数控机床主传动系统设计 毕业论文

数控机床主传动系统设计目录摘要第一章绪言3第二章设计方案论证与拟定421总体方案的论证422总体方案的拟定423主传动系统总体方案图及传动原理4第三章设计计算说明731主运动设计7311参数的确定7312传动设计8313转速图的拟定11314带轮直径和齿轮齿数的确定14315传动件的设计2332纵向进给运动设计43321滚珠丝杆副的选择43322驱动电机的选用48结论53参考文献55致谢56第一章绪言当前的世界已进入信息时代，科技进步日新月异。生产领域和高科技领域中的竞争日益加剧，产品技术进步、更新换代的步伐不断加快。现在单件小批量生产的零件已占到机械加工总量的80以上，而且要求零件的质量更高、精度更高，形状也日趋复杂化，这是摆在机床工业面前的一个突出问题。为了解决复杂、精密、单件小批量以及形状多变的零件加工问题，一种新型的机床数字控制NUMERICALCONTROL机床的产生也就是必然的了。此次设计是数控机床主传动系统的设计，其中包括机床的主运动设计，纵向进给运动设计，还包括齿轮模数计算及校核，主轴刚度的校核等。第二章总体方案论证与拟定21总体方案的论证数控车床是基于数字控制的，它与普通车床不同，因此数控车床机械结构上应具有以下特点1由于大多数数控车床采用了高性能的主轴，因此，数控机床的机械传动结构得到了简化。2为了适应数控车床连续地自动化加工，数控车床机械结构，具有较高的动态刚度，阻尼精度及耐磨性，热变形较小。3更多地采用高效传动部件，如滚动丝杆副等。CNC装置是数控车床的核心，用于实现输入数字化的零件程序，并完成输入信息的存储，数据的变换，插补运算以及实现各种控制功能。22总体方案的拟定1根据设计所给出的条件，主运动部分Z18级，即传动方案的选择采用有级变速最高转速是2000R/MIN，最低转速是40R/MIN，。1262纵向进给是一套独立的传动链，它们由步进电机，齿轮副，丝杆螺母副组成，它的传动比应满足机床所要求的。3为了保证进给传动精度和平稳性，选用摩擦小、传动效率高的滚珠丝杆螺母副，并应有预紧机构，以提高传动刚度和消除间隙。齿轮副也应有消除齿侧间隙的机构。4采用滚珠丝杆螺母副可以减少导轨间的摩擦阻力，便于工作台实现精确和微量移动，且润滑方法简单。23主传动系统总体方案图及传动原理1数控车床主传动系统图数控车床的主传动系统见图21。整个主传动系统主要由主运动传动链和纵向进给传动链组成。图21总的传动系统图2传动原理主轴部件是机床实现旋转运动的执行件，结构如图22所示，其工作原理如下交流主轴电动机通过带轮15把运动传给主轴7。主轴有前后2个支承。前支承由一个圆锥孔双列圆柱滚子轴承11和一对角接触球轴承10组成，轴承11用来承受径向载荷，两个角接触球轴承一个大口向外（朝向主轴前端），另一个大口向里（朝向主轴后端），用来承受双向的轴向载荷和径向载荷。前支承轴的间隙用螺母8来支撑。螺钉12用来防止螺母8回松。主轴的后支承为圆锥孔双列圆柱滚子轴承14，轴承间隙由螺母1和6来调整。螺钉17和13是防止螺母1和6回松的。主轴的支承形式为前端定位，主轴受热膨胀向后伸长。前后支承所用圆锥孔双列圆柱滚子轴承的支承刚性好，允许的极限转速高。前支承中的角接触球轴承能承受较大的轴向载荷，且允许的极限转速高。主轴所采用的支承结构适宜低速大载荷的需要。主轴的运动经过同步带轮16和3以及同步带2带动脉冲编码器4，使其与主轴同速运转。脉冲编码器用螺钉5固定在主轴箱体9上。图22主轴部件第三章设计计算说明31主运动设计311参数的确定一了解车床的基本情况和特点车床的规格系列和类型1通用机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计中的车床是普通型车床，其品种，用途，性能和结构都是普通型车床所共有的，在此就不作出详细的解释和说明了。2车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB158279，JB/Z14379）最大的工件回转直径D（MM）是400；刀架上最大工件回转直径D1大于或等于200；主轴通孔直径D要大于或等于36；主轴头号（JB252179）是6；最大工件长度L是7502000；主轴转速范围是321600；级数范围是18；纵向进给量MM/R00325；主电机功率（KW）是5510。二参数确定的步骤和方法1极限切削速度UMAXUMIN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。允许的切速极限参考值如机床主轴变速箱设计指导书。然而，根据本次设计的需要选取的值如下取UMAX300M/MIN；UMIN30M/MIN。2主轴的极限转速计算车床主轴的极限转速时的加工直径，按经验分别取（0102）D和（04505）D。由于D400MM，则主轴极限转速应为NMAXR/MIN31MAX102UD2000R/MIN；NMINR/MIN32MIN1045U40R/MIN；由于转速范围RMAXIN20/IN4R3350；因为级数Z已知Z18级。现以126和141代入R1Z得R50和355，因此取126更为合适。各级转速数列可直接从标准数列表中查出。标准数列表给出了以106的从110000的数值，因126，从表中找到4106NMAX2000R/MIN，就可以每隔3个数值取一个数，得2000，1600，1250，1000，800，630，500，400，315，250，200，160，125，100，80，63，50，40。3主轴转速级数Z和公比已知RNMAXINRN且ZZ1AB2X318934主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使用的功率实际情况既能充分的发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。目前，确定机床电机功率的常用方法很多，而本次设计中采用的是估算法，它是一种按典型加工条件（工艺种类、加工材料、刀具、切削用量）进行估算。根据此方法，中型车床典型重切削条件下的用量根据设计书表中推荐的数值取P55KW312传动设计一传动结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效，可考虑到本次设计的需要可以参考一下这个方案。确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统有若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3个传动副。即ZZ1Z2Z334传动副数由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子Z35ABX可以有几种方案，由于篇幅的原因就不一一列出了，在此只把已经选定了的和本次设计所须的正确的方案列出，具体的内容如下传动齿轮数目2X（332）2X2121个轴向尺寸19B传动轴数目6根操纵机构简单，两个三联滑移齿轮，一个双联滑移齿轮二组传动顺序的安排18级转速传动系统的传动组，可以安排成3X3X2，2X3X3，或3X2X3选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴上摩擦离合器时，应减小轴向尺寸，第一传动组的传动副不能多，以2为宜，本次设计中就是采用的2，一对是传向正传运动的，另一个是传向反向运动的。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传动组的传动副选用2，或者用一个定比传动副。三传动系统的扩大顺序的安排对于18级的传动可以有三种方案，准确的说应该不只有这三个方案，可为了使结构和其他方面不复杂，同时为了满足设计的需要，选择的设计方案是18313329传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致也可以不一致，在此设计中，扩大顺序和传动顺序就是一致的。这种扩大顺序和传动顺序一致，称为顺序扩大传动。四传动组的变速范围的极限植齿轮传动副最小传动比UMIN，最大传动比UMAX2，决定了一个传动14组的最大变速范围RMAXUMAX/NMIN8。因此，要按照参考书中所给出的表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数X，值为,极限传动比指数126XUMIN1X46值；UMAX2XX3（X）值UMIN8X9五最后扩大传动组的选择正常连续的顺序扩大的传动（串联式）的传动结构式为ZZ11Z2Z1Z3Z1Z2即是速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转图，使主运动逐步具体化。一主电机的选定中型机床上，一般都采用三相交流异步电机为动力源，可以在系列中选用。在选择电机型号时，应按以下步骤进行1电机功率N根据机床切削能力的要求确定电机功率。但电机产品的功率已经标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。N55KW2电机转速ND异步电机的转速有3000、1500、1000、750R/MIN在此处选择的是ND1500R/MIN这个选择是根据电机的转速与主轴最高转速NMAX和轴的转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。3双速和多速电机的应用根据本次设计机床的需要，所选用的是双速电机4电机的安装和外形根据电机不同的安装和使用的需要，有四种不同的外形结构，用的最多的有底座式和发兰式两种。本次设计的机床所需选用的是外行安装尺寸之一。具体的安装图可由手册查到。5常用电机的资料根据常用电机所提供的资料，选用图31Y132S4电动机轴从电机得到运动，经传动系统化成主轴各级转速。电机转速和主轴最高转速应相接近。显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，轴转速不宜将电机转速下降得太低。但如果轴上装有摩擦离合器一类部件时，高速下摩擦损耗、发热都将成为突出矛盾，因此，轴转速不宜太高。轴装有离合器的一些机床的电机、主轴、轴转速数据参考这些数据，可见，车床轴转速一般取7001000R/MIN。另外，也要注意到电机与轴间的传动方式，如用带传动时，降速比不宜太大，否则轴上带轮太大，和主轴尾端可能干涉。因此，本次设计选用N1960R/MIN二中间传动轴的转速对于中间传动轴的转速的考虑原则是妥善解决结构尺寸大小与噪音、震动等性能要求之间的矛盾。中间传动轴的转速较高时（如采用先升后降的传动），中间转动轴和齿轮承受扭矩小，可以使用轴径和齿轮模数小写D、M，从而可以使4M3用结构紧凑。但是，这将引起空载功率N空和噪音LP（一般机床容许噪音应小于85DB）加大N空KW36NCDA主53106式中C系数，两支承滚动或滑动轴承C85，三支承滚动轴承C10；DA所有中间轴轴颈的平均直径（MM）；D主主轴前后轴颈的平均直径（MM）；N主轴转速（R/MIN）。37KNMZBQNMZCLAP主主TA154LOG201（MZ）A所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值MM；（MZ）主主轴上齿轮的分度圆的平均值MM；Q传到主轴所经过的齿轮对数；主轴齿轮螺旋角；C1、K系数，根据机床类型及制造水平选取。我国中型车床、铣床C135。车床K54，铣床K505。从上诉经验公式可知主轴转速N主和中间传动轴的转速和N对机床噪音和发热的关系。确定中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正1功率教大的重切削机床，一般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高一些，对减小结构尺寸的效果较明显。2速轻载或精密车床，中间轴转速宜取低一些。3控制齿轮圆周速度U8M/S（可用7级精度齿轮）。在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。三齿轮传动比的限制机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比1升速传动中，最大传动比UMAX2。过大，容易引起震动和噪音。2降速传动中，最小传动比UMIN1/4。过小，则使主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。图32主运动的转速图314带轮直径和齿轮齿数的确定根据拟定的转速图上的各传动比，就可以确定带轮直径和齿轮的齿数。一带轮直径确定的方法、步骤1选择三角型号一般机床上的都采用三角带。根据电机转速和功率查图即可确定型号（详情见机床主轴变速箱设计指导41节）。但图中的解并非只有一种，应使传动带数为35根为宜。本次设计中所选的带轮型号和带轮的根数如下B型带轮选取3根2确定带轮的最小直径DMIN（D小）各种型号胶带推荐了最小带轮直径，直接查表即可确定。根据皮带的型号，从教科书机械设计基础教程查表可取DMIN140MM3计算大带轮直径D大根据要求的传动比U和滑功率确定D大。当带轮为降速时1U小大三角胶带的滑动率2。三角传动中，在保证最小包角大于120度的条件下，传动比可取1/7U3。对中型通用机床，一般取125为宜。因此，1372MMD大343MM经查表取D大212MM二确定齿轮齿数用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简单。根据要求的传动比U和初步定出的传动齿轮副齿数和SZ，查表即可求出小齿轮齿数。在本次设计中采用的就是常用传动比的适用齿数（小齿轮）表就见教科书机床简明设计手册。不过在表中选取的时候应注意以下几个问题1不产生根切。一般去ZMIN1820。2保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚2MM，一般取5MM则ZMIN65，具体的尺寸可参考图。MT23同一传动组的各对齿轮副的中心距应该相等。若莫数相同时，则齿数和亦应相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足比了上述要求。机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齿数差不能超过34个齿。4防止各种碰撞和干涉三联滑移齿轮的相邻的齿数差应大于4。应避免齿轮和轴之间相撞，出现以上的情况可以采用相应的措施来补救。5在同时满足以上的条件下齿轮齿数的确定已经可以初步定出，具体的各个齿轮齿数可以见传动图上所标写的。6确定轴间距轴间距是由齿轮齿数和后面计算并且经验算而确定的模数M而确定的，具体的计算值如下（模数和齿轮的齿数而确定的轴间距必须满足以上的几个条件）轴与轴之间的距离取M25MM，由转速图而确定85021Z12576015DMZZ38齿轮1与2之间的中心距1275038DAM39轴与轴之间的距离取M25MM，由转速图而确定的传动比见图，38042957306II342589120DMZZ310齿轮3与4之间的中心距3113421075DAM轴与轴之间的距离取M35MM，由转速图而确定的传动比5416320984II91035849DMZZ312齿轮9与10之间的中心距91032854DAM313轴轴之间的中心距离取M35MM，由转速图而确定的传动比206785193MZZ31415647023DAM315主轴到脉冲轴的中心距取M35MM，传动比1I19203515DZMZ31619205DAM317轴到反转轴轴的中心距取M25MM，传动比147I2122503485DZMZ318216580DAM319由齿顶高1025,AFAHC而取可知320齿顶高和齿跟高只与所取的模数M有关。可知取M25MM时，12502531AFHCM取M35MM时135023547AFHMC三主轴转速系列的验算主轴转速在使用上并不要十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响。但标牌上标准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符合，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过正负10（1）。即或10理论理论实际N按公式N26221如果超差，要根据误差的正负以及引起误差的主要环节，重新调整齿数，使转速数列得到改善。主运动传动链的传动路线表达式如下主轴反转正转电动机782036549362545729348283435061240MIN/1405RKW图33主传动路线所有主轴的详细的校核如下输入到轴的转速322MIN/38065124MIN/140RRN1323I/9783865348N32420192325MIN/6425830MIN/87203458RRN32646163327I/971I/RR32880508497N4329MIN/64MIN/3263RR330615331I/9721I/807498RRN3323166333MIN/65MIN/23RR3347059N7335I/194I/38634RR33621018337MIN/503MIN/7825RRN3387439339I/4918I/3065RR34002149N10341MIN/653MIN/87263RR34270511343I/7849I/49RRN344180712345MIN/02MIN/3235RR34619N13MIN/127951MIN/3806534729RRN3472125134814MIN/21607MIN/3807349RRN349162135015MIN/783190MIN/385739RRN35135210315816IN/564107IN/37269RRN3533549104517MIN/176480MIN/3869372RRN35535671601418IN/3804IN/3829357RRN35735815408在主轴上的18级转速分别校核后，都合格。四传动系统图的绘制计算结果，用规定符号，以是适当比例方格纸上绘制出转速图和主传动系统图。315传动件的设计传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定个零件的实际尺寸和有关布置。为此，常对传动件的尺寸先进行估算，如传动轴的直径、齿轮模数、离合器、制动器、带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等，必要时作结构和方案上的修改，重新验算，直到满足要求。对于本次设计，由于是毕业设计，所以先用手工画出草图，经自己和指导老师的多次修改后，再用计算机绘出。一三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以较大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，亦可因而缓和冲击及隔离震动，使传动平稳。带传动结构简单，但尺寸，机床中多用于电机输出轴的定比传动。1选择三角带的型号根据计算功率NJ（KW）和小带轮N1（R/MIN）查图选择带的型号。计算功率NJKWNDKW式中ND电机的额定功率，KW工作情况系数。车床的起动载荷轻，工作载荷稳定，二班制工作时，取KW11带的型号是B型号2确定带轮的计算直径D1、D21）小带轮计算直径D1皮带轮的直径越小，带的弯曲应力就越大。为提高带的使用寿命，小带轮直径D1不宜过小，要求大雨许用最小带轮直径DMIN，即D1DMIN。各型号带对应的最小带轮直径DMIN可查表。D1140R/MIN2）大带轮计算直径D2MIN112359212R/MIN式中N1小带轮转速R/MINN2大带轮转速R/MIN带的滑动系数,一般取002算后应将数字圆整为整数。3）确定三角带速度U具体的计算过程如下SMND/106360/4106M/S对于O、A、B、C型胶带，5M/SU25M/S。而U510M/S时最为经济耐用。此速度完全符合B型皮带的转速。4）初定中心距A0带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内选取A0（062）（D1D2）MM361352（062）MM2112MM704MM取A0704MM距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。中型车床电机轴至变速箱带轮的中心距一般为750850MM。5）确定三角带的计算长度L0及内周长LN三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。362MADAL02121042M70417196067MM圆整到标准的计算长度L2033MM经查表LN2000MM修正值Y336）验算三角带的扰曲次数U40次/S（则合格）LMU10363式中M带轮个数。如U超限。可加大L（加大A）或降低U（减少D2、D1）来解决。代入数据得20361U364105次/S40次/S是合格的，不需作出任何修改。7）确定实际中心距A365ML200M2671903740740MM8）验算小带轮包角1366210857320DA如果1过小，应加大中心距或加张紧装置。代入数值如下35718012A180561744120经校核合格。9）确定三角带根数Z36710CNZI式中N0单根三角带在1180、特定长度、平稳工作情况下传递的功率值。C1包角系数。参数的选择可以根据书中的表差取N0269C1098KW11带入数值得10NZI10CKDW98625所以，传动带根数选3根。此公式中所有的参数没有作特别说明的都是从机床主轴变速箱设计指导。二传动轴的估算和验算传动轴除了应满足强度要求外，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，疲劳强度不是主要矛盾。除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不致产生过大的变形。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪声、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，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况、结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。1传动轴直径的估算传动轴直径按扭矩刚度用下列公式估算传动轴直径3MNNDJ49168其中N该传动轴的输入功率NNDKW369ND电机额定功率；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴轴承上的效率）。NF该传动轴的计算转速R/MIN。计算转速NF是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车床主轴的计算转速为37013ZNIMJ主每米长度上允许的扭转角（DEG/M），可根据传动轴的要求选取。根据参考书中所给出的公式和本次设计所必须满足的条件，在传动过程中所有轴的直径的估算如下NJ（主）NMINZ/31371125R/MIN主轴NJN6125R/MIN；轴NJN7160R/MIN；轴NJN11400R/MIN；轴NJN14800R/MIN；轴NJ960R/MIN；由372MNDJ491则计算主轴和中间轴的直径D如下主轴D564MM；轴D440MM；轴D340MM；轴D240MM；轴D130MM；1传动轴刚度的验算1）轴的弯曲变形的条件和允许值机床主传动的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的桡度Y和倾角。各类轴的桡度Y和装齿轮和轴承处倾角，应小于弯曲刚度的许用值Y和值，即YY；373374由于书写量比较大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。2）轴的弯曲变形计算公式计算轴本身变形产生的桡度Y和倾角时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁，按参考书中的表中的有关公式进行计算。当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作等径轴，采用平均直径来进行计算。计算花键轴的刚度时可采用直径或当量直径。由于本次设计的说明书的篇幅和时间的关系就不在此详细的列出了。但一般的计算公式为375ID1圆轴平均直径376641I惯性距矩形花键轴平均直径37721DD当量直径42LD378惯性距3796424DDZI本次设计机床中长采用矩形花键轴的D1、D2和I的数值花键轴尺寸BDDZ（GB114474）平均直径MD1当量直径D2极惯性距NI4M惯性距NI4M6230282784589762948810354637537782000581000296861561761428706714353根据本次设计的情况，主轴的刚度要求必须进行校核，具体的刚度校核结果如下A）首先，把主轴上的轴承所能承受的载荷在机械设计手册3中查出，见下深沟球轴承2105BDD其基本额定载荷为KNCR43推力球轴承69其基本额定载荷为A57双列圆锥滚子轴承其基本额定载荷为KWCR01B）计算轴上的载荷图34轴的结构图与弯矩扭矩图主轴上齿轮在高速转动时所产生的载荷齿轮1380NFDTMZ6120TAN54TAN541632151齿轮2381NFDTMZ01720TAN79TAN29316737852C）校核倾角和桡度经查表得安装圆锥滚子轴承处RAD025安装深沟球轴承处R安装推力球轴承处RAD05计算主轴圆轴的平均直径和惯性矩382156287086277IDM3834164372801DIM38462EMPA倾角对1NF3852166765485420138310AFBLEI386115815726080420CFABLEI38721221481476559020BXFBLEI38811147264530520590CXFABLEI对2NF38923157601587502CFBLEI39032157601828705AFABLEI3912221476198043BXFBLEI392214761982570CXFABLEI在点C处的倾角393127740CYCY777310254610CXRADR3942CYX在点B处的倾角395RADRB05123134877在点A处的倾角396RADRA051728477桡度对1NF397MLEIBFX91676622321MA021038583509398MLEIBFY916716232231AX0420545399YXAN92AX21对2NF3100MLEIBFX91676622321MA0254103883575093101MLEIBFY916716232231AX04253443102YXAN92MAX2163103Y9908106根据表选用3104MYLN08542由此可得在主轴上的刚度是完全合格的。三齿轮模数的估算和计算按接触疲劳和弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮个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。齿轮弯曲疲劳的计算310532JNMZN齿面点蚀的估算31063JNNA其中NJ为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。由中心距A及齿数Z1、Z2求出模数3107MZAJ21根据估算所得MJ的值，由标准的模数表查取相近的标准模数。计算（验算）结构确定后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据接触疲劳计算齿轮模数公式为31081233160SJMJIKNZN根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为310912375SMJZYN式中N计算齿轮传递的额定功率；DNKWA计算齿轮（小齿轮）的计算转速R/MIN；JN齿宽系数B/M，常取610；MM计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；1ZI大齿轮和小齿轮饿齿数比，“”用于外啮合，“”用于21ZI内啮合；寿命系数，；AKARNNQKK工作期限系数，；TMTC06齿轮等传动件在接触和弯曲脚变载荷下的疲劳曲线指数M和基准循环次数C0；N齿轮的最低转速R/MIN；T预定的齿轮工作期限，中型机床推荐T15，00020，000H；KN转速变化系数；KN功率利用系数；KQ材料强化系数。幅值低的交变载荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用；KS（寿命系数）的极值KSMAX，KSMIN当KSKMIN时，则取KSKSMAX；当KSKMIN时，则取KSKSMIN。K1工作情况系数。中等冲击的主运动K11216；K2动载荷系数；K3齿向载荷分布系数；Y齿形系数；许用弯曲、接触应力MPA。J、本次设计中的模数计算与选取如下1轴传到轴的模数齿轮接触疲劳的计算3110332580164FNMN齿轮弯曲疲劳的计算3111MNNAJ35708370取A72MM3112MZAJ31605721计算（验算）核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据接触疲劳计算齿轮模数公式为经查表取HTCMKKKQNN20,1,3760,58,90,15270313113125760589031963730NNQS取N55KW，代入公式得MPAJM,83114123360SJMJIKNZNM5210861396055123根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为查表取760,8,90,12,680QNNKKCM代入公式得311558607608912039608QNNMTSKC31161237SMJKNZYNM152073427539608525经校核和查表取M25MM。2轴传到轴的模数齿轮接触疲劳的计算3117MZNNF287034532经校核取M25MM。齿轮弯曲疲劳的计算3118MNNAJ64805373取A90MM3119MZAJ5279021经校核和查表取取MJ25MM3轴传到轴的模数齿轮接触疲劳的计算3120MZNNF41360253齿轮弯曲疲劳的计算3121MNNAJ120653703取A122MM3122MZAJ437012经校核和查表取取MJ35MM4轴传到轴的模数齿轮接触疲劳的计算3123MZNNF48310253齿轮弯曲疲劳的计算3124MNNAJ910453703取A192MM3125MZAJ231092经校核和查表取取M35MM以上所有的模数的选取都是根据参考书机械原理所提供的模数表中选取的标准值。四电磁离合器的选择摩擦电磁离合器目前在数控机床中应用十分广泛，因为它可以在运转中自动的接通或脱开，且具有结合平稳，没有冲击、构造紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。选用时应作必要的计算。根据初步的计算可从离合器的选择与运用一书中选取，所有的作图和计算尺寸都见书中的表。1按扭距选择一般应使用和设计的离合器的额定静扭距MJ和额定扭距MD满足工作要求，由于普通车床是在空载下启动和反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭距来选。即3126MNNKMJNJ950对于需要在负载下启动和变速，或启动时间有特殊要求时，应按动扭距设计离合器。2步骤1）决定外摩擦片的内径D。根据结构需要，如为轴装式时，摩擦片的内径D应比安装轴的轴径大26MM。2）选择摩擦片尺寸可以在参考书中选择，具体的型号见图纸。3）计算摩擦面对数Z3127MVZNKDDPFMZ3120式中F摩擦片间的摩擦系数（有表可选）；许用压强MPA（有表可选）；D摩擦片内片外径MM（有表可选）；D摩擦片外片内径MM（有表可选）；KU速度修正系数（有表可选）；KZ结合面数修正系数（有表可选）；KM结合次数修正系数（有表可选）。代入数值得取Z9。32纵向进给运动设计321滚珠丝杆副的选择一脉冲当量和传动比的确定机械系统的主要技术参数通常由设计任务书或由产品样本给出，一般包含功能参数和精度参数两部分。主要精度参数有定位精度（MM）、重复定位精度（MM）等。1脉冲当量的选定传感器与电机轴相连，用来检测电机转角和转速，并把它们转换为电信号反馈给数控装置。常用脉冲编码器兼作位置和速度反馈。伺服电机每转1转传感器发出一定数量的脉冲，每个脉冲代表电机一定的转角。本次设计中纵向脉冲当量P001MM/脉冲，这是设计本身所给出的条件。2传动比的选定对步进电机，当脉冲当量P（MM/脉冲）确定，并且滚珠丝杆导程L0（MM）和电机步距角B（/脉冲）都也已初步选定后，则可用下式来计算，该轴伺服传动系统的传动比313852/16/70130IMLLIBPB代入得脉冲由尽可能使I1，这时可使步进电机直接与丝杆联结，有利于简化结构，提高精度，所以I125，取B075。二传动系统等效转动惯量计算传动系统的转动惯量是一种惯性负载，在电机选用时必须加以考虑。由于传动系统的各传动部件并不都与电机轴的同轴线，还成在各传动部件转动惯量向电机轴折算问题。最后，要计算整个传动系统折算到电机轴上的总转动惯量，即传动系统等效转动惯量。这些比如转动惯量计算的基本公式、齿轮转动惯量折算、滚珠丝杆转动惯量JS折算、工作台质量折算和传动系统等效转动惯量计算可见相关的参考书，在这里就不作详细的说明与计算了。三滚珠丝杆螺母的选型和校核1滚珠丝杆螺母副类型选择1）主要种类滚珠丝杆螺母副由专门工厂制造，当类别、型号选定和校核后，可以外购。滚珠丝杆副的类别主要从三个方面考虑循环方式、循环列数与圈数、预紧方式。钢珠在丝杆与螺母之间的滚动是一个循环闭路。根据回珠方式可分两类内循环和外循环。本次设计中根据应用的需要选外循环。钢珠每一个循环闭路称为列。每个滚珠循环闭路内所含导程数称为圈数。外循环滚珠丝杆副的每个螺母有1列25圈，1列35圈，2列15圈，2列25圈等，种类很多。本次设计中采用的是外循环2列35圈。为了消除间隙和提高滚珠丝杆副的刚度，可以预加载荷，使它在过盈的条件下工作，称为预紧。常用的滚珠丝杆副预紧方法有双螺母垫片式预紧、双螺母螺纹式预紧、双螺母齿差式预紧等。预紧后的刚度可提高到为无预紧时的2倍。但是，预加载荷过大，将使寿命下降和摩擦力矩加大。通常，滚珠丝杆在出厂时，就已经由制造厂调好预加载荷，并且预加载荷往往与丝杆副的额定动载荷有一定的比例关系。本次设计中的采用的是垫片式预紧，调整方法调整垫片厚度，使螺母产生轴向位移。这种方法结构简单，装卸方便，刚度高；但调整不便，滚道有磨损时，不能随时消除间隙和预紧，适用于高刚度重载传动。2）参数及代号A滚珠丝杆副的主要参数A公称直径DM，公称直径即滚珠丝杆的名义直径，DM越大，承载能力和刚度越大。数控机床常用进给丝杆的公称直径DM为30MM至80MM。本次设计中选用的公称直径为40MM。B基本导程（螺距）L0。丝杆相对于螺母旋转2RAD时，螺母的轴向位移。基本导程也称为螺距。它按承载能力选取，并与进给系统的脉冲当量的要求有关。本次设计中的导程L06MM。C精度等级。滚珠丝杆副按其使用范围及要求分为7个精度等级，即1，2，3，4，5，7，及10七个精度等级，1级精度最高，其余依次逐级降低，一般选取4级7级，数控车床及精密机械可选用2级3级。滚珠丝杆副的精度直接影响定位精度、承载能力和接触刚度，因此它是滚珠丝杆副的重要质量指标，选用时要予以注意。本次所设计的机床是数控机床，所以选用的精度等级还是很高的，是3级。B滚珠丝杆副代号的标注本次设计中所选用的滚珠丝杆副的特征代号见下表序号特征代号1钢球循环方式外循环插管式C2预紧方式双螺母垫片式D3结构特征导珠杆埋入式M4螺纹方向右旋5负荷钢球圈数35356类型传动滚珠丝杆副（与旋转角度无关，用于传递动力的滚珠丝杆副）T7精度等级332滚珠丝杆螺母副的型号选择及校核步骤1）最大工作载荷计算2）最大动负载C的计算及主要尺寸初选3）传动效率计算滚珠丝杆螺母副的传动效率为3139TG式中为丝杆螺旋升角，可据初选型号查出；为摩擦角，滚珠丝杆副的滚动摩擦系数F00030004，其摩擦角约等于10。滚珠丝杆副的传动效率较高，一般在0809之间。4）刚度验算5）压杆稳定性验算以上所有没有作出详细验算和校核过程的，在初稿上已经经校核都是符合所选的滚珠丝杆副的要求。6）滚珠丝杆螺母副安装连接尺寸螺母凸缘外径螺钉中心圆直径滚珠直径名义直径螺距/IN/MM滚道半径偏心距丝杆外径有衬套无衬套有衬套无衬套螺母凸缘厚度垫片厚度滚珠丝杆副型号D0TD0REDD3D3，D4D4，TWD400640639692064005639102928676125螺旋升角螺钉尺寸螺钉个数螺母配合外径衬套配合外径螺母装配总长度L额定动载荷C/N额定动载荷C0/N滚珠丝杆副型号MADD，35圈每1列35圈每1列35圈每1列2。44，828246070992160091400WD4006322驱动电机的选用一步进电机简介步进电机是一种把电脉冲信号变换成直线位移或角位移的执行元件，广泛用于数控设备中。步进电机有如下优点1步进电机的转速仅取决于脉冲频率，而不受电压高低，电流大小及其波形的影响。2可以开环控制也可以闭环控制。3输出转角（步距角）无长期积累误差，每转一圈积累误差会自动消失。4启动、停止、反转及其其他运行方式的改变，都可以在少量的脉冲周期内完成，并且具有定位转距。二步进电机的选用（具体的选用步骤如下）1根据脉冲当量和最大静转距初选电机型号1）步距角初选电机型号时应合理选择B及，并满足314090601360530即由于BPBPBLI根据表中所提供的BF反应式步进电动机技术参数表，可以选取本次设计中所需要的型号选取B075/15较为合理，相应参数见下表。130BF反应式步进电动机技术参数电机型号相数步距角/（）电机/V相电流/A最大静转距/NM（FCM）最高空载启动频率/HZ运行频率/HZ130BF0015075/1580/1210931（95）300016000转子转动惯量105线圈电阻分配方式质量/外形尺寸（GFCMS2）/5外径长度轴径4606（47）0163五相十拍13017014具体的作图见纵向进给系统的全图。2）距频特性根据已选定步进电机，来确定，具体的数值可见上表。2启动距频特性校核步进电机有三种工况启动、快速进给运行、工进运行。具体的校核结果见下图1）突然启动图352）升速启动最后电机运行频率达到最高运行频率。最高运行频率FMAX可按下式计算3141HZUFP601MAXAX式中UMAX为运动部件最大快进速度（M/MIN）。3运行距频特性校核要对快速进给运行和工作进给运行两种工况分别校核，确保快进和工进时均不丢步。具体的校核结果见下图1）快速进给的行距频特性校核图362）工进运行距频特性校核工进时步进的运行频率为FGJ3142HZUFPGJ601式中UG为最大工作进给速度（M/MIN）工进时步进电机运行所需力矩MGJ可按下式计算MGJM0MFMT（NCM）3143三步进电机的安装尺寸步进电机的安装比较简单，不带机座，