关 键 词：

蜗杆 加工 专用 数控机床 设计

资源描述：

弧面蜗杆加工专用数控机床设计,蜗杆,加工,专用,数控机床,设计

内容简介：

湖南科技大学 第 1 页 共 44 页 弧弧面蜗杆加工专用数控机床设计面蜗杆加工专用数控机床设计 目目 录录 设计说明书中英文摘要 第一章第一章 弧弧面蜗杆蜗轮的特点面蜗杆蜗轮的特点 1 1-1 蜗杆蜗轮的形成、类型及其结构 1 1-2 蜗杆传动的特点及其应用 3 1-3 弧面蜗杆的加工 4 1-4 弧面蜗轮的加工 5 第第二二章章 弧弧面蜗杆数控专用机床总体结构方案设计面蜗杆数控专用机床总体结构方案设计 12 2-1 加工机床运动的基本要求 12 2-2 弧面蜗杆数控专用机床总体方案 13 2-3 专用球面蜗杆数控车床的基本结构 14 第第三三章章 弧弧面蜗杆数控专用机床的主传动系统设计面蜗杆数控专用机床的主传动系统设计 15 3-1 传动结构式和结构选择 15 （1）主传动的确定nmax，nmin和公比的确定15 （2）确定变速组和传动副数目15 （3）确定传动顺序方案16 3-2 传动方案的拟订18 3-3 齿轮传动部分的设计19 3-4 轴的设计计算25 （1）轴的设计计算25 （2）轴的设计计算26 （3）主轴的设计计算32 第第四四章章 弧弧面蜗杆数面蜗杆数控专用机床的进给系统设计控专用机床的进给系统设计 32 5-1 进给系统传动方案拟订32 5-2 纵向进给系统的设计计算33 （1） 纵向进给系统的设计33 （2） 纵向进给系统的设计计算33 5-3 横向进给系统的设计计算39 5-4 齿轮传动间隙的消除46 第第五五章章 弧弧面蜗杆数控专用机床回转工作台设计面蜗杆数控专用机床回转工作台设计 52 第第六六章章 弧弧面蜗杆数控专用机床控制系统总体方案面蜗杆数控专用机床控制系统总体方案拟定拟定 54 第第七七章章 润滑油的选用润滑油的选用 54 结 束 语 湖南科技大学 第 2 页 共 44 页 第一章第一章 弧面蜗杆蜗轮的特点弧面蜗杆蜗轮的特点 1 1- -1 1蜗杆蜗轮的形成、类型及其结构蜗杆蜗轮的形成、类型及其结构 1、蜗轮蜗杆的形成 蜗杆蜗轮传动是由交错轴斜齿圆柱齿轮传动演变而来的。小齿轮的轮齿分度圆柱面上缠绕一周以上，这样的小齿轮外形像一根螺杆，称为蜗杆。大齿轮称为蜗轮。为了改善啮合状况，将蜗轮分度圆柱面的母线改为圆弧形，使之将蜗杆部分地包住，并用与蜗杆形状和参数相同的滚刀范成加工蜗轮，这样齿廓间为线接触，可传递较大的动力。 蜗杆蜗轮传动的特征： 其一，它是一种特殊的交错轴斜齿轮传动，交错角为90，z1 很少，一般 z114； 其二，它具有螺旋传动的某些特点，蜗杆相当于螺杆，蜗轮相当于螺母，蜗轮部分地包容蜗杆。 2、蜗杆传动的类型 杆形状的不同可分： 圆柱蜗杆传动-普通圆柱蜗杆（阿基米德蜗杆、渐开线蜗杆、法向直廓蜗杆、锥面包络蜗杆）和圆弧蜗杆。 普通圆柱蜗杆 湖南科技大学 第 3 页 共 44 页 圆弧蜗杆 环面蜗杆传动 环面蜗杆 锥蜗杆传动 湖南科技大学 第 4 页 共 44 页 锥蜗杆动 3、蜗轮蜗杆结构 蜗杆结构： 蜗杆通常与轴为一体，采用车制或铣制，结构分别见下图 蜗轮结构： 蜗轮常采用组合结构，由齿冠和齿芯组成。联结方式有：铸造联结、过盈配合联结和螺栓联接，结构分别见下图。蜗轮只有在低速轻载时采用整体式。 湖南科技大学 第 5 页 共 44 页 1 1- -2 2 蜗杆传动的特点及其应用蜗杆传动的特点及其应用 1、蜗杆传动的特点 在动力传动中，一般传动比i5-80；在分度机构或手动机构的传动中，传动比可达300；若只传递运动，传动比可达1000。由于传动比大，零件数目又少，因而结构十分紧凑。 在蜗杆传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，它和蜗轮齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对又较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低。 当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动便具有自锁性。这时，只能以蜗杆为主动件带动蜗轮传动，而不能由蜗轮带动蜗杆运动。 蜗杆传动与螺旋齿轮传动相似，在啮合处有相对滑动。当滑动速度很大，工作条件不够良好时，会产生较严重的摩擦与磨损，从而引起过分发热，使润滑情况恶化。因此摩擦损失较大，效率低；当传动具有自锁性时，效率仅为04左右。为保证有一定使用寿命，蜗轮常须采用价格较昂贵的减磨材料，因而成本高。 蜗杆轴向力较大，致使轴承摩擦损失较大。 2、蜗杆传动的应用 由于蜗杆蜗轮传动具有以上特点，故常用于两轴交错、传动比较大、传递功率不太大或间歇工作的场合。当要求传递较大功率时，为提高传动效率，常取z124。此外，由于当1较小时传动具有自锁性，故常用在卷扬机等起重机械中，起安全保护作用。它还广泛应用在机床、汽车、仪器、冶金机械及其它机器或设备中；利用蜗杆传动传动比大省力的特点，以及它的自锁性能，在起重机械中广泛应用。蜗杆传动由蜗杆相对于蜗轮的位置不同分为上置蜗杆和下置蜗杆传动。 1 1- -3 3弧面蜗杆的加工弧面蜗杆的加工 这种蜗杆按其蜗旋面的形成特征可分为阿基米德螺线蜗杆、 法向直廓蜗杆和渐开线蜗杆，通常都采用前面两种。 蜗杆的技术要求与轴类零件相同，只是增加了蜗杆螺牙的制造程度和光洁度。 在车床上用车刀加工蜗杆是最普通的方法。车蜗杆和车梯形螺纹的方法相类似，所用的车刀刃是直线型的，刀尖角等于 2=40。一般在蜗杆时将车刀刀刃放于水平位置，并且与蜗杆轴线在同一水平面内， 这样加工出来的蜗杆在垂直于轴心线的截面内齿形是阿基米德螺线，湖南科技大学 第 6 页 共 44 页 所以叫阿基米德蜗杆，它的轴向截面齿形是直线的，法向截面齿形不是直线的。当螺旋线升角较大时，如果仍把车刀刀刃放置在水平位置上，车刃的两个刀刃的前后角就很不理想，总会有一个刀刃是没前角，为了使车刀获得合理的前角和后角，常用的把车刀分别加工蜗杆的两个侧面，或者将车刀刀刃放在蜗杆齿面的法向位置来加工蜗杆，这样加工出来的蜗杆，轴向截面齿形不是直线的，而法向截面齿形才是直线的。所以叫法向直廓蜗杆，也有叫延长渐升线蜗杆的，正因为如此，小螺旋线升角（小于 5）常用阿基米德蜗杆，大螺旋线升角常用法向直廓蜗杆，也是由加工方法而决定的。 当批量较大时，可以在专用铣床或车床改装成专用铣床上，采用长状铣刀和指状铣刀来精铣蜗杆，然后再用车刀来进行精加工，可提高生产率。 如果蜗杆精度要求不太高，通常用车削就可完成加工。但对于高精度的分度蜗杆，或较高精度的高转速传动蜗杆，由于需经淬火处理，故车削只能作为淬火前的加工，而需采用启削作为终加工，用来启削蜗杆的机床，可以用车床改装，也可以用铲启车床，还有专门设计的蜗杆启床（例如 S7712 蜗杆启床）和精密螺母启床（如 S7520W 万能螺丝启床） 。 1 1- -4 4弧面蜗轮的加工弧面蜗轮的加工 普通蜗轮的技术要求与圆柱齿轮基本相同，主要包括三个方面： （1）齿形的加工精度和齿侧； （2）蜗轮胚基准孔，喉结部分的尺寸精度和几何形状精度，基准孔与喉结轴心线的不同轴度，基准端面对基准孔轴心线的不垂直度，如果是嵌入轮圈式蜗轮，还必须对组装的配合表面提出一定的精度要求； （3）装面光洁度。 与圆柱齿轮加工相似，蜗轮加工也是经过蜗轮胚加工和齿形加工两个阶段。齿胚加工与圆柱齿轮齿胚加工基本上相同，但胚加喉结部分的加工，如果是嵌入轮圈式的，首先将轮壳和轮圈分别进行加工，然后组装在一起时进行轮胚的精加工，在进行精加工时，应将喉结，基准孔和基准端面在一次安装下加工出来，或首先加工好基准孔，用心轴定位安装来加工喉结和基准端面，以保证喉结、基准孔的不同轴度，以及基准端面和轴心线的不垂直度。 螺轮齿形的加工是蜗轮整个加工过程中的关键工序，也是加工中的主要矛盾。齿形加工方法有滚齿、飞刀切齿、剃齿等。冶金矿山机械和重型机械厂主要采用滚齿和飞刀切齿。 1.用蜗轮滚刀加工蜗轮 在滚齿机上用蜗轮滚刀加工蜗轮齿形是加工蜗轮的一种基本方法， 滚动蜗轮与滚切圆柱齿湖南科技大学 第 7 页 共 44 页 轮有许多共同点，但椰油很多不同点，这些特点是： 齿轮滚刀的基本蜗杆没有严格的规定，可以采用阿基米德型，法向直廓型或渐升线型，按工作条件由自己选择，基本蜗杆的直径也可由自己决定。但蜗轮滚刀的基本蜗杆相当于一般加工蜗轮相啮合的蜗杆，不但蜗杆的类型应相同，而且主要尺寸（如轴向模数，分度圆直径，头数，螺旋方向，螺旋升角等）均须一致，只是外径比工作蜗杆稍大一些，以便使加工后的螺轮与蜗杆啮合时有齿顶间隙。 坛大量通常为径向间隙的两倍， 即 20.2m =0.4m （m 为轴向模数） 。 蜗轮滚刀水平安装，不需要象加工圆柱齿轮那样刀架要搬角度，同时蜗轮滚刀轴心线应和蜗轮蜗杆传动啮合状态一样，应在蜗轮中心平面内。 工件的分齿运动应符合蜗杆蜗轮传动速比的关系，即蜗轮滚刀一转，被加工蜗轮应转一个齿（单头滚刀）或几个齿（多头滚刀） 。滚齿机分齿蜗轮的计算与加工圆柱齿轮的计算或相同。例如 Y38 滚齿机： 当 Z161 时，i分齿=a/b*c/d=24k/z 当 Z161 时, i分齿=a/b*c/d=48k/z 但滚切蜗轮时，不能忽视蜗轮滚刀的头由文 K。 进给方向，加工圆柱齿轮时，滚刀相对被切齿轮由上向下或由下向上作垂直进给运动。但加工蜗轮时，蜗轮滚刀要保持在蜗轮中心平面内，因此蜗轮滚刀相对工件只能作径向进给或切向进给。 a）径向进给法：这时蜗轮滚刀向被加工蜗轮作径向进刀，逐渐切至全齿深为止。这种方法在生产中应用较广， 因为生产率高， 而且不需要切向刀架 （许多滚齿机往往没有这种附件） 。 径向进给运动是滚切过程中被加工蜗轮转一转，滚刀在水平面没被切蜗轮半径方向移动S径毫米，运动是通过径向丝杆来实现的。Y38 滚齿机径向供给传动关系。 工作台蜗轮付 Z96/K蜗杆蜗轮 K1/Z30进给挂轮 i 进给接通离合器 M1齿轮Z45/Z36锥齿轮Z17/Z17锥齿轮Z17/Z17蜗杆蜗轮K4/Z20接通M2螺旋齿轮X10/Z20脱落蜗杆 K4/Z20蜗杆蜗轮 K4/Z16锥齿轮 Z20/Z25径向进给丝杆（t=10 毫米）刀架立柱水平移动。 列成计算式：S径=（工作台转一转）*（96/1）*（1/30）*i进给*（45/36）*（17/17）*（17/17）*（4/20）*（10/20）*（4/20）*（4/16）*（20/25）*10 经简化和整理得到径向进给挂轮调整公式： 湖南科技大学 第 8 页 共 44 页 i进给（径）=（a1/b1）*(c1/d1)=25/4*S径 b)切向进给法：此时用一端为锥形的蜗轮滚刀（也有叫玉米滚刀的） ，沿被加工蜗轮位切向进给，滚刀和被加工蜗轮的中心距，予先调整到蜗轮蜗杆的中心距 A，加工时保持不变，依滚刀齿高由小到大，逐渐切至全齿架。滚刀圆锥部分刀齿依切入和粗加工用，圆锥部分刀齿位精加工和最后修整用。 用切向进给法加工蜗轮时，由于需要滚刀在刀架上作轴向移动，故必须用切向刀架。这时刀具和工件之间的相互运动关系，除了分齿运动外，还需要切向进给运动和差动运动。 切向进给运动： 指滚刀沿蜗轮切向 （即滚刀本身轴线方向） 移动， 以实现连续进给的目的。Y38 滚齿机是由专用切向刀架来完成的，其传动关系是工作台或工作转一转，滚刀沿切向移动 S 切毫米。 工作台蜗轮蜗杆 Z96/K1蜗杆蜗轮 K1/Z30进给挂轮 i 进给接通离合器 M1齿轮Z45/Z36锥齿轮 Z17/Z17锥齿轮 Z17/Z17（进入切向刀架）锥齿轮 Z17/Z17齿轮Z35/Z35蜗杆蜗轮 K1/Z50切向进给丝杆（t=5 毫米）切向进给。 列成计算式：S切=（工作台转一转）*（96/1）*（1/30）*（a1/b1*c1/d1）*（45/36）*（17/17）*（17/17）*（17/17）*（35/35）*(1/50)*5 经简化和整理得到切向进给挂轮调整公式： i进给（切）=（a1/b1）*(c1/d1)=5/2*S切 差动运动：切向进给法加工蜗轮时，由于滚刀多了一个切向进给运动。这时被加工蜗轮（工作台）必须随着刀具移动方向，相应地转过一定角度，称它为附加运动，因此需要挂差动挂轮。差动挂轮速比的计算，根据滚刀切向（轴向）移动一个轴向齿距 ms 时，被加工蜗轮的附加转动应为 1/Z 转的关系，由刀具与工件的转动关系列出。 切向进给丝杆（t=5 毫米）蜗杆蜗轮 Z50/K1齿轮 Z35/Z35锥齿轮 Z17/Z17锥齿轮Z17/Z17锥齿轮 Z17/Z17齿轮 Z36/Z45插动挂轮 i差挂蜗杆蜗轮 K1/Z30差动机构 i差动 2分齿挂轮 i分齿蜗杆蜗轮 K1/Z96工作台。 列成计算式：ms/5*（50/1）*（35/35）*（17/17）*（17/17）*（17/17）*（36/45）*i差挂*（1/30）* i差动2*i分齿*（1/96）=1/Z 其中：i差动 2=2，i分齿=24K/Z（当 Z161 时） ，代入并化简，得到切向进给时，差动挂轮调整公式： i差挂=a2/b2*(c2/d2)=15/(2msK)=0.38733/msK 湖南科技大学 第 9 页 共 44 页 式中：ms被加工蜗轮轴向模由文； K蜗轮滚刀头数。 必须指出， 用切向进给法加工蜗轮挂差动挂轮， 与加工斜齿轮时挂差动挂轮的目的不同，斜齿轮主要为了保证螺旋角 ，而切向进给法是刀具多了一个切向移动，故工件（工作台）必须相应地附加转动以补偿刀具切向的移动。 切向进给法的加工精度和光洁度，要比径向进给法高，因为切向进给的滚刀是由不同的刀齿进行粗加工和精加工的。但切向进给时滚齿机必须富有单独的切向刀架，而一般中小型滚齿机除专门订货外是不带切向刀架的。因此径向进给法比切向进给法应用要广泛得多。 由以上看出，在滚齿机上用蜗轮滚刀加工蜗轮，只要滚刀和滚齿机的精密度较高，就可以加工出程度较高的蜗轮来。但这种无法需要有专门的蜗轮滚刀。在冶金厂或矿山机修车间里，也有用一般齿轮滚刀来加工蜗轮的，因为滚刀也是一个蜗杆，当加工时若齿轮滚刀的螺旋升角不等于被加工蜗轮的螺旋升角时，可用转动刀架的办法来解决。这种方法当滚刀与蜗杆的直径和螺旋升角相差较大时，加工误差越大。因此，采用这种方法加工，在设计蜗杆时应尽量按齿轮滚刀的形状来设计。 2.用飞刀加工蜗轮 用蜗轮滚刀加工蜗轮比较精确，而且生产率也高，但需要专门蜗轮滚刀。当单件小批生产，特别是一个或几个大型蜗轮时，专做蜗轮滚刀就不合算，而且时间要拖久。因此，许多冶金矿山机械厂和重型机械厂经常采用飞刀里加工蜗轮。 在滚齿原理和蜗杆蜗轮啮合原理中知道，滚刀或蜗杆在中心平面剖面内相当于一个齿条，旋齿加工就象齿条与齿轮相啮合的情况一样。如果只用蜗轮滚刀沙锅内一个刀齿来切削，使这个刀齿一方面旋转，同时又作相应的轴向移动，这样刀齿走的路线和滚刀刀齿的螺旋线一样，因此象滚刀一样能铣出正确的齿形来，这就是飞刀加工的原理。 飞刀刀头的齿形和蜗轮滚刀上一个刀齿一样，也和蜗杆轴向剖面内的齿形相同，仅齿顶高大 0.2ms，飞刀刀头的尺寸根据被加蜗轮的模数=2，压力角 =20的蜗轮飞刀刀头尺寸。飞刀在刀杆上的安装，其中： R=d顶1/2+0.2ms ， L=Rd刀杆/2， （d顶 1蜗杆外径，d刀杆 飞刀刀杆直径 ） 飞刀刀杆材料选用 W18Cr4V 高速钢，淬大后切削部分硬度达 HRC6064，齿形部分要进行研究，并用梯板透光检查。 湖南科技大学 第 10 页 共 44 页 飞刀刀杆的结果主要应满足刀头浆固，不致在加工中松动，是一种加工中小模数的飞刀刀杆， 飞刀装在刀杆 1 的圆孔中， 由螺母面通过压紧套筒工来压紧， 这种结构简单调节方便。另外，在加工大模数蜗轮时，可采用刀杆结构，它用斜面或圆弧面来卡紧，使飞、刀不会转动或滑动，所以能承受较大的切削力。 用飞刀加工蜗轮时，飞刀装在专用的飞刀刀杆上，由刀杆带动飞刀一面旋转，一面切向（轴向）进给，这就要求在滚齿机上装上切向刀架，挂上切向进给挂轮，就能使飞刀在铣齿过程中连续的作轴向移动。由于飞刀作轴向移动，故被加工蜗轮除了有分齿运动外，还应有和上述切向进给法相同的附加转动，即应挂差挂轮。升车加工之前，应将刀杆中心的距离按图纸调整到蜗杆螺啮合时的中心距离，分几次将蜗轮切成，由于飞刀只有一个刀齿，一转内在蜗轮上的切痕比液刀一转的切痕少得多，为了保证齿面有一定的光洁度，切向进给很小，因此因产率很低，所以只是没有蜗轮滚刀并且单件小批生产才采用飞刀加工。 3.蜗轮的剃齿和珩齿 为了提高蜗轮付的接触精度，有些工厂在蜗轮粗精滚之后，采用剃齿作为最终齿形加工工序。 剃齿刀的形状和主要尺寸与工作蜗杆相同， 只是在这蜗杆螺旋工作台上开出很多小槽，以形成切削刃。 剃齿刃的外径比工作蜗杆外径较大一点(约 0.2ms),以保证蜗轮全部有效齿面都能加工。 剃齿方法有自由剃和强通剃两种，自由剃在剃削时蜗轮与机床传动能脱开，只是依靠顶尖和转台，由剃刀在切削过程中自由带动，只辅加以一定的阻尾力来提高切削效率，因此机床分变机构精度没有影响，被加工蜗轮的相邻周节误差主要取决于剃齿刀的齿距精度和机床装刀轴的径向和轴向窜动。强迫剃在剃齿时蜗轮仍与机床传动链相联系，故相邻周期误差仍与机床有关。 有些工厂在蜗轮经粗滚精滚后，采用珩面方法来作为精密蜗轮的最终工序。珩面是用珩面蜗杆装在滚齿机的滚刀上，以自由或强迫的运动来带动蜗轮进行切削。珩面杆是由面料、粘结剂（如环氧树脂等）浇注成形并经修面而制成，其参数除外径略小，齿厚称法外，其余与工作蜗杆在同样条件刃面出。 一般珩面蜗杆的线速度比剃齿高一些，珩面时应采用足够的冷却。珩齿对提高蜗轮齿面光洁度十分显著，一般可达 8。 剃齿和珩齿目前工厂里均有采用，剃齿的优点能提高接触粘度，生产率较高，但剃齿制造困难，且剃刀使用寿命有限，因此有些工厂多采用珩齿法加工，因珩齿蜗杆制造简单，成湖南科技大学 第 11 页 共 44 页 本低，周期小，其主要缺点是生产率低。 第第二二章章 弧面蜗杆数控专用机弧面蜗杆数控专用机床总体结构方案设计床总体结构方案设计 2 2- -1 1 加工机床运动的基本要求加工机床运动的基本要求 根据圆弧面蜗杆蜗轮的加工原理，对机床的运动要求如图所示，由于加工蜗轮的刀具与蜗杆相似，所以加工蜗杆的机床也能加工蜗轮，加工圆弧面蜗杆专用机床，必须具有以下基本运动： 分齿As11s2s323 图2-1 加工圆弧面蜗杆蜗轮副机床的基本运动 （1）切削运动（主运动）1：即被加工蜗杆的旋转运动。 （2）分齿运动 2：随着蜗杆以 1 旋转，刀盘也要以 2 的速度相应旋转，并要求 1 和2 之间有准确的传动关系，即 U 分齿=1/2=Z2/Z1,被加工蜗杆和刀盘的旋转方向应符合蜗杆蜗轮副的啮合关系。1 和 2 也可统一称齿廓形成运动（展成运动） 。这两个运动是切削弧面蜗杆齿面或滚动蜗轮齿面的最基本运动，由速度挂轮和分齿挂轮来调整。 （3）径向进给运动 S1 和圆周进给运动 3。 （4）调整运动 S2 和 S3：此两个运动是用来调整蜗杆的轴向位置和刀盘的上下位置。 2 2- -2 2 弧面蜗杆数控专用机床总体方案弧面蜗杆数控专用机床总体方案 设计任务是将 CK6163 型数控卧式车床改造成经济型弧面蜗杆数控专用机床。 根据圆弧面蜗杆蜗轮的加工原理，初步选择弧面蜗杆数控加工专用机床参数如下： 1、车床纵向运动由 X1 向（1#）步进电动机联接控制 130BF001 型步进电动机： 湖南科技大学 第 12 页 共 44 页 配套丝杆螺距：8mm 脉冲当量：0.01mm 2、车床横向运动由 Z1 向（2#）步进电动机联接控制 110BF001 型步进电动机： 配套丝杆螺距：6mm 脉冲当量：0.005mm 3、圆盘工作台由 Y1 向（3#）步进电动机联接控制 130BF001 型步进电动机： 配套丝杆螺距：6mm 脉冲当量：0.005mm 4、圆盘工作台上纵向运动由 X2 向（4#）步进电动机联接控制 110BF001 型步进电动机： 配套丝杆螺距：6mm 脉冲当量：0.01mm 5、圆盘工作台上横向运动由 Z2 向（5#）步进电动机联接控制 110BF001 型步进电动机： 配套丝杆螺距：6mm 脉冲当量：0.005mm CK6163数控车床改造为弧面蜗杆专用加工机床后， 要求能完成一般车削及加工任意锥面、球面、螺纹等，并具有回转工作台及其它辅助功能。 根据设计任务， 选用 JWK-5/2 经济型机床微机控制系统。 该系统采用 MCS-51 系列单片机，ISO 国际标准数控代码编程，功能较完备，驱动性能好。纵向和横向均采用步进电动机降速齿轮滚珠丝杠螺母副溜板的传动方式。 2 2- -3 3 专用弧面蜗杆数控车床的基本结构专用弧面蜗杆数控车床的基本结构 1、床身 床身是用 HT300 浇铸而成的。它由牢固的横向十字筋组成，振动低。2 个 90V 形平导轨是经过高频淬火和精密磨削加工而成的，拖板和尾架各使用一个 90V 形平导轨。纵向走刀湖南科技大学 第 13 页 共 44 页 （Z 向）采用滚珠丝杆传动，丝杆安装在床身前面，主电机安装在床身后面。 2、主轴箱 主轴箱是用 HT250 浇铸而成的，它由 4 颗螺钉固定在床身上。在床头箱里，主轴安装在 2个圆锥滚子轴承（7210、7212）上。主轴有一个 38 的通孔，主轴端内孔锥度为莫氏 5 号。 3、拖板 大拖板是用 HT200 浇铸而成的，其滑动导轨面经过精密磨削，它与床身上的 90V 形平导轨之间无间隙，下面的滑动部分能够简单而又方便的调整。中拖板是安装在大拖板上的，通过滚珠丝杆传动可带动中拖板在大拖板上滑动，可通过镶条来调整中拖板与大拖板燕尾导轨的间隙。 4、尾架及其调整 尾架通过锁紧受柄拉紧锁紧块，固定在床身上，尾架有一个带 3 号莫氏锥孔的套筒。尾架套筒在任何位置都能用锁紧手柄将其锁紧。 5、工作台 弧面蜗杆数控专用加工机床的回转工作转台由滑座、十字滑台、工作台等零件组成。工作台 X 轴向移动，由已预紧且通过座、紧固在工作台上的滚珠螺母和两端分别用右托架、电机座固定在十字滑台上的丝杆的转动来实现。丝杆是由电机通过同步齿形带及两带轮来驱动的。工作台 Y 向移动由已预紧且通过底座、紧固在十字滑台上的滚珠螺母和用电机座固定在滑座上的丝杆转动来实现的。丝杆是由电动机通过同步齿形带及带轮来驱动的。工作台面有六条 T 形槽，用来对工件进行安装、定位，中间的 T 形槽是定位 T 形槽。 130BF001110BF001110BF001110BF001图2-2 工作台结构示意图 湖南科技大学 第 14 页 共 44 页 第第三三章章 弧面蜗杆数控专用机床的主传动系统设计弧面蜗杆数控专用机床的主传动系统设计 3 3- -1 1 传动结构式和结构选择传动结构式和结构选择 （1 1）主传动的确定）主传动的确定nmax，nmin和公比的确定和公比的确定： 根据 ZJK-7532 的使用说明书，初步定主轴转速范围为 321000rmin， 则1ZnR=1minmaxznn113510001.36 由设计手册取标准值得：=1.26。 令min/1000maxrn=，则min/32100026. 1111maxminrZnn= 则取min/1000min,/32maxminrrnn=。 （2 2）确定变速组和传动副数目）确定变速组和传动副数目： 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，总共需要两个变速组。 （3 3）确定传动顺序方案：）确定传动顺序方案： 按着传动顺序，各变速组排列方案有： 12322 12232 12223 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=332 的方案为好，本次设计即采用此方案。 3 3- -2 2 传动方案的拟订传动方案的拟订 根据以上分析及计算，拟定主轴箱、变速箱传动结构图如下： 湖南科技大学 第 15 页 共 44 页 图3-1 主轴箱传动结构图主轴脉冲发生器带轮Z15Z14Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13 主电机功率：13千瓦转速：1450转/分带轮Z1（双联滑移）图3-2 变速箱传动结构图带轮带轮Z2Z3Z4Z4(双联滑移） 图 3-2 中，第轴至第轴，其结构式为： 4=22.21 图 3-1 中，第轴至第轴，机床主轴箱传动系统采用分离传动，其主要特点是： （1） 在满足传动副极限传动比的条件下，可以得到较大的变速范围。 （2） 高速由短支传动，有助于减少高速时机床的空运转功率损失。而且高速分支的尺寸湖南科技大学 第 16 页 共 44 页 可相对小些。 （3） 变速级数不像常规变速系统那样受 2， 3 因子的限制， 如与部分转速重合的方法配合，几乎可以得到任意的变速级数，大大增加了可供选择方案的数目。 3 3- -3 3 齿轮传动部分的设计齿轮传动部分的设计 选择以机床变速箱中第轴和第轴间，两啮合直齿圆柱齿轮 Z1 和 Z2，对其进行齿轮传动部分的设计和验算。根据总体结构方案，主电机功率 13KW,转速 1450r/min，要求输出轴转速 1000 r/min，齿轮齿数比 U=1.25。具体计算如下： （1)1)大、小齿轮的材料均为大、小齿轮的材料均为 4545 钢，经调质与表面淬火处理，硬度为钢，经调质与表面淬火处理，硬度为 404050HRC50HRC （2)2)选小齿轮齿数选小齿轮齿数 Z1=28,Z1=28,大齿轮齿数大齿轮齿数 Z2=UZ2=UZ1=1.25Z1=1.2528=35,28=35,齿数比齿数比 U=1.25U=1.25 （3)3)按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 d1t()mmZuuTKHEdtt232)(132. 2 1选取载荷系数 Kt= =1.2 2计算大齿轮传递的转矩 T2 =95.5105P1/n1=95.5105 13/1450 N.mm =8.562104 N.mm 3选取齿宽系数 d =1 4查得材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa2/1 5按齿面硬度查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 =Hlim2 =550 MPa 6计算应力循环次数 N2 =60n1jLh=6014501(2836515)=7.6212109 N1 =7.62121091.25=9.5265109 7查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.86；KHN2=0.88 8计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得 1H=MPSKHHN47355086. 01lim1= 湖南科技大学 第 17 页 共 44 页 2H=MPSKHHN48455088. 02lim2= 9 试算小齿轮分度圆直径 d1t,带入H中较小的值 d1t234232)4738 .189(25. 125. 219 . 0 108.5622 . 132. 2)(132. 2=HEdttZuuTK =69.429mm 10计算圆周速度 smsmndt/64. 3/1000601000429.6910006011= 11计算齿宽 b b=dd1t=169.429 mm=69.429 mm 12计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 mt=d1t/Z1=69.429/28 mm=2.480 mm 齿高 h=2.25mt=2.252.480 mm=5.58 mm b/h=69.429/5.58=12.44 13计算载荷系数 根据=3.64m/s,7 级精度，查得动载荷系数 Kv= =1.14； 直齿轮，假设 KAFt/b 100 N/mm。查表得 KH= =KF= =1.2；查表得使用系数 KA= =1；查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， KH= =1.14+0.18（1+0.6d2）d2+0.23103b 将数据带入后，得 KH= =1.14+0.18（1+0.612）12+0.2310369.429= =1.444； 由 b/h=10.66，KH= =1.444 查图机械设计10-13 得 KF= =1.32；故载荷系数 K= =KAKvKHKH= =11.141.21.444= =1.975 14按实际的载荷系数效正所得的分度圆直径，由式 tdd11=3/tKK69.42981.793 . 1/975. 13=mm 15计算模数 m m= =d1/Z1= =79.81/28 mm= =2.85 mm （4 4）按齿根弯曲强度设计）按齿根弯曲强度设计 湖南科技大学 第 18 页 共 44 页 32112FSaFadYYzKTm 1查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限均为 FE1=710MPa； 2查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.805,KFN2=0.82； 3计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 MPMPSKFEFNF25.4084 . 1710805. 0111= MPMPSKFEFNF86.4154 . 171082. 0222= 4计算载荷系数 K K=KAKvKFKF= =11.141.21.32=1.806 5查取齿形系数 查得 YFa1= =2.61； YFa2= =2.52。 6查取应力校正系数 查得 YSa1= =1.58；YSa2= =1.625。 7计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较 01010. 025.40858. 161. 2111=FSaFaYY 00985. 086.415625. 152. 2222=FSaFaYY 小齿轮的数值大。 8设计计算 32401010.02819.010562.8806.12m mm=1.53 mm 对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的湖南科技大学 第 19 页 共 44 页 承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.53 并就近圆整为标准值 m= =3 mm，按接触强度算得的分度圆直径 d1=79.81 mm,算出小齿轮的齿数 6 .26381.7911=mdZ，取 Z1=32 mm 大齿轮齿数 Z2=UZ1=1.2532=40，取 Z2=40。 （5 5）几何尺寸计算）几何尺寸计算 1计算分度圆直径 d1= Z1m= =323 mm=96 mm ；d2= Z2m= =403 mm=120 mm 2计算中心距 a=(d1+d2)/2=108 mm 3计算齿轮宽度 b=dd1=196 mm=96 mm 因为变速箱中，小齿轮 1 固定安装在第轴上；大齿轮 2 安装在第轴上，且为双联滑移齿轮，两齿轮副传动比取值为 1.25，变速箱做减速传动。考虑整个变速系统的总体结构及其安装，取 B2=108 mm，B1=42 mm。 4验算 NNdTFt142712010562. 822242= mmNmmNbFKtA/2 .13/10814271=100 N/mm,合适。 5结构设计及绘制齿轮零件图如下： 403323图3-3 滑移双联齿轮结构图323645 50 12 H10a11H11d10H7f7645 50 12 H10a11H11d10H7f7图3-4 小齿轮结构图 湖南科技大学 第 20 页 共 44 页 机床主轴箱中，第轴和轴间为一对斜齿轮，两齿轮的材料选用 40Cr，经过调质与表面淬火处理，硬度为 4855HRC，许用接触强度疲劳应力MPaHP340=，精度等级取 7 级。经校核，齿轮齿面接触强度和齿根弯曲疲劳强度均满足要求。此处，计算和验算过程略。两斜齿轮参数选择具体如下： 1齿轮齿数 Z1=30 ； Z2=uZ1=230=60 2中心距 ()()mmmZZan643.20915cos25 . 46030cos221=+=+，将中心距圆整为 210mm 3按圆整后的中心距修正螺旋角： ()()5121535888558.1521025 . 46030arccos2arccos21 =+=+=amZZn 4大、小齿轮的分度圆直径 mmmmmZdn14051215cos5 . 430cos11= = mmmmmZdn28051215cos5 . 460cos22= = 5齿轮宽度 mmmmdbd1121408 . 01= 圆整后取 B2=100 mm，B1=110 mm。 6齿轮结构如图所示 Z=30mn=4.515图3-5 小斜齿轮结构图Z=60mn=4.515图4-6 大斜齿轮结构图 湖南科技大学 第 21 页 共 44 页 弧面蜗杆加工专用数控机床是对 CK6163 型数控车床的改造，弧面蜗杆数控加工机床主轴箱齿轮传动系统的总体结构布置和参数的选择均参考原 CK6163 型数控车床。主轴箱中，各轴间齿轮的齿数和模数与原 CK6163 型数控车床主轴箱内部齿轮的齿数和模数相同。 变速箱和主轴箱内部齿轮结构简图 4-2 如下所示： 3 3- -4 4 轴的设计计算轴的设计计算 （1 1） 轴的设计计算轴的设计计算 1轴的材料选用 45 钢，并经调质处理。 2轴的结构设计 轴的结构是参考了 CK6163 的轴，如图所示： 323363403645 50 12 H7f7H10a11H11d1080H7k635图 轴结构图 3 由于轴的实质结构没有变化，而且各部分直径也大于等于原轴的最小直径，故轴的强度是可以满足工作要求的，具体的校核计算就略去了。 （2 2） 轴轴的设计计算的设计计算 1轴的材料选用 45 号钢，并经过调质处理。 2估算周的最小直径 查表得常数1120=A， 湖南科技大学 第 22 页 共 44 页 )(9 .253220minmmnpAd= 3 轴的结构设计（见图如下所示） 650 60 14 a11H7h7H10H11h10H7120k660H795k66560H7k648H7f6图 轴结构图2287148130 4 轴的刚度验算 轴的变形条件和允许值 轴上装齿轮和轴承处的挠度和倾角（y 和）应小于弯曲刚度的许用值Y和，即 yY，。 表 4-1 轴的弯曲变形的允许值 轴的类型 Y（mm） 变形部位 （rad） 一般传动轴 （0.00030.0005）L 装向心轴承处 0.0025 刚度要求较高 （0.0002）L 装齿轮处 0.001 安装齿轮轴 （0.010.03）m 装单列圆锥滚子轴承 0.0006 安装蜗轮轴 （0.020.05）m 装滑动轴承处 0.001 装单列圆柱滚子轴承处 0.001 L：轴的跨度 ； m：模数 轴的变形计算公式： 计算轴本身弯曲的挠度 y 及倾角时，一般常将一轴简化为集中载荷下的简支架，按材料力学的有关公式计算，当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看做等直径，采用平均直径 d1计算，计算轴时选择用平均直径（d1）或当量直径（d2） 。 圆轴： 平均直径iddi=1 湖南科技大学 第 23 页 共 44 页 惯性矩6441dI= 矩形花键轴：平均直径21dDd+= 当量直径42642=d 惯性矩64)(624dDdDdI+= 轴的力分解和变形合式 对于复杂受力的变形，先将受力分解为三个垂直面上的分力，应用弯曲变形的公式求出所求截面的两个垂直平面的 y 和，然后进行叠加，在同一平面内进行代数叠加，在两个垂直面内则按几何合成，求出该截面的总载度和总倾角。 危险工作截面的判断： 验算刚度时应选择最危险的工作条件进行，一般是轴的计算转速最低，传动齿轮直径最小且位于周的中央，这时轴的受力将使总的变形剧烈。如果对两三种工作工作条件难以判断哪一种最危险，就分别进行计算，找到最大弯曲变形值 y 和。 提高轴的刚度的一些措施 加大轴的直径，适当减小周的跨度或者增加第三支撑，重新安排齿轮在轴上的位置；改变轴的布置方位等。 轴的校核计算 轴的受力简图： a ) 轴受力简图2287148130ABDECFNVAFNHAFrBFNVCFNVEFFaDFrDFNHCFtDFtB 轴的传动路线有两条，一条是、由齿轮 9 传动至轴上，再又齿轮 12 至齿轮 13 带动主轴运转；另一条是由齿轮 10 和齿轮 11 传动至轴上，再又齿轮 12 至齿轮 13 带动主轴运转。 湖南科技大学 第 24 页 共 44 页 a ) 先校核又齿轮 10 传入，齿轮 12 传出时轴的强度 1)作轴的水平面（H）弯矩图和垂直面（V）弯矩图 1计算 轴上的功率：KWp504.1097. 01372= 轴上的转矩：mmNT.159000063504.1010550. 962= 齿轮 11 的圆周力NNdTFtB1325024015900002222= 齿轮 11 的径向力NNtgtgFFtBrB6 .48222013250= 齿轮 12 的圆周力NNdTFtD2355513515900002232= 齿轮 12 的径向力NNtgtgFFntDrD96.888851215cos2023550cos= = 齿轮 12 的轴向力NNtgtgFFtDaD95.64695121523555= = 2求在水平面内的支反力，由受力图,MA=0 ，ME=0 NFFFFNHENHEtDtB7 .23468)1304871228()4871228(2281=+=+得：列方程 NFFFFNHAtDtBNHA3 .133361302494772=+=得：列方程 3求在垂直面内的支反力，由受力图,MA=0 ，ME=0 NFdFFFFNVEaDrDNVErB8 .5076233474772283=+=+得：列方程 NFdFFFFNVAaDrDNVArB7 .820231304772494=+=+得：列方程 4画轴水平面（H）和垂直面（V）内的受力图、弯矩图如下 湖南科技大学 第 25 页 共 44 页 FNHAFNHEFtBFtD228119130MBH=3040.6N/mMDH=463N/mc ) 两齿轮的作用力在水平面的弯矩图b ) 两齿轮在水平面内的受力图 FrBFNVAFrDFNVEFaDMBV=187.2N/mMDV=284.8N/m228119130e ) 两齿轮的作用力在垂直面的弯矩图d ) 两齿轮在垂直面内的受力图 2）作弯矩和转矩图 1 齿轮 11 的作用力在水平面的弯矩图如上： 齿轮 11 的作用力在垂直面的弯矩图如上： mNmmNFMNVABV=2 .187187196228 齿轮 11 在 B 截面作出的最大合成弯矩为 mNmNMMMBVBHB=+=+=4 .30462 .1876 .30402222 2 齿轮 12 的作用力在水平面的弯矩图如上： mNmmNFMNHABH=6 .30404 .3040676228湖南科技大学 第 26 页 共 44 页 mNmmNFMNHADH=0 .4631 .462796347 齿轮 12 的作用力在垂直面的弯矩图如上： mNmmNFMNVADV=8 .2849 .284782347 齿轮 12 在 D 截面作出的最大合成弯矩为 mNmNMMMDVDHD=+=+=6 .5438 .2844632222 3）作 B、D 两截面最大合成弯矩图和扭矩图 MB=3046.4N/mMD=543.6N/mT1=1285.6N/mf ) 两齿轮在B、D截面作出的最大合成弯矩i ) 扭矩图 4）轴的强度校核，经过分析可知，B 所在的截面为危险截面，按第三强度理论 计算弯矩 mNTMMBBca/5.3142)6.12856.0(4.3046)(2222=+=+= 查设计手册第二版第四卷，轴的抗弯截面系数 39 .16138mmW = MPaMPaWMca6072. 61ca= 故满足第三强度理论。 刚度校核： 在水平面（H）内 FtB单独作用时 mmEIblPbfc03936. 0201187101 . 248)25.126425.4073(25.1261457448)43(52221=+= 湖南科技大学 第 27 页 共 44 页 FtD单独作用时 mmEIblPbfc03418. 0201187101 . 248)25.126425.4073(25.1261457448)43(522222= 在 和FtBFtD共同作用下 mmfffccc00518. 021= 在垂直面（V）内： rBF单独作用时 mmEIblPbfc01433. 0201187101 . 248)25.126425.4073(25.1265 .53048)43(52222= rDF单独作用时 mmEIblPbfc01242. 0201187101 . 248)129425.4073(129453248)43(52222= 在rBF与 rDF共同作用下时 mmfc00191. 0= 故在rDtDrBtBFFFF,共同作用下，2=x处为危险截面。 其最大挠度为 mmfc00055200191. 000051822=+= 而一般y=（0.00030.0005）l =01221750203625mm. 故yfc,符合要求。 轴的转角校核就不再验算。 b）再校核由齿轮 9 传入，齿轮 12 传出时轴的强度；步骤方法同上，经过校核轴的强度和刚度均满足要求。设计过程中，依 b)组传动方案，此处轴的强度和刚度校核过程省略。 （3 3） 主轴的设计计算主轴的设计计算 轴的材料选用 45 号钢，并经过调质处理，结构设计如图。由于主轴的结构基本上采用原湖南科技大学 第 28 页 共 44 页 CK6163 型数控车床的主轴，没有明显的改动，故具体的校核计算过程就略去不作。 Z=60m=3H6127H6k51806#莫氏锥度667295k5120k5140H6120k5170155H6h5k5160H6240图 主轴结构图124 第第四四章章 弧面蜗杆数控专用机床的进给系统设计弧面蜗杆数控专用机床的进给系统设计 4 4- -1 1 进给系统进给系统传动方案拟订传动方案拟订 进给运动是数字控制的直接对象，被加工工件的最终位置精度和轮廓精度都与进给运动的传动精度、灵敏度和稳定性有关。因此，在进行数控加工机床进给系统传动设计方案过程中，选用传动零件应充分注意减小摩擦阻力，提高传动精度和刚度，消除传动间隙和减小运动惯量等相关因素。 弧面蜗杆数控专用机床的进给运动可采用无级调速的伺服驱动方式，控制系统的选择可以采用闭环、开环或半闭环控制。传动部分的选择，可以考虑采用伺服电机经过由最多一两级齿轮或带轮传动副和滚珠丝杆螺母副或齿轮齿条副或蜗杆蜗条副组成的传动系统传动给工作台等运动执行部件。 根据设计任务，弧面蜗杆数控专用加工机床的伺服驱动装置采用开环伺服系统，机床纵向进给运动、横向进给运动，回转工作台上的纵向进给、横向进给以及回转工作台采用的均为步进电机驱动的开环伺服系统。 4 4- -2 2 纵向进给系统的设计计算纵向进给系统的设计计算 （1 1） 纵向进给系统的设计纵向进给系统的设计 根据设计任务，系统应采用连续控制系统。控制系统由微机部分、键盘及显示器、I/O接口及光电隔离电路、步进电机功率放大电路组成。纵向进给系统采用步进电机减速齿湖南科技大学 第 29 页 共 44 页 轮滚珠丝杆螺母溜板的传动方式，数控工作台为数控回转转台。 （2 2） 纵向进给系统纵向进给系统的设计计算的设计计算 已知条件： 工作台质量： W=100kgf=1000N 时间常数： T=25ms 滚珠丝杆： Lo=8mm 脉冲当量： p=0.01mm/脉冲 1、 切削力计算由机床设计手册可知， 最大切削功率： 主切PP= 式中：主P-主电机功率，主P =7.5kW -主传动系统的总效率，一般为 0.70.85，取=0.8 则：()kWkWP68 . 05 . 7=切 切削功率应按在各种加工情况下经常遇到的最大切削力(或转矩)和最大切削速度(转速)来计算，即：60103=cFP切 式中：cF-主切削力(N); -最大切削速度(m/min)。按用硬质合金刀具半精车钢件时的速度取值 =100m/min; NNFc3600100106603= 在一般外圆车削时， cfFF)55. 01 . 0(=；cpFF)65. 015. 0(= 取NNFFcf1728360048. 048. 0=；NNFFcp2088360058. 058. 0= 2、滚珠丝杠副的计算和选型： 滚珠丝杠副的设计主要是型号的选择和性能验算。纵向进给为综合型导轨，按式计算丝杠轴向进给切削力。其中 K=1.5，取 f=0.16，则： 2 .2691)8003600(16. 0172815. 1)(=+=+=NWFfkFFcfm 湖南科技大学 第 30 页 共 44 页 最大切削力下的进给速度sV可取最高进给速度量的 1/21/5(取为 1/2)，纵向最大进给速度为 0.6m/min,丝杠导程0L=8mm,则丝杠转速为： min/5 .3785 . 0min/6 . 0100010000rmmmmLVns= 丝杠使用寿命时间取为 T=15000h。则丝杠的计算寿命 L 为： )10(75.331015000min/5 .37601060666rhrnTL= 根据工作负载mF、寿命 L，计算滚珠丝杠副承受的最大动载荷mC，取 2 . 1=wf，1=af； NNfFfLCamwm3 .10436412 .26912 . 175.3333= 由mC参照某厂滚珠丝杠副产品样本，可采用 W6008 内循环螺纹调整预紧的双螺母滚珠丝杠副，1 列 3.5 圈，其额定动负载为 181000N，精度等级选为 3 级。其几何参数如下：公称直径0d=63mm,导程0L=8mm，螺纹升角91200=dLarctg, 滚珠直径wD=4.763mm,螺杆内径1d=60mm。 按式(5-9)校验丝杆螺母副的传动效率，其中磨擦角01 94. 0)01912(912)(=+=+=tgtgtgtg 纵向进给滚珠丝杠支承方式草图如图所示 支承间距mml1500=。丝杠螺母及轴承均进行预紧，预紧力为最大轴向负荷的 1/3。丝杠的变形量计算如下： 滚珠丝杠截面面积，按丝杠螺纹的底径确定： 2229 .1016984.354mmmmA= 工作负载mF引起的导程0L的变化量0L可用下式计算： mmmmEALFLm440010771. 09 .1016106 .2062 .2691= 湖南科技大学 第 31 页 共 44 页 则丝杠拉伸或压缩变形量1： mmmmmmlLL240011092. 11500610771. 0= 由于两端均采用角接触，且丝杠又进行了预紧，故其拉压刚度可比一端固定的丝杠提高 4 倍。 其实际变形量为: mm2111048. 041=： 滚珠与螺纹滚道间接变形量2按下式进行计算： mmmmZFdFym0093. 0969. 3405 . 22088969. 32 .26910013. 00013. 0323202= 因丝杠加有预紧力，且预紧力为轴向最大负载的 1/3 时，2可减少一半，因此实际变形量为： mmmm2210465. 02/0093. 0= 支承滚珠丝杆的轴承为 51209 型推力球轴承，几何参数为：1d =40mm,滚动体直径Qd=10mm，滚动体数量QZ=18。轴承的轴向接触变形量3可按式(5-16)计算： mmmmZdFQQm0078. 01835. 61 .2690024. 00024. 03223223= 注意，此公式中mF单位应为 kg.f。 因施加预紧力，故实际变形量： mmmm0039. 00078. 02/12/113= 根据以上计算，总变形量为： mmmmmmmm01335. 00039. 000465. 00048. 0321=+=+= 三级精度丝杆允许的螺距误差为mm/15，故刚度足够。 因为滚珠丝杆两端都采用推力球轴承并预紧，因此不会产生失稳现象，故不需做稳定性校核。 1 ) 减速齿轮设计 根据给定的纵向进给脉冲当量 0.01mm，滚珠丝杠导程mmL80=，及初选的步 进电动机步距角75. 0，可计算出传动比i 湖南科技大学 第 32 页 共 44 页 6 . 0875. 001. 0360=i 选取齿轮齿数为1z=30、2z=50，m=2mm。 2 ) 步进电动机的选择 1 负载转动惯量计算： 参考同类型机床，初选反应式步进电动机 130BF001，其电动机转动惯量210cmkgJM=。传动系统折算到步进电动机轴上的等效转动惯量按表 5-15 中介绍方法计算。 齿轮1z 、2z的转动惯量为： 30/1031411=LdJ ()03/1026/108 . 73435=cmcmcmkg 2572cmkg= 23/1032422=LdJ ()50/10210/108 . 73435=cmcmcmkg 227. 6cmkg = 丝杠的转动惯量可从表 5-16 查出： 22175.235.1/4515cmkgmmcmkgJs= 等效惯量： ()+=20222112LgWJJzzJJs ()+=2222226 . 08 . 9800175.2327. 6403257. 2mmNcmkgcmkgcmkg 2891.21cmkg = 考虑步进电动机与传动系统惯量匹配问题 1457.0891.211022 负载转矩计算及最大静转矩选择 湖南科技大学 第 33 页 共 44 页 机床在不同的工况下，其所需转矩不同，下面分别进行计算 快速空载起动时所需转矩可按下式进行计算 min/50036075. 001. 02400360maxmaxrvnbp= 考虑了电动机转子的转动惯量以后，传动系统折算到电动机轴上的总转动惯量： 222891.31891.2110cmkgcmkgcmkgJJJM=+=+= 2maxmax10602=atnJM 221003. 060min/5002891.31=srcmkg cmN =60.556 折算到电动机轴上的磨擦力矩： ()12000/22zzLWFfiLFMcf+= ()25. 18 . 026 . 0800360016. 0+=cmNN cmN =26.67 附加磨擦力矩： ()294. 0125. 18 . 026 . 02 .26913/1=cmN =9.98Ncm 则：0maxMMMMfa+=起 cmNcmNcmN+=98. 926.6760.556 =633.84Ncm 快速移动时所需力矩快M: cmNcmNcmNMMMf=+=+=24.7798. 926.67快 最大切削负载时所需力矩切M: iLFMMMMMMtflf2000+=+=切 ()()20120200001/23/112=zzLFiLFMmp湖南科技大学 第 34 页 共 44 页 25. 18 . 028 . 0172898. 926.67+=cmNcmNcmN cmNcmNcmN+=10.16598. 926.67 cmN =34.242 从上面计算看出起M、切M、快M三种工况下，以快速空载起动的需力矩最大，以此项作为初选步进电动机的依据。 对于工作方式为五相十拍的步进电动机最大静转矩： cmNcmNcmNMMj=67. 65 .666951. 084.633951. 0max起 从相关资料查出，130BF001 型步进电动机最大静转矩为 9.31N.m，大于所需最大静转矩，可作为初选型号，但需考核步进电动机起动矩频特性和运行特性。 2 步进电动机的空载起动频率： Hzmmvf4000min/01. 0604 . 21000601000maxmax= Hzmmvfse1000min/01. 0606 . 01000601000= 查相关资料知： 130BF001 型步进电动机允许的最高空载起动频率为 3000Hz， 运行频率为 16000 Hz， ，满足设计要求。根据计算综合考虑，机床纵向进给机构选用 130BF001 型步进电机。 4 4- -3 3 横向进给系统的设计计算横向进给系统的设计计算 （1 1） 横向进给系统的设计计算横向进给系统的设计计算 1、脉冲当量和传动比的确定 传动比的选定： 04. 101. 0360575. 0360Lip0b= 2、传动系统等效转动惯量计算 初选步进电机的型号为 110BF001 则查表查出电机转子转动惯量DJ40.0625m10kg 湖南科技大学 第 35 页 共 44 页 为了机床的布局紧凑且方便可取 i=1.0。 则滚珠丝杆转动惯量折算： 25233434SmKg1081.36cmKg105 .368010452 . 378. 010L78D. 0J=工 作 台质量折算： 252220GmKg107 .12cm27Kg. 120025 . 0M2LJ= 传动系统等效转动惯量计算： DJJ=+SJ+GJ =（40.06+36.81+12.7）510 225m975Kg. 8mKg1057.89= 3、工作载荷分析及计算 滚珠丝杠上的工作载荷是指滚珠丝杠副在驱动工作台是滚珠丝杠所承受的轴向力， 也叫作进给牵引力。它包括滚珠丝杠的走刀抗力及与移动体重力和作用在导轨上的其他切削分力相关的摩檫力。据机床加工的特点，当转速较低时，工作载荷最大，工作载荷既包括车削时沿着丝杠轴的方向的力（即轴向力） ，也包括工作台及工件的重量（即垂直丝杠轴方向的力） 。 取机床的计算转速为 250r/min，则 s/98m. 0min/9m.581000250751000dnV= 而4KWPE=，机床主传动系统的传动效率8 . 0m= 则333mEZ1027. 31098. 08 . 0410VPF= 选端铣，对称，其中端铣()0e0.84 . 0ad=，()2 . 01 . 0 =fa时， 则得：35. 0/=ZLFF 90. 0/=ZVFF 50. 0/=ZCFF 则可得 1143NFL= 2939NFV= 1633NFC= 则在燕尾导轨上滚珠丝杆的工作载荷 Fm 为： )G2FF(fKFFCVLm+= 3233.2N1960)16332(29390.211434 . 1=+= 其中4 . 1K =， f=0.2， G=1960N 湖南科技大学 第 36 页 共 44 页 4、滚珠丝杆螺母副的选型和校核 滚珠丝杠副已经标准化，因此，滚珠丝杠副的设计归结为滚珠丝杠副型号的选择。 1）计算作用在丝杠上的最大动负荷C 首先根据切削力和运动部件的重量引起的进给抗力，计算出丝杠的轴向载荷，再根据要求的寿命值计算出丝杠副应能承受的最大动载荷 C： C=3LmfmF 式中mf运转状态系数，一般运转取 1.21.5，有冲击的运转取 1.52.5； mF滚珠丝杠工作载荷（N） ； L工作寿命，单位为 106r，L可按下式计算 L=61060nT 式中 n滚珠丝杠的转速（r/min） ； T使用寿命时间（h） ，数控机床T取 15000h。 主轴燕尾导轨滚珠丝杆副驱动时滚珠丝杆的工作载荷： 22dMfFFm+= 式中 F切削时的轴向切削抗力； f轴套和轴架以及主轴键上的摩擦系数f0.15； M主轴上的扭矩； 2d主轴直径； 则 mF=N80874 . 38580215. 07330+ 1000=n0Lv 湖南科技大学 第 37 页 共 44 页 其中v为最大切削力条件下的进给速度 （minm） ， 可取最高进给速度的2131；0L为丝杠基本导程（mm） ，计算时，可初选一数值，等刚度验算后再确定； 则 min/7 .66103121000rn= t为额定使用寿命（h） ，可取t15000h; 则 L610150007 .666060.03 万转 根据工作负载mF、寿命L，计算出滚珠丝杠副承受的最大动负载，取mf1.2，则： C=3LmfmF80872 . 103.60337997.8N 由C查机床设计手册 ，选择丝杠的型号。选择滚珠丝杠的直径为 40mm，型号为CDM4010-5-P4,其额定动载荷是 53411N，强度足够用。 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 ()tgtg 式中 螺纹的螺旋升角，该丝杠为 541； 摩擦角约等于 10。 则 ()01415415=tgtg0.971 3） 刚度验算 .丝杆的拉压变形量1 滚珠丝杠工作时受轴向力和扭矩的作用，它将引起导程0L发生变化，因滚珠丝杠受扭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 湖南科技大学 第 38 页 共 44 页 LcmEALFm0= 式中 E 弹性模数，对钢，26106 .20cmNE=； F滚珠丝杠截面积（2cm） （按丝杠螺纹底径确定） 214dA=4226 .32mm834.7 2mm “”用于拉伸时， “”用于压缩时。 则 Lmmmm4510703. 47 .8341006. 2108087= 则丝杆的拉伸或压缩变形量1 mmlLL2400110408. 05801010703. 4= .滚珠与螺纹滚道间的接触变形量2 该变形量与滚珠列、圈数有关，即与滚珠总数量有关，与滚珠丝杆的长度无关。当丝杆在工作时有预紧时，其计算公式为： 3220013. 0=ZFDFYJWm 式中 wD 滚珠直径； Z滚珠总数量ZZ圈数列数； Z一圈的滚珠数，Z=WmDd/(外循环)， ，Z=（WmDd/）3（内循环） ； md 滚珠丝杆的公称直径； YJF 预紧力； 湖南科技大学 第 39 页 共 44 页 mF 滚珠丝杆工作载荷； NFFy27378821333131max= Z=WmDd/=40/5.95321.11 则ZZ圈数列数21.112.5273.88 又滚珠丝杆的预紧力为轴向工作载荷的 1/3，2值可减小一半，因而mm012. 02122=。 .支承滚珠丝杆的轴承的轴向接触变形3 在垂直进给运动中采用角接触球轴承，其计算公式为： 32230024. 0QQmZdF= 式中 mF轴承所受轴向载荷； QZ轴承的滚动休数目； Qd轴承滚动体直径； 工作载荷kgfFFm2 .82531max= 滚珠丝杆的滚动体数量191=QQddZ，滚动体直径mmdQ953. 5= 则mmZdFQQm016. 019953. 52 .8250024. 00024. 03223223= 因为有预紧力，故实际变形量mm008. 02133= 根据以上的计算，则总变形量为： 湖南科技大学 第 40 页 共 44 页 mm02408. 0008. 0012. 0