数控立式钻铣床改造.

本科毕业设计论文目录第一章数控机床概述 1一.数控机床的简介 1（一）数控机床的产生及其重要性 1（二）数控机床应用范围及特点 1（三）数控机床的组成 2（四）数控技术的发展现状与趋势 3第二章机床总体布局设计 5一. 机床总体尺寸参数的选定 5二. 机床主要部件及其运动方式的选定 5第三章主传动的设计 6一. 议定转速图 6（一）确定结构式和结构网式 错误！未定义书签。（二）议定转速图 6（三）确定各齿轮的齿数 7（四）传动系统图的拟定 9二. 主传动主要零件的强度计算 9（一）电动机的选择 9（二）齿轮传动的设计计算 10（三）轴的设计计算 13（四）离合器的选用 26第四章 进给系统的设计计算 27一. 垂直进给系统的设计计算 27（一）脉冲当量和传动比的确定 27（二）滚珠丝杠设计计算 29（三）步进电机的选择 33（四）滚珠丝杆副的预紧方式 35（五）齿轮传动消隙 35二. 横向进给系统的设计计算 36（一）脉冲当量和传动比的确定 36（二）滚珠丝杠设计计算 37（三）步进电机的选择 39第五章控制系统的设计 41一. 控制系统总体方案的拟定 41二. 总控制系统硬件电路设计 41（一）单片机的选用 41（二）系统的扩展 44（三）键盘、显示器接口 46（四）步进电机控制电路 47（五）光电隔离电路 48结论 50致谢 51参考文献 52本科毕业设计论文第一章数控机床概述一.数控机床的简介（一）数控机床的产生及其重要性随着社会生产和科学技术的飞跃发展，社会对产品多样化的要求日益强烈， 产品更新越来越快，特别是在宇航、造船、军事等领域需要的机械零件。此外， 激烈的市场竞争要求产品研制生产周期越来越短，传统的加工设备和制造方法难 于适应这种多样化与复杂形状零件高质量的加工要求，为了解决上述问题，数控 机床应运而生。数控机床是综合应用了微电子、计算机、自动检测以及精密机械等技术的最 新成果而发展起来的新型机床，它标志着机床工业进入了一个新的阶段。从第一 台数控机床问世到现在，数控技术的发展非常迅速，使制造技术发生了根本性的 变化，几乎所有品种的机床都实现了数控化。数控机床的应用领域也从航空工业 部门逐步扩大到汽车、造船、机床、建筑等民用机械制造行业。努力发展数控加 工技术，并向更高层次的自动化、柔性化、敏捷化、网络化和数字化制造方向推 进，是当前机械制造业发展的方向。数控加工技术也是发展军事工业的重要战略技术。美国与西方各国在高档数 控机床与技工技术方面，对我国进行封锁限制，因为许多先进武器装备的制造， 如飞机、导弹、坦克等的关键零件，都离不开高性能数控机床的加工。我国的航 空、能源、交通等行业也从西方引入了一些五坐标机床等高档数控设备，但其使 用受到国外的监控和限制，这一切均说明数控加工技术在国防现代化方面所起的 重要作用。（二）数控机床应用范围及特点目前的数控加工主要应用于以下两方面：一方面的应用是常规零件加工，如二维车削、箱体类镗铣等。其目的在于提 高加工效率，避免认为误差，保证产品质量，以柔性加工方式取代高成本的工装 设备，缩短产品制造周期，适应市场需求。这类零件一般形状较简单，实现上述 目的的关键在于提高机床的柔性自动化程度、高速精加工能力、加工过程的可靠 性。另一方面的应用是复杂形状零件加工，如模具型腔、涡轮叶片等。该类零件 在众多的制造行业中具有重要的地位，其加工质量直接影响以至决定着整机床品 的质量。这类零件型面复杂，常规加工方法难以实现，它不仅促使了数控加工技 术的产生，而且也一直是数控加工技术的主要研究及应用对象。由于零件型面复 杂，在加工技术方面，除要求数控机床具有较强的运动控制能力外，更重要的是 如何有效地获得高效优质的数控加工程序，并从加工过程整体上提高生产效率。（三）数控机床的组成如图所示，数控机床由一下几个部分组成:图1-1数控机床组成1 .程序编制数控程序是数控机床自动加工零件的工作指令。在对加工零件进行工艺分析 的基础上，确定零件坐标系在机床坐标系上的相对位置，即零件在机床上的安装 位置，刀具与零件相对运动的尺寸参数，零件加工的工艺路线或加工顺序，主运 动的起、停、换向、变速、进给运动的速度、位移大小等工艺参数，以及辅助装 置的动作，得到零件的运动、尺寸、工艺参数等加工信息后，用由文字、数字和 符号组成的标准数控代码，按规定的方法和格式，编制零件加工的数控程序单。2. 输入装置输入装置的作用是将程序载体上的数控代码传递并存入数控系统内。根据控 制存储介质的不同，输入装置可以是光电阅读机、磁带机或软盘驱动器等。数控 机床加工程序也可通过键盘用手工方式直接输入数控系统。零件加工程序输入过程有两种不同的方式：一种是边读入边加工，另一种是 一次将零件加工程序全部读入数控装置内部的存储器，加工时再从內部存储器中 逐段逐段调出进行加工。3. 数控装置数控装置是数控机床的核心，数控装置从内部存储器中取出或接受输入装置 送来的一段或几段数控加工程序，经过数控装置的逻辑电路或系统软件进行编译、 运算和逻辑处理后，输出各种控制信息和指令，控制机床各部分的工作，使其进 行规定的有序运动和动作。4. 辅助控制装置辅助控制装置的主要作用是接收数控装置输出的开关量指令信号，经过编译、 逻辑判别和运动，再经功率放大后驱动相应的电器，带动机床的机械、液压、气 动等辅助装置完成指令规定的开关量动作。这些控制包括主轴运动部件的变速、 换向和启停指令，刀具的选择和交换指令，冷却、润滑装置的启动停止，工件和 机床部件的松开、夹紧，分度工作台转位分度等开关辅助动作5 驱动装置和位置检测装置驱动装置接受来自数控装置的指令信息，经功率放大后，严格按照指令信息 的要求驱动机床移动部件，以加工出符合图样要求的零件。因此，它的伺服精度 和动态响应性能是影响数控机床加工精度、表面质量和生产率的重要因素之一。 位置检测装置将数控机床各坐标轴的实际位移量检测出来，经反馈系统输入到机 床的数控装置之后，数控装置将反馈回来的实际位移量值与设定值进行比较，控 制驱动装置按照指令设定值运动。6.机床的机械部件数控机床的机床本体与传统机床相似，由主轴传动装置、进给传动装置、床 身、工作台以及辅助运动装置、液压气动系统、润滑系统、冷却装置等组成。但 数控机床在整体布局、外观造型、传动系统、刀具系统的结构以及操作机构等方 面都发生了很大的变化，这种变化的目的是为了满足数控机床的要求和充分发挥 数控机床的特点。（四）数控技术的发展现状与趋势随着科学技术的发展，数控机床借助于微电子、计算机技术的飞速进步正向 着高精度、多功能、高速化、高效率、复合加工功能、智能化等方向迈进，明显 地反映出时代的特征。当前，数控机床技术呈现如下发展趋势：1. 精度化当代工业产品对精度提出了越高的要求，典型的高精度零件如陀螺框架、伺 服阀体、涡轮叶片、非球面透镜、光盘、等，这些零件的尺寸精度要求均在微米、 亚微米级。因此，加工这些零件的机床也受到需求的牵引而向高精度发展。2. 高速度化提高生产率是机床技术发展追求的基本目标之一，而实现这个目标的最主要、 最直接的方法就是提高切削速度和减少辅助时间。随着刀具、电机、轴承、数控 系统等相关技术的突破及机床本身基础技术的进步，使各种运动速度大为提高。3. 高柔性化柔性是指机床适应加工对象变化的能力，当代产品的多样化和个性化，对机 床提供了更高的柔性加工要求。数控机床在提高单机柔性化的同时，朝着单元柔 性化和系统柔性化方向发展。不仅中、小批量的生产方式在努力提高柔性化能力， 就是在大批量生产方式中，也积极向柔性化方向转向。4. 高自动化高自动化是指在全部加工过程中尽量减少“人”的介入而自动完成规定的任 务，包括物料流和信息流的自动化。自上世纪 80年代中期以来，以数控机床为主 体的加工自动化已从“点”的自动化（单台数控机床）发展到“线”的自动化（柔 性制造车间），结合信息管理系统的自动化，逐步形成整个工厂“体”的自动化，并出现了 FA（自动化工厂）和 CIM （计算机集成制造）工厂的雏形实体。数控机 床的高自动化并向FMCFMS集成方向发展的总趋势仍然是机械制造业发展的主流。5. 复合化复合化包含工序复合化和功能复合化。在一台数控设备上能完成多工序切削 加工（如车、铣、镗、钻等）的加工中心，打破了传统的工序界限和分开加工的 规程。一台具有自动换刀装置、自动交换工作台和自动转换立卧主轴头的镗铣加 工中心，不仅一次装夹便可以完成镗、铣、钻、铰、攻丝和检验等工序，而且还 可以完成箱体件五个面粗、精加工的全部工序。6. 智能化数控技术的一个重要发展趋势是加工过程的智能化，带有自适应控制功能的 控制系统，可以在加工过程中根据切削力和切削温度等加工参数，自动优化加工 过程，从而达到提高生产率，增加刀具寿命并改善加工表面质量等目的。刀具破 损监控和刀具智能管理功能可以智能的管理刀具，使得刀具保持最佳工作状态。 另外以工艺参数数据库为支撑的、具有人工智能的专家系统被用于指导加工。7. 网络化为适应制造业的网络化和全球化发展趋势，数控系统的网络化功能也日趋重 要。在企业内部，具有网络功能的数控系统可以充分实现企业内部的资源和信息 共享，适应未来车间的面向任务的定单的生产发展模式，使得生产控制系统的集 成更加简便有效。8. 咼可靠性数控机床的可靠性是数控机床产品质量的一项关键性指标，数控机床能否发 挥其高性能、高精度、高效率，并获得良好的效益，关键取决于可靠性。数控系 统可采用更高集成度的电路芯片，利用大规模的专用及混合式集成电路，以减少 元器件的数量，提高可靠性。-图1-2数控立式钻铳床第二章机床总体布局设计一.机床总体尺寸参数的选定根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下:工作台宽度3长度4003 1600mm主轴锥孔724工作台最大纵向行程300mm工作台最大横向行程375mm主轴箱最大垂直行程400mm级王轴转速级数12主轴转速范围301500r/m inX、丫轴步进电机130BF001（反应式步进电动机）Z轴步进电动机130BF001（反应式步进电动机）主电动机的功率4.0KW主轴电动机转速1440r/mi n机床外形尺寸（长3宽3高）1503 12003 2300mm机床净重500Kg二.机床主要部件及其运动方式的选定1. 主运动的实现因所设计的机床要求能进行立式的钻和铣，垂直方向的行程比较大，因而采用 工作台不动，而主轴箱各轴向摆放为立式的结构布局。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，主轴箱主要采用液压系统控 制滑移齿轮和离合器变换齿轮的有级变速。2. 进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、丫、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。3. 数字控制的实现采用单片机控制，各个控制按扭均安装在控制台上，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7本科毕业设计论文第三章主传动的设计一.议定转速图此处省略nnnnnnnnnnNn如需要完整说明书和设计图1#本科毕业设计论文1#本科毕业设计论文纸等.请联系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩（二）议定转速图根据已确定的结构式或结构网议定转速图时，应注意解决定比传动和分配传 动比，合理确定传动轴的转速。1. 定比传动在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面的要求， 以及满足不同用户的使用要求。在钻铣床的设计中，总降速比为 u=125/1440=0.087。若每一个变速组的最小降速比均取 1/4，则三个变速组的总降111 1速可达- -0.016，故无需要增加降速传动，但为了使中间两个变速组44464做到降速缓慢，以利于减小变速箱的径向尺寸和有利于制动方便，在IU轴间24增加一对降速传动齿轮（24 ），同时也有利于设计变型机床，因为只要改变这对34降速齿轮传动比，在其他三个变速组不变的情况下，就可以将主轴的12种转速同时提高或降低，以便满足不同用户的要求。2. 分配降速比前面已确定，12= 33 23 2共需三个变速组，并在IU轴间增加一对降速传动齿轮，要用到四个变速组，在主轴V上标出12级转速：1251600r/min,在第I轴上用A点代表电动机转速n°=1440r/min，最低转速用E点标出，因此 A,E两点相距约11格，即代表总降速传动比为ut定出各变速组的最小传动比19本科毕业设计论文根据降速前慢后快的原则，在iv-v轴间变速组取，在m-w轴间变©速组取u =，在n-m轴间变速组取u =，贝U铲A图2-2转速图根据结构式可知：nv轴间变速组的级比指数分别为：1, 3, 6,传动副为:3，2，2,则画出上图的转速图。（三）确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噪声， 所以在设计时要把齿数和控制在 Sz乞1°° 12° ；为了控制每组啮合齿轮不产生根 切现象，使最小齿数Zmin _18 2°，因而齿轮的齿数和不应过小。在V-V轴间因为 屮 八2 =1.59，又因为Zmin-17而最小齿轮的齿数是在U8的齿轮副中，令Zmin=20，则3=67,70,73,77,78等，因为在高 速轴中尽量使齿轮的几何尺寸小一点以减小主轴的尺寸，所以可取Sz = 67可查出：z15"9，Z16= 67 "9=48Z14=26，Z13726=41同理：1 1Us"，U6=A=1 且查得 SZ3= 60,66,72,74,.取 Sz = 66 则查得：Z122，Z12 = 66 22 =44Z9 - 33， z10 = 66 - 33 = 331 1 1 1 1U厂，W6，U4 二厂1.59查得：Sz =52,54,70因为三联滑移齿轮中的最大齿数与次大齿数之差必须要大于或等于4则必需有sz70 o2minSz=23”60又因为前传动轴的转速高，扭矩小，一般传动件的尺寸要小一些，因而齿数 和可取比前一级变速组小。用计算法取Z7min = 23，则Z8 = Z =厂=37，U4 1.591可得Z5=11.2660 =27，Z =60 27 =331 ' Z61 -U21.26乙=今二丄価虫，刃仝。30 = 30Z3 1 U2Sz 11Z4因为Ui二鬻 皿6所以取才24，则Z2,0加34滑移齿轮齿数的验算：在三联滑移齿轮Z5，Z5，Z7中，为了确保其左右移动时11本科毕业设计论文#本科毕业设计论文Z5与最大齿轮的配能顺利通过，不致相碰，则必须保证三联滑移齿轮的次大齿轮 对齿轮Z4不相碰（最大齿轮布置在中间），即:(3-2)1 1 2m（Z5 又因为 m（Z3 Z4），则必须保证：Z3 - Z54，从上面计算可知：乙=30，）-m（Z42）： AZ5=27，则Z3-Z5 =30_27 =3 ：4，这与要求不符。但是由于川与W都采用了离 合器，使齿轮Z4和Z8的距离拉大了，因而在滑移齿轮在移动过程中不存在相碰的 情况，所以三联滑移齿轮在这个设计里是可以实现的。（四）传动系统图的拟定根据以上分析及计算，拟定如下传动系统图：13本科毕业设计论文#本科毕业设计论文二.主传动主要零件的强度计算（一）电动机的选择1 电动机的功率计算n=钻头材料选用 W18Cr4V,6、80公斤/毫米，根据加工要求选用钻头直径D=25mm则查表得进给量 S= 0.390.47mm根据钻孔切削用量表查得：15本科毕业设计论文377r/min , M=8580N m则可得:Mn716200 1.368580 377=3.32 kw716200 1.36(3-3)#本科毕业设计论文2. 电动机参数的选择在选择电动机时，必须使得P额定 P总,根据这个原则，查机械设计手册 选取Y112M-4型电动机，其基本参数如下（单位为 mr）A=190 B=140 C=70 D=28E=60 F=8G=24H=112 K=12 AB=245 AC=230AD=190 HD=265 BB=180 L=400（二）齿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、生产效率高、生产成本低等优点, 而且直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求，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 7-6-6的精度，具体设计步骤如下：1. 模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。齿轮弯曲疲劳的估算公式：/ Nm32a，Z mm（式中N即为齿轮所传递的功率）（3-4）齿面点蚀的估算公式：A - 323 N mm （式中N即为齿轮所传递的功率）（3-5）'nj其中nj为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距由中心距A及齿数乙乙求出模数:17本科毕业设计论文#本科毕业设计论文mj2A mmZi Z2(3-6)#本科毕业设计论文#本科毕业设计论文根据估算所得mw和mj中较大的值，选取相近的标准模数 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 n j =1440r/mi nmw4.0 0.9924 14401.55mmmj4.0 0.99汽;F0T=4.48 mm2 4.482434=0.15 mm#本科毕业设计论文#本科毕业设计论文所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为 m_mw_ 0.15mm第二对齿轮副n j =1002r/minmw - 3234.0 0.992。98= 1.76mm23 1002#本科毕业设计论文#本科毕业设计论文'4 0汉 0 992 汉 0 981002A _323 4. 0一0.98 =1.98 mmmj = 2 便= 0.066mmj 23 37所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为m - mw - 0.066 mm第三对齿轮副nj = 631r / minmw 323 A。°."3 °98222 631=2.06 mmcc3 4.0 0.993 0.982323631=5.78 mm#本科毕业设计论文#本科毕业设计论文mj 二 2 5.78 = 0.175 mmj 22 44#本科毕业设计论文#本科毕业设计论文所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为 m-mw - 0.175 mm#本科毕业设计论文#本科毕业设计论文第四对齿轮副 n j = 315r/ min#本科毕业设计论文19本科毕业设计论文mw _3234.0 0.994 0.983 = 2.71mm19 315#本科毕业设计论文#本科毕业设计论文315A _ 323 4.0 0.994 0.983 = 7Qmmm 2 7.22 = 0.22 mmJ 19 48所以，第四对齿轮副传动的齿轮模数应为m _ mw _ 0.22 mm综上所述，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轴得转速比较小，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IW间各个齿轮模数 均为 m =2.5mm 在V轴上就取 m2 =3mm。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：d1=24 2.5=60d2 =34 2.5 =85d3 =30 2.5 二 75d4=30 2.5 二 75d5 =27 2.5=67.5d6 =33 2.5=82.5d7=23 2.5 = 57.5d8 =37 2.5=92.5dg =33 2.5 = 82.5d10=33 2.5 =82.5=22 2.5 = 55d12=44 2.5 =110d13-41 3=123d14 =26 3 = 78d15 = 19 3 = 57d16-48 3=1443. 齿轮宽度B的确定齿宽影响齿的强度，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，反儿容易引起振动和噪声。本次设计中，取主动齿轮宽度B=8m=83 2.5=20mm在最后一对齿轮啮合取也取 B=7叶20），则与其啮合的从动齿轮的 宽度一致。而取多联齿轮的宽度B=8m=8 2.5=20mm为了使啮合更容易和平稳， 则与其啮合的从动齿轮的宽度要小一点，取 B' =6m= 63 2.5 = 15mm4. 齿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，齿轮的其它参数都可以由以上计算所得的参数计算出来，本次设计中， 这些参数在此不在计算。5. 齿轮结构的设计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，7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， 必须才能达到6级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。6. 齿轮的校核（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KA,动载荷系数Kv,齿间载 荷分配系数K：及齿向载荷分布系数K -即：K =KAKvK：K ：=1.253 1.073 1.1 3 1.12=1.65（3-7）查表得：Z =0.88 Zh=2.5ZE =189.85=ZhZeZ.眉叮）（3-8）V bd1 u将数据代入得：二h 1100mpa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，其它齿轮 也符合要求，故其余齿轮不再验算，在此略去。（三）轴的设计计算1. 各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，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：（ 3-9）:n对于空心轴，则dAomm(3-10)Y n (1 - B )式中，P 轴传递的功率，kWn轴的计算转速，r/mi nA经验值取B的值为0.5(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，本次设计所选用的电动机额定功率Nd =4.0kW各传动轴传递的功率可按下式计算：P=Nd(3-11 )n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，则各轴传递的功率为：R =Nd“=4.0 0.99 0.99 0.98 = 3.842kWP2 =P12二 3.8420.980.99 二 3.728kWP =P23=3.7280.980.99 = 3.616kWP4 -P34=3.6160.980.99 =3.509 kW(2) 估算各轴的最小直径本次设计中，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40Cr,其它各轴的材料均选择45钢，取A0值为115,各轴的计算转速由转速图得出：n1j=1002r/mi n,n 2j=631r/mi n,naj=315r/mi n,nj=250r/min所以各轴的最小直径为：3 842d11一 = 16.8mm、1002di_115 3 3.616 = 25.9mm 315d-115 3 250二 27.7mm在以上各轴中，每根轴都开有平键或花键，所以为了使键槽不影响轴的强 度，应将轴的最小直径增大5%将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径 为：dnmin =18mm, d皿 min =23mm,min =34mm, dvmin =46mm2. 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：(1) 应满足轴承及齿轮的定位要求。(2) 应满足滑移齿轮安全滑移的要求。3. 轴的刚度与强度校核根据本次设计的要求，需选择除主轴外的一根轴进行强度校核，而主轴必 须进行刚度校核，在此选择第川根轴进行强度校核。(1)第川根轴的强度校核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齿轮传递过来，而后 通过一个三联齿轮将动力传递到下一根轴，其两端通过一对角接触球轴承将力 转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽 略不计。所以只要校核其在xz平面及yz平面的受力。轴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梁，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xz平面内：1=4502) 作出轴的弯矩图根据上述简图，分别按xz平面及yz平面计算各力产生的弯矩，并按计算结 果分别作出两个平面的上的弯矩图。在xz平面内，根据力的平衡原理可得:R1+R2+Ft2=Ft1将各个力对R1取矩可得:Ft1 3 a=Ft23（ l-b）+R23 lFt仁2P 口 /d7Ft2=2 P 皿 /d11由以上两式可解出：R1=Ft1 (l-a ) /l-Ft2 3 b/lR2=Ft13 a/l-F2xz+Ft2 3 b/l由于有多个力的存在，弯矩无法用一个方程来表示，用x来表示所选截面距R1的距离，则每段的弯矩方程为：在 AB段：M=R3 x(a> x > 0)(l-b >x>a)在 BC段: M=R3 ( a+x) -Ft1 3 x在 CD段: M=R2(l-x )(l >x>l-b )则该轴在xz平面内的弯矩图为：MB图2-6轴在xz平面内的弯矩图同理可得在yz平面内的弯矩图为:25本科毕业设计论文#本科毕业设计论文由上求得的在xz、yz平面的弯矩图，根据M= M xz2 M 2yz可得总的弯矩图为:BC图2-8轴的总弯矩图#本科毕业设计论文#本科毕业设计论文Ma= . M 2 C T)2求出计算弯4)作出计算弯矩图根据已作出的总弯矩图和扭矩图，则可由公式矩，其中a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变应力，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。即当扭转切应力为静应力时，取a" 0.3 ；扭转切应力为脉动循环变应力时， 取口 0.6 ；若扭转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" 0.3，则计算弯矩图为：5)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60MP由计算弯矩图可知，该轴的危险截面在B的作用点上，由于该作用点上安装滑移齿轮，开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩为：W= n d4+ ( D-d) (D+d 2zb/32D(3-12 )其中z为花键的数目，在本次设计中，z=6， D=28mmd=23mm b=6mm所以其截面的惯性矩为 W=524.38mm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：Ft=2T1/d1，Fr=Ft 3 tan a(3-13)其中T1为小齿轮传递的扭矩，N2 mm a为啮合角，对标准齿轮，取a =20：;而Ft与Fr分别对应与xz平面及yz平面的力。各段轴的长度可从 2号A0图中得 出，则根据前面的公式可得出该轴危险截面的计算弯矩为：MCa=25014.22N2 m则该轴危险截面所受的弯曲应力为：S ca=25014.22/524.38 " 47.7MP< 60MP所以该轴的强度满足要求。(2)主轴的刚度校核1 ）主轴材料的选择考虑到主轴的刚度几强度，选择主轴的材料为 40Cr,并经过调质处理。2 ）主轴结构的确定主轴直径的选择，根据机床主电机功率来确定 Di因为P= 4KW属于中等以上转速，中等以下载荷的机床，所以可取U = 60 70mm根据以下的公式确定主轴内孔直径44KoK(3-14)Io 二(D -d )/64, d 4_4_1_(f)I-：D /64D其中Ko， Io-空心主轴的刚度和截面惯性矩K, I -实心主轴的刚度和截面惯性矩当.-°.7则主轴的刚度急剧下降，故取<0.7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,在此不在绘出。其中：D1 =69.832 d=31.750D2 = 540d= 18 d14L=733）主轴的刚度验算轴的变形和允许值：轴上装齿轮和轴承处的绕度和倾角（y和二）应该小于弯曲变形的许用值y和a】，即卩yiyi&>6轴的类型y (mr)i变形部位B 】(rad)一般传动轴4.00030.0005l装向心轴承处0.0025刚度的要求较咼-0.0002l装齿轮处0.001安装齿轮轴(0.010.00 ) m装单列圆锥滚子轴承0.006其中：L表跨距，m表模数轴的变形计算：计算轴本身弯曲变形产生的绕度 y及倾角二时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁。按材料力学相关公式计算，主轴的直径相差不大且计算精度要求不高 的时候，可把轴看作等径轴，采用平均直 d来计算，计算花键时同样选择用平均 直径。圆轴：dii（3-15）惯性矩：1=:-di464（3-16）矩形花键轴：宀D d d1 =2（3-17）64i d2"&（3-18）惯性矩：42,二d6z(D -d)(D d)I（3-19）64轴的分解和变形合成：对于复杂受力的变形，先将受力分解为三个垂直面上 的分力，应用弯曲变形公式求出所求截面的两个垂直平面的二和y。然后进行叠加,在同以平面内的可进行代数叠加，在两平面内按几何公式，求出该截面的总绕度 和总倾角。提高轴刚度的一些措施：加大轴的直径，适当减少轴的跨度或增加第三支承， 重新安排齿轮在轴上的位置改变轴的布置方位等。轴的校核计算：轴的计算简图在xz平面内：主轴的传动功率：P主=4 0.996 0.94=3.513KW主轴转矩：9.500 106 3.513 ,T 主=156900N mm250支点上的力：T主2汇 1.569 汇 105KlFtB =22614.8Nd130T主2 汉 1.569 汉 105Ftc =2 主2092Nd135根据弯矩平衡得:Rhe 623 - Ftc (623 - 329) FtB (623 - 408) = 0 求得：Rhe=-84.9根据力平衡得：Rha =607.7N4) 垂直平面的弯矩图Frb = FtB tg： =951.71NFrc =Frc tg： =761.4N根据平面内弯矩平衡有：Rne 623 - Frc (623 - 329) Fb (623 - 408) = 0Rne =88.6N再根据力平衡得：Rna =-101.71N，则可得B C点得弯矩图:图2-10垂直平面内的弯矩图在B点和C点为最危险截面，要满足要求，B、C点满足即可，在B、C截面 得弯矩为：Mb -'、Mbh2 M bv2 =803403.1N2mm(3-20)MCj：'MCH2 MCV2 =675702.3 N2 m(3-21 )扭矩图为:经分析可知B所在得位置为最危险截面，只要 B满足条件即可，则刚度满足。计算弯矩：Mcb 二 Mb，(2TB)2( 3-22)=862517.2 N2mm轴得抗弯截面系数为：4(3-23)w 平4 +(D -d)(D +d)zb-32D_ 4069440020 140 8 10-32 x 803=145983.7 mm所以匚ca 二 MCa = 53.96 ：W故满足第三强度理论。刚度验算：在水平面内，FtB单独作用时：2 2(3-24)心 pb(3l - 4b )48EI2 2 =2614.8汉 2.5(3汉 623 4 汉 215 )一548 2.1 10 I=-0.02598mm其中 |=口 =274750032在ftc单独作用下：2 2(3-25)pb(3l -4b )48EI2 22092 294(3 623 -4294 2 761.4 294(3 623 -4 294 ) 48汇2.1汇105汉I)548 2.1 10 I=-0.0182mm在两力得共同作用下:31本科毕业设计论文33本科毕业设计论文fc1 = 0.00778mm#本科毕业设计论文#本科毕业设计论文(3-26)(3-27)4 一 口 二 0.0006mm在垂直面内有(在Fb单独作用时)2 2fc1，b(3l4b)48EI2 2 =951.71 x2.15(3x623 4215 )548 2.1 10=-0.0182mm在两力的共同作用下: 1 I=-0.0072mm44其中 i=_(D口 =274750032在Fq单独作用下:2 2r pb(3l -4b )fc248EI#本科毕业设计论文#本科毕业设计论文二 0.0078031mm(3-28)#本科毕业设计论文而一般的刚度'/-(0.0003 0.0005)1=0.210.35mm，故仁：切符合刚度要求，其转角就不验算了2T主"di2 143188 -1376.8N150F面校核由V传到主轴时的强度、刚度、校核,主轴的传动功率：P 主=7.5 0.96 0.976=5.9974KW主轴转矩：69.500 105.9974T 主=143188Nmm50支点上的力：1讣=2T主二 2 143188 -2386.5N d1120根据弯矩平衡得:Rhe 623 - FtD 483.5 FtB 215 = 0求得：FHe=-244.9N根据力平衡得：Rha =1254.6N5）垂直平面弯矩：Frb = FtB tg ： =868.6NFrc 二 Frc tg： =501.1 N根据平面内的弯矩平衡有：Rne 623-FrD 483.5 FrB215=0Rne = -89.1N再根据力的平衡：Rna -278.4N在B点和C点为最危险截面，要满足要求，B、C点满足即可，在B、C截面 得弯矩为：Mb' = Mbh2 M bv2 =110489.6N2 mm(3-29)Me' 二 M CH 2 M CV 2 =708402.5 N2 m(3-30)经分析可知B所在得位置为最危险截面，只要 B满足条件即可，则刚度满足。 计算弯矩M CB 二.M B、(2TB)2 =942100N2 m(3-31 )轴的抗弯截面系数为:4W % (Dd)(D d)zb-32 D4069440020 140 8 1032 803= 145983.7 mmMca匚ca =58.94 , J(3-32)(3-33)刚度验算：在水平面内,fc1FtB单独作用时pb(3l* 2 -4b2)48 EI(3-34)故满足第三强度理论。37本科毕业设计论文#本科毕业设计论文(3-35)(3-36)2386.5 215(3 623 2 fc1pb(3l -4b )48EI -4 2152)548 2.1 10 I=-0.018147mm44其中 |=_ID口 =274750032在ftc单独作用下2 2pb(3l -4b )48EI2 21376.8 483.5(3 623 -4 483.52)2 2868.6 215(3 623 -4 215 )548 2.1 10 I=-0.0066mm其中1=：'(D _d )=274750032在Fq单独作用下c2pb(3l2 -4b2)48EI(3-37)2 2501.1 483.5(3 623 -4 483.5 )548 2.1 10 I=-0.001515mm在两力的共同作用下fc = fc2 - fd = 0.00848mm故在f1B、卩田、Fq Fq共同作用下，X = j处为危险截面，其最大绕度为fc 二 fc - fc2 = 0.01264mm( 3-38)而一般的刚度 切=(0.0003 0.0005)l =0.210.35mm故仁1符合刚度要求，其转角就不用验算了。(四)离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。离合器常用的可分牙嵌式和摩擦式，根据设计要求,选用了电磁式摩擦片离合器。根据经验值D1 = (2 3)d ； D2 = (1.5 2.5)d第四章进给系统的设计计算一.垂直进给系统的设计计算假定主轴箱的重量：W =100kgf=1003 9.8=980NZ 轴的行程为：400mm垂直脉冲当量：0.005mm预选滚珠丝杠基本导程：L0=10mm步距角：入=0.75快速进给速度：Vmax =2.0m/min(一) 脉冲当量和传动比的确定(1) 传动比的选定对于步进电机，当脉冲当量确定，并且滚珠丝杆导程L。和步进电机步距角 入都已初步选定后，则可用下式来计算该轴伺服传动系统的传动比:(4-1 )，丄°75 10 = 25 =4.17360 p 360 0.0056(2) 计算转动惯量初选步进电机的型号为130BF001,则查表查出电机转子转动惯量 JD = 40.063 10'kg. m2对于轴，轴承，齿轮，联轴节，丝杆等圆柱体的转动惯量公式为：J = M C D (kg. cm2)(4-2)8对于钢材，材料密度为7.8 103 (kg/cm3)，则有J =0.78D4L 103 (kg. cm2)(4-3)从资料定出齿轮副为：Z 23，Z2 = 96， m = 1.5 mm, B=20mm则齿轮转动惯量：J1 =0.78D4L 10_3 =0.78 4.44 2.0 10_3=584.7 103 (kg. cm2)=5.85 10一5 kg. m24 34 332J2 =0.78D L 10-0.78 9.6 2.0 10 13249.8 10 (kg. cm )=132.5 105 kg. m2滚珠丝杆转动惯量折算：4343一 3 2JS =0.78D L 10=0.78 458 1011581.4 10 (kg. cm )=115.8 105 kg. m2工作台质量折算：Jg = (L°)2M =(1.°)2 100=2.53 (kg. cm2) = 25.3 105 kg. m2(4-4)2兀2兀传动系统等效转动惯量计算：J二 Jd J1 (J2 Js JG)/i2(4-5)=40.06 105 + 5.85 105+(132.5+115.8+25.3)105 /4.172=61.64 10° kg. m2 = 6.16 kg. cm2(3) 工作载荷分析及计算普通麻花钻每一切刃都产生切向切削抗力Fz ,径向切削抗力Fy与轴向切削抗力Fx。当左，右切削刃对称时，径向抗力Fy相互平衡。切向抗力Fz形成钻削扭 矩M它消耗了切削功率Pm。所有切削刃上轴向抗力Fx之和形成了钻头上的轴向 力 F 二 £。钻削时安装工件的工作台是静止的，不作纵，横向进给运动，因此钻削时工 作台载荷主要是垂直进给方向载荷 Fv，其大小与钻削轴向力F相同，方向相反。 当钻削工作台不作垂直进给时，Fv是工作台的静压垂直载荷；当工作台作垂直进给时，Fv是工作台垂直进给抗力因为钻头直径do =25mm,取进给量f = 0.36mm/r，贝U查表得到高速钢钻头钻孔时的轴向力F= 7330N。（二）滚珠丝杠设计计算滚珠丝杠副已标准化，因此滚珠丝杠副的设计归结为滚珠丝杠副型号的选择。1）计算作用在丝杠上的最大动负荷 C首先根据切削力和运动部件的重量引起的进给抗力，计算出丝杠的轴向载荷，再根据要求的寿命值计算出丝杠副应能承受的最大动载荷C:C=3丄 fm Fm（ 4-6 ）式中fm 运转状态系数，一般运转取 1.21.5，有冲击的运转取1.52.5 ;Fm 滚珠丝杠工作载荷（N）；L 工作寿命，单位为106r，L可按下式计算,60nT=106式中 n滚珠丝杠的转速（r/min ）；T 使用寿命时间（h），数控机床T取15000h。钻镗床主轴燕尾导轨滚珠丝杆副驱动时滚珠丝杆的工作载荷：Fm(4-7)2Md2式中F切削时的轴向切削抗力f 轴套和轴架以及主轴键上的摩擦系数f = 0.15M 主轴上的扭矩d2主轴直径则 Fm = 7330 0.15 2 8580 =8087 N，n =1000 v L0其中V为最大切削力条件下的进给速度（m min ）,可取最高进给速度的1 21/3 ； L）为丝杠基本导程（mm）,计算时，可初选一数值，等刚度验算后再确定，11000x2x则 n3 =66.7r/min10t为额定使用寿命（h ）,可取t = 15000h,则 L = 60 66.7 1 5000 1 06 = 60.03 万转根据工作负载Fm、寿命L，计算出滚珠丝杠副承受的最大动负载，取fm = 1.2 ,则：(4-8)C=3 L fm Fm = 3 60.03 1.2 8087 = 37997.8N由C查机床设计手册，选择丝杠的型号，选择滚珠丝杠的直径为 40mm型 号为CDM4010-5-P4其额定动载荷是53411N,强度足够用。2）效率计算根据机械原理的公式，丝杠螺母副的传动效率 n为tantan(4-9)43本科毕业设计论文#本科毕业设计论文式中一一螺纹的螺旋升角，该丝杠为 5° 4T;:摩擦角约等于10'o0.971tan5 41'tan 5o41' 103）刚度验算丝杆的拉压变形量：滚珠丝杠工作时受轴向力和扭矩的作用，它将引起导程Lo发生变化，因滚珠丝杠受扭时引起的导程变化量很小，可忽略不计，故工作负 载引起的导程变化量：(4-10) L =_FmLo cm EA式中 E 弹性模数，对钢，E=20.6 106 N cm2 ；F滚珠丝杠截面积（cm2）（按丝杠螺纹底径确定）A dr =3 32.62mm2 = 834.7 mm24 4“ + ”用于拉伸时，“一”用于压缩时。8087 102.06 105834.7mm =： 4.703 10*mm45本科毕业设计论文#