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ET400 全功能 数控车床 主轴 设计

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ET400全功能数控车床主轴箱设计,ET400,全功能,数控车床,主轴,设计

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第 1 页 共 50 页摘摘 要要本文以 ET400 数控车床主轴系统为研究对象，结合实际情况，结合实际情况完成了设计，包括机床的数据（包括机床型号、规格等） ，并给出了车床的一些参数。通过比较所提出的参数和传输方案来确定传输方案。然后计算各传动副的传动比和齿数，估算各轴的齿轮模块和轴径，并对齿轮和轴的强度和刚度进行校核。此外，还应设计箱体的主要结构，并进行电磁离合器等部件的选择，完成主传动系统的设计关键词关键词：数控车床 主轴传动系统 设计AbstractWhat author of this text study numerical control main transmission of lathe mainly, the main design of transmission can use for to ordinary transformation of lathe, In order to adapt to the current situation of the present industrial development of lathe of our country, have certain economic benefits and social benefit. The design that the author of this text finished includes according to some initial data mainly( type, specification of including the lathe ,etc.) Combine actual condition and situation draft to some parameters of lathe, and then according to the parameter drafted, Carry on the comparison of the transmission scheme, confirm the transmission scheme. It then cant calculate every transmission transmission of the packs than and gear wheel tooth count, estimate modulus and the every axle foot-paths of axle of gear wheel more, And check the intensity, rigidity of gear wheel and axle . In addition, will design the main structure in the body of the case , the selecting types of some parts, Electromagnetic choice of clutch,etc., finish to whole main design of transmission for instance.Keywords：NC machine tool; main driving system; design目录目录一、总体方案设计一、总体方案设计.1第 2 页 共 50 页（一）（一） 、主传动的组成部分、主传动的组成部分.1（二）（二） 、机床主要部件及其运动方式的选定、机床主要部件及其运动方式的选定.2（三）（三） 、机床的主要技术参数、机床的主要技术参数.3（四）（四） 、各组成部件的特性与所应达到的要求、各组成部件的特性与所应达到的要求.3二、机床主传动设计二、机床主传动设计.6（一）（一） 、主要技术参数的确定、主要技术参数的确定.61尺寸参数尺寸参数.62运动参数运动参数.83、主轴转速的确定、主轴转速的确定.104、转速范围及公比、转速范围及公比的确定的确定.105、结构式与结构网的确定、结构式与结构网的确定.116、转速图的拟定、转速图的拟定.127、传动比参数的确定、传动比参数的确定.13（二）（二） 、传动系统图的拟定、传动系统图的拟定.14（三）（三） 、电动机的选择、电动机的选择.16（四）（四） 、齿轮传动的设计计算、齿轮传动的设计计算.16（五）（五） 、轴的设计计算、轴的设计计算.20三、进给系统的设计计算三、进给系统的设计计算.35（一）（一） 、纵向进给系统的设计计算、纵向进给系统的设计计算.351 1、切削力计算切削力计算.352、滚珠丝杠设计计算、滚珠丝杠设计计算.36（二）（二） 、横向进给系统的设计计算、横向进给系统的设计计算.411 1、滚珠丝杠螺母副的选择计算、滚珠丝杠螺母副的选择计算.413 3、步进电机的选择、步进电机的选择.45六、参考文献六、参考文献.47七、七、 结束语结束语.48一、总体方案设计一、总体方案设计机床工业是机械制造业的重要组成部分，肩负着向农业、工业、科技和国防现代化提供技术装备的任务。它是为了使现代工业生产具有较高的生产率和先进的技术水平。经济指标的保障。机床设计的目标是选择先进的技术。取得显著经济效益的最佳可行方案是取得较高的经济效益和社会效益。因此，机床设计者应不断地进行实验，将新的理论、新技术和新方法应用到设计中，不仅要有先进的技术，而且要有良好的经济效益和高效率。我们要不断吸收国外的成功经验，以确保我们符合中国国情，赶上国际水平。为不断扩大创新，现代机床的设计和制造具有生产率高、静动态性能好、结构简单、使用方便、维修方便、造型美观、能第 3 页 共 50 页耗低、成本低等优点。根据以上原则，我们应尽可能设计低成本、高效率、简化操作和人机工程学。（一）（一） 、主传动的组成部分、主传动的组成部分主主驱动器由电源、变速器和致动器供电（例如主轴、刀架、台等）组成。主传动系统属于外连杆传动链。主传动由十部分组成：电源（马达） 、传动装置、恒比传动机构、主轴组件和控制机构。1。动力源马达或液压马达为致动器提供动力并给予它一定的速度和运动方向。2。固定比传动机构采用具有固定传动比的传动机构实现减速、增速或运动连接。三。变速装置一种发射功率、运动和改变运动速度的装置。在该设计中，采用两个滑动齿轮换挡齿轮和一个后轮机构来实现主轴的 18 速。4。主轴组件机床的执行机构之一由主轴支承和安装在主轴上的传动部件组成。5。开关装置这台机器是用来启动和停止机床的。在该设计中，电机直接打开或关闭以启动和停止主轴。6。制动装置一种用来控制主轴旋转以减少辅助时间的装置。本设计采用电磁制动器。7。换向装置一种用于改变机床主轴旋转方向的装置。本设计采用电机的直接整流方式。8。运行机制机床主轴的开、停、倒、移、制动控制机构。本设计采用电控方式启动、停止、倒车、制动。传动由液压控制。9。润滑与密封为了保证主传动装置的正常运行和良好的使用寿命，必须提供一个良好的润滑装置和可靠的密封装置。在设计中，箱体的外循环用于强制润滑，主轴组件为迷宫式密封。第 4 页 共 50 页10，箱体上述机构和装置安装在箱体中，以确保彼此的定位精度。设计采用灰铸铁铸造箱。11，刀架为了实现数控机床刀架的自动控制，采用了制动旋转刀架。（二）（二） 、机床主要部件及其运动方式的选定、机床主要部件及其运动方式的选定主运动的实现根据设计要求，设计采用独立的主传动系统，包括变速箱和主轴箱。传动箱和电机通过皮带传动与机架、主轴箱和传动箱连接。所有的速度变化都是液压的。进给运动的实现机床进给运动的设计采用单片机的数字控制，在 X 和 Y 方向采用滚珠丝杠螺母副，通过步进电机通过齿轮带动其动力。齿轮间隙由偏心环调节。数字控制的实现在单片机控制下，控制装置通过转矩来安装，将控制台置于易于操作的位置，这取决于实际情况。机床其它零件的选择考虑到生产效率和生产经济性，外部采购了油管、行程开关、滚珠丝杠、轴承等标准件等机床。（三）（三） 、机床的主要技术参数、机床的主要技术参数根据设计任务的要求，列出了 ET400 数控车床的主要技术参数和加工区域的技术参数：第 5 页 共 50 页（四）（四） 、各组成部件的特性与所应达到的要求、各组成部件的特性与所应达到的要求1。车床床身机床床身采用优质铸铁，内筋为 U 形，整体刚性强。滑动导面通过中频淬火硬化。硬度高于 HRC52，滑架表面用塑料涂塑，使进给系统的刚度和摩擦阻尼系数处于最佳状态。2。主轴箱结构机床主传动采用液压控制机构，可实现 18 级调速。机床主轴箱中的传动齿轮通过磨削加工，传动比稳定，工作噪音低。机床主轴为双支承结构。前支架采用 C 级高精度轴承和润滑剂，提高了回转精度，使机床主轴具有良好的精度和刚性。采用单电磁制动离合器解决主轴制动和离合器问题。离合器安装在主轴箱与车轮的侧面，大大简化了主轴箱的结构，便于维护。第 6 页 共 50 页三。进给系统双轴机床进给系统采用步进电机驱动。典型的滚珠丝杠传动是滑板和床身鞍座，在 TSF 导向板与滑动摩擦之间使用鞍座与床之间的滑动摩擦系数很小，有助于提高 M 机的快速响应性能。胆碱和生产效率。进给系统的滑动点和两个轴的主轴上设置了润滑点。该机床具有报警装置和紧急停止按钮，可防止各种突发故障对机床的损坏。由于软件的合理设计，可以通过显示文本和报警号码来显示报警，并通过操作面板的指示灯指示报警。根据情况，机床将报警分为三类：“紧急停止”；“进给”到一般报警；只有“提示”操作错误。第 7 页 共 50 页二、机床主传动设计二、机床主传动设计（一）（一） 、主要技术参数的确定、主要技术参数的确定1尺寸参数尺寸参数尺寸参数是机床工作范围、工件标准化、夹紧和测量工具的主要尺寸，以及与机床结构相关的主要部件主要参数。当最大工件具有相同的车削直径和中心高度时，尺寸参数决定了长工件的最大直径，并确定了头部的厚度和刚度。机床的主要尺寸参数如下表所示。第 8 页 共 50 页机床主要尺寸参数内容机床主要尺寸参数内容机床的主要参数主要取决于工件的尺寸。针对各种机床，在对各种工件进行调查研究的基础上，编制并设计了机床的参数标准。特殊机床的主要参数可以根据工件的尺寸来确定。主要参数系列采用优先数制，具有以下优点：（1）按几何级数优先排列，可以在较宽的品种范围内，经济合理地满足用户的需求，可以将产品的规格规格限制在最小范围内。（2）优先级号码系统具有一系列不同的公共比率，能够满足密集稀疏分类的要求。随着情况的发展，有可能插入中间值以使更稀疏的序列成为更密集的系列，而原始项目值保持不变。在参数范围很广的情况下，根据不同的经济条件和需求，也可以选择最合适的截面基本系列（即，选择不同的共同比例） ，以一系列复杂系列的最佳级数。（3）优先权制度是一个统一的国际数字体系，有利于国际标准化。其它尺寸参数一般根据主要参数确定。然而，由于机床的复杂性，这些尺寸参第 9 页 共 50 页数的确定还包括相似性分析、图形分析和回归分析。 由此可以得到 CK6140 数控车床的尺寸参数如下表所示 ：2运动参数运动参数运动参数包括机床主运动的速度范围和系列、进给范围和系列以及辅助运动的速度。它是由加工表面形成的工艺要求决定的。主轴极限转速和变速范围 对于主运动为回转运动的机床，主轴极限转速为：min)(1000minmaxmaxrdvnmin)(1000maxminminrdvn机床的最小或最大直径可以被加工，但可以认为工件的最小直径和最小切削速度下的最大工件直径可以在机床的整个加工范围内以最大切削速度进行加工，以便得到接头的极限速度（1）极限切削速度）极限切削速度 Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：工序种类、工艺要求、刀具和工件材料等因素。允许的切削速度极限参考值如下表所示：第 10 页 共 50 页选择极限转速的典型条件为：aA 的最大切削速度是基于硬质合金车刀的半成品车和精细钢材料。考虑到小尺寸车床，一般采用可转位刀片，可适当提高切削速度，以主参数 D（最大工件旋转直径）250630mm，车床尺寸为 250m/min，切削刀具尺寸大。G 速度小，切削速度小。它可以更高，所以 D8001000 mm 车床需要 200 米/分钟bB 的最小切削速度可考虑在两种情况下，即（a）高速钢车床工具螺杆和（b）高速钢工具低速轻型车圆盘部件，因此（a）分别为 1.5 米/分钟和（b）8M/minc最小工件直径，是使用时可能遇到的最小工件直径，通常为 0.1DdD.最大工件直径，当它是 B 的情况下（即 A） ，也就是说，最大直径可以通过旋转螺钉满足，对于 B（B）的情况，根据工具滑板 D1 上的最大工件旋转直径（大多数车床D10.5 D） ，取 0.1D第 11 页 共 50 页由上分析得到按典型加工条件选取的数值如下表（ ）所示：主参数系列极限切削速度（m/min）最大和最小工件直径（mm）变速范围nRminvmaxd最大工件回转直径（mm）maxv（a）（b）Rvmind（a）（b）Rn=RvRd250630250（a）Rv=166.7（b）Rv=31.25（a）Rn=166.7（b）Rn=156.280010002001.58（a）Rv=133.3（b）Rv=250.1D0.1DD1（0.5D）（a）Rn=133.3（b）Rn=1253、主轴转速的确定、主轴转速的确定（1） 、 主轴最高转速主轴最高转速的确定的确定MaxN分析表明，当硬质合金车刀用于小直径钢半成品车外圆时，主轴的转速最高。根据经验和参考切削数据，K0.5，RD0.2，然后：mm0024005 . 0Dkdmaxmm040022 . 0dRdmaxdminmin/1990r322001000d1000Vnminmaxmax第 12 页 共 50 页（2） 、主轴最低转速、主轴最低转速的确定的确定MinN4、转速范围及公比、转速范围及公比 的确定的确定5、结构式与结构网的确定、结构式与结构网的确定（1）结构式的确立）结构式的确立 结构式的方案共有如下几种： 18=332 18=233 18=323 在上述方案中，三种方案可以根据以下原理进行比较：从电机到主轴，一般是减速驱动。靠近电机的零件转速较高，转矩较小，尺寸较小。如果变速器组靠近电机放置，则小尺寸零件可以更多，大尺寸零件可以更少，从而节省材料，经济上的优势，这也符合“越来越少以前”的原则。从这个观点来看，采用 18332 格式是很好的。本设计采用了该方案。第 13 页 共 50 页 n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12n13n14n15n16n17n186、转速图的拟定、转速图的拟定电机和主轴的速度是固定的，可以分配每个驱动单元的传动比，并且在选择结构类型和结构网络之后可以确定中间轴的速度。添加恒速驱动，可以绘制速度图。如果中第 14 页 共 50 页间轴的速度可以更高，则变速器的尺寸可以更小。但是，如果中间轴转速过高，就会产生过多的振动、发热和噪音。因此，应注意限制中间轴的速度，不要太高。本设计采用的结构由三个传输组组成。传动机构需要 5 个轴，电机轴需要 6 个轴。主轴有 18 个转速，电机轴与轴 1 之间采用恒传动比传动。速度图如下： 第 15 页 共 50 页7、传动比参数的确定、传动比参数的确定（1） 、电动机与轴、电动机与轴 1 传动副齿轮齿数的确定传动副齿轮齿数的确定（二）（二） 、传动系统图的拟定、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：第 16 页 共 50 页第 17 页 共 50 页（三）（三） 、电动机的选择、电动机的选择（四）（四） 、齿轮传动的设计计算、齿轮传动的设计计算 由于齿轮加工简单，生产效率高，生产成本低，直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求。因此，设计了渐开线直齿圆柱齿轮传动，主轴箱齿轮用于传动功率。和运动。其精度直接关系到工作稳定性、接触误差和噪声。为了控制噪声，机床的主传动齿轮是高精度的。然而，考虑到制造成本，设计采用 6-7 级精度。具体的设计步骤如下：第 18 页 共 50 页第 19 页 共 50 页第一对齿轮副 mmwm5 . 101513099. 04.0323 mmA3 .48015199. 00 . 4323 mm25. 147303 .482mj所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为mm5 . 1mmw类似地，每对齿轮的模块被略微计算，最大模块为 2.5。综上所述，为了降低成本，机床的齿轮模块值应尽可能相同。因此，在这个设计中，每个齿轮的齿轮模块值应该等于 2.5mm。2。齿轮传动各轴轴向中心力矩的计算根据渐开线标准直齿圆柱齿轮的圆直径计算公式，可以得出各传动副齿轮的分第 20 页 共 50 页度圆直径： 1 轴与 2 轴：d =mz/2=2.5*(30+38)/2=851 2 轴与 3 轴： 96.252/ )3047(*5 . 22/mzd2 3、齿轮宽度 B 的确定 齿宽影响牙齿的强度，但如果太宽，则可能由于齿轮制造误差和轴变形而导致接触不均匀。B（610）m。在该设计中，单齿轮 B= 8M8324mm 的宽度与从动齿轮的宽度相同，并且多齿轮的宽度为 B= 6M6318mm，这与从动齿轮的宽度相同。 4、齿轮其他参数的计算 根据有关参数计算渐开线圆柱齿轮参数的机械原理，可以通过上述参数计算出齿轮的其他参数。在这个设计中，这些参数不是在这个设计中逐个计算的。 5、齿轮结构的设计 不同精度的齿轮应采用不同的加工方法和不同的结构要求。高精度滚齿机或插齿机可达到 7 度精度。但淬火后，由于变形，精度会降低。因此，需要淬火的 7 级齿轮通常需要滚压或插入和刮削，因此精度高于 7 级或淬火后的珩磨齿轮。6 级精密齿轮可由精密滚齿机实现。硬化齿轮必须硬化到 6。机床主轴箱齿轮齿通常需要淬火。多个齿轮块的一般形式如下图所示。每个组件的尺寸如下： bkbb1h第 21 页 共 50 页（1） 、退刀槽kB本次设计中多联齿轮多采用插齿加工方法，因此取=6mm。kB（2） 、其他问题滑动齿轮的一端必须是具有特定形状和尺寸的圆形齿。如下图所示，加工方法不同于圆弧齿和倒角加工方法。在该设计中，安装在齿轮中的滑块的尺寸为B1H105。1010 6、齿轮的校核（接触疲劳强度）： KKKKKvA =1.251.071.11.43=2.1查表得：=0.88 =2.5 =189.8ZHZEZ=HHZEZZubduK21) 1(2将数据代入得：1100mpaH 齿轮接触疲劳强度满足，因此，接触应力小于允许的接触应力。其他齿轮也满足要求，所以其余齿轮没有验算。（五）（五） 、轴的设计计算、轴的设计计算第 22 页 共 50 页 1、各传动轴轴径的估算滚动轴承的类型是根据轴端的直径来确定的，而轴的设计是基于轴直径的初始计算。根据扭转强度法，可以通过以下公式估算轴的直径mm1 .16150118. 3115d31 mm17.590018. 3115d31 在该设计中，考虑主轴的强度和刚度和制造成本的经济性，主轴选择的主要材料第 23 页 共 50 页是 40Cr，所有其他轴的材料为 45 钢，A0 值为 115。每个轴的旋转速度通过速度图获得： =25, =25, =35。 min1dmmmin2dmmmin3dmm2、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）应满足轴承和齿轮的定位要求；（2）滑动装置应满足安全打滑要求；三。轴刚度和强度校核根据本设计的要求，应选择除主轴以外的轴进行强度校核，并对主轴进行严格校核。选择第一轴进行强度校核。（1）第一轴强度校核1）井筒受力分析及应力图从主轴箱的膨胀图可以看出，轴的动力源是通过齿轮传递到电机上的，然后通过三重齿轮传递到下一个轴。两端通过斜接触球轴承将力传递到箱体。传动齿轮用直齿圆柱齿轮的轴向力可忽略不计。所以只需检查 XZ 平面和 YZ 平面上的力。轴上的载荷由轴上的部分传递，计算结果是轴上的分布载荷通常简化为集中力，其工作点作为载荷分配部分的中间点。施加到轴上的扭矩一般由传动部分的轮毂宽度的中点计算。轴通常被视为铰接支架上的梁，支承反应的作用点与轴承的类型和布置有关。其受力简图如下：在 xz 平面内：ablR 2xzR 1xzR 1R 2F 1xzF 2xzABCD 在 yz 平面内：第 24 页 共 50 页ablR 1R 2ABCDR 1yzF1yzF2yzR 2yzT1T2 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：R1xz+R2xz+F2xz=F1xz将各个力对 R1 取矩可得：F1xza=F2xz（l-b）+R2xzl 由以上两式可解出：R1xz=F1xz（l-a）/l-F2xzb/lR2xz=F1xza/l-F2xz+F2xzb/l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=-R1xzx （ax0） 在 BC 段： M=F1xz-R1xz（a+x）-F1xza （l-bxa） 在 CD 段： M=-R2xz（l-x） （lxl-b）则该轴在 xz 平面内的弯矩图为：-XM同理可得在 yz 平面内的弯矩图为：第 25 页 共 50 页M-Y 3)、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=Fyzr1 T2=Fyzr2则扭矩图为：XT4） 、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=可得yzMMxz22总的弯矩图为：第 26 页 共 50 页MX5） 、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=计22)( TM算根据已建立的总弯矩图和扭矩图，当由公式 MCA计算弯矩时， 是扭矩和弯曲载荷条件产生的应力循环特性的差系数，因为通常弯曲应力。弯矩产生的是对称的循环应力和由扭转产生的扭转力矩。剪应力通常不是对称的循环应力，所以在计算弯矩时，它必须影响仪表和循环特性。换言之，当扭转剪应力为静应力时，当扭转剪应力为周期性应力时，扭矩为 0.6 左右。当扭转剪应力为对称和周期性变化时，振幅为 11。该设计中的扭转剪应力应为静应力，因此扭矩图计算如下：MX6） 、校核轴的强度第 27 页 共 50 页 当扭转剪应力为静应力时，当扭转剪应力为周期性应力时，扭矩为 0.6 左右。当扭转剪应力为对称和周期性变化时，振幅为 1：W= d4+（D-d） （D+d）2zb/32D其中 z 为花键的数目，在本次设计中，z=6，D=30mm，d=26mm， b=4mm所以其截面的惯性矩为 W=575.963mm3 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=Fttg其中，T1 是由小齿轮 N. Mm 传递的转矩； 为啮合角， 齿轮为标准齿轮20；FT 和FR 分别对应于 XZ 平面和 YZ 平面的力。每个轴的长度可以从 2 A0 图中得到。根据前面的公式，轴的危险截面的计算弯矩为：MCA2501422N m，然后轴的危险截面的弯曲应力为：Ca22501422/57 5.9634 3.43MP60MP，因此轴的强度满足要求。第 28 页 共 50 页圆轴： iddi惯性矩： 64dI4i矩形花键轴： 2dDd1 id6442 惯性矩： 64)(624dDdDzdI第 29 页 共 50 页 的分解和变形合成对于力作用下的复杂变形，首先将力分解为三个垂直分量。然后，根据这两个平面的几何公式，计算出截面的总卷绕度和总截面和总倾角。危险作业条件的判断当计算出刚度时，应选择最危险的工况之一，一般计算速度较低的传动齿轮的直径较小，且位于轴的中心，轴的应力会造成总变形，如：两种、三种难以确定的 THA。计算出最危险的工况之一，求出最大弯曲变形量。提高轴系刚度的几点措施增加轴的直径，减小轴的跨距或增加第三的支撑，重新排列齿轮在轴上的位置，并改变轴的方向。轴线验算 轴的计算简图在 xz 平面内：F1F2R 2R 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=3.513KW469 . 099. 04主轴转矩：=156900Nmm250513. 310500. 9T6主支点上的力：NdFtB8 .26143510569. 121T25主NdFtC20924510569. 121T25主根据弯矩平衡： 0)408623()329623(623tBtcHEFFR第 30 页 共 50 页求得：RHE=-84.9根据力得平衡：NRHA7 .607则弯矩图为：MX2）垂直平面得弯矩图：=951.71NtgFFtBRB=761.4NtgFFRCrC根据平面内得弯矩平衡有：0)408623()329623(623rBrCNEFFRNRNE6 .88再根据力得平衡： RNRNA71.101 则可得 B、C 点得弯矩图：MX第 31 页 共 50 页在 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：=803403.1N22BVBHBMMM=675702.3 N22CVCHCMMM扭矩图为：TX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(BBCBTMM=862517.2 N轴得抗弯截面系数为：347 .1459838032108140204069440032)(mmDzbdDdDdW53.96WMcaca1故满足第三强度理论刚度验算：在水平面内，单独作用时：tBFEIblpbfc48)43(122第 32 页 共 50 页 =I522101 . 248)21546233(5 . 28 .2614 =-0.02598mm其中 I=274750032)(44dD 在单独作用下：tcfEIblpbfc48)43(222 =I522101 . 248)42946233(2942092 =-0.0182mm在两力得共同作用下：mmfffccc00778. 012在垂直面内有在单独作用时rBFEIblpbfc48)43(122 =I522101 . 248)21546233(15. 271.951 =-0.0072mm其中 I=274750032)(44dD 在单独作用下：rCFEIblpbfc48)43(222 =I522101 . 248)29446233(2944 .761 =-0.0182mm第 33 页 共 50 页在两力得共同作用下：mmfffccc0006. 012故在共同作用下，x处为危险截面，其最大绕度为rCtCrBtBFFFF、l21mmfffccc0078031. 022而一般的刚度 ly)0005. 00003. 0( =0.210.35mm故符合刚度要求，其转角就不验算了。 yfcB）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=5.9974KW697. 096. 05 . 7主轴转矩：T 主=143188Nmm509974. 510500. 96支点上的力：NdFtB5 .238612014318821T2主根据弯矩平衡： 02155 .483623tBtDHEFFR求得：RHE=-244.9N根据力得平衡：NRHA6 .12542）垂直平面得弯矩：=868.6NtgFFtBRB=501.1 NtgFFRCrC根据平面内得弯矩平衡有：02155 .483623rBrDNEFFRN8 .137615014318821dT2FtC主第 34 页 共 50 页NRNE1 .89再根据力得平衡： RNRNA4 .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：=110489.6N22BVBHBMMM=708402.5 N22CVCHCMMM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(BBCBTMM=942100 N轴得抗弯截面系数为：347 .1459838032108140204069440032)(mmDzbdDdDdW=58.94WMcaca1故满足第三强度理论刚度验算：在水平面内，单独作用时：tBFEIblpbfc48)43(122 =I522101 . 248)21546233(2155 .2386 =-0.018147mm第 35 页 共 50 页其中 I=274750032)(44dD 在单独作用下：tcfEIblpbfc48)43(222 =I522101 . 248)5 .48346233(5 .4838 .1376 =-0.00551mm在两力得共同作用下：mmfffccc01264. 012在垂直面内有在单独作用时rBFEIblpbfc48)43(122 =I522101 . 248)21546233(2156 .868 =-0.0066mm其中 I=274750032)(44dD 在单独作用下：rCFEIblpbfc48)43(222 =I522101 . 248)5 .48346233(5 .4831 .501 =-0.001515mm在两力得共同作用下：mmfffccc00848. 012第 36 页 共 50 页故在共同作用下，x处为危险截面，其最大绕度为rCtCrBtBFFFF、l21mmfffccc01264. 022而一般的刚度 ly)0005. 00003. 0( =0.210.35mm故符合刚度要求，其转角就不验算了。 yfc三、进给系统的设计计算三、进给系统的设计计算CJC61312 数控技术参数最大工作直径（mm）溜板及刀架重量（N）刀架快移速度（m/min）床身上床鞍上最大工作长度（mm）纵向横向纵向横向4001607508006002.41.2最大进给速度定位精度（mm）主电动起动加速滚珠丝杆导程第 37 页 共 50 页（m/min）（mm）纵向横向纵向横向机功率（Kw）时间（ms）纵向横向10.0053055（一）（一） 、纵向进给系统的设计计算、纵向进给系统的设计计算 工作台重量： =800NW时间常数： T= 25ms 滚珠丝杠基本导程： =5mm0L 快速进给速度： =2m/min maxV1 1、 切削力计算切削力计算 由机床设计手册可知，切向铣削力 kPPc式中：P主电机功率，6132 型车床 =4KW；P 主传动系统传动效率，一般为 0.750.85，取=0.8； k主轴系统功率系数，取 k=0.96 072kw. 396kw. 08 . 04Pc =103=686.55NZFvPmE680.030100.85 . 53切削功率应按在各种加工情况下经常遇到的最大切削力（或扭矩）和最大切削速度（或转速）来计算，即 kw60v10fPc3v kw9550TnPc式中 主切削力（N） ；vF V切削速度（m/min） T切削转矩（N/min）; N 主轴转速（r/min） 。第 38 页 共 50 页设按最大切削速度来计算，取 v= 100m/min 则： 60vc1060PF3cc2、滚珠丝杠设计计算、滚珠丝杠设计计算 滚珠丝杠已被标准化，因此滚珠丝杠的设计可以归结为滚珠丝杠模型的选择1）1）首先根据切削力引起的进给阻力和运动部件的重量，计算螺杆上的最大动载荷。计算螺杆的轴向载荷，然后根据所需的寿命值计算螺杆对能承受的最大动载荷QF=QF3LmfmFaf式中运转状态系数，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） ；mF精度系数，当丝杠精度为 13 级时，f a=1，为 4、5、7 级时，f afa=0.9；工作寿命，单位为 10 r，可按下式计算L6L =L61060nT式中 滚珠丝杠的转速（r/min） ；n 使用寿命时间（h） ，数控机床取 15000h。TT工作负载的数值可用机床设计手册中的实验公式计算，对于燕尾导轨=+ (+2+)mFLKFf vFFcG式中 ，切削分力；LFvFFc移动部件的重量；G考虑颠覆力矩影响的系数，=1.4；KK导轨上的摩擦系数，=0.2。f f 第 39 页 共 50 页则 =1.4823.860.2（686.552377.65009.8）=2421.75NmF1000n0Lv其中 为最大切削力条件下的进给速度（） ，可取最高进给速度的vminm；为丝杠基本导程（） ，计算时，可初选一数值，等刚度验算后21310Lmm再确定；则 0.68251000n31minr为额定使用寿命（） ，可取 15000h;tht则 22.5 万转L610150002560根据工作负载、寿命，计算出滚珠丝杠副承受的最大动负载，取mFL1.2，1mfaf=8204.24N QF3LmfmFaf175.24212 . 15 .223由查机床设计手册 ，选择丝杠的型号。选择滚珠丝杠的直径为QF60mm，型号为 CDM6308-2.5-P3,其额定动载荷是 29950N，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 219； 摩擦角约等于 10。则 0.932801912912tgtg第 40 页 共 50 页 3） 刚度验算 滚珠丝杠工作时受轴向力和扭矩的作用，它将引起导程发生变化，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0L负载引起的导程变化量 LcmEFLFm0式中 弹性模数，对钢，；E26106 .20cmNE 滚珠丝杠截面积（） （按丝杠螺纹底径确定）F2cmcmd82. 5126.603 4F2282. 5cm2cm“”用于拉伸时， “”用于压缩时。则 Lcmcm661054. 3603.26106 .208 . 075.2421丝杠 1m 长度上导程变形总误差mmmmL43. 41054. 38 . 0100100604） 、压杆稳定的校核滚珠丝杆通常属于受轴向力的细长杆，若轴向力工作负荷过大，将使丝杆失去稳定而产生纵向屈曲，即失稳。失稳时的临界载荷为kF = 2 EI/L2(N)kFzF式中： E 为丝杆的弹性模量，对于钢，E=20.6104，I 为截面惯性矩，I=d14/64，(d1为丝杆底径),L 为丝杆最大工作长度，为丝杆支承方式系数.zF所以 I=（50-3.175）4/64=90269.48对于两端简支的情况 =1.0zF因此 =220.610410690269.48/5902kF=52.721010第 41 页 共 50 页临界载荷与丝杆工作载荷之比称为稳定性安全系数，如果大于许用稳kFmFkn定性安全系数，则该滚珠丝杆不会失稳。一般取=2.5-4,考虑到丝杆knkn自重对水平滚珠丝杆的影响可取4;kn所以 =52.721010/2208.48134kn因此 压杆稳定。3 级精度丝杠允许的螺距误差为 15，故刚度足够。mm（3）确定齿轮传动比 根据系统的脉冲当量，选步进电机的步距角5 . 1则 33. 301. 036085 . 1i 取mmmZZ21003021，（4）步进电机的选择）步进电机的选择 1） 负载转动惯量估算负载转动惯量估算 折算到步进电机轴上的转动惯量可按下式估算 222321180giWiJJJJF式中 折算到电机轴上的转动惯量（） ；FJ2cmkg 分别为齿轮的转动惯量（） ；21JJ 、21ZZ 、2cmkg 丝杠的转动惯量（） 。3J2cmkg 对材料为钢的圆柱形零件，其转动惯量可按下式估算： )(108 . 7244cmkgDJL第 42 页 共 50 页式中 圆柱零件的直径（）;Dcm 零件轴向长度（） 。Lcm 所以 2244101. 116108 . 7cmkgcmkgJ 224428 . 7110108 . 7cmkgcmkgJ 24434003 . 6108 . 7cmkgJ249.491cmkg 2222585. 65 . 114. 301. 01808 . 933. 34900cmkgcmkgJI总惯量 222621.52585. 633. 349.4918 . 701. 1cmkgcmkgJF2 2） 、转矩计算及最大静矩选择、转矩计算及最大静矩选择 根据能量守恒原理，电机等效负载转矩根据能量守恒原理，电机等效负载转矩 2208.4813 5 10-3/20.9328 2.5iLFTpF21030 =0.50mN 若不考虑起动时运动部件惯性的影响，则起动转矩 =/0.3-0.50TFT取安全系数为 0.3，则 =0.5/0.3=1.67qTmN mN 对于工作方式为五相十拍的步进电机=/0.886=1.88maxjTqTmN mN 因数控机床对动态性能要求较高，确定电机最大转矩时应满足快速空载起动时所需转矩 T 的要求 0maxTTTTfa式中-快速空载起动时产生最大加速度所需的转矩()maxaTmN -克服摩擦所需的转矩()fTmN 由于丝杆预紧所引起，折算到电机轴上的附加转矩()mN 当工作台快速移动时，电机的转速第 43 页 共 50 页 2000 4.2/5=1680r/min0maxmaxLivn由动力学知 FaJTmax式中角加速度，=n/30T =8.687 3.14 1680 10-4/30 0.025=6.110FaJTmaxmN 8000.16510-3/20.93190.982.5iLfWTf21030 =0.027mN 2030001210iLFT式中 0-丝杆未加预紧时的效率，0 =0.9328F0预加载荷，一般为最大轴向载荷的 1/3，即/3mF =494.25510-3/(1-0T 0.93282)/20.93280.982.5mN =0.0136.110+0.027+0.013=6.150maxTTTTfamN 3 3） 、步进电机的最高频率、步进电机的最高频率10002/600.005=6666.67Hz601000maxmaxvf根据上述计算，考虑上述考虑，选择 130BF00 3 型电动机作为查找表。安装尺寸和相关参数可直接在手册中找到，不再在这里列出。（二）（二） 、横向进给系统的设计计算、横向进给系统的设计计算1 1、滚珠丝杠螺母副的选择计算、滚珠丝杠螺母副的选择计算（1） 、最大工作载荷的计算、最大工作载荷的计算滚珠丝杠上的工作载荷是滚珠丝杠副在驱动平台上的轴向力。它包括滚珠丝杠的切削阻力和与运动重量力有关的摩擦力和作用在导轨上的其它切削力。按机床加工特点，当铣削槽、工作载荷、铣削最大时，既包括沿铣削力（即轴向力）沿螺杆轴向的工作载荷，又包括工作台的重量和工件的重量。事实上（即垂直螺旋轴力） ，因为铣削轴向力不大，因此在铣削过程中产生的轴向力。根据设计手册，工作负荷可以是：第 44 页 共 50 页滚珠丝杠上的工作载荷是滚珠丝杠副在驱动平台上的轴向力。它包括滚珠丝杠的切削阻力和与运动重量力有关的摩擦力和作用在导轨上的其它切削力。按机床加工特点，当铣削槽、工作载荷、铣削最大时，既包括沿铣削力（即轴向力）沿螺杆轴向的工作载荷，又包括工作台的重量和工件的重量。事实上（即垂直螺旋轴力） ，因为铣削轴向力不大，因此在铣削过程中产生的轴向力。根据设计手册，工作负荷可以是：=+ (+2+)mFLKFf vFFcG 工作台的进给方向载荷、垂直载荷和横向载荷可通过切向铣削加工，单元为 N；G 为运动部件的重心，单元为 N。在该设计中，G 主要包括工作台和工件的重力等，以其质量m200。K 和 F 分别考虑了颠覆扭矩的影响。导轨的试验系数和摩擦系数与不同导轨的摩擦系数不同。对于尾导轨，取 K1.4 F0.2；对于铣床来说，切向铣削力是铣刀主方向上的力，它消耗铣床主电机的最大功率（即铣削功率） ，因此切向铣削力可以是铣削力的最大值。根据铣削功率（KW）或主电机（KW）的功率计算：=103/vzFePm 其中为机床传动系统的传动效率； 为主轴传递全部功率时的最低切削速mv度，本次设计由前面的设计可取 =0.085m/s。而的值为：vm =0.9960.984m 则切向铣削力 的值为：zF =40.87103/0.085=409.41（N）zF 则切削时各个方向的载荷为：=0.8=327.53（N）LFzF =0.75=307.6（N）vFzF=0.35=143.29（N）FczF则最大工作载荷的值为：mF =1.4327.53+0.2（307.6+2143.29+196）mF=969.27（N）（2） 、最大动载荷、最大动载荷的计算的计算QF首先，根据切削力和运动部件的重量引起的进给阻力，计算螺杆的轴向载荷，并根据第 45 页 共 50 页所需的寿命值计算螺杆对能承受的最大动载荷。QF=QF3LmfmFaf式中运转状态系数，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） ；mF精度系数，当丝杠精度为 13 级时，f a=1，为 4、5、7 级时，f afa=0.9；工作寿命，单位为 10 r，可按下式计算L6L =L61060nT式中 滚珠丝杠的转速（r/min） ；n 使用寿命时间（h） ，数控机床取 20123024h。TT1000n0Lv其中 为最大切削力条件下的进给速度（） ，可取最高进给速度的vminm；为丝杠基本导程（） ，计算时，可初选一数值，等刚度验算后21310Lmm再确定；则 0.66251000n31minr则 22.5 万转L610150002560根据工作负载、寿命，计算出滚珠丝杠副承受的最大动负载，因本次mFL所设计的情况无冲击，所以取1.2，1，所以得：mfaf=20213N QF3LmfmFaf14 .89182 . 15 .223根据滚珠丝杠最大动载荷必须小于其额定动载荷的原则，检查机床设计手册并选择螺杆模型。本设计选用滚珠丝杠直径为 40mm，引线为 5mm，螺旋角为 217，型号为CDM6308-2.5-P3,其额定动载荷是 14100N，强度足够用。第 46 页 共 50 页（3） 、传动效率的计算、传动效率的计算 根据机械原理的公式，丝杠螺母副的传动效率为 tgtg式中 丝杠的螺旋升角，本次设计所选丝杠的为 217； 摩擦角，其值约等于 10。则 0.922801112112tgtg （4） 、 刚度验算刚度验算 因此，定位精度和运动稳定性受到影响。滚珠丝杠的轴向变形包括滚珠丝杠的变形、螺杆与螺母的接触变形、滚珠丝杠的扭转变形、螺母的变形和接触滚珠丝杠的轴向变形。轴承。离子。滚珠丝杠的扭转变形较小，其对纵向变形的影响可以忽略不计。只要螺母座设计合理，其变形也可以忽略不计。螺杆轴承轴向接触变形的计算方法可供机械设计手册参考。只要滚珠丝杠支撑的刚度设计，就不能考虑轴向轴承的接触变形。因此，当检查滚珠丝杠的刚度时，只考虑轴向力。 LcmEFLFp0式中 弹性模数，对钢，；E26106 .20cmNE 滚珠丝杠截面积（） （按丝杠内径确定，）F2cmcmd25. 3125.62 4F2225. 3cm2cm“”用于拉伸时， “”用于压缩时。则 Lcmcm661024. 362.25106 .208 . 075.2421丝杠 1m 长度上导程变形总误差mmmmL15. 41024. 38 . 010010060第 47 页 共 50 页3 级精度丝杠允许的螺距误差为 15，故刚度足够。mm（5） 、压杆稳定的校核、压杆稳定的校核滚珠丝杆通常属于受轴向力的细长杆，若轴向力工作负荷过大，将使丝杆失去稳定而产生纵向屈曲，即失稳。失稳时的临界载荷为kF = 2 EI/L2(N)kFzF式中： E 为丝杆的弹性模量，对于钢，E=20.6104，I 为截面惯性矩，I=d14/64，(d1为丝杆底径),L 为丝杆最大工作长度，为丝杆支承方式系数.zF所以 I=（