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机械毕业设计全套
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JC01-082@数控车床纵向进给系统设计,机械毕业设计全套
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目 录 第 1章 概述 1 1.1 设计目的 1 1.2 进 给 系 统 概 述 1 第 2章 运动设计 2 2.1 传 动 方 案 拟 定 2 2.2 丝 杠 螺 母 副 的 选 择 与 计 算 2 2.2.1 丝杠螺母副的选择 2 2.2.2 丝杠螺母副的计算 3 2.2.3 滚 珠 丝 杠 螺 母 副 的 验 算 4 第 3章 动力计算 8 3.1 电 动 机 的 验 算 8 3.2 齿轮的计算 10 3.3 轴的设计 13 总结 19 参考文献 20 nts数数 控控 车车 床床 纵纵 向向 进进 给给 系系 统统 设设 计计 1 第 1 章 概述 1.1. 设计目的 机床课程设计是在金属切削机床之后进行的实践性环节，其目的在于通过机床进给运动机械变速传 动系统的 结构设计，使 学生在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到结构构思 、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件设计、编写技术文件和查阅技术资料的等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析、结构设计与计算能力。 1.2. 进给系统概述 进给系统的特点是速度低 、 消耗功率少 、受力小，而速度越低越易出现爬行现象，而一般的捣鬼 由于受摩擦力下降特性的影响，很难满足高精度的要求，特别是对于数控而言更不能适应精度要求。而滚珠丝杠副基本上是滚动摩擦，摩擦阻力小，切摩擦阻力的大小几乎与运动速度完全 无关，这样就有效的保证了运动的平稳性，克服了爬行现象的产生。而且滚珠丝杠摩擦损失小，传动效率高，运动灵敏、低速时无爬行现象、轴向刚度高、寿命长、维护简单且具有传动可逆性并反向精度高等优点故而选用滚珠丝杠螺母副传动。 nts陕西科技大学 课程设 计 说明书 2 第 2章 运动设计 2.1. 传动方案拟定 2.1.1. 总体传动框图如下图： 2.1.2. 具体的分析过程 ： 因设计要求系统为开环系统从而使系统简化，若直接将电机与滚珠丝杠联必会引起丝杠温度过高即磨损加剧使其寿命降低。故在其两者之间加一消隙齿轮箱， 一是使丝杠速度降低，而则是消除系统传动中的间隙，提高传动精度，并有效减少反向运动死区现象，消息齿轮箱与丝杠可采用联轴器形式连接，这样便确定了如上图所示的传动方案。 2.2. 丝杠螺母副的选择与计算 2.2.1. 丝杠螺母副的选择 1. 内循环与外循环的选用说明 外循环滚珠丝杠是利用挡珠器一端修磨的圆环引导滚珠离开旋滚道进入回珠槽，以及引导滚珠由回珠槽，返回螺旋滚道，因管道突出与螺母外面，径向尺寸较大。内循环滚珠丝杠是借助反向器迫使滚珠丝杠翻越丝杠的齿顶进入相邻滚道，内循环是因回路短、工作滚珠数少，流畅性好，摩擦损失少，传动效率高，径 向尺寸紧凑，轴向刚度好，承载能力强等优点，故而采用内循环滚珠丝杠。（制造有些困难） 2. 滚珠丝杠的轴向间隙调整和 预紧 方法 滚珠丝杠的轴向间隙的调整和预紧方法的原理预普通丝杠螺母相同，但滚珠丝杠螺母机构间隙调整精度要求高，要求能作微调以获准确的间隙或预紧量。常用的方法有三种：垫片调隙式，螺纹调隙式，齿差调隙式，垫片调隙式常需垫片反复修磨，工作中不能随时调整，螺纹调隙式调整量难以精确控制。齿差调隙式精度可靠，多用于调整准确性要求较高的场合，电机 消隙齿轮箱 滚珠丝杠螺母副 工作台 nts数数 控控 车车 床床 纵纵 向向 进进 给给 系系 统统 设设 计计 3 故而采用齿差调隙式调隙机构。 3. 滚珠丝杠的安装 实践表明：螺母座，丝杠的轴 承及其支架等不足会严重的影响滚珠丝杠副的传动刚度。为了提高轴向刚度，一般常用止推轴承。滚珠丝杠的支撑方式有一下四种： a.一端装止推轴承型；这种支撑方式仅适用于丝杠行程较短，它的支撑能力较小，轴向刚度较低。 b.一端装止推轴承，一端装向心轴承，其目的是为了减少丝杠热变形的影响，因数控机床常常姚连续工作数小时，丝杠的热变形必须予以重视。 c.两端装止推轴承，这种支撑对丝杠的热伸长较为敏感。 d.两端装止推及向心轴承，此种支撑虽使滚珠丝杠有最大的刚度，但设计计算较为复杂且轴向尺寸大，且结构复杂，故而采用 b 支撑的安装方式 ，即一端装止推轴承，一端装向心轴承。 2.2.2. 丝杠螺母副的计算 参照机床数控技术 P118 页的设计过程进行计算： 1. 滚珠丝杠螺母副承受轴向载荷时，在滚珠与滚道型面产生接触应力，但对一点来说，若应力状态是交变接触应力，它的工作状态与滚动轴承类似，所以它的主要实效形式是疲劳点蚀损伤和变形，故其设计方法与滚动轴承相类似，故按疲劳寿命的选择计算： 25.101.0360 675.0360 su nts陕西科技大学 课程设 计 说明书 4 s 步进角 丝杠导程 脉冲当量 有公式： eqHdc FffTC 3dfeqFT cCHf 载荷系数 轴向工作载荷 使用寿命 计算动载荷（ N ） 硬度影响系数 上式中各参数的确定： （ 1）df： 根据数控机床系统设计 P110 表 5-2，一般df 1.2 1.5，取 df 1.2 （ 2） Hf ： 根据数控机床系统设计 P110 表 5-1，滚珠丝杠的材料取 15GCr ，硬度可处理到 HRC60 左右，则 Hf 1.0 （ 3）eqF：轴向工作载荷的计参照金属切削机床下册计算工作载荷。 3/)2( m inm a x FFF eq NFk g fFFk g fNFFFeq 3.1 1 33/)201 6 02(201 8 01 7 6 42.08.91 0 08.91 6 0m i nm a x摩擦摩擦工作 (4) T: rp mn 80025.1/1000 电机 7 2 010/60 6 TnT 将各参数带入公式有： 12.119428.93.1130.12.172033 eqhdc FffTC 由上式中所计算的结果，从滚珠丝杠产品样本中找出相应的额定动载荷aC值，使ac CC 。参照机床设计手册 P498 选取丝杠螺母副，有 NCh4506 型：查产品目录， 得aC 2390，使ja CC ，然后由aC值 确定滚珠丝杠型号 。 2.2.3. 滚珠丝杠螺母副的 验算 1. 刚度计算： 数控机床得滚珠丝杠是最精密得元件，它在轴向力的作用下产生伸长和缩短，在扭矩的作用下产生扭曲变形这将引起丝杠导程发生变化，从而影响结构精度和定位精度，因此滚珠丝杠在受力情况下的变形量： 由公式 cmGI TEA Fpp aEz 501 0 01 0 0 0 nts数数 控控 车车 床床 纵纵 向向 进进 给给 系系 统统 设设 计计 5 F E A G aI 螺距变形总误差 工作载荷 弹性模量 丝杠的内径面积 扭矩弹性模量 滚珠丝杠截面积的惯性距 上式中各参数的确定： F ： kgfF 160 A ： 2221 56.124044 cmdA :T cmkgmk g fTT 125125125 电 aI： 4441 12.254324 cmdI a E ： 26 /101.2 cmkgE G ： 25 /104.8 cmkgG 将各参数代入后得： mcmIG TfEA Fa 80 0 0 8.012.25104.8 1 2 55056.12101.2 1 8 61 0 01 0 0 560 对于数控机床而言，根据机床设计手册 P461 页可知，丝杠精度和表面光洁度选取为 J 级精度 则允许 mm 168，故丝杠可用。 2. 稳定性验算： 根据材料力学欧拉公式：22)( lIEFk E：丝杠材料 的弹性模量取 26 /1021 cmNE l ： 丝杠的工作长度 1280l I ： 4441 56.120.46464 cmdI 截面惯性距 ：丝杠轴端系数，由轴承条件决定，由于丝杠安装方式为一端推力轴承，一端为自由的，则 2 将上面的参数代入公式： NlIEF k5.39681)1282(56.121021)(26222nts陕西科技大学 课程设 计 说明书 6 43.251568 5.39681kkkknnFFn 故可以用。 3. 丝杠系统的刚度计算： NTB KKKK1111 K ： 丝杠传动的综合拉压刚度 BK ： 轴承刚度 TK ： 丝杠拉压刚度 NK：轴的接触刚度 由于丝杠的拉压刚度特别大，故可以不考虑由与传动刚度变化而引起的定位误差 的影响，即时可忽略，同时计算Tk KK 0BKK11 +NK1 mk g fFzdK aB/3.261 6 0149 3 8.74 1 7.04 1 7.022初选推力球轴承 8206，参数如下表： 轴承型号 C （ kgf ） 0C Z ad ( mm ) )(mmd NK （ kgf ） 8206 2200 4410 14 7.938 30 96 则： mk g fKKKNB/64.209613.2611111 4. 反向死区的验算： 死区误差，是指的是系统启动和反向时产生的输入运动与输出运动之间的差值，在开环系统中，由于启动和反向死区误差的存在，影响刀具与工件定位精度，对于反向死区可采用消隙措施减小，消隙后，根据数控机床系统设计 P141 页： 2 0022ngKF 0：导轨摩擦系数 nts数数 控控 车车 床床 纵纵 向向 进进 给给 系系 统统 设设 计计 7 g ： 系数 980 2/scm 2n： 机械传动装置固有频率 )/( sr sra dgKmKn/14221010098064.201044 sra dsra d nn /3 0 0/1 4 2 2 ，故可用。 丝杠直径的确定： mmLd n6.401 2 8 01 3 01 4 2 2107.0107.0424 死区误差： mgn 9.11422 109802.02102 2 4420 再一次说明丝杠所取的直径可用 。 nts陕西科技大学 课程设 计 说明书 8 第 3章 动力计算 3.1. 电动机的验算 1. 伺服 电动机为 100BF003 型脉冲步进电机，加在电机轴上的负载有两种，分别为负荷转矩与负载惯量，即就是要使电机合适，就要达到两种负载的匹配。 2. 转动惯量的计算 （ 1） 齿轮的转动惯量 scmk g fLDJ000190.0103378.01078.064641 scmk gfLDJ00195.01040578.01078.064642 L ：齿轮宽度 D ： 分度圆直径见齿轮设计 （ 2） 丝杠的转动惯量 scmk g fLDJ0 4 2 4.0102 0 006.478.01078.064643 L ： 丝杠长度 D：丝杠直径 （ 3） 工作台折算到丝杠上的转动惯量 0 0 0 9 3.0980/100)14.32/6.0(/)14.32/( gwtJ scmk g fJscmk g fJscmk g fJJmrr 018.00073.02.0 03641.0)00093.00424.000195.0(/11 t ：丝杠螺距 w ：工作台及刀架重量 rJ ：机械传动及负载转换到马达上的转动惯量 ： 降速比取 1.25 故满足要求。 3. 电机负载力矩的计算 nts数数 控控 车车 床床 纵纵 向向 进进 给给 系系 统统 设设 计计 9 tfa MMMMM 0m a xM ：最大切削负载所需力矩 maxaM：折算加速力矩 fM：折算到电机轴上的摩擦力矩 0M：由丝杠预紧力引起的折算到电机轴上的附加力 矩 tM：折算到电机轴上的切削负载力矩 （对于数控机床而言，因为动态性能要求较高，所以驱动力矩主要使用来产生加速的，而负载力矩点的比重很小，一般为电机力矩的 10% 30%,所以可忽略不计） 则： mk g fTnJM ra16.0)105.26.9/(10100003641.0)6.9/(10332m a x mk g ftFM f141.0)25.18.014.32/(106.02.08.9100)2/(10220 mk g ftFspMm01127.010)9.01(25.18.014.326.01603110)1(23110)1(22222022000 mk g fmk g fMMMM fa141.00 1 1 2 7.01 4 1.016.00m a x T： 加速时间段 25s 0F： 导轨摩擦力 NMF 201 0 0*2.0*50 0p：丝杠预加载荷 0p=1/3 F =53.3 ：传动链总效率 =0.8 9.00 故满足要求 ,可得出结论，电机可用。 3.2. 齿轮的计算 消隙齿轮结构简图如 下 ： nts陕西科技大学 课程设 计 说明书 10 1. 选定齿轮 、 精度等级 、材料及齿数 1) 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2) 速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88） 3) 材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质处理），硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质处理），硬度为 240HBS，两者材料硬度之差为 40HBS 4) 选小齿轮齿数 302425.1,24 121 ZZZ 大齿轮齿数 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10-9a）进行试算，即 3 211 )(132.2 HEdtt zTKd 3. 确定公式内各计算数值 1) 试选载荷系数 3.1tK2) 计算小齿轮传递的转矩 NmmT 98001 3) 由表 10-7 选取齿宽系数 1d（d取 0.7 1.5） 4) 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2/18.189 MPaz E 5) 由图 10-21d， 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限a5 5 0,6 0 0 2l i m1l i m MPM P a HH 极限大齿轮的接触疲劳强度 6) 由式 10-13 计算应力循环次 数 991291110456.325.1/1032.4/1032.4153008211 0 006060NNjLnN h 7) 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 89.01 HNK 91.02 HNK 8) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式子 10-12 得 nts数数 控控 车车 床床 纵纵 向向 进进 给给 系系 统统 设设 计计 11 M P aSKM P aSKHHNHHHNH5.500155091.0534160089.02l i m221l i m114. 计算 1) 试算小齿轮分度圆直径 中较小得值。代 HHd , mmmmzTKdHEdtH013.345.5008.18925.1125.1198003.132.2)(132.2222) 计算圆周速度 v smsmndv H /780.1/100060 103.34100060 1 3) 计算齿宽 b mmdb Hd 0 1 3.340 1 3.341 4) 计算齿高与齿高之比 b/h 66.1019.3/013.34/19.3417.125.225.2417.124/013.34/ 1hbmmmhmmmmzdmtHt齿高 5) 计算载荷系数 根据 v 1.780 sm/ ， 7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 ,05.1vK直齿轮，假设 mNbFK tA /100由表 10-3 查得 2.1 FH KK由表 10-2 查得 使用系数 1AK 由表 10-4 查得 7 级精度，小齿轮对支撑非对称布置时 HK=1.12+0.18(1+0.6 bdd 322 1023.0) =1.12+0.18(1+0.61) 013.341023.0 32 =1.416 由 b/h=10.66. 416.1HK,查图 10 13 得 4.1FK，故 载 荷 系 数K= 784.1416.12.105.11 HHVA KKKK6) 按实际得载荷系数校正所计算得的分度圆直径，由式 10 10a得 mmKKddtt 80.373.1/784.1013.34/ 3311 nts陕西科技大学 课程设 计 说明书 12 7) 计算模数 m M= 1d / 57.124/80.371 Z 5. 按齿根弯曲强度设计 ： 由式 10 5 得弯曲强度得设计公式为 m F SdFdd YYZKT 21121) 确定公式 内各计算数值 a) 由图 10 20c 查 得 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限,5001 MPaFE M P aFE 3 8 02 极限，小齿轮得弯曲疲劳强度 b) 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 88.0,85.021 FNFN KKc) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4, 由 10 12 得 M P aSK FEFNF 57.303/111 M P aSK FEFNF 86.238/222 d) 计算载荷系数 K K 7 6 4.14.12.105.11 FFdVA KKKKe) 查取齿形系数，由表 10 5 查得 65.21 FY, 52.22 FYf) 查取应力校正系数由表 10 5 查得 58.11 SY, 625.12 SYg) 计算大小齿轮的 并加以比较F SF YY 0 1 3 1 0.057.3 0 3/58.165.21 21 F SF YY 0 1 7 1 4.086.2 3 8/6 2 5.152.22 22 F SF YY 大齿轮的极值大 2）设计计算 m mm3 2241 0 1 7 1 4.09 8 0 07 6 4.12 =1.01 mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿面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所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的模数 1.01 并就近圆整为标准值 m 2.5mm ，按接触强度算的分度圆直径 mmd 80.371 nts数数 控控 车车 床床 纵纵 向向 进进 给给 系系 统统 设设 计计 13 算出小齿轮齿数 241 Z ,大齿轮齿数 mmZZ 3025.12412 ，这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 6. 几何尺寸计算 ： 1）计算分度圆直径 mmmZd 605.22411 mmmZd 755.23022 2） 计算中心距 a 5.672/)7560(2/)( 21 dd 3）计算齿轮宽度 mmdbd 606011 取 mm65mm105(,60 212 ） BBmmB 验算： mmNmmNb FKNNdTFtAt/100/4.5460 65.326165.32660/9 8 0 02/2 11 可见合适。 7. 结构设计及绘制齿轮零件图（见图纸） 3.3 轴的设计 3.3.1 主动轴的设计 1. 初步确定轴的最小直径 按机械设计式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢，调质处理。根据表 15-3，取 ,1200 A于是得： mmnpAd 121 0 0 09 5 5 0 1 0 0 08.9120 330m i n 轴的最小直径显然式安装联轴器处轴的直径 21d ，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 TKTAca ,查表 14-1，考虑到转矩变化中等，故取AK =1.9,则： mmNTKT Aca 1 2 7 4 09 8 0 03.1 按 照 计 算 转 矩caT应 小 于 联 轴 器 公 称 转 矩 的 条 件 ， 查 标 准GB/T5014-1985 或 手 册 ， 选 用 HL2 型 弹 性 柱 销 联 轴 器 ， 其 公 称 转 矩 为315 mmN ， 半 联轴其的孔径 ,20mmd 故取 mmd 201 ，半联轴器的长度为52mm ， 半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 381 nts陕西科技大学 课程设 计 说明书 14 2. 轴的结构设计 1) 拟定轴 上零件的装配方案，如下图： 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 i. 为了满足半联轴器 轴向定位要求，第一段轴段右端需制处一轴肩，故取第二段的直径 ,262 mmd 右端用轴端挡圈定位，按轴端直径反挡圈直径 D=300 ,mm 半联轴器与轴配合的毂常度 ,381 mmL 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故第一段轴的长度应比 1L 略短一些，现取第一段轴段长度为 36mm 。 ii. 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和 轴向力的作用，故选用单列圆锥棍子轴承，参照工作要求并根据 ,262 mmd 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥棍子轴承30206，其尺寸为 ,25.176230 mmTDd 故mmlmmlmmdd 16,40,30 7273 而 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得 30206轴承得定位轴肩高度为 h 6 mm ，因此取 mmd 366 iii. 取安装齿轮处得轴段的直径为 36mm ，齿轮的左端与左轴肩之间采用套筒定位。一直齿轮毂的宽度为 60mm ，为了使套筒 断面可靠地压紧齿轮，因此轴段应略短于轮毂宽度，毂取4l 58mm ，齿轮右端 采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，取,8,2.44.1,45,5.4 5 mmbhbmmdmmh 轴环宽度则轴环处的直径则 mml 85 iv. 轴上零件的轴向定位 齿 轮，半联轴器于轴的轴向定位均采用平键联接，按,201 mmd 由手册查平键界面 lb ，键槽用叫曹铣刀加工，长为 25mm ， 同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性，毂nts数数 控控 车车 床床 纵纵 向向 进进 给给 系系 统统 设设 计计 15 选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/h6，同样，半联轴器与轴的联接选用 10 80mm ，长为 50mm ，半联轴器与轴的配合为H7/h6。 v. 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参 考表 15-2，取轴端倒角 452 vi. 求轴上载荷 mmlmmlmmlNNFFNNtgtgFFNNdTFratrt2.568.1330161682.468.1330308.898.13403649.12620c o s/9.118c o s/9.1182067.32667.326609800223211nts陕西科技大学 课程设 计 说明书 16 NFNFFFMLFlFNFFFNFFlFlFNFNFNFFFNVNVNVNVaNVNVNVNVraNVNHNHNHNHtNHNH45.9645.2260*249.1262.562.469.1181264938.14729.17967.3261221322121132212121N m mTN m mMMMN m mMMMN m mMN m mMN m mMVHVHVVH98008.83787.940525.12622.5645.2299.44552.4645.9620.82832.4629.1792222212121取 a 0.6，轴的计算应力 M P aaTMca 24361.09 8 006.07.9 4 05)(322221 前 已 选 定 轴 的 材 料 为 45 钢 ， 调 质 处 理 ， 由 表 15-1 查得 MPa601 即ca 1 ,故安全。 3. 键得联接强度计算 1) 选择键 6 20） GB/1096-1979,假定载荷在键得工作面上均匀分布，则： lkdTp 2nts数数 控控 车车 床床 纵纵 向向 进进 给给 系系 统统 设设 计计 17 其中： mmddmmllhhkkNmTT2020(36*5.05.0,8.9：轴的直径，：键的工作长度，为键的高度）高度：键与轮毂键槽的接触：传递的转矩MPap 33.1620203 108.92 3 p ：键 、 轴 、轮毂三者中最弱材料取用的挤压应力，查机械设计表 6-2， p取 100 120 p p则键的选用合适。 2) 键 B10 28 GB/T 1096-1979 的强度校核 lkdTp 1032 其中： mmddmmllhhkkmNTT3620(48*5.05.0,8.9：轴的直径，：键的工作长度，为键的高度）高度：键与轮毂键槽的接触：传递的转矩所以： pp M P a 8.636204 108.92 3 则键选用合适。 4. 轴承的寿命验算 对于 30206 型轴承 ：圆锥棍子轴承 1) 求相对轴向载荷对应的 e 值与 Y 值 查机械零件手册表 9-6-1， e 0.37， Y=1.6 2) 求当量动载荷 P ar FYFXP 00 rF ： 轴承的径向载荷 rF 96.45+1568 1664.45N aF：轴承的轴向载荷 aF 126.49N 0X、0Y:分别为当量静载荷的径向载荷系数和轴向载荷系数，可查轴承手册得到，0X 0.5，0Y 0.9 NNP 057.946)49.1269.045.16645.0( 3) 验算 30206 轴承的寿命，根据机械设计式 13-5 nts陕西科技大学 课程设 计 说明书 18 pcnL h 60
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