【《数控机床进给系统的结构设计》9400字（论文）】

数控机床进给系统的结构设计随着时代的变迁，技术的飞速发展，部件的设计变得更加的精密，数控加工的要求面临着考验。数控机床采用伺服进给系统代替了传统的机械驱动，这也是为什么数控机床普及速度之快。第一台数控机床是在美国制造而成的，可以用于加工飞机零件等，随着时代发展，数控机床的技术也已经越来越成熟，可以应用于各个市场，各个部门，比如:航空航天工业、车船制造工业等。在早期的制造工业，计算机运行处理数据水平有限，所以效率很低，科技发展速度受限。我们数控机床最早的研制工作时期几乎是与世界最早同步的，只不过当时处于改革开放之前，学术研究封闭，所以速度进程缓慢，历经太多困难。改革开放后才进入一个全新的黄金时期。到一九七零年，一种通用小型计算机的出现，给中国制造业带来希望。它被用来当作数控机床的大脑--核心部分。数控机床的发展进入到新的层面。现如今，我国的数控机床领域也已经取得了傲人的成绩。我们从无到有，再到现在的全球最大的数控机床生产国家，是每一位科研人员的努力。市面上数控机床通常是由车床主体、电脑装置和伺服系统组成的。间接影响加工零件的尺寸大小，精确度，粗糙程度，机械性能指数。数控机床的关键技术可以分为机床结构、伺服系统、数控技术。结合这次毕业设计，设计了一个关于伺服电机和联轴器零件的进给系统。关键词：进给伺服系统；机床结构；联轴器目录TOC\o"1-2"\h\u22184目录 第1章引言

第2章主轴系统结构设计2.1主轴传动方式方案第一种方法：以齿轮传动为主轴，其传动精度虽高，但其工作过程中会有较大的负荷及振动。齿轮传动在运行时也会产生负载，不仅不能降低其振动，而且还会使装置的振动、负载增大，而且噪声大、造价高昂。第二种方法：以蜗轮蜗杆驱动为主轴，工作时噪声低，振动少。但是，蜗轮蜗杆的传动效率很低，而且在长期使用中，齿面容易产生粘接，维修费用昂贵。第三种方法：V带驱动是一种新型的驱动形式，其中心距的选取范围较大，能满足各种需要，而且结构简单，造价低廉，维修方便。V带在工作时自带过载保护，能起到减振作用。满足了本论文所需的主轴驱动模式。2.2传动方式的优点最终得出了采用V带驱动的主轴驱动的方法。这种传动方式可以在传递时减轻传动所产生的冲击，但并不能达到减震效果。但V带传动相对于常规皮带传动，其摩擦面积增加，降低了因打滑造成的传动效率低下。并且结构简单，可调整，工作时噪声低，双滑轮中心距离大。V带传动还具有过载保护功能，在经济性上，V带传动的成本较低，而且可以满足各种大型机械的要求，而且可以满足主轴的要求。2.3确定主轴主要参数2.3.1主轴系统电机选择课题的设计前提是，3MW4980光球的旋转速度V=1.3米/秒。在工作中，最大牵引力是F=30000N，线轴的直径D=355毫米。主轴的工作功率由（2-1）式求出：p（2-1）式中：F——所需要的拉力v——主轴的速度联轴器的效率η1=0.98V带的效率η2=0.95总的传动效率为：η马达所需的电力可从方程式（2-2）中得到：pd式中：pw——主轴的旋转速度是从（2-3）式中得到的：nw根据《机械设计课程设计》P5，从表2.1、2.2中选择V带的单段传动比（2~4），而采用的减速装置是一种二段式的张拉型减速装置，其传动比为：（8~60）。这两种组合的最后的齿轮比范围是表1-1电机主要参数2.3.2总传动比的确定根据计算的范围，选择了两种合适的电机。在此基础上，选用Y225M-4型电动机为主要电机，以其经济、可靠、可靠的特点。从《机械设计课程设计》P12中可以看出，齿轮的整体性能是：i主轴采用三相异步电动机。其工作性能优于单相异步电机，在机械设备中应用范围很广，但也有其不足之处，即三相异步电机调速较差。因此，我们在马达和滑轮之间增加了一个减速装置来实现对速度的控制。实现了主轴的旋转速度及旋转精度的控制。2.4主轴系统传动优点主轴的旋转是由马达的转速输出后，经减速装置后，与滑轮相连，由V带驱动向主轴传递动力。为了使主轴获得所需要的动力和速度，采用小带轮作为主动轮，大带轮为从动轮。在带式驱动时，采用V带驱动，既能降低驱动对负载的影响，又具有经济实用、结构简单等优点。在日常的使用与维修上更加的便利。因此，V带驱动是其主要驱动形式，并对其进行了相应的参数计算。2.4.1确定计算功率pc由公式（2-4）计算功率ppc式中：kA——工况系数，一般取值kP——所选电机的额定功率2.4.2选择V带型号根据pc=49.5kw和减速器输出轴的转速2.4.3确定V带的主要参数（1）计算带轮基准直径dd1依据选择出的V带型号查《机械设计》P104表6-6和参考图6-8，确定小带轮基准直径范围：ddV带传动比为：i由大带轮直径d2=d（2）对带速v验算由公式（2-5）计算可得v=π因为V<25m/s，所以V带带速合适。（3）计算两带轮中心距a和带的基准长度L由公式（2-6）计算两带轮中心距范围a0.7(d11225mm≤可以得出初定的中心距α通过公式（2-7）确定带的基准长度的初值LLd式中：d1——d2——L通过查《机械设计》P103表6-4选取与计算最靠近的基准长度Ld=7650a≈a=624.25mm可以满足a≤1000计算安装时最小中心距amin和最大中心距aaa通过公式（2-9）计算小带轮的包角α1α1（4）确定V带传动所需要的V带根数Z查《机械设计课程设计》P106表6-7，并决定采用E7650型V带，其基本额定功率P0=10.86kw，查P107表格6-8中的功率增量∆P0Z=P因为V带根的数目只有一个整数，因此按照表6-11进行计算。获得Z≤Z（5）计算初拉力F0和主轴上的压力F查《机械设计》P102表6-2，取E型V带q=0.970F0F式中：Pc——v——V带的带速Z——V带的根数由公式（2-11）计算出作用在带轮轴上的压力FFQ=2Z式中：α——小带轮的包角2.5确定大小带轮结构和计算参数2.5.1确定大小带轮的材料在设计V带轮时常用的材料有许多，大致分为四大类型。包括有铸铁，铸钢，铝合金及工程塑料。当实际的带速v<25m/s,常使用灰口铸铁HT150和HT200。由于2.5.2计算小带轮的尺寸已知减速器输出轴的轴经为38mm，所以小带轮的轴孔直径为d=38mm，因为小带轮的基准直径ddddB=图2-1小带轮主要尺寸2.5.3计算大带轮的尺寸由于大带轮的轴孔直径是公知的d=112mm，且大带轮直径dd2=1250mm。因此，在ddB=图2-2大带轮主要尺寸2.5.4V带传动设计总结选择9条E形带，参考长度7650毫米，小带轮参考直径500毫米，大带轮参考直径1250毫米，双带轮中心距离可调节(509.5mm~853.75mm)表2-1带传动带轮设计结果2.6主轴设计及计算2.6.1确定主轴的材料主轴是机械传动系统中的一个关键部件，它是连接齿轮与旋转圆盘的核心枢纽。在机械结构中到处都是，它不但能承载动力部件，还能传输转矩和承载负载。在设计时应充分考虑工作条件和工作环境，并对其进行分析，得出最优的设计方案。由于该项目的主轴受到了复合力的影响，因此本文选用了45号钢作为该项目的主轴。作为轴类零件中常用铸造的材料之一，表现出良好的力学性能和刚度，相对于其它的铸件而言，它的成本更低。在设计主轴系统的轴时，要考虑到轴上的部件和轴向的受力。将主轴分成五个部分进行设计，第一部分是与大带轮连接的轴段，第二部分是61836深沟球轴承的安装，在第二和第三部分之间设置一个轴承，第三部分用作轴肩部分，第四部分用作第二个61836深沟轴承，第五部分用作轴和旋转盘的安装。2.6.2确定主轴上的功率，转速和扭矩主轴功率：P主轴转速：n电机轴：T减速器输出轴：T主轴扭矩：T2.6.3初步确定主轴的最小直径及首轴参数在轴的设计中，为了节约生产部件的经济节约费用，必须首先对其最小直径进行初步估计。在选定的物料和加工方法的基础上，确定最小的轴径范围，然后进行选定。本项目选用45号钢，其硬度为180HBW。根据《机械设计》P240中的12-1的数据进行分析A0dmin式中：dmin——C——与主轴材料有关的系数，45号钢选取范围为126~103这里选择C=103。因为最小的主轴直径也是装在大滑轮上的轴颈，所以它们都是用花键传递能量。因此，必须增大头部的直径百分之五。从需要可知，最小的轴径是：d取接近整数所以d由于主轴首轴与大带轮相连，因此，第一轴的直径与大带轮的轴孔直径相等d=112L2.6.4确定各轴段的长度L和直径d从首轴可以知道d1=112mm，L1=492mmd取整数得d由于轴承61836厚度为B=22mm，因此需L2≤22由于轴肩的高度不能超出轴承的内环厚度，因此在设计第2至第3部分之前的轴肩d3dL因为第4轴部分与第2轴部分安装的轴承型号相同，所以两者的长度和直径都是一样的，L4=L2=50mm，表2-2主轴的尺寸2.7键与花键的设计计算2.7.1键的设计计算在第5段的轴段上进行普通的平键（A）连接，以与旋转圆盘相连接。因为，根据计算得出d5=112mm，参考《机械设计课程设计》P165表格14.1的选择由公式（2-13）计算键工作面的挤压应力σσ=4Tℎ2.7.2确定花键的类型及计算因为光球机主轴需要较大的扭矩，花键的齿面接触大能够较好的传递动力。首轴段中采用花键与大带轮进行连接，其工作方式是载荷作用下移动的动连接，查《机械设计》P73表4-2得许用挤压压强为[σ通过公式（2-14）得出花键动连接状态下对压强的计算p=式中：T——传递的转矩（N*m）ψ——各齿中载荷分布不均系数，一般ψ=(0.7~0.8)Z——花键的齿数h——齿的工作高度l——齿的工作长度（mm）dm——p第3章进给系统的结构设计3.1确定进给系统的动力及结构第一种方法：采用空气驱动机构作为进给系统的动力，在输出功率时，摩擦阻力小，效率高，响应速度快。但是，由于气压驱动的压力过低，不适合于本论文的进给系统，而且在排气过程中会有很大的噪声。第二种方法：进给系统采用液压驱动，具有传动平稳、工作压力大等特点，并能根据设备状况灵活地安装，速度调节范围大。很好地满足了这篇文章对进给系统的要求。3.1.1确定进给系统的动力相对于一般的设备，需要更高的工作压力。该项目对进给系统的工作压力也很大。选用液压驱动的进料系统动力源，它具有质量轻、体积小、运动惯性低、起动速度快等特点。另外，它的其它部件，也可以根据不同的工作环境，灵活地安装。液压驱动自带过载保护，在紧急状况下，推杆可停止动作。在正常工作状态下，移动平滑也能起到保护作用。而且，该方案的水力设计费用低廉，可以达到要求的传动效果。通过以上的选择，将进给系统的驱动模式以液压驱动为主。3.1.2确定进给系统的结构在主轴旋转后，必须向主轴施加向前的作用力，以确保在研磨钢珠时，有充足的压力。由液压推杆带动固定心轴的轴台，使其沿直线导轨实现进给。通过推动杆向前、向后、向下的动作，完成装置所要求的紧固、保压、连续压力、卸载、状态。当钢珠经过两个磨盘的一定研磨后，球体的直径会变小，此时液压系统就会不断地给它施加压力，直至所有的球体都满足了工艺的要求，然后停止压力，卸载，就可以完成对球体的研磨。其工作过程是：推进（固定钢珠）、缓慢推进（加压）、推杆向后（卸压）。3.2计算液压系统的参数3.2.1确定液压系统的外负载该项目中的液压推杆在一条直线上进行重复的移动，并对其施加的外力进行了计算。外部载荷包括三种载荷：工作负载FL,摩擦阻力负载Ff，惯性负载工作负荷与设备的工作状态相关，它可能是固定的，也可能是一个变量，也可能是一个负数。与推杆作用力相对的作用力为负，而与推杆作用力方向一致的作用力为正。该项目设计了以2吨为基础的轴台和主轴的质量，并对推杆推进轴座推进过程中的根力和反力进行了理论分析。在推进时，轴座将一个与推杆的运动方向相反的作用力作用于推杆。所以FLF本课题设计的轴承座是沿直线滑动轨道运动，因此可以忽略摩擦阻力。F惯性载荷是按照牛顿第二定律，由零件的运动速度的改变来进行的。Fa式中∆v——∆t——a——∆初步确定部件速度的变化量为∆v=0.1m/s，所以得带入公式aF=与上述三种载荷相结合，由（3-2）式得到外部载荷：Fw式中：FL——Ff——Fa——F通过将三种载荷的相加，可以得到组件在三种不同的移动状态下的作用力：前进加压时：F卸压后退时：F固定稳态时：F由于FL不是所有工作时间都有的，当钢珠被安装时，液压推杆是静止的。此时推杆没有工作负荷FL的影响，所以这时因为液压缸的种类很多，因此采用的密封材料和方法也各不相同。因此，不能准确地计算密封阻力，负载F通过公式（3-3）在活塞上施加：F=F式中：ηw——3.2.2选择进给系统压力在确定外部载荷后，进行油缸的选取，并对系统的工作压力进行了测定。在选择工作压力时，应从经济性和系统设计两个角度进行分析。当选择的工作压力小时，要加大执行部件的大小，而当工件的质量和要求达到一定的转速时，所需的流量也会随之增加。相反，工作压力越大，油缸密封性能越好，零件的加工精度也就越高。因此，要根据实际工作条件选择合适的工作压力。从《液压与气动传动》P191中的3-1、3-2中提取适当的工作压力。表3-1按负载选择工作压力负载F/kN<55~1010~2020~3030~50>50工作压力p/MPa<0.8~1.01.5~2.02.5~3.03.0~4.04.0~5.0>5.0~7.0表3-2设备常用的工作压力设备类型粗加工机床半精加工机床粗加工或重型机床农业机械或小型工程机械液压机、重型机械、大中型挖掘机械、起重运输机械工作压力p/MPa0.8~2.03.0~5.05.0~10.010.0~16.020.0~32.0通过表格初步选取进给系统的工作压力为p3.3确定液压缸的主要参数3.3.1液压缸的主要尺寸液压推杆在前进与退后时两个不同的工作状态如下图3-1图3-1图a：F=F图b：F=F两式中：A1——A2——p1——p2——由有效面积的两个公式：A1A2式中：D——活塞的直径d——推杆的直径通过表3-3选取执行元件的背压力表3-3执行元件背压力表本文仅用一个液压缸来完成一个简单的直线重复运动，因此选择p2=0.3MPa表3-4根据工作压力选直径比工作压力MPa<55.0~7.0≥7.0i=d/D0.5~0.530.62~0.70.7因为工作压力初选为4MPa，所以i∅=d表3-5有效面积比iФ(d/D)0.40.50.550.620.71φ(A1/A2)1.251.331.460.1612由表格选出相对速度比为φ=1.46。根据液压缸活塞直径公式（3-8）求出活塞的直径DD=4F式中：F——作用于活塞上的载荷i∅——由活塞与推杆直径比为i∅=0.52通过综合计算出的数值：缸径D=103.23mm；杆径d=53.67mm；两个有效面积比值φ=1.46。从国家标准工程液压缸表格中选取型号为HSGL01-110/dE的工程液压缸，取得缸径D=110列表3-6如下：表3-6液压缸主要参数3.3.2确定活塞杆的行程将两个圆盘之间的最大间距设置为80毫米，本课题所研究的研磨钢珠的直径为（3mm至50mm)，通过凸缘气缸的安装尺寸，从气缸直径110mm，可以看出该气缸的长度XC+440+S=440+77=517mm3.4确定液压泵的主要参数3.4.1计算液压泵的最大压力pp用两个公式计算油泵的最大工作压力：ppp1式中：p1——Σp——p3.4.2确定液压系统中液压泵的流量Qp首先给出一根水力推杆的最大转速vmaxv=a式中：a——部件的加速度l——设备推杆所需要移动的行程将v带入公式（3-12）计算液压缸的最大工作流量Qmax式中：Qmax——A1——通过公式（3-13）计算液压缸的流量Qp式中：K——系统的泄漏系数，一般的取值范围为（1.1~1.3）Q3.4.3确定液压泵的规格在选用液压泵额定工作压力时，应留出一定的油压，使油缸的工作压力达到要求。因此，对油缸最高工作压力的要求是25-60%。液压泵的工作压力是：p查机械设计手册CB-F型齿轮泵技术参数表，选取出类型为CB−F的齿轮泵作为液压泵，数值如下表3-7：表3-7液压泵主要参数3.4.4确定液压泵的驱动功率P若工作时，液压泵的工作压力、流量均趋于平稳，则可用公式（3-14）P=p式中：ηp——液压泵总效率，可以查表3-8得出选取P=表3-8液压泵类型选择根据《机械设计课程设计》中所计算的功率和速度，选用Y160M1-2型电动机作为液压泵的动力马达。第4章光球机主机结构仿真设计4.1转动盘的结构设计转动盘是一种沿进给方向与主轴铰链相连的研磨装置，由进给系统的液压推杆产生的推动力将所述压力传递至钢珠，从而保证了研磨过程中的压力。在旋转盘和固定盘上增设滚道道数，使其充分研磨，提高研磨效率。当滚道增大时，两个圆盘的直径也要相应地增大。4-1显示的转动盘的立体图形。图4-1转动盘4.2轴台的结构设计本论文设计了两个轴台，一套用于与主轴的二轴部分相配合，以实现对主轴的定位。另一种是与第四轴节相配合，它的功能是将推杆与液压推杆相连接，以提供一个推力点。当再次推进和后退时，驱动轴座，使轴台上的轴实现一条直线的进退。轴平台的立体图形结构如下图4-2。图4-2轴台结构4.3主轴系统结构本论文以V带驱动的形式向主轴传送功率，通过减速装置驱动小滑轮，大带轮与主轴通过花键联结，使滑轮旋转，从而带动主轴旋转。主轴的另一头与旋转圆盘通过按键相连，当需要不同直径的钢珠时，可通过改变旋转圆盘将其固定于圆盘之间，从而解决了一种仅能研磨相同直径的圆珠的问题，从而有效地改善了设计装置的使用范围。图4-3主轴系统仿真设计4.4进给系统仿真设计进给系统主要为磨球时所需的工作压力，使进给系统能实现进、停、回。以满足旋转圆盘所需的压力、紧固、卸载等要求。在设计的轴座上，将动力传递给旋转圆盘，从而实现对钢珠的挤压。本论文利用液压推杆作为供料系统的动力源，将轴座置于线性滑道上，使圆盘沿一条直线运动，并按需要调节两个圆盘的间距，见图4-4。图4-4进给系统仿真设计第5章总结与展望5.1总结本论文主要研究3MW4980型磨盘的主轴与进给系统，旨在改善其工作效率，提高其精确度与品质，而在保证其工作速度的前提下，又能满足一定的工作压力，是本文所要解决的问题。（1）V带驱动是光球机主轴系统旋转的一种方法，可降低光球机工作时的噪声。在保证旋转速度的前提下，还能减少对钢珠的研磨引起的震动，从而提高设备的使用寿命。（2）进给系统选择了液压推杆，以满足工作中所需的压力，实现了对加压、保压、卸压三种工况的要求。在此基础上，可对各种直径的钢珠进行调整，使其冲程能得到适当的调整。（3）将主轴系统的主轴进行键合和花键联接，并将其与大带轮的花键联接，从而使第一轴的受力均匀，延长了其使用寿命。本机与转轮采用键合方式，可根据球体的直径进行调整，以适