(说明书)龙门铣床主轴箱、进给系统及工作台的设计.doc

龙门铣床的主轴箱、进给系统及工作台的设计（）摘要：本文主要是针对龙门铣床的主轴箱、进给系统及工作台的设计。根据特定的设计要求，结合龙门铣床的运动特点，进行一次较为系统设计。本次设计所有进给机构均采用滚珠丝杠进行传动，并由步进电机电机进行驱动。本次设计重点是对于主轴箱、进给系统的机械部分进行设计，包括转速图的拟定、齿轮的设计、轴最小轴直径的设计、轴承的选取、滚珠丝杠的选取等。关键词：龙门铣床；主轴箱；工作台；进给系统；Milling machine headstock, feed systems and the design of the tableLiu Zhendong(Mechanical Engineering School Inner Mongolia University of Science and Technology Baotou 014010 )Abstract: This article is mainly for milling machine design. Depending on the specific design requirements, combined with the milling machine movement characteristics, to conduct a more systematic design, including the design of the headstock, the feed system design, table design. The design of all ball screw feed mechanism are used for transmission, motor driven by stepper motors. The design focuses on the mechanical part of the milling machine design, including the speed chart in the formulation, gear design, minimum shaft diameter shaft design, the selection of bearings, ball screw selection and so on.Keywords: Milling machine; headstock; workbench; feed system目录绪论1第一章 设计条件2第二章 车床主传动系统方案设计22.1 主传动的组成及要求22.1.1 主传动的组成2第三章 主传动系统的运动设计33.1 主传动功率33.2.驱动源的选择43.3 转速图的拟定43.3.1传动方案43.3.2结构网或结构式各种方案的选择53.3.3.绘制转速图63.4齿轮齿数的确定83.5传动系统图的拟定8第四章 主运动部件结构的设计94.1 带传动设计94.1.1 确定计算功率94.1.2 选取V带型104.1.3 验算带速和确定带轮直径104.2 确定计算转速124.2.1 主轴124.2.2 各传动轴124.2.3 各齿轮124.3 各传动组齿轮参数的确定134.3.1 传动组a134.3.1.1 按齿面接触强度设计134.3.1.2 按齿根弯曲强度设计154.3.1.3几何尺寸计算164.3.2 传动组b174.3.2.1 按齿面接触强度设计174.3.2.2 按齿根弯曲强度设计184.3.2.3几何尺寸计算204.3.3 传动组c204.3.3.1 按齿面接触强度设计214.3.3.2 按齿根弯曲强度设计224.3.3.3几何尺寸计算244.4齿轮参数总结244.5 确定各轴最小直径254.6 主轴组件设计264.6.1 各轴结构的计算264.6.1.1.主轴264.6.1.2. 轴314.6.1.3. II轴324.6.1.4. 轴32第五章 进给系统设计335.1进给系统的设计要求335.2滚珠丝杠的选择345.3 工作台的进给运动345.3.1 工作台的设计345.3.1 滚珠丝杠副的导程365.3.2 滚珠丝杠副的载荷及选丝杠：365.4 横梁的垂直进给运动425.4.1 滚珠丝杠副的导程425.4.2 滚珠丝杠副的载荷及选丝杠：425.5主轴箱在横梁上的水平进给运动475.5.1 滚珠丝杠副的导程475.5.2 滚珠丝杠副的载荷及选丝杠：48参考文献54致谢5556绪论1.龙门铣床的发展趋势龙门铣床是一种用于对工件进行铣削加工的机床，能加工比较复杂的型面，效率较刨床高，在机械制造和修理部门得到广泛应用。随着科技发展，对产品质量及数量要求的不断提高，对铣床的需求也越来越大。近年来，数控铣床逐渐发展起来，根据机床结构布局形式划分：按龙门架是否移动，分为龙门固定工作台移动式和龙门移动式；按横梁是否在立柱上运动，分为东梁式和定梁式两种；横梁在高架床身上移动称为高架式；按机床净重和工作台承载能力，分为轻型、中型和重型等。龙门铣床的应用不但为传统制造业带来了革命性的变化，使制造业成为工业化的象征，而且随着数控技术的不断发展和应用领域的扩大，他对国计民生的一些重要行业的发展起着越来越重要的作用，从目前数控技术的趋势来看，龙门铣床的发展有如下几个趋势：（1）高速、高精加工技术的趋势。效率、质量是制造技术的主体。高速、高精加工技术可极大地提高效率，提高产品的质量，缩短生产周期和提高市场竞争力。（2）智能化、开放式、网络化的趋势。随着智能化的发展，龙门铣床的各个运动环节也极大程度的智能化。2.本次设计的意义毕业设计是完成教学计划达到本科生培养目标的重要环节，是对我们大学四年期间机械专业基础知识的考核和检验。这次设计囊括了理论力学，材料力学，机械原理，机械设计，机械制造装备设计等许多机械学科的专业基础知识。它不仅仅是对我们专业知识掌握情况的考核和检验，也是一次对我们所学的知识去分析，去解决生产实践问题的运用。通过本专业课程设计的训练，使我们初步掌握机床的运动设计（包括主轴箱、变速箱传动链），动力计算（包括确定电机型号，主轴、传动轴、齿轮的计算转速），以及关键零部件的强度校核，从而提高分析问题、解决问题尽快适应工程实践的能力。 第一章 设计条件题目：龙门铣床的主轴箱、进给系统及工作台的设计设计要求：工作台面 工作台进给速度1.04000mm/min，快速移动v=20m/min 横梁垂直进给速度1.0500mm/min，快速移动v=10m/min主轴箱水平进给速度1.0500mm/min，快速移动v=10m/min横梁高度900mm主轴切削速度56630r/min刀具选择平头铣刀工作寿命5年，每天8小时。工作台最大荷重1t第二章 铣床主传动系统方案设计主运动传动系统简称主传动系统，它的功用是将电动机的运动传给机床主轴，使主轴带动工作部件实现主运动，并能满足铣床主轴变速和换向的要求,它对机床的使用性能、结构和制造成本都有明显的影响。2.1 主传动的组成及要求2.1.1 主传动的组成1.定比传动机构：即具有固定的传动比传动机构，用来实现降速或升速，一般常采用齿轮、皮带及链传动等，有时也可以采用联轴节直接传动。2.变速装置：在本次设计中，主轴箱的的变速装置采用滑移齿轮变速。其广泛应用于通用机床和一部分专用机床，其优点是：变速范围大，变速级数也较多；变速方便又节省时间；在较大的变速范围内可传递较大的功率和扭矩；不工作的齿轮不啮合，因而空载功率损失较小等。其缺点是：变速箱的构造较复杂不能在运转中变速，为使滑移齿轮容易进入啮合，多用直齿圆柱齿轮传动，传动平稳性不如斜齿轮传动等。 3.主轴组件：机床的主轴组件是执行件，它由主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件等组成。4.开停装置：用来控制铣床主运动执行件的启动和停止。本次设计采用PLC的数字量输入端来控制主轴的起停。5.换向装置：用来改变铣床主轴转动方向与工作台的进给方向。本设计采用改变电动机转向的方法进行换向。对于主轴的旋转方向的控制，通过改变电机接线顺序的方法来实现。使主运动执行件的运动方向改变，这种换向方式可以简化机床的机械结构、操作简单省力。对于工作台的换向控制，本次设计采用PLC控制步进电机转向的方法来控制其换向。6.箱体：用来安装上述个组成部分。封闭式箱体不仅能保护传动机构，免受尘土、切屑等侵入，而且还可以减少这些机构所发生的噪声。第三章 主传动系统的运动设计3.1 主传动功率 在主传动链的结构尚未确定之前，机床主传动的功率P 可由下式来确定参考文献1： 式中 ： 机床主传动的功率 切削功率 主传动链的总效率主传动的总效率一般可取为0.700.85，数控机床的主传动多用调速电机和有限的机械变速来实现，传动链比较短，因此，效率可以取较大值。取=0.8.数控机床的加工范围一般都比较大，可根据有代表性的加工情况，由参考文献2中下式确定：式中： 主切削力的切向力（N） 切削速度（m/min） 切削扭矩 （Ncm） 主轴转速 （r/min）由参考文献3查得：式中： - 单位切削力（N/mm2）- 切削层横截面积以硬质合金刀具铣削45钢为例，其=2649 N/mm2，由已知条件知道主轴切削速度为56r/min630r/min.铣刀刀具的直径为40mm。有: KW Nm KW3.2.驱动源的选择 根据主轴要求的最高转速630/min，最大切削功率5.76KW, 最大切削扭矩5.8 Nm。由参考文献4，选用Y系列封闭自扇冷式鼠笼式三相异步电动机，型号为Y160M-6，其功率为7.5KW，转速为1000r/min.3.3 转速图的拟定3.3.1传动方案此机床为基于plc控制的龙门铣床，减少相对转速损失是主要的，所以公比取得较小，这里选定主轴转速数列的公比为 。由主轴切削速度为56r/min630r/min，得到转速调整范围为 故主轴转速级数 取。传动组和传动副数的确定传动组和传动副数可能的方案有： 在以上三种方案中，前两个方案有时可以省掉一根轴。缺点是一个传动组有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸：如果用两个双联滑移齿轮，则操纵结构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。故以第三种方案为好。3.3.2结构网或结构式各种方案的选择在中，有因基本组和扩大组排列顺序不同而有不同的方案。可能的几种方案，其结构网和结构式见图3-1。在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案。 a b c d e f图3-1 8级结构网的各种方案1.传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围。 在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比。在升速时，为防止产生过大的振动和噪声，常限制最大传动比。因此，主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小。在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。因为其它传动组的变速范围都比它小。即式中： 公比 级比指数 传动副数图3-1中，各个方案都满足条件。2.基本组和扩大组的排列顺序。在图1的各个方案中，还要进行比较以选择最佳方案。原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。因为如果方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。比较图1的方案中，a的中间传动轴变速范围最小，故方案a最佳。3.3.3.绘制转速图由于主轴转速数列的公比为，且主轴的转速范围为56r/min630r/min，故由参考文献1,主轴的转速可定为630，450，315，224，160，112，80，56r/min。电动机和主轴的转速是已定好。当选定了结构网或结构式后，就可分配各传动组的传动比并确定中间轴的转速。再加上定比传动，就可画出转速图。本设计选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴。加上电动机轴共5轴。故转速图需5条竖线，如图2。主轴共8速。中间各轴的转速可以从电动机轴开始往后推，也可以从主轴开始往前推。通常，以往前推比较方便。即先决定轴的转速。 传动组c的变速范围为，可取，这样就确定了轴III的四种转速只有一种可能，即为160、224、315、450r/min。 随后决定轴II的转速。传动组b的级比指数为2，在传动比极限值的范围内，轴II的转速最高可为450、315r/min，最低可为160、224 r/min。为了避免升速，则传动比可取： ，轴II的转速确定为450、315r/min。同理，对于轴I，可取：，这样就确定了轴I的转速为450r/min。电动机轴和轴I之间为带传动，传动比接近。最后得到的转速图，如图3-2所示。 图3-2： 转速图3.4齿轮齿数的确定当传动比i采用标准公比的整数次方是，齿数和Sz以及小齿轮齿数可以从参考文献1的表8-1中查得。1、在传动组a中，。查i为1.4和2的三行。有数字的即为可能方案。结果如下： Sz=，60，63，65，67，68，70，72，73，75 Sz=，60，62，64，66，68，70，72，74，从以上两行中可以选出，Sz=60，70和72是共同使用的。如取Sz=72，则从表中查出小齿轮齿数分别为30，36。即，。故，轴I上的齿轮齿数为30、36。轴上两联齿轮的齿数分别为：42、36。2、在传动组b中，同上可选定轴上另一个两联齿轮的齿数分别为：36、24。于是 ，。故，可得轴上两齿轮的齿数分别为：48、36。3、在传动组c中，查表，得到以下结果： Sz=，60，62，64，65，66，67，68，71，72， Sz=，60，63，65，67，68，70，72，73，75， 取Sz=68，为降速运动，取轴III上齿轮的齿数为18。于是为升速运动，取轴IV上齿轮的齿数为30。故，轴III上的两联齿轮的齿数分别为：18、42。轴轴IV上齿轮的齿数54、30。3.5传动系统图的拟定根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图3-3：图3： 传动系统图第四章 主运动部件结构的设计4.1 带传动设计电动机转速n=1000r/min,传递功率P=7.5KW,电动机轴与轴I之间的降速比为1000/450=2.2,即带传动的传动比为。每天工作8小时。4.1.1 确定计算功率 由参考文献5表8-7查得工作情况系数取1.2，故4.1.2 选取V带型根据小带轮的转速和计算功率，由参考文献5图8-11选A型带。4.1.3 验算带速和确定带轮直径1、初选小带轮的基准直径由参考文献5表8-6和表8-8，取小带轮基准直径。 2、验算带速按参考文献5式（8-13） 验算带速其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm；因为，故带速合适。3、计算大带轮的直径根据参考文献5式（8-15a），计算大带轮直径由表8-8，圆整为180mm。4、确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为,则于是168a480,初取中心距为。带长： 查参考文献5表8-2取相近的基准长度，。带传动实际中心距5、验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于。6 确定带的根数（1）计算单根V带的额定功率由=75mm和n=1000r/min,查参考文献5表8-4a得。根据n=1000r/min，和A型带，查表8-4b得。查表8-5得，表8-2得，于是其中： 时传递功率的增量； 按小轮包角，查得的包角系数； 长度系数；（2） 计算V带的根数z为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10，取5根7、计算单根V带初拉力的最小值由参考文献5表8-3得A型带的单位长度质量,所以其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m； v = 1000r/min = 6.54m/s。8、计算压轴力9、带轮的结构小带轮采用腹板式结构，结构见附图。大带轮采用孔板式结构，具体结构略。4.2 确定计算转速 4.2.1 主轴主轴的计算转速为主轴从最低转速算起，第一个1/3转速范围内的最高一级转速，即：4.2.2 各传动轴 轴可从主轴按的传动副找上去，似应为。但由于轴上的最低转速经传动组c可使主轴得到56和两种转速。要传递全部功率，所以轴的计算转速应为；轴的计算转速可按传动副b推上去，得；轴的计算转速为。4.2.3 各齿轮传动组c中，只需计算的齿轮，计算转速为； 只需计算的齿轮，计算转速为；传动组b计算的齿轮，计算转速为；传动组a应计算的齿轮，计算转速为。4.2.4 核算主轴转速误差所以合适。4.3 各传动组齿轮参数的确定4.3.1 传动组a选择小齿轮材料为40Cr（调质），大齿轮材料也为45钢（调质）。工作寿命5年，每天8小时。4.3.1.1 按齿面接触强度设计由参考文献5，有公式：其中: ； ； -载荷系数 -齿宽系数 -为材料的弹性影响系数 -为接触疲劳许用应力为(V带传动效率)=0.96 (轴承)=0.98 (7级精度的齿轮)=0.961.确定公式内的各计算数值（1）试选择载荷系数.（2）小齿轮传递的转矩：（3）由参考文献5表10-7，取齿宽系数为=1（4）由文献5表10-6查得，材料的弹性影响系数（5）由文献5图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（6）计算应力循环次数： （7）由文献5图10-19去接触疲劳寿命系数（8）取失效概率为1%，安全系数，由机械设计公式10-12，有：2.计算（1）计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 （2）选取载荷系数K由参考文献6，取（3）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考文献5公式10-10a，（4）计算模数m4.3.1.2 按齿根弯曲强度设计由参考文献5公式10-5得弯曲强度的设计公式为其中: 齿形系数 应力校正系数 -齿宽系数 1.确定公式内的各计算参数（1）由参考文献5图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；（2）由参考文献图10-18取弯曲疲劳寿命系数（3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由公式10-12得（4）计算载荷系数K。（5）查取齿形系数由文献5表10-5查得 （6）查取应力校正系数由文献5表10-5查得 （7）计算大、小齿轮的大齿轮的数值较大。（8）设计计算对比计算结果，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的大小主要取决与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，可取由弯曲强度算得的模数2.02，并就近圆整为标准值。4.3.1.3几何尺寸计算1.计算分度圆直径齿轮z1： 齿轮z3：2.计算中心距3.计算齿轮宽度取齿轮z3：，齿轮z1：对于齿轮z2和齿轮z4，同样取，则有齿轮z2：， 齿轮z4：，4.3.2 传动组b选择小齿轮材料为40Cr（调质），大齿轮材料为45钢（调质）。工作寿命5年，每天8小时。4.3.2.1 按齿面接触强度设计由参考文献5，有公式：其中: ； ； -载荷系数 -齿宽系数 -为材料的弹性影响系数-为接触疲劳许用应力为(V带传动效率)=0.96 (轴承)=0.98 (7级精度的齿轮)=0.961.确定公式内的各计算数值（1）试选择载荷系数.（2）小齿轮传递的转矩：（3）由文献5表10-7，取齿宽系数为=1（4）由文献5表10-6查得，材料的弹性影响系数（5）由文献5图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（6）计算应力循环次数： （7）由文献5图10-19去接触疲劳寿命系数（8）取失效概率为1%，安全系数，由机械设计公式10-12，有：2.计算（1）计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 （2）选取载荷系数K由文献6，取（3）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计公式10-10a，（4）计算模数m4.3.2.2 按齿根弯曲强度设计由文献5公式10-5得弯曲强度的设计公式为其中: 齿形系数 应力校正系数 -齿宽系数 1确定公式内的各计算参数（1）由文献5图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；（2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数（3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由公式10-12得（4）计算载荷系数K。（5）查取齿形系数由文献5表10-5查得 （6）查取应力校正系数由文献5表10-5查得 （7）计算大、小齿轮的大齿轮的数值较大。2设计计算对比计算结果，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的大小主要取决与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，可取由弯曲强度算得的模数2.58，并就近圆整为标准值。4.3.2.3几何尺寸计算1计算分度圆直径2计算中心距3计算齿轮宽度取对于齿轮z5和齿轮z7，同样取，则有齿轮z5：，齿轮z7：，4.3.3 传动组c选择小齿轮材料为40Cr（调质），大齿轮材料为45钢（调质）。工作寿命5年，每天8小时。4.3.3.1 按齿面接触强度设计由文献5，有公式：其中: ； ； -载荷系数 -齿宽系数 -为材料的弹性影响系数 -为接触疲劳许用应力为(V带传动效率)=0.96 (轴承)=0.98 (7级精度的齿轮)=0.961确定公式内的各计算数值（1）试选择载荷系数.（2）小齿轮传递的转矩：（3）由文献5表10-7，取齿宽系数为=1（4）由文献5表10-6查得，材料的弹性影响系数（5）由文献5图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（6）计算应力循环次数： （7）由文献5图10-19去接触疲劳寿命系数（8）取失效概率为1%，安全系数，由机械设计公式10-12，有：2计算（1）计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值（2）选取载荷系数K由文献6，取（3）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计公式10-10a，（4）计算模数m4.3.3.2 按齿根弯曲强度设计由文献5公式10-5得弯曲强度的设计公式为其中: 齿形系数 应力校正系数 -齿宽系数 1确定公式内的各计算参数（1）由文献5图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；（2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数（3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由公式10-12得（4）计算载荷系数K。（5）查取齿形系数由文献5表10-5查得 （6）查取应力校正系数由文献5表10-5查得 （7）计算大、小齿轮的大齿轮的数值较大。2设计计算对比计算结果，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的大小主要取决与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，可取由弯曲强度算得的模数3.58，并就近圆整为标准值。4.3.3.3几何尺寸计算1计算分度圆直径2计算中心距3计算齿轮宽度取对于齿轮z9和齿轮z11，同样取，则有齿轮z9：，齿轮z11：，4.4齿轮参数总结由参考文献7 表10-2查得以下公式：齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 齿厚 式中： 为齿顶高系数（=1），为顶隙系数（=0.25）（压力角）表4-1：各齿轮参齿轮齿数z模数m分度圆d（mm）齿顶圆da（mm）齿根圆df（mm）齿顶高ha（mm）齿根高hf（mm）齿厚B（mm）1302.5758068.752.53.125752362.5909583.752.53.125903422.510511098.752.53.125754362.5909583.752.53.125905363108114100.533.751086243727864.533.75727363108114100.533.751088483144150136.533.75729424168176158451201018472806245721130412012811045120125442162242064572表4-2：各轴中心距轴I，IIII，IIIIII，IV中心距（mm）901081444.5 确定各轴最小直径由参考文献4有：式中 d传动轴直径(mm) P该轴传递的功率（KW） nj该轴的计算转速(r/min) 该轴每米长度允许扭转角（deg/m）,一般传动轴取，这里取为(V带传动效率)=0.96 (滚子轴承)=0.98 (7级精度的齿轮)=0.96轴：，轴：， 轴： 轴：， 轴的直径，取轴的直径，取轴的直径，取主轴的直径，取4.6 主轴组件设计4.6.1 各轴结构的计算4.6.1.1.主轴1.主轴结构根据机床主电动机功率查参考文献8表5-12，可以确定主轴前轴颈应为,初选,后轴颈取。由于主轴受轴向推力作用，故选主轴轴承为角接触球轴承。前轴承型号选为7218AC，内径90mm，外径160mm，宽度30mm，Cr113KN，Cor96.7KN，重量2.03Kg。后轴承（两个）型号选为7214AC，内径70mm，外径125mm，宽度24mm，Cr69.8KN，Cor55.6KN，重量1.12Kg。主轴的中间部位选用两个深沟球轴承与一个圆柱滚子轴承。深沟球轴承型号为61816，内径为80mm，外径为100mm，宽度为10mm。圆柱滚子轴承型号为NN3016K（内圈无挡边的圆柱滚子轴承），内径为80mm，外径为125mm，宽度为34mm。由参考文献1有，主轴内孔径的外径不宜超过外径的70%。故去内孔径的直径。根据结构,参照参考文献8表5-14定悬伸长度。主轴跨距的计算最大回转直径为， 主轴最大输出转矩：床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%，即120，故半径为0.06m。切削力 背向力 故总作用力 故主轴前端受力为 在估算时，先假设初值由参考文献1有：前后支承的反力和根据参考文献1公式10-6可求出前、后轴承的刚度： 则 初步计算时，可假定主轴的当量外径为前后轴承颈的平均值，主轴的当量直径 故惯性矩为 按参考文献1图10-24查得，与原假设相符，所以最佳跨距为 。主轴结构如下图4-1所示：图4-1主轴结构2.主轴校核验算主轴为例，以下各轴同理（1）齿轮圆周力： 齿轮径向力； 圆周力、径向力的方向如图4-2所示。（2）计算轴承的支反力 垂直平面上的支反力见图4-2所示水平面上的支反力见图4-2所示图4-2 受力分析图（3）合成弯矩M见图4-3所示图4-3 合成弯矩图（5）画扭矩图见图图4-4所示图4-4 扭矩图（6）画计算弯矩图见图4-5所示图4-5 当量弯矩图 由 ，则截面D处的当量弯矩为（7）按弯扭合成应力校核轴的强度 右图h可见截面B处的当量弯矩最大，故校核该截面的强度 查机械设计表82得。因，故安全。4.6.1.2. 轴根据，初选角接触球轴承，查参考文献9，选用一对7007AC，内径35mm，外径62mm，宽度14mm，中间的轴承选用7009AC，内径为45mm，外径为75mm，宽度为16mm。轴的结构设计如图4-6所示：图4-6 轴的结构设计4.6.1.3. II轴根据最小直径，初选角接触球轴承，查参考文献9，选用两个7008AC，内径为40mm，外径为68mm，宽度为15mm，、中间的轴承选用7009AC，内径为45mm，外径为75mm，宽度为16mm，Cr=25.8KN，C0r=20.5KN， II轴的结构设计如图4-7所示： 图4-7 II轴的结构设计4.6.1.4. 轴根据最小直径，初选角接触球轴承，查参考文献9，选用两个7009AC，内径为45mm，外径为75mm，宽度为16mm，。中间轴承选用7010AC，内径为50mm，外径为80mm，宽度为16mm。III轴的结构设计如图4-8所示：图4-8 轴的结构设计第五章 进给系统设计5.1进给系统的设计要求 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有： 1能够克服摩擦力和负载； 2很小的进给位移量； 3高的静态扭转刚度； 4足够的调速范围，满足快进和工进的需要； 5进给速度均匀，在速度很低时，无爬行现象。在动态设计方面的要求有： 1具有足够的加速和制动转距，以便快速地完成启动和制动过程。 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地表面质量；负载引起的轨迹误差尽可能小；对于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小的惯量； 2，高的刚度； 3良好的阻尼； 4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。 本次设计采用开环系统。采用步进电机为驱动元件，它不需要位置和速度检测元件，也没有反馈回路，具有结构简单、工作可靠、造价较低等优点。5.2滚珠丝杠的选择 在机床的设计中，滚珠丝杠副的作用是将步进电机的旋转运动转变为直线运动，用较小的转矩可以获得很大的推力。滚珠丝杠副的传动是一种应用较广的机构，尤其是将旋转运动变为直线运动的各种机构中，滚珠丝杠副是传动最简单、经济而又可靠的。所以滚珠丝杠副的选择对整个机床的制造起着不可忽视的作用。滚珠丝杠副的精度是影响机床的定位精度及重复定位精度的最主要的因素。 在本次设计中，欲采用步进电机作为滚珠丝杠的驱动源。这样可以由PLC控制其转速，转向。为了在机床的设计中更合理的选用滚珠丝杠副，使其充分发挥效能，必须进行一系列的计算。5.3 工作台的进给运动工作台的总体设计方案如下图所示，其中驱动源选用步进电机。工作台的水平移动用滚珠丝杠螺母副传动，由联轴器将电机轴与滚珠丝杠相连接。示意图如5-1所示：图5-1 进给运动示意图5.3.1 工作台的设计由设计参数可知，工作台面的面积要求是1000*800mm，工作台面厚度定为80，工作材料选用HT200（灰铸铁）。由参考文献9，工作台面上T型槽面的尺寸如下图5-2。图5-2 T型槽尺寸导轨采用矩形导轨，导轨如图5-3所示：图5-3 滑动导轨示意图5.3.1 滚珠丝杠副的导程工作台纵向行程1000mm，快速移动速度为20m/min，如使电动机与滚珠丝杠直联，则，步进电机的最大转速为2000r/min,，算得其导程为：5.3.2 滚珠丝杠副的载荷及选丝杠：1.最大载荷丝杠的最大载荷，为切削时的最大进给力加摩擦力。若选用矩形导轨，则由参考文献1有公式：式中 在正常润滑条件下的铸铁铸铁副导轨，若选用矩形导轨，可取，与由前文知，作为粗略的估计，最大切削力取;,则丝杠的最大载荷为:2.最小载荷 机床空载时滚珠丝杠副的传动力，如工作台重量引起的摩擦力：3.平均载荷4.当量载荷工作台进给速度为1mm4000mm/min，最大进给时，丝杠的转速为400r/min;最小进给时为1r/min,故平均转速为：丝杠的工作寿命取为12000h。 故： 代入参考文献1公式9-5，得到当量动载荷为：式中 故： 5按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径（1）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，根据参考文献12，有取上述计算结果的最小值，即。（2）估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径本工作台滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用两端轴承固定的方式，滚珠丝杠螺母副的两个支承之间的距离为： L=行程+安全行程+2*余程+螺母长度+支承长度(1.11.4)行程+（2530）取 L=1.1行程+30=1230mm又由参考文献12有公式：6.选择滚珠丝杠根据计算所得的、和机构的需要，查滚珠丝杠样本，选择内循环FFZD4010-5-1丝杠。每个螺母滚珠有5列，双螺母垫片式预紧。故满足要求。7.确定滚珠丝杠螺母副的预紧力由参考文献12得：8.选择丝杠轴承由参考文献12有：计算轴承所承受的最大轴向载荷计算轴承的预紧力计算轴承的当量轴向载荷计算轴承的基本额定载荷C。已知轴承的工作转速与滚珠丝杠的平均转速相同，取；轴承的基本额定寿命，轴承所承受的轴向载荷。轴承的径向载荷和轴向载荷分别为由参考文晓9，因为，所以径向系数X、轴向系数Y分别为。故因为滚珠丝杠螺母副拟采用两端固定的支承方式，所以将在两端选用两对角接触球轴承，选用油脂润滑。型号为7007AC。内径为35mm，外径为62mm，宽度为14mm。额定动载荷C=20kN。大于基本额定动载荷；预加载荷大于轴承预紧力。故满足要求。轴承寿命: 能满足要求。9选择步进电机（1）最大切削负载转矩。 最大载荷，丝杠导程.查丝杠样本，丝杠螺母副的摩擦系数，摩擦力矩。查轴承样本，单个7008c型轴承的摩擦力矩为,故一对轴承为。简支端轴承不预紧，其摩擦力矩可忽略不计。丝杠与步进电机直联，故.代入下式式中 则有：（2）惯量匹配。 负载惯量按下列次序计算。工件及工作台的最大质量为1000kg，折算到电动机轴，由参考文献1，其惯量可按下式计算：式中： 丝杠直径，在结构设计中，丝杠的长度为1m。根据参考文献1公式7-19： 则有， 故，负载惯量由参考文献19-11，有，电动机的惯量应符合条件：。即 根据以上计算，可初选步进电机。由参考文献10选用130BYG350FH-0602。其转子惯量，其额定转矩为17.6，大于最大切削负载转矩，满足匹配.具体参数如下表。表5-1 130BYG350FH-0602技术参数相数步距角相电流(A)保持转矩(N.m)转动惯量g.cm2额定转矩(N.m)重量(kg)外形尺寸(mm)30.6/1.21.2454550017.622134*134*282与步进电机相匹配的步进电机驱动器选择型号为：SH-32206N。具体参数如下表：表5-2 SH-32206N技术参数相数额定电压额定输出电流最大细分控制信号幅值接线方式380220VAC26A30000步5V双端由参考文献9，选用凸缘联轴器，型号为GY4.表5-3 凸缘联轴器GY4尺寸轴孔直径轴孔长度DD1bb1S30mm62mm105mm55mm32mm48mm6mm5.4 横梁的垂直进给运动5.4.1 滚珠丝杠副的导程工作台纵向行程900mm，快速移动速度为10m/min，如使电动机与滚珠丝杠直联，则，步进电机的最大转速为2000r/min,，算得其导程为：取导程5.4.2 滚珠丝杠副的载荷及选丝杠：1最大载荷丝杠的最大载荷，为切削时的最大进给力加摩擦力。若选用矩形导轨，则由参考文献1有公式：式中 在正常润滑条件下的铸铁铸铁副导轨，若选用矩形导轨，可取，与由前文知，作为粗略的估计，最大切削力取;,横梁与主轴箱的重量估取250kg。则丝杠的最大载荷为:2最小载荷 机床空载时滚珠丝杠副的传动力，如工作台重量引起的摩擦力：3平均载荷4当量载荷工作台进给速度为1mm500mm/min，最大进给时，丝杠的转速为100r/min;最小进给时为1r/min,故平均转速为：丝杠的工作寿命取为12000h。 故： 代入参考文献1公式9-5，得到当量动载荷为：式中 故： 5按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径（1）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，根据参考文献12，有取上述计算结果的最小值，即。（2）估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径本工作台滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用两端轴承固定的方式，滚珠丝杠螺母副的两个支承之间的距离为： L=行程+安全行程+2*余程+螺母长度+支承长度(1.11.4)行程+（2530）取 L=1.1行程+30=1140mm又由参考文献12有公式：6选择滚珠丝杠根据计算所得的、和机构的需要，查滚珠丝杠样本，选择内