畢業(yè)設計(論文)數控銑床進給系統(tǒng)結構設計

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1、 陜西理工學院畢業(yè)設計 數控銑床進給系統(tǒng)結構設計 作者：** （陜西理工學院機械工程學院機械設計制造及其自動化065班，陜西 漢中 723003） 指導教師：*** 【摘要】在國際貿易中，很多發(fā)達國家把數控機床視為具有高技術附加值、高利潤主要電機出口產品。世界貿易強國在進行國內機電產品貿易的同時，把高技術的機電產品出口打入國際市場，作為發(fā)展出口經濟的重要戰(zhàn)略措施，數控機床的技術水平高

2、低及其在金屬切削加工機床產量和總擁有量的百分比是衡量一個國家國民經濟發(fā)展和工業(yè)制造整體水平的重要標志之一。數控銑床是數控機床的主要品種之一，它在數控機床中占有非常重要的位置。 【關鍵詞】 數控機床；發(fā)展趨勢；智能化；柔性化 ABSTRACT In international trade,many centuries view digital lathesare as hi-techvalue-adds and pr

3、ofitable exports.Digital lathesare expensive mechanical and electrical products.The powerful trade nations export hi-texh mechanical snd electrical products to the world market whiledoing such business at home ,Which is now an important strategy of develop-ing their export economy. Key words dig

4、ital lathe ; development tendency; intelligence; tenderness 目錄 1主運動系統(tǒng)設計 3 1.1傳動系統(tǒng)設計 4 1.1.1參數的擬定： 4 1.1.2傳動結構或結構網的選擇 4 1.1.3轉速圖擬定 5 1.1.4齒輪齒數的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 8 1.2傳動件的估算與驗算 11 1.2.1、傳動軸的估算和驗算 11 1.2.2、齒輪模數的估算與驗算 13 1.3展開圖設計 17

5、 1.3.1、結構實際的內容及技術要求 17 1.3.2、齒輪塊的設計 18 1.3.3、傳動軸設計 20 1.3.4　主軸組件設計 22 1.４制動器設計 26 2 進給系統(tǒng)的設計與計算 26 2.1設計方案的確定 26 2.2 機械部分設計與計算 26 2.2.1縱向進給系統(tǒng)的設計與計算 26 2.2.2橫向進給系統(tǒng)的設計與計算 33 2.2.3 垂直方向進給系統(tǒng)的設計與計算 39 3控制系統(tǒng)設計 46 3.1繪制控制系統(tǒng)結構框圖 46 3.2.選擇中央處理單元（CPU）的類型 46 3.3存儲器擴展電路設計 47 3.3.1.程序存儲器的擴展 47 3.

6、3.2、數據存儲器的擴展 48 3.４I/O接口電路及輔助電路設計 48 3.4.1. I/O接口電路設計 48 3.4.2. 步進電機接口及驅動電路 48 3.4.3. 其他輔助電路 49 參考文獻 50 致 謝 51 附 錄 52 引言 裝備制造業(yè)是國民經濟的基礎支柱產業(yè)，而機械裝備制造業(yè)又是其中的基礎，其為制造工具提供了來源，因此改善生產效率，提高產品的質量就要從基礎根源抓起，其中銑刀在其中就扮演重要的角色，因此研究銑刀就是一個重要環(huán)節(jié)。在機械加工中，金屬銑削刀具的幾何參數的合理選擇及搞質量的刃磨，直接影響到機械加工的質量，數控銑床通常對進給系統(tǒng)的要求有三點，即傳

7、動精度，系統(tǒng)的穩(wěn)定性和動態(tài)響應特性(靈敏度)。傳動精度包括動態(tài)誤差，穩(wěn)態(tài)誤差和靜態(tài)誤差，即伺服系統(tǒng)的輸入量與驅動裝置實際位移量的精確程度。系統(tǒng)的穩(wěn)定性是指系統(tǒng)在啟動狀態(tài)或外界干擾作用下，經過幾次衰減震蕩后，能迅速地在新的或原來的平衡狀態(tài)的能力。動態(tài)響應特性是指系統(tǒng)的響應及驅動裝置的加速能力。為確保數控銑床進給系統(tǒng)的傳動精度，系統(tǒng)的穩(wěn)定性和動態(tài)響應性，對進給驅動裝置機械結構的總要求是消除間隙，減少摩擦，減少運動慣量，提高部件精度和剛度，為了達到上述要求，本次畢業(yè)設計就是為改善上述性能，對數控銑床的進給系統(tǒng)的傳動結構設計，為了提高生產效率，掌握數控銑床進給系統(tǒng)和傳動系統(tǒng)，同時掌握之后再對系統(tǒng)傳動結

8、構進行設計，我國機床工業(yè)已經取得了很大的成就，但與世界先進水平相比，還有較大的差距。主要表現在：大部分高精度和超精密機床的性能還不能滿足要求，精度保持性也較差，特別是高效自動化和數控化機床的產量、技術水平和質量等方面都明顯落后。而我國目前只能做到5-6軸聯(lián)動，分辨率為1 。國內產品的質量與可靠性也不夠穩(wěn)定，特別是先進數控系統(tǒng)的開發(fā)和研制還需要作進一步的努力。機床基礎理論和應用技術的研究明顯落后。人員技術素質還跟不上現代機床技術飛速發(fā)展的需要。因此，我國機床工業(yè)面臨著光榮而艱巨的任務，必須奮發(fā)圖強，努力工作，，不斷擴大技術隊伍和提高人員的技術素質，學習和引進國外的先進技術，大力開展科學研究，以便

9、早日趕上世界先進水平。 1　主運動系統(tǒng)設計 1.1傳動系統(tǒng)設計 1.1.1 參數的擬定： 選定公比，確定各級傳送機床常用的公比 為1.26或1.41，考慮適當減少相對速度損失，這里取公比為 =1.26，根據給出的條件：主運動部分Z=18級，根據標準數列表，確定各級轉速為：（30，37.5，47.5，60，75，95，118，150，190，235，300，375，475，600，750，950，1180，1500R/min）. 1.1.2傳動結構或結構網的選擇 1，確定變數組數目和各變數組中傳動副的數目 該機床的變數范圍較大

10、，必須經過較長的傳動鏈減速才能把電機的轉速降到主軸所需的轉速。級數為Z的傳動系統(tǒng)由若干個傳動副組成，各傳動組分別有. .`````````個傳動副，即Z=```````。傳動副數由于結構的限制，通常采用P=2或3，即變速Z應為2或3的因子：Z=x 因此，這里18=3x3x2，共需三個變速組。 2，傳動組傳動順序的安排 18級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，可以排成：3x3x2，或3x2x3。 選擇傳動組安排方式時，要考慮到機床主軸變速率的具體結構，裝置和性能。I軸如果安置制動的電磁離和器時，為減少軸向尺寸。第一傳動組的傳動副數不能多，以2為宜，有時甚至用一個定比傳動副；主軸對加工精度，表面粗糙度

11、的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好，最后一個傳動組的傳動副選用2 ，或一個定比傳動副。 這里，根據前多后少的原則，選擇18=3x3x2方案。 3，傳動系統(tǒng)的擴大順序安排 對于18=3x3x2的傳動，有3！=6種可能安排，亦即有6種機構副和對應的結構網，傳動方案中，擴大順序與傳動順序可以一致，，結構式18=xx的傳動中，擴大順序與傳動順序一致，稱為順序擴大傳動，而，18=xx的傳動順序不一致，根據“前密后疏”的原則，選擇18=xx的結構式。 4驗算變速組的變速范圍 齒輪的最小傳動1/4，最大傳動比2，決定了一個傳動組的最大變速范圍=/ 因此，可按下表，確定傳動方案：

12、 根據傳動比及指數 x, 的值 公比 極限值傳動比指數 1.26 x值: =1/=1/4 6 值: ==2 3 （x+）值：==8 9 因此，可選擇18=xx的傳動方案。 5、最后擴大傳動組的選擇： 正常連續(xù)順序擴大傳動（串聯(lián)式）的傳動式為： Z=* 最后擴大傳動組的變速范圍為： r== 按原則，導出系統(tǒng)的最大收效Z和變速范圍為： 2 3 1.26 Z=18 R=50 Z=12 R=12.7 因此，傳動方案18=3*3*2符合上述條件，其結構網如下圖2.1： 圖1.1 結構網圖 1.1.3轉速圖擬定

13、 運動參數確定后，主軸各級轉速就已知，切削耗能確定電機功率。在此基礎上，選擇電機的型號，分配個變速組的最小傳動比；擬定轉速圖，確定各中間軸的轉速。 1，主電機的選擇 中型機床上，一般都采用交流異步電動機為動力源，可在下列中選用，在選擇電機型號時，應注意： （1）電機的N： 根據機床切削能力的要求確定電機功率，但電機產品的功率已標準化，因此，按要求應選取相近的標準值。 （2）電機的轉速 異步電動機的轉速有：3000，1500，1000，750，r/min,這取決于電動機的極對數P =60f/p=60x50/p ( r/min) 機床中最常用的是1500 r/min和30

14、00r/min 兩種，選用是要使電機轉速與主軸最高速度和工軸轉速相近為宜，以免采用過大或過小的降速傳動。 根據以上要求，我們選擇功率為7.5KW，轉速為1500r/min的電機，查表，其型號為Y132M-4，其主要性能如下表 電機型號 額定功率KW 荷載轉速r/min 同步轉速r/min Y132M-4 7.5KW 1440 1500 2、分配最小傳動比，擬定轉速圖 （1）軸的轉速： 軸從電機得到運動，經傳動系統(tǒng)轉化為主軸各級轉速，電機轉速和主軸最小轉速應相近，顯然，從動件在高速運轉下功率工作時所受扭矩最小來考慮，軸轉速不宜將電機轉速降得

15、太低。弱軸上裝有離合器等零件時，高速下摩檫損耗，發(fā)熱都將成為突出矛盾，因此，軸轉速也不宜也太高，軸轉速一般取700~1000r/min左右較合適。 因此，使中間變速組降速緩慢。以減少結構的徑向尺寸，在電機軸I到主傳動系統(tǒng)前端軸增加一對26/54的降速齒輪副，這樣，也有利于變型機床的設計，改變降速齒輪傳動副的傳動比，就可以將主軸18級轉速一起提高或降低。 （2）中間軸的轉速 對于中間傳動軸的轉速的考慮原則是：妥善解決結構尺寸大小和噪音，振動等性能要求之間的矛盾。 中間傳動軸轉速較高時，中間傳動軸和齒輪承受扭矩小，可以使軸徑和齒輪模數小些：

16、 d, m從而可使結構緊湊。但這樣引起空載功率和噪音加大： =1/(3.5+cn)KW 式中：C——系數，兩支承滾動軸承和滑動軸承C=8.5，三支承滾動軸承C=10； ——所有中間軸軸徑的平均值； ——主軸前后軸徑的平均值 ——中間傳動軸的轉速之和 n——主軸轉速（r/min） =20lg-K 式中：（——所有中間傳動齒輪的分度圓直徑的平均值mm; ——主軸上齒輪分度圓直徑的平均值mm; q——傳到主軸上所經過的齒輪對數 ——主軸齒輪螺旋角 ,K——系數，根據機床類型及制造水平選取，我國中型車床，銑床=3.5，銑床K=50.5 從上述經驗公式可知，主軸

17、n和中間傳動軸的轉速和 對機床噪音和發(fā)熱的關系，確定中間軸轉速時，應結合實際情況做相應的修正。 a，對高速輕載或精密機床，中間軸轉速宜取低些 b,控制齒輪圓周速度v<8m/s(可用７級齒輪精度)，在此條件下，可適當選用較高的中間軸轉速。 （3），齒輪傳動比的限制 機床主傳動系統(tǒng)中，齒輪副的極限傳動比： a, 升速傳動中，最大傳動比 2 ，過大，容易引起振動的噪音。 b, 降速傳動中，最小傳動比 1/4。過小，則主動齒輪與被動齒輪的直徑相差太大將導致結構龐大。 （4）分配最小傳動比 a,決定軸V-VI和VI-的傳動比，根據臺式銑床的結構特點，及對同類車床的比較，為使傳動平

18、穩(wěn)取其傳動比為1， b,決定各變速組的傳動比； 由前面2軸的轉速及中間軸轉速的分析，及齒輪傳動比的現在，根據“前緩后急”的原則，取軸IV-V的最小降速比為極限值的1/4，=1.26，=4，軸III-IV和軸II-III均取=1/ （5）擬定轉速圖： 根據結構圖及結構網圖及傳動比的分配，擬定轉速圖，如下圖2.2所示： 圖1.2 傳動系統(tǒng)圖 1.1.4齒輪齒數的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 1，齒輪齒數的確定的要求： 可用計算法或查表確定齒輪齒數，后者更為簡便，根據要求的傳動比u和初步定出的傳動副齒數和，查表即可求出小齒輪齒數： 選擇是應考慮： a,傳動組小齒輪不應

19、小于允許的最小齒數，即： 推薦： 對軸齒輪=12，特殊情況下=11， 對套裝在軸上的齒輪，=16，特殊情況下=14， 對套裝在滾動軸承上的空套齒輪，=20； 當齒數少于不發(fā)生根切的最小齒數時（壓力角a=20的直齒標準，=17），一般需對齒輪進行正變位修正。 b,保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚，一般取則，如圖2.3所示。 c、同一傳動組的個齒輪副的中心矩應相等。若摸數相等時，則齒數和亦相等， 但由于傳動比要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求， 機床上可用修正齒輪，在一定范圍內調整中心矩使其相等但修正量不能太大，一般齒數差不能夠超過3~

20、4個齒。 2，變速傳動組中齒輪齒數的確定 為了減少齒輪數目和縮短變速箱的軸向尺寸，這里采用了公用齒輪。但由于公用齒輪的采用，使兩個傳動組間的傳動比互相牽制，不能獨立地按照最緊湊的原則決定傳動件的尺寸，因此，徑向尺寸一般較大，此外，公用齒輪的兩側齒面同時嚙合會影響其磨損和壽命。這里我們采用查表法來確定齒輪的齒數。查《機床設計手冊》確定個齒輪齒數如下： 軸II-III間變速齒輪齒數的確定： 由于公比=1.26，傳動比為=1/=，=1/=，=1/ 設：傳動組中最小齒輪齒數=16，查《機床設計手冊》表7.3-14 可查得：=16/

21、39 （0.1%），=19/36 （0.9%），=22/33 （-0.3%） 齒數和為=55 公用齒輪選為=39 軸III-IV間變速組齒輪齒數的確定： 傳動比為=1/ =1/ = 根據=，主動輪齒數為39，從表7.3-14可查得：=18/47 （-0.1%），=28/37 （0.9%），=39/26 （-0.3%） 齒數和為：=65 軸IV-V間變速組齒輪齒數的確定： 由于變數組齒輪傳動比和各傳動副上受力差別較大齒輪副的速度變化，受力差別較大，為了得到合理的結構尺寸，可采用不同模數的齒輪副。 軸IV-V間的兩對齒輪，其傳動比為=1/4, =2分別取＝４，

22、＝３則 ／＝／＝3／4 ?。耍?0，＝30x3=90, =30x4=120 按傳動比將齒數分配如下： =1/4=18/7219/71 ，=2=80/4082/38軸V-VI及VI-VII間齒數確定，由于這兩個傳動組只是改變傳動方向，不起便速度作用，只需考慮其結構尺寸及磨損振動和噪音等因素。，取V-VI軸間錐材料齒輪齒數為29，ＶI-VII軸間齒輪齒數為67。 3、主軸轉速系列的驗算： 主軸轉速在使用上并要求十分準確，轉速稍高或稍低并無太大影響，但標牌上標準數列的數值一般也不允許與實際轉速相差太大。 由確定的齒輪齒數所得的實際轉速與傳動設計理論值難以完全相符，需要驗算主軸各

23、級轉速，最大誤差不得超過即 % 主軸的各級實際轉速分別為：29.4，37.8，47.7，58，74.6，94.3，115，148，187，236.7，304.5，384.6，468，602，760，927，1192.6，1526.5 r/min ==2% 而%=2.6%故符合條件 同理：經驗算，其他各級轉速也滿足要求。 4、傳動系統(tǒng)圖的繪制 轉速圖和齒輪齒數確定后，變速箱的結構復雜程度也基本確定了（如齒輪個數，軸數，支承軸，為使變速箱的結構緊湊，合理布置齒輪是一個重要的問題，因為它直接影響變速箱的尺寸，變速操作的方便性和結構實現的可行性問題，在考慮主軸適當的支承距和散熱條件下，

24、一般應盡可能減少變速箱尺寸。這里為使變速操作的方便，提高效率采用電磁離合器操縱方式。根據計算結果，繪制出傳動系統(tǒng)圖，如圖2.4所示 圖1.4 主傳動系統(tǒng)圖 主運動傳動鏈的傳動路線表達式如下： 電動機I——II——III——IV—=V——VI——VIII（主軸） 1.2傳動件的估算與驗算 1.2.1傳動軸的估算和驗算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求高，不允許有較大的變形因此，疲勞強度一般不是主要矛盾，除載荷很大的情況下，可

25、以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不致產生過大的變形（彎曲，失穩(wěn)，轉角）。若剛度不足，軸上的零件如齒輪，軸承等將由于軸的變形過大而不能正常工作，或產生振動和噪聲，發(fā)熱，過早磨損而失效。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度?？梢韵扰まD剛度估算軸的直徑，畫出草圖后，再根據受力情況，結構布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度。 1，傳動軸直徑的估算 傳動軸直徑按扭轉剛度用下列公式估算傳動軸直徑： d=91mm 式中：N——該傳動軸的輸入功率 N= KW ——電機額定功率 ——從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積（不計該軸軸承上的效率）。 ——該傳動軸的計算轉速； 計算轉速是傳動件能

26、傳遞全部功率的最低轉速，各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系而確定，而中型車，銑床主軸的計算轉速為： （主）= ——每米長度上允許的扭轉角（deg/m）;可根據傳動軸的要求選取。 對傳動軸剛度要求 允許扭轉角 主軸 一般傳動軸 較低的軸 （deg/m） 0.5-1 1-1.5 1.5-2 估算時應注意： （1）值為每米長度上允許的扭轉角，而估算的傳動軸的長度往往不足1m，因此，在計算時應按軸的實際長度計算和修正，如軸為500mm，取=1deg/m則 d=91 mm （2）效率y對估算軸徑d影響不大，可以忽略 （3）如

27、使用花鍵是可根據估算的軸徑 d選取相近的標準花鍵軸的規(guī)格，主軸總軸徑可參考統(tǒng)計數據確定； 1.5-2.8 2.8-4 4.5-7.5 5.5-7.5 7.5-11 車床 60-80 70-90 70-105 95-130 110-145 升降臺銑床 50-90 60-90 60-95 75-100 90-105 各軸的計算轉速： =95 r/min =118 m/min =300 r/min =750 r./min =1450 r/min 軸徑的估算： =91x=24.4 =91x=28.78

28、 =91x=36.18 =91x =45.69 =91x=48.24 2、傳動軸剛度的驗算 （1）軸的彎曲變形的條件和允許值 機床的主傳動軸的彎曲剛度驗算，主要驗算軸上裝齒輪和軸承出的撓度y和傾角。各類軸的撓度y，裝齒輪和軸承處的傾角，應小于彎曲剛度的許用值和，即 軸的彎曲變形的允許值： 軸的類型 允許撓度 變形部位 允許傾角 一般傳動軸 （0.0003~0.0005） 裝軸承處，裝齒輪處 0.0025 0.0001 剛度要求較高的軸 0.00021 裝單列圓錐磙子軸承 0.0006 安裝齒輪的軸 （0.01~0.03） 裝滑動

29、軸承處 0.001 安裝蝸輪的軸 （0.02~0.05） 裝單列徑向圓錐磙子軸承處 0.001 （2）軸的彎曲復形計算公式： 計算花鍵軸的剛度時可采用平均直徑或當量直徑 計算公式：矩形花鍵軸：平均直徑=（D+d）/2 當量直徑 = 慣性矩： I= 1.2.2齒輪模數的估算與驗算 1、 估算： 按接觸疲勞和彎曲強度計算次論模數比較復雜，而且有些系數只有在齒輪各參數都已知的情況先才能確定，所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數。 齒輪彎曲疲勞強度的估算： mm 齒面

30、點蝕的估算： A mm 其中 為大齒輪的計算轉速，A為齒輪中心矩，由中心矩A及齒數，求出模數 =2A/ mm 根據估算所得和中較大的值，選擇相近的標準模數， 各齒輪的計算轉數為： =1450r/min =695r/min =300r/min 235r/min =95r/min =273r/min =235r/min =695r/min =475r/min =118r/min =695r/min =6

31、95r/min =300r/min =300r/min =118r/min 軸I—II間傳動組齒輪模數的估算 齒輪彎曲疲勞估算： =32=1.87 齒輪點蝕的估算： A=370x =81.76 mm =2A/=2x81.76/(26+54)=2.04 mm 所以模數為m=3. 軸II—III傳動組齒輪模數的估算 齒輪彎曲疲勞估算： =32=2.759 齒面點蝕估算： A=370x =108.18 =2A/=2x108.18/(16+39)=3.93 mm 取標準模數 m=4 軸III—IV間傳動組齒輪模數的估算 齒輪彎曲疲勞估

32、算： =32x=3.046 齒面點蝕估算： A=370x =117.3 =2A/=2x147.3/(28+37)=3.61 所以取標準模數m=4mm。 軸V—VI間傳動組齒輪模數的估算： 齒輪彎曲疲勞計算， 4.46 齒面點蝕估算： Ax=153.4 =2A/=2x153.4/(29+29)=5.29 取標準模數值m=5,軸VI—VII間齒輪模數的確定： 齒輪彎曲疲勞強度計算： 齒面點蝕估算： Ax =158.7 =2A/=2x158.7/(67+67)=2.37 取模數值為m=4。 2、計算（驗算） 結構確定后，齒輪的工作條件：空間安排，材料和精度等

33、級都已經確定，才可以核驗齒輪的接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。 根據接觸疲勞強度計算齒輪模數的公式： = mm 根據彎曲疲勞強度計算齒輪模數，公式： = mm 式中：N——計算齒輪傳遞的額定功率N= KW ——計算齒輪的計算轉速r/min ——齒寬系數=b/m, 常取6-10； ——大齒輪與小齒輪齒數，一般取傳動中最小齒輪的齒數 i——大齒輪與小齒輪的傳動比， i=/1; “+”用于外嚙合，“-”用于內嚙合 ——壽命系數，=， ——工作期限系數，= 齒輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的指數m和基準循環(huán)次數 n——齒輪的最低轉速 r/min T

34、——預先的齒輪工作期限，中型機床推薦：T=15000~20000h; ——轉速變化系數 ——功率利用系數 ——材料強化系數，幅值低的交變載荷可使金屬材料的晶粒邊界強化，起阻止疲勞的刃縫擴大的作用 ——工作情況系數，中等沖擊的主運動，=1.2~1.6； ——動載荷系數 ——齒向載荷分布系數 ——齒形系數 ——許用彎曲，接觸應力MPa; 1、軸I-II間齒輪模數的計算(驗算) (1)按接觸疲勞計算齒輪模數: N=y=0.987.5=7.35W =8 查表: 取 則 取 線速度 查表: 取

35、 查表 取 查表取 . 因此: (2) 根據彎曲疲勞計算 查表取 : 而 查表取 . Y=0.43, 因此: 。 　　　由以上計算結果知，齒輪模數合格。 2、其它齒輪模數的驗算 其它齒輪的驗算過程與上面相同，將有關數值代入上式，經計算均滿足要求； 1.3 展開圖設計 1.3.1結構實際的內容及技術要求 1．設計內容： 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸，軸承，齒輪，離合器和制動器等），主軸組件，操縱機構，潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其連接件的結構設

36、計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。 2．技術要求 主軸變速箱是指機床的主要部分，設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題： （1）精度 立式銑床主軸部分要求比較高的精度主軸的徑向跳動，〈0.01mm；主軸軸向串動〈0.01mm。 （2）剛度和抗振性 綜合剛度（主軸刀架之間的力與相對變形之比）； 綜合〉3400N/m 主軸與刀架之間的相對振幅的要求 等級 I II III 振幅（0.001mm） 1 2 3 (3)，傳動效率要求 等級 I II III 效率 0.85 0.8 0.75 （4）主軸總軸承處溫升和

37、溫升應控制在以下范圍： 條件 溫度 溫升 用滾動軸承 70 40 用滑動軸承 60 30 噪聲要控制在以下范圍： 等級 I II III dB 78 80 83 噪音 =20log 式中：——所有中間傳動齒輪分度圓直徑的平均值mm ——主軸上齒輪的分度圓直徑的平均值mm ——傳到主軸所經過的齒輪對數 ,k——系數，根據個類型及制造水平選取。我國中型車床，銑床=3.5，銑床K50.5 （5）結構簡單，緊湊，加工和裝配工藝性好，便于維修和調整 （6）操作方便，安全可靠 （7）遵循標準化和通用化的原則 1.3.2、齒輪塊的設計 1，特點

38、齒輪是變速箱中的重要元件，齒輪同時嚙合的齒數是周期性變化的，也就是說，作用在一個齒上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差，不可避免要產生動載荷而引起振動和噪音，常常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性，在設計齒輪時，應充分考慮這些問題。 2，精度等級的選擇 變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于周圍速度。采用同一精度時，周圍速度越高，振動和噪聲越大，根據實驗結果，周圍速度增加一倍，噪音約增加6dB。工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪音的影響比運動誤差更大。所以這兩項精度應選高一級，為了控制噪音，機床上主傳動齒輪都選用較高的精度，大都用7-6-6,這里主運動齒輪的精

39、度選為7-6-6。 3、結構與加工方法 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有不同。 8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。 7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度下降，因此，需淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7級或淬火和衍齒才能達到6級。機床主軸變速箱中齒輪一般都需要淬火。多聯(lián)齒輪塊的結構形式如下圖2.5所示，各部分的尺寸推薦如下： （1）、空刀槽， 插齒時： 模數 12mm， 5mm; 模數2.54mm, 6mm。 剃齒時： 采用公式： =4.5+k(1.1

40、+0.038-0.03)mm及計算。 圖1.5 式中，k——為與剃齒刀傾斜角有關的系數。 若齒面要高頻淬火，為避免互相影響，應大于8。由于這里采用的齒輪的精度為7-6-6，需要剃齒或珩齒，需齒面淬火，所以8，取=8。　　　　　　　　　　　　 （2）、齒寬b 圖2.5 齒寬影響齒的強度。但如果太寬，由于齒輪誤差和軸的變形，可能接觸不均勻，反而容易引起振動和噪音。一般取=(6~10)m 齒輪模

41、數m小，裝在軸的中部或單片齒輪，取大值齒輪模數m大，裝在靠近支承處或多聯(lián)齒輪，取小值。薄的大齒輪容易產生板振動，成為噪音發(fā)射體，因此，齒輪基體不宜太薄，設計單片齒輪時要注意 這里均是單片齒輪，取齒寬（m為模數）。 （3）、其他問題 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸（見圖1.6），圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣， 圖1.6 部分（圖（一））用于安裝撥動齒輪的滑塊，一般取=或，這里我們選。 選折齒輪塊的結構時要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面，盡可能做到省工，省料又容易

42、保證精度。 4、齒輪的軸向定位 要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠，空套齒輪和固定在軸上的齒輪的軸向定位可采用隔套定位。 1.3.3、傳動軸設計 1．特點 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支承。軸上要安裝齒輪，離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作 首先，傳動軸應有足夠的強度和剛度，如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動，噪音、空載功率、磨損和發(fā)熱增大。 兩軸中心距誤差和軸心線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 2，軸的結構 傳動軸可以是光軸也可以是化鍵軸，成批生產中，有專門加工花鍵軸的洗床和磨床，工藝上并無困難。所以一

43、般都采用化鍵軸，花鍵軸承載能力高，加工如轉盤也比但單鍵的光軸方便。 這里I軸與電機軸相連，I軸上只裝有一個齒輪，可選光軸II、III、IV、V軸采用花鍵軸，VI軸采用光軸。 3，軸承的選擇 機床傳動軸常用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升?？蛰d功率和噪音等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高，異常球軸承用得更多。但滾錐軸承的內外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其它結構條件。 即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以用輕、中、或重

44、系列的軸承來達到支承孔直徑的安排要求 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑，一般傳動軸上軸承選用G級精度。 （1）滾動軸承的選擇計算 a，壽命計算公式： 滾動軸承的壽命計算公式如下： L= 試中：L—額定壽命（ x）轉 C—額定動載荷（Kgf） P—當量負載荷（Kgf） ——壽命指數，對球軸承 =3 對滾子軸承=10/3 在實際計算中，一般采用工作小時數表示軸承的額定壽命，這時上試可變?yōu)椋? = 試中： —額定壽命（h） n—軸承的計算轉速（r/min） 當量動載荷： P=X+Y 試中：——徑向負荷（Kgf） ——軸向負荷（Kgf） X

45、——徑向系數 Y——軸向系數 （2）按照負載荷選擇軸承 按額定靜負載選擇軸承的基本公式如下： = 試中：—當量靜負荷（kgf） 按下列兩式計算，取大值 —額定靜負荷（kgf） —安全系數 （3）軸承的選擇 I軸兩端軸承的選擇，根據前面估算的直徑及該軸的結構和受力情況，選擇單列向心球軸承（GB276—64）軸承型號為7000308（左軸承）右軸承7000307 II軸兩端軸承的選擇 左軸承：7000307 右軸承：7000306 III軸：左，7000309 右，7000308 IV軸：左，7000310，右7000409 V軸軸承的選擇，

46、由于軸V右端懸伸部分與錐齒輪不相連，承受一定的軸向負荷及徑向負荷，因此，可選用圓錐滾子軸承 左端型號：27310（GB298—64）右端：27610 VI軸垂直布置，下端軸承承受到大的軸向力，可選用向心推力球軸承，型號為36107，上端軸承可選用向心球軸承7000309 4，軸的軸向定位 傳動軸必須在箱體內保持準確的位置，相對保證安裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸的定位。對受軸向力的軸，其軸向定位更重要。 回轉軸的軸向包括軸承在軸上的定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意： 1，軸的長度，長度要考慮熱伸長的問題，宜有一端定位。 2，軸承

47、的間隙是否需要調整。 3，整個軸的軸向位置是否需要調整 4，在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈 5，加工和裝配的工藝性等 根據軸的結構特點和收里情況，I，II，III，IV，V軸均采用彈簧卡圈定位或壓蓋和軸肩定位。 ５、傳遞軸的結構設計 １）、 軸I的結構設計: 1,選聯(lián)軸器 軸I與電機軸用聯(lián)軸器相連,需同時選取連軸器.軸I上的轉矩T為: 聯(lián)軸器的計算轉矩 查表取 則,根據工作需要,選用彈性柱銷連軸器,型號為HL3,聯(lián)軸器的許用轉矩為: , 聯(lián)軸器的軸孔直徑d=38mm, 半聯(lián)軸器的長度為L=82mm,聯(lián)軸器標記為: HL3聯(lián)軸器 3882

48、 GB5014—85. 2,按軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度. 1.3.4　主軸組件設計 主軸組件結構復雜,技術要求高,安裝工件(車床)或者刀具(銑床,鉆床)的主軸參予切削成形運動,因此它的精度和性能直接影響加工質量(加工精度和表面粗糙度),設計時主要圍繞著保證精度,剛度和抗振性,減小溫度和熱變形等幾個方面考 慮 1、對主軸部件的基本要求 主軸組件是機床主要部件之一. 它的性能對整機性能影響很大. 主軸直接承受切削力,轉速范圍又很大,所以對主軸組件的主要性能基本要求如下: 1), 回轉精度. 主軸組件的回轉精度是指主軸的回轉精度.造成主軸回轉誤差的原因是主要是由于主軸的結構及

49、其加工精度,主軸軸承的選用及剛度等,而主軸及其回轉零件的不平衡,在回轉時引起的激振力也會造成主軸的回轉誤差. 2), 剛度. 主軸組件的剛度指受外力作用時,主軸組件抵抗變形的能力. 主軸部件的剛度與主軸結構尺寸,支承跨距,所選用的軸承類型及配置形式,軸承間隙的調整,主軸上傳動元件的位置等有關. 3), 抗振性: 主軸組件的抗振性是指切削加工時,主軸保持平衡運轉而不發(fā)生振動的能力,提高主軸抗振性,必須提高主軸組件的靜剛度,采用較大阻尼比的前軸承,以及在必要時安裝阻尼(消振)器,另外,使主軸的固有頻率遠遠大于激振力的頻率. 4), 溫度. 主軸組件在運轉時,溫度過高會引起很多不良結果,

50、數控機床在解決溫度問題時,一般采用注溫主軸箱. 5), 耐磨性, 主軸組件必須有足夠的耐磨性,以便能長期保持精度. 2, 主軸部件的傳動方式和布置形式. 1),傳動方式 主軸旋轉運動傳動方式的選擇,決定于主軸轉速的高低,所傳遞扭矩的大小,對遠轉平穩(wěn)性的要求及結構緊湊,裝卸維修方便.這里我們選擇齒輪傳動,這樣結構簡單,緊湊和能傳遞較大的扭矩. 2),傳動件位置的合理布置. 對于傳動件直接裝在主軸上的主軸部件,工作時主要承受傳動力Q.切削力P和支承反力. 合理布置傳動件的軸向位置,可以改善主軸的受力情況,減少主軸的變形,改善傳動件的軸承工作條件,減少軸承的受力,提高主軸部件的抗振性

51、等. 合理布置的原則 (1)傳動力Q引起的主軸彎曲變形小,且能部分抵消切削力P引起的主軸彎曲變形. (2)傳動力Q引起的支承反力能部分抵消切削力引起的支承反力. (3) 傳動力Q引起的主軸端位移小,并且盡可能部分地抵消切削力引起的端位移,尤其在影響加工精度的敏感方向上. (4)結構緊湊,主軸箱尺寸小,裝配維修方便. 綜合所上述原則,選擇傳動件的軸向布置形式采用 3、 主軸部件軸承的選擇 1), 主軸軸承的選擇 主軸部件上的軸承應具有旋轉精度高,剛度高,承載能力強,抗振性好,極限轉速高,適應變速范圍大,摩擦功耗小,噪音低,壽命長的性能,同時應滿足制造簡單,使用維修方便,成本低

52、,結構尺寸小等要求。滾動軸承已經標準化,并有專門工程批量生產,而且它在旋轉精度高,剛度,承載能力,轉速,發(fā)熱等主要性能上能滿足大多數主軸部件的要求,特別是它具有能在轉速和載荷變動范圍很大的的條件下穩(wěn)定工作的的優(yōu)點。這里前支承選用-------3182100型,可承受徑向力,反支承選用一對推力球軸承,承受徑向和軸軸向載荷,使主軸軸向定位. 2), 軸承的配置 大多數機床主軸采用兩個支承,結構簡單,制造方便,在配置軸承時,應注意以下幾點: (1) 沒個支承點都要能承受徑向回力 (2) 每個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受 (3)徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上,即負載都由機床支

53、承件承受 3),軸承的精度配合 主軸軸承的精度要求比一般傳動高,前軸承的誤差對主軸前端的影響最大,所以前軸承的精度一般比后軸承的選擇要高一級。普通精度級機床的主軸,前軸承選C或D級,后軸承選D或E級.精密或高精級機床, 前軸承選B或C級, 后軸承選C或D級。這里前軸承選C精度, 后軸承選D級精度軸承與軸和軸承與箱體孔之間,一般都采用過渡配合,采用比一般軸要松一些.如:j5, js5, j6, js6. 另外,軸承內外環(huán)都是薄壁件,軸的孔和形狀誤差都會反映到軸承滾道上去,如果配合精度選得過低,會降低軸承的回轉精度,所以, 軸承孔的精度應與軸承精度相匹配. 內圓選 外圓選 4、主軸

54、支承結構設計 支承中的軸承應定位可靠,精度保證性好.安裝調整方便. 支承中各零部件的加工和裝配工藝性好,維修更換方便. 1, 軸承(3182118型)內圈的軸向定位 雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動,當內圈向大端移動時,由于1:12的內錐孔.內圈將脹大消除間隙。 5. 主軸端部的結構型式 主軸端部的型式取決于機床的類型和安裝夾具或刀具的型式. 主軸端部的結構,應保證夾具頂尖或刀具可靠,定位準確,高的聯(lián)結剛度以傳遞足夠的扭矩,并盡量縮短主軸懸伸長度,以及裝卸方便等.立式銑床主軸多采用7:24錐孔作定位面,供安裝銑刀或銑刀心軸的尾錐,再用拉桿從主軸后端拉緊四個螺孔供安裝銑刀用,兩個

55、長槽供安裝端面鍵以傳遞扭矩 6、主軸主要參數的確定 主軸的主要參數是指:主軸平均直徑D(主軸前軸頸直徑D1);主軸內孔直徑d,;主軸懸伸量a和主軸支承跨距L。這些參數直接影響主軸的工作性能.但為簡化問題,主要從靜剛度條件出發(fā)來確定這些參數. 即選擇D,d,a,L使主軸獲得最大的靜剛度,也就是使主軸軸端位移最小,同時兼顧其他的要求,如高速性,抗振性能等。 1), 主軸軸頸直徑的確定 主軸軸頸直徑對主軸部件剛度影響最大. 加大直徑,可減少主軸本身彎曲變形引起的主軸軸端位移和軸承彈性變形所引起的軸端位移,從而提高主軸部件剛度. 但加大直徑受到軸承值的限制,同時造成相配零件尺寸加大,制造困難

56、,結構龐大和重量增加等. 因此在滿足剛度要求下應取小值。查<<機床設計手冊>>取=90mm,后軸頸 平均軸頸 取d=27mm. 2), 主軸內孔直徑d的確定 主軸內孔主要用于通過棒料夾緊刀具或工件的控桿,冷卻管等,大型,重型機床的空心主軸還可以減輕重量. 確定孔徑d的原則是在滿足對空心主軸孔徑的要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求下盡量去大些。由材料力學知,軸剛度K與抗彎截面慣性矩I成正比,與直徑之間有下列關系: 由上式可知,當時,空心主軸的剛度與實心主軸的剛度相差甚小,即內孔對主軸剛度降低的影響很小, 當時,剛度降低約25%

57、.因此,為了不至于過分地削弱主軸剛度,一般應使 另外,還應考慮主軸的頸外壁厚是否足夠. 推薦: 銑床,d=拉桿直徑+(5-10)mm.根據銑床XK5040的主參數, 取d=29mm.則 22。滿足要求. 3), 主軸懸伸量a的確定 主軸懸伸量a是指主軸前端大炮前支承徑向反力作用中點(一般為前徑向支承中點)的距離,它主要取決于主軸端部結構型式和尺寸(大多都有軸端標準),前支承的軸承配置和密封裝置等. 有的還與機床其它結構參數有關,如工作臺的行程等. 因此主要由結構設計確定。參考同類機床和<<金屬切削設計機床>>,取則懸伸量a=63mm。 4), 主軸跨距的確定 根據<<金屬切削設

58、計機床>>,計算前支承剛度. 計算綜合變量 = 此處取彈性橫量. (鋼的) 主軸的截面慣性距 則有： 由主軸跨距計算線圖,得:， 所以. 合理跨距范圍為:， 為提高剛度,應盡量縮短主軸外延伸長度a,選擇適當的跨距,一般推薦 取/a=3-5?？缇嘈r,軸承變形對軸端變形影響大,所以軸承剛度小時, /a取大值,軸承剛性差時,則取小值。這里取=4a=463=252(mm). 7. 主軸部件的密封 根據主軸轉速,主軸軸承的潤滑方式,工作溫度,工作狀況和軸端結構特點來選擇密封裝置的型式立式銑床的主軸是垂直安裝的. 屬立式主軸,可選用曲路密封(迷宮式密封),這

59、裝置密封,墊圈和曲路相結合的密封. 墊圈甩開油液使其集中于端蓋中引回,曲路密封還可以防止外界雜質侵入. 1.４ 制動器設計 對制動器的要求是:制動迅速,平穩(wěn),結構簡單,緊湊,維修調整方便等.制動方式有兩類:電機制動和機械制動。 在數控銑床上，通常根據刀具與工藝要求需進行主軸轉速的變換及制動，這制動裝置常用離合器來實現，而電磁離合器是應用電磁效應接通或切斷運動的元件。由于它便于實現自動操作，并有現成的系列產品可供選擇，因而它已成為自動裝置中常用的元件。這里我們采用機械制動,采用電磁離合器制動。 按照要求，根據電磁離合器所能傳遞的靜扭矩和動扭矩選擇各類電磁離合器的規(guī)格，型號，從而確定其尺

60、寸。 2 進給系統(tǒng)的設計與計算 2.1設計方案的確定 利用微機對縱橫垂直進給系統(tǒng)進行半閉環(huán)控制，脈沖當量都為0.01mm/脈沖，驅動元件采用步進電機，傳動系統(tǒng)采用滾珠絲杠副。 采用微機對數據進行計算處理，由I/O接口輸出步進脈沖，經一級齒輪減速滾珠絲杠轉動，從而實現縱向、橫向、垂直進給運動。 2.2 機械部分設計與計算 2.2.1縱向進給系統(tǒng)的設計與計算 1．縱向進給系統(tǒng)的設計 采用半閉環(huán)機床進給系統(tǒng)，步進電機經一級減速齒輪傳動副，滾珠絲桿拖動工作臺。傳感器與電機軸相聯(lián)，用來檢測電機轉角和轉速，并把它們轉換為電信號反饋給數控裝置，傳感器采用脈沖編碼器。 2．縱向進給系

61、統(tǒng)的設計計算 工作臺重量： W=499.2Kgf=4992N(根據圖紙粗略計算) 時間常數： T=25 ms 滾珠絲杠基本導程： Lo=6mm 行程： S=900mm 步距角： /step 快速進給速度： 500mm/min （1）切削力計算 由《機床設計手冊》可知，切削功率 ????????????????? ? ? ?

62、??? ?? ? ? ? 2.1 式中： N---電機功率，查機床說明書，N=7.5 KW； ---主傳動系統(tǒng)總效率，一般為0.7～0.85取=0.7； K---進給系統(tǒng)功率系數，取為K=0.96。 則有： Nc=7.50.70.96=5.04 kw 切向銑削力： F=10 N? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.2 式中： V---主軸傳遞全部功率時的最底切削速度（m/s） 則有： V=D95/60000=1.7m/s=102m/min? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.3 F==296

63、4（N） 進給工作臺工作載荷計算 從《數控銑床》中表2-1可得知，在一般立式銑削時， 工作臺縱向進給方向載荷： F=1.0Fz=5294 N? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.4 工作臺橫向進給方向載荷： F=0.4Fz=0.42964=1185 N? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.5 工作臺橫向進給方向載荷： F=0.2Fz=0.22964=592 N? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.6 （2)滾珠絲杠設計計算： 由《數控技術》可知，采用燕尾導軌，導軌銑床絲杠的軸向力： 采用燕尾導軌 ? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.7 式

64、中K=1.4 =0.2 則有： 1）強度計算： 壽命值： ? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.8 ? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.9 n---為絲桿轉速（r/min） v---為最大切削力下的進給速度（m/min）,取最高進給速度的1/3 T---額定壽命，查表得 T=15000h ---滾珠絲桿導程，取=6mm 則有： v= r/min L 最大動負載C 查表得：運轉狀態(tài)系數 則 C? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.10 根據最大動負荷C的值，可選則滾珠絲杠的型號。查表2-5得，選取滾珠絲杠直徑為50

65、mm，型號為ND5006，其額定載荷為29350N，所以強度足夠。 2） 效率計算：根據《機械原理》的公式，絲杠螺母副的傳動效率為： ? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.11 式中：---為絲桿螺旋升角，查得： ---為摩擦角，滾珠絲桿副的滾動摩擦系數f=0.003～0.004,其摩擦角約等于 則有： 3）剛度驗算：滾珠絲杠受工作負載F引起的導程的變化量 絲桿的拉壓變形量 ? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.12 式中：mm=0.6cm; E---為材料彈性模量，對鋼 A--

66、-為滾珠絲杠截面積 =6.15? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.13 則有： cm 滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量 有預緊： ? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.14 式中：---為滾珠直徑，查表得=3.969mm Z圈數列數 2513=75 ---為預緊力 ? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.15 則有: 3.2cm 則絲桿的總變形量 11cm 查表知E級精度絲杠允許的螺距誤差（1m長）為15um/m 故剛度足夠。 4)穩(wěn)定性驗算 失穩(wěn)時的臨界載荷 ? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.16 式中:E---為絲桿材料彈性模量,對鋼 I---為截面慣性矩,對絲桿圓截面 ? ? ? ? ??? ?? ? ? ?2.17 ---為絲桿底徑,=48mm 則有： 260444 L---為絲桿最大工作長度,取L=900mm ---為絲桿支承方式系數,參考圖2-13和表2-7,取=2.0 則有: 穩(wěn)定安全系數： 227? ? ? ?