数控铣床进给系统结构设计论文

更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 1 页 共 62 页 数控铣床进给系统结构设计 作者：聂晶 （陕西理工学院机械工程学院机械设计制造及其自动化 065班，陕西 汉中 723003） 指导教师：张烈霞 【 摘要 】 在国际贸易中，很多发达国家把数控机床视为具有高技术附加值、高利润主要电机出口产品。世界贸易强国在进行国内机电产品贸易的同时，把高技术的机电产品出口打入国际市场，作为发展出口经济的重要战略措施， 数控机床的技术水平高低及其在金属切削加工机床产量和总拥有量的百分比是衡量一个国家国民经济发展和工业制造整体 水平的重要标志之一。数控铣床是数控机床的主要品种之一，它在数控机床中占有非常重要的位置 。 【 关键词 】 数控机床；发展趋势；智能化；柔性化 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 2 页 共 62 页 ABSTRACT In international trade,many centuries view digital lathesare as hi-techvalue-adds and profitable exports.Digital lathesare expensive mechanical and electrical products.The powerful trade nations export hi-texh mechanical snd electrical products to the world market whiledoing such business at home ,Which is now an important strategy of develop-ing their export economy. Key words digital lathe ； development tendency； intelligence； tenderness 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 3 页 共 62 页 目录 1主运动系统设计 . 4 1.1传动系统设计 . 5 1.1.1参数的拟定： . 5 1.1.2传动结构或结构网的选择 . 5 1.1.3转速图拟定 . 7 1.1.4齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 . 9 1.2传动件的估算与验算 . 12 1.2.1、传动轴的估算和验算 . 12 1.2.2、齿轮模数的估算与验算 . 14 1.3展开图设计 . 19 1.3.1、结构实际的内容及技术要求 . 19 1.3.2、齿轮块的设计 . 20 1.3.3、传动轴设计 . 22 1.3.4 主轴组件设计 . 25 1. 制动器设计 . 28 2 进给系统的设计与计算 . 29 2.1设计方案的确定 . 29 2.2 机械部分设计与计算 . 29 2.2.1纵向进给系统的设计与计算 . 29 2.2.2横向进给系统的设计与计算 . 35 2.2.3 垂直方向进给系统的设计与计算 . 42 3控制系统设计 . 49 3.1绘制控制系统结构框图 . 49 3.2.选择中央处理单元（ CPU）的类型 . 50 3.3存储器扩展电路设计 . 50 3.3.1.程序存储器的扩展 . 50 3.3.2、数据存储器的扩展 . 51 3. I/O接口电路及辅助电路设计 . 51 3.4.1. I/O接口电路设计 . 51 3.4.2. 步进电机接口及驱动电路 . 52 3.4.3. 其他辅助电路 . 53 参考文献 . 54 致 谢 . 55 附 录 . 56 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 4 页 共 62 页 引言 装备制造业是国民经济的基础支柱产业，而机械装备制造业又是其中的基础，其为制造工具提供 了来源，因此改善生产效率，提高产品的质量就要从基础根源抓起，其中铣刀在其中就扮演重要的角色，因此研究铣刀就是一个重要环节。在机械加工中，金属铣削刀具的几何参数的合理选择及搞质量的刃磨，直接影响到机械加工的质量，数控铣床通常对进给系统的要求有三点，即传动精度，系统的稳定性和动态响应特性 (灵敏度 )。传动精度包括动态误差，稳态误差和静态误差，即伺服系统的输入量与驱动装置实际位移量的精确程度。系统的稳定性是指系统在启动状态或外界干扰作用下，经过几次衰减震荡后，能迅速地在新的或原来的平衡状态的能力。动态响应特性是指系 统的响应及驱动装置的加速能力。为确保数控铣床进给系统的传动精度，系统的稳定性和动态响应性，对进给驱动装置机械结构的总要求是消除间隙，减少摩擦，减少运动惯量，提高部件精度和刚度，为了达到上述要求，本次毕业设计就是为改善上述性能，对数控铣床的进给系统的传动结构设计，为了提高生产效率，掌握数控铣床进给系统和传动系统，同时掌握之后再对系统传动结构进行设计 ， 我国机床工业已经取得了很大的成就，但与世界先进水平相比，还有较大的差距。主要表现在：大部分高精度和超精密机床的性能还不能满足要求，精度保持性也较差，特别是高效自动 化和数控化机床的产量、技术水平和质量等方面都明显落后。而我国目前只能做到 5-6轴联动，分辨率为 1 。国内产品的质量与可靠性也不够稳定，特别是先进数控系统的开发和研制还需要作进一步的努力。机床基础理论和应用技术的研究明显落后。人员技术素质还跟不上现代机床技术飞速发展的需要。因此，我国机床工业面临着光荣而艰巨的任务，必须奋发图强，努力工作，不断扩大技术队伍和提高人员的技术素质，学习和引进国外的先进技术，大力开展科学研究，以便早日赶上世界先进水平。 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 5 页 共 62 页 1 主运动系统设计 1.1传动系统 设计 1.1.1 参数的拟定 ： 选定公比，确定各级传送机床常用的公比 为 1.26或 1.41，考虑适当减少相对速度损失，这里取公比为 =1.26，根据给出的条件：主运动部分 Z=18级，根据标准数列表，确定各级转速为：（ 30， 37.5， 47.5， 60， 75， 95， 118， 150， 190， 235， 300， 375，475， 600， 750， 950， 1180， 1500R/min） . 1.1.2传动结构或结构网的选择 1，确定变数组数目和各变数组中传动副的数目 该机床的变数范围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电机的转 速降到主轴所需的转速。级数为 Z 的传动系统由若干个传动副组成，各传动组分别有1z.2z .3z个传动副，即 Z=1 2 3zzz1。传动副数由于结构的限制，通常采用 P=2或 3，即变速 Z应为 2或 3的因子： Z=2a x2b 因此，这里 18=3x3x2，共需三个变速组。 2，传动组传动顺序的安排 18级转速传动系统的传动组，可以排成： 3x3x2，或 3x2x3。 选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速率的具体结构，装置和性能。 I 轴如果安置制动的电磁离和器时，为减少轴向尺寸。第一传动组的传动副数不能多，以 2为宜，有时甚至用一个定比传动副；主轴对加工精度，表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传动组的传动副选用 2 ，或一个定比传动副。 这里，根据前多后少的原则，选择 18=3x3x2 方案。 3，传 动系统的扩大顺序安排 对于 18=3x3x2 的传动，有 3！ =6种可能安排，亦即有 6种机构副和对应的结构网，传动方案中，扩大顺序与传动顺序可以一致，结构式 18=13x3x92的传动中，扩大顺序与传动顺序一致，称为顺序扩大传动，而， 18=3x13x92的传动顺序不一致，根据“前密后疏”的原则，选择 18=13x3x92的结构式。 4验算变速组的变速范围 齿轮的最小传动minU 1/4，最大传动比maxU 2，决定了一个传动组的最大变速范围maxY=maxU/minU 因此，可按下表，确定传动方案： 根据传动比及指数 x, x 的值 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 6 页 共 62 页 公比 极限值传动比指数 1.26 x值 : minU=1/ x =1/4 6 x 值 : maxU = x =2 3 （ x+x ） 值：minr= xx =8 9 因此，可选择 18=13x3x92的传动方案。 5、最后扩大传动组的选择： 正常连续顺序扩大传动（串联式）的传动式为： Z=1z 1*2z 1z 3z 12zz 最后扩大传动组的 变速范围为： r= 1 2 3( 1)z z z 11= ( /2)zz 按 8r 原则，导出系统的最大收效 Z和变速范围为： 3z 2 3 1.26 Z=18 R=50 Z=12 R=12.7 因此，传动方案 18=3*3*2 符合上述条件，其结构网如下图 2.1： 图 1.1 结构网 图 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 7 页 共 62 页 1.1.3转速图拟定 运动参数确定后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定电机功率。在此基础上，选择电机的型号，分配个变速组的最小传动比；拟定转速图，确定各中间轴的转速。 1，主电机的选择 中型机床上，一般都采用交流异步电动机为动力源，可在下列中选用，在选择电机型号时，应注意： （ 1）电机的 N： 根据机床切削能力的要求确定电机功率，但电机产品的功率已标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。 （ 2）电机的转速dn 异步电动机的转速有： 3000， 1500， 1000， 750， r/min,这取决于电动机的极对数 P dn=60f/p=60x50/p ( r/min) 机床中最常用的是 1500 r/min 和 3000r/min 两种，选用是要使电机转速与主轴最高速度maxn和工轴转速相近为宜，以免采用过大或过小的降速传动。 根据以上要求，我们选择功率为 7.5KW，转速为 1500r/min 的电机，查表，其型号为 Y132M-4，其主要性能如下表 电机型号 额定功 率 KW 荷载转速r/min 同步转速r/min Y132M-4 7.5KW 1440 1500 2、分配最小传动比，拟定转速图 （ 1） 轴的转速： 轴从电机得到运动，经传动系统转化为主轴各级转速，电机转速和主轴最小转速应相近，显然，从动件在高速运转下功率工作时所受扭矩最小来考虑， 轴转速不宜将电机转速降得太低。弱轴上装有离合器等零件 时，高速下摩檫损耗，发热都将成为突出矛盾，因此， 轴转速也不宜也太高， 轴转速一般取 7001000r/min 左右较合适。 因此，使中间变速组降速缓慢。以减少结构的径向尺寸，在电机轴 I到主传动系统前端轴 增加一对 26/54的降速齿轮副，这样，也有利于变型机床的设计，改变降速齿轮传动副的传动比，就可以将主轴 18 级转速一起提高或降低。 （ 2）中 间轴的转速 对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小和噪音，振动等性能要求之间的矛盾。 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 8 页 共 62 页 中间传动轴转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模数小些： d 4M , m 3M 从而可使结构紧凑。但这样引起空载功率pL和噪音加大： N空 =1/ 610 (3.5n da +cd主 n)KW 式中： C 系数，两支承滚动轴承和滑动轴承 C=8.5，三支承滚动轴承 C=10； da 所有中间轴轴径的平均值； d主 主轴前后轴径的平均值 n 中间传动轴的转速之和 n 主轴转速（ r/min） pL=20lg 611 0 l g ( ) 4 . 5 ( 1 t a n ) ( )anc m z q m z n 主 主-K 式中：（ ()amz 所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值 mm； ()mz主 主轴上齿轮分度圆直径的平均值 mm； q 传到主轴上所经过的齿轮对数 主轴齿轮螺旋角 1c,K 系数，根据机床类型及制造水平选取，我国中型车床，铣床1c=3.5，铣床 K=50.5 从上述经验公式可知，主轴 n和中间传动轴的转速和 对机床噪音和发热的关系，确定中间轴转速时，应结合实际情况做相应的修正。 a，对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低些 b,控制齿轮圆周速度 v8m/s(可用级齿轮精度 )，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。 （ 3），齿轮传动比的限制 机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比： a, 升速传动中，最大传动比 maxU 2 ，过大，容易引起振动的噪音。 b, 降速传动中，最小传动比 minU 1/4。过小，则主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大将导致结构庞大。 （ 4） 分配最小传动比 a,决定轴 V-VI和 VI-V 的传动比，根据台式铣床的结构特点，及对同类车床的比较，为使传动平稳取其传动比为 1， b,决定各变速组的传动比； 由前面 2轴的转速及中间轴转速的分析，及齿轮传动比的现在，根据“前缓后急”的原则，取轴 IV-V的最小降速比为极限值的 1/4， =1.26， 61.26 =4，轴 III-IV和轴 II-III均取minU=1/ 4 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 9 页 共 62 页 （ 5）拟定转速图： 根据结构图及结构网图及传动比的分配，拟定转速图，如下图 2.2 所示： 图 1.2 传动系统图 1.1.4齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 1，齿轮齿数的确定的要求： 可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比 u和初步定出的传动副齿数和ZS，查表即可求出小齿轮齿数： 选择是应考虑： a,传动组小齿轮不应小于允许的最小 齿数，即： min minZZ 推荐： 对轴齿轮 minZ=12，特殊情况下 minZ=11， 对套装在轴上的齿轮， minZ=16，特殊情况下 minZ=14， 对套装在滚动轴承上的空套齿轮， minZ=20； 当齿数少于不发生根切的最小齿数时（压力角 a=20的直齿标准，minZ=17），一般需对齿轮进行正变位修正。 b,保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚 2m ，一般取5mm 则m in 26 .5 Tz m，如图 2.3所示。 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 10 页 共 62 页 c、同一传动组的个齿轮副的中心矩应相等。若摸数相等时，则齿数和亦相等， 但由于传动比要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求， 机床上可 用修正齿轮，在一定范围内调整中心矩使其相等但修正量不能太大，一般齿数差不能够超过 34个齿。 2，变速传动组中齿轮齿数的确定 为了减少齿轮数目和缩短变速箱的轴向尺寸，这里采用了公用齿轮。但由于公用齿轮的采用，使两个传动组间的传动比互相牵制，不能独立地按照最紧凑的原则决定传动件的尺寸，因此，径向尺寸一般较大，此外，公用齿轮的两侧齿面同时啮合会影响其磨损和寿命。这里我们采用查表法来确定齿轮的齿数。查机床设计手册确定个齿轮齿数如下： 轴 II-III间变速齿轮齿数的确定： 由于公比 =1.26，传动比为1U=1/4= 41.26 ，2U=1/ 3 = 31.26 ，3U=1/ 21.26 设：传动组中最小齿轮齿数1Z=16，查机床设计手册表 7.3-14 可查得：1U=16/39 （ 0.1%），2 U=19/36 （ 0.9%），3 U=22/33 （ -0.3%） 齿数和为zS=55 公用齿轮选为 1Z=39 轴 III-IV间变速组齿轮齿数的确定： 传动比为1U=1/4 2U=1/ 3 3U= 2 根据3U= 21.26 ，主动轮齿数为 39，从表 7.3-14可查得：1U=18/47 （ -0.1%），2 U=28/37 （ 0.9%），3 U=39/26 （ -0.3%） 齿数和为：zS=65 轴 IV-V间变速组齿轮齿数的确定： 由于变数组齿轮传动比和各传动副上受力差别较大齿轮副的速度变 化，受力差别较大，为了得到合理的结构尺寸，可采用不同模数的齿轮副。 轴 IV-V间的两对齿轮，其传动比为1U=1/4, 2U=2分别取1m，2m则 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 11 页 共 62 页 1ZS2ZS2e1e 3 4 取 30，1ZS 30x3=90, 2ZS=30x4=120 按传动比将齿数分配如下： 1U=1/4=18/72 19/71 ，2U=2=80/40 82/38 轴 V-VI及 VI-VII间齿数确定，由于这两个传动组只是改变传动方向，不起便速度作用，只需考虑其结构尺寸及磨损振动和噪音等因素。，取 V-VI轴间锥材料齿轮齿数为 29， I-VII轴间齿轮齿数为 67。 3、主轴转速系列的验算： 主轴转速在使用上并要求十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响，但标牌上标准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。 由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过 10 1 %（ ） 即 nnnn 理 论实 际理 论 10 1（ ） % 主轴的各级实际转速分别为： 29.4， 37.8， 47.7， 58， 74.6， 94.3， 115， 148， 187，236.7， 304.5， 384.6， 468， 602， 760， 927， 1192.6， 1526.5 r/min nnnn 理 论实 际理 论= 29.4 3030=2% 而 10 1（ ） %=2.6%故符合条件 同理：经验算，其他各级转速也满足要求。 4、传动系统图的绘制 转速图和齿轮齿数确定后，变速箱的结构复杂程度也基本确定了（如齿轮个数，轴数，支承轴，为使变速箱的结构紧凑，合理布置齿轮是一个重要的问题，因为它直接影响变速箱的尺寸，变速操作的方便性和结构实现的可行性问题，在考虑主轴适当的支承距和散热条件下，一般应尽可能减少变速箱尺寸。这里为使变速操作的方便，提高效率采用电磁离合器操纵方式。根据计算结果，绘制出传动系统图，如图 2.4所示 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 12 页 共 62 页 图 1.4 主传动系统图 主运动传动链的传动路线表达式如下： 电动机 I 2625 II163919362233 III184728373926 IV19218238=V 2929 VI 6767 VIII（主轴） 1.2传动件的估算与验算 1.2.1 传动轴的估算和验算 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，除载荷很大的情况下，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。若刚度不足，轴上的零件如齿轮，轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或产生振动和噪声，发热，过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。可以先扭转刚度 估算轴的直径，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。 1，传动轴直径的估算 传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 13 页 共 62 页 d=91 4 jNn mm 式中： N 该传动轴的输入功率 N=Ny KW N 电机额定功率 y 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴轴承上的效率）。 jn 该传动轴的计算转速； 计算转速jn是传动件能传递全部功率的最低转速，各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车，铣床主轴的计算转速为： jn（主） = 2 13minn 每米长度上允许的扭转角（ deg/m） ；可根据传动轴 的要求选取。 对传动轴刚度要求 允许扭转角 主轴 一般传动轴 较低的轴 （ deg/m） 0.5-1 1-1.5 1.5-2 估算时应注意： （ 1） 值为每米长度上允许的扭转角，而估算的传动轴的长度往往不足 1m，因此，在计算 时应按轴的实际长度计算和修正，如轴为 500mm，取 =1deg/m 则 d=91 4 1000 1500jNn mm （ 2）效率 y对估算轴径 d影响不大，可以忽略 （ 3）如使用花键是可根据估算的轴径 d 选取相近的标准花键轴的规格，主轴总轴径可参考统计数据确定； 1.5-2.8 2.8-4 4.5-7.5 5.5-7.5 7.5-11 车床 60-80 70-90 70-105 95-130 110-145 升降台铣床 50-90 60-90 60-95 75-100 90-105 各轴的计算转速： 8 13m i n 6vjjjn n n n n 从主=95 r/min IVjn=118 m/min IIIjn=300 r/min IIjn=750 r./min Ijn=1450 r/min 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 14 页 共 62 页 轴径的估算： Id=91x4 7.51450 1=24.4 IId=91x4 7.5750 1=28.78 IIId=91x4 7.5300 1=36.18 IVd=91x4 7.5118 1 =45.69 Vd=91x4 7.595 1=48.24 2、传动轴刚度的验算 （ 1）轴的弯曲变形的条件和允许值 机床的主传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承出的挠度 y和倾角 。各类轴的挠度 y，装齿轮和轴承处的倾角 ，应小于弯曲刚度的许用值 y 和 ，即 yy 轴的弯曲变形的允许值： 轴的类型 允许挠度 变形部位 允许倾角 一般传动轴 （ 0.00030.0005） 装轴承处，装齿轮处 0.0025 0.0001 刚度要求较高的轴 0.00021 装单列圆锥磙子轴承 0.0006 安装齿轮的轴 （ 0.010.03） 装滑动轴承处 0.001 安装蜗轮的轴 （ 0.020.05） 装单列径向圆锥磙子轴承处 0.001 （ 2）轴的弯曲复形计算公式： 计算花键轴的刚度时可采用平均直径1d或当 量直径2d 计算公式：矩形花键轴：平均直径1d=（ D+d） /2 当量直径 2d=4 64I 惯性矩： I= 426 ( ) ( )64d z D d D d 1.2.2齿轮模数的估算与验算 1、 估算： 按接触疲劳和弯曲强度计算次论模数比较复杂，而且有 些系数只有在齿轮各参数都更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 15 页 共 62 页 已知的情况先才能确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。 齿轮弯曲疲劳强度的估算： wm 332njNZ mm 齿面点蚀的估算： A3370jNn mm 其中 jn为大齿轮的计算转速， A为齿轮中心矩，由中心矩 A及齿数1z，2z求出模数 jm=2A/12()zz mm 根据估算所得wm和jm中较大的值，选择相近的标准模数， 各齿轮的计算转数为： 26zjn=1450r/min 22zjn=695r/min 18zjn=300r/min 38zjn235r/min 71zjn=95r/min 36zjn=273r/min 37zjn=235r/min 54zjn=695r/min 33zjn=475r/min 47zjn=118r/min 19zjn=695r/min 16zjn=695r/min 39zjn=300r/min 28zjn=300r/min 82zjn=118r/min 轴 I II间传动组齿轮模数的估算 齿轮弯曲疲劳估算： wm 332njNZ=323 7.554 695=1.87 齿轮点蚀的估算： A3370jNn=370x 3 7.5695=81.76 mm jm=2A/12()zz=2x81.76/(26+54)=2.04 mm 所以模数为 m=3. 轴 II III传动组齿轮模数的估算 齿轮弯曲疲劳估算： 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 16 页 共 62 页 wm 332njNZ=323 7.539 300=2.759 齿面点蚀估算： A3370jNn=370x 3 7.5300=108.18 jm=2A/12()zz=2x108.18/(16+39)=3.93 mm 取标准模数 m=4 轴 III IV间传动组齿轮模数的估算 齿轮弯曲疲劳估算： wm 332njNZ=32x3 7.537 235=3.046 齿面点蚀估算： A3370jNn=370x 3 7.5235=117.3 jm=2A/12()zz=2x147.3/(28+37)=3.61 所以取标准模数 m=4mm。 轴 V VI间传动组齿轮模数的估算： 齿轮弯曲疲劳计算， 332wnjNMZ37 .5322 9 9 54.46 齿面点蚀估算： A33 7 0 3 7 0jNnx3 7.5 0.98595=153.4 jm=2A/12()zz=2x153.4/(29+29)=5.29 取标准模数值 m=5,轴 VI VII间齿轮模数的确定： 齿轮弯曲疲劳强度计算： 332wnjNMZ37 . 53 2 3 . 3 76 7 9 5 齿面点蚀估算： A33 7 0 3 7 0jNnx 3 7.595=158.7 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 17 页 共 62 页 jm=2A/12()zz=2x158.7/(67+67)=2.37 取模数值为 m=4。 2、计算（验算） 结构确定后，齿轮的工作条件：空间安排，材料和精度等级都已经确定，才可以核验齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度值是否满足要求。 根据接触疲劳强度计算齿轮模数的公式： jm= 1 2 33 221( 1 ) smji k k k k NZ i n mm 根据弯曲疲劳强度计算齿轮模数，公式： wm= 1 2 33 1 sm j wk k k k NZ Y n mm 式中： N 计算齿轮传递的额定功率 N=dN KW jn 计算齿轮的计算转速 r/min m 齿宽系数m=b/m, m常取 6-10； 1Z 大齿轮与小齿轮齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数 i 大齿轮与小齿轮的传动比， i=2Z/1Z 1； “+” 用于外啮合，“ -”用于内啮合 sk 寿命系数，sk=rk nk qk， tk 工作期限系数，tk=060m ntC 齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的指数 m和基准循环次数0C n 齿轮的最低转速 r/min T 预先的齿轮工作期限，中型机床推荐： T=1500020000h； nk 转速变化系数 nk 功率利用系数 qk 材料强化系数，幅值低的交变载荷可使金属材料的晶粒边界强化，起阻止疲劳的刃缝扩大的作 用 1k 工作情况系数，中等冲击的主运动，1k=1.21.6； 2k 动载荷系数 3k 齿向载荷分布系数 Y 齿形系数 w j 许用弯曲，接触应力 MPa； 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 18 页 共 62 页 1、轴 I-II间齿轮模数的计算 (验算 ) (1)按接触疲劳计算齿轮模数 : N=y Nd =0.98 7.5=7.35W min/1450 rn J m=8 261 Z 0769.2265412 ZZi qNnTs KKKKK 查表 : 取 ,99.0nK ,58.0NK 64.0qK 18.510 160014506060 3 70 mT C nTK 则 90.164.058.099.018.5 qNnTS KKKKK 取 ,4.11 K 线速度 smmzV /83.111032660 2145 01060 2145 0 33 查表 : 取 4.12 K 3 0 7 6.0826111 md z 查表 取 13 K 查表取 MPa650 . 因此 : 76.31 4 5 06 5 00 7 6 9.22684.1)10 7 6 9.2(1 6 3 0 0 322 jm (2) 根据弯曲疲劳计算 42 7 5 1 321 wj sw mnYZNKKKKm 查表取 : ,4.11 K ,4.12 K ,13 K .qNnTs KKKKK 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 19 页 共 62 页 而 382.11021600014506060 680 mT CnTK 查表取 85.0,78.0,99.0 qNn KKK. Y=0.43, MPaw 275 91.085.078.099.03 8 2.1 sK 因此 : 167.02751 4 5 0843.02635.791.014.14.1275 wm。 由以上计算结果知，齿轮模数合格。 2、其它齿轮模数的验算 其它齿轮的验算过程与上面相同，将有关数值代入上式，经计算均满足要求； 1.3 展开图设计 1.3.1结构实际的内容及技术要求 1设计内容： 设计主轴变 速箱的结构包括传动件（传动轴，轴承，齿轮，离合器和制动器等），主轴组件，操纵机构，润滑密封系统和箱体及其连接件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。 2技术要求 主轴变速箱是指机床的主要部分，设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题： （ 1）精度 立式铣床主轴部分要求比较高的精度主轴的径向跳动， 0.01mm；主轴轴向串动 0.01mm。 （ 2）刚度和抗振性 综合刚度（主轴刀架之间的力与相对变形之比）； 综合 34003D N/m 主轴与刀架之间的相对振幅的要求 等级 I II III 振幅（ 0.001mm） 1 2 3 (3)，传动效率要求 等级 I II III 效率 0.85 0.8 0.75 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 20 页 共 62 页 （ 4）主轴总轴承处温升和温升应控制在以下范围： 条 件 温度 温升 用滚动轴承 70C 40C 用滑动轴承 60C 30C 噪声要控 制在以下范围： 等级 I II III dB 78 80 83 噪音pL pL=20log1 ( ) 4 . 5 ( 1 t a n ( )anc m z q m z n k 主 主 式中： ()amz 所有中间传动齿轮分度圆直径的平均值 mm ()mz主 主轴上齿轮的分度圆直径的平均值 mm q 传到主轴所经过的齿轮对数 1c,k 系数，根据个类型及制造水平选取。我国中型车床，铣床1c=3.5，铣床 K50.5 （ 5）结构简单，紧凑，加工和装配工艺性好，便于维修和调整 （ 6）操作方便，安全可靠 （ 7）遵循标准化和通用化的原则 1.3.2、齿轮块的设 计 1，特点 齿轮是变速箱中的重要元件，齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的，也就是说，作用在一个齿上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性，在设计齿轮时，应充分考虑这些问题。 2，精度等级的选择 变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于周围速度。采用同一精度时，周围速度越高，振动和噪声越大，根据实验结果，周围速度增加一倍，噪音约增加 6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪音的影响比运动误差更大。所以这两项精度应选高一级，为了控制噪音，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，大都用 7-6-6,这里主运动齿轮的精度选为 7-6-6。 3、结构与加工方法 不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有不同。 8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。 7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度下降，因此，需淬火的 7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于 7级或淬火和衍齿更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 21 页 共 62 页 才能达到 6级。机床主轴变速箱中齿轮一般都需要淬火。多联齿轮块的结构形式如下图2.5所示，各部分的尺寸推荐如下： （ 1）、 空刀槽kb， 插齿时： 模数 1 2mm， kb 5mm； 模数 2.5 4mm, kb 6mm。 剃齿时： 采用公式： kb=4.5+k(1.1+0.0381d-0.032d)mm及计算。 图 1.5 式中， k 为与剃齿刀倾斜角 有关的系数。 若齿面要高频淬火，为避免互相影响，kb应大于 8。由 于这里采用的齿轮的精度为7-6-6，需要剃齿或珩齿，需齿面淬火，所以kb 8，取kb=8。 （ 2）、齿宽 b 图 2.5 齿宽影响齿的强度。但如果太宽，由于齿轮误差和轴的变形，可能接触不均匀，反而容易引起振动和噪音。一般取 =(610)m 齿轮 模数 m小，装在轴的中部或单片齿轮，取大值齿轮模数 m大，装在靠近支承处或多联齿轮，取小值。薄的大齿轮容易产生板振动，成为噪音发射体，因此，齿轮基体不宜太薄，设计单片齿轮时要注意 这里均是单片齿轮，取齿宽（ m为模数）。 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 22 页 共 62 页 （ 3）、其他问题 滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸（见图 1.6），圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样， 图 1.6 1bh部分（图（一）用于安装拨动齿轮的滑块，一般取1bh=10 5 或 12 6 ，这里我们选 12 6 。 选折齿轮块的结构时要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面，尽可能做到省工，省料又容易保证精度。 4、齿轮的轴向定位 要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠，空套齿轮和固定在轴上的齿轮的轴向定位可采用隔套定位。 1.3.3、传动轴设计 1特点 机床 传动轴，广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安装齿轮，离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作 首先，传动轴应有足够的强度和刚度，如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动，噪音、空载功率、磨损和发热增大。 两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。 2，轴的结构 传动轴可以是光轴也可以是化键轴，成批生产中，有专门加工花键轴的洗床和磨床，工艺上并无困难。所以一般都采用化键轴，花键轴承载能力高，加工如转盘也比但单键的光轴方便。 这里 I轴与电机轴相连， I轴上 只装有一个齿轮，可选光轴 II、 III、 IV、 V轴采用花键轴， VI轴采用光轴。 3，轴承的选择 机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 23 页 共 62 页 异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。 即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到 支承孔直径的安排要求 花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴上轴承选用 G级精度。 （ 1）滚动轴承的选择计算 a，寿命计算公式： 滚动轴承的寿命计算公式如下： L= cp 试中： L 额定寿命（ x 610 ）转 C 额定动载荷（ Kgf） P 当量负载荷（ Kgf） 寿命指数，对球轴承 =3 对滚子轴承 =10/3 在实际计算中，一般采用工作小时数表示轴承的额定寿命，这时上试可变为： hL= 61060n 试中： hL 额定寿命（ h） n 轴承的计算转速（ r/min） 当量动载荷： P=XrF+YaF 试中：rF 径向负荷（ Kgf） aF 轴向负荷（ Kgf） X 径向系数 Y 轴向系数 （ 2）按照负载荷选择轴承 按额定静负载选择轴承的基本公式如下： 0C= 0S 0P 试中：0P 当量静负荷（ kgf） 按下列两式计算，取大值 0 0 0rap x F Y F 0 rpF 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 24 页 共 62 页 0C 额定静负荷（ kgf） 0S 安全系数 （ 3）轴承的选择 I 轴两端轴承的选择，根据前面估算的直径及该轴的结构和受力情况，选择单列向心球轴承（ GB276 64）轴承型号为 7000308（左轴承）右轴承 7000307 II轴两端轴承的选择 左轴承： 7000307 右轴承： 7000306 III轴：左， 7000309 右， 7000308 IV轴：左， 7000310，右 7000409 V 轴轴承的选择，由于轴 V 右端悬伸部分与锥齿轮不相连，承受一定的轴向负荷及径向负荷，因此，可选用圆锥滚子轴承 左端型号： 27310（ GB298 64）右端： 27610 VI轴垂直布置，下端轴承承受到大的轴向力，可选用向心推力球轴承，型号为 36107，上端轴承可选用向心球轴承 7000309 4，轴的轴向定位 传动轴必须在箱体内保持准确的位置，相对保证安装在轴上各传动件的位置正确性 ，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴的定位。对受轴向力的轴，其轴向定位更重要。 回转轴的轴向包括轴承在轴上的定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意： 1，轴的长度，长度要考虑热伸长的问题，宜有一端定位。 2，轴承的间隙是否需要调整。 3，整个轴的轴向位置是否需要调整 4，在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈 5，加工和装配的工艺性等 根据轴的结构特点和收里情况， I， II， III， IV， V 轴均采用弹簧卡圈定位或压盖和轴肩定位。 、传递轴的结构设计 ）、 轴 I的结构设计 : 1,选联轴器 轴 I与 电机轴用联轴器相连 ,需同时选取连轴器 .轴 I上的转矩 T 为 : .9 0 2 6.481 4 5 099.05.79 5 5 09 5 5 0 mNnpNTj 联轴器的计算转矩 ,TKTAca 查表取 5.1AK 则 ,根据工作需要 ,选用弹性柱销连轴器 ,型号为 HL3,联轴器的许用转矩为 : mNT 630 , 联轴器的轴孔直径 d=38mm, 半联轴器的长度为 L=82mm,联轴器标记为 : HL3 联轴器 38 82 GB5014 85. 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 25 页 共 62 页 2,按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 . 1.3.4 主轴组件设计 主轴组件结构复杂 ,技术要求高 ,安装工件 (车床 )或者刀具 (铣床 ,钻床 )的主轴参予切削成形运动 ,因此它的精度和性能直接影响加工质量 (加工精度和表面粗糙度 ),设计时主要围绕着保证精度 ,刚度和抗振性 ,减小温度和热变形等几个方面考 虑 1、对主轴部件的基本要求 主轴组件是机床主要部件之一 . 它的性能对整机性能影响很大 . 主轴直接承受切削力 ,转速范围又很大 ,所以对主轴组件的主要 性能基本要求如下 : 1), 回转精度 . 主轴组件的回转精度是指主轴的回转精度 .造成主轴回转误差的原因是主要是由于主轴的结构及其加工精度 ,主轴轴承的选用及刚度等 ,而主轴及其回转零件的不平衡 ,在回转时引起的激振力也会造成主轴的回转误差 . 2), 刚度 . 主轴组件的刚度指受外力作用时 ,主轴组件抵抗变形的能力 . 主轴部件的刚度与主轴结构尺寸 ,支承跨距 ,所选用的轴承类型及配置形式 ,轴承间隙的调整 ,主轴上传动元件的位置等有关 . 3), 抗振性 : 主轴组件的抗振性是指切削加工时 ,主轴保持平衡运转而不发生振动的能力 ,提 高主轴抗振性 ,必须提高主轴组件的静刚度 ,采用较大阻尼比的前轴承 ,以及在必要时安装阻尼 (消振 )器 ,另外 ,使主轴的固有频率远远大于激振力的频率 . 4), 温度 . 主轴组件在运转时 ,温度过高会引起很多不良结果 ,数控机床在解决温度问题时 ,一般采用注温主轴箱 . 5), 耐磨性 , 主轴组件必须有足够的耐磨性 ,以便能长期保持精度 . 2, 主轴部件的传动方式和布置形式 . 1),传动方式 主轴旋转运动传动方式的选择 ,决定于主轴转速的高低 ,所传递扭矩的大小 ,对远转平稳性的要求及结构紧凑 ,装卸维修方便 .这里我们选择齿轮传动 ,这样结构简单 ,紧凑和能传递较大的扭矩 . 2),传动件位置的合理布置 . 对于传动件直接装在主轴上的主轴部件 ,工作时主要承受传动力 Q.切削力 P 和支承反力 . 合理布置传动件的轴向位置 ,可以改善主轴的受力情况 ,减少主轴的变形 ,改善传动件的轴承工作条件 ,减少轴承的受力 ,提高主轴部件的抗振性等 . 合理布置的原则 (1)传动力 Q引起的主轴弯曲变形小 ,且能部分抵消切削力 P引起的主轴弯曲变形 . (2)传动力 Q引起的支承反力能部分抵消切削力引起的支承反力 . (3) 传动力 Q引起的主轴端位移小 ,并且尽可能部分地抵消切削力引起的 端位移 ,尤更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 26 页 共 62 页 其在影响加工精度的敏感方向上 . (4)结构紧凑 ,主轴箱尺寸小 ,装配维修方便 . 综合所上述原则 ,选择传动件的轴向布置形式采用 3、 主轴部件轴承的选择 1), 主轴轴承的选择 主轴部件上的轴承应具有旋转精度高 ,刚度高 ,承载能力强 ,抗振性好 ,极限转速高 ,适应变速范围大 ,摩擦功耗小 ,噪音低 ,寿命长的性能 ,同时应满足制造简单 ,使用维修方便 ,成本低 ,结构尺寸小等要求。滚动轴承已经标准化 ,并有专门工程批量生产 ,而且它在旋转精度高 ,刚度 ,承载能力 ,转速 ,发热等主要性能上能满足大多数主轴部件的要求 ,特别是它具有 能在转速和载荷变动范围很大的的条件下稳定工作的的优点。这里前支承选用 -3182100 型 ,可承受径向力 ,反支承选用一对推力球轴承 ,承受径向和轴轴向载荷 ,使主轴轴向定位 . 2), 轴承的配置 大多数机床主轴采用两个支承 ,结构简单 ,制造方便 ,在配置轴承时 ,应注意以下几点 : (1) 没个支承点都要能承受径向回力 (2) 每个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受 (3)径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上 ,即负载都由机床支承件承受 3),轴承的精度配合 主轴轴承的精度要求比一般传动高 ,前轴承的 误差对主轴前端的影响最大 ,所以前轴承的精度一般比后轴承的选择要高一级。普通精度级机床的主轴 ,前轴承选 C或 D级 ,后轴承选 D 或 E 级 .精密或高精级机床 , 前轴承选 B 或 C 级 , 后轴承选 C 或 D 级。这里前轴承选 C精度 , 后轴承选 D级精度轴承与轴和轴承与箱体孔之间 ,一般都采用过渡配合 ,采用比一般轴要松一些 .如 :j5, js5, j6, js6. 另外 ,轴承内外环都是薄壁件 ,轴的孔和形状误差都会反映到轴承滚道上去 ,如果配合精度选得过低 ,会降低轴承的回转精度 ,所以 , 轴承孔的精度应与轴承精度相匹配 . 内圆选,1gd 外圆选.1Gd 4、主轴支承结构设计 支承中的轴承应定位可靠 ,精度保证性好 .安装调整方便 . 支承中各零部件的加工和装配工艺性好 ,维修更换方便 . 1, 轴承 (3182118 型 )内圈的轴向定位 双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动 ,当内圈向大端移动时 ,由于 1:12 的内锥孔 .内圈将胀大消除间隙。 5. 主轴端部的结构型式 主轴端部的型式取决于机床的类型和安装夹具或刀具的型式 . 主轴端部的结构 ,应更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 27 页 共 62 页 保证夹具顶尖或刀具可靠 ,定位准确 ,高的联结刚度以传递足够的扭矩 ,并尽量缩短主轴悬伸长度 ,以及装卸方便等 .立式铣床主轴多采用 7:24锥孔作定位面 ,供安装铣刀或铣刀心轴的尾锥 ,再用拉杆从主轴后端拉紧四个螺孔供安装铣刀用 ,两个长槽供安装端面键以传递扭矩 6、主轴主要参数的确定 主轴的主要参数是指 :主轴平均直径 D(主轴前轴颈直径 D1)；主轴内孔直径 d,；主轴悬伸量 a 和主轴支承跨距 L。这些参数直接影响主轴的工作性能 .但为简化问题 ,主要从静刚度条件出发来确定这些参数 . 即选择 D,d,a,L 使主轴获得最大的静刚度 ,也就是使主轴轴端位移最小 ,同时兼顾其他的 要求 ,如高速性 ,抗振性能等。 1), 主轴轴颈直径 1D 的确定 主轴轴颈直径 1D 对主轴部件刚度影响最大 . 加大直径 1D ,可减少主轴本身弯曲变形引起的主轴轴端位移和轴承弹性变形所引起的轴端位移 ,从而提高主轴部件刚度 . 但加大直径受到轴承nD值的限制 ,同时造成相配零件尺寸加大 ,制造困难 ,结构庞大和重量增加等 . 因此 在满足刚度要求下应取小值。查 取 1D =90mm,后轴颈mmD 852 平均轴颈 .5.872 21 mmDDD 取 d=27mm. 2), 主轴内孔直径 d 的确定 主轴内孔主要用于通过棒料夹紧刀具或工件的控杆 ,冷却管等 ,大型 ,重型机床的空心主轴还可以减轻重量 . 确定孔径 d的原则是在满足对空心主轴孔径的要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下尽量去大些。由材料力学知 ,轴刚度 K 与 抗弯截面惯性矩 I成正比 ,与直径之间有下列关系 : 41 ( )KI dK I D 空 空实 实 由上式可知 ,当 / 0 .5 0 .6dD时 ,空心主轴的刚度 K空与实心主轴的刚度 K实相差甚小 ,即内孔对主轴刚度降低的影响很小 , 当 / 0.7dD 时 ,刚度降低约 25%.因此 ,为了不至于过分地削弱主轴 刚度 ,一般应使 / 0.7dD 另外 ,还应考虑主轴的颈外壁厚是否足够 . 推荐 : 铣床 ,d=拉杆直径 +(5-10)mm.根据铣床 XK5040 的主参数 , 取 d=29mm.则 / 2 7 / 9 0 0 .3dD 22。满足要求 . 3), 主轴悬伸量 a的确定 主轴悬伸量 a是指主轴前端大炮前支承径向反力作用中点 (一般为前径向支承中点 )的距离 ,它主要取决于主轴端部结构型式和尺寸 (大多都有轴端标准 ),前支承的轴承配置和密封装置等 . 有的还与机床其它结构参数有关 ,如工 作台的行程等 . 因此主要由结构设计确定。参考同类机床和 ,取1/ 0.7,aD则悬伸量 a=63mm。 4), 主轴跨距 l 的确定 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 28 页 共 62 页 根据 ,计算前支承刚度1 . 4 1 . 4 511 7 0 0 1 7 0 0 9 0 9 . 2 5 5 1 0 /AK D N m m . 计算综合变量 =3AEIKa 此处取弹性横量 52 1 0E M P a . (钢的 52 1 0E M P a ) 主轴的截面惯性距 4 4 4 4 6 4( ) ( 9 0 2 7 ) 3 . 1 9 3 1 66 4 6 4I D d m m 则有： 56532 1 0 3 . 1 9 3 1 0 2 . 7 5 9 59 . 2 5 5 1 0 6 3 由主轴跨距计算线图 ,得 :0 / 4.8la， 所以0 302.4l . 合理跨距范围为 : ( 0 . 7 5 1 . 5 ) 2 2 6 . 8 4 5 3 . 6ll 0合 理 之 间， 为提高刚度 ,应尽量缩短主轴外延伸长度 a,选 择适当的跨距 l ,一般推荐 取 l/a=3-5。跨距 l 小时 ,轴承变形对轴端变形影响大 ,所以轴承刚度小时 , l/a取大值 ,轴承刚性差时 ,则取小值。这里取 l=4a=4 63=252(mm). 7. 主轴部件的 密封 根据主轴转速 ,主轴轴承的润滑方式 ,工作温度 ,工作状况和轴端结构特点来选择密封装置的型式立式铣床的主轴是垂直安装的 . 属立式主轴 ,可选用曲路密封 (迷宫式密封 ),这装置密封 ,垫圈和曲路相结合的密封 . 垫圈甩开油液使其集中于端盖中引回 ,曲路密封还可以防止外界杂质侵入 . 1. 制动器设计 对制动器的要求是 :制动迅速 ,平稳 ,结构简单 ,紧凑 ,维修调整方便等 .制动方式有两类 :电机制动和机械制动。 在数控铣床上，通常根据刀具与工艺要求需进行主轴转速的变换及制动，这制动装置常用离合器来实现，而电磁离合器是应用电磁效 应接通或切断运动的元件。由于它便于实现自动操作，并有现成的系列产品可供选择，因而它已成为自动装置中常用的元件。这里我们采用机械制动 ,采用电磁离合器制动。 按照要求，根据电磁离合器所能传递的静扭矩jM和动扭矩dM选择各类电磁离合器的规格，型号，从而确定其尺寸。 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 29 页 共 62 页 2 进给系统的设计与计算 2.1设计方案的确定 利用微机对纵横垂直进给系统进行半闭环控制，脉冲当量都为 0.01mm/脉冲，驱动元件采用步进电机，传动 系统采用滚珠丝杠副。 采用微机对数据进行计算处理，由 I/O 接口输出步进脉冲，经一级齿轮减速滚珠丝杠转动，从而实现纵向、横向、垂直进给运动。 2.2 机械部分设计与计算 2.2.1纵向进给系统的设计与计算 1纵向进给系统的设计 采用半闭环机床进给系统，步进电机经一级减速齿轮传动副，滚珠丝杆拖动工作台。传感器与电机轴相联，用来检测电机转角和转速，并把它们转换为电信号反馈给数控装置，传感器采用脉冲编码器。 2纵向进给系统的设计计算 工作台重量： W=499.2Kgf=4992N(根据图纸粗略计算 ) 时间常数： T=25 ms 滚珠丝杠基本导程： Lo=6mm 行程： S=900mm 步距角： 075.0 /step 快速进给速度： 1max V500mm/min （ 1）切削力计 算 由机床设计手册可知，切削功率 KNNC 2.1 式中： N-电机功率，查机床说明书， N=7.5 KW； -主传动系统总效率，一般为 0.7 0.85取 =0.7； K-进给系统功率系数，取为 K=0.96。 则有： Nc=7.5 0.7 0.96=5.04 kw 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 30 页 共 62 页 切向铣削力： FZ =VNc 103 N 2.2 式中： V-主轴传递全部功率时的最底切削速度（ m/s） 则有： V= D 95/60000=1.7m/s=102m/min 2.3 FZ =102 10006004.5 =2964（ N） 进给工作台工作载荷计算 从数控铣床中表 2-1可得知，在一般立式铣削时， 工作台纵向进给方向载荷： FL =1.0Fz=5294 N 2.4 工作台横向进给方向载荷： FC=0.4Fz=0.4 2964=1185 N 2.5 工作台横向进给方向载荷： FV=0.2Fz=0.2 2964=592 N 2.6 （ 2)滚珠丝杠设计计算： 由数控技术可知，采用燕尾导轨，导轨铣床丝杠的轴向力： 采用燕尾导轨 )2( GFFfKFF CVLm 2.7 式中 K=1.4 f =0.2 则有： NF m 5739)449211852592(2.029644.1 1）强度计算： 寿命值： 61060L nT 2.8 01000L vn 2.9 n-为丝杆转速（ r/min） v-为最大切削力下的进给速度（ m/min） ,取最高进给速度的 1/3 T-额定寿命，查表得 T=15000h 0L-滚珠丝杆导程，取0L=6mm 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 31 页 共 62 页 则有： v= m in/5.015 0031 m 836 5.01 0 0 0 n r/min L 7.7410 150008360 6 最大动负载 C 查表得：运转状态系数 5.1mf 则 C NFfLmm 2844057395.17.7433 2.10 根据最大动负荷 C的值，可选则滚珠丝杠的型号。查表 2-5得，选取滚珠丝杠直径为 50mm，型号为 ND5006，其额定载荷为 29350N，所以强度足够。 2） 效率计算：根据机械原理的公式，丝杠螺母副的传动效率 为： )( tg tg 2.11 式中： -为丝杆螺旋升角，查得： 253 -为摩擦角，滚珠丝杆副的滚动摩擦系数 f=0.003 0.004,其摩擦角约等于 10 则有： 9 53.0)01253( 253 tg tg 3）刚度验算：滚珠丝杠受工作负载 Fm引起的导程的变化量 丝杆的拉压变形量 1 EALFm 01 2.12 式中： 60 Lmm=0.6cm； E-为材料弹性模量，对钢aMPE 4106.20 A-为滚珠丝杠截面积 14.3)280 31.2()2( 22 dA =6.15 2.13 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 32 页 共 62 页 则有： 6261109.714.3)28031.2(106.206.05739 cm 滚珠与螺纹滚道间的接触变形量 2 有预紧： )(0013.03 22mmZFD FYJWm 2.14 式中：WD-为滚珠直径，查表得WD=3.969mm EZ Z 圈数 列数 EZ 25 1 3=75 YJF-为预紧力 NFF mYJ 191357393131 2.15 则有 : 32 751 9 1 3969.3 5 7 3 90 0 1 3.0 3.2 610 cm 则丝杆的总变形量 21 11 610 cm 查表知 E级精度丝杠允许的螺距误差（ 1m长）为 15um/m 故刚度足够。 4)稳定性验算 失稳时的临界载荷kF 22L EIfF zK 2.16 式中 :E-为丝杆材料弹性模量 ,对钢aMPE 4106.20 I-为截面惯性矩 ,对丝杆圆截面 )(641 mmdI 2.17 1d -为丝杆底径 , 1d =48mm 则有： 6448 4I 260444 L-为丝杆最大工作长度 ,取 L=900mm 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 33 页 共 62 页 zf -为丝杆支承方式系数 ,参考图 2-13和表 2-7,取 zf =2.0 则有 : NF K 1 3 0 6 1 2 8900 2 6 0 4 4 4106.202 2 42 稳定安全系数kn： 57391306128mKk FFn227 2.18 所选丝杆稳定安全系数 kn，查表得： 4kn 则有 kn kn，故稳定性不存在问题。 （ 3）齿轮及转矩的有关计算 1）有关齿轮计算 传动比 25.101.03 6 0 675.03 6 0 0 PLi 2.19 故取 Z1=40 Z2=50 m=2 mm B=20 mm 020 则有 mmmzd 8040211 2.20 mmmzd 10050222 mmhdd aa 842 *11 2.21 mmhdd aa 1042 *22 mmdda 902 1 0 0802 21 2.22 2)转动惯量计算： 工作台质量折算到电机轴上的转动惯量 2220 .55.4499)14.32 6.0()2( cmkgMLJ G 2.23 丝杠的转动惯量 224444 .1002.3108.7108.7 cmNcmkgLDJ 丝 齿轮的转动惯量 244 .17.2624.6108.71 cmNJ Z 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 34 页 共 62 页 244 .9.6328108.72 cmNJ Z 电动机转动惯量很少，可以忽略 因此，总的转动惯量 12 )(12 ZZG JJJJiJ 丝 2.24 617.2)39.68.815.45(25.1 1 2 =14.8538 22 .5 3 8.1 4 8. cmNcmkg 所需转动力矩计算 快速空载启动时所需力矩 0MMMM kfkakq 2.25 式中 kaM-空载启动时折算到电机轴上的加 速度力矩； kfM-折算到电机轴上的摩擦力矩； 0M-由于丝杠预金所引起，折算到电机轴上的附加摩擦力矩； ).(10602 2m a x mNtnJJM EEka 2.26 式中： EJ -为传动系统各部件惯量折算到电机轴上的总等效转动惯量（ ). 2cmkg -为电机最大角加速度（ 2srad ） maxn-为运动部件最大快进速度对应的电机最大转速（ minr ） t-为运动部件从静止启动加速到最大快进进给速度所需时间（ s） ,取t=0.025s 则有： m in31236001.0 25.11 5 0 0360m a xm a x riVnb 2.27 cmNMka .3.194025.060 31214.328538.14 空载摩擦力矩： ).(2 0 cmNiLGfM kf 2.28 式中： G-运动部件总重力（ N） f -为导轨摩擦系数，取 0.2 i-齿轮传动降速比， i=1.25 -传动系统总效率，取 =0.8 0L-基本导程，取0L=0.6cm 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 35 页 共 62 页 则有： ).(38.9525.18.014.32 6.02.04992 cmNM kf 附加摩擦力矩： )1(2 200 iLFM YG 2.29 式中： YJF-为滚珠丝杆预加载荷，取mF的 1/3 0-为滚珠丝杆预紧是的传动效率，取0=0.9 则有： NF YJ 1913573931 0M= cmN .7.34)9.01(25.19.014.32 6.01913 2 0MMMM kfkakq =194.3+95.38+34.7=324.38N. (4) 步进电机的选择 步进电机的名义启动转矩 cmNMM kqmq .95.8 1 04.0 38.3 2 44.0 2.30 为满足最小步距要求，电机选用五相十拍工作方式，查表知 951.0m a x jmq MM 2.31 所以，步进电机最大静转矩： cmNMM mqj .73.852951.0 95.810951.0m a x 步进电机最高 工作频率： HzVfb2 5 0 001.060 1 5 0 060 m a xm a x 2.32 综合考虑，查表选用 130BF001 型直流步进电机，能满足使用要求。 2.2.2横向进给系统的设计与计算 1横向进给系统的设计 采用半闭环机床进给系统，步进电机经一级减速齿轮传动副，滚珠丝杆拖动工作台。更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 36 页 共 62 页 传感器与电机轴相联，用来检测电机转角和转速，并把它们转换为电信号反馈给数控装置，传感器采用脉冲编码器。 2横向进给系统的设计计算 工作台重量： W=889.2Kgf=8892N(根据图纸粗略计算 ) 时间常数： T=25 ms 滚珠丝杠基本导程： Lo=6mm 行程： S=375mm 步距角： 075.0 /step 快速进给速度： 1max V500mm/min （ 1）切削力计算 由机床设计手册可知，切削功率 KNNC 式中： N-电机功率，查机床说明书， N=7.5 KW； -主传动系统总效率，一般为 0.7 0.85取 =0.7； K-进给系统功率系数，取为 K=0.96。 则有： Nc=7.5 0.7 0.96=5.04 kw 切向铣削力： FZ =VNc 103 N 式中： V-主轴传递全部功率时的最底切削速度（ m/s） 则有： V= D 95/60000=1.7m/s=102m/min FZ =102 10006004.5 =2964（ N） 进给工作台工作载荷计算 从数控铣床中表 2-1可得知，在一般立式铣削时， 工作台纵向进给方向载荷： FL =1.0Fz=5294 N 工作台横向进给方向载荷： FC=0.4Fz=0.4 2964=1185 N 工作台横向进给方向载荷： FV=0.2Fz=0.2 2964=592 N （ 2)滚珠丝杠设计 计算： 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 37 页 共 62 页 由数控技术可知，采用燕尾导轨，导轨铣床丝杠的轴向力： 采用矩型导轨 )( GFFfKFF CVLm 式中 K=1.1 f =0.15 则有： NF m 4860)88921185592(15.029641.1 1）强度计算： 寿命值： 61060L nT 01000L vn n-为丝杆转速（ r/min） v-为最大切削力下的进给速度（ m/min） ,取最高进给速度的 1/3 T-额定寿命，查表得 T=15000h 0L-滚珠丝杆导程，取0L=6mm 则有： v= m in/5.015 0031 m 836 5.01 0 0 0 n r/min L 7.7410 150008360 6 最大动负载 C 查表得：运转状态系数 5.1mf 则 C NFfLmm 2493048605.17.7433 根据最大动负荷 C的值，可选则滚珠丝杠的型号。查表 2-5得，选取滚珠丝杠直径为 50mm，型号为 ND5006，其额定载荷为 29350N，所以强度足够。 3） 效率计算：根据机械原理的公式，丝杠螺母副的传动效率 为： )( tg tg 式中： -为丝杆螺旋升角，查得： 112 -为摩擦角，滚珠丝杆副的滚动摩擦系数 f=0.003 0.004,其摩擦角约等更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 38 页 共 62 页 于 10 则有： 9 53.0)01112( 112 tg tg 3）刚度验算：滚珠丝杠受工作负载 Fm引起的导程的变化量 丝杆的拉压变形量 1 EALFm 01 式中： 60 Lmm=0.6cm； E-为材料弹性模量，对钢aMPE 4106.20 A-为滚珠丝杠截面积 14.3)280 31.2()2( 22 dA =6.15 则有： 6261109.714.3)28031.2(106.206.04860 cm 滚珠与螺纹滚道间的接触变形量 2 有预紧： )(00013.03 22mmZFD FYJWm 式中：WD-为滚珠直径，查表得WD=3.969mm EZ Z 圈数 列数 EZ 25 1 3=75 YJF-为预紧力 NFF mYJ 191348603131 则有 : 32 751 9 1 3969.3 4 8 6 00 0 0 1 3.0 2.3 610 mm 则丝杆的总变形量 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 39 页 共 62 页 21 9um 查表知 E级精度丝杠允许的螺距误差（ 1m长）为 15um/m 故刚度足够。 4)稳定性验算 失稳时的临界载荷kF 22L EIfF zK 式中 :E-为丝杆材料弹性模量 ,对钢aMPE 4106.20 I-为截面惯性矩 ,对丝杆圆截面 )(641 mmdI 1d -为丝杆底径 , 1d =48mm 则有： 6448 4I 260444 L-为丝杆最大工作长度 ,取 L=375mm zf -为丝杆支承方式系数 ,参考图 2-13和表 2-7,取 zf =2.0 则有 : NF K 7 5 2 3 2 9 43 7 5 2 6 0 4 4 4106.202 2 42 稳定安全系数kn： 48607523294mKk FFn1548 所选丝杆稳定安全系数 kn，查表得： 4kn 则有 kn kn，故稳定性不存在问题。 （ 3）齿轮及转矩的有关计算 1）有关齿轮计算 传动比 25.101.03 6 0 675.03 6 0 0 PLi 故取 Z1=40 Z2=50 m=2 mm B=20 mm 020 则有 mmmzd 8040211 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 40 页 共 62 页 mmmzd 10050222 mmhdd aa 842 *11 mmhdd aa 1042 *22 mmdda 902 1 0 0802 21 2)转动惯量计算： 工作台质量折算到电机轴上的转动惯量 2220 .11.8889)14.32 6.0()2( cmkgMLJ G 丝杠的转动惯量 224444 .1002.3108.721108.721 cmNcmkgLDJ 丝 齿轮的转动惯量 244 .17.2624.6108.71 cmNJ Z 244 .9.6328108.72 cmNJ Z 电动机转动惯量很少，可以忽略 因此，总的转动惯量 12 )(12 ZZG JJJJiJ 丝 17.26)39.66.431.81(25.1 1 2 =14.6874 22 .8 7 4.1 4 6. cmNcmkg 所需转动力矩计算 快速空载启动时所需力矩 0MMMM kfkakq 式中 kaM-空载启动时折算到电机轴上的加速度力矩； kfM-折算到电机轴上的摩擦力矩； 0M-由于丝杠预金所引起，折算到电机轴上的附加摩擦力矩； ).(10602 2m a x mNtnJJM EEka 式中： EJ -为 传动系统各部件惯量折算到电机轴上的总等效转动惯量（ ). 2cmkg -为电机最大角加速度（ 2srad ） 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 41 页 共 62 页 maxn-为运动部件最大快进速度对应的电机最大转速（ minr ） t-为运动部件从静止启动加速到最大快进进给速 度所需时间（ s） ,取t=0.025s 则有： m in31236001.0 25.11 5 0 0360m a xm a x riVnb cmNMka .2.192025.060 31214.32874.146 空载摩擦力矩： ).(2 0 cmNiLGfM kf 式中： G-运动部件总重力（ N） f -为导轨摩擦系数，取 0.2 i-齿轮传动降速比， i=1.25 -传动系统总效率，取 =0.8 0L-基本导程，取0L=0.6cm 则有： ).(43.12725.18.014.32 6.02.08892 cmNM kf 附加摩擦力矩： )1(2 200 iLFM YG 式中： YJF-为滚珠丝杆预加载荷，取mF的 1/3 0-为滚珠丝杆预紧是的传动效率，取0=0.9 则有： NF YJ 16 2048 6031 0M= cmN .3.29)9.01(25.19.014.32 6.01620 2 0MMMM kfkakq =192.2+127.43+29.3=348.93N. (4) 步进电机的选择 步进电机的名义启动转矩 cmNMM kqmq .33.8724.0 93.3484.0 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 42 页 共 62 页 为满足最小步距要求，电机选用五相十拍工作方式，查表知 951.0m a x jmq MM 所以，步进电机最大静转矩： cmNMM mqj .27.917951.0 33.872951.0m a x 步进电机最高工作频率： HzVfb2 5 0 001.060 1 5 0 060 m a xm a x 综合考虑，查表选用 130BF001 型直流步进电机，能满足使用要求。 2.2.3 垂直方 向进给系统的设计与计算 1垂直进给系统的设计 采用半闭环机床进给系统，步进电机经一级减速齿轮传动副，滚珠丝杆拖动工作台。传感器与电机轴相联，用来检测电机转角和转速，并把它们转换为电信号反馈给数控装置，传感器采用脉冲编码器。 2垂直进给系统的设计计算 工作台重量： W=889.2Kgf=8892N(根据图纸粗略计算 ) 时间常数： T=25 ms 滚珠丝杠基本导程： Lo=12mm 行程： S=400mm 步距角： 075.0 /step 快速进给速度： 600max Vmm/min （ 1）切削力计算 由机床设计手册可知，切削功率 KNNC 式中： N-电机功率，查机床说明书， N=7.5 KW； -主传动系统总效率，一般为 0.7 0.85取 =0.7； K-进给系统功率系数，取为 K=0.96。 则有： Nc=7.5 0.7 0.96=5.04 kw 切向铣削力： 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 43 页 共 62 页 FZ =VNc 103 N 式中： V-主轴传递全部功率时的最底切削速度（ m/s） 则有： V= D 95/60000=1.7m/s=102m/min FZ =102 10006004.5 =2964（ N） 进给工作台工作载荷计算 从数控铣床中表 2-1可得知，在一般立式铣削时， 工作台纵向进给方向载荷： FL =1.0Fz=5294 N 工作台横向进给方向载荷： FC=0.4Fz=0.4 2964=1185 N 工作台横向进给方向载荷： FV=0.2Fz=0.2 2964=592 N （ 2)滚珠丝杠设计计算： 由数控技术可知，采用燕尾导轨，导轨铣床丝杠的轴向力： 采用矩型导轨 )()( CLvm FFfFGKF 式中 K=1.1 f =0.15 则有： NF m 1 1 0 5 4)1 1 8 52 9 6 4(15.09 4 8 41.1 1）强度计算： 寿命值： 61060L nT 01000L vn n-为丝杆转速（ r/min） v-为最大切削力下的进给速度（ m/min） ,取最高进给速度的 1/3 T-额定寿命，查表得 T=15000h 0L-滚珠丝杆导程，取0L=10mm 则有： 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 44 页 共 62 页 v= m in/2.060 031 m 2010 2.01 0 0 0 n r/min L 1810 150002060 6 最大动负载 C 查表得：运转状态系数 5.1mf 则 C NFfLmm 5.43454110545.11833 根据最大动负荷 C的值，可选则滚珠丝杠的型号。查表 2-5得，选取滚珠丝杠直径为 50mm，型号为 ND5012，其额定载荷为 50700N，所以强度足够。 4） 效率 计算：根据机械原理的公式，丝杠螺母副的传动效率 为： )( tg tg 式中： -为丝杆螺旋升角，查得： 253 -为摩擦角，滚珠丝杆副的滚动摩擦系数 f=0.003 0.004,其摩擦角约等于 10 则有： 9 53.0)01253( 253 tg tg 3）刚度验算：滚珠丝杠受工作负载 Fm引起的导程的变化量 丝杆的拉压变形量 1 EALFm 01 式中： 100 Lmm=1cm； E-为材料弹性模量，对钢aMPE 4106.20 A-为滚珠丝杠截面积 14.3)280 31.2()2( 22 dA =6.15 则有： 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 45 页 共 62 页 6261109.714.3)28031.2(106.206.05739 cm 滚珠与螺纹滚道间的接触变形量 2 有预紧： )(0013.03 22mmZFD FYJWm 式中：WD-为滚珠直径，查表得WD=3.969mm EZ Z 圈数 列数 EZ 25 1 3=75 YJF-为预紧力 NFF mYJ 3684110543131 则有 : 32 753 6 8 49 6 9.3 1 1 0 5 40 0 1 3.0 5.6 610 mm 则丝杆的总变形量 21 12um 查表知 E级精度丝杠允许的螺距误差（ 1m长）为 15um/m 故刚度足够。 4)稳定性验算 失稳时的临界载荷kF 22L EIfF zK 式中 :E-为丝杆材料弹性模量 ,对钢aMPE 4106.20 I-为截面惯性矩 ,对丝杆圆截面 )(641 mmdI 1d -为丝杆底径 , 1d =48mm 则有： 6448 4I 260444 L-为丝杆最大工作长度 ,取 L=400mm zf -为丝杆支承方式系数 ,参考图 2-13和表 2-7,取 zf =2.0 则有 : 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 46 页 共 62 页 NF K 6 6 1 2 2 6 64 0 0 2 6 0 4 4 4106.202 2 42 稳定安全系数kn： 598110546612266 mKk FFn 所选丝杆稳定安全系数 kn，查表得： 4kn 则有 kn kn，故稳定性不存在问题。 （ 3）齿轮及转矩的有关计算 1）有关齿轮计算 传动比 01.03 6 0 1275.03 6 0 0PLi 1.5 故取 Z1=22 Z2=55 m=2 mm B=20 mm 020 则有 mmmzd 8040211 mmmzd 10050222 mmhdd aa 842 *11 mmhdd aa 1042 *22 2)转动惯量计算： 工作台质量折算到电机轴上的转动惯量 2220 .5.22889)14.32 1()2( cmkgMLJ G 丝杠的转动惯量 224444 .1005108.7108.7 cmNcmkgLDJ 丝 齿轮的转动惯量 244 .17.2624.6108.71 cmNJ Z 244 .9.6328108.72 cmNJ Z 电动机转动惯量很少，可以忽略 因此，总的转动惯量 更多资料尽在： 大学生部落 -大学生第一门户社区 陕西理工学院毕业设计 更多资料尽在 ： 大学生部落 -大学生第一门户社区 第 47 页 共 62 页 12 )(12 ZZG JJJJiJ 丝 617.2)39.68.815.45(5.2 1 2 =14.8538 22 .5 3 8.1 4 8. cmNcmkg 所需转动力矩计算 快速空载启动时所需力矩 0MMMM kfkakq 式中 kaM-空载启动时折算到电机轴上的加速度力矩； kfM-折算到电机轴上的摩擦力矩； 0M-由于丝杠预金所引起，折算到电机轴上的附加摩擦力矩； ).(10602 2m a x mNtnJJM EEka 式中： EJ -为传动系统各部件惯量折算到电机轴上的总等效转动惯量（ ). 2cmkg -为电机最