.0652Yyz0..6[Y]=0.002l=0.002×521=0.104計算結果：Y〈[Y] 主軸撓度合格4、 軸承處轉角的校核① Z 方向：Qz= + -6EIL)l(l)Z(R121B??6ILc)(lbQZ??3EalPZ???其中：a′=a+ l 卡+ lⅠ=100+150+160=410㎜Qz=-0.00033② Y 方向：Qy= - - ;( Qy=0)6EIL)l(l)y(R121B??3alPy???6EILc)(lbQy??=-0.00012③ 計算總轉角Q= =0.00035〈0.001rad2Qyz?因此機床主軸的剛度是合適的 畢業(yè)設計開 題 報 告 書題 目姓 名 張斌 學 號專 業(yè) 數控技術指導教師 錢小平 職 稱2007 年 11 月課題來源對數控機床傳動系統(tǒng)的觀察，及自己的興趣愛好，對數控車傳動系統(tǒng)產生了濃厚的興趣?，F在決定以此為課題，進行 CA6150 主軸傳動系統(tǒng)系統(tǒng)的設計?？茖W依據（包括課題的科學意義；國內外研究概況、水平和發(fā)展趨勢；應用前景等） MPS 模塊化生產系統(tǒng)具有較好的柔性，即每站各有一套 PLC 控制系統(tǒng)獨立控制，且結構簡單，功能明確，模擬性強，操作簡便；安裝與調整方便，制造與檢測容易。研究內容目前要解決如下問題：電動機功率的確定、滑道角度的確定、氣缸型號的選擇機器及材料的確定?，F基本以機械設計為主，其它為輔。擬采取的研究方法、技術路線、實驗方案及可行性分析（1） 設計滿足本站功能要求的自動機械裝置，包括氣動回路；（2） 根據需要選擇（或設計）原動機、傳動機構、執(zhí)行元件；（3） 繪制本站全套機械工程圖（裝配圖和零件圖）一份；（4） 撰寫設計計算說明書一份。研究計劃及預期成果MPS 是模擬生產系統(tǒng)（Model Produce System）的英文縮寫，用于模擬一個典型的順序控制系統(tǒng)。模塊化 MPS 是用于自動化專業(yè)高級維修電工進行 PLC 編程與操作以及 PLC 聯網控制技能訓練的教學設備。整個模塊化 MPS 是由上料檢測站、搬運站、加工站、安裝站、安裝搬運站、分類站六個部分組成的。故每一站除了要求能單獨完成本站的一個動作過程（功能要求）外，還要考慮能將各站按一定順序聯接在一起，組成一個模塊化生產系統(tǒng)。特色或創(chuàng)新之處這兩個系統(tǒng)的設計特點是模塊化，結構簡單，模擬性強，操作簡便。每一站就是一個模塊，各自有一套獨立的功能。兩模塊之間又能相互聯系，構成一個的“系統(tǒng)工程”。是一臺較理想的理論知識和技能訓練相結合的教學設備，非常適合高等職業(yè)技術學校進行模塊化教學。已具備的條件和尚需解決的問題在本次 MPS 上料檢測站和搬運站機械設計中，主要解決的問題是材料的選擇以及汽缸的選擇；其次是對傳感器的選擇。由于學校在自動化設計方面的資料比較多，以及在網上找到的資料。故本次設計的資料比較齊全。指導教師意見指導教師簽名：年 月 日教研室（學科組、研究所）意見教研室主任簽名：年 月 日院系意見主管領導簽名：年 月 日畢業(yè)設計（論文）任務書指導老師 錢小平課題名稱:CA6150 車床主軸箱設計學生姓名 張斌專業(yè)班級 數控70201班目錄1、 概述2、 主運動的方案選擇與主運動的設計3、 確定齒輪齒數4、 選擇電動機5、 皮帶輪的設計計算6、 傳動裝置的運動和運動參數的計算7、 主軸調速系統(tǒng)的選擇計算8、 主軸剛度的校核一、概述主傳動系統(tǒng)是用來實現機床主運動的傳動系統(tǒng)，它應具有一定的轉速（速度）和一定的變速范圍，以便采用不同材料的刀具，加工不同的材料，不同尺寸，不同要求的工件，并能方便的實現運動的開停，變速，換向和制動等。數控機床主傳動系統(tǒng)主要包括電動機、傳動系統(tǒng)和主軸部件，它與普通機床的主傳動系統(tǒng)相比在結構上比較簡單，這是因為變速功能全部或大部分由主軸電動機的無級調速來承擔，剩去了復雜的齒輪變速機構，有些只有二級或三級齒輪變速系統(tǒng)用以擴大電動機無級調速的范圍。1.1數控機床主傳動系統(tǒng)的特點與普通機床比較，數控機床主傳動系統(tǒng)具有下列特點。4 轉速高、功率大。它能使數控機床進行大功率切削和高速切削，實現高效率加工。5 變速范圍寬。數控機床的主傳動系統(tǒng)有較寬的調速范圍，一般Ra>100，以保證加工時能選用合理的切削用量，從而獲得最佳的生產率、加工精度和表面質量。6 主軸變速迅速可靠，數控機床的變速是按照控制指令自動進行的，因此變速機構必須適應自動操作的要求。由于直流和交流主軸電動機的調速系統(tǒng)日趨完善，所以不僅能夠方便地實現寬范圍無級變速，而且減少了中間傳遞環(huán)節(jié)，提高了變速控制的可靠性。7 主軸組件的耐磨性高，使傳動系統(tǒng)具有良好的精度保持性。凡有機械摩擦的部位，如軸承、錐孔等都有足夠的硬度，軸承處還有良好的潤滑。1.2 主傳動系統(tǒng)的設計要求① 主軸具有一定的轉速和足夠的轉速范圍、轉速級數，能夠實現運動的開停、變速、換向和制動，以滿足機床的運動要求。② 主電機具有足夠的功率，全部機構和元件具有足夠的強度和剛度，以滿足機床的動力要求。③ 主傳動的有關結構，特別是主軸組件要有足夠高的精度、抗震性，熱變形和噪聲要小，傳動效率高，以滿足機床的工作性能要求。④ 操縱靈活可靠， 維修方便，潤滑密封良好，以滿足機床的使用要求。⑤ 結構簡單緊湊，工藝性好，成本低，以滿足經濟性要求。1.3 數控機床主傳動系統(tǒng)配置方式數控機床的調速是按照控制指令自動執(zhí)行的，因此變速機構必須適應自動操作的要求。在主傳動系統(tǒng)中，目前多采用交流主軸電動機和直流主軸電動機無級調速系統(tǒng)。為擴大調速范圍，適應低速大轉矩的要求，也經常應用齒輪有級調速和電動機無級調速相結合的調速方式。數控機床主傳動系統(tǒng)主要有四種配置方式，如圖3-1所示。⑴ 帶有變速齒輪的主傳動 大、中型數控機床采用這種變速方式。如圖3-1（a）所示，通過少數幾對齒輪降速，擴大輸出轉矩，一滿足主軸低速時對輸出轉矩特性的要求。數控機床在交流或直流電動機無級變速的基礎上配以齒輪變速，使之成為分段無級變速。滑移齒輪的移位大都采用液壓缸加撥叉，或者直接由液壓缸帶動齒輪來實現。⑵ 通過帶傳動的主傳動 如圖3-1（b ）所示，這種傳動主要應用于轉速較高、變速范圍不大的機床。電動機本身的調速能夠滿足要求，不用齒輪變速，可以避免齒輪傳動引起的振動與噪聲。它適用于高速、低轉矩特性要求的主軸。常用的是V帶和同步齒形帶。⑶ 用兩個電動機分別驅動主軸 如圖3-1（c）所示，這是上述兩種方式的混合傳動，具有上述兩種性能。高速時電動機通過帶輪直接驅動主軸旋轉；低速時，另一個電動機通過兩級齒輪傳動驅動主軸旋轉，齒輪起到降速和擴大變速范圍的作用，這樣就使恒功率區(qū)增大，擴大了變速范圍，克服了低速時轉矩不夠且電動機功率不能充分利用的缺陷。⑷ 內裝電動機主軸傳動結構 如圖3-1（d ）所示，這種主傳動方式大大簡化了主軸箱體與主軸的結構，有效地提高了主軸部件的剛度，但主軸輸出轉矩小，電動機發(fā)熱對主軸影響較大。 1.4 主傳動系統(tǒng)結構設計機床主傳動系統(tǒng)的結構設計，是將傳動方案“結構化”，向生產 提供主傳動部件裝配圖，零件工作圖及零件明細表等。在機床初步設計中，考慮主軸變速箱機床上位置，其他部件的相互關系，只是概略給出形狀與尺寸要求，最終還需要根據箱內各元件的實際結構與布置才確定具體方案，在可能的情況下，設計應盡量減小主軸變速箱的軸向和徑向尺寸，以便節(jié)省材料，減輕質量，滿足使用要求。設計中應注意對于不同情況要區(qū)別對待，如某些立式機床和搖臂鉆床的主軸 圖 3-1 數 控 機 床 主 傳 動 的 四 種 配 置 方 式（ ） 兩 個 電 動 機 分 別 驅 動電 動 機電 動 機 （ ） 帶 傳 動 電 動 機（ ） 變 速 齒 輪電 動 機 （ ） 內 裝 電 動 機 主 軸 傳 動 機 構箱；要求較小的軸向尺寸而對徑向尺寸要求并不嚴格；但有的機床，如臥式銑鏜床、龍門銑床的主軸箱要沿立柱或橫梁導軌移動，為減少其顛覆力矩，要求縮小徑向尺寸。機床主傳動部件即主軸變速箱的結構設計主要內容包括：主軸組件設計，操縱機構設計，傳動軸組件設計，其他機構（如開停、制動及換向機構等）設計，潤滑與密封裝置設計，箱體及其他零件設計等。主軸變速箱部件裝配圖包括展開圖、橫向剖視圖、外觀圖及其他必要的局部視圖等。給制展開圖和橫向剖視圖時，要相互照應，交替進行，不應孤立割裂地設計，以免顧此失彼。給制出部件的主要結構裝配草圖之后，需要檢查各元件是否相碰或干涉，再根據動力計算的結果修改結構，然后細化、完善裝配草圖，并按制圖標準進行加深，最后進行尺寸、配合及零件標注等。二、主運動的方案選擇與主運動設計1、機床的工藝特性1.1 工藝范圍精車、半精車外圓、車螺紋、車端面1.2 刀具材料硬質合金、高速鋼1.3 加工工作材料 鋼、鑄鐵1.4 尺寸范圍0～500㎜2、確定主軸轉速2.1 最高轉速 nmax 采用硬質合車刀半精車小直徑鋼材的外圓時，主軸轉速最高。參考切削用量資料：Vmax =150～200 m/s K = 0.5 Rd =0.2～0.25dmax =K·D =0.5×400 =200㎜dmin =Rd ·dmax =0.2×200 =40㎜ nmax = minaxπd10V= 203.14? =1592.362.2最低轉速：①用高速鋼車刀，粗車鑄鐵材料的端面時，參考切削用量資料：Vmax =15～20 m/snmin = maxinπd10V= 203.14? =31.8②用高速鋼車刀，精車合金鋼材料的絲杠時，參考資料：直徑500㎜普通車床加工絲杠的最大直徑是50㎜， Vmin =1.5 米/分 nmin = maxinπd10V= 403.15?=11.9轉/分因此：取最低轉速nmin=11.9轉/ 分③轉速范圍 Rn= minax= 1.95236=133.8由于高速鋼車刀少用低速，且為了避免結構過于復雜，因此取轉速范圍Rn=1592.36/31.8=50④主運動結構圖三、確定齒輪齒數1、 根據分度圓直徑選齒數： d=mza 組： Za1 = 64 Za2 = 54Z = 343ab 組 : Zb1 = 95 Zb2 = 30 2、 齒輪的各參數a 組：模數 m = 4壓力角 α=20°齒距 P = πm =12.56齒厚 s = πm/2 = 6.28齒槽寬 e =πm/2 = 6.28頂隙 c = c m =1.2*齒頂高 h = h m = 4a齒根高 h = (h + c )m = 5.2fa*全齒高 h = h + h =(2h + c )m = 9.2fa*中心距 a1 = (d1+d2)/2 = 240a2 = (d1+d3)/2 = 178b 組 : 模數 m = 3.5壓力角 α=20°齒距 P = πm =12.56齒厚 s = πm/2 = 6.28齒槽寬 e =πm/2 = 6.28頂隙 c = c m =1.2*齒頂高 h = h m = 4a齒根高 h = (h + c )m = 5.2fa* 全齒高 h = h + h =(2h + c )m = 9.2afa*中心距 a = (d4+d5)/2 = 240四、選擇電動機1、 電動機功率N 電=7.5kw 轉速 n 電=1450 轉 /分2、 電機型號J02—51—4 電機軸徑=38㎜五、皮帶輪的設計計算：設一天運轉時間=8～10 小時（按小帶輪計算）1、 計算功率 Pc = KA·P = 1.2×7.5 = 9kw2、 選膠帶型別為：B 型3、 選小帶輪直徑 d1=140㎜(實心輪)大帶輪直徑 d2=280㎜(四孔板輪)4、 帶速：V= = =10.6 米/ 秒 106nπd?106453.?（B 型：Vmax=25 米/秒）5、 實際傳動比：i= 取 ε=005??12dε?i= =4120°30648?10、 單根膠帶傳遞的功率：P0=2.03kw11、 單根膠帶傳遞功率的增量：ΔP0=kb·n1·(1- )ik1=1.99×10 ×1450×(1- )3?1=2.812、 膠帶根數：由于需要傳遞的功率 N=7kw， 因此需膠帶 4 根13、 單根膠帶初拉力： F0=18 公斤14、 有效圓周力： Ft= = =91.8 公斤v102pc9?15、 作用在軸上的力：F=2F0·Z·sin =2×18×4×sin2α1 215.=134 公斤16、 帶輪寬：B=（Z-1）e+2f=(4-1)×20+2×12.5=85㎜六、 傳動裝置的運動和運動參數計算：1、傳動比：i= 1.192、傳動裝置的運動參數：Ⅰ軸（電動機軸）：P =Pd=7.5 kw0n =1450r/min T =9550× =9550× =49.4 N·m00n1450.7Ⅱ軸（主軸）：P = P η =7.5×0.96=7.2 kw101n = = = 1218 r/mini9.45T =9550× =9550× =56.45 N·m1n218.7Ⅲ軸（編碼器）：P = P η =7.2×0.99×0.97=6.9 kw212n = = = 766 r/mini59.8T =9550× =9550× =86.02 N·m22n769.七、 主軸調速系統(tǒng)的選擇計算1、 對調速系統(tǒng)的基本考慮:a.由于調速范圍廣，且要求有較硬的機械特性。所以，以選用矢量控制方式為宜。對于普通車床來說，由于對動態(tài)響應要求不高，用“無反饋矢量控制”方式已經足夠。b.因為調速范圍廣，且高速與低速段機械特性的特點不一樣，故工作頻率范圍應不限于額定頻率以下。c.電動機的容量一般應比原拖動系統(tǒng)的電動機容量為大。d.在低速段，可能出現較大的沖擊過載，容易引起變頻器的跳閘。所以，變頻器的容量以比電動機的容量大一檔為好。2、 一檔傳動比，且 方案nxf?基本工作情況a. 電動機和主軸之間的傳動比只有一檔,傳動比lMn/??b. 變頻器的最大輸出頻率 等于電動機的額定頻率 。從而，maxf MNf電動機的最高轉速 等于其額定轉速 ，它折算到負載軸上的值maxMnMNn應大于負載要求的最大轉速 :maxMn? maxL=maxMn?N?maxLn?c. 電動機額定轉矩的折算值(折算到負載軸上的轉矩) ； maxLTmaxLMNT??綜上所述，電動機的有效轉矩線如圖 3.2 的曲線 2 所示， 曲線 1 是車床的機械特性曲線。為了便于比較，圖中，電動機的轉矩和轉速均為折算到負載軸上的值。電動機的容量在圖 3.2 中，負載所需功率950/maxinLLTP?/aa?950/maxLnT?其大小與面積 成正比。而電動機的容量則與面積 成正比，OADB HGAO?其大小為：MNnTp??1950/maxL?P??可見,采用了變頻調速后,電動機的容量需增大 倍以上。 L?圖 3.23、 電動機的工作頻率范圍a. 最高頻率 。Nf?maxb. 最底頻率因為只有一檔轉速，故頻率調節(jié)范圍 為：f?LLf nf?????miaxmax//當 時, ；40L ZH25.140/in?當 時， 。1?zf37./mi?異步電動機在這樣低的頻率下連續(xù)工作，如不用負載反饋，是比較困難的。4、 一檔傳動比，且 方案Nf?max基本工作情況a. 電動機和主軸之間的傳動比仍只有一檔，但變頻器的最高輸出頻率允許超過額定頻率 。但一般不宜超過額定頻率的 1.5 倍(即：maxf Nf).NNff5.1ax?設最大調頻比nffk/maxa?則:電動機的最高轉速 也約為額定轉速 的 倍：aM? MNn?maxfk MNfMnkn???maxaxb. 電動機的額定轉速maxmaxa//knknLfMN????電動機有效轉矩線圈如圖中的曲線 2 所示。曲線 1 為車床的機械特性曲線。電動機的容量如圖，電動機的容量與面積 成正比，其大小GHAO?為950/2MNnTP????5/maxmaxfLk?a1/fM?可見,頻率范圍擴大之后,電動機的容量可 以比 減小 倍,但與1MPmaxfk負載功率相比,仍需增大很多。5、 電動機的工作頻率范圍設：最高頻率為 ，則最低頻率為ZNHff75.1max?當 時， ；40?L?f8.40/in當 時， 。1Zf5.1/7mi?6、兩檔傳動比，且 方案Nf?ax基本工作情況 將電動機和主軸之間的傳動比分成兩檔( 和 )，使變頻器的輸H?L出頻率 、電動機的轉速 與負載轉速 之間的對應關系見表 4-1Xf MnLn表 4-1 頻率、電動機與負載轉速之間的對應關系工作頻率 電動機的轉速 低檔傳動比 負載轉速 高檔傳動比 負載轉速minfminML?minLH?Lmidnaxax id ax圖 3.3表中， 是兩檔轉速分界點的 “中間速”。在抵擋時，傳動比為 ，Lmidn L?當 從X?到 （ 到 ）時， 從 到 ；在高檔時，傳動比為minfaxfminMaxLnminLid，當 從 到 ( 從 到 )時, 從 到 。H?XfiafMinMaxmidinL忽略電動機轉差率的變化的因素，則有：fLmidfn???minaxi//fidfiaax//2mina/fLL??作為兩檔中間的分界轉速（中間速）fLmidn/ax?所以,電動機工作頻率的范圍Lfa? 可見,采用兩檔傳動比后,在負載的速度范圍不變的情況下,工作頻率的調節(jié)范圍大大的縮小了。采用兩檔傳動比后，在全頻率范圍內的有效轉矩線如圖 3.3 中之曲線 2 所示，曲線 1 為車床的機械特性曲線?？梢钥闯鰞烧咭呀浭纸咏?。7 、動機的容量 電動機的容量與面積成 正比,如圖 3 所示。其大小為： GHOA?9503MNnTP????/maxmaxfLidk?950/axaxfLidnT??max1fMkP?可見,采用兩檔傳動比后,電動機容量可比 減小 倍。1MPmaxfk?電動機的工作頻率范圍設：最高頻率為 ，則最低頻率為ZnHff75.1max?當 時 40?L?f86.40in當 時 1L Zf34.175min?可見,最低工作頻率增大了很多,使變頻調速系統(tǒng)在最低速時的工作穩(wěn)定性大大改善了.8、 調速系統(tǒng)的選擇經上述分析，主軸拖動系統(tǒng)在不更換電動機的條件下，要實現主軸轉速的無級調速，可以采用機械多檔變速傳動，與變頻器調速相結合的方法。原拖動與系統(tǒng)概況。電動機的主要數據電動機額定功率：7.5KW電動機額定轉速：1450rpm主軸轉速范圍：10—2000r/min計算數據a. 調速范圍 201minax??L?b. 負載轉矩1.恒轉矩區(qū)的最大轉速 min/5042maxrnLD??2.恒轉矩區(qū)的轉矩200050035.8 143.25n/(r/min)T/(N/m) mNnPTLD????25.1430.79503.恒功率區(qū)的最小轉矩 MnPTLP ????8.3520.795max3.3.9 普通籠型異步電動機變頻調速運行時的性能分析普通籠型異步電動機是按工頻電源條件下運行所設計制造的，用變頻器對其進行調速時，因變頻器輸出波形中含有諧波的影響，電動機功率因數、效率均有下降，電流與線圈溫升將有所增高，電機在額定頻率以下連續(xù)進行時，影響其帶負載能力的主要因素是溫升，在額定頻率以上連續(xù)運行時，電機允許最高頻率受軸承的極限轉速、旋轉件的強度限制，因此初步選定電機的變頻范圍在 10Hz～75Hz 之間。最大頻率調節(jié)比 5.7?fk320fLf kk???因此在不變換主軸電機的條件下，主軸拖動系統(tǒng)需采用機械三檔以上變速傳動比在機械結構上，三檔與四檔變速傳動的方案相似，而采用四檔變速對電機的調速更為合適，因此決定利用機械四檔變速傳動方案。 76.3204??Lf?確定傳動比拖動系統(tǒng)機械四檔變速分配傳動比檔次低 29?L?中 4?M?高 34.1?H?最高 8.0?ZH?電機工作區(qū)恒轉矩 恒功率恒轉矩恒功率 恒轉矩 恒功率 恒轉矩恒功率主軸轉速r/min10 505072.5723603605405401080108016201620180018002160電機頻率Hz 105050751050507522.5 50507545505055電機轉r/min290145014502175290145014502175725 14501450 21751305145014501595低速傳動比 取295014?L?29L?中速傳動比取28.43601M0.4?M高速傳動比取4.1085?H?34.1H?最高速傳動比取6.1805ZH8.0?ZH電機負荷性能核算恒轉矩區(qū)折算至負載軸的轉矩 ???MNT恒功率區(qū)折算至負載軸的轉矩 4.1fMNPk?、 、 、 調整后。拖動系統(tǒng)機械四檔調速分配及帶負載核算L?HZ?如下表：傳動比檔次低 中 高 最高電機工作區(qū)恒轉矩恒功率恒轉矩恒功率 恒轉矩 恒功率恒轉矩恒功率主軸轉速r/min10505072.5723603605405401080108016201620180018002160電機頻率Hz105050751050507522.550507545505055電機轉速r/min2901450145021752901450145021757251450145021751305145014501595電機調頻比0.2111.50.2111.50.5111.50.9111.1折算轉矩N·M1432.51432.5955198198132666644393936核算結果表明：在不變換主軸電機的條件下，主軸拖動系統(tǒng)采用機械四檔變速傳動比的方案滿足要求。注：八、主軸鋼度的校核1、 計算切削力和驅動力① 切削力的計算（Pz）a、切削功率：N 切=NⅣ· =6.3×0.98 =6.05kw2件η2 b、切削轉矩：M=9550× =9550× =638.7N·Mj件nN906.5c、切削力：Pz= 取 =130件d2M件Pz= =9.8×10 N3-1068.7?3 d、Py=0.4Pz=0.4×9.8×10 =3.92×10 N3 3 Px=0.25Pz=0.25×9.8×10 =2.45×10 N3 3 狀態(tài)輸入低檔（K10） 中檔（K11） 高檔（K12）最高檔（K10、K12）SQ15 1 0 0 1SQ16 0 1 0 0SQ17 0 0 1 1② 驅動力的計算（Qr）a、 齒輪的傳遞功率 N 齒= NⅣ·η 齒=6.57×0.98=6.44kwb、 齒輪的傳遞轉距M=9550× =9550× =173.3N·mj件n356.4c、 驅動力 QT= = =4304.2Nd2M-10.7.?Qr= QT·tgα=4304.2×tg20°=1566.6N③ 切削力 Pz 與驅動力 QT 的位置關系，由機床個軸位置布置關系可知：β=20°Qz=QTcosβ+Qrsinβ=4304.2×cos20°+1566.6×sin20°=4580.4NQy=QTsinβ-Qrcosβ=4304.2×sin20°-1566.6×cos20°=0 2、 主軸的受力分析① Z 方向三軸承支撐可簡化為如圖所示靜不定系統(tǒng)式中： 卡盤長 L 卡=150㎜工件長 LⅠ=160㎜ a=100㎜ b=65㎜ c=456㎜L1=285㎜ L2=236㎜ L=521㎜ Mz=Pz(L 卡+ LⅠ)=9800×(150+160)=3.038×10 N·㎜6 E=2.1×105 I= （D 平 -d ）=3870571.264π4 4 a、 在 Pz 作用下，B 處的撓度：（yB） Pz= l1z6EI)2(ap??b、 在 Mz 作用下，B 處的撓度：（rB）MZ= l1Z6EI)2(M??c、 在 QZ 作用下， B 處的撓度：（YB ）QZ=- l1Z6EI) 2b-(lQ?所以 YB= + -l1zI)ap?? l1ZI(M?? l1Z6EI) 2b-(lQ?d、 在（RB）Z 作用 B 處的撓度：（Y′B）= l21B3EIL)Z(R?由于 B 處軸承是剛性支承所以 YB= Y′B+ -l1z6EI)2(ap?? l1Z6EI)2(M?? l1Z6EI) 2b-(lQ?= l21B3IL)R?由上式可求出（RB）Z（RB ）Z= 2l )2bl(Q)()l(lap11ZZ1z ??????=22330N② r 方向：三軸承支承可簡化為如圖所示靜不定系統(tǒng)：（RB ）y= 2l )2bl( Q)(l)Ma(p11yxy ???????式中：My=Py·(L 卡+ LⅠ)=1215200N·㎜Mx=Px· =147000N·㎜DΙ件Qy=0（RB）y=10510.5N3、 主軸撓度計算：① Z 方向Y=- - + +3ELa)(l2PZ??63)(lMZ?6EIL)la(lZ(R121B??6EILc)(lbQZ??=- [9800×100×(521+100)87051..1?+ - -2)(0?5218)(380??52146)(40.??=-0.06② Y 方向Y=- - - +3ELa)(l2Py??6L3a))(2lMxy?6EILc)(lbQy??6EIL)la(lyR121B??=- [3920×100×(521+100) 87051..1?+ - ]20)3(4)(25???5218)(381.??=-0.025③ 計算總撓度：Y= = =0.0652Yyz0..6[Y]=0.002l=0.002×521=0.104計算結果：Y〈[Y] 主軸撓度合格4、 軸承處轉角的校核① Z 方向：Qz= + -6EIL)l(l)Z(R121B??6ILc)(lbQZ??3EalPZ???其中：a′=a+ l 卡+ lⅠ=100+150+160=410㎜Qz=-0.00033② Y 方向：Qy= - - ;( Qy=0)6EIL)l(l)y(R121B??3alPy???6EILc)(lbQy??=-0.00012③ 計算總轉角Q= =0.00035〈0.001rad2Qyz?因此機床主軸的剛度是合適的