机械毕业设计（论文）-数控卧式加工中心主轴箱及进给机构设计（全套图纸） .pdf

南华大学机械工程学院毕业设计 第 1 页 共 54 页 前前 言言 加工中心集计算机技术、电子技术、自动化控制、传感测量、机械制造、网 络通信技术于一体，是典型的机电一体化产品，它的发展和运用，开创了制造业 的新时代，改变了制造业的生产方式、产业结构、管理方式，使世界制造业的格 局发生了巨大变化。现在的 cad/cam、fms、cims，都是建立在数控技术之 上。 目前数控技术已经广泛运用于制造业，数控技术水平的高低已成为衡量一个 国家制造业现代化程度的核心标志。而加工中心的发展最为重要。 随着科学技术的高速发展，市场上对数控的要求也有很大的改变，正要求数 控系统朝着高速、高精度、高可靠性发展，为追求加工效率及更通用化迫使数控 机床结构模块化、智能化、柔性化、用户界面图形化，科学计算可视化，内置高 性能 plc，多媒体技术应用等方面发展。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 加工中心的优点有：1）提高加工质量；2）缩短加工准备时间；3）减少在 制品；4）减少刀具费；5）最少的直接劳务费；6）最少的间接劳务费；7）设备 利用率高。总的来说，加工中心的发展动向是高速、进一步提高精度和愈发完善 的机能。 本设计说明书以大量图例来说明加工中心的主轴箱设计及横向进给机构的 设计的思路。设计中得到颜竟成教授的悉心指导，在此向他表示诚挚的的感谢。 南华大学机械工程学院毕业设计 第 2 页 共 54 页 由于编者的水平和经验有限，加之设计时间较短、资料收集较困难，说明书中难 免有缺点和错误，在此恳请读者谅解，并衷心希望广大读者提出批评意见，使本 设计说明书能有所改进。 编者 2009年6月 1. 机床总体方案设计机床总体方案设计 1.1 机床总体尺寸参数的选定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 4001600mmmm 工作台最大纵向行程 650mm 工作台最大横向行程 450mm 工作台最大垂直行程 500mm x、y 轴步进电机 a12/3000i z 步进电机 a12/3000i 主轴最大输出扭矩 70 公斤力米 主轴转速范围 452000r/min 主电动机的功率 4kw 主轴电动机转速 1500r/min 机床外行尺寸（长宽高） 248812002710mmmmmm 机床净重 500kg 1.2 机床主要部件及其运动方式的选定机床主要部件及其运动方式的选定 南华大学机械工程学院毕业设计 第 3 页 共 54 页 1.2.1 主运动的实现主运动的实现 因所设计的卧式加工中心要求能进行车、铣和镗，横向方向的行程比较大， 因而采用工作台不动，而主轴箱各轴向摆放为卧式的机构布局；采用交流无级调 速电动机实现无级调速，并且串联有级变速箱来扩大变速范围。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 离合器交换齿轮的有级变速。 1.2.2 给运动的实现给运动的实现 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、z 三个 方向上， 进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。 1.2.3 数字控制的实现数字控制的实现 采用单片机控制，各个控制按钮均安装在控制台上，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。 1.2.4 机床其他零部件的选择机床其他零部件的选择 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 准件如滚珠丝杠、轴承等均选择外购形式。 1.3 机床总体布局的确定机床总体布局的确定 1.3.1 确定主轴箱传动系统方案：确定主轴箱传动系统方案： 主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统，它应具有一定的转速（速 度）和一定的变速范围，以便采用不同材料的刀具，加工不同材料、不同尺寸、 不同要求的工件，并能方便地实现运动的开停、变速、换向和制动等。 加工中心主传动系统主要包括电动机、传动系统和主轴部件，它与普通机 床的主传动系统相比在结构上比较简单， 这是因为变速功能全部或大部分由主轴 电动机的无级调速来承担。 机床上常用的变速电动机有直流电动机和交流变频电动机， 在额定的转速 上为恒功率变速，通常变速范围仅为 2-3；额定转速以下为恒转矩变速，调整范 围很大，变速范围可大 30 甚至更大。上述功率和转矩特性一般不能满足机床的 南华大学机械工程学院毕业设计 第 4 页 共 54 页 使用要求。为了扩大恒功率调速范围，在变速电动机和主轴之间串联一个有级变 速箱。 本机床采用交流调速电机变速，为了在变速范围内，满足一定恒功率和恒 转矩的要求，为了进一步扩大变速范围，在后面串联机械有级变速装置。 1.3.2 确定主轴箱有级变速级数：确定主轴箱有级变速级数： 取变速箱的公比为 f 等于电动机的恒功率变速范围 dpr ，即 dp f r =， 功率特性图是连续的，无缺口和无重合。如变速箱级数为 z，则主轴的恒功率变 速范围 npr 等于 1zz npdp ff rr = 变速箱的变速级数可得出： lg lg np f r z = 主轴要求的恒功率变速范围 2000/4544.4 np r= 电动机的恒功率变速范围 2000/1500 1.34 dp r= 取变速箱的公比 1.41 dp f r = 故变速箱的变速级数 lg lg44.5 11.15 lglg1.41 np f r z = 故通过圆整取 z=12。 1.3.3 确定各齿轮的齿数：确定各齿轮的齿数： 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躁 声， 所以在设计时要把齿数和控制在100120 z s ；为了控制每组啮合齿轮不产 生根切现象，使最小齿数 min 1820z，因而齿轮的齿数和不应过小。 受结构限制的个齿轮（尤其是最少齿轮） ，应能可靠地装到轴上或进行套 装；齿轮的齿槽到孔壁或键槽2am（m 为模数） ，以保证有足够强的强度，避 免出现变形或断裂现象。应保证： 南华大学机械工程学院毕业设计 第 5 页 共 54 页 min 1 2 2 dtm 标准直齿圆柱齿轮，其最少齿根直径 min min (2.5)dm z =，代入上式可得： min 2 6.5 t z m + 式中： min z齿轮的最少齿数； m 齿轮模数； t 齿轮键槽顶面至轴心线的距离。 由于此传动在同一变数组为同模数传动，各对齿轮的齿数的齿数之比， 必须满足传动比；当各对齿轮的模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的 齿数和必然相等，可列出： 1 2 12 j j j jjz z u z szz = += 式中： 12 .j jzz 分别为 j 齿轮副的主动与从动齿轮的齿数； ju j 齿轮副的传动比； zs 齿轮副的齿数和。 由上述公式可得： 1 2 1 1 1 j jz j jz j u sz u sz u = + = + 因此，选定了齿数和 z s ，便可以计算出各齿轮的齿数，或者由上式确定出齿轮 副的任一齿轮后，用上式算出另一齿轮的齿数。 查表选择齿轮的齿数： 南华大学机械工程学院毕业设计 第 6 页 共 54 页 312 12 1 2 1 12 3 2 1 2 342721 475560 3730 . 5360 8024 . 9640 aaa bbb b b cc c c dd zzz zzz zz zz zz zz = = = 其中 a 代表二轴，b 代表三轴，c 代表四轴，d 代表主轴。 1.3.4 拟定主运动转速图：拟定主运动转速图： 由上述计算得，12 级转速各传动组中传动数的确定方案有： 12=43 ，12=34 ，12=322， 12=232， 12=223 按照“前多后少”的原则，确定各传动组的传动副数为 12=322。根据“前 密后疏”的原则，确定基本组在前，后面依次扩大，因此得结构式为 136 12322=， 第二扩大组的两个传动比连线之间，相距格数应为326 nbzz =，变速范 围是 66 1.418 =，在允许的范围内，所选定的结构式共有三个传动组。 因此变速机构需要四轴，再加上电动机轴共五轴，故转速图有五条竖线。 由于齿轮传动比受到 1 2 4 u的限制，现在传动组 c 的变速范围为 6 8 =。可知 这个传动组中两个传动副的传动比必然是极限值，即 12 2 4 11 ,2 4 ccuu = 该传动组的升降速度传动比都达到了极限值， 就确定了轴的六级转速只 有一种可能，即为 1801000r/min。 轴-之间，两条传动比连线间应相距 3 格，取 12 2 11 ,1.41 2 bbuu =，因此，确定轴的转速为 355710 r/min。 对于轴，取 南华大学机械工程学院毕业设计 第 7 页 共 54 页 123 32 111111 , 2.8241.41 aaauuu = 于是决定了轴的转速为 1000 r/min，电动机轴与轴之间为齿轮传动， 传 动 比 为1000 ： 1440 ， 综 合 上 述 ， 主 轴 的 调 速 范 围 ： 45.63.90.125.180.250.355.5000.710.1000.1400.2000。转速图如下： 图 2.1 加工中心转速图 南华大学机械工程学院毕业设计 第 8 页 共 54 页 2.主运动的设计计算主运动的设计计算 2.1 电动机的选择电动机的选择 2.1.1 电动机的功率的计算电动机的功率的计算 查机床主轴/变速箱设计指导 ： 端铣：硬质合金端铣刀，铣刀材料是 45 号钢； 1） 主切削力 0.75 0.850.731.00.13 118 cep z f ada nfz = 公式中 背吃刀量34,4,amm=:取a， ()0.40.80.8160ddmm=: e 侧吃刀量a取 每齿进给量()()0.10.2/,0.2/ zz mm zmm z ff =:取 刀具直径200dmm= 铣刀齿数 z=4,选100/ c m s v = 铣刀转速 0.75 0.850.731.00.13 0.850.750.750.13 118 118 1600.22004 16041706.3 cep z n fada n fz = = = 所以主切削力 0.75 0.850.731.00.13 0.850.750.750.13 118 118 1600.22004 16041706.3 cep z n f ada nfz = = = 2）切削功率 铣削过程中消耗的功率 c p主要按圆周切削力 c f 和铣削速度 cv 进行计算 南华大学机械工程学院毕业设计 第 9 页 共 54 页 1706.3 100 2.84 1000 6060 cc c kwkw vf p = 进给运动也消耗一些功率 f p ，一般情况下0.15 cf pp，所以总的切削力功率 1.15ppp mc f =+ ， 由 此 可 估 算 铣 床 主 电 动 机 的 功 率 ； () m e p p 式中铣床传动效率 ，取()=0.85 ， 0 1.151.15 2.84 3.84 0.85 e p pkwkw = 2.1.2 电动机参数的选择电动机参数的选择 在选择电动机时，必须使得pp 总额定 ，根据这个原则，查机械设计手 册选取 y112m- 4 型电动机，功率为 4kw。其基本参数如下(单位为 mm): 满载转速为 1440r/min 2.2 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产成本低等优点，而且直齿圆 柱齿轮也能满足传动设计要求，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- 6- 6 的精度。具体设计步骤如下： 2.2.1 模数的估算模数的估算 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，所以只在草图画后校核用。在绘草图之前，先估算， 再 标准齿轮模数。 齿轮弯曲疲劳的估算公式： 332(n w j n mmm zn 式中 即为齿轮所传递的功率） 齿面点蚀的估算公式： 南华大学机械工程学院毕业设计 第 10 页 共 54 页 332(n j n amm n 式中 即为齿轮所传递的功率） 其中 jn 为大齿轮的计算转速，a 为齿轮中心距。 由中心距 a 及齿数 1 z 、 2 z 求出模数： 12 2 j a mmm zz = + 根据估算所得 w m和 j m 中较大的值，选取相近的标准模数。 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 3 3 3 3 12 1440 /min 4 32321.39 34 1440 4 32324.49 1440 22 4.49 0.11 3447 j w j j j nr n mmmmmmm zn n ammmmmm n a mmmmmmm zz = = = = + q 所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为1.39 w mmmm 第二对齿轮 3 3 3 3 12 1000 /min 4 32321.69 27 1000 4 32325.02 1000 22 5.02 0.13 2753 j w j j j nr n mmmmmmm zn n ammmmmm n a mmmmmmm zz = = = = + q 所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为1.69 w mmmm 第三对齿轮副 3 3 3 3 12 355 /min 2.4 32321.82 37 355 2.4 32326.05 355 22 6.05 0.134 3753 j w j j j nr n mmmmmmm zn n ammmmmm n a mmmmmmm zz = = = = + q 南华大学机械工程学院毕业设计 第 11 页 共 54 页 所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为1.82 w mmmm 第四对齿轮副 3 3 3 3 12 125 /min 2.4 32322.45 40 125 2.4 32328.56 125 22 8.56 0.14 4080 j w j j j nr n mmmmmmm zn n ammmmmm n a mmmmmmm zz = = = = + q 所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为2.45 w mmmm 综合上述，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 v 轴 的转速比较小，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 v 轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在对齿轮模数均为 1 2mmm= ，在对齿轮上就取 2 2.5mmm= 2.2.2 齿轮分度圆直径的计算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：单位（mm） 1 34 268 a mm d = 1 47 294 a mm d = 2 27 254 a mm d = 2 55 2110 a mm d = 3 21 242 a mm d = 3 60 2120 a mm d = 1 53 2106 b mm d = 1 37 274 b mm d = 2 30 260 b mm d = 2 60 2120 b mm d = 1 40 2.5100 c mm d = 1 80 2.5200 c mm d = 2 24 2.560 c mm d = 2 96 2.5240 c mm d = 2.2.3 齿轮宽度齿轮宽度 b 的确定的确定 齿轮影响齿的强度，但如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接 南华大学机械工程学院毕业设计 第 12 页 共 54 页 触不均匀，反而容易引起振动和噪音。一般取 b=（610）m。本次设计中，取 主动轮宽度 b=9m=18mm(最后一对齿轮也取 b=79m=18mm)。 2.2.4 齿轮其他参数的计算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，齿轮的其他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。 2.2.5 齿轮结构的设计齿轮结构的设计 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，七 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， 必须达到 6 级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。 2.2.6 齿轮的校核（接触疲劳强度）齿轮的校核（接触疲劳强度） 计算齿轮强度用的载荷系数 k，包括使用系数 a k ，动载荷系数 v k ，齿间 载荷分配系数k及齿向载荷分布系数k，即： () 2 1 1.25 1.07 1.1 1.121.65 0.88,2.5,189.8 21 1100 av he hhe h kk k k k zzz ku z z z bd u mpa = = = + = p 查表得： 将数据代入得； 齿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。其他齿轮 也符合要求，故其余齿轮不需验算，在此略去。 2.3 轴的设计计算轴的设计计算 2.3.1 各传动轴轴径的估算各传动轴轴径的估算 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。 南华大学机械工程学院毕业设计 第 13 页 共 54 页 3 0 p damm n 对于空心轴，则 () 3 0 4 1 p damm n 式中， p轴传递的功率，kw； n轴的计算转速，r/min; 0 a 其经验值见表 取 的值为 1.5。 （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，本次设计所用的电动机额定功率4 d nkw=，各传 动轴传递的功率可按下式计算： d pn= 电机到传动轴之间传动效率； 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，及轴承。则各轴 传递的功率为： 1234 0.94,0.94,0.93,0.91= 所以，各传动轴传递的功率分别为： 11 4 0.943.76ppkw= 212 3.76 0.943.53ppkw= 323 3.53 0.943.29ppkw= 434 3.29 0.912.96ppkw= （2） 估算各轴的最小直径 3 1 115 p d n 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 南华大学机械工程学院毕业设计 第 14 页 共 54 页 材料为 40cr，其他各轴的材料均选择 45 钢，取 a0 值为 115，各轴的计算转速可 推算出为： 1234 1440 /min,1000 /min,355 /min,125 /minrrrr nnnn = 所以各轴的最小直径为： 3 1 4 1156.06 1440 dmm= 3 2 3.76 11517.89 1000 dmm= 3 3 3.53 11524.73 355 dmm= 3 4 2.96 11533.02 125 dmm= 在以上各轴中，因有些轴上开有平键或花键，所以为了使键槽不影响轴 的强度，应将轴的最小直径增大到 5%，将增大后的直径圆整后分别取各轴的最 小直径为： 2min3min4min 20,25,30dmm dmm dmm= 对于主轴应该应用公式； () 3 0 4 1 p da n 故主轴为 () 3 4 4 11537.4 125 1 0.5 dmm= 考虑到轴上有花键，所以应将轴的最 少直径增大 5%，将增大的直径在圆整后取 4 60dmm= 2.3.2 各轴段长度值的确定各轴段长度值的确定 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； 应满足轴承及齿轮的定位要求。 2.3.3 轴的刚度与强度校核轴的刚度与强度校核 （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弹性联轴器传递过来， 而后通过齿轮将动力传递到下一根轴。 其两端通过一对角接触轴承将力转移到箱 体上去。由于传递的齿轮采用的是直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽略不计。 所以， 只要校核其在 xz 平面和 yz 平面的受力。 轴所受载荷是从轴上零件传来的， 计算时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 南华大学机械工程学院毕业设计 第 15 页 共 54 页 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 的粮，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 xz 平面内： 图 2.2 xz 平面受力分析 在 yz 平面内： 图 2.3 yz 平面受力分析 （2）作出轴的弯矩图 根据上述简图，分别按 xz 平面及 yz 平面计算各力产生的弯矩，并按计 算结果分别作出两个平面的上的弯矩图。 则该轴在 xz 平面内的弯矩图为： 南华大学机械工程学院毕业设计 第 16 页 共 54 页 图 2.4 xz 平面内的玩矩 同理可得在 yz 平面内的弯矩图为： 图 2.5 yz 平面内的弯矩 （3）作出轴的扭矩图 由受力分析及受力简图可知， 则扭矩图为： 南华大学机械工程学院毕业设计 第 17 页 共 54 页 图 2.6 扭矩图 （4）作出总的弯矩图 由以上求得的在 xz、yz 平面的弯矩图，根据 22 xzyz mmm=+ 可得总 的弯矩图为： 图 2.7 合成弯矩图 （5）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 () ca mmt=+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边应力，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。既当扭转切应力为静应力时，取 a=0.3;扭转切应力为脉动循环 变应力时，取 a=0.6；若扭矩切应力也为对称循环变应力时，则取 a=1。应本次 设计中扭转切应力为静应力，所以取 a=0.3，则计算弯矩图为： 南华大学机械工程学院毕业设计 第 18 页 共 54 页 图 2.8 计算弯矩图 （6）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 60mp，由计算弯矩图可知，该轴的危险截面在 b 的作用点上，由于 该作用点上开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩： ()() 2 4 /32wdddddzdd =+ 其中 z 为花键的数目，在本次设计中，8,36,32,6zdmm dmm bmm=所以其 截面的惯性矩为 w=273.5 3 mm 根据标准直齿圆柱齿轮受力计算公式可得圆周力与径向力： 1 2 1 t ft d = rt tg ff = 其中 t1 为小齿轮传递的扭转，nmm； 为啮合角， 对标准齿轮， 取 0 20 =； 而 t f与 r f分别对应与 xz 平面及平面 yz 的力。各段轴的长度可从 2 号 a0 图中得 出， 则根据前面的公式可得出该轴危险截面的计算弯矩为：25014.22 ca mnm=， 则该轴危险截面所受的弯曲应力为：25014.22/524.3847.760 ca mpmp=， 所以该轴的强度满足要求。其余各轴的校核步骤跟轴一样，在此就不在校其余 各轴。 2.3.4 主轴的确定主轴的确定 南华大学机械工程学院毕业设计 第 19 页 共 54 页 主轴的构造和形状主要决定与主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承等 零件的类型、数量、位置和安装定位方法等。应能保证定位准确、安装可靠、连 接牢固、装卸方便，并能传递足够的转矩。 （1）主轴材料的选择 考虑到主轴的刚度及强度，选择主轴的材料为 40cr，并经过调质处理； （2）主轴结构的确定 主轴直径的选择 根据机床主电动机功率来确定 1 d p=2.96kw，属于中等以上转速，中等以下载荷的机床 可取 1 d =5070mm 主轴内孔直径 () 444 4 00 4 /64 11 /64 ki k dd d idd = = q 其中 0 k ， 0 i -空心主轴的刚度和截面惯性矩 k ，i -实心主轴的刚度和截面惯性矩 当0.7 则主轴的刚度急剧下降，故取0.7 p 主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。 提高主轴的性能措施 a、提高旋转精度 提高主轴组件的旋转精度，首先是要保证主轴和轴承具有一定的精度， 此外还可以采取一些工艺措施。如选配法、装配后精加工。 b、改善动态特性 主轴应有较高的动刚度和较大的阻尼，使得主轴组件在一定副值的周期 性激振力作用下，受迫振动的振幅较小。通常，主轴组件的固有频率是而后内高 的，远远高于主轴的最高转速，故不必考虑共振问题，按静态处理。 c.控制主轴组件温升 主轴运转时滚动轴承的滚动体在滚道中磨擦、搅油，滑动轴承乘载油膜 南华大学机械工程学院毕业设计 第 20 页 共 54 页 受到剪切内磨擦，均会产生热量，使轴承温度上升。故控制主轴组件温升和热变 形，提高其热稳定性是十分必要的。主要有两项措施。 1、减少支承发热量。 2、采用散热装置。通常用热源隔离法、热源冷却法和热平衡法。 主轴的主要尺寸是根据结构上确定的，一般的直径取值都大于初始值的好几倍， 故主轴的刚度一般都能满足要求。在此就免于校核。 2.4 离合器的选用离合器的选用 离合器在机器运转中可将传动系统随时分离或接合，对离合器的要求有：接 合平稳，分离迅速彻底；调节和修理方便；外廓尺寸小；质量小；耐磨性好和有 足够的散热能力；操作方便省力。 ；离合器的类型很多，常用的可分牙嵌式和摩 擦式。由主轴箱的结构尺寸限制，我选用了无滑环式多片摩擦式。由主轴箱的结 构尺寸限制，我选用了无滑环湿式多片摩擦电磁式离合器，此类型的离合器防爆 性能好，径向尺寸较小。选型号 dlm9-25。其结构尺寸如下： 1234 162,135,65,95 50,16,82 d dddd el = = 南华大学机械工程学院毕业设计 第 21 页 共 54 页 3. 进给系统的设计计算进给系统的设计计算 -卧式加工中心工作台（卧式加工中心工作台（x 轴）设计轴）设计 3.1 概述概述 3.1.1 技术技术要要求求 工作台、工件和夹具的总质量 m=918 kg（所受的重力 w=9000n） ，其中，工 作 台 的 质 量 kg m 510 0 = ( 所 受 的 重 力 w=5000n ） ; 工 作 台 最 大 行 程 600 p lmm=；工作台快速移动速度min/20000 max mm v =;工作台采用滚动直 线导轨，导轨的动、静摩檫系数均为 0.01；工作台的定位精度为 20 m，重复定 位精度为 8 m；机床的工作寿命为 20000h（即工作时间为 10 年） 。 机床采用主轴伺服电动机，额定功率4 e pkw=，机床采用端面铣刀进行强 力切削，铣刀直径mmd200=，主轴转速min/160rn =，切削状况如下表所示： 表 3.1 加工中心切削状况 切削方式 进 给 速 度 / （m/min） 时间比例/（%） 备注 强力切削 0.6 10 主电动机满功率条件下切削 一般切削 0.8 30 粗加工 精加工切削 1 50 精加工 快速进给 20 10 空载条件下工作台快速进给 表 3.1 3.1.2 总体方案设计总体方案设计 为了满足以上技术要求，采取以下技术方案。 （1）工作台工作面尺寸（宽度长度）确定为 400mm1200mm。 （2）工作台导轨采用滚动直线导轨。 南华大学机械工程学院毕业设计 第 22 页 共 54 页 （3）对滚动丝杠螺母副进行预紧。 （4）采用伺服电动机驱动。 （5）采用锥环套筒联轴器将伺服电动机与滚珠丝杠直连。 3.2 设计计算设计计算 3.2.1 主主切削力切削力及其及其切削切削分分力力计算计算 （1）计算主切削 z f。 根据已知条件，采用端面铣刀在主轴计算转速下进行强力切削（铣刀直 径mmd200=，主轴具有最大扭矩并能传递主电动机的全部功率，此时铣刀的 切削速度为smsm dn v/67 . 1 / 60 1601020014 . 3 60 3 = = 若机械效率85.0= m ，则由公式可以计算主切削力 z f： 33 0.85 4 10102035.93 1.67 me z p fnn v = （2）计算各切削分力 根据经验可得工作台纵向切削力 1 f、横向切削力 c f 和垂直切削力 v f 分别为 1 0.40.4 2035.93814.37 z ffnn= 0.950.95 2035.931934.13 cz ffnn= 0.550.55 2035.931119.76 vz ffnn= 3.2.2 导轨摩檫力导轨摩檫力的计算的计算 （1）由公式计算在切削状态下的导轨摩檫力f，此时导轨摩檫系数 01. 0=，查表得导轨紧固力40 g fn=，则 ()0.01 (900040 1913.13 1119.76)120.73 gcv fwfffn =+=+= 南华大学机械工程学院毕业设计 第 23 页 共 54 页 n 又由公式计算在不在切削状态下的导轨摩檫力 0 f和导轨静摩檫力 0 f。 0 ()0.01 (900040)90.4 g fwfnn =+=+= 0 0 90.4ffn = 3.2.3 计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力 （1）由公式计算最大轴向负载力 maxa f max1 (814.37 120.73)935.1 a fffn =+=+= （2）由公式计算最小轴向负载力 mina f 0 min 90.4 a ffn = 3.2.4 滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算 （1）确定滚珠丝杠的导程 0 l 根据已知条件，取电动机的最高转速min/2000 min r n =，可得 mmmm in v l 10 20001 20000 max max 0 = = （2）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速和平均载荷 1）.估算在各种切削方式下滚珠丝杠的轴向载荷，将估算结果填入下表 表 3.2 卧式加工中心滚珠丝杠的计算 切削方式 轴 向 载 荷/n 进 给 速 度 / （m/min） 时 间 比 例/（%） 备注 强力切削 935.1 6 . 0 1 = v 10 ffamax1= 一般切削 （粗加工） 277.44 8 . 0 2 = v 30 fff aa%20maxmin2+ = 南华大学机械工程学院毕业设计 第 24 页 共 54 页 精细切削 （精加工） 137.16 1 3 = v 50 fff aa%5maxmin3+ = 快移和钻 镗定位 90.4 vv max4 = 10 ffamin = 4 2).计算滚珠丝杠螺母副在各种切削方式下的转速ni。 1 31 0 0.6 /min60 /min 10 10 rr v n l = min/80min/ 1010 8 . 0 3 0 2 2 rr l v n = = min/100min/ 1010 1 3 0 3 3 rr l v n = = min/2000min/ 1010 20 3 0 4 4 rr l v n = = 3）.由公式计算滚珠丝杠螺母副的平均转速 m n。 min/280min/)2000 100 10 100 100 50 80 100 30 60 100 10 ( 100 . 100100 2 2 1 1 rr n q n q n q n n n m =+= += 其中 n q代表时间比例系数 4）.由公式计算滚珠丝杠螺母副的平均载荷 m f 333 1122 3 12 3333 3 . 100100100 6010803010050200010 935.1277.44137.1690.4 280100280100280100280100 271.43 nn mn mmm n qqq nnn ffff nnn =+ =+ = （3）确定滚珠丝杠预期的额定动载荷 am c 1）.由预期工作时间按公式计算。查表 南华大学机械工程学院毕业设计 第 25 页 共 54 页 表 3.3 载荷性质系数 w f 载荷性质 无冲击 （很平稳） 轻微冲击 伴有冲击或振动 w f 11.2 1.21.5 1.52 根据载荷性质，有轻微冲击，取载荷性质 w f =1.3； 查表 表 3.4 精度系数 a f 精度等级 1、2、3 4、5 7 10 a f 1 0.9 0.8 0.7 根据初步选择滚珠丝杠的精度等级为 2 级精度，取精度系数1= a f； 查表 表 3.5 可靠性系数 c f 可 靠 性 （%） 90 95 96 97 98 99 c f 1 0.62 0.53 0.44 0.33 0.21 一般情况下可靠性应达到 97%，故取可靠性系数44 . 0 = c f。 3 3 271.43 1.3 6060 280 200005575.21 100100 1 0.44 mw ammh ac f f cn lnn f f = 2）.因对滚珠丝杠螺母副将实施预紧，所以还可以按公式估算最大轴向载荷。 查表 表 3.6 预加载荷系数 e f 预加载荷类型 轻预载 中预载 重预载 w f 6.7 4.5 3.4 按中预载选取预加载荷系数, 5 . 4= e f则 max 4.5 935.14207.95 amea cf fnn= 3）.确定滚珠丝杠预期的额定动载荷 am c，取上两种结果的最大值，即 5575.21 am cn= 南华大学机械工程学院毕业设计 第 26 页 共 54 页 4）.按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底经 2m d 估算允许的滚珠丝杠的最大轴向变形。 已知工作台的定位精度为 20m，重复定位精度为 8m，根据公式计算以及定 位精度和重复定位精度的要求得 ()mm 467. 28) 2 1 3 1 ( 1max = ()mm 5420) 4 1 5 1 ( 2max = 取上述计算结果的最小值，即m 67. 2 max= 。 估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径 2m d。 本工作台（x 轴）滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用一端固定，一端游 动的支承方式，滚珠丝杠螺母副的两个固定支承之间的距离为 ()() ()mmmm ll l l 114010306004 . 1 304 . 1 30254 . 12 . 1 2 0 0 =+= += + += 行程 取 行程 支承长度螺母长度余程安全行程行程 又 00 90.4 ,ffn =可得 0 2 max 90.4 1140 0.0780.07815.33 2.67 m f l dmmmm = 5）.初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号 根据计算所得的 0 l、 am c、 m d2和结果的需要，初步选择 ffzd 型内循环垫 片预紧螺母式滚珠丝杠螺母副，型号为：ffzd4010-3，其公称直径 0 d、基本导 程 0 l、额定动载荷 a c和丝杠底径 2 d如下： 南华大学机械工程学院毕业设计 第 27 页 共 54 页 00 22 40,10 300005575.21 34.315.35 aam m dmm lmm nn ddmm cc = = = f f 故满足要求。 6）.确定滚珠丝杠螺母副的预紧力 p f 由式得 max 11 935.1 311.7 33 pa ffn= 7）.确定滚珠丝杠螺母副支承用轴承的规格型号 由公式计算轴承所承受的最大轴向载荷 maxb f maxmax 935.1 ba ffn= 计算轴承的预紧力 bp f max 11 935.1311.7 33 bpb ffnn= 计算轴承的当量轴向载荷 bam f ()311.7271.43583.13 bambpm fffnn=+=+= 由式计算轴承的基本额定动载荷c。 已知轴承的工作转速与滚珠丝杠的当量转速nm相同，取min/280r nn m = = ； 轴 承 的 基 本 额 定 载 荷 寿 命hl.20000=， 轴 承 所 承 受 的 轴 向 载 荷 583.13 babam ffn=。轴承的径向载荷 r f和轴向载荷 a f分别为 nn ffbamxr 57.2915 . 013.58360cos 0 = nn ffbamxa 32.50787. 013.58360sin 0 = 因为 507.32 1.742.17, 291.57 a r f f =p所以查表得，径向系数 x，轴向系数 y 分 别为54. 0, 9 . 1=yx，故 南华大学机械工程学院毕业设计 第 28 页 共 54 页 () 3 3 1.9 291.570.54 507.32827.94 827.94 6060 280 200005755.88 100100 ra h pxfyfnn p cnlnn =+=+= = 3.2.5 确定轴确定轴承承的的规格型号规格型号 因为滚珠丝杠螺母副拟采用一端固定、一端游动的支承方式，所以将在 固定端选用 0 60角接触球承组背对背安装，以承受两个方向的轴向力。由于滚 珠丝杠螺母副的底径 2 d为mm3 .34， 所以选择轴承的内径d为mm30， 以满足滚 珠丝杠结构的需要。 选择国产 0 60角接触球承两件一组背对背安装， 型号为760206tni/p4dfa， 尺寸（内径外径宽度）为mmmmmm166030，选用油脂润滑。该轴承的 预载荷能力 bp f为 1450n， 大于计算所得的轴承预紧力311.7 bp fn=。 在油脂 润滑状态下的极限转速为min/2200r，高于本机床滚珠丝杠的最高转速 min/2000 max r n =，故满足要求。该轴承的额定动载荷为 n c 26000 , =，而 该轴承在h20000工作寿命下的基本额定动载荷nc88.5755=，故也满足要求。 3.3 工作台部件的工作台部件的装配装配图设计图设计 南华大学机械工程学院毕业设计 第 29 页 共 54 页 图 3.1 工作台设计 3.4 滚珠丝杠螺母副的承载能力的校验滚珠丝杠螺母副的承载能力的校验 3.4.1.滚珠丝杠螺母副临界压缩载荷滚珠丝杠螺母副临界压缩载荷fc的校的校验验 根据图得滚珠丝杠螺母副的最长受压长度 1 766lmm=， 丝杠水平安装时， 12 1 ,2, 3 kk=查表得由公式得 44 55 2 12 22 1 134.3 10210157263.41 3766 c d fk kn l = = 本工作台滚珠丝杠螺母副的最大轴向压缩载荷为 max 935.1 , a fn=远小于其 临界压缩载荷 c f的值，故满足要求。 3.4.2 滚珠丝杠螺母副临界滚珠丝杠螺母副临界转速转速nc的校的校验验 由图可得滚珠丝杠螺母副临界转速的计算长度 2 780lmm=，其弹性模量 mpae 5 101 . 2 =， 已知材料密度,/108 . 9,/108 . 7 1 2335 smmgmmn g = 重力加速度安全系 数 1 0.8,k =由表得与支承有关的系数927. 3=。 滚珠丝杠的最小惯性矩为 444 4 2 679093 .34 64 14. 3 64 mmmmi d = 滚珠丝杠的最小截面积为 222 2 2 54.9233 .34 4 14. 3 4 mmmma d = 由式得 南华大学机械工程学院毕业设计 第 30 页 共 54 页 2253 1 225 2 6060 3.9272.1 1067909 9.8 10 0.8/min8533. /min 22 3.14 7807.8 10923.54 c ei krr la n = 本工作台滚珠丝杠螺母副的最高转速为 2000r/min，远小于其临界转速，故 满足要求。 3.4.3 滚珠丝杠螺母副额滚珠丝杠螺母副额定定寿命寿命的校的校验验 查 表 得 滚 珠 丝 杠 螺 母 的 额 定 动 载 荷30000 a cn=， 轴 向 载 荷 935.1 a fn=， 运转条件系数1.2 w f =， 滚珠丝杠的转速2000 /minnr=， 由公