0185-数控卧式加工中心主轴箱及进给机构设计【CAD图+SW模型+说明书】
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数控
卧式
加工
中心
主轴
进给
机构
设计
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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`如下：
工作台宽度×长度 400×1600mm×mm
工作台最大纵向行程 650mm
工作台最大横向行程 450mm
工作台最大垂直行程 500mm
X、Y轴步进电机 a12/3000i
Z步进电机 a12/3000i
主轴最大输出扭矩 70公斤力×米
主轴转速范围 45～2000r/min
主电动机的功率 4kw
主轴电动机转速 1500r/min
机床外行尺寸（长×宽×高） 2488×1200×2710mm×mm×mm
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
因所设计的卧式加工中心要求能进行车、铣和镗，横向方向的行程比较大，因而采用工作台不动，而主轴箱各轴向摆放为卧式的机构布局；采用交流无级调速电动机实现无级调速，并且串联有级变速箱来扩大变速范围。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，主轴箱主要采用离合器交换齿轮的有级变速。
1.2.2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，各个控制按钮均安装在控制台上，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机床其他零部件的选择
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。
- 内容简介：
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毕业设计 (论文 )任务 书 题 目： 数控卧式加工中心主轴箱及进给机构设计 设计（论文）内容及要求： 一、 设计（论文）内容 1、 调查分析相同规格数控卧式加工中心的加工特点，确定新设计的数控控立式加工中心的主要参数。 2、 进行新数控卧式加工中心的总体方案和控制系统总体方案设计 . 3、 完成主轴箱和进给机构的机械机构设计 4、 完成控制系统硬件设计 二、 设计（论文）要求 1、 （含本设计的目的、拟解决的关键问题及学生必须掌握的知 识和技能） 2、有关参考书和具体设计步骤、要求见指导老师编写发给的 2001 年的毕业 指导书。 3、学生必须按上述规定完成基本任务，老师分别按完成日期分项检查，未 完成每项扣总分 2% ，期中检查进度跟不上或请假、迟到多等因素 均推迟答辩。 4、没有按任务书完成毕业设计任务的推迟答辩，在推迟答辩的时间里仍没 有完成不给成绩。 开题报告 设计（论文）题目 数控卧式加工中心主轴箱及进给机构设计 设计（论文）题目来源 设计 （论文）题目类型 产品开发 起止时间 设计（论文）依据及研究意义 ： 加工中心是在数控镗床、数控铣床或数控车床的基础增加自动换刀装置，使工件在机床工作台上装夹后，可以连续完成对工件表面自动进行钻孔、扩孔、铰孔、镗孔、攻螺纹铣削等多工步的加工，工序高度集中；加工中心能自动改变机床主轴箱转速、进给量和刀具相对工件的运动轨迹及其他辅助功能。由于加工中心具有较好的加工一致性，它与单机、人工操作方式比较，能排除工艺流程中人为干扰因素，高的生产率和质量稳定性，尤其是加工形状比较复杂、精度要求较高、品种更换频繁的工件 时，更具有良好的经济性。所以说，加工中心是数控机床中生产率和自动化程度最高的综合性机床。 设计（论文）主要研究的内容、预期目标：（技术方案、路线）： 研究内容： 1 调查分析相同规格数控卧式加工中心的加工特点，确定新设计的数控控立式加工中心的主要参数。 2 进行新数控卧式加工中心的总体方案和控制系统总体方案设计 . 3 完成主轴箱和进给机构的机械机构设计 4 完成控制系统硬件设计 预期目标： 1 根据总体设计方案 ,绘制新设计数控卧式加工中心总体外观图一张。（三维计算机图） 2 进行主运动的运动计算 , 强度计算和动力计算 ,绘制主轴箱部件展开图一张（ A 计算机图） 3 进行进给运动的运动计算和强度计算 ,绘制出工作台进给机构部装图一张（ 4 绘制数控加工中心主轴零件图一张 制控制系统电路图一张（根据情况由教师指定） 6. 科技译文（不少于 2000 汉字） 三、设计（论文）的研究重点及难点： 1、主轴箱 包括主轴箱体和主轴传动系统，用于装夹刀具并带动刀具旋转，主轴转速范围和输出扭矩对加工有直接的影响。 2、进给伺服系统 由进给电机和进给执行机构组成，按照程 序设定的进给速度实现刀具和工件之间的相对运动，包括直线进给运动和旋转运动。 3、控制系统 数控 卧式加工中心 运动控制的中心，执行数控加工程序控制机床进行加工。 4、辅助装置 如液压、气动、润滑、冷却系统和排屑、防护等装置。 5、机床基础件 通常是指底座、立柱、横梁等，它是整个机床的基础和框架 设计（论文）研究方法及步骤（进度安排）： 具体时间安排为： 1. 于 12 月 27 号至 1 月中旬 参考相关资料，进行相应的准备工作和计算； 2. 于 1 月下旬至 5 月 1 号 成图纸的绘制工作； 3. 于 5 月 1 号 至 5 月 16 号 校正，完成验证工作； 4. 月 16 号至 6 月 1 号 编写毕业论文； 5 毕业答辩。 指导教师意见： 摘要 :本次设计通过对现有加工中心的分析研究 ,提出一种新的设计方案 ,其自动化程度更高 ,结构也相对比较简单 本方案中 ,主轴箱采用交流调速电机实现无级变速 ,在 X、 Y、 Z 三个方向上的进给运动均采用滚珠丝杠 ,而动力则由步进电动机通过调隙齿轮来传递 ,并且采用单片机进行数字控制 . 控制系统采用 列单片机 ,通过扩展程序存储器、数据存储器和 I/论文中也对软件系统的设计做出了相关说明 . 关键词 :交流调速电机 滚珠丝杠 步进电机 单片机系统扩展 a of be in In AC is of in in we 、 Y、 Z he of is by by we of by ,C by CM 录 前言 机床总体方案设计 机床总体尺寸参数的选定 机床主要部件及运动方式的选定 机床总体布局的确定 主传动的设计计算 电机的选择 齿轮传动的设计计算 轴的设计计算 离合器的选用 进给系统的设计计算 横向进给系统的设计计算 控制系统的设计 控制系统总体方案的拟订 总控制系统硬件电路设计 考文献 词 附录 第 1 页 共 65 页 前 言 加工中心集计算机技术、电子技术、自动化控制、传感测量、机械制造、网络通信技术于一体，是典型的机电一体化产品，它的发展和运用，开创了制造业的新时代，改变了制造业的生产方式、产业结构、管理方式，使世界制造业的格局发生了巨大变化。现在的 是建立在数控技术之上。目前数控技术已经广泛运用于制造业，数控技术水平的高低已成为衡量一个国家制造业现代化程度的核心标志。而加工中心的发展最为重要。 随着科学技术的高速 发展，市场上对数控的要求也有很大的改变，正要求数控系统朝着高速、高精度、高可靠性发展，为追求加工效率及更通用化迫使数控机床结构模块化、智能化、柔性化、用户界面图形化，科学计算可视化，内置高性能 媒体技术应用等方面发展。 加工中心的优点有： 1）提高加工质量； 2）缩短加工准备时间； 3）减少在制品； 4）减少刀具费； 5）最少的直接劳务费； 6）最少的间接劳务费； 7）设备利用率高。总的来说，加工中心的发展动向是高速、进一步提高精度和愈发完善的机能。 本设计说明书以大量图例来说明加工中心的主轴箱设计及横向进给机构 的设计的思路。设计中得到颜竟成教授的悉心指导，在此向他表示诚挚的的感谢。由于编者的水平和经验有限，加之设计时间较短、资料收集较困难，说明书中难免有缺点和错误，在此恳请读者谅解，并衷心希望广大读者提出批评意见，使本设计说明书能有所改进。 第 2 页 共 65 页 1. 机床总体方案设计 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 如下： 工作台宽度长度 400 1600作台最大纵向行程 650作台最大横向行程 450作台最大垂直行程 500、 000i 000i 主轴最大输出扭矩 70公斤力米 主轴转速范围 45 2000r/电动机的功率 4轴电动机转速 1500r/床外行尺寸（长宽高） 2488 1200 2710床净重 500床主要部件及其运动方式的选定 运动的实现 因所设计的卧式加工中心要求能进行车、铣和镗，横向方向的行程比较大，因而采用工作台不动，而主轴箱各轴向摆放为 卧式的机构布局；采用交流无级调速电动机实现无级调速，并且串联有级变速箱来扩大变速范围。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，主轴箱主要采用离合器交换齿轮的有级变速。 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、 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。 字控制的实现 采用单片机控制，各个控制按钮均安装在控制台上，而控制台摆放在易操作第 3 页 共 65 页 的位置，这一点须根据实际情况而定。 床其他零 部件的选择 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。 床总体布局的确定 定主轴箱传动系统方案 ： 主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统，它应具有一定的转速（速度）和一定的变速范围，以便采用不同材料的刀具，加工不同材料、不同尺寸、不同要求的工件，并能方便地实现运动的开停、变速、换向和制动等。 加工中心主传动系统主要包括电动机、传动系统和主轴部件，它与普通机床的主传动系统相比在结构上比较简单，这是因为变速功能全部或大 部分由主轴电动机的无级调速来承担。 机床上常用的变速电动机有直流电动机和交流变频电动机，在额定的转速上为恒功率变速，通常变速范围仅为 2定转速以下为恒转矩变速，调整范围很大，变速范围可大 30 甚至更大。上述功率和转矩特性一般不能满足机床的使用要求。为了扩大恒功率调速范围，在变速电动机和主轴之间串联一个有级变速箱。 本机床采用交流调速电机变速，为了在变速范围内，满足一定恒功率和恒转矩的要求，为了进一步扩大变速范围，在后面串联机械有级变速装置。 定主轴箱有级变速级数： 取变速 箱的公比为f等于电动机的恒功率变速范围 ，功率特性图是连续的，无缺口和无重合。如变速箱级数为 Z，则主轴的恒功率变速范围1 d 变速箱的变速级数可得出： 第 4 页 共 65 页 主轴要求的恒功率变速范围 2 0 0 0 / 4 5 4 4 . 4电动机的恒功率变速范围 2 0 0 0 / 1 5 0 0 1 . 3 4取变速箱的公比 1 故变速箱的变速级数 lg l g 4 4 . 5 1 1 . 1 5l g l g 1 . 4 1 故通过圆整取 Z=12。 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躁声，所以在设计时要把齿数和控制在 1 0 0 1 2 0 ；为了控制每组啮合齿轮不产生根切现象，使最小齿数m 8 2 0Z ，因而齿轮的齿数和不应过小。 受结构限制的个齿轮（尤其是最少齿轮），应能可靠地装到轴上或进行套装；齿轮的齿槽到孔壁或键槽 2（ m 为模数），以保证有足够强的强度，避免出现变形或断裂现象。应保证： m 2 D T m标准直齿圆柱齿轮，其最少齿根直径m i n m i n( 2 . 5 )，代入上式可得： m 6 Z m式中： 齿轮的最少齿数； m 齿轮模数； T 齿轮键槽顶面至轴心线的距离。 由于此传动在同一变数组为同模数传动，各对齿轮的齿数的齿数之比，必须满足传动比；当各对齿轮的模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的齿数和必然相等，可列出： 第 5 页 共 65 页 1212式中：1 2.j 分别为 齿轮副的齿数和。 由上述公式可得： 12111jj u因此，选定了齿数和可以计算出各齿轮的齿数，或者由上式确定出齿轮副的任一齿轮后，用上 式算出另一齿轮的齿数。 查表选择齿轮的齿数： 312121211232123 4 2 7 21. 5 5 6 03 7 3 6 08024 4 0b bb z zz 其中 定主运动转速图 ： 由上述计算得， 12级转速各传动组中传动数的确定方案有： 12=4 3 ， 12=3 4 ， 12=3 2 2， 12=2 3 2， 12=2 2 3 按照“前多后少”的原则，确定各传动组的传动副数为 12=3 2 2。根据“前密后疏”的原则，确定基本组在前，后面依次扩大，因此得结构式为 第 6 页 共 65 页 1 3 61 2 3 2 2 ， 第二扩大组的两个传动比连线之间，相距格数应为 3 2 6 ，变速范围是 661 8 ，在允许的范围内，所选定的结构式共有三个传动组。 因此变速机构需要四轴，再加上电动机轴共五轴，故转速图有五条竖线。由于齿轮传动比受到 1 24 U的限制，现在传动组 8 。可知这个传动组中两个传动副的传动比必然是极限值，即 122411 ,24 该传动组的升降速度传动比都达到了极限值，就确定了轴的六级转速只有一种可能，即为 180 1000r/ 轴 -之间，两条传动比连线间应相距 3 格，取 12211 , 1 . 4 12 ，因此，确定轴的转速为 355 710 r/于轴，取 1 2 3321 1 1 1 1 1,2 . 8 2 4 1 . 4 1a a au u u 于是决定了轴的转速为 1000 r/动机轴与轴之间为齿轮传动，传 动 比 为 1000 ： 1440 ， 综 合 上 述 ， 主 轴 的 调 速 范 围 ：速图如下： 第 7 页 共 65 页 图 加工中心转速图 第 8 页 共 65 页 动机的选择 动机的功率的计算 查机床主轴 /变速箱设计指导： 端铣：硬质合金端铣刀，铣刀材料是 45 号钢； 1） 主切削力 0 . 7 50 . 8 5 0 . 7 3 1 . 0 0 . 1 3118c d a 公式中 背吃刀量 3 4 , 4 ,a m m取 a ， 0 . 4 0 . 8 0 . 8 1 6 0d d m m 刀 量 a 取 每齿进给量 0 . 1 0 . 2 / , 0 . 2 /m z m m 取刀具直径 200d 铣刀齿数 z=4,选 100 /c 铣刀转速 0 . 7 50 . 8 5 0 . 7 3 1 . 0 0 . 1 30 . 8 5 0 . 7 5 0 . 7 5 0 . 1 31181 1 8 1 6 0 0 . 2 2 0 0 4 1 6 0 4 1 7 0 6 . 3c d a 所以主切削力 0 . 7 50 . 8 5 0 . 7 3 1 . 0 0 . 1 30 . 8 5 0 . 7 5 0 . 7 5 0 . 1 31181 1 8 1 6 0 0 . 2 2 0 0 4 1 6 0 4 1 7 0 6 . 3c d a n 2）切削功率 铣削过程中消耗的功率 要按圆周切削力1 7 0 6 . 3 1 0 0 2 . 8 41 0 0 0 6 0 6 0c cc k w k 进给运动也消耗一些功率般情况下 0 所以总的切削力功率1 . 1 5p p ， 由 此 可 估 算 铣 床 主 电 动 机 的 功 率 ； mE 式 中 铣 床 传 动 效 率，取 = 第 9 页 共 65 页 01 . 1 5 1 . 1 5 2 . 8 4 3 . 8 40 . 8 5k w k w 动机参数的选择 在选择电动机时，必须使得 额 定，根据这个原则，查机械设计手册选取 电动机，功率为 4基本参数如下 (单位 为 满载转速为 1440r/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、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮也能满足传动设计要求，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精度。具体设计步骤如下： 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，所以只在草图画后校核用。在绘草图之前，先估算，再 标准齿轮模数。 齿轮弯曲疲劳的估算公式： 33 2 ( m 式 中 即 为 齿 轮 所 传 递 的 功 率 ）齿面点蚀的估算公式： 33 2 ( m 式 中 即 为 齿 轮 所 传 递 的 功 率 ）其中A 为齿轮中心距。 由中心距 A 及齿数1Z、2 122m 根据估算所得 取相近的标准模数。 第 10 页 共 65 页 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 3333121 4 4 0 / m i 3 2 1 . 3 93 4 1 4 4 043 2 3 2 4 . 4 914402 2 4 . 4 90 . 1 13 4 4 7m m m m m m m m m m m m m m m 所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为 1 . 3 9wm m m m第二对齿轮 3333121 0 0 0 / m i 3 2 1 . 6 92 7 1 0 0 043 2 3 2 5 . 0 210002 2 5 . 0 20 . 1 32 7 5 3m m m m m m m m m m m m m m m 所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为 1 wm m m m第三对齿轮副 3333123 5 5 / m i 43 2 3 2 1 . 8 23 7 3 5 52 . 43 2 3 2 6 . 0 53552 2 6 . 0 50 . 1 3 43 7 5 3m m m m m m m m m m m m m m m 所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为 1 wm m m m第四对齿轮副 3333121 2 5 / m i 43 2 3 2 2 . 4 54 0 1 2 52 . 43 2 3 2 8 . 5 61252 2 8 . 5 60 . 1 44 0 8 0m m m m m m m m m m m m m m m 第 11 页 共 65 页 所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为 2 . 4 5wm m m m综合上述，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 V 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 V 轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在对齿轮模数均为1 2m 在 对齿轮上就取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：单位（ 1 3 4 2 6 8a 1 4 7 2 9 4a 2 2 7 2 5 4a 2 5 5 2 1 1 0a 3 2 1 2 4 2a 3 6 0 2 1 2 0a 1 5 3 2 1 0 6b 1 3 7 2 7 4b 2 3 0 2 6 0b 2 6 0 2 1 2 0b 1 4 0 2 . 5 1 0 0c 1 8 0 2 . 5 2 0 0c 2 2 4 2 . 5 6 0c 2 9 6 2 . 5 2 4 0c 轮宽度 B 的确定 齿轮影响齿的强度，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，反而容易引起振动和噪音。一般取 B=（ 6 10） m。本次设计中，取主动轮宽度 B=9m=18后一对齿轮也取 B=79m=18 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，齿轮的其他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。 轮结构的设计 第 12 页 共 65 页 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，七级精度的齿轮，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。淬火齿轮，必须达到 6 级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。 轮的校核（接触疲劳强度） 计算齿轮强度用的载荷系数 K，包括使用系数载荷系数间载荷分配系数 K及齿向载荷分布系数 K，即： 211 . 2 5 1 . 0 7 1 . 1 1 . 1 2 1 . 6 50 . 8 8 , 2 . 5 , 1 8 9 . 8211100 K K Zb d um p a 查 表 得 ：将 数 据 代 入 得 ；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。其他齿轮也符合要求，故其余齿轮不需验算，在此略去。 的设计计算 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 m 于空心轴，则 30 41 m 式中， P 轴传递的功率， n 轴的计算转速， r/0A 其经验值见表 第 13 页 共 65 页 取 的值为 （ 1）、计算各传动轴传递的功率 P 根据电动机的计算选择可知，本次设计所用的电动机额定功率 4dN 各传动轴传递的功率可按下式计算： 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，及轴承。则各轴传递的功率为： 1 2 3 40 . 9 4 , 0 . 9 4 , 0 . 9 3 , 0 . 9 1 所以，各传动轴传递的功率分别为： 11 4 0 . 9 4 3 . 7 6p p k w 2 1 2 3 . 7 6 0 . 9 4 3 . 5 3p p k w 3 2 3 3 . 5 3 0 . 9 4 3 . 2 9p p k w 4 3 4 3 . 2 9 0 . 9 1 2 . 9 6p p k w （ 2） 估算各轴的最小直径 31 115 pd n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 40他各轴的材料均选择 45钢，取 15，各轴的计算转速可推算出为： 1 2 3 41 4 4 0 / m i n , 1 0 0 0 / m i n , 3 5 5 / m i n , 1 2 5 / m i nr r r rn n n n 所以各轴的最小直径为： 31 41 1 5 6 . 0 61440d m m 32 3 . 7 61 1 5 1 7 . 8 91000d m m 33 3 . 5 31 1 5 2 4 . 7 3355d m m 34 2 . 9 61 1 5 3 3 . 0 2125d m m 第 14 页 共 65 页 在以上各轴中，因有些轴上开有平键或花键，所以为了使键槽不影响轴的强度，应将轴的最小直径增大到 5%，将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径为： 2 m i n 3 m i n 4 m i , 2 5 , 3 0d m m d m m d m m 对于主轴应该应用公式； 30 41 n 故主轴为 3 441 1 5 3 7 . 41 2 5 1 0 . 5d m m 考虑到轴上有花键，所以应将轴的最少直径增大 5%，将增大的直径在圆整后取 4 60d 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；应满足轴承及齿轮的定位要求。 的刚度与强度校核 （ 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弹性联轴器传递过来，而后通过齿轮将动力传递到下一根轴。其两端通过一对角接触轴承将力转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的是直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽略不计。所以，只要校核其在 所受载 荷是从轴上零件传来的，计算时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粮，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 第 15 页 共 65 页 图 面受力分析 在 图 面受力分析 （ 2）作出 轴的弯矩图 根据上述简图，分别按 按计算结果分别作出两个平面的上的弯矩图。 则该轴在 第 16 页 共 65 页 图 面内的玩矩 同理可得在 面内的弯矩图为： 图 面内的弯矩 （ 3）作出轴的扭矩图 由受力分析及受力简图可知， 则扭矩图为： 第 17 页 共 65 页 图 扭矩图 （ 4）作出总的弯矩图 由以上求得的在 面的弯矩图，根据 22X Z Y M可得总的弯矩图为： 图 合成弯矩图 （ 5）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 22() T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边应力，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。既当扭转切应力为静应力时，取 a=转切应力为脉动循环变应力时，取 a=扭矩切应力也为对称循环变应力时，则取 a=1。应本次设计中扭转切应力为静应力，所以取 a=计算弯矩图为： 第 18 页 共 65 页 图 计算弯矩图 （ 6）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 60计算弯矩图可知，该轴的危险截面在 B 的作用点上 ，由于该作用点上开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩： 24 / 3 2W d D d D d z d D 其中 本次设计中， 8 , 3 6 , 3 2 , 6z D m m d m m b m m 所以其截面的惯性矩为 W=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： 121其中 N ； 为啮合角，对标准齿轮，取 020 ； 而段轴的长度可从 2 号 根据前面的公式可得出该轴危险截面的计算弯矩为： 2 5 0 1 4 . 2 2 m，则该轴危 险截面所受的弯曲应力为： 2 5 0 1 4 . 2 2 / 5 2 4 . 3 8 4 7 . 7 6 0 P M P ，所以该轴的强度满足要求。其余各轴的校核步骤跟轴一样，在此就不在校其余各轴。 轴的确定 第 19 页 共 65 页 主轴的构造和形状主要决定与主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承等零件的类型、数量、位置和安装定位方法等。应能保证定位准确、安装可靠、连接牢固、装卸方便，并能传递足够的转矩。 （ 1）主轴材料的选择 考虑到主轴的刚度及强度，选择主轴的材料为 40经过调质处理； （ 2）主轴结构的确定 主轴直径的选择 根据机床主电动机功率来确 定1D P=于中等以上转速，中等以下载荷的机床 可取1D=50 70主轴内孔直径 444 4004/ 6 4 11/ 6 4 D 其中 0K ，0K ， I 当 则主轴的刚度急剧下降，故取 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。 提高主轴的性能措施 A、提高旋转精度 提高主轴组件的旋转精度，首先是要保证主轴和轴承具有一定的精度，此外还可以采取一些工艺措施。如选配法、装配后精加工。 B、改善动态特性 主轴应有较高的动刚 度和较大的阻尼，使得主轴组件在一定副值的周期性激振力作用下，受迫振动的振幅较小。通常，主轴组件的固有频率是而后内高的，远远高于主轴的最高转速，故不必考虑共振问题，按静态处理。 主轴运转时滚动轴承的滚动体在滚道中磨擦、搅油，滑动轴承乘载油膜第 20 页 共 65 页 受到剪切内磨擦，均会产生热量，使轴承温度上升。故控制主轴组件温升和热变形，提高其热稳定性是十分必要的。主要有两项措施。 1、减少支承发热量。 2、采用散热装置。通常用热源隔离法、热源冷却法和热平衡法。 主轴的主要尺寸是根据结构上确定的，一般的直 径取值都大于初始值的好几倍， 故主轴的刚度一般都能满足要求。在此就免于校核。 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。由主轴箱的结构尺寸限制，我选用了无滑环式多片摩擦式。由主轴箱的结构尺寸限制，我选用了无滑环湿式多片摩擦电磁式离合器，此类型的离合器防爆性能好，径向尺寸较小。选型号 结构尺寸如下： 1 2 3 41 6 2 , 1 3 5 , 6 5 , 9 55 0 , 1 6 , 8 2 D 第 21 页 共 65 页 3. 进给系统的设计计算 X 轴）设计 述 术要求 工作台、工件和夹具的总质量 m=918 受的重力 W=9000N），其中，工作 台 的 质 量 100 ( 所 受 的 重 力 W=5000N ） ; 工 作 台 最 大 行 程600PL m m ；工作台快速移动速度 m 0000m a x ;工作台采用滚动直线导轨，导轨的动、静摩 檫系数均为 作台的定位精度为 20 m ，重复定位精度为 8 m ；机床的工作寿命为 20000h（即工作时间为 10年）。 机床采用主轴伺服电动机，额定功率 4EP ，机床采用端面铣刀进行强力切削，铣刀直径 00 ，主轴转速 60 ，切削状况如下表所示： 表 加工中心切削状况 切削方式 进给速度 /（ m/ 时间比例 /（ %） 备注 强力切削 0 主电动机满功率条件下切削 一般切削 0 粗加工 精加工切削 1 50 精加工 快速进给 20 10 空载条件下工作台快速进给 表 总体方案设计 为了满足以上技术要求，采取以下技术方案。 （ 1）工作台工作面尺寸（宽度长度）确定为 4001200 （ 2）工作台导轨采用滚动直线导轨 。 第 22 页 共 65 页 （ 3）对滚动丝杠螺母副进行预紧。 （ 4）采用伺服电动机驱动。 （ 5）采用锥环套筒联轴器将伺服电动机与滚珠丝杠直连。 计计算 切削力及其切削分力计算 （ 1）计算主切削 根据已知条件，采用端面铣刀在主轴计算转速下进行强力切削（铣刀直径 00 ，主轴具有最大扭矩并能传递主电动机的全部功率，此时铣刀的切削速度为 0 1 6 0102 0 若机械效率 m，则由公式可以计算主切削力 330 . 8 5 41 0 1 0 2 0 3 5 . 9 31 . 6 7 （ 2）计算各切削分力 根据经验可得工作台纵向切削力 1F 、横向切削力 和垂直切削力 1 0 . 4 0 . 4 2 0 3 5 . 9 3 8 1 4 . 3 7 N N 0 . 9 5 0 . 9 5 2 0 3 5 . 9 3 1 9 3 4 . 1 3 N N 0 . 5 5 0 . 5 5 2 0 3 5 . 9 3 1 1 1 9 . 7 6 N N 轨摩檫力的计算 （ 1）由公式计算在切削状态下的导轨摩檫力 F， ，查表得导轨紧固力 40，则 ( ) 0 . 0 1 ( 9 0 0 0 4 0 1 9 1 3 . 1 3 1 1 1 9 . 7 6 ) 1 2 0 . 7 3g C f F F N 第 23 页 共 65 页 N 又由公式计算在不在切削状态下的导轨摩檫力0F和导轨静摩檫力 0F 。 0 ( ) 0 . 0 1 ( 9 0 0 0 4 0 ) 9 0 . 4 f N N 00 9 0 . 4F F N算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力 （ 1）由公式计算最大轴向负载力 m a x 1 ( 8 1 4 . 3 7 1 2 0 . 7 3 ) 9 3 5 . 1 F N （ 2）由公式计算最小轴向负载力 0m i n 9 0 . 4 N珠丝杠的动载荷计算与直径估算 （ 1）确定滚珠丝杠的导程 0L 根据已知条件，取电 动机的最高转速 m 000m in ，可得 020001 20000m a xm a （ 2）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速和平均载荷 1） 估算结果填入下表 表 卧式加工中心滚珠丝杠的计算 切削方式 轴向载荷 /N 进给速度 /（ m/ 时间比例 /（ %） 备注 强力切削 Fa 一般切削（粗加工） 20 m a xm 第 24 页 共 65 页 精细切削（精加工） 35 m a xm 快移和钻镗定位 90.4 10 2) 13100 . 6 / m i n 6 0 / m i 1 0 m 0m m 00m 01013033 m 000m 010203044 3） m i n/280m i n/)2000100101001005080100306010010(100.211其中 表时间比例系数 4） 31 1 2 23123 3 3 33. 0 1 0 0 1 0 06 0 1 0 8 0 3 0 1 0 0 5 0 2 0 0 0 1 09 3 5 . 1 2 7 7 . 4 4 1 3 7 . 1 6 9 0 . 42 8 0 1 0 0 2 8 0 1 0 0 2 8 0 1 0 0 2 8 0 1 0 02 7 1 . 4 3m F Fn n n （ 3）确定滚珠丝杠预期的额定动载荷 1） 表 第 25 页 共 65 页 表 载荷性质系数无冲击（很平稳） 轻微冲击 伴有冲击或振动 2 根据载荷性质，有轻微冲击，取载荷性质 查表 表 精度系数1、 2、 3 4、 5 7 10 据初步选择滚珠丝杠的精度等级为 2级精度，取精度系数 1 查表 表 可靠性系数 性（ %） 90 95 96 97 98 99 般情况下可靠性应达到 97%，故取可靠性系数 44.0 33 2 7 1 . 4 3 1 . 36 0 6 0 2 8 0 2 0 0 0 0 5 5 7 5 . 2 11 0 0 1 0 0 1 0 . 4 4m m n L N 2） 以还可以按公式估算最大轴向载荷。查表 表 预加载荷系数轻预载 中预载 重预载 中预载选取预加载荷系数 ,5.4m a x 4 . 5 9 3 5 . 1 4 2 0 7 . 9 5a m e aC f F N N 3） 取上两种结果的最大值，即5 5 7 5 . 2 1 第 26 页 共 65 页 4） 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 20 m ，重复定位精度为 8 m ，根据公式计算以及定位精度和重复定位精度的要求得 131(1m a x 5420)4151(2m a x 取上述计算结果的最小值，即 m 。 估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径 2 本工作台（ X 轴）滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用一端固定， 一端游动的支承方式，滚珠丝杠螺母副的两个固定支承之间的距离为 4 行程取行程支承长度螺母长度余程安全行程行程又00 9 0 . 4 ,F F N可得 02m a . 4 1 1 4 00 . 0 7 8 0 . 0 7 8 1 5 . 3 32 . 6 7m m m m 5） 根据计算所得的0L、步选择 内循环垫片预紧螺母式 滚珠丝杠螺母副，型号为： 公称直径0d、基本导程0L、额定动载荷d 如下： 第 27 页 共 65 页 00224 0 , 1 03 0 0 0 0 5 5 7 5 . 2 13 4 . 3 1 5 . 3 5a a m m L m d m 故满足要求。 6） a 3 5 . 1 3 1 1 . 733 N 7） 由公式计算轴承所承受的最大轴向载荷 m a x m a x 9 3 5 . 1 N 计算轴承的预紧力 m a 3 5 . 1 3 1 1 . 733B p N N 计算轴承的当量轴向载荷 3 1 1 . 7 2 7 1 . 4 3 5 8 3 . 1 3b a m B P F N N 由式计算轴承的基本额定动载荷 C 。 已知轴承的工作转速与滚珠丝杠的当量转速 m 80 ；轴 承 的 基 本 额 定 载 荷 寿 命 20000 ， 轴 承 所 承 受 的 轴 向 载 荷5 8 3 . 1 3B a B a N。轴承的径向载荷 轴向载荷 别为 a m o s 0 a m 因为 5 0 7 . 3 2 1 . 7 4 2 . 1 7 ,2 9 1 . 5 7所以查表得，径向系数 X，轴向系数 Y 分别为 故 第 28 页 共 65 页 331 . 9 2 9 1 . 5 7 0 . 5 4 5 0 7 . 3 2 8 2 7 . 9 48 2 7 . 9 46 0 6 0 2 8 0 2 0 0 0 0 5 7 5 5 . 8 81 0 0 1 0 0 F Y F N n L N N 定轴承的规格型号 因为滚珠丝杠螺母副拟采用一端固定、一端游动的支承方式，所以将在固定端选用 060 角接触球承组背对背安装，以承受两个方向的轴向力。由于滚珠丝杠螺母副的底径 2d 为 所以选择轴承的内径 d 为 以满足滚珠丝杠结构的需要。 选择国产 060 角接触球承两件一组背对背安装，型号为 7602064寸（内径外径宽度）为 66030 ，选用油脂润滑。该轴承的预载荷能力 450N，大于计算所得的轴承预紧力 3 1 1 在油脂润滑状态下的极限转速为 200r ，高于本机床滚珠丝杠的最高转速m 000m a x ，故满足要求。该轴承的额定动载荷为 6000, ，而该轴承在 作寿命下的基本额定动载荷 ，故也满足要求。 作台部件的
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