常用数控铣床可分为线轨数控铣床 、硬轨数控铣床等。
数控铣床(线轨)具有精度高、刚性好、噪音小，操作简单、维修方便等优点。工件一次装夹可以完成平面、槽、斜面及各种复杂三维曲面的铣削，及钻孔，扩孔、铰孔和镗孔等。是复杂型腔、模具、箱体类零件加工的理想设备。
数控铣床(硬轨) 具有精度高、刚性好、噪音小，操作简单、维修方便等优点。工件一次装夹可以完成平面、槽、斜面及各种复杂三维曲面的铣削，及钻孔，扩孔、铰孔和镗孔等。是复杂型腔、模具、箱体类零件加工的理想设备。
表1-1
第二章 方案设计
本次设计的数控铣床主轴箱是串联在交流调频主轴电机后的无级变速箱，属于机械无级变速装置。它是利用摩擦力来传递转矩，通过连续改变摩擦传动副工作半径来实现无级变速。由于它的变速范围小，是恒转矩传动，适合铣床的传动。
第三章 主传动设计
3.1 驱动源的选择
机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从额定转速nd向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速nd向下至最低转速nmin是调节电枢电压的方法来调速的，属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到的最高转速比同功率的直流调速电动机高，磨损和故障也少，所以在中小功率领域，交流调速电动机占有较大的优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。
根据主轴要求的最高转速4500r/min，最大切削功率5.5KW,选择北京数控设备厂的BESK-8型交流主轴电动机，最高转速是4500 r/min。
3.2 转速图的拟定
根据交流主轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的恒功率转速范围
Rdp=nmax/nd=4500/1500=3 （3-1）
而主轴要求的恒功率转速范围Rnp= nmax/nd=4500/150=30 ,远大于交流主轴电动机所能提供的恒功率转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其恒功率转速范围。
设计变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比Фf等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp，即Фf=Rdp=3，功率特性图是连续的，无缺口和无重合的。
变速箱的变速级数
Z=lg Rnp/lg Rdp=lg30/ lg 3=3.10 (3-2)
取 Z=3
确定各齿轮副的齿数：
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
如取总效率η=0.75，则电动机功率P=5.5/0.75=7.3kw。可选用北京数控设备厂的BESK-8型交流主轴电动机，连续额定输出功率为7.5kw。
由此拟定主传动系统图、转速图以及主轴功率特性图分别如图3-1、图3-2、图3-3。
传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。如果刚度不够，轴上的零件如齿轮，轴承等由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。
计算转速nj是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图上直接得出如表2-1所示。
表3-1 各轴的计算转速
轴 Ⅰ Ⅱ III
计算转速（r/min） 1500 750 173
各轴功率和扭矩计算：
已知一级齿轮传动效率为0.97（包括轴承），则：
Ⅰ轴：P1=Pd×0.99=7.5×0.99=7.42 KW
Ⅱ轴：P2=P1×0.97=7.42×0.97=7.20 KW
III轴：P3=P2×0.97=7.20×0.97=6.98 KW
Ⅰ轴扭矩：T1=9550P1/n1 =9550×7.42/1500=47.24 N.m
Ⅱ轴扭矩：T2=9550P2/n2 =9550×7.20/750=91.68N.m
III轴扭矩：T3=9550P3/n3 =9550×6.98/173=385.31N.m
[φ]是每米长度上允许的扭转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取，其选取的原则如表2-2所示。
表3-2 许用扭转角选取原则
轴 主轴 一般传动轴 较低的轴
[φ]（deg/m） 0.5-1 1-1.5 1.5-2
根据表2-2确定各轴所允许的扭转角如表2-3所示。
表3-3 许用扭转角的确定
轴 Ⅰ Ⅱ III
[φ]（deg/m） 1 1 1
把以上确定的各轴的输入功率N=7.5KW、计算转速nj（如表2-1）、允许扭转角[φ]（如表2-3）代入扭转刚度的估算公式
(3-3)
可得各个传动轴的估算直径：
Ⅰ轴： d1=28.8mm 取d1=30mm
Ⅱ轴： d2=34.0mm 取d1=35mm
主轴轴径尺寸的确定：
已知铣床最大加工直径为Dmax=400mm, 则：
主轴前轴颈直径 D1=0.25Dmax±15=85～115mm 取D1=95mm
主轴后轴颈直径 D2=(0.7～0.85)D1=67～81mm 取D2=75mm
主轴内孔直径 d=0.1Dmax±10=35～55mm 取d=40mm
3.4齿轮模数的估算
按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。
齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，第二种是按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所以必须先给出各个齿轮的齿数。
根据齿轮不产生根切的基本条件：齿轮的齿数不小于17，在该设计中，即最小齿轮的齿数不小于17。而由于Z3,Z3’这对齿轮有最大的传动比，各个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3’。取Z3’=20,S=114，则Z3=94。
从转速图上直接看出直接可以看出Z3的计算转速是750r/min。
根据齿轮弯曲疲劳估算公式mω =2.4 (3-4)
根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得: m=2.84
由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为m =3mm，对比上述结果，可知这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，而且考虑到两传动轴的间距，故取同一变速组中的所有齿轮的模数都为m=3mm。现将各齿轮齿数和模数列表如下：
表3-4 齿轮的估算齿数和模数列表
齿轮 Z0 Z0’ Z1 Z1’ Z2 Z2’ Z3 Z3’
齿数 35 70 38 76 68 46 94 20
模数（mm） 3 3 3 3 3 3 3 3
传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要零件，其它零件的结构和尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。所以设计时先画主要零件，后画其它零件，先画传动零件的中心线和轮廓线，后画结构细节。
1）传动轴的估算
这一步在前面已经做了计算。
2）齿轮相关尺寸的计算
为了确定轴的轴向距离，齿轮齿宽的确定是必须的。
而容易引起振动和噪声，一般取齿宽系数Φm =(6-10)m。这里取齿宽系数Φm=10, 则齿宽B=Φm×m=10×3=30mm.现将各个齿轮的齿厚确定如表3-1所示。
表4-1 各齿轮的齿厚
齿轮 Z1 Z1′ Z2 Z2′ Z3 Z3′
齿厚（mm） 30 30 30 30 30 30
齿轮的直径决定了各个轴之间的尺寸，所以在画展开图草图前，各个齿轮的尺寸必须算出。现将主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如表3-2所示。
表4-2 各齿轮的直径
齿轮 Z1 Z1′ Z2 Z2′ Z3 Z3′
分度圆直径（mm） 114 228 204 138 282 60
齿顶圆直径（mm） 120 234 210 144 288 66
齿根圆直径（mm） 106.5 220.5 196.5 130.5 274.5 52.5
Z0 Z0’
105 210
111 216
97.5 202.5
由表3-2可以计算出各轴之间的距离，现将它们列出如表4-3所示。
表4-3 各轴的中心距
轴 ⅠⅡ ⅡⅢ
距离（mm） 160 175
3）确定齿轮的轴向布置
为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，一般留有间隙1-2mm，所以首先设计滑移齿轮。
Ⅱ轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在1-2mm范围内时，间隙必须不小于5mm,当模数在2.5-4mm范围内时，间隙必须不小于6mm，且应留有足够空间滑移，据此选取该滑移齿轮三片齿轮之间的间隙分别为d1= 45mm,d2=8mm。
由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的齿轮的间隙。
现取齿轮之间的间距为82mm和45mm。
图4-1 齿轮的轴向间距
4）轴承的选择及其配置
主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承，又要有承受两个方向轴向载荷的推力轴承。轴承类型及型号选用主要应根据主轴的刚度，承载能力，转速，抗振性及结构要求合理的进行选定。
同样尺寸的轴承，线接触的滚子轴承比电接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低；多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大；不同轴承承受载荷类型及大小不同；还应考虑结构要求，如中心距特别小的组合机床主轴，可采用滚针轴承。
为了提高主轴组件的刚度，通常采用轻型或特轻型系列轴承，因为当轴承外径一定时，其孔径（即主轴轴颈）较大。
通常情况下，中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承（如配推力轴承，则极限转速低），或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低，如配空心圆锥滚子轴承，其极限转速显著提高，但成本也相应的提高了。高速轻载采用成组角接触球轴承，根据轴向载荷的大小分别选用25°或 15°的接触角。轴向载荷为主且精度要求不高时，选用推力轴承配深沟球轴承，精度要求较高时，选用向心推力轴承。
该设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚度和速度这两方面都要考虑。主轴前轴承采用3182119型轴承一个，后支承采用30215型和8215型轴承各一个。
4.3 各轴结构的设计
I轴的一端与电动机相连，将其结构草图绘制如下图4—2所示
图4—2
II轴安装滑移齿轮，其结构如草图3—2所示
图4-3
III轴其结构完全按标准确定，根据轴向的尺寸将结构简图绘制如下图4—4所示
III轴其结构完全按标准确定，根据轴向的尺寸将结构简图绘制如下图4—4所示
图4-4
4.4 主轴组件的刚度和刚度损失的计算：
最佳跨距的确定：
取弹性模量E=2.1X ，D=（95+75）/2=85；
主轴截面惯距
截面面积：A=4415.63
主轴最大输出转矩：
床身上最大回转直径约为最大加工直径的60%，即240mm。故半径为0.12m
Fy=0.5Fz=1989.6N
故总切削力为： F= =4448.9N
估算时，暂取L0/a=3,即取3x120=360mm.
前支承支反力
后支承支反力
取
则
则
因在上式计算中，忽略了ys的影响，故L0应稍大一点，取L0=300mm
计算刚度损失：
取L=385mm,χ=4.61因在上式计算中，忽略了ys的影响，故L0应稍大一点，取L0=300mm
计算刚度损失：
取L=385mm,χ=4.61
表4-4
由 公式 弹 性 主 轴 y1 弹性支承k 总
柔
度 总
刚度
弯曲变形 yb 剪切变形ys 前支承 后支承
悬伸段 跨距段 悬伸段 跨距段
L=385 5.488×10-7 2.224×10-6 2.361×10-7 1.165×10-7 11.12×10-7 2.28×10-7 44.65×10-7 2.24×105
12.29％ 49.8％ 5.29％ 2.61％ 24.9％ 5.1％ 100％
L0=300 5.488×10-7 1.732×10-6 2.361×10-7 1.4915×10-7 12.4×10-7 3.756×10-7 42.83×10-7 2.33×105
12.81％ 40.46％ 5.51％ 3.48％ 28.9％ 8.77％ 100％
由L≠L0引起的刚度损失约为3.68％,可知，主轴刚度损失较小，选用的轴承型号及支承形式都能满足刚度要求。
第五章 零件的校核
5.1齿轮强度校核
校核II轴齿轮 校核齿数为20的即可，确定各项参数
P=7.2KW, n=750r/min
Ⅱ轴扭矩: T2=9550P2/n2 =9550 7.2/750=91.68 N.m （5-1）
确定动载系数： =2.35m/s
齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数
非对称
查《机械设计》得
确定齿间载荷分配系数:
=2778.2N （5-2）
= =42.1 100N/m由《机械设计》查得 =1.2
确定动载系数:
=1 1.05 1.2 1.42=1.6
查表 10-5 2.65 1.58
计算弯曲疲劳许用应力，由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
540MPa 图10-18查得 0.9,S = 1.3
（5-3）
49.4 89.3 故满足要求。
5.2传动轴挠度的验算：
II轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对II轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核
已知d=60mm， E=2.1X ，b=30mm ，x=180mm
（5-4）
。
第六章 心得体会
在将近两周的不懈努力下，课程设计终于完成了。从开始直到设计基本完成，我有许多感想。这是我们比较独立的在自己的努力下做一个与课程相关的设计。在这次设计中暴露出我的许多薄弱环节，很多学过的知识不能学以致用，直到做了这次作业后才能渐渐掌握，以前学过的东西自己并不是都掌握了，很多知识只是照搬书本，并非自己所理解，经过这次设计又加深了理解。而且，在一些计算过程中我和我的同学进行了计算方面的讨论，这又加强了我的合作能力。
做课设的期间不仅手工制图得到了巩固，而且AutoCAD画图软件也在不断练习中进一步加深，学会了如何去应用工程手册，如何合理的选用相关参数，以及一些设计经验。
总的说来，我感觉这次课程设计让我的许多方面都得到了锻炼，这不仅仅是知识方面的，还有能力方面东西。总之我学到了我想学的东西，这次课程设计使我受益匪浅。
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