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机械机床毕业设计75ZXK-7532数控立式钻铣床主运动、进给系统及控制系统的设计说明书.doc
机械机床毕业设计75ZXK-7532数控立式钻铣床主运动、进给系统及控制系统的设计说明书
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机械机床毕业设计75ZXK-7532数控立式钻铣床主运动、进给系统及控制系统的设计说明书,机械毕业设计论文
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第 1 页 共 66 页 第 1 章 机床总体布局设计 1.1 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 400 1600mm 主轴锥孔 7 24 工作台最大纵向行程 300mm 工作台最大横向行程 375mm 主轴箱最大垂直行程 400mm 主轴转速级数 12 级 主轴转速范围 301500r/min X、 Y轴步进电机 130BF001（反应式步进电动机） Z轴步进电动机 130BF001（反应式步进电动机） 主电动机的功率 4.0KW 主轴电动机转速 1440r/min 机床外形尺寸（长宽高） 150 1200 2300mm 机床净重 500Kg 1.2 机床主要部件及其运动方式的选 定 1.2.1 主运动的实现 因所设计的机床要求能进行立 式的钻和铣 ， 垂直方向的行程比较大 ,因而 采用工作台不动 ,而主轴箱各轴向摆放为 立式的结构布局 ；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，主轴箱主要采用液压系统控制滑移齿轮和离合器变换齿轮 的有级变速。 1.2.2 进给运动的实现 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 采用单片机控制，各个控制按扭均安装 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 机床其它零部件的选择 nts 第 2 页 共 66 页 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 根据以上参数及主要部件及其运动方式，则可拟定机床的总体布局图，详细图纸请参照 1号 A1图纸。 nts 第 3 页 共 66 页 第 2 章 主传动的设计 2.1 议定转速图 2.1.1 确定结构式和结构网式： 1.主传动的确定 nmax， nmin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 95 1600r min， 则 1ZnR=1minmaxz nn 11 951600 1.29 (2.1) 由设计手册取标准值得： =1.26。 令 min/1600max rn ，则 m in/9.12526.11 6 0 0111m a xm i n rZnn (2.2) 则取 m in/1600m in ,/125m a xm i n rr nn 。 2.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，总共需要三个变速组。 3.确定传动顺序方案： 按着传动顺序，各变速组排列方案有： 12 3 2 2 12 2 3 2 12 2 2 3 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=3 3 2 的方案为好，本次设计即采用此方案。 4.确定扩大顺序方案： 传动顺序方案确定以后，还可列出若干不同扩大顺序方案。如无特殊要求，根据“前密后疏”的原则，应使扩大顺序和传动顺序一致，通常能得到最佳的结构式方案，故选用 12 13 3262结 构式方案。 nts 第 4 页 共 66 页 检查最后扩大组的变速范围： r= 800.426.1 66)12(23 10 故合符要求。 5.结构网图：2.1.2 拟 定转速图： 根据已确定的结构式或结构网议定转速图时，应注意解决定比传动和分配传动比，合理确定传动轴的转速。 定比传动 在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面的要求，以及满足不同用户的使用要求。在钻铣床的设计中，总降速比为u=125/1440=0.087。若每一个变速组的最 小降速比均取 1/4。则三个变速组的总降速可达 016.0641414141 。故无需要增加降速传动，但为了使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减小变速箱的径向尺寸和有利于制动方便，在轴间增加一对降速传动齿轮（3424），同时，也有利于设计变型机床，因为只要改 变这对降速齿轮传动比，在其他三个变速组不变的情况下，就可以将主轴的 12nts 第 5 页 共 66 页 种转速同时提高或降低，以便满足不同用户的要求。 分配降速比 前面已确定， 12 3 2 2共需三个变速组，并在 轴间增加一对降速传动齿轮，要用到四个变速组，在主轴上标出 12 级转速： 125 1600r/min,在第轴上用 A点代表电动机转速 min/14400 rn ，最低转速用 E点标出，因此A,E两点相距约 11 格，即代表总降速传动比为111ut。 定出各变速组的最小传动比 根据降速前慢后快的原则，在轴间变速组取41u ，在轴间变速组取31u ，在 轴间变速组取21u ，则： n 1 2 ( 1 6 0 0 )n 1 1 ( 1 2 6 3 )n 1 0 ( 1 0 0 2 )n 9 ( 7 9 5 )n 8 ( 6 3 1 )n 7 ( 5 0 0 )n 6 ( 3 9 7 )n 5 ( 3 1 5 )n 4 ( 2 5 0 )n 3 ( 1 9 8 . 5 )n 2 ( 1 5 7 . 5 )n 1 ( 1 2 5 )1 4 4 0根据结构式可知：轴间变速组的级比指数分别为： 1， 3， 6。传动副为： 3， 2， 2。则画出上图的转速图。 nts 第 6 页 共 66 页 2.1.3 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噪声，所以在设计时要把齿数和控制在 120100sz；为了控制每组啮合齿轮不产生根 切现象，使最小齿数 2018min z，因而齿轮的齿数和不应过小。 在轴间： 59.127 u52.21148 u则可查表 1.58 和 2.51两行 又 17min z而最小齿轮的齿数是在 u8的齿轮副中，令 20min z则 78,77,73,70,674 s z等，在高速轴中尽量使齿轮的几何尺寸 小一点以减小主轴的尺寸，所以可取 67sz 可查出： 1915z， 48196716 z2614z， 41266713 z同理： 1us21136 u且查得 74,72,66,603 s z . 取 663 sz则查得： 2211z， 44226612 z339 z， 33336610 z 12u26.11113 u59.11124 u查得： .70,54,522 s z 三联滑移齿轮中的最大齿数与次大齿数之差必须要大于或等于 4，则必需有 70min2 sz又 前传动轴的转速高，扭矩小，一般传动件的尺寸要小一些，因而齿数和可取比前一级变速组小 用计算法：取 23min7 z，则3759.1123478 uzz nts 第 7 页 共 66 页 则 603723 sz 276026.11126.111 335 suuz z 3327606 z 3601111 223 suuz z0 3030604 z 696.0144 0100 21 u取 241z则 34696.024112 uzz 滑移齿轮齿数的验算：在三联滑移齿轮 zzz753 ,中，为了确保其左右移动时能顺利通过，不致相碰，则必须保证三联滑移齿轮的次大齿轮 z5与最大齿轮的配对齿轮 z4不相碰（最大齿轮布置在中间），即： Amm zz )2(21)2(21 45 又 )(21 43 zzmA 则必须保证： 453 zz从上面计算可知： 303 z275 z则 43273053 zz这与要求不符。 但是与都采用了离合器，使齿轮 z4和 z8的距离拉大了，因而在滑移齿轮在移动过程中不存在相碰的情况， 三联滑移齿轮在这个设计里是可以实现的。 2.1.4 传动系统图的拟定： 根据以上分析及计算，拟定如下传动系统图： nts 第 8 页 共 66 页 26484119443333223727302333303424主电机2.2主传动主要零件的强度计算： 2.2.1 电动机的选择 1. 电动机的功率计算 钻头材料选用 W18Cr4V, 毫米公斤 /80b根据加工要求选用钻头 直径 D 25mm， 则查表得进给量 S 0.39 0.47mm， 根据钻孔切削用量表查得： n 377r/min， M=8580N m 则kw32.336.1716200 377858036.1716200 MnN (2.3) nts 第 9 页 共 66 页 2. 电动机参数的选择 在选择电动机时，必须使得 P额定 P总，根据这个原则，查机械设计手册选取 Y112M-4型电动机，其基本参数如下（单位为 mm）： A=190 B=140 C=70 D=28 E=60 F=8 G=24 H=112 K=12 AB=245 AC=230 AD=190 HD=265 BB=180 L=400 2.2.2 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、生产效率高、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求，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： 1、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。 齿轮弯曲疲劳的估算公式： wm 332jZnN mm （式中 N 即为齿轮所传递的功率） （ 2.4） 齿面点蚀的估算公式： A332jnN mm （式中 N 即为齿轮所传递的功率） （ 2.5） 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 21,ZZ 求出模数： 212 ZZ Amj mm (2.6) 根据估算所得wm和jm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 min/1440 rnj nts 第 10 页 共 66 页 wm 55.114 4 024 99.00.432 3 mm A 48.4144099.00.432 3 mm 15.03424 48.42 jmmm 所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为 15.0wmmmm 第二对齿轮副 min/1002 rnj wm 76.11 0 0 223 98.099.00.432 32 mm A 98.11 0 0 298.099.00.432 3 2 mm 066.03723 98.12 jmmm 所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为 066.0wmmmm 第三对齿轮副 min/631 rnj wm 06.263122 98.099.00.432 323 mm A 78.563198.099.00.432 3 23 mm 1 75.04422 78.52 jmmm 所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为 175.0wmmmm 第四对齿轮副 min/315 rnj wm 71.231519 98.099.00.432 334 mm A 22.731598.099.00.432 3 34 mm 22.04819 22.72 jmmm nts 第 11 页 共 66 页 所以，第四对齿轮副传动的齿轮模数应为 22.0wmmmm 综上所述，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，需增加轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在间各个齿轮模数均为1m =2.5mm，在轴上就取 mmm 32 。 2、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： 605.2241 d 855.2342 d 755.2303 d755.2304 d 5.675.2275 d5.825.2336 d5.575.2237 d5.925.2378 d5.825.2339 d5.825.23310 d555.22211 d 1105.24412 d 12334113 d7832614 d 5731915 d14434816 d3、齿轮宽度 B的确定 齿宽影响齿的强度，但如果太宽，由于齿 轮制造误差和轴的变形，可能接触不均匀，反儿容易引起振动和噪声。一般取 B=（ 610） m。本次设计中，取主动齿轮宽度 B=8m=8 2.5=20mm(在最后一对齿轮啮合取也取 B=7m 20)，则与其啮合的从动齿轮的宽度一致。而取多联齿轮的宽度 B=8m=8 2.5=20mm，为了使啮合更容易和平稳，则与其啮合的从动齿轮的宽度要小一点，取 B =6m 6 2.5 15mm。 4、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，齿轮的其它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。 5、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，7 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。nts 第 12 页 共 66 页 淬火齿轮，必须才能达到 6级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。 6、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 AK ,动载荷系数VK,齿间载荷分配系数K及齿向载荷分布系数K，即： K KKKK vA=1.25 1.07 1.1 1.12=1.65 (2.7) 查表得：Z=0.88 HZ =2.5 EZ =189.8 H = HZ EZ ZubduK21)1(2 (2.8) 将数据代入得： H 1100mpa 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。其它齿轮也符合要求，故其余齿轮不在验算，在此略去。 2.3 轴的设计计算 2.3.1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。 30 nPAd mm (2.9) 对于空心轴，则 mm3 40 )-n(1 PAd (2.10) 式中， P 轴传递的功率， kW； n 轴的计算转速， r/min； 0A 其经验值见表 15-3； 取的值为 0.5。 （ 1）、计算各传动轴传递的功率 P nts 第 13 页 共 66 页 根据电动机的计算选择可知，本次设计所选用的电动机额定功率kWN d 0.4 各传动轴传递的功率可按 下式计算： dNP (2.11) 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，则各轴传递的功率为： 1 =0.96 ， 2 =0.93 ， 3 =0.904 4 =0.877 所以，各传动轴传递的功率分别为： kWNPd 842.398.099.099.00.411 kWPP 728.399.098.0842.3212 kWPP 616.399.098.0728.3323 99.098.06 1 6.3434 PP 3.509kW (2) 估算各轴的最小直径 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 ，初步选择主轴的材料为 40Cr，其它各轴的材料均选择 45 钢，取 A0值为 115，各轴的计算转速由转速图得出： n1j=1002r/min, n2j=631r/min, n3j=315r/min, n4j=250r/min, 所以各轴的最小直径为： mmd 8.161002842.3115 31 mmd 8.20631728.3115 32 mmd 9.25315616.3115 33 mmd 7.27250509.3115 34 在以上各轴中，每根轴都开有平键或花键，所以为了使键槽不影响轴的强度，应将轴的最小直径增大 5%，将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径nts 第 14 页 共 66 页 为： mind=18mm , mind=23mm , mind=34mm , mind=46mm 2.3.2 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： （ 1）、应满足轴承及齿轮的定位要求； （ 2）、应满足滑移齿轮安全滑移的要求； 2.3.3 轴的刚度与强度校核 根据本次设计的要求，需选择除主轴外的一根轴进行强度校核，而主轴必须进行刚度校核。在此选择第根轴进行强度校核。 （ 1）、第 三 根轴的强度校核 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 齿轮传递过来，而后通过一个三联齿轮将动力传递到下一根轴。其两端通过一对角接触球轴承将力转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽略不计。所以只要校核其在 xz平面及 yz平面的受力。轴所受载荷是从轴上零件传来的，计算是，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梁，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： R2F t 2F t 1R1DCBAb = 2 5l = 4 5 0a = 1 1 0在 yz平面内： nts 第 15 页 共 66 页 T2T1a = 1 1 0l = 4 5 0b = 2 5ABCDR 1 F r 1F r 2 R 2 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。 在 xz平面内，根据力的平衡原理可得： R1+R2+Ft2=Ft1 (2.12) 将各个力对 R1 取矩可得： Ft1 a=Ft2（ l-b） +R2 l (2.13) Ft1=2P/d7 (2.14) Ft2=2P/d11 (2.15) 由以上两式可解出： R1=Ft1（ l-a） /l-Ft2 b/l (2.16) R2=Ft1 a/l-F2xz+Ft2 b/l (2.17) 由于有多个力的存在，弯矩无法用一个方程来表示，用 x来表示 所选截面距R1的距离，则每段的弯矩方程为： 在 AB段： M=R1 x （ a x 0） 在 BC段： M=R1（ a+x） -Ft1 x （ l-b x a） 在 CD段： M=R2（ l-x） （ l x l-b） 则该轴在 xz平面内的弯矩图为： nts 第 16 页 共 66 页 DCBAXM同理可得在 yz平面内的弯矩图为： MXABCD3)、作出轴的扭矩图 由受力分析及受力简图可知，该轴只在 yz 平面内存在扭矩。其扭矩大小为： T1=Ft1 r7 T2=Ft2 r11 (2.18) 则扭矩图为： XTnts 第 17 页 共 66 页 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 M= 22yzxz MM 可得总的弯矩图为： DCBAXM5）、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 Mca= 22 )( TM 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变应力，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。即当扭转切应力为静应力时，取 0.3；扭转切应力为脉动循环变应力时，取 0.6；若扭转切应力也为对称循环变应力时，则取 =1。应本次设计中扭转切应力为静应力，所以取 0.3，则计 算弯矩图为： nts 第 18 页 共 66 页 MXABCD6）、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，由于该作用点上安装滑移齿轮，开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩为： W= d4+（ D-d）（ D+d） 2zb/32D (2.19) 其中 z为花键的数目，在本次设计中， z=6， D=28mm， d=23mm， b=6mm 所以其截面的惯性矩为 W=524.38mm3 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： Ft=2T1/d1 Fr=Ft tg (2.20) 其中 T1为小齿轮传递的扭矩， N mm；为啮合角，对标准齿轮，取 =20 ；而 Ft 与 Fr 分别对应与 xz 平面及 yz 平面的力。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： Mca=25014.22N m，则该轴危险截面所受的弯曲应力为： ca=25014.22/524.38 47.7MP 60MP，所以该轴的强度满足要求。 （ 2）、主轴的刚度校核 1）、主轴材料的选择 考虑到主轴的刚度 和 强度，选择主轴的材料为 40Cr，并经过调质处理； nts 第 19 页 共 66 页 2）、主轴结构的确定 主轴直径的选择 根据机床主电机功率来确定 1D (参考金属切削机床（下）的 154 页 )： P 4KW，属于中等以上转速，中等以下载荷的机床 可取 mmD 70601 主轴内孔直径 444 4400 1)(164/ 64/)( DdD dDIIKK (2.21) 其中 0K，0I-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 7.0 则主轴的刚度急剧下降，故取 0.7 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，在此不在绘出。 其中： 832.691 D D=31.750 0.542 D d 18 141d L=73 3）、主轴的刚度验算 轴的变形和允许值 轴上装齿轮和轴承处的绕度和倾角（ y 和 ）应该小于弯曲变形的许用值 和y 即 y y 轴的类型 y （ mm） 变形部位 （ rad） 一般传动轴 4.00030.0005l 装向心轴承处 0.0025 刚度的要求较高 -0.0002l 装齿轮处 0.001 安装齿轮轴 （ 0.010.00） m 装单列圆锥滚子轴承 0.006 其中： L表跨距， m表模数 轴的变形计算公式 nts 第 20 页 共 66 页 计算轴本身弯曲变形产生的绕度 y及倾角 时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁。按材料力学相关公式计算，主轴的直径相差不大且计算精度要求不高的时候，可把轴看作等径轴，采用平均直 d来计算，计算花键时同样选择用平均直径 圆轴： didi (2.22) 惯性矩： I=644id (2.23) 矩形花键轴： d1=2dD (2.24) id 6442 (2.25) 惯性矩： 64 )(624 dDdDzdI (2.26) 轴的分解和变形合成 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，应用弯曲变形公式求出所求截面的两个垂直平面的 和 y。然后进行叠加，在同以平面内的可进行代数叠加，在两平面内的按 几何公式，求出该截面的总绕度和总倾角 危险工作面的判断 验算刚度时应选择最危险的工作条件进行，一般时轴的计算转速低传动齿轮的直径小，且位于轴的中央时，轴受力将使总变形剧烈，如对：二、三种工作条件难以判断那一种最危险，就分别进行计算，找到最大弯曲变形值 和 y。 提高轴刚度的一些措施 加大轴的直径，适当减少轴的跨度或增加第三支承，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 轴的计算简图在 xz平面内： nts 第 21 页 共 66 页 F 1F 2R 2 R 1同理可得在 yz平面内的受力图，在此不在画出。 主轴的传动功率： P 主 = 46 9.099.04 =3.513KW (2.27) 主轴转矩： T 主 =250 513.310500.96 =156900 mmN (2.28) 支点上的力： NdF tB 8.261430 10569.121T2 5 主 (2.29) NdF tC 209235 10569.121T2 5 主 (2.30) 根据弯矩平衡： 0)408623()329623(623 tBtcHE FFR (2.31) 求得： RHE=-84.9 根据力得平衡： NR HA 7.607 则弯矩图为： MX2）垂直平面得弯矩图： nts 第 22 页 共 66 页 tgFF tBRB =951.71N (2.32) tgFF RCrC =761.4N (2.33) 根据平面内得弯矩平衡有： 0)408623()329623(623 rBrCNE FFR (2.34) NRNE 6.88 再根据力得平衡： NRNA 71.101则可得 B、 C点得弯矩图： MX在 B点和 C 点为最危险截面，要满足要求， B、 C点满足即可，在 B、 C截面得弯矩为： 22 BVBHB MMM =803403.1N (2.35) 22 CVCHC MMM =675702.3 N (2.36) 扭矩图为： TXnts 第 23 页 共 66 页 经分析可知 B所在得位置为最危险截面，只要 B满足条件即可，则刚度满足。 计算弯矩 2)2( BBCB TMM (2.37) =862517.2 N 轴得抗弯截面系数为： 347.1459838032108140204 0 6 9 4 4 0 032)(mmDzbdDdDdW (2.38) WMcaca53.96 1 (2.39) 故满足第三强度理论 刚度验算： 在水平面内，tBF单独作用时： EI blpbfc 48 )43(122 (2.40) =I 522101.248 )21546233(5.28.2 6 1 4=-0.02598mm 其中 I=32 )(44 dD =2747500 (2.41) 在tcf单独作用下： EI blpbf c 48 )43(222 (2.42) =I 522101.248 )42946233(2942092=-0.0182mm 在两力得共同作用下： mmfff ccc 0 0 7 7 8.012 (2.43) nts 第 24 页 共 66 页 在垂直面内有 (在 rBF 单独作用时 ) EI blpbfc 48 )43(122 (2.44) =I 522101.248 )21546233(15.271.951=-0.0072mm 其中 I=32 )(44 dD =2747500 (2.45) 在rCF单独作用 下： EI blpbf c 48 )43(222 (2.46) =I 522101.248 )2 9 446 2 33(2 9 44.7 6 1=-0.0182mm 在两力得共同作用下： mmfff ccc 0006.012 (2.47) 故在rCtCrBtB FFFF 、共同作用下， x l21处为危险截面，其最大绕度为 mmfff ccc 007 8031.022 (2.48) 而一般的刚度 ly )0005.00003.0( =0.210.35mm 故 yfc 符合刚度要求，其转角就不验算了。 1）下面校核由传到主轴时的强度，刚度，校核， 主轴的传动功率： P 主 = 697.096.05.7 =5.9974KW (2.49) 主轴转矩： T 主 =50 9974.510500.96 =143188Nmm (2.50) 支点上的力： NdF tB 5.238612014318821T2 主 (2.51) nts 第 25 页 共 66 页 NdF tC 8.137615014318821T2 主 (2.52) 根据弯矩平衡： 02155.483623 tBtDHE FFR (2.53) 求得： RHE=-244.9N 根据力得平衡： NR HA 6.1254 2）垂直平面得弯矩： tgFF tBRB =868.6N (2.54) tgFF RCrC =501.1 N (2.55) 根据平面内得弯矩平衡有： 02155.483623 rBrDNE FFR (2.56) NR NE 1.89 再根据力得平衡： NRNA 4.278则可得 B、 C点得弯矩图： 在 B点和 C 点为最危险截面，要满足要求， B、 C点满足即可，在 B、 C截面得弯矩为 ： 22 BVBHB MMM =110489.6N (2.57) 22 CVCHC MMM =708402.5 N (2.58) 扭矩图为： 经分析可知 B所在得位置为最危险截面，只要 B满足条件即可，则刚度满足。 计算弯矩 2)2( BBCB TMM =942100 N (2.59) 轴得抗弯截面系数为： nts 第 26 页 共 66 页 347.1459838032108140204 0 6 9 4 4 0 032)(mmDzbdDdDdW (2.60) WMcaca =58.94 1 (2.61) 故满足第三强度理论 刚度验算： 在水平面内，tBF单独作用时： EI blpbfc 48 )43(122 (2.62) =I 522101.248 )21546233(2155.2386=-0.018147mm 其中 I=32 )(44 dD =2747500 (2.63) 在tcf单独作用下： EI blpbf c 48 )43(222 (2.64) =I 522101.248 )5.48346233(5.4838.1376=-0.00551mm 在两力 的 共同作用下： mmfff ccc 0 1 2 6 4.012 (2.65) 在垂直面内有 (在 rBF 单独作用时 ) EI blpbfc 48 )43(122 (2.66) =I 522101.248 )2 1 546 2 33(2 1 56.8 6 8nts 第 27 页 共 66 页 =-0.0066mm 其中 I=32 )(44 dD =2747500 (2.67) 在rCF单独作用下： EI blpbf c 48 )43(222 (2.68) =I 522101.248 )5.4 8 346 2 33(5.4 8 31.5 0 1=-0.001515mm 在两力得共同作用下： mmfff ccc 0 0 8 4 8.012 (2.69) 故在rCtCrBtB FFFF 、共同作用下， x l21处为危险截面，其最大绕度为 mmfff ccc 01264.022 (2.70) 而一般的刚度 ly )0005.00003.0( =0.210.35mm 故 yfc 符合刚度要求，其转角就不验算了。 2.4 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。根据设计要求，我选用了电磁式 摩擦片离合器。根据经验值 dD )32(1 ；dD )5.25.1(2 。 第 3 章 进给系统的设计计算 3.1垂直进给系统的设计计算 假定主轴箱的重量： W =100kgf=100 9.8=980N Z轴的行程为： 400mm nts 第 28 页 共 66 页 垂直脉冲当量： 0.01mm 预选滚珠丝杠基本导程： 0L=10mm 步距角： 75.0b快速进给速度： maxV=2.0m/min 3.1.1 脉冲当量和传动比的确定 、传动比的选定 对于步进电机，当脉冲当量确定，并且滚珠丝杆导程0L和步进电机步距角b都已初步选定后，则可用下式来计算该轴伺服传动系 统的传动比 ： 08.26.3 5.701.0360 1075.0360 0 Pb Li (3.1) 、计算转动惯量 初选步进电机的型号为 130BF001 则查表查出电机转子转动惯量 DJ 40.06 25 m10 kg 对于轴，轴承，齿轮，联轴节，丝杆等圆柱体的转动惯量公式为 ： 82DMJ C )cm( 2kg (3.2) 对于钢材，材料密度为 3108.7 )cm/( 3kg ，则有 34 1078.0 LDJ )cm( 2kg (3.3) 从资料定出齿轮副为： 231 Z 962 Z m 1.5 mm B=20mm 则： 齿轮转动惯量： 334341 107.584100.24.478.01078.0 LDJ )cm( 2kg 51085.5 2mkg (3.4) 334342 108.13249100.26.978.01078.0 LDJ )cm( 2kg 5105.132 2mkg (3.5) 滚珠丝杆转动惯量折算： 33434 104.1 1 5 8 11058478.01078.0 LDJ S )cm( 2kg nts 第 29 页 共 66 页 5108.115 2mkg (3.6) 工作台质量折算： 53.2100)2 0.1()2( 220 MLJ G )cm( 2kg 5103.25 2mkg (3.7) 传动系统等效转动惯量计算： 221 /)( iJJJJJJ GSD 2555 17.4/103.258.1155.1321085.51006.40 ）（ 51064.61 2mkg 6.16 2cmkg (3.8) 、工作载荷分析及计算 普通麻花钻每一切刃都产生切向切削抗力 ZF ,径向切削抗力yF与轴向切削抗力xF。当左，右切削刃对称时，径向抗力yF相互平衡。切向抗力 ZF 形成钻削扭矩 M，它消耗了切削功率mP。所有切削刃上轴向抗力xF之和形成了钻头上的轴向力xFF 。 钻削时安装工件的工作台是静止的，不作纵，横向进给运动，因此 钻削时工作台载荷主要是垂直进给方向载荷vF
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