XK5040数控立式铣床及控制系统设计

河北科技学院毕业设计（论文） 目 录 摘 要 .III 关键词 1 1 总体设计 .IV 1.1、铣床简介 .IV 1.2、 XK5040型数控铣床的总体布局、主要技术参数及总传动系统图 .IV 1.2.1 XK5040型数控铣床的总体布局 .IV 1.2.2 XK5040型数控铣床的主要技术参数 .V 1.2.3 总传动系统图 .VII 2 主运动系统设计 .VIII 2.1 传动系统设计 .VIII 2.1.1参数的拟定 .VIII 2.1.2 传动结构或结构网的选择 .VIII 2.1.3 转速图拟定 .X 2.1.4齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 .XII . 传动件的估算与验算 .XVI 2.2.1传动轴的估算和验算 .XVI . .齿轮模数的估算 .XIX . 展开图设计 .XXIV . .结构实际的内容及技术要求 .XXIV . . 齿轮块的设计 .XXV . . 传动轴设计 .XXVIII . . 主轴组件设计 .XXXI . 制动器设计 .XXXVII . . 按扭矩选择 .XXXVII . 截面图设计 .XXXVIII . . 轴的空间布置 .XXXVIII 河北科技学院毕业设计（论文） II . . 操纵机构 .XXXIX . . 润滑 .XXXIX . .箱体设计的确有关问题 .XLI 进给系统设计 .XLI . 总体方案设计 .XLI . .对进给伺服系统的基本要求 .XLI . .进给伺服系统的设计要求 .XLI . .总体方案 .XLII . 进给伺服系统机械部分设计 .XLIII . .确定脉冲当量，计算切削力 .XLIII . .滚珠丝杆螺母副的计算和造型 .XLV . .齿轮传动比计算 .LIV . . 步进电机的计算和选型 .LV . . 进给伺服系统机械部分结构设计 .LXV 控制系统设计 .LXVIII 4.1绘制控制系统结构框图 .LXVIII 4.2.选择中央处理单元（ CPU）的类型 .LXIX 4.3存储器扩展电路设计 .LXIX . .程序存储器的扩展 .LXX . . 数据存储器的扩展 .LXXI . I/O接口电路及辅助电路设计 .LXXI . . I/O接口电路设计 .LXXI . . 步进电机接口及驱动电路 .LXXIII 参考文献 .LXXVI 致谢 . 错误 !未定义书签。 总结 . 错误 !未定义书签。 河北科技学院毕业设计（论文） III 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 。 本文主要对 XK5040 数控立式铣床及控制系统进行设计，首先分析立式铣床的加工特点和加工要求确定其主参数，包括运动和动力参数；根据主参数和设计要求进行主运动系统、进给系统和控制系统硬件电路设计。主要进行主运动系统和进给系统的机械结构设计及滚 珠丝杠和步进电机的选型和校核；对于控制系统由于这里主要针对经济型数控铣床的设计，这里采用步进电机开环控制，计算机系统采用高性能价格比的 MCS-51系列单片扩展系统，主要进行中央处理单元的选择、存储器扩展和接口电路设计。 由于本文采用 8031 单片机控制系统，因此，设计出的立式铣床性能价格比高，满足经济性要求。可实用于加工精度较高的场合 。 关键词 ： 数控技术；立式铣床；设计 河北科技学院毕业设计（论文） IV 1 总体设计 1.1、铣床简介 铣床是一种用途广泛的机床。它可以加工平面 (水平面、垂直面等 )、沟槽（键槽、 T型槽、燕尾槽等）、多齿 零件上齿槽（齿轮、链轮、棘轮、花键轴等）、螺旋形表面（螺纹和螺旋槽）及各种曲面。此外，它还可以用于加工回转体表面及内孔，以及进行切断工作等。 由于铣床使用旋转的多齿刀具加工工件，同时有数个刀齿参加切削，所以生产效率高，但是，由于铣刀每个刀齿的切削过程是断续的，且每一个的切削厚度又是变化的，这就使切削力相应地发生变化，容易引起机床振动，因此，铣床在结构上要求有较高的刚度和抗振性。 铣床的类型很多，主要类型有：卧式升降台铣床、立式升降台铣床、龙门铣床、工具铣床和各种专门化铣床等。 随着科学技术的进步，数控铣床得 到了越来越广泛的应用，它一般分为立式和卧式两种，一般数控铣床是指规格较小的升降台数控铣床，其工作台宽度多在 400mm 以下，规格较大的数控铣床，例如工作台宽度在 500mm 以上的，其功能已向加工中心靠近，进而演变成柔性制造单元。数控铣床多为三坐标、两轴联动的机床，也称两轴半控制，即 X、 Y、 Z 三个坐标轴中，任意两个都可以联动。一般情况下，在数控铣床上只能用来加工平面曲线的轮廓。对于有特殊要求的数控铣床，还可以加进一个回转的 A 坐标或C 坐标，即增加一个数控分度头或数控回转工作台，这是机床的数控系统为四坐 标的数控系 统，它可用来加工旋转槽、叶片等立体曲面零件。 我们本次设计过程中要接触到的为 XK5040 数控立式铣床。它的工作台宽度为400mm。 1.2、 XK5040 型数控铣床的总体布局、主要技术参数及总传动系统图 1.2.1 XK5040 型数控铣床的总体布局 图 1.1 所示为 XK5040 型数控铣床的布局图，床身 6 固定在底座 1 上，用于安装与支承机床各部件。操纵台 10 上有 CT 显示器、机床操作按钮和各种开关及指示灯。纵向工作台 16、横向溜板 12 安装在升降台 15 上，通过纵向进给伺服电动机 13、横向进给伺服电动机 14 和垂直升降 进给服电动机 4 的驱动，完成 X、 Y、 Z 坐标进给。强电柜 2中装有机床电器部分的接触器、继电器等。变压器器箱 3 安装在床身立柱的后面。数控河北科技学院毕业设计（论文） V 柜 7 内装有机床数控系统。保护开关 8、 11 可控制纵向行程硬限位；挡铁 9 为纵向参考点设定挡铁。主轴变速手柄和按钮板 5 用于手动控制主轴的正、反转、停止及切削液开停等。 图 1.1 XK5040 铣床外观图 1.2.2 XK5040 型数控铣床的主要技术参数 机床设计的初使，首先需确定有关参数，它们是传动设计和就亿个度微 设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求，因此，参数拟定 是机床设计中的重要问题。 机床参数有主参数和基本参数。主参数是最重要的，它直接反映机床的加工能力、特性、决定和影响其他基本参数的数值。如铣床的工作台宽度等。基本参数是一些与加工工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数。可归纳为：尺寸参数、运动参数河北科技学院毕业设计（论文） VI 和动力参数。 XK5040 型数控铣床的主要技术参数如下： 工作台： 工作台尺寸（长宽） 1600 400mm 工作台最大纵向行程 900mm 工作台最大横向行程 375mm 工作台最大垂直行程 400mm 工作台 T 型槽数 3 工作台 T 型槽宽 18mm 工作台 T 型间距 100mm 主轴： 主轴锥度 50#（ 7： 24） 主轴孔径 27mm 刀杆直径 32mm 或 50mm 主轴前轴承直径 90mm 主轴轴向移动距离 70mm 部件间主要尺寸： 立铣头最大回转角度 45 主轴端面到工作台面的距离 50 400mm 主轴中心线至床身垂直导轨距离 430mm 工作台侧面至床身垂直导轨距离 30 405mm 机动性能： 主轴转速级数 18 主轴转速范围 30 1500r/min 动力外形： 主电机功率 7.5KW 主电机转速 1450r/min 工作台进给量： 纵向 10 1500mm/min 横向 10 1500mm/min 河北科技学院毕业设计（论文） VII 垂直 10 600mm/min 定位精度 ISO 标准 X 0.07mm Y 0.05mm Z 0.06mm 重复定位精度 ISO 标准 0.03mm 工作台最大承载 200kg 机 床外形尺寸（长宽高） 2495mm 2100mm 2170mm 机床重量 约 2700kg 1.2.3 总传动系统图 XK5040 立式铣床的总的传动系统图如图 1.2 所示。 图 1.2 XK5040 总传动系统图 河北科技学院毕业设计（论文） VIII 2 主运动系统设 2.1 传动系统设计 2.1.1 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） . 2.1.2 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 3zz z1。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 河北科技学院毕业设计（论文） IX 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 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 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： 河北科技学院毕业设计（论文） X 图 2.1 结构网图 2.1.3 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，发热都将成河北科技学院毕业设计（论文） XI 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。 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 (3.5 n 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，车床 K=54，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： 河北科技学院毕业设计（论文） XII 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 （ 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 2.2 传动系统图 2.1.4 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 河北科技学院毕业设计（论文） XIII 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。 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： 河北科技学院毕业设计（论文） XIV 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 1ZS2ZS2e1e 取，1ZS x3=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， 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 河北科技学院毕业设计（论文） XV 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 图 2.4 主传动系统图 主运动传动链的传动路线表达式如下： 河北科技学院毕业设计（论文） XVI 电动机 I 2625 II163919362233 III184728373926 IV19218238=V 2929 VI 6767 VIII（主轴） . 传动件的估算与验算 2.2.1 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： 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： 河北科技学院毕业设计（论文） XVII 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 轴径的估算 ： Id=91x4 7.51450 1=24.4 河北科技学院毕业设计（论文） XVIII 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 确定矩形花键轴的平均直径 d1, 当量直径 d 2和惯性 In,惯性 In查机床设计指导 35河北科技学院毕业设计（论文） XIX 页表可定： 花键轴尺寸 Z D d b （ GB1144-74） 平均直径 1d mm 当量直径 2d mm 极惯性矩 n 4mm 惯性矩 n 4mm 轴 :6 36 42 10 39 39.26 233341 116671 轴 :6 42 48 12 45 45.3 414840 207420 轴 IV:6 50 55 14 52.5 52.7 758297 379148 轴 V:6 50 55 14 52.5 52.7 758297 379148 . .齿轮模数的估算 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 河北科技学院毕业设计（论文） XX 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：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。 河北科技学院毕业设计（论文） XXI 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 齿面电蚀估算 A33 7 0 3 7 0jNnx 3 7.595=158.7 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 河北科技学院毕业设计（论文） XXII 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； （ 1） 轴 I-II 间齿轮模数的计算 (验算 ) a 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 河北科技学院毕业设计（论文） XXIII 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 4.12K 3 0 7 6.0826111 md z 查表 取 13 K 查表取 M P a650 . 因此 : 76.31 4 5 06 5 00 7 6 9.226835.79.114.14.1)10 7 6 9.2(1 6 3 0 0 322 jm b 根据弯曲疲劳 计算 42 7 5 1 321 wj sw mnYZNKKKKm 查表取 : ,4.11 K ,4.12K ,13K .qNnTs KKKKK 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 河北科技学院毕业设计（论文） XXIV 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。 （）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； . 展开图设计 . .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）； 综合刚度 3400 3D 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 河北科技学院毕业设计（论文） XXV 等级 I II III 效率 0.85 0.8 0.75 （ 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 70 C 40 C 用滑动轴承 60 C 30 C （）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，车床 K254，铣床 K50.5 （）结构简单，紧凑，加工和装配工艺性好，便于维修和调整 （）操作方便，安全可靠 （）遵循标准化和通用化的原则 . . 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河北科技学院毕业设计（论文） XXVI 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。 试中， 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 图 2.5 齿，需齿面淬火，所以kb 8，取kb=8。 （）、齿宽 b 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，反河北科技学院毕业设计（论文） XXVII 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）。 （ 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 2.6），圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样， 图 2.6 1bh部分 （图（一）用于安装拨动齿轮的滑块，1bh= 10 5 或 12 6 ，这里我们选一般取126。 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 组合齿轮 齿轮磨齿时，要求有叫大的空刀（砂轮）距离，因此，多联齿轮不便作成一整体一般都作成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也采用组合齿轮。 这里轴 的三联滑移齿轮可做成浮动连接的组合齿轮，其结构如下图 2.7 图 2.7 说明：齿轮 3 的左边挖一圆沟槽，端面上有若干个径向缺口，齿轮 1 的右侧有 2 个河北科技学院毕业设计（论文） XXVIII 销子 2，安装时将销子 2 对证齿轮端面的缺口，把齿轮 1 和齿轮 3 拼装后，相对转过一个角度，一起装在花键轴上。 这种结构，连接后的两个齿轮成为一体，但连接是浮动的，不影响两个齿轮在花键轴上的定心。 5 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。 . . 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，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河北科技学院毕业设计（论文） XXIX 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 0C 额定静负荷（ kgf） 河北科技学院毕业设计（论文） XXX 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，可选用圆锥磙子轴承左端型号： 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 : 河北科技学院毕业设计（论文） XXXI .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 GB501485. 2） ,按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 . . . 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 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 . 主轴部件的传动方式和布置形式 . （ 1）传动方式 河北科技学院毕业设计（论文） XXXII 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 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 . 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 . 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 ,尤其在影响加工精度的敏感方向上 . 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如下图 2.8: 图 2.8 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。这里前支承选用河北科技学院毕业设计（论文） XXXIII -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 : 没个支承点都要能承受径向回力 每个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受 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 轴承配置简图 2.9 如下 : 图 2.9 轴承配置简图 （ 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 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。 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 ,应保证河北科技学院毕业设计（论文） XXXIV 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 . 通用铣床主轴端部结构型式如下图 2.10: 图 2.10 主轴端部结构 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 . 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河北科技学院毕业设计（论文） XXXV 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 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 ： 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 ,轴河北科技学院毕业设计（论文） XXXVI 承刚性差时 ,则取小值。这里取 l=4a=4 63=252(mm). 主轴的材料 ,热处理及技术要求 . （ 1） 主轴的材料及热处理 . 主要为提高强度和韧性 ,可选用 45 和 40rC,进行调质处理 .或调质后局部淬硬处理 . 主要为得到很高的表面硬度 ,增加耐磨性 ,可选用 20rC渗碳后淬硬 ；若他 要求也较高时 .可选用 GrC15 调质后表淬硬处 理 . 精密机床主轴 ,要求精度保持性好 ,应选用热处理后残余应力小的材料 ,如40rC,65Mn ,进行调质后局部淬硬处理 . 由于数控立式铣床主轴支承为滚动轴承 ,轻 ,中载荷 ,低转速 ,精度要求较高 , 可选用 40rC调质 (T235),轴颈部分表面淬硬 (G48). （ 2） 主轴的技术要求 : 主轴部件的密封 主轴部件密封装置的作用是防止润滑剂从部件流出 ,和防止冷却 液 ,湿气 ,灰尘 ,切削液及杂质侵入部件内 ,导致主轴 ,轴承和传动件等腐蚀及磨损过快 ,影响主轴部件的工作性能 . （ 1） 对主轴部件密封装置的要求 适应转速要求 ,在一定的压力和温度范围内具有良好的密封性能 . 在密封部位引起的摩擦力尽量小 ,摩擦系数尽量稳定 . 适应工作环境的要求 ,密封性好 ,耐腐蚀性 ,磨损小 ,工作寿命长 .磨损后 ,在一定程度上能自动补偿 . 结构尽可能紧凑 ,特别是主轴前支承处的密封装置 ,轴向尺寸应尽量小 ,以减小主轴前端部分悬伸量 ,提高主轴部件刚度 .同时力求结构简单 ,装卸方便 . （ 2） 主轴部件密封装置 类型的确定 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 ,曲路密封河北科技学院毕业设计（论文） XXXVII 还可以防止外界杂质侵入 . . 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。 . . 按扭矩选择 一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩jM和额定动扭矩dM满足工作要求。 额定静扭矩： jM ynNKKMjn 9 5 5 0 mN 式中：jM 离合器的额定静力矩（ Kgm） K 安全系数 maxM 运转时的最大负载力矩 对于需要在负载下启动和变速，或启动时间有特殊要求时，应按动扭矩设计，查机械设计手册 表 4-430，取 K=2 取 y=0.99 则 jM KmaxM= Kx9550jnyn=2x9550x7.5/1450x0.99=97.8 Nm 额定动扭矩： dM mNMta nGDKMMK fa )5.37 ()( 020 式中， 河北科技学院毕业设计（论文） XXXVIII aM 加速扭矩； fGD 2 所有被离合器带动的零件折算到离合器轴上的当量飞轮矩2mkg ； 2222211222 )()()()()( nnGDnnGDGDGDzf .3 6 0)()( 222AVGnnGD ii ； fGD 2 安装轴 (转速为 n)及轴上零件的非轮矩之和 ； 2212 )(,)( GDGD 分别为 离合器带动的其他各轴 (转速为 n1 ，n ,1 n2in)上零件的飞轮矩之和 ； at加速时间 ,中型车床取 1-3s,位行用 0.010.02s； 0M空转扭矩。湿式多片式离合器一般为jM的 12%，油量小，精度高，水平安装是取小值； 。，r、n mi n/被动侧的相对转速离合器的主 通过计算，这里选用铣床专用离合器，型号为： DLMOZ-5B。 . 截面图设计 截面图设计主要考虑以下四个方面的问题 : 1, 个轴的位置安排 :包括主轴 ,I 轴和中间各传动轴的合理安排和确定 ； 2, 箱体结构和外形 :变整箱体结构 ,与床身的连接方式 ,外观造型等 ； 3, 操纵机构的设计和选择 ； 4, 润滑系统的设计和润滑元件的选择 . . . 轴的空间布置 轴系布置一般程序是 :先确定主轴在变速箱 体中的位置 ,再确定传动主轴的轴及与主河北科技学院毕业设计（论文） XXXIX 轴轴齿轮有啮合关系的轴 .第三部确定电动机轴或运动输入轴 (I 轴 )的位置 .最后确定其他各传动轴的位置 . 1 主轴和传动主轴的轴 立式铣床的主轴是垂直布置的 ,XKSV40 的主轴可上下移动，装在套筒内，传动主轴的轴与主轴之间用一对 1： 1 的齿轮出动，该轴也是垂直分布的。 2 轴入轴的装置 （ 1） I 轴上装有电磁离合器制动，该部件的位置安排应便于调整； （ 2）电磁离合器，需要考虑便于冷却和润滑，离主轴部件部件要远一些，以减少摩擦发热对主轴热变形的影响。 （ 3）综上所述，铣床 I 轴一般安排 在变速箱后避处； 3 中间各传动轴 主轴和各传动轴位置确定后，中间各传动轴位置即可按转动顺序进行安排，应考虑满足以下要求： （ 1）装有离合器的轴：要便于装调、维修和润滑 （ 2）装有制动器装置的轴：要便于装调、维修，该轴应布置在靠近箱盖或箱壁处，同时考虑与起、停装置的互锁。 （ 3）装有润滑油泵的轴：要有足够的空间安装润滑油泵，其高度要便于油泵吸油和排油，并便于装卸和调整油泵，装有溅油轮或溅油齿轮的轴应注意圆周速度和侵入油面的深度。 （ 4）其他：使箱体截面尺寸紧凑，比例协调，各操纵机构安排得当等等 . . 操纵机构 操纵机构是用来移动滑齿轮以达到变换运动速度的要求，它可以控制运动的启停、换向和其他辅助运动，它的选择和设计对机床的结构和性能的发挥有着直接影响。 . . 润滑 主轴变速箱常用的润滑方式有飞润滑和压力循环润滑，飞润滑适用于润滑点比较集中，要求不很高的变速箱，这里我们采用压力循环润滑，压力循环润滑分箱内循环润滑和箱外循环润滑，前者结构简单，布置紧凑，后者冷却润滑效果好。 1 压力循环润滑系统的计算 （ 1）润滑油量 河北科技学院毕业设计（论文） XL 油量1 2 1 25 . 7 4 . 5 ( 1 )Q Q Q N N 油量粗算： 1 .6 5 (1 )QN /minl 式中： N 额定功率 机床效率 也可用如下公式计算各润滑部位的需油量； 3 5 ( 1 ) /Q N t 式中： t 允许循环油温升， 通常为 45-500C 1 . 6 5 ( 1 ) 1 . 6 5 7 . 5 ( 1 0 . 8 5 ) 1 . 8 6 / m i nQ N l （ 2）油池容量： (3 7 )VQ （升） ( 3 7 ) 1 . 8 6 5 . 5 8 1 3 . 0 2V （升） 油池容积应超过 V 的 30%，即为： 7.254-16.93 （升） （ 3）油管的选择与计算 油管的内径计算： 4 .6 3 Qd m mV 式中： Q -流量 （ l/min） V -管内油的流速 取主轴管内油的流速为 4 / m in ,Vl主支油管： V支=1 l/min,外径 x 壁厚为： 4x0.5；回油管： 0 .8 / m inVl回，外径 x 壁厚为： 12x1。 2 柱塞泵的油量计算、结构和规格尺寸 供油量 26( ) / 4 1 0Q d s n u l/min 式中： d-柱塞直径 n-柱塞每分钟往复次数， 次 /分 maxn以 300-700 次 /分为宜， 400-520 次 /分为佳。 s-柱塞行程。 -效率， =0.750.9。 河北科技学院毕业设计（论文） XLI . .箱体设计的确有关问题 箱体材料 以中等强度的灰铸铁 HT15-33 和 HT20-40 用得最广泛。需时效处理。 砂型铸造时，箱体铸件的最小壁厚： 尺寸（长 x 宽 x 高） mm 壁厚 mm 大于 800x800x500 约 25 3 箱体壁孔对刚度的影响和补偿 箱体轴承孔面积点总侧壁面积 30%左右时候，与未开孔的箱体比较，扭转刚度下降20-30%，弯曲刚度下降更大，为弥补因开孔而削弱的刚度，常用凸缘和加工筋。加强筋：厚度为： 0.7b，筋高：（ 45） b。 进给系统设计 . 总体方案设计 . .对进给伺服系统的基本要求 带有数字调节的进给驱动系统都属于伺服系统，进给伺服系统不仅是数控机床的一个重要组成部分，也是数控机床区别于一般机床的一个特殊部分。数控机床对进给伺服系统的性能指标可归纳为：定位精度要高；跟踪指令信号响应要快；系统的稳定性要好。 . .进给伺服系统的设计要求 机床的位置调节对进给伺服系统提出了很高的要求，其中在静态设计方面： （ 1）能够克服摩擦力和负载，当加工中最大切削力为 20000N 30000N 时，电机轴上的转矩需要 10N.m 40N.m； （ 2）很小的进给移动量。目前 最小分辨率为 0.1 m ； （ 3）高的静态扭转刚度； （ 4）足够的调速范围； （ 5）进给速度均匀，在速度很低是无爬行现象。 在动态设计方面有： （ 1）具有足够的加速和制动装矩，以便快速的完成启动和制动； （ 2）具有良好的动态传递性能，以保证在加工中获得高的轨迹精度和满意的表面质量； （ 3）负载引起的轨迹误差尽可能小。 河北科技学院毕业设计（论文） XLII 对数控机床机械传动部件则有以下要求： （ 1）被加速的运动部件具有较高的惯量； （ 2）高的刚度和良好的阻尼； （ 3）传动部件在拉压刚度、扭转刚度、摩擦阻 尼特性和间隙等方面具有尽可能小的非线性。 . .总体方案 进给伺服系统总体方框图如下图 .所示。 微机光电隔离光电隔离光电隔离功率放大功率放大功率放大步进电机步进电机步进电机向向向图 3.1 进给伺服系统总体方框图 河北科技学院毕业设计（论文） XLIII . 进给伺服系统机械部分设计 进给伺服系统机械部分的计算与选型内容包括：确定脉冲当量，计算切削力，滚珠丝杆螺母副的设计、计算与选型，齿轮传动计算，步进电机的计算和选型等。 . .确定脉冲当量，计算切削力 确定系统的脉冲当量 脉冲当量是指一个进给脉冲使机床执行部件产生的进给量，它是衡量数控机 床加工精度的一个重要参数，因此。脉冲当量应根据机床精度的要求来确定。对经济型数控机床来说，常采用脉冲当量为 0.01mm/脉冲 0.005mm/脉冲。在 XK5040 的主要技术参数中要求横向、纵向脉冲当量为 0.01mm。 切削力计算 在进行进给系统的传动计算 ,选用步进电机时 ,都要用到切削力 (机床的主要负载 ). （ 1）铣削抗刀分析 铣削运动的特征是主运动为铣刀绕自身轴线高速回转，进给运动为工作台带动工件在垂直于铣刀轴线方向缓慢进给（键槽铣刀可沿轴线进给）。铣刀的类型很多，但以圆柱铣刀和端面铣刀为基本形线。圆 柱铣和端面铣刀的切削部分都可看做车刀刀头的演变，铣刀的每一个齿相当于一把车刀，它的切削基本规律与车削相似。 通常假定铣削时，铣刀的铣削抗力作用在刀齿上，如下图 2-6 所示：设刀齿上受到的铣削抗力的合力为 F，将 F 沿铣刀轴线径向和切向进给分解，则分别为轴向铣削力XF和径向铣削力yF。切向铣削力zF是沿铣刀主运动方向的分力，它消耗的铣床主电机功率最多。因此，切向铣削力 可以按切削功率mP（ kw）或主电机功率EP（ kw）计算，也可以按切削用量进行计算。 331 0 1 0 ( )m EZZP PmF F NVV 或 式中： V 主轴传递全部功率时的最低切削速度， m/s； m 机床主传动系统的效率。 这里按切削用 量进行计算。 0 . 8 6 0 . 7 2 0 . 8 609 . 8 1 2 2 . 6Z e f zF a a d a Z 式中：ea 铣削接触深度，（ mm） ； 河北科技学院毕业设计（论文） XLIV fa 每齿进给量，（ mm/齿）； 0d 铣刀直径，（ mm）； pa 铣削深度，（ mm）； Z 铣刀齿数 。 图 3.2 铣削力及工作台上的载荷 取ea=2mm，pa=8mm，fa=0.1mm/齿，0d=8mm， Z=4。 则， 0 . 8 6 0 . 7 2 0 . 8 609 . 8 1 2 2 . 6z e f pF a a d a Z 0 . 8 6 0 . 7 2 0 . 8 69 . 8 1 2 2 . 6 2 0 . 1 8 8 4 4 1 0 . 3 5 1 3 2 N （ 2）进给工作台工作载荷的计算 作用在进给工作台上的合力 F 与铣刀刀齿的铣削抗力的余力 F 大小相同方向相反，如图 2-6 所示，合力 F 就是设计和校核工作台进给系统的时要考虑的工作载荷，它可以沿着铣床工作台运动方向分解为三个力：工作台的纵向进给 方向载荷LF，工作台横向进给方向载荷CF和工 作台垂直进给方向载荷VF。工作台工作载荷LF、CF和VF与铣刀的切向铣削力ZF之间有一定的经验笔直比值（可查机电综合指导表 2-1），因此，求出ZF后，即可计算出工作台工作载荷LF、CF和VF。即 ： / 1 . 2 , / 0 . 8 , / 0 . 4L Z V Z C ZF F F F F F 则： LF=492.42 N, 河北科技学院毕业设计（论文） XLV VF=328.28 N, CF=164.14 N. . .滚珠丝杆螺母副的计算和造型 1 纵向进给丝杆 （ 1） 计算进给牵引力mF（ N） 纵向进给为燕尾形导轨。 ( 2 )m L V CF K F f F F G 式中：,L V CF F F 分别为工作台纵向进给方向载荷，垂直载荷和横向载荷； K 考虑颠复力矩影响的实验系数； G 移动部件的重量； f 导轨道上摩擦系数。 这里取： K =1.4, f =0.2. 而 397 . 8 1 0 1 6 0 0 4 0 0 1 0 0 1 0 9 . 8 4 8 9 2 . 1 6G m g v g N 1 . 4 4 9 2 . 4 2 0 . 2 ( 3 2 8 . 2 8 2 1 6 4 . 1 4 4 8 9 2 . 1 6 )mF =1799.134 (N) (2) 计算最大动载荷 C 3wmC L f F 66010nTL 01000SVn L 式中 L 寿命，以 610 为一单位， n 丝杆转速（ r/min）， sV 为最大切削力条件下的进给速度（ m/min），可取最高进给河北科技学院毕业设计（论文） XLVI 速度的 1/2 1/3， 0L 丝杆导程 （ mm）， T 为使用寿命（ h），对于数控机床取 15000h， wf 运转系数，一般运转取 1.2 1.5， 初选0 6L mm 01000 1 0 0 0 1 . 5 1 2 5 / m i n .62SVnrL 666 0 6 0 1 2 5 1 5 0 0 0 1 1 2 . 51 0 1 0nTL 3 3 1 1 2 . 5 1 . 2 1 7 9 9 . 2 3 4 1 0 4 2 2 . 2 7 1wmC L f F N （ 3）滚珠丝杆螺母副的选型 查表，可采用 NL4006 内循环螺纹调整预紧的双螺母滚珠丝杠副。 1 圈 2列，其额定负载为 16000N，精度等级为 3级（大致相当于老标准 E级）。 （ 4）传动效率计算 ta nta n ( )rr 式中： r 螺旋升角， NL4006 02 44r , 摩擦角取 110 滚动摩擦系数 0.002 0.004, 00t a n t a n 2 4 4 0 . 9 4 ,t a n ( ) t a n ( 2