毕业设计----xk5040数控立式铣床进给系统设计

1、2007届毕业设计说明书XK5040数控立式铣床进给系统设计院（系）、部：机械设计及其自动化学院学生姓名：杨铁生指导教师：孙和俊专业：机械设计制造及其自动化班级：07-7完成时间：2011 年目录1概述 22设计的意义 32.1国内外对比 32.2生产中的应用 33设计计算 93.1电机的选择 93.2 V带的传动设计 93.3主轴的设计 123.4键的计算选择 133.5轴承的选择 143.6轴承座的选择 143.7轴强度的校核 143.8轴承的校核 184机架的设计 20设计感想 22参考资料 231概述2设计进给系统的意义2.1国内外对比2.2进给系统在铣削生产中的应用1.1横向进给系统

2、的设计采用半闭环机床进给系统，滚珠丝杆拖动工作台。传感器与电机轴相联，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， 传感器采用脉 冲编码器。(1)横向进给系统的设计计算工作台重量：W=112Kgf=1120N(根据图纸粗略计算)时间常数：T=25 ms滚珠丝杠基本导程：Lo=6mm行程：步距角：快速进给速度：(2) 工作台选择：(mm)工作台宽度B=400S=500mm:=0.75/stepVm a x= 1 500mm/min工作台面长度L=800立式主轴端面到工作台面的最小距离H2=100工作台T形槽宽度b/mm(按GB/T158-1996):18主轴前端锥度号(按 GB

3、/T3837-2001):501.2横向进给系统的设计计算(1)切削力计算(硬质合金端铳刀铳削碳素钢 )铣削力:式中：7750 apaf 0 . 7扎 Z1FfK Fzd。1 . 3n 0.2zap铣削深度a f每齿进给量a w铣削宽度d。刀具直径n刀具转速Z刀齿数二 1000100二 100二 318.5r/mina p 取 3, a f 取 0.1，a w 取 60，Z 取 4, do 取 100，则有:775030.1 0 . 7 5 6 0 1 . 14/IXFz) =4718N13100318.5(K工作台纵向进给分力载荷：Fl=0.4Fz=0.4 X4718=1887 N工作台横向

4、进给分力载荷：F C =0.5Fz=0.5 X4718= 2359 N工作台垂直方向分力载荷：Fv =0.9Fz=0.9 X4718=4246 N1.3丝杠与导轨设计：由机床设计手册3部件、结构及总体设计，选用回转运动滚动导轨，（用 于低速回转工作台）。滚动导轨预紧方法1. 采用过盈配合装配前，滚动体母线间的距离为 A，压板与溜板间所形成的包容尺寸为A-b.装配后b就是过盈量。一般b取5-6微米，导轨牵引力不超过30-50牛顿进给力计算公式（kgf）:Q =Px Tof （PhPh 2）式中:Px为沿导轨运动方向的切削分力（kgf）To滚动体的起始摩擦力 kgf （约等于2）r在导轨上的当量摩

5、擦系数（取o.oo5）Ph、Ph2分别为俩导轨的预加载荷（kgf）低于3050 （选用 30N）则有:Q=2359.40+2+0.005(30+30 ) =2362 (N)2. 滚动体的尺寸与数目的选择确定导轨上滚动体数目最大值:56031.8139_G_3心丁=139式中：z-每条导轨上的滚动体数d滚珠直径（cm）G为每一导轨上所分担的运功部件重量（G=560kgf）滚子选用：d=18mm.采用滚动导轨块，L为：L 二 L d S = 400500= 900式中 S-动导轨的行程。3. 滚动体许用载荷计算在一个滚动体上的许用载荷按下公式计算对于滚珠导轨：P 二 K I dd-滚珠直径（mm）

6、l-滚子长度（mm）-导轨材料硬度系数，按表选取0.7K-滚动体截面上的当量许用应力，选用 5.4P = 5. 4 1 7. 8 1 8 丨 71h2 1 1. 12389NN 2滚动体载荷满足要求。4.滚动导轨刚度计算滚动导轨刚度的计算就是接触变形对于滚珠导轨：二 qqq滚柱单位长度上的载荷（N/mm）q=560/139*18=0.2（N/mm）按图C1取0.3则有：-0. 30. -25.按额定动载荷选用滚珠丝杠1 ）强度计算60 nT1 0 0v）p查表得 T=15000h0mm6寿命值：LnT-额定寿命，L0-滚珠丝杆导程，取Lo=6mmn-为丝杆转速（r/min）v-为最大切削力下的

7、进给速度（m/min ），取最高进给速度的1/31v= 1500 = 0.5m /min31 0000. 5o ,.n83 r/min求最大动负载C :f f fd丄 Pd (kgf )式中:寿命系数，按图5.7-89取1.45载荷性质系数，按表5.7-31选1fH动载荷硬度影响系数，按表5.7-32选取1转速系数，查图5.7-90选取0.73则有PdPd当量轴向载荷（kgf）,1 1尹二 2359 117914 5 X11r7r 1 1 7 9 2 3 4g(f )根据最大动负荷C的值，查手册2，选取滚珠丝杠直径为50mm , N型内循环单螺母滚珠丝杠副，型号为N5006,4列，其额定动载荷

8、为2500kgf,所以强度足够。2）丝杆螺纹部分长度 L等于工作台行程500mm加螺母长度83mm加两端余量 40mm3 ）支撑跨距L1L=500+83+2*40=663mm应略大于L1，取为800mm4 ）临界转速fz2d210 L22=44.24 mmd2 二 d0 - 1.2 Dw = 49 - 1.23.969f =473查表3.7-37 f z . （俩端固定）L283+250040800 一 663650 mmni9910E .44 二 230890.65 2r / minnin max两端固定，丝杠一般不会受压，故不需进行压杆稳定性验算。5）预拉伸计算A. 温升引起的伸长量r，设

9、温升为3.5 C ,则螺纹部分伸长量为：帀二：tl。= 11103.50.663 = 25m丝杠全长的伸长量为：t = ： tL 11 10 _6 3.5 0.8 = 3Vl m为此，丝杠的目标行程可定为比公称行程0.025/0.8mm.丝杠在安装时，进行预拉伸。拉伸量为0.031mm,拉伸方式如下图。B. 预拉伸力Ft.根据材料力学欧拉公式：JIFtOAE31 10 7 O.442 2 2Elu二 12479 N0.8B.轴承选择1）选择轴承类型普通数控机床初定轴承使用寿命 20000小时，轴承承受径向载荷和轴向载荷，可选用圆锥滚子型号轴承 2007110，由丝杠轴颈及载荷性质，确定选用轴承

10、应具有的基本额定动载荷C 二 3490 kgf2）计算附加轴向力轴承径向载荷Fr1 = Fr2 = 1/ 2 1887 211201097 N（假设轴中间受力）附加轴向力S S2 = Fr1 /2Y 二 1097 / 21.9 = 288 N式中 e,Y查表5.9-133手册中e=0.32,Y=1.93）计算单个轴承的轴向载荷轴上轴向载荷F厂 2359 NS1FaS2Fa1q FA 二 2882359 二 2647Fa2 二 S2 二 2884）计算当量动载荷Pai 二 0.4 Fri YFai 二 0.4 10971.9 2647 二 5467 NPa2 =尸辽=1097Fa1 /Fr1 =

11、 2647 /1097 二 2.40.32L10h1066083(34900(6595151828 h 20000 hFa2 / Fr2 = 288 /10975）考虑冲击载荷的当量动载荷二 0.26 : 0.32冲击载何因数 d1.2Pda 1 二fd Pa1 二1.25496二 6595 NPda 2 二 fd Pa2二 1.21097二 1316 N6）寿命计算所以满足要求7）选择轴承游隙单列圆锥滚子轴承的轴向游隙，可根据不同使用要求，安装时调整。径向游隙3045um。轴承采用过盈配合会导致轴承游隙的减小，应检验安装后轴承的游隙是否满足使 用要求，以便正确配合及轴承游隙。8）选择轴承预紧

12、定位预紧：可以通过调整间距套的宽度以获得一定的预紧量。径向预紧：Fa om i f帀 L t a n -1 OF 5Fb om i n= 1. 7F 二 t a n 2 0F 5计算取俩者间最大值注：Fr1轴承1所承受的径向载荷；Fr2轴承2所承受的径向载荷；轴承1的接触角；:-2轴承2的接触角。Faomin二仃尸门四n：“ - 0.5尸人=1.7 1097 tan30 - 0.5 2359二 102NFbomin 二 1.7Fan ： 1 - 0.5Fa=1.7 1097 tan30 0.5 288=1220N9）支撑方式及固定：选择固定游动支承即一端固定一端游动，以补偿轴的热伸长及制造安装

13、误差。在这种支承中轴的轴向定位精度取决于固定端轴承轴向游隙， 因此，用一对圆锥滚子轴承与推力轴承组成固定端要比用一套深沟球轴承的精度 高。固定游动支承对各种工作适应性强， 因此在各种机床主轴、工作温度较高的 轴以及跨距大的长轴中得到了广泛应用。一对圆锥滚子轴承（面对面排列），内圈用紧固螺母与垫圈紧固，结构简单， 拆装方便，紧固可靠。外圈端面与端盖间隙作为轴热伸长补偿方式， 结构简单， 调整方便。轴承的轴向固定，是为了使轴承始终处于定位面所限定的位置。因此轴向 固定包括内圈在轴上的固定和外圈在外壳孔内的固定。尽管轴承的内外圈都要求准确定位，但并不一定要同时作轴向固定，固定-游动支承中，固定端承受

14、双向 轴向载荷，故需双向轴向固定。游动端应根据轴承类型和游动方式采用不同的固 定结构。10）选择轴承精度等级轴承与轴采用过盈配合，精度 0级k6,轴承与外孔座采用过渡配合，0级K6 轴的公差等级IT6，外壳孔一般为IT7.采用拆分时外壳11）选择润滑剂和润滑方法脂润滑Dm n值250 000，选用钙基脂，温度适应范围-10。至60 ,钙基润滑脂,选择牌号ZG-1针入度310至340mm/0.1mm，特性，具有良好的抗水性，用于 工业机械设备。12）选择密封方式接触式密封（毛毡密封），速度允许3.5m/s效率计算:根据机械原理的公式，丝杠螺母副的传动效率为:tgC )式中：-为丝杆螺旋升角，查得

15、：二2 26-为摩擦角，滚珠丝杆副的滚动摩擦系数f=0.0030.004,其摩擦角约等于10则有:tg 2 260.936tg(226 10)3）压杆稳定性的核算按额定动载荷选得丝杠的名义直径为 50mm，支承条件为“固定固定（G-G ）,支承长度为635，最大轴向压缩载荷2359，核算压杆稳定性: 查图5.7-92找到相交点在Do=50曲线的左侧（50），所以安全可用4）刚度验算：（1）滚珠与螺纹滚道间的接触变形:i滚珠丝杠受工作负载Fm引起的导程的变化量 E，选用的滚珠丝杠副为1N5006-4，从图5.7-97查得* = 16m，因进行了预紧，“二厂Q（2）丝杠的轴向拉伸变形量-2查图 5

16、.3-100 得 =7.5 10 ，现 L635mm,6 =7. 5 1063 50. n0n4 7,（）J因这是第三种支撑方式，所以1E =汇 0. 0 4孚 0. 0nm（）4支撑滚珠丝杆轴承的轴向接触变形；3向心推力球轴承的轴向接触变形“ c公式如下：现为双联向心推力球轴承选用2362120.002sin :(mm)式中:Pa轴承的轴向载荷（2359/4=589N）；Z轴承的滚动体数目（14*4）；dQ轴承滚动体直径（15.875 ）。轴承接触角=12则有:0.002sin12589215.875562 sin 212=0.062( mm)因施加预紧力，故：11、：3= c 0.062

17、= 0.031( mm) 22根据以上计算：12、. = 0 . 0 0 8 + 0 . 0 1 1 + 0 . 0 3 mm 0= 0 5 0 ()0.0 5 (0.1 ).2故满足要求丝杠副的传动精度-0. mm5) 润滑方式：采用润滑脂，充填在螺母内部及涂在丝杠螺纹滚道上。6) 稳定性验算当丝杠的长径比较大(一般大于 10)，且承受轴向压力时，丝杠有发生纵向弯曲的危险，因此需进行稳定性的核算。丝杠具有良好的稳定性时的最大允许轴向 压缩载荷Pa可用材料力学公式来计算:f/：2EIL2K式中:E-为丝杆材料弹性模量,对钢E = 2.1 104kgf/mm2I-丝杠内部的端面惯性矩d1-为丝杆

18、内径，dj=48mm则有:：.484I26044464L为支撑距离,取L=635mmz为丝杆支承方式系数，参考表5.7-15,取fz =2.K所选丝杆稳定安全系数K，一般K=4则有：2 汽兀22.1 汇104 X260444 Pa267215 kgf 2362 kgf故稳定性不存在问题。7）强度的核算丝杠拉压应力二 的计算公式为：八帥+佥）兰冋）式中：P丝杠所受最大的轴向力（kgf）A丝杠内径的断面积（mm2），F =二 dj/4d1丝杠内径（mm）传动效率二许用拉压应力（kgf/mm2 ）由于螺纹所引起的应力集中系数不能精确确定，因此取2-s为材料的屈服点（kgf/mm ）2 3 5 96

19、29. 81i0r64+1.66)481kg H =3 26()拉压应力满足要求1.4转动惯量计算：1） 工作台质量折算到电机轴上的转动惯量查表3.7-9Jg=O. 000910.11 20. (k001O2丝杠的转动惯量 查表3.7-83 2 2J 丝=3.9 10 kg .cm 1.035 = 0.004 kg / m电动机转速n = 1500 =250r/min6因此，总的转动惯量J t = J g J 丝=0. 000102 0. 02=0. 004N0n .2)电动机力矩计算快速空载启动时所需力矩:二Ta.maxTd =Ta,M f MoTt加速进给时所需力矩:式中Ta.m a文-空

20、载启动时折算到电机轴上的加速度力矩N.m ；Tf -折算到电机轴上的摩擦力矩N.m ；To -由于丝杠预金所引起，折算到电机轴上的附加摩擦力矩；Ta1 -切削时折算到电机轴上的加速力矩 N.mTt -折算到电机轴上的切削负载力矩，Nm.当采用滚珠丝杠时，Ta.max、Tf、T(、Tt的计算公式如下：对数控机床而言，因为动态性能要求较高，所以用电动机力矩主要是用不断产生 加速的，而负载力矩占的比重很小，一般都小于电动机力矩的百分之十至百分之 三十，所以通常可先按式 3.7-17选择电动机，要使快速空载动力矩小于电动机 的最大转矩，即T=Tmax,其中Tmax为电动机输出转矩的最大值，即峰值转矩, 一般为Tmax - Tt已知： 滚珠丝杠直径do=50mm，螺距P=6mm, L=1035mm,工作台重量1120N，静摩擦力 Fo=1120*0.2=224N,最大轴向负荷 Famax=2361N.加速力矩:Ta. m a x-=0.068(N.m)4n(Nm= .0041 2509. 6= 9.9