ZXK-7532数控立式钻铣床主运动、进给系统及控制系统的设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 摘 要 数控机床即数字程序控制机床，是一种自动化机床 ，数控技术是数控机床研究的核心，是制造业实现自动化、网络化、柔性化、集成化的基础。 随着制造技术的发展，现代数控机床借助现代设计技术、工序集约化和新的功能部件使机床的加工范围、动态性能、加工精度和可靠性有了极大的提高 。 本次设计通过对现有数控钻铣床的分析研究，提出一种新的设计方案 ,其自动化程度更高，结构也相对比较简单。这一点在论文会得以体现。本方案中，主轴箱采用电磁离合器实现有级变速，在 X、 Y、 Z 三个方向上的进给运动均采用滚珠丝杆，而动力则由步进电动机通 过调隙齿轮来传递，并且采用单片机进行数字控制。 控制系统采用 列单片机，通过扩展程序存储器、数据存储器和 I/文中也对软件系统的设计做出了相关说明。 关键词： 数控技术 滚珠丝杆 步进电机 单片机系统扩展 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 he is is of is is of a of be in In is of in in we 、 Y、 Z of is by by we of by , by CM 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 1 页 共 71 页 目 录 第 1章 机床总体 布局设计 1 床总体尺寸参数的 选定 1 床主要部件及其运动方式的选定 1 运动的实现 . 1 给运动的实现 . 1 字控制的实现 . 1 床 其 它 零 部 件 的 选择 1 床总体布局的确定 2 第 2 章 主运动的 设计 3 定转速图 3 定结构式和结构网式 3 定转速图 4 定各齿轮的齿数 5 7 传动主要零件的 强度计算 8 动机的选择 8 轮传动的设计计算 9 的设计计算 12 传动轴轴径的估算 12 轴段长度值的确定 14 的刚度与强度校核 14 合器的选用 27 第 3 章 进给系统的设计计算 27 直进给系统的设计计算 27 冲当量和传动比的确定 28 珠丝杠设计计算 29 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 2 页 共 71 页 进电机的选择 33 珠丝杆副的预紧方式 34 轮传动消隙 35 向进给系统的设计计算 35 冲当量和传动比的确定 35 珠丝杠设计计算 37 进电机的选择 38 第 4 章 控制系统的设计 39 39 控制系统硬件电路设计 40 片机的设计 40 统的扩展 43 盘、显示器接口设计 48 进电机控制电路设计 50 电隔离电路设计 53 它接口电路的设计 54 分控制程序 54 线圆弧插补程序设计 54 序 54 55 制系统的软件设计 59 序设计 59 61 结论 64 致谢 65 参考文献 66 科技译文 实习报告 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 3 页 共 71 页 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 4 页 共 71 页 第 1 章 机床总体布局设计 机床总体尺寸参数的选定 根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下： 工作台宽度长度 400 1600轴锥孔 7 24 工作台最大纵向行程 300作台最大横向行程 375轴箱最大垂直行程 400轴转速级数 12级 主轴转速范围 301500r/、 130应式步进电动机） 130应式步进电动机） 主电动机的功率 轴电动机转速 1440r/床外形尺寸（长宽高） 150 1200 2300床净重 500机床主要部件及其运动方式的选定 运动的实现 因所设计的机床要求能进行立 式的钻和铣 ， 垂直方向的行程比较大 ,因而 采用工作台不动 ,而主轴箱各轴向摆放为 立式的结 构布局 ；为了使主轴箱在数控的计算机控制上齿轮的传动更准确、更平稳，工作更可靠，主轴箱主要采用液压系统控制滑移齿轮和离合器变换齿轮 的有级变速。 给运动的实现 本次所设计的机床进给运动均由单片机进行数字控制，因此在 X、 Y、 给运动均采用滚珠丝杠螺母副，其动力由步进电机通过调隙齿轮传递。 字控制的实现 采用单片机控制，各个控制按扭均安装在控制台上，而控制台摆放在易操作的位置，这一点须根据实际情况而定。 床其它零部件的选择 考虑到生产效率以及生产的经济性，机床 附件如油管、行程开关等，以及标准件买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 5 页 共 71 页 如滚珠丝杠、轴承等均选择外购形式。 机床总体布局的确定 根据以上参数及主要部件及其运动方式，则可拟定机床的总体布局图，详细图纸请参照 1号 第 2 章 主传动的设计 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 6 页 共 71 页 议定转速图 定结构式和结构网式： 根据 步定主轴转速范围为 95 1600r 则 1z 11 951600 (由设计手册取标准值得： = 令 m 600m a x ，则 m 160 0111m a xm i n (则取 m 6 0 0m 。 大多数机床广泛应用滑移齿轮的变速方式，为 了满足结构设计和操纵方便的要求，通常采用双联或三联滑移齿轮，因此主轴转速为 12 级的变速系统，总共需要三个变速组。 按着传动顺序，各变速组排列方案有： 12 3 2 2 12 2 3 2 12 2 2 3 从电机到主轴，一般为降速传动。接近电机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如使传动副较多的传动组放在接近电机处，则可使小尺寸的零件多些，而大尺寸的零件可以少些，这样就节省省材料，经济上就占优势，且这也符合“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取 18=3 3 2 的方案为好，本次设计即采用此方案。 传动顺序方案确定以后，还可列出若干不同扩大顺序方案。如无特殊要求，根据“前密后疏”的原则，应使扩大顺序和传动顺序一致，通常能得到最佳的结构式方案，故选用 12 13 3262结构式方案。 检查最后扩大组的变速范围： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 7 页 共 71 页 r= 6)12(23 10 故合符要求。 定转速图： 根据已确定的结构式或结构网议定转速图时，应注意解决定比传动和分配传动比，合理确定传动轴的转速。 定比传动 在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面的要求，以及满足不同用户的使用要求。在钻铣床的设计中，总降速比为 u=125/1440=每 一 个 变 速 组 的 最 小 降 速 比 均 取 1/4 。 则 三 个 变 速 组 的 总 降 速 可 达01 。故无需要增加降速传动，但为了使中间两个变速组做 到降速缓慢，以利于减小变速箱的径向尺寸和有利于制动方便，在轴间增加一对降速传动齿轮（3424），同时，也有利于设计变型机床，因为只要改 变这对降速齿轮传动比，在其他三个变速组不变的情况下，就可以将主轴的 12 种转速同时提高或降低，以便满足不同用户的要求。 分配降速比 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 8 页 共 71 页 前面已确定， 12 3 2 2 共需三个变速组，并在轴间增加一对降速传动齿轮，要用到四个变速组，在主轴上标出 12级转速： 125 1600r/第轴上用 4400 ，最低转速用 此 A,，即代表总降速传动比为111 定出各变速组的最小传动比 根据降速前慢后快的原则，在轴间变速组取41u ，在轴间变速组取31u ，在轴间变速组取21u ，则： n 1 2 ( 1 6 0 0 )n 1 1 ( 1 2 6 3 )n 1 0 ( 1 0 0 2 )n 9 ( 7 9 5 )n 8 ( 6 3 1 )n 7 ( 5 0 0 )n 6 ( 3 9 7 )n 5 ( 3 1 5 )n 4 ( 2 5 0 )n 3 ( 1 9 8 . 5 )n 2 ( 1 5 7 . 5 )n 1 ( 1 2 5 )1 4 4 0根据结 构式可知：轴间变速组的级比指数分别为： 1， 3， 6。传动副为： 3，2， 2。则画出上图的转速图。 定各齿轮的齿数： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 9 页 共 71 页 在确定齿轮齿数时应注意：齿轮的齿数和不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大，而且增大齿数和还会提高齿轮的线速度而增大噪声，所以在设计时要把齿数和控制在 120100了控制每组啮合齿轮不产生根切现象，使最小齿数 2018z，因而齿轮的齿数和不应过小。 在轴间： 行 又 17 208,77,73,70,674 s 在高速轴中尽量使齿轮的几何尺寸小一点以减小主轴的尺寸，所以可取 67 可查出： 1915z， 48196716 z， 41266713 1 4,72,66,603 s z . 取 663 2211z， 44226612 z， 33336610 z 12 .4,522 s z 三联滑移齿轮中的最大齿数与次大齿数之差必须要大于或等于 4，则必需有 70 前传动轴的转速高，扭矩小，一般传动件的尺寸要小一些，因而齿数和可取比前一级变速组小 用计算法：取 23z， 则 603723 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 10 页 共 71 页 35 z 3327606 z 3601111 223 3030604 z 413469 滑移齿轮齿数的验算：在三联滑移齿轮 ,中，为了确保其左右移动时能顺利通过，不致相碰，则必须保证三联滑移齿轮的次大齿轮 大齿轮布置在中间），即： )2(21)2(21 45 又 )(21 43 则必须保证： 453 上面计算可知： 303 3273053 但是与都采用了离合器，使齿轮 而在滑移齿轮在移动过程中不存在相碰 的情况， 三联滑移齿轮在这个设计里是可以实现的。 动系统图的拟定： 根据以上分析及计算，拟定如下传动系统图： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 11 页 共 71 页 动机的选择 1. 电动机的功率计算 钻头材料选用 毫米公斤 /80 25 则查表得进给量 S 根据钻孔切削用量表查得： n 377r/M=8580N m 则 0 0 0 0 (2. 电动机参数的选择 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 12 页 共 71 页 在选择电动机时，必须使得 据这个原则，查机械设计手册选取 基本参数如下（单位为 A=190 B=140 C=70 D=28 E=60 F=8 G=24 H=112 K=12 45 30 90 65 80 L=400 轮传动的设计计算 由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产效率高、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求，所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动；主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动，它的精度直接与工作的平稳性、接触误差及噪声有关。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，但考虑到制造成本，本次设计都选用 7体设计步骤如下： 1、模数的估算： 按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知道后 方可确定，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。 齿轮弯曲疲劳的估算公式： 32 （式中 N 即为齿轮所传递的功率） （ 齿面点蚀的估算公式： （式中 N 即为齿轮所传递的功率 ） （ 其中A 为齿轮中心距。 由中心距 A 及齿数 21,出模数： 212 (根据估算所得取相近的标 准模数。 前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下： 第一对齿轮副 440 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 13 页 共 71 页 A 以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为 二对齿轮副 002 2 2 6 以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为 三对齿轮副 31 23 23 以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为 四对齿轮副 15 34 34 以，第四对齿轮副传动的齿轮模数应为 上所述，为了降低 成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，但因为轴 的买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 14 页 共 71 页 转速比较小，扭矩比较大，为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用，需增加轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在间各个齿轮模数均为 1m =轴上就取 2 。 2、齿轮分度圆直径的计算 根据渐开线标准直齿圆柱齿轮分度圆直径计算公式可得各个传动副中齿轮的分度圆直径为： d d d d d 12334113 d 5731915 轮宽度 齿宽影响齿的强度，但如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接触不均匀，反儿容易引起振动和噪声。一般取 B=（ 610） m。本次设计中，取主动齿轮宽度B=8m=8 0最后一对齿轮啮合取也取 B=7m 20)，则与其啮合的从动齿轮的宽度一致。而取多联齿轮的宽度 B=8m=8 0了使啮合更容易和平稳，则与其啮合的从动齿轮的宽度要小一点，取 B =6m 6 15 4、齿轮其他参数的计算 根据机械原理中关于渐开线圆柱齿轮参数的计算公式及相关参数的 规定，齿轮的其它参数都可以由以上计算所得的参数计算出来，本次设计中，这些参数在此不在一一计算。 5、齿轮结构的设计 不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构的要求也不同， 7 级精度的齿轮，用较高精度的滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的 7 级齿轮一般滚或插后要剃齿，使精度高于 7 级，或者淬火后再珩齿。 6 级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须才能达到 6级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。 6、齿轮的校核（接触疲劳强度）： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 15 页 共 71 页 计算齿轮强度用的载 荷系数 K，包括使用系数 动载荷系数间载荷分配系数，即： K (查表得：Z= = Z (2 (将数据代入得： H 1100轮接触疲劳强度满足，因此接触的应力小于许用的接触应力。其它齿轮也符合要求，故其余齿轮不在验算，在此略去。 的设计计算 传动轴轴径的估算 滚动轴承的型号是根据轴端直径确定的，而且轴的设计是在初步计算轴径的基础上进行的，因此先要初算轴径。轴的直径可按扭转强度法用下列公式进行估算。 30 (对于 空心轴，则 0 ) (式中， P 轴传递的功率， n 轴的计算转速， r/ 0A 其经验值见表 15 取的值为 （ 1）、计算各传动轴传递的功率 P 根据电动机的计算选择可知，本次设计所选用的电动机额定功率 传动轴传递的功率可按下式计算： ( 电机到传动轴之间传动效率； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 16 页 共 71 页 由传动系统图可以看出，本次设计中采用了联轴器和齿轮传动，则各轴传递的功率为： 1 = 2 = 3 = 4 = 所以，各传动轴传递的功率分别为： 4 2 1 (2) 估算各轴的最小直 径 本次设计中，考虑到主轴的强度与刚度以及制造成本的经济性，初步选择主轴的材料为 40它各轴的材料均选择 45钢，取 为 115，各轴的计算转速由转速图得出： 002r/31r/15r/50r/ 所以各轴的最小直径为： 0 28 4 5 31 17 2 5 32 56 1 5 33 05 0 5 34 在以上各轴中，每根轴都开有平键或花键，所以为了使键槽不影响轴的强度，应将轴的最小直径增大 5%，将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径为： d=18 d=23 d=34 d=46轴段长度值的确定 各轴段的长度值，应根据主轴箱的具体结构而定，且必须满足以下的原则： （ 1）、应满足轴承及齿轮的定位要求； （ 2）、应满足滑移齿轮安全滑移的要求； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 17 页 共 71 页 的刚度与强度校核 根据本次设计的要求，需选择除主轴外的一根轴进行强度校核，而主轴必须进行刚度校核。在此选择第根轴进行强度校核。 （ 1）、第 三 根轴的强度校核 1)、轴的受力分析 及受力简图 由主轴箱的展开图可知，该轴的动力源由电动机通过齿轮传递过来，而后通过一个三联齿轮将动力传递到下一根轴。其两端通过一对角接触球轴承将力转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽略不计。所以只要校核其在 所受载荷是从轴上零件传来的，计算是，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。其受力简图如下： 在 t 2F t 1 2 5l = 4 5 0a = 1 1 0在面内： 10l=450b=25 F r 1F r 2 R 2 2）、作出轴的弯矩图 根据上述简图，分别按 按计算结果分买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 18 页 共 71 页 别作出两个平面的上的弯矩图。 在 据力的平衡原理可得： 2+ (将各个力对 a= +l ( P/ (P/ (由以上两式可解出： b/l (a/b/l (由于有多个力的存在，弯矩无法用一个方程来表示，用 x 来表示所选截面距 每段的弯矩方程为： 在 M=x （ a x 0） 在 M= a+x） x （ x a） 在 M= （ l x 则该轴在 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 19 页 共 71 页 作出轴的扭矩图 由受力分析及受力简图可知，该轴只在 扭矩大小为： (则扭矩图为： 作出总的弯矩图 由以上求得的在 面的弯矩图，根据 M= 22M 可得总的弯矩图为： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 20 页 共 71 页 作出计算弯矩图 根据已作出的总弯矩图和扭矩图，则可由公式 22 )( 求出计算弯矩，其中是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异的系数，因通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭转切应力为静应力时，取 转切应力为脉动循环变应力时，取 扭转切应力也为对称循环变应力时，则取 =1。应本次设计中扭转切应力为静应力，所以取 计算弯矩图为： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 21 页 共 71 页 校核轴的强度 选择轴的材料为 45 钢，并经过调质处理。由机械设计手册查得其许用弯曲应力为 60计算弯矩图可知，该轴的危险截面在 于该作用点上安装滑移齿轮，开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩为： W= D+d） 232D (其中 本次设计中， z=6， D=28d=23 b=6以其截面的惯性矩为 W=据标准直齿圆柱齿轮受力计算公式可得圆周力与径向力： T1/ t (其中 N 为啮合角，对标准齿轮，取 =20 ；而 段轴的长度可从 2号 根据前面的公式可得出该轴危险截面的计算弯矩为： m，则该轴危险截面所受的弯曲应力为： 60以该轴的强度满足要求。 （ 2）、主轴的刚度校核 1）、主轴材料的选择 考虑到主轴的刚度 和 强度，选择主轴的材料为 40经过调质处理； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 22 页 共 71 页 2）、主轴结构的确定 主轴直径的选择 根据机床主电机功率来确定 1D (参考金属切削机床（下）的 154页 )： P 4于中等以上转速，中等以下载荷的机床 可取 0601 主轴内孔直径 444 4400 1)(164/ 64/)( (其中 0K，0K, I 当 则主轴的刚度急剧下降，故取 轴的结构应根据主轴上应安装的组件以及在主轴箱里的具体布置来确 定，主轴的具体结构已在三维图上表达清楚，在此不在绘出。 其中： D D= D d 18 141d L=73 3）、主轴的刚度验算 轴的变形和允许值 轴上装齿轮和轴承处的绕度和倾角（ ）应该小于弯曲变形的许用值 和y 即 y y 轴的类型 y （ 变形部位 （ 一般传动轴 向心轴承处 度的要求较高 齿轮处 装齿轮轴 （ m 装单列圆锥滚子轴承 中： 轴的变形计算公式 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第 23 页 共 71 页 计算轴本 身弯曲变形产生的绕度 y 及倾角 时，一般常将轴简