全自动数控车床说明书和开题报告.doc

章及标题 摘要5Abstract5第一章 绪论111.1选题背景和意义111.2全自动车床的发展情况121.2.1全自动车床分类121.2.2国外数控车床现状121.2.3我国数控车床现状131.3上料装置141.3.1油浴器上料141.3.2机械手上料151.4设计的基本内容151.5本章小结15第二章 CZK040全自动车床总体方案设计162.1功能分析162.2 CZK040全自动车床传动方案设计172.3 CZK040全自动车床动力分析182.3.1主轴最高转速、最低转速182.3.2最大主切削功率、最大主切削力、最大切削速度182.3.3主轴电机选择192.3.4最大进给功率、进给力202.3其他参数202.4本章小结20第三章 主轴箱设计213.1主轴箱功能分析213.2传动方案设计223.2.1主轴参数223.2.2电机参数223.2.3传动比计算223.3传动轴轴径估算253.4齿轮设计273.4.1齿轮模数的估算273.4.2齿轮宽度确定283.4.3中心距的确定293.5主轴主要参数的计算及校核293.5.1主轴前端轴颈直径D1293.5.2 主轴轴头303.5.3主轴前端悬伸量a确定303.5.4主轴支承跨距313.6同步带轮设计333.6.1已知条件333.6.2带轮设计计算333.7本章小结33第四章 主轴箱零件的校核344.1 齿轮模数的验算344.1.2 验算72/56齿轮传动组，验算Z=56齿轮：354.1.3验算96/32齿轮传动组，验算Z=32齿轮：354.2 传动轴的验算364.2.1轴的强度验算364.2.2轴的刚度验算374.3本章小结37第五章 进给机构设计385.1进给机构的传动方案385.1.1典型进给驱动机构的形式385.1.2进给驱动机构的形式的选择415.2径向进给机构的计算415.2.1滚珠丝杠及电机选型计算415.2.2丝杠刚度验算445.3轴向向进给机构的计算455.3.1滚珠丝杠及电机选型计算45第六章 上料机构设计计算486.1功能分析486.2方案设计486.3自制上料液压缸486.3.1 缸尺寸确定486.3.2 缸壁厚的确定486.4本章小结50第七章 电气系统507.1电气系统组成507.2车床运动分析507.3主回路设计50第八章总结51参考文献52致谢53附录154附录22第1章 绪论1.1选题背景和意义进入21世纪以来，随着人民的逐渐富裕，人工的工资越来越高，为了减少成本，工厂自动化，数控化成为趋势。对于040mm*6m棒料来说，目前多采用先切断再切削加工的方法来完成加工，此种方法需要机床2台、人工2人，且切削加工过程中上下料费时费力，严重阻碍了切削加工的效率。本次设计，通过对CZK040全自动机床机床本体、电气系统、伺服系统的设计，使本机床具有对040mm*6m棒料自动上料、直接加工、加工后再切断、自动下料的功能，减少了用人的数量、人的工作量，提高了对棒料切削加工的效率。1.2全自动车床的发展情况全自动机床由上料装置和机床构成。1.2.1全自动车床分类全自动车床分为机械式和数控式。机械式全自动车床与一般车床不同，它是一种通过凸轮传动控制，来达到自动化操作效果的一种凸轮式专用车床。 全自动车床根据加工过程中工件和刀具运动的不同可分为走心式和走刀式1,走心式全自动车床的加工过程：通过简夹夹住加工材料，材料向前走动，而刀具不动，通过刀具的直线运动或摇摆运动来加工零件。2,走刀式全自动车床的加工过程：用简夹夹住工件，通过车刀前后左右移动来加工工件。1952年世界上第一台数控机床由美国人John T.parsons发明。80年代是数控机床、数控系统大发展时代，到80年代末，全世界数控机床的年产量超过10万台。数控机床是采用了数控数字形式信息控制的机床,或者说是装备了数控系统的机床,是用数字信息对机械运动和工作过程进行控制的技术,是现代化工业生产中一门新型的,发展十分迅速的高新技术,它是集计算机技术、自动化技术、伺服驱动、精密测量和精密机械等高新技术于一身的自动化机床,具有高精度、高效率、灵活性、柔性自动化等特点。数控机床一般由控制介质、数控装置、伺服系统和机床本体组成。1.2.2国外数控车床现状数控机床按伺服系统类型可分为开环控制数控机床、闭环控制数控机床。目前开环系统的研究趋于主流。目前，在数控技术研究应用领域主要有两大阵营， 一个是以发那科西门子为代表的专业数控系统厂商，另一个是以山崎马扎克、德玛吉为代表，自主开发数控系统的大型机床制造商。在车床床身来说，高速高精与多轴加工成为数控车床的主流， 数控车床机身设计对高速度、高效率、操作舒适性要求越来越高，正在向复合化、多轴化、人性化方向发展。15年大隈株式会社开发高精度立式CNC车床“V760EX”且其最大加工直径可达760mm的。兼备最大加工直径和节省空间（宽长 1,8423,115mm）两大特点，加工能力比以往提高12%，实现高效率生产。与此同时，OKUMA还开发了工作台尺寸为400mm的5轴控制立式加工中心“UNIVERSAL CENTER MU-4000V”。“UNIVERSAL CENTER MU-4000V”实现了在紧凑的空间内便捷操作、加工领域广泛、加工高精度等。最高加工高度为400mm，最大加工直径为500mm，当工作台以任意角度倾斜时，刀尖都能到达工件边缘进行加工。即使将B轴移动量为210度（+90-120）的耳轴工作台且大幅度倾斜，也可确保刀具不被工作台遮挡，保持良好的可视性。12年瑞士特纳斯数控多主轴自动车床MultiSwiss6x14。MultiSwiss配备有6个纵向移动式电主轴，从而可以在不到一秒时间使主轴转速从0r/min提高到800r/min，每个主轴都标准配置了C轴，由液压轴承为Z向滑动导轨提供高刚性的支撑；采用扭矩电机技术来控制安装6个主轴的主转筒实现高精度快速旋转分度定位(0.3s)，高超的加工效率几乎可以与传统的凸轮式多主轴自动车床媲美。1.2.3我国数控车床现状我国目前较具规模的数控企业有广州数控、航天数控、华中数控等。虽然国产高端数控系统与国外相比在功能、性能和可靠性方面仍存在一定差距，但近年来在多轴联动控制、精度、功能复合化、网络化、智能化和开性等领域取得了一定成绩。2013年，应用华中数控系统，武汉重型机床集团有限公司成功研制出CKX5680七轴五联动车铣复合数控加工机床，用于大型高端舰船推进器关键部件大型螺旋桨的高精、高效加工。我国生产的经济型卧式数控车床（平床身卧式数控车床）价格低廉，设备费用投入较少，可以满足企业发展初期的需要，是我国当前数控车床的主流产品。目前国产高速立、卧式加工中心，工作台直径在320500mm 的机床，主轴转速已达到20000r/min；工作台直径在631000mm 的机床，主轴转速在15000r/min 以上。在重型机械方面，我国于2009年启动“高档数控机床与基础制造装备重大专项”，按实施方案计划投资221亿元。按专项规划，2020年航空航天、船舶、汽车、发电设备制造四大行业所需的高档数控机床与基础制造装备的70%80%将立足于国内。据中国机床工具工业协会车床分会调研中了解到，车床行业中5家企业承担了28项重大专项，涉及高速五轴联动加工中心、高速精密数控机床、核心功能部件、共性技术等方面。现在一些企业已在所承担项目上取得了重大成果。如：12年武重研发了世界上最大规格的立式数控车床。该车床为国家重大专项中的28米数控立式铣车床，最大加工直径28米、加工高度13米，加工误差0.02毫米，为世界之最，填补国产机床加工大型核电关键零件的空白。国家重大专项DL250型数控超重型卧车，承重500吨，创世界之最，为我国战略装备研制提供关键加工技术保障。1.3上料装置全自动车床上料装置主要有油浴器上料和机械手上料两种1.3.1油浴器上料油浴送料机由液压站、料管、推料杆、支架、控制电路等五部分组成，原理是油泵以恒定的压力（0.10.2Mpa）向料管供油,推动活塞杆（推料杆）将棒料推入主轴。工作时棒料处于料管的液压油内，当棒料旋转时，在油液的阻尼反作应力下，棒料就会从料管内浮起，当转数快时棒料就会自动悬浮在料管中央转动。大大的减少少棒料与送料管壁的碰撞与磨擦。工作时传动与噪音非常小，特别适用高转速，长棒料，精密件加工。 （如图1.1）。图1.1油浴器上料 1.3.2机械手上料数控车床自动上下料机械手，又称CNC机械手、自动送料机械手，是对数控车床的加工件进行自动上下料、自动装夹、自动吹屑、并将完工件自动送回料仓等连续性动作的自动化装备，完全代替了人工操作，最大程度节省人力资源，是“机器换人”的成熟产品（如图1.2）。本送料机构适用于短棒料。图1.2机械手1.4设计的基本内容（1）根据具体工作情况，参考相关数控机床、机床设计手册设计一台CZK040全自动车床，保证其按照要求正常工作。（2）根据有关标准拟定CZK040全自动车床的总体结构。（3）主轴结构设计及有关参数的计算。（4）进给机构进给结构设计及计算。（5）上下料装置的设计及计算（6）数控机床的控制电路的设计1.5本章小结本章主要介绍了该课题的意义，全自动车床的分类，数控车床的国内外现状，上料装置和本设计的基本内容。第2章 CZK040全自动车床总体方案设计2.1功能分析该CZK040全自动车床主要具有完成了对40mm棒料的自动上料、自动夹紧、自动切削加工、自动下料的功能。其中切削加工包括车断、车圆、车螺纹等功能。所以该该CZK040全自动车床由上料装置、主轴电机、主轴箱、夹具、床身组成。其中进给机构由轴向伺服电机、轴向丝杠、径向伺服电机、径向丝杠、进给机构、刀架等组成。2.2 CZK040全自动车床传动方案设计该机床由上料装置、主轴电机、主轴箱、夹具、进给机构、床身组成。其中运动有主轴转动、夹具的夹紧运动、进给机构的轴向和径向运动、上料装置的上料。其中主轴电机经同步齿形带带动主轴箱主轴转动（如图2.1）。进给机构动力由伺服电机提供。轴向伺服电机带动轴向滚珠丝杠转动，从而带动径向进给机构轴向运动（如图2.2）。径向伺服电机带动径向丝杠转动，从而带动刀架径向运动。刀具和上料装置的动力由液压力提供。图2.1主轴电机与主轴箱传动简图图2.2伺服机构传动简图2.3 CZK040全自动车床动力分析2.3.1主轴最高转速、最低转速用YT15硬质合金车刀加工GPa钢料时，背吃刀量ap1.4mm，进给量f0.25mm/r，此时切削速度Vt=4.17m/s。当车刀角度改变时，切削速度修正系数、当车刀耐用度改变时，切削速度修正系数、当工件材料改变时，切削速度修正系数。则 最高转速用YT15硬质合金车刀加工GP灰铸铁时，背吃刀量ap20mm，进给量f2.5mm/r，此时切削速度Vt=0.41m/s。当车刀角度改变时，切削速度修正系数、当车刀耐用度改变时，切削速度修正系数、当工件材料改变时，切削速度修正系数。则 最低转速2.3.2最大主切削功率、最大主切削力、最大切削速度主切削功率-主切削力 V切削速度切削速度 T刀具寿命、m、公式中的系数，根据加工条件由实验确定。主切削力、n公式中的系数，根据加工条件由实验确定。 车刀杆尺寸为，材料为，外圆纵车时，ap=3mm，f=0.5mm/r.或ap=5mm，f=0.4mm/r。当ap=3，f=0.5mm/r时T=60、m=0.18、=0.15、=0.5，则V1=193.6m/min。=3570、=0.9、=0.9、n=-0.15，则=2334.1N.则P3=7.5kw。当ap=5，f=0.4mm/r时T=60、m=0.18、=0.15、=0.5，则V5=117.7m/min。=3570、=0.9、=0.9、n=-0.15，则=3258.2N.则P5=6.4kw。所以最大主切削功率P=7.5kw。最大主切削力=3258.2N。最大切削速度V=193.6m/min2.3.3主轴电机选择依据设备要求，选择YVF2系列变频调速电动机。2.3.3.1基本参数额定电压：380V基频： 50Hz额定转速：3000r/min调频范围：5-100Hz则：最高转速：nmax= n0fmax/50=6000r/min最低转速：nmin = n0fmin /50=300r/min2.3.3.2电机特点：1）无级调速、调速范围宽2）系统调速性能好、节能效果良好3）采用耐高频脉冲电压冲击的绝缘材料及相关工艺4）具有独立风机能强制通风冷却2.3.4最大进给功率、进给力径向进给力、n公式中的系数，根据加工条件由实验确定。径向功率轴向进给力、n公式中的系数，根据加工条件由实验确定。轴向功率当ap=3，f=0.5mm/r时，=2840、=0.6、=0.8、n=-0.3则=649.7N、=2.2kw。=2050、=1.05、=0.2、n=-0.4则=688.3N、=2.3kw当ap=5，f=0.4mm/r时，=2840、=0.6、=0.8、n=-0.3则=857.3N、=1.6kw。=2050、=1.05、=0.2、n=-0.4则=1373.3N、=2.7kw所以轴向最大功率=2.2kw，最大进给力=857.3N。径向最大功率=2.7kw，最大进给力=1373.3N。2.3其他参数（1）床身采用斜床身，倾斜度为65（2）机床的最大轴向进给为1000mm，径向进给最大为500mm（3）夹具最大直径为360mm。2.4本章小结本章说明本机床的功能，对机床的传动方案进行了设计，对本机床的动力进行计算（包含了机床主轴最高转速、最低转速，最大主切削功率、最大主切削力、最大切削速度，最大进给功率，最大进给力）和对主轴电机进行了初步选择。第3章 主轴箱设计3.1主轴箱功能分析主轴箱内部装有主轴和变速及传动机构。主轴轴头处装有三爪卡盘。工件通过卡盘装夹在主轴上。所以主轴箱的功用是支撑主轴并把动力经变速机构传给主轴，使主轴带动工件按规定的转速旋转，以实现主运动。3.2传动方案设计虽然在转速范围内电机可以工作，但是应注意电机在不同速度段工作时电机效率的不同。在恒转矩区低速段工作时，由于电机的功率因数很低，所以此段区间内电机效率很低。尤其是当电机转速接近最低转速时，电机效率只有百分之几，此时电机发热较大，耗费功率较多，所以应避免经常使用该转速条件下的电机，可以偶尔短期使用。所以采取降速措施，使电机的较高转速转化执行件的低转速。当电机与有级变速串联时，速度分配为高速传动区与低速传动区，速度分配选择传动比，应使电机额定功率最小，需要考虑功率曲线的衔接要合理。为使电机额定功率最小，主轴箱结构简单，对于主轴箱本设计采用三联滑移齿轮传动。3.2.1主轴参数主轴要求最高转速：r/min主轴要求最低转速：r/min计算转速：3.2.2电机参数电机最高转速：r/min电机最低转速：r/min 计算转速：3.2.3传动比计算本设计如采用二联滑移齿轮则其速度图如图3-1图3-1根据图示可列下式：由已知条件及计算得出的数据解得： 则：其中为传动总效率,取=0.80电机功率：因此可选择功率为25KW的电机。校核：即：设计不满足转速要求；而且所需电机功率太高，浪费太大。所以改二联滑移齿轮传动为三联滑移齿轮传动。转速图如图3-2图3-2 由上图可得 由以上解析式联立可得 则：其中为传动总效率,取=0.85 电机功率：可取 滑移齿轮变速组齿数之和可取：。传动比为时：小齿轮齿数：Z4=46，则大齿轮齿数Z3=82；传动比为时：小齿轮齿数：Z5=72，则大齿轮齿数Z6=56；传动比为时：小齿轮齿数：Z7=96，则大齿轮齿数Z8=32；对照电机样本可选电机功率为15KW。3.3传动轴轴径估算传动轴不但应满足强度要求，还应满足刚度要求。强度要求可以保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下而不发生疲劳破坏。因为机床主传动系统的精度要求较高，所以传动轴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。刚度要求保证了轴在载荷下（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，先按扭转刚度初算轴的直径，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如表3所示。表3.1 各轴的计算转速轴电机轴传动轴主轴计算转速（r/min）1668 416.9 137.6各轴功率和扭矩计算：已知闭式圆柱齿轮传动效率为0.98-0.995滚动轴承效率0.98-0.99，可取其传动效率；则：电机轴：传动轴：主轴： 由上述计可得：电机轴扭矩：传动轴扭矩：主轴扭矩：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要求较高的轴一般传动轴较低的轴（deg/m） 0.25-0.50.5-11-2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（deg/m）110.25把以上确定的各轴的输入功率P、计算转速n（如表3）、允许扭转角（如表5）代入扭转刚度的估算公式 TN为各轴扭矩（Nmm）可得各个传动轴的估算直径：电机轴： d126.8mm d234.1mm d375.76 取传动轴： d2=35mm 根据花键轴规格选择8-31356 矩形花键 3.4齿轮设计3.4.1齿轮模数的估算由于机床主轴的齿轮工作条件一般为高速、中载、无猛烈冲击，而且应保证热处理变形小，所以选择齿轮材料为45。考虑到齿轮组工作时的工作负荷不同，96/32齿轮组热处理方式为高频淬火，硬度HRC=5257，许用接触应力，许用弯曲应力；其余为齿轮组调质处理，硬度HB=220250，许用接触应力，许用弯曲应力。因为按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数过程比较复杂，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。在画草图时应用经验公式估算，然后根据估算的结果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在已知各个齿轮的齿数为前提条件下，进行估算，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。由以上数据得出各对齿轮的计算转速如下：齿轮传动组中：u1=46/82只需计算Z=46的齿轮，其计算转速是416.9r/min； u2=72/56只需计算Z=56的齿轮，其计算转速是137.6r/min； u3=96/32只需计算Z=32的齿轮，其计算转速是137.6r/min。齿轮接触疲劳估算公式：式中：m 按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）; 驱动电动机功率（kW）； i 大齿轮齿数与小齿轮齿数比，外啮合取“+”号，内啮合取“-”号； 齿宽系数，；取； 小齿轮齿数； 许用接触应力（Mpa）； 齿轮的计算转速；1）：u1=46/82齿轮组：，i=1.78，可得：2） u2=72/56齿轮组：，i=0.78，可得： 3) u3=96/32齿轮组：，i=0.34，可得： 既要满足疲劳强度，而且考虑到两传动轴的间距和传动轴轴径，根据标准模数表选取m=4mm。表3.4齿轮的估算齿数和模数列表齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6齿数468272569632模数（mm）3333333.4.2齿轮宽度确定机床主传动系统中推荐的齿宽系数,，取，在一般情况下，一对相啮合的齿轮，齿轮宽度应该相同。且在同一齿轮副中，为避免同一滑移齿轮变速组内有两对齿轮同时啮合，所以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，可得各齿轮宽度如下：表3.5各齿轮副的齿宽齿轮Z1Z2Z3Z4Z5齿数4682729632齿宽b（mm）32323232323.4.3中心距的确定轴和轴的中心距：轴和轴的中心距：分度圆直径：齿顶圆直径：，齿根圆直径：，得到下列尺寸表齿轮的直径决定了各轴之间的尺寸。各主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如下表：齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6齿数468272569632分度圆直径(mm)184328288224384128齿顶圆直径(mm)192336296232392136齿根圆直径（mm）174318188214374118表3.6 各齿轮的直径3.5主轴主要参数的计算及校核 3.5.1主轴前端轴颈直径D1本机床加工040mm棒料，且棒料从主轴后端进入，所以主轴孔径d40mm。为了减少摩擦且使棒料能在轴孔内顺利通过，选取主轴孔径d=50mm。有机床设计手册可知主轴平均轴径为的D,则d0.7D，所以D71.4，取D=90.查阅金属切削机床表106可得表3.7 表3.7 主轴前轴颈直径 （mm） 主电机功率（kw）5.57.51115铣床60907511090120100160知：主轴的驱动功率在15kw时，其前端轴颈直径为100120mm，此时取轴颈直径为。因装配需要，主轴直径常是从前向后逐段减少的，通常车床后轴颈直径 且D=90，所以 取。3.5.2 主轴轴头根据机床设计手册表4-1-27内孔选择：车床主轴结构根据标准选取，选7：24圆锥连接的主轴端部锥度号为60的轴头，内孔为50mm。3.5.3主轴前端悬伸量a确定 由前轴颈取，后轴颈取，选前轴承为NN3020K型和234420B/P5型，后轴承为NN3015K型。前后轴承精度皆为P4级。选主轴锥度号为60的轴头，根据结构，定悬伸长度a=130mm。轴承类型子分类型号规格(dxDxB)圆柱滚子轴承双列圆柱滚子轴承NN3020K10015037圆柱滚子轴承双列圆柱滚子轴承NN3015K8011530球轴承双向推力角接触球轴承234420B/P5100150603.5.4主轴支承跨距求轴承刚度：主轴最大输出转矩（未考虑机械效率）：床身上的最大加工直径约为最大回转直径的60%，即240mm，故半径为0.12m切削力（沿y轴）背向力（沿x轴）故总作用力 此力作用于顶在顶尖间的工件上，主轴和尾座各承受一半，故主轴端受理为F/23848假设初值l/a=3，l=3*130=390.前后支撑的支反力Ra和Rb分别为根据金属切削机床公式10-5、10-6（如下）球轴承轴向刚度 滚子轴承径向刚度式中 、轴向和径向刚度（）； 、径向和轴向变形（）； 接触角（）； 球径（mm）； 滚子的有效长，等于滚子长度扣除两端的倒角（mm）； I、z圆柱滚子轴承滚动体的列数和没列的滚动体数（z双向推力角接触球轴承的球数）。查金属切削机床表10-4知，双向推力角接触球轴承z=28，可得；双列圆柱滚子轴承NN3020K中iz=60，可得双列圆柱滚子轴承NN3015K中iz=52，可得可求出前、后轴承刚度轴承NN3020K径向刚度：轴承NN3015K径向刚度：轴承234420B/P5轴向刚度：求最佳跨距： 初步计算时，可假设主轴的当量外径为前、后轴承颈的平均值，可得 。故惯性矩为查金属切削机床图1024主轴最佳跨距计算线图，查得，已经与假设极其接近。再次经过计算支反力和支撑刚度及最佳跨距，经过进一步的迭代过程，最终取得最佳跨距为3.6同步带轮设计3.6.1已知条件传递功率P=15KW小带轮最高转速n1=6000r/min，大齿轮最高转速n2=2160r/min该带轮应用于车床主轴电机与主轴之间传动，转动平稳，无冲击。原动机采用交流变频电动机，连续使用（每天运转时间在1624h）。3.6.2带轮设计计算设计功率Pd=1.6*15=24-工况系数。查机械设计手册表13-1-68得=1.6由Pd、n1查机械设计手册图13-1-7，选取带和带轮型号为周节制H型。由表13-1-69得小带轮最小齿数=22，去n1=22，则大带轮齿数n2=60.由表13-1-61的小带轮节圆直径为d1=88.94mm，大带轮节圆直径为d2=242.55mm。中心距：0.7（d1+d2）2（d1+d2）即232mm662.98mm，取=500mm。带宽-选定型号的基准宽度。此处取=76.2-小带轮齿轮啮合系数。此处取=1则=97mm3.7电机选择由上知，所以选择YVF2系列变频调速电机，电机型号。额定电流:A=32.3A。防护等级IP5电压380V，基频50HZ，F级绝缘。3.7本章小结本章对主轴箱的主要零件进行了设计，包括对传动比的计算，齿轮模数、齿数、中心距、齿宽的计算，传动轴轴径，主轴的孔径、轴径、轴头的设计计算，同步带轮的设计。主轴箱是本机床中的重要部件。通过本章的设计和计算使得主轴箱的构造合理，功能复合本设计的要求，为下面的设计打下了基础。第四章 主轴箱零件的校核4.1 齿轮模数的验算一般对高速传动的齿轮以验算接触疲劳强度为主，对低速传动的齿轮以验算弯曲疲劳强度为主，对硬齿面软齿芯的高频淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。接触弯曲强度计算齿轮模数式中传递的额定功率（kw），；电机额定功率（kw）；从电机到所计算齿轮的传递效率；齿轮的计算转速（r/min）；初算的齿轮模数（mm）齿宽（mm）大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；小齿轮齿数； 工况系数，考虑载荷冲击的影响，中等冲击取1.21.6；动载荷系数齿向载荷分布系数齿形系数寿命系数： 工作期限系数： 齿轮在机床工作期限内的总工作时间 齿轮的最低转速（r/min）； 基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取=107，弯曲载荷取=2108 ； 疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取m=3；弯曲载荷时，对正火、调质及整体淬硬件取m=6，对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）取m=9；转速变化系数功率利用系数材料强化系数许用弯曲应力（Mpa） 4.1.1验算46/82齿轮传动组，验算Z=46齿轮：查机床设计手册得： =1.4、=1.4、=1.04、=0.85、=0.465、=220Mpa、N=15kW、 Z=46、m=4mm、B=32mm、nj=416.9r/min。 弯曲疲劳强度：带入数据，计算得出满足要求。4.1.2 验算72/56齿轮传动组，验算Z=56齿轮：查机床设计手册得：=1.4、=1.4、=1、=0.85、=0.454、=220Mpa、N=15kW、Z=56、m=4mm、B=32mm、nj=416.9r/min。弯曲疲劳强度：带入数据，计算得出。满足要求。4.1.3验算96/32齿轮传动组，验算Z=32齿轮：查机床设计手册得：=1.4、=1.3、=1、=0.85、=0.47、=220Mpa、N=15kW、Z=32、m=4mm、B=32mm、nj=416.9r/min。弯曲疲劳强度：带入数据，计算得出满足要求。4.2 传动轴的验算4.2.1轴的强度验算强度验算时，通常用复合应力公式进行计算： 式中，复合应力,查得， 轴的危险断面的抗弯断面模数 矩形花键轴： 花键规格为6-31357 矩形花键d花键轴内径，31mmD花键轴外径，35mmB键宽,7mmN键数，6 计算得出：齿轮圆周力： 齿轮径向力: ,此处直齿圆柱齿轮 ，可取 故花键轴强度满足要求。4.2.2轴的刚度验算通过受力分析，在一轴的两对啮合齿轮副中，靠近中间的一对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择18/90齿轮副来进行校核。 受力图已知d=31mm， ，b=120mm ，x=240mm，l=450mm , 。4.3本章小结本章是对上一章节主轴箱设计的相关零件的校核，包括传动轴、主轴刚度和齿轮的疲劳强度，经过本章的计算可知上一章节设计的主轴箱零件复合要求，可以实现主轴箱安全有效的工作。第5章 进给机构设计5.1进给机构的传动方案5.1.1典型进给驱动机构的形式典型进给驱动机构的形式分为电机滚珠丝杠驱动机构，电机齿轮齿条驱动结构，直线电动机驱动机构。其中电机滚珠丝杠驱动机构分为电机滚珠丝杠直接相连，电机滚珠丝杠经齿轮间接相连和丝母转动结构。电机齿轮齿条驱动结构分为单齿轮驱动结构，双齿轮消隙结构。各种形式的优缺点如表5-1表5-1数控机典型进给驱动机构优点缺点滚珠丝杠直接相连（图5.1）传动环节少，对精度影响小；步进电动机与步距角的匹配，齿轮传动布置困难有频繁的瞬间冲击，常采用挠性联轴器，但挠性联轴器的弹性变形和微小振动等因素会影响滚珠丝杠的传动特性，限制工作台定位精度的提高经齿轮间接相连（图5.2）1、将高转速、小转矩的伺服动机的输出转变为低转速、大转矩执行件的输入；2、使滚珠丝杠和工作台的转动惯量在系中占有较小的比重有传动链角度转动误差和线性传动误差，常采用双片齿轮错齿法或轴向垫片调整法消除齿轮侧隙，提高伺服系统精度，以减小侧隙对数控机床加工精度的影响。丝母转动结构（图5.3）机床运行更加平稳结构复杂，成本较高，而且由于受溜板部件空间的限制，装配维修比较麻烦。齿轮齿条驱动结构单齿轮驱动结构（图5.4）不受滚珠丝杠的加工工艺、弯曲变形、热伸长、转动惯量以及高速旋转抖动等多方面的因素的限制其齿条的支撑刚度大，还可随意分段拼接传动精度低，无法满足精密机床高定位精度及高重复定位精度的要求双齿轮消隙结构（图5.5）电动机和控制方面的成本较高，且安装和调试相对复杂直线电动机驱动机构（图5.6）克服了传统进给驱动机构的很多缺点：直线电动机驱动把进给传动链缩短为零，具有极高的快速定位精度并可实现快速启动和反向运动；另外，提高了进给系统的刚度，避免了弹性变形，可有效提高进给系统性能与精度，提高了进给系统的刚度，避免了弹性变形，可有效提高进给系统性能与精度对于参数摄动、负载扰动、散热、系统快速吸能制动及严格防尘隔磁等问题，还有待于进一步研究和完善。图5.1伺服电动机与滚珠丝杠直联结构图5.2伺服电动机与滚珠丝杆间接连接结构图5.3丝母传动进给机构图5.4单齿轮驱动机构图五双齿轮消隙机构图5.5双齿轮消隙机构5.1.2进给驱动机构的形式的选择实际中，由于滚珠丝杠的加工工艺、弯曲变形、热伸长量、转动惯量以及高速旋转而抖动等各方面的制约因素，其行程一般控制在6m以下，其中当行程不大于4m时，采用滚珠丝杠旋转结构，而当行程为4m 到6m时常采用滚珠丝杠不转而丝母旋转的结构；但当行程大于6m时则通常采用齿轮齿条传动结构。对用于粗加工的机床，通常采用普通的齿轮齿条传动。而对于行程短、切削负载小、精度要求高的机床，则一般选用伺服电动机通过联轴器与滚珠丝杠直连的形式；而若切削负载较大，则需采用伺服电动机通过齿轮减速与滚珠丝杠相连，来减速以增大转矩。对于大行程、高精度、重载切削的机床，采用齿轮齿条消隙机构较为合适。而对于超高速、超精密数控机床，直线电动机驱动则是较好的选择。本次设计的CZK040全自动机床，切削行程较短、切屑负载小、精度要求高，采用伺服电动机与滚珠丝杠直接相连的进给形式。5.2径向进给机构的计算5.2.1滚珠丝杠及电机选型计算5.2.1.1确定滚珠丝杠副的导程根据电机额定转速和径向滑板最大速度，计算丝杠导程。径向运动的驱动电机选择松下MSME系列电机，电机最高转速为5000rpm。电机与滚珠丝杠直连，传动比为1。径向最大运动速度为50m/min，。则丝杠导程为：5.2.1.2滚珠丝杠副的载荷及转速计算工作载荷 F 是指数控机床工作时，实际作用在滚珠丝杠上的轴向作用力。D当机床快速移动时，径向载荷等于径向运动所产生的摩擦力，本机床导轨选用矩形导轨，摩擦系数为0.15则式中：-导轨摩擦系数M-刀架质量，经计算得M约为50kg当机床做切削运动时，径向丝杠受切削分力和摩擦力作用，当径向切削分力最大是，丝杠所受载荷最大则N当机床快进时，径向丝杠转速最大则当切削力最大时丝杠转速最小，此时进给丝杠速度为0.滚珠丝杠副的当量载荷关滚珠丝杠副的当量转速r/min5.2.1.3滚珠丝杠副预期额定动载荷按滚珠丝杠副的预期工作时间计算：式中：-当量转速，=2500。-预期工作时间，数控车床选择1500h。-当量载荷-负荷系数，平稳无冲击选择=1-精度系数，选择=1-可靠性系数，此处选择=1则=6579.7N5.2.4估算滚珠丝杠的最大允许轴向变形mm（1/31/4）*重复定位精度径向运动的重复定位精度为0.005m，则m1/3*0.005=0.00175.2.1.4估算滚珠丝杠副的螺纹底da根据径向运动行程为600mm，计算两个固定支承的最大距离：L（1.11.2）*l+（1014）Ph=1.2*600+14*10=734按丝杠安装方式为一端固定一端游动，则有丝杠螺纹底da式中：-导轨静摩擦力，由上文可得：=936.4mmL-滚珠螺母至滚珠丝杠固定端支承的最大距离，L=600mm则有下式：=19.8mm5.2.1.5导轨精度选择根据径向的定位精度要求达到0.006mm/100mm，则任意300mm长度的导程精度为0.018mm5.2.1.6确定滚珠丝杠型号径向机构的主要载荷为静载荷，因此选取径向丝杠时应根据静载荷在图5-1中选取。由图5-1可知径向进给机构的滚珠丝杠型号为sfu2510-4。图5-1滚珠丝杠样本5.2.2丝杠刚度验算滚珠丝杠工作时受轴向力的扭矩的作用, 它将引起导程 L 发生变化, 因滚珠丝杠受扭矩时引起的导程变化量很小, 可忽略不计, 故工作负载引起的导程变化量:式中：E-弹性模量，对钢E=20.6 F-滚珠丝杠截面积，F=*d/4计算得mm则1m长度上导程总误差=10m，符合要求。5.3轴向向进给机构的计算5.3.1滚珠丝杠及电机选型计算5.3.1.1确定滚珠丝杠副的导程同上可得轴向运动的驱动电机选择松下MSME系列电机，电机最高转速为5000rpm。电机与滚珠丝杠直连，传动比为1。径向最大运动速度为25m/min，。则丝杠导程为：5.3.1.2滚珠丝杠副的载荷及转速计算工作载荷 F 是指数控机床工作时，实际作用在滚珠丝杠上的轴向作用力。D当机床快速移动时，径向载荷等于径向运动所产生的摩擦力，本机床导轨选用矩形导轨，摩擦系数为0.15则式中：-导轨摩擦系数M-刀架质量，经计算得M约为50kg当机床做切削运动时，径向丝杠受切削分力和摩擦力作用，当径向切削分力最大是，丝杠所受载荷最大为NK-载荷系数，此处取1.5当机床快进时，径向丝杠转速最大则当切削力最大时丝杠转速最小，此时进给丝杠速度为0.滚珠丝杠副的当量载荷关滚珠丝杠副的当量转速r/min5.3.1.3滚珠丝杠副预期额定动载荷按滚珠丝杠副的预期工作时间计算：式中：-当量转速，=2500。-预期工作时间，数控车床选择1500h。-当量载荷-负荷系数，平稳无冲击选择=1-精度系数，选择=1-可靠性系数，此处选择=1则=6579.7N5.2.4估算滚珠丝杠的最大允许轴向变形mm（1/31/4）*重复定位精度径向运动的重复定位精度为0.005m，则m1/3*0.005=0.00175.3.1.4轴向最大动载荷式中：FQ-最大动载荷 Fw-运动系数，此处取1.2 Fh-硬度系数，此处取1 Fp-工作载荷，由上知Fp=2739 L-寿命寿命(以 106 转为1单位.如5则为 150万转)。寿命L 按下式计算L=60nT/N-滚珠丝杠转速T-使用寿命时间，本机床取1500h则FQ=4893.4N5.3.1.5估算滚珠丝杠副的螺纹底da根据径向运动行程为600mm，计算两个固定支承的最大距离：L（1.11.2）*l+（1014）Ph=1.2*600+14*10=734按丝杠安装方式为一端固定一端游动，则有丝杠螺纹底da式中：-导轨静摩擦力，由上文可得：=936.4mmL-滚珠螺母至滚珠丝杠固定端支承的最大距离，L=1000mm则有下式：=35mm5.3.1.6确定滚珠丝杠型号径向机构的主要载荷为动载荷，因此选取径向丝杠时应根据动载荷在图5-1中