毕业论文终稿-数控导轨磨床设计（送全套CAD图纸 资料打包）

下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763摘要磨床可以加工各种表面，如内、外圆柱面和圆锥面、平面、渐开线齿廓面、螺旋面以及各种成形表面。磨床可进行荒加工、粗加工、精加工和超精加工，可以进行各种高硬、超硬材料的加工，还可以刃磨刀具和进行切断等，工艺范围十分广泛。磨床可以加工各种表面，如内、外圆柱面和圆锥面、平面、渐开线齿廓面、螺旋面以及各种成形表面。磨床的种类很多，按其工作性质可分为外围磨床、内圆磨床、平面磨床，工具磨床以及一些专用磨床。如螺纹磨床、球面磨床、花键磨床、导轨磨床与无心磨床等。导轨磨床就是一种按照工作性质划分出来的磨床。本文主要是对导轨磨床进行设计与研究。关键词导轨磨床，磨床，磨床设计IIABSTRACTTHEGRINDERCANPROCESSAVARIETYOFSURFACES,SUCHASINNER,OUTERCYLINDRICALSURFACEANDACONICALSURFACE,PLANE,TOOTHPROFILEOFINVOLUTESPIRALSURFACEANDVARIOUSSURFACE,FORMINGSURFACETHEGRINDERCANBEHOGGINGMACHINING,ROUGHMACHINING,FINISHMACHININGANDULTRAPRECISIONMACHINING,CANBEAVARIETYOFHIGHHARD,SUPERHARDMATERIALSPROCESSING,CANALSOBEGRINDINGTOOLANDCUTTINGPROCESS,AVERYWIDERANGEOFTHEGRINDERCANPROCESSAVARIETYOFSURFACES,SUCHASINNER,OUTERCYLINDRICALSURFACEANDACONICALSURFACE,PLANE,TOOTHPROFILEOFINVOLUTESPIRALSURFACEANDVARIOUSSURFACE,FORMINGSURFACEGRINDEROFMANYTYPES,ACCORDINGTOTHENATUREOFTHEIRWORKCANBEDIVIDEDINTOEXTERNALGRINDER,INTERNALGRINDER,SURFACEGRINDER,GRINDINGMACHINETOOLSANDSOMESPECIALGRINDINGMACHINETHREADGRINDER,GRINDINGMACHINE,SUCHASSPHERICALSPLINEGRINDINGMACHINE,GRINDERANDCENTERLESSGRINDERRAILGRINDINGMACHINEISAKINDOFACCORDINGTOTHENATUREOFTHEWORKOUTOFTHEGRINDERTHISPAPERISMAINLYABOUTTHEDESIGNANDRESEARCHOFGUIDEWAYGRINDERKEYWORDSRAILGRINDINGMACHINE,GRINDINGMACHINE,GRINDINGMACHINEDESIGN下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763目录摘要IABSTRACTII目录III第1章绪论111国内外研究现状112磨床的现状及其发展趋势213论文研究的主要内容2第2章数控龙门导轨磨床总体方案设计421机床的设计要求422设计方案4221机械部分设计4222数控系统选型523本章小节6第3章机床主轴箱的设计731主轴箱的设计要求732主传动系统的设计7321主传动功率7322驱动源的选择8323转速图的拟定8324传动轴的估算10325齿轮模数的估算1133主轴箱展开图的设计12331设计的内容和步骤12332有关零部件结构和尺寸的确定12333各轴结构的设计15334主轴组件的刚度和刚度损失的计算1634零件的校核18IV341齿轮强度校核18342传动轴挠度的验算1935本章小节19第4章主轴系统设计及计算2641主轴系统结构设计的原则2642主轴部件精度2643主轴部件结构2744传动方案设计2745主轴材料的选择2846主轴参数设计3147主轴组件的刚度计算3347主轴强度计算3648带传动设计3849联轴器设计38410伺服电动机的选择39第5章周边磨头的动力参数进行设计计算4151砂轮架设计的基本要求4152主轴旋转精度及其提高措施4153主轴轴承系统的刚性4154砂轮架主轴初步设计4155主轴刚度校核4256动静压轴承4357传动装置设计44第6章磨头垂直滑板滚珠丝杠副及其支撑方式设计5061对磨头垂直滑板滚珠丝杠副及其支撑方式的基本要求5062磨头垂直滑板滚珠丝杠副及其支撑方式系统的设计要求5163滚珠丝杠的选择52631滚珠丝杠副的导程52HP632滚珠丝杠副的载荷及选丝杠52下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或130413976364同步齿形带的选择5465伺服电机的选择5466滚珠丝杠副的安全使用55661润滑55662防尘56663使用56664安装5668本章小节57第7章床身、横梁导轨和工作台5871床身结构58711对床身结构的基本要求58712床身的结构5972导轨61721导轨的润滑与防护61722导轨的安装调整6173工作台6274本章小节62第8章控制系统大体设计数控系统设计6381概述6382确定硬件电路总体方案6383接口，即I/O输入/输出接口电路6484数控系统硬件框图64841主控制器CPU的选择64842程序存储器扩展65843数据存储器的扩展65844I/O口扩展电路设计65845键盘，显示接口电路688468031与控制电机与电液阀8255A的联接其它辅助电路设计69847步进电机驱动电路69VI参考文献71致谢72下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763VIII毕业设计（论文）1第1章绪论11买文档送全套图纸扣扣41495160520世纪人类社会最伟大的科技成果是计算机的发明与应用，计算机及控制技术在机械制造设备中的应用是世纪内制造业发展的最重大的技术进步。自从1952年美国第台数控铣床问世至今已经历了50个年头。数控设备包括车、铣、加工中心、镗、磨、冲压、电加工以及各类专机，形成庞大的数控制造设备家族，每年全世界的产量有1020万台，产值上百亿美元。世界制造业在20世纪末的十几年中经历了几次反复，曾一度几乎快成为夕阳工业，所以美国人首先提出了要振兴现代制造业。90年代的全世界数控机床制造业都经过重大改组。如美国、德国等几大制造商都经过较大变动，从90年代初开始已出现明显的回升，在全世界制造业形成新的技术更新浪潮。如德国机床行业从2000年至今已接受个月以后的订货合同，生产任务饱满。我国数控机床制造业在80年代曾有过高速发展的阶段，许多机床厂从传统产品实现向数控化产品的转型。但总的来说，技术水平不高，质量不佳，所以在90年代初期面临国家经济由计划性经济向市场经济转移调整，经历了几年最困难的萧条时期，那时生产能力降到50，库存超过个月。从1995年“九五”以后国家从扩大内需启动机床市场，加强限制进口数控设备的审批，投资重点支持关键数控系统、设备、技术攻关，对数控设备生产起到了很大的促进作用，尤其是在1999年以后，国家向国防工业及关键民用工业部门投入大量技改资金，使数控设备制造市场一派繁荣。从2000年月份的上海数控机床展览会和2001年月北京国际机床展览会上，也可以看到多品种产品的繁荣景象。数控技术经过50年的个阶段和代的发展第阶段硬件数控（NC）第代1952年的电子管第代1959年晶体管分离元件第代1965年的小规模集成电路。第阶段软件数控（CNC）第代1970年的小型计算机第代1974年的微处理器第代1990年基于个人PC机（PCBASEO）第代的系统优点主要有（）元器件集成度高，可靠性好，性能高，可靠性已可达到万小时以上；毕业设计（论文）2（2）提供了开放式基础，可供利用的软、硬件资源丰富，使数控功能扩展到很宽的领域（如CAD、CAM、CAPP，连接网卡、声卡、打印机、摄影机等）；（3）对数控系统生产厂来说，提供了优良的开发环境，简化了硬件。目前，国际上最大的数控系统生产厂是日本FANUC公司，年生产万套以上系统，占世界市场约40左右，其次是德国的西门子公司约占15以上，再次是德海德汉尔，西班牙发格，意大利菲亚，法国的，日本的三菱、安川。12磨床的现状及其发展趋势随着机械产品精度、可靠性和寿命的要求不断提高以及新型材料的应用增多，磨削加工技术正朝着超硬度磨料磨具、开发精密及超精密磨削（从微米、亚微米磨削向纳米磨削发展）和研制高精度、高刚度、多轴的自动化磨床等方向发展4，如用于超精密磨削的树脂结合剂砂轮的金刚石磨粒平均半径可小至4M、磨削精度高达0025M；使用电主轴单元可使砂轮线速度高达400M/S，但这样的线速度一般仅用于实验室，实际生产中常用的砂轮线速度为4060M/S；从精度上看，定位精度2M，重复定位精度1M的机床已越来越多；从主轴转速来看，82KW主轴达60000R/MIN，13KW达42000R/MIN，高速已不是小功率主轴的专有特征；从刚性上看，已出现可加工60HRC硬度材料的加工中心。北京第二机床厂引进日本丰田工机公司先进技术并与之合作生产的GA（P）6263数控外圆/数控端面外圆磨床，砂轮架采用原装进口，砂轮线速度可达60M/S，砂轮架主轴采用高刚性动静压轴承提高旋转精度，采用日本丰田工机公司GC32ECNC磨床专用数控系统可实现二轴（X和Z）到四轴（X、Z、U和W）控制。此外，对磨床的环保要求越来越高，绝大部分的机床产品都采用全封闭的罩壳，绝对没有切屑或切削液外溅的现象。大量的工业清洗机和切削液处理机系统反映现代制造业对环保越来越高的要求。13论文研究的主要内容论文主要的章节和内容1第一章综述了导轨磨床的发展状况，阐述课题提出的目的和意义，明确了本文研究的主要内容。毕业设计（论文）32第二章对导轨磨床的总体进行研究，进行总体布局设计。3第三章对导轨磨床主轴系统进行整体的设计，进行关键部件的设计与计算。4第四章对周边磨头的动力参数进行设计计算。5第五章对床身工作台导轨的设计。6第六章控制系统大体设计。毕业设计（论文）4第2章数控龙门导轨磨床总体方案设计数控机床的总体设计方案由以下三部分组成1技术参数设计主要尺寸规格、运动参数（转速和进给范围、动力参数（电机功率，最大拉力）。2总体布局设计相互位置关系、运动分析、运动仿真（干涉检查）、外观造型。3结构优化设计整机静刚度、整机的运动性能、整机的热特性。总布局与使用要求1便于同时操作和观察。2刀具、工件，装卸、夹紧方便。3排屑和冷却。21机床的设计要求本机床的设计，符合国家机床标准。已定设计参数工作台30001200MM工作台最大荷重2T高速高效，结构简单可靠，功能强大，性能稳定，精度较高，可用于铣削板材以及多种工件等。22设计方案我设计的主要内容是工作台移动数控龙门导轨磨床。工作台数控龙门导轨磨床是指工作台作纵向移动的龙门导轨磨床。工作台移动龙门导轨磨床的最大特点是（1）造价便宜,容易制造生产。工作台移动式龙门导轨磨床，整机长度必须两倍于纵向行程长度，而移动式龙门导轨磨床的整机长度只需纵向行程加上龙门架侧面宽度即可。（2）机床的动态响应好。工作台移动式龙门导轨磨床采用的是固定龙门架,工作台移动可以铣刀做切削运动时更加稳定，从而保证了加工精度和机床的响应性能。221机械部分设计整机分为床身、龙门架、滑台、主轴箱、三轴进给驱动机构机械部分及相关数控毕业设计（论文）5伺服部分。现把设计过程中的重点阐述如下床身是本次设计工作的基础，床身的尺寸设计影响着对整机的设计，而且设计的合理性直接影响到整机的刚度。床身的上平面即工作台面设计有K条T形槽，为方便床身工作台面和T形槽的精刨加工，槽完全贯通。床身的左、右两下脚各设计有一个狭长平面，用来安放滚动直线导轨副。我把导轨面设计在床身的两下侧，主要是考虑力的传递方向与卸荷问题。因床身会受到龙门框架的重力、切削力和工件的重力，这样的设计可使龙门框架的重力直接传入到机床的基础上，而床身只受到工件的重力。龙门框架采用的是整体龙门架的设计概念，即把横梁与左右立柱设计成一体，虽然使铸造和装配调整时的难度加大，但整体龙门框架的刚性更好，更重要的是使主轴箱、滑台等部件有了装配基准。滑台的设计是在龙门架和主轴箱的几何尺寸确定后，按照主轴的中心尽量贴近横梁上的导轨面为原则，并把Z轴驱动安装位置设计在滑台上，有效地减轻滑台的重量。设计进给驱动机构的构思如下X轴的进给驱动机构采用双边齿轮齿条副加重预压滚动直线导轨副，Y轴与X轴采用大直径预压滚珠丝杠副加硬导轨副，且导轨滑动部分贴有工程塑料，避免低速时产生爬行现象，而且导轨部分设计有斜镶条可调装置。这样设计使机床的整体进给性能得以协调，各轴的进给速度和进给力得到了最佳匹配。主轴箱的上下垂直运动Z轴采用滚珠丝杠副传动。由于本机床不是高速导轨磨床，Z轴的进给系统为伺服电动机通过传动比为4的平行轴定比齿轮箱带动滚珠丝杠旋转。Z轴的安全问题。首先选用带电磁刹车的伺服电动机，其次在滚珠丝杠上装有一双向超越离合器，防止滚珠螺母自转引起主轴箱机械式下垂。当然，为了保护Z轴进给机构的精度，还在滑台上装有两个平衡油缸。平衡力Q等于主轴箱部件质量的85。主轴箱的左右移动为Y轴，为了保证Y轴的传动精度，并使丝杠只受水平轴向力，故采用伺服电动机与滚珠丝杠直联方式。笔者选用的联轴器带有过载保护装置，在过载时联轴器会自动脱开。毕业设计（论文）6222数控系统选型数控系统采用的是西门子405，因为此系统提供了龙门轴的同步功能。使用此功能，本机床可以对龙门框架进给轴（X1，X2）实现无机械偏差的位移。运动的实际值可进行连续比较，即使最小的偏差也可以得到纠正，因此提高了轴的运动精度。图11数控龙门导轨磨床总装图（主视图）23本章小节本章主要讲解了数控龙门导轨磨床的总理方案设计，其主要内容有机械部分的设计和数控部分设计，根据所给要求制定出总体设计方案。毕业设计（论文）7第3章机床主轴箱的设计31主轴箱的设计要求1具有更大的调速范围，并实现无级调速。2具有较高的精度和刚度，传动平稳，噪声低。3良好的抗震性和热稳定性。32主传动系统的设计321主传动功率机床主传动的功率P可由下式来确定C式中机床主传动的功率P切削功率C主传动链的总效率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，由下式确定CP650/60/KWNMVFPZC式中主切削力的切向力（N）切削速度（M/MIN）切削扭矩（N/CM）主轴转速（R/MIN）N主传动的总效率一般可取为070085，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。主传动中各传动件的尺寸都是根据其传动的功率确定的，如果传动效率定的过大，将使传动件的尺寸笨重而造成浪费，电动机常在低负荷下工作，功率因数太小从而浪费能源。如果功率定的过小，将限制机床的切削加工能力而降低生产率。因此，要较准确合适的选用传动功率。毕业设计（论文）8322驱动源的选择机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从额定转速ND向上至最高转速NMAX是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速ND向下至最低转速NMIN是调节电枢电压的方法来调速的，属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到的最高转速比同功率的直流调速电动机高，磨损和故障也少，所以在中小功率领域，交流调速电动机占有较大的优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。根据主轴要求的最高转速4500R/MIN，最大切削功率55KW,选择北京数控设备厂的BESK8型交流主轴电动机，最高转速是4500R/MIN。323转速图的拟定根据交流主轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的恒功率转速范围RDPNMAX/ND4500/15003（31）而主轴要求的恒功率转速范围RNPNMAX/ND4500/15030,远大于交流主轴电动机所能提供的恒功率转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其恒功率转速范围。设计变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比F等于交流主轴电动机的恒功率调速范围RDP，即FRDP3，功率特性图是连续的，无缺口和无重合的。变速箱的变速级数ZLGRNP/LGRDPLG30/LG331032取Z3确定各齿轮副的齿数取S114由U2得Z138Z176由U067得Z268Z246由U022得Z394Z320如取总效率075，则电动机功率P55/07573KW。可选用北京数控设备厂的毕业设计（论文）9BESK8型交流主轴电动机，连续额定输出功率为75KW。由此拟定主传动系统图、转速图以及主轴功率特性图分别如图31、图32、图33。图31主传动系统图毕业设计（论文）10图32转速图图33主轴功率特性324传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。如果刚度不够，轴上的零件如齿轮，轴承等由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。计算转速NJ是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图上直接得出如表31所示表31各轴的计算转速各轴功率和扭矩计算已知一级齿轮传动效率为097（包括轴承），则轴P1PD09975099742KW轴P2P1097742097720KWIII轴P3P2097720097698KW轴扭矩T19550P1/N19550742/15004724NM轴扭矩T29550P2/N29550720/7509168NMIII轴扭矩T39550P3/N39550698/17338531NM是每米长度上允许的扭转角（DEG/M），可根据传动轴的要求选取，其选取的原则如表32所示表32许用扭转角选取原则轴III计算转速（R/MIN）1500750173毕业设计（论文）11轴主轴一般传动轴较低的轴（DEG/M）051115152根据表22确定各轴所允许的扭转角如表33所示表33许用扭转角的确定轴III（DEG/M）111把以上确定的各轴的输入功率N75KW、计算转速NJ（如表21）、允许扭转角（如表23）代入扭转刚度的估算公式33401TD可得各个传动轴的估算直径轴D1288MM取D130MM轴D2340MM取D135MM主轴轴径尺寸的确定已知导轨磨床最大加工直径为DMAX400MM,则主轴前轴颈直径D1025DMAX1585115MM取D195MM主轴后轴颈直径D207085D16781MM取D275MM主轴内孔直径D01DMAX103555MM取D40MM325齿轮模数的估算按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，第二种是按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所毕业设计（论文）12以必须先给出各个齿轮的齿数。根据齿轮不产生根切的基本条件齿轮的齿数不小于17，在该设计中，即最小齿轮的齿数不小于17。而由于Z3,Z3这对齿轮有最大的传动比，各个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3。取Z320,S114，则Z394。从转速图上直接看出直接可以看出Z3的计算转速是750R/MIN。根据齿轮弯曲疲劳估算公式M243432NZNJ根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得M284由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为M3MM，对比上述结果，可知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，而且考虑到两传动轴的间距，故取同一变速组中的所有齿轮的模数都为M3MM。现将各齿轮齿数和模数列表如下表34齿轮的估算齿数和模数列表齿轮Z0Z0Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿数3570387668469420模数（MM）3333333333主轴箱展开图的设计主轴箱展开图是反映各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸。因此设计从画展开图开始，确定所有零件的位置，结构和尺寸，并以此为依据绘制零件工作图。331设计的内容和步骤这一阶段的设计内容是通过绘图设计轴的结构尺寸及选出轴承的型号，确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和轴承的寿命。毕业设计（论文）13332有关零部件结构和尺寸的确定传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要零件，其它零件的结构和尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。所以设计时先画主要零件，后画其它零件，先画传动零件的中心线和轮廓线，后画结构细节。1）传动轴的估算这一步在前面已经做了计算。2）齿轮相关尺寸的计算为了确定轴的轴向距离，齿轮齿宽的确定是必须的。而容易引起振动和噪声，一般取齿宽系数M610M。这里取齿宽系数M10,则齿宽BMM10330MM现将各个齿轮的齿厚确定如表35所示表35各齿轮的齿厚齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿厚（MM）303030303030齿轮的直径决定了各个轴之间的尺寸，所以在画展开图草图前，各个齿轮的尺寸必须算出。现将主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如表36所示表36各齿轮的直径齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3分度圆直径（MM）11422820413828260齿顶圆直径（MM）12023421014428866齿10652205196513052745525毕业设计（论文）14根圆直径（MM）Z0Z01052101112169752025由表32可以计算出各轴之间的距离，现将它们列出如表37所示表37各轴的中心距轴距离（MM）1601753）确定齿轮的轴向布置为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，一般留有间隙12MM，所以首先设计滑移齿轮。轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在12MM范围内时，间隙必须不小于5MM,当模数在254MM范围内时，间隙必须不小于6MM，且应留有足够空间滑移，据此选取该滑移齿轮三片齿轮之间的间隙分别为D145MM,D28MM。由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的齿轮的间隙。现取齿轮之间的间距为82MM和45MM。图34齿轮的轴向间距4）轴承的选择及其配置毕业设计（论文）15主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承，又要有承受两个方向轴向载荷的推力轴承。轴承类型及型号选用主要应根据主轴的刚度，承载能力，转速，抗振性及结构要求合理的进行选定。同样尺寸的轴承，线接触的滚子轴承比电接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低；多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大；不同轴承承受载荷类型及大小不同；还应考虑结构要求，如中心距特别小的组合机床主轴，可采用滚针轴承。为了提高主轴组件的刚度，通常采用轻型或特轻型系列轴承，因为当轴承外径一定时，其孔径（即主轴轴颈）较大。通常情况下，中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承（如配推力轴承，则极限转速低），或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低，如配空心圆锥滚子轴承，其极限转速显著提高，但成本也相应的提高了。高速轻载采用成组角接触球轴承，根据轴向载荷的大小分别选用25或15的接触角。轴向载荷为主且精度要求不高时，选用推力轴承配深沟球轴承，精度要求较高时，选用向心推力轴承。该设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚度和速度这两方面都要考虑。主轴前轴承采用3182119型轴承一个，后支承采用30215型和8215型轴承各一个。333各轴结构的设计I轴的一端与电动机相连，将其结构草图绘制如下图42所示图35II轴安装滑移齿轮，其结构如草图32所示毕业设计（论文）16图36III轴其结构完全按标准确定，根据轴向的尺寸将结构简图绘制如下图44所示图44334主轴组件的刚度和刚度损失的计算最佳跨距的确定取弹性模量E21X，D（9575）/285；10PA主轴截面惯距6442810DDIM截面面积A441563M主轴最大输出转矩95047NPMN床身上最大回转直径约为最大加工直径的60，即240MM。故半径为012M3201NZFFY05FZ19896N故总切削力为F44489N2ZFY估算时，暂取L0/A3,即取3X120360MM毕业设计（论文）17前支承支反力036012489493ALARFN后支承支反力0BL取213976/AKNM20B5AB30216AEIK则0/9L则8M因在上式计算中，忽略了YS的影响，故L0应稍大一点，取L0300MM计算刚度损失取L385MM,461因在上式计算中，忽略了YS的影响，故L0应稍大一点，取L0300MM计算刚度损失取L385MM,461表38弹性主轴Y1弹性支承K弯曲变形YB剪切变形YS由公式悬伸段跨距段悬伸段跨距段前支承后支承总柔度总刚度L385548810722241062361107116510711121072281074465107224105毕业设计（论文）181229498529261249511005488107173210623611071491510712410737561074283107233105L030012814046551348289877100由LL0引起的刚度损失约为368,可知，主轴刚度损失较小，选用的轴承型号及支承形式都能满足刚度要求。34零件的校核341齿轮强度校核校核II轴齿轮校核齿数为20的即可，确定各项参数P72KW,N750R/MIN轴扭矩T29550P2/N2955072/7509168NM（51）确定动载系数235M/S601DNV齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数051VK非对称42723061802查机械设计得确定齿间载荷分配系数421100N/M由机械设计查得12ATKFB12786FHK确定动载系数11051214216AVFH3HDKB4F毕业设计（论文）19查表105265158FYSF计算弯曲疲劳许用应力，由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限540MPA图1018查得09,S13FENK09543781MPA926FSY（53）TKBM494893故满足要求。17830342传动轴挠度的验算II轴的校核通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对II轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核NDTFMNPT106/302/3279595TT14已知D60MM，E21X，B30MM，X180MMPA（54）MLIEBXBFYB4343414222021061066883。Y3所以合格,YYB35本章小节本章主要讲述了龙门导轨磨床的主轴箱的设计，其主要内容包括传动比的确定电机的选择，轴的设计和强度校核，齿轮的参数的确定等内容。毕业设计（论文）26第4章主轴系统设计及计算主轴系统是一个机床的重要部件。由于机床对不同工件的加工，要保持很高的加工精度，刀具就要在加工不同工件时选用不同的转动速度，在保证加工精度的情况下就不能通过一种主轴系统的传动，因为在转速大幅度变化下会使加工精度受到很大的影响。所以在模块化的理念下对加工中心的主轴系统也进行模块化设计。模块化设计能够使机床快速的在三种主轴系统件快速的互换，为了能够实现这一目的，所设计的三种主轴系统的外型尺寸相同，在同一卡具下能够快速的装载和卸载。确定三中主轴系统的传动方式；低速主轴采用带轮传动，准高速采用电机与主轴直连方式传动，高速主轴直接选用型号合适的电主轴。机床设计的基本要求1、设计的加工中心刀具主轴最高转速18万转/MIN；3000转/MIN；8000转/MIN；主轴功率15KW；2、设计的加工中心的加工范围为12MX16M；3、设计的机床要求可以进行粗加工、半精加工和精加工。定位精度0003MM41主轴系统结构设计的原则轴的结构设计的原则是（1）受力合理，有利于提高州的刚度和强度；（2）轴和轴上零件有确定的工作位置。即保证轴相对与机架定位可靠性，轴上零件的轴向定位可靠；（3）轴有良好的结构公益性包括便于加工制造，轴上应力集中小，材料省、重量轻；轴上零件装、拆和调整方便，保证每个零件装配到周上市，不论其配合性质如何，均能自由地通过前面各轴段，而不损伤其表面。42主轴部件精度加工中心主轴部件由主轴动力、传动及主轴组件组成，它是加工中心成型运动的重要执行部件之一，因此要求加工中心的主轴部件具有高的运转精度、长久的精度保持性以及长时期运行的精度稳定性。加工中心通常作为精密机床使用，主轴部件的运转精度决定了机床加工精度的高低考核机床的运转精度一般有动态检验和静态检验两种方法。静态检验是指在低速或手27动转动主轴情况下，检验主轴部件各个定位面及工作表面的跳动量。动态检验则需使用一定的仪器在机床主轴额定转速下采用非接触的检测方法检验主轴的回转精度。由于加工中心通常具有自动换刀功能，刀具通过专用刀柄由安装在加工中心主轴内部的拉紧机构紧固。因此主轴的回转精度要考虑由于刀柄定位面的加工误差所引起的误差。加工中心主轴轴承通常使用C级轴承，在二支承主轴部件中多采用41、22组合使用，即前支承和后支承分别用四个向心推力轴承和一个向心球轴承，或前、后支承都使用两个向心推力轴承组成主轴部件的支承体系对于轻型高精度加工中心，也有前、后支承各使用一个向心推力轴承组成主轴部件的支承体系，该种结构适宜高精度、高速主轴部件的场合。简单的主轴轴承组合，可以大大降低主轴部件的装配误差和热传导引起的主轴隙丧失，但主轴的承载能力会有较大幅度的下降。43主轴部件结构主轴组件的设计计算应按如下程序进行（1）根据机械传动方案的整体布局，拟定轴上零件的布置和装配方案（2）选择轴的合适材料（3）初步估算轴的直径（4）进行轴系、零部件的结构设计（5）进行强度设计（6）进行刚度设计（7）校核键的联接强度（8）验算轴承（9）根据计算结果修改设计（10）绘制轴的零件工作图44传动方案设计常见的传动形式有如下三种即变速齿轮传动，皮带传动和调速电机直接驱动。如图31所示。毕业设计（论文）28图31传动方案本设计采用皮带传动和联轴器直接传动，由于同步齿形带传动时没有滑动，故加工出现故障时容易烧毁电机，所以采用平带传动联轴器的传动精度高,对于中级转速的传动较为合适。45主轴材料的选择轴的材料种类很多，选择时应主要考虑如下因素1、轴的强度、刚度及耐磨性要求；2、轴的热处理方法及机加工工艺性的要求；3、轴的材料来源和经济性等。合金钢具有比碳钢更好的机械性能和淬火性能，但对应力集中比较敏感，且价格较贵，多用于对强度和耐磨性有特殊要求的轴。如20CR、20CRMNTI等低碳合金钢，经渗碳处理后可提高耐磨性；20CRMOV、38CRMOALA等合金钢，有良好的高温机械性能，常用于在高温、高速和重载条件下工作的轴。由表31选择38CRMOALA材料，并经氮化处理8501000HV。表31主轴材料材料牌号热处理毛坯直径硬度抗拉强度屈服强弯曲疲剪切疲许用备注29（MM）HBS极限B度极限S劳极限1劳极限1弯曲应力1100400420225Q235A热轧或锻后空冷10025037539021517010540用于不重要及受载荷不大的轴10170217590295225140正火回火1003001622175702852451355545调质20021725564035527515560应用最广泛40CR调质10010030024128673568554049035535520018570用于载荷较大，而无很大冲击的重要轴40CRNI调质10010030027030024027090078573557043037026021075用于很重要的轴38SIMNM调1022927355936217用毕业设计（论文）30O质0100300862172696850540534501950于重要的轴，性能近于40CRNI38CRMOALA调质606010010016029332127730224127793083578578568559044041037528027022075用于要求高耐磨性，高强度且热处理（氮化）变形很小的轴20CR渗碳淬火回火60渗碳5662HRC64039030516060用于要求强度及韧性均较高的轴3CR13调102418356339237用31质05505于腐蚀条件下的轴1901151005301CR18NI9TI淬火10020019249019518011045用于高低温及腐蚀条件下的轴QT6003190270600370215185QT8002245335800480290250用于制造复杂外形的轴46主轴参数设计（1）轴颈直径的确定初选前轴颈直径为170MM，后轴颈直径为120MM，主轴平均直径D1D2D1D2145MM主轴内孔作用1通过棒料、夹紧刀具或工件用的拉杆、冷却管等2大型、重型机床的空心主轴，减轻重量初选内孔直径为45MM。（2）前悬量及跨距的选择主轴悬伸量指主轴前支承径向反力作用点到主轴前端受力作用点之间的距离，主轴悬伸量A值愈小愈能提高主轴组件刚度。在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。一般毕业设计（论文）32A主要取决于以下几点主轴端部的结构形状和尺寸工件或刀具的安装方式前轴承的类型及组合方式润滑与密封装置的结构等由表7初定前悬量，A16X170272MM表32前悬量与前轴径关系如图33所示，L即为跨距，即前后两支承点之间的距离。当主轴组件的D、A、AK和为定值时，必存在一个能使主轴轴端挠度Y的跨距（对应于曲线C的最低点）BKMINY0L。当所设计的主轴支承跨距LL0时，可使主轴组件的刚度K，称为“最佳跨MAX0距”。在具体设计时，常由于结构上的限制，实际跨距LL0，这样就造成主轴组件的刚度损失，当L/07515时，刚度损失不大（5左右），应认为在合理范围之内，称为合0L理跨距。合理跨距（07515），是一个区间，最佳跨距只是一个点。合理0L0L图33跨距计算前支承刚度17002255NMM，后轴承直径小于前轴承，AK14D5033取/14,则1610XNMM。计算综合变量03376此处弹性模量AKBB5103AEIKAE2NM,I/6451024DD由图34可知，/A22则有22X2725984MM0L0L所以（07515）（44888976）MM取460MM合理010L图3447主轴组件的刚度计算机床主轴往往有较高的刚度要求,因此,轴承直径的尺寸往往较大,根据这些轴承直径尺寸所选定的滚动轴承,其疲劳寿命往往是富裕的,因此常常不需要作疲劳寿命的计算,这类轴承的选择主要取决于其精度和刚度。而主轴的轴向刚度完全取决于轴承的轴向刚度,下面主要对主轴组件的径向刚度进行校核计算。（1）轴承的选择本加工中心主轴是装在前后支承之间,通过后端皮带轮传动运动的。而影响主轴部件旋转精度的主要因素有主轴的制造精度、轴承的制造精度与支承座孔的制造精度、调整螺母与衬套隔圈等的制造精度、主轴装配与调整质量以及工作时的温升等,其中起决定性作用的是轴承的精度,尤其是前轴承,故将前轴承精度取为P4级,后轴承精度取为P5级。毕业设计（论文）34影响主轴组件刚度的主要因素有主轴的结构尺寸、轴承类型与配置形式、轴承间隙的大小、传动件的布置方式、主轴组件的制造和装配质量等。由于该机床主轴要求高刚度、高转速,因此前轴承采用双列圆柱滚子轴承,内孔为锥面,型号为61919,主要承受径向载荷轴向载荷由一对背靠背组配A30、型号为100BA10XDBEL推力角接触球轴承承受,由于一对背靠背角接触球轴承支承点的距离较大,因而能产生一个较大的抗弯力矩。主轴后轴承采用30230双列圆柱滚子轴承,主轴运转发热后膨胀,该轴承外圈是可分的,膨胀主轴带着内圈及滚子,沿轴向方向上在外圈滚道上自由移动,减小了主轴的轴向受力。由于运动是由电机通过皮带直接传给主轴,减少了产生热变形和振动的因素,这样就保证了主轴的旋转精度和刚度。（2）支承的简化先将主轴组件简化为主轴组件计算模型,由于一对背对背角接触球轴承只承受轴向力,故可将支承点简化为双列圆柱滚子轴承中心,见图35。图35主轴组件计算模型（3）主轴刚度计算已知主轴前轴承61919内径150MM,后轴承32030内径130MM,跨距L1D2D460MM,主轴前悬伸A2720MM,主轴孔直径45MM,前轴承预紧量3M,后轴承ID预紧量0,主轴前端加载F6000N,则主轴的径向刚度为KF/F/A式中主轴的前端挠度,M前轴承的径向弹性变形量,MA后轴承的径向弹性变形量,M1计算轴承支反力前轴承支反力为FLA/L954783N。1135后轴承支反力为F354783N。2F212主轴前端挠度的计算主轴的当量直径D为D/2140MM。1D2在轴端载荷F的作用下,主轴前端挠度DS可按下式计算DSFL/30。2A4I将有关数据代入计算得DS5015M3轴承径向弹性变形量计算前轴承径向弹性变形量计算A由公式可以计算，22193则有40449N0987/ORRAQL091RQ1RQ其中，轴承预紧量,M滚子所受预载荷,NR滚动体有效长度,MMAL485388N则前轴承所受载荷为RPF1/5QIZ1AF7116M09817ORALA12672N1AP轴承径向弹性变形为5363M13/ALA同理推出后轴承径向弹性变形量0413M（4）主轴组件的径向刚度主轴组件的径向刚度K为55142N/MSABF/（）毕业设计（论文）36图36轴承内径与径向刚度曲线与图37相比较，轴承刚度合适。47主轴强度计算（1）机床主要技术参数表35机床主要技术参数行程横梁移动行程X向主轴滑座移动行程Y向主轴滑枕上下移动行程Z向6000MM3000MM1250MM主轴转速252500R/MIN主电机功率连续/30分钟22/30KW主轴扭矩1150NM主轴锥孔BT50工作台进给速度XYZ58000MM/MIN58000MM/MIN58000MM/MIN快速进给速度37XYZ20000MM/MIN20000MM/MIN20000MM/MIN机床外形（长宽高）1060078004800MM位置控制全闭环表8机床技术参数（2）强度计算1、初算最小直径由得19501PTNMN2325R/MIN28N取C140，则轴的最小直径为691MM3MINPDC最小直径是安装联轴器处的直径，该处有两个键槽，故691X11076MM取MINDD80MM2、选择联轴器取载荷系数13，则联轴器的计算转矩为1311501495NM根据计算转矩、最小轴径、轴的转速，查标准GB501485或手册，选用弹性膜片联轴器，其型号为JMC9计算轴上的弯矩，并画弯、转矩图转矩按脉动循环变化计算,取,则06X1150690TNM以右端截面为例22CMT2190860715897716NM考虑键槽影响，毕业设计（论文）38图37轴的弯、转矩图42MP故安全CMW716948带传动设计带传动是由两个带轮和一根紧绕在两轮上的传动带组成，靠带与带轮接触面之间的摩擦力来传递运动和动力的一种挠性摩擦传动。本设计中，电机通过平带同步驱动主轴运动。在加工出现故障时，平带会出现打滑现象，但不会烧毁电机，优于同步齿形带。49联轴器设计联轴器属于机械通用零部件范畴，用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。在高速重载的动力传动中，有些联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。联轴器由两半部分组成，分别与主动轴和从动轴联接。一般动力机大都借助于联轴器与工作机相联接，是机械产品轴系传动最常用的联接部件。20世纪后期国内外联轴器产品发展很快，在产品设计时如何从品种甚多、性能各异的各种联轴器中选用能满足机器要求的联轴器，对多数设计人员来讲，始终是一个困扰的问题。常用联轴器有膜片联轴器鼓形齿式联轴器，万向联轴器，安全联轴器，弹性联轴器及蛇39形弹簧联轴器。本设计使用的联轴器为键固定方式的联轴器，如图38所示。由于联轴器已经有国家标准，所以直接选用与本设计使用的联轴器型号方可。根据传递的转速数值（8000R/MIN）以及电机的尺寸选择YL6型联轴器。图38刚性联轴器410伺服电动机的选择本设计中主轴的动力来源是有电动机提供的，由于对转速的要求不同但输出功率相同来选择不同的电动机。伺服电动机分交、直流两类。交流伺服电动机的工作原理与交流感应电动机相同。在定子上有两个相空间位移90电角度的励磁绕组WF和控制绕组WCOWF接一恒定交流电压，利用施加到WC上的交流电压或相位的变化，达到控制电动机运行的目的。交流伺服电动机具有运行稳定、可控性好、响应快速、灵敏度高以及机械特性和调节特性的非线性度指标严格（要求分别小于1015和小于1525）等特点。所以在本设计中选用交流伺服电动机。图39为SY型伺服电动机的实物图片。图39SY交流伺服电动机本设计中要求低速主轴系统转速3000R/MIN，准高速主轴系统是8000R/MIN；所以选择毕业设计（论文）40的电机的数据如表36所示；表36伺服电动机参数型号空载转速（R/MIN）输出功率（KW）低速主轴系统电动机70SL003480015准高速主轴系统电动机55SL002900015各电动机的外型尺寸如图310所示；图310伺服电机机座的外形尺寸示意图41第5章周边磨头的动力参数进行设计计算51砂轮架设计的基本要求砂轮架是磨床上用来带动砂轮作高速旋转的关键部件，主要由传动部件和主轴轴承部分组成，主轴与轴承是砂轮架的主要组成部分，因此对砂轮架设计提出的基本要求也是针对主轴轴承部分的。砂轮架设计应满足以下几点基本要求11主轴旋转精度高，旋转稳定；2主轴轴承系统刚性好；3振动小，发热低，不漏油；4装配制造简单，调整维修方便。52主轴旋转精度及其提高措施1砂轮架旋转精度是指主轴前端的径向跳动和轴向蹿动大小，它直接影响工件的表面粗