購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無水印，可編輯。。。具體請見文件預覽，有不明白之處，可咨詢QQ:12401814
本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第39頁 共39頁
1 緒論
1.1 論文研究的目的和意義
隨著生產(chǎn)和科學技術的飛速發(fā)展，社會對機械產(chǎn)品多樣化的要求日益強烈，產(chǎn)品更新越來越快，多品種、中小批量生產(chǎn)的比重明顯增加，同時隨著汽車工業(yè)和輕工業(yè)消費品的高速增長，機械產(chǎn)品的結構日趨復雜，其精度日趨提高，性能不斷改善，激烈的市場競爭要求產(chǎn)品研制生產(chǎn)周期越來越短，傳統(tǒng)的加工設備和制造方法已難以適應這種多樣化、柔性化、高效和高質(zhì)量復雜零件加工要求。因此具有高精度、高效率、高自動化和高柔性化等優(yōu)點的數(shù)控機床就是在這樣的背景下產(chǎn)生和發(fā)展起來的。當前數(shù)控機床的技術水平高低及其在金屬切削加工機床產(chǎn)量和總擁有量的百分比是衡量一個國家國民經(jīng)濟發(fā)展和工業(yè)制造整體水平的重要標志之一。而數(shù)控車床是數(shù)控機床的主要品種之一，它在數(shù)控機床中占有非常重要的位置，幾十年來一直受到世界各國的普遍重視并得到了迅速的發(fā)展。因此，研究數(shù)控車床是非常有必要的。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
數(shù)控技術的應用不但給傳統(tǒng)制造業(yè)帶來了革命性的變化，使制造業(yè)成為工業(yè)化的象征，而且隨著數(shù)控技術的不斷發(fā)展和應用領域的擴大，它對國計民生的一些重要行業(yè)(IT、汽車、輕工、醫(yī)療等)的發(fā)展起著越來越重要的作用，因為這些行業(yè)所需裝備的數(shù)字化已是現(xiàn)代發(fā)展的大趨勢。目前，國內(nèi)外數(shù)控機床產(chǎn)品技術發(fā)展方向主要體現(xiàn)在高速、復合、精密、智能、環(huán)保等方面。
1.2.1 高精度化
現(xiàn)代科學技術的發(fā)展、新材料及新零件的出現(xiàn)，對精密加工技術不斷提出新的要求，提高加工精度，發(fā)展新型超精密加工機床，完善精密加工技術，適應現(xiàn)代科技的發(fā)展，已經(jīng)成為數(shù)控機床的發(fā)展之一。其精度已從微米級到亞微米級，乃至納米級。提高數(shù)控系統(tǒng)的加工精度，一般可通過減少數(shù)控系統(tǒng)的誤差和采用機床誤差補償技術來實現(xiàn)提高數(shù)控機床的加工精度。
1.2.2 高速化
提高生產(chǎn)率是數(shù)控機床追求的基本目標之一。數(shù)控機床高速化可充分發(fā)揮現(xiàn)代刀具材料的性能，不但可大幅度提高加工效率，降低成本，而且還可提高零件的表面加工質(zhì)量和精度，對實現(xiàn)高效、優(yōu)質(zhì)、低成本生產(chǎn)具有廣泛的適用性。
1.2.3 高柔性化
采用柔性自動化設備或系統(tǒng)，是提高加工精度和效率，縮短生產(chǎn)周期，適應市場變化需求和提高競爭力的有效手段。數(shù)控機床在提高單機柔性化的同時，朝著單元柔性化和系統(tǒng)柔性化方向發(fā)展。
1.2.4 高自動化
高自動化是指在全部加工過程中盡量減少人的介入而自動完成規(guī)定的任務，它包括物料流和信息流的自動化。
1.2.5 智能化
隨著人工智能在計算機領域的不斷滲透與發(fā)展，為適應制造業(yè)自動化發(fā)展需要，智能化正成為數(shù)控機床研究和發(fā)展的熱點，它不僅貫穿在生產(chǎn)加工的全過程（如智能編程、智能數(shù)據(jù)庫、智能監(jiān)控），還貫穿在產(chǎn)品的售后服務和維修中。
1.2.6 復合化
復合化包含工序復合化和功能復合化。數(shù)控機床的發(fā)展已模糊了粗、精加工工序的概念。
1.2.7 高可靠性
數(shù)控機床的可靠性一直是用戶最關心的。數(shù)控系統(tǒng)將采用更高集成度的電路芯片，利用大規(guī)?；虺笠?guī)模的專用及混合式集成電路，以減少元器件的數(shù)量，提高可靠性。
1.2.8 網(wǎng)絡化
為了適應FMC、FMS以及進一步聯(lián)網(wǎng)組成CIMS的要求，先進的CNC系統(tǒng)為用戶提供了強大的聯(lián)網(wǎng)能力，除有RS232串行接口、RS422等接口外，還帶有遠程緩沖功能的DNC接口，可以實現(xiàn)幾臺數(shù)控機床之間的數(shù)據(jù)通信和直接對幾臺數(shù)控機床進行控制。
1.2.9 開放式體系結構
20世紀90年代以后，計算機技術的飛速發(fā)展推動數(shù)控機床技術更快地更新?lián)Q代，世界上許多數(shù)控系統(tǒng)生產(chǎn)廠家利用PC機豐富的軟硬件資源開發(fā)開放式體系結構的新一代數(shù)控系統(tǒng)。
1.2.6 結論
綜上所述，隨著計算機技術的發(fā)展，數(shù)字控制技術已經(jīng)廣泛應用于工業(yè)控制的各個領域，尤其是機械制造業(yè)中，普通機械正逐漸被高效率、高精度、高自動化的數(shù)控機械所代替。隨著我國機制行業(yè)新技術的應用，我國世界制造業(yè)加工中心地位形成，數(shù)控機床將會起著前所未有的作用。
1.3 本論文的研究工作
為了能夠更好地、直觀地了解和研究數(shù)控車床的機械系統(tǒng)，本課題以數(shù)控車床CK6141為原型進行設計，主要設計任務為：
(1)主運動參數(shù)的確定；
(2)主運動傳動設計；
(3)主運動帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定；
(4)主運動傳動件的估算和驗算；
(5)縱向進給運動滾珠絲桿副的選擇；
(6)縱向進給運動驅(qū)動電機的選用。
主要的技術要求以及技術參數(shù)參照CK6141的技術參數(shù)進行設計。為了更好的進行設計工作，本文所有的圖紙利用AUTOCAD或者PROE進行繪制，因此，需要學生掌握以上軟件的熟練使用。
1.4小結
本章主要介紹了數(shù)控車床研究的目的和意義。第一節(jié)描述了數(shù)控車床的地位及應用，第二節(jié)就該課題國內(nèi)外研究現(xiàn)狀進行了敘述，第三節(jié)說明了本論文的一個研究思路。
2 主運動參數(shù)的確定
2.1 尺寸參數(shù)
床身最大工件回轉(zhuǎn)直徑 410
刀架上最大工件回轉(zhuǎn)直徑 224
工件最大長度 750/1000
主軸通孔直徑 36
主軸頭號 D6/A6
主軸錐孔 莫氏六號
2.2 運動參數(shù)
2.2.1 主軸轉(zhuǎn)速的確定
主軸轉(zhuǎn)速由切削速度和工件回轉(zhuǎn)直徑來確定
2.1
查機床設計手冊得
硬質(zhì)合金刀具半精車鋼件,
D為床身工件最大回轉(zhuǎn)直徑 ,
2.2
高速鋼刀具粗車鑄鐵斷面,，
2.3
2.2.2轉(zhuǎn)速數(shù)列的確定
2.4
變速范圍、公比和級數(shù)的關系
2.5
查標準公比轉(zhuǎn)速列表得以下轉(zhuǎn)速數(shù)列：
35.5，50，67，100，140，200，280，400，560，800，1120，1600
2.3 動力參數(shù)
機床中各個傳動件的尺寸是根據(jù)其傳動功率決定的，如果傳動功率定的過大，將是傳動件的尺寸粗大而造成浪費，電動機常在低負載下工作，功率因數(shù)很小而造成能源浪費。如果定的過小，將限制機床的切削加工能力而降低生產(chǎn)力。因此，必須準確合理的確定主傳動功率。
2.3.1 主切削力的切向分力
查資料得床身工件最大回轉(zhuǎn)直徑為400的輕型車床數(shù)據(jù)如下：
背吃刀量是3.5，進給量是0.35，切削速度是80
2.6
2.3.2切削功率
2.7
2.3.3 估算主電機功率
主運動傳動效率一般可取=0.70~0.85，數(shù)控車床的主運動多采用調(diào)速電動機和有限的機械變速傳動來實現(xiàn)，傳動鏈較短，因此效率可取較大值：
2.8
根據(jù)常用電機資料，選用Y132S-4電機。額定功率5.5KW，額定轉(zhuǎn)速1440r/min。
3 主運動傳動設計
3.1 轉(zhuǎn)速圖的擬定
3.1.1 變速組和傳動副數(shù)定
Z=12級的傳動系統(tǒng)，可有以下幾種傳動方案：
前三個方案有三個變速組，后兩個個則為兩個變速組，變速組傳動副數(shù)較前三個要多。當變速組的傳動副過多時，使傳動軸的軸向尺寸增大，操縱機構笨重、復雜。因此每一變速組中傳動副數(shù)目宜取為2或3。所以采取前三種方案，每一方案均有三個變速組，各變速組的傳動副數(shù)均為2或3。
根據(jù)前多后少原則，從電動機到主軸，一般為降速運動。接近電動機的零件，轉(zhuǎn)速較高從而轉(zhuǎn)矩較小，尺寸也就較小。因此選用方案較好。
3.1.2 擬定結構式和結構網(wǎng)
a）當傳動系統(tǒng)的變速組及傳動副數(shù)確定后，基本組合擴大組的順序不同，可有六種不同方案。
b）傳動副的極限傳動比和變速組的極限變速范圍
在降速時，為防止齒輪直徑過大而使縱向尺寸過大，常限制最小傳動比。在升速時，為防止產(chǎn)生過大的振動和噪聲，常限制最小傳動比。因此主傳動鏈任一變速組的最大變速范圍。
檢查變速組的變速范圍是否超過極限時，只需檢查最后擴大組。前四個方案第二擴大組的變速范圍：
3.1
合乎要求
后兩個方案第二擴大組變速范圍：
3.2
不合乎要求
c)基本組和擴大組的排列順序
根據(jù)前密后疏原則，第一個方案最佳
d)分配傳動比
對于小型數(shù)控車床，中間軸轉(zhuǎn)速不宜過高，否則將引起過大振動、發(fā)熱和噪聲。根據(jù)“前慢后快”原則，首先分配最大降速線路圖上各傳動副的傳動比，再根據(jù)各變速組的級比、級比指數(shù)確定其它各傳動副傳動比。根據(jù)前面的數(shù)據(jù)，畫出主運動轉(zhuǎn)速圖3.1。
圖3.1 主運動轉(zhuǎn)速圖
3.2 傳動圖的擬定
3.2.1 帶輪直徑的確定
a)選擇三角帶型號
查工況系數(shù)表（機械設計基礎）得工況系數(shù)，則計算功率為
3.3
再根據(jù)小帶輪轉(zhuǎn)速選定A型普通V帶。
b)確定帶輪的最小直徑
皮帶輪的直徑越小，帶的彎曲應力就越大，為提高帶的使用壽命小帶輪直徑不宜過小，要求大于最小許用帶輪直徑，根據(jù)皮帶型號，查表（機械設計基礎）可得到：mm 。
c)確定大帶輪直徑
3.4
三角帶的滑動率，選擇。在保證最小包角大于120度的前提下，傳動比可取，因此大帶輪直徑取200mm。
d)確定三角帶轉(zhuǎn)速
3.5
因為5m/s
[T]=20000h
故軸承校核合格
Ⅱ、Ⅲ軸跟軸承的驗算跟Ⅰ軸一樣，這里就不再多做敘述，經(jīng)檢驗滿足設計要求。
3.4 主軸組件設計
3.4.1 初選主軸直徑
前端直徑D1
主軸D1（按電機功率）如下表3.2(mm)：
表3.2 主軸直徑選取表
功率（kw）
D1
機床
1.4～2.5
2～3.6
3～5.5
5～7.3
7.4～11
車床
40～80
50～90
55～95
65～100
70～120
銑床及加工中心
50～90
60～90
60～95
75～100
90～105
外圓磨床
——
50～60
55～70
70～80
75～90
由上表可取D1=86mm
因此可知由式子D2=(0.7~0.8)D1
后端直徑D2=86*0.7=60.2mm
圓整后取60mm
主軸內(nèi)徑d=36mm
主軸內(nèi)孔徑與機床類型有關，主要用來通過棒料，鏜桿，拉桿，或頂尖。確定內(nèi)孔徑原則是為減輕主軸重量，在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求下，應取最大值。
主軸的內(nèi)徑是通過刀具夾具裝置固定刀具、傳動氣動或液壓卡盤等。主軸孔徑越大，主軸部件的相對重量就越輕。主軸的孔徑大小主要受主軸剛度的制約。主軸的孔徑與主軸直徑之比，小于0.3時空心主軸的剛度幾乎與實心主軸相等；等于0.5時空心主軸的剛度為時新主軸的90%；大于0.7時，空心主軸的剛度就急劇下降。一般可取其比值為0.5左右，即內(nèi)徑直徑為（35～42.5）mm。
主軸本身剛度K正比于抗彎斷面慣性矩I
3.67
孔徑的最大直徑
此時若孔徑再大，剛度急劇下降
根據(jù)推薦值d/D1=0.4~0.5
取d/D1=0.45
則d=36mm
3.4.2 主軸懸伸量a確定
初選a值可參考下表3.3確定
表3.3 懸伸梁長度的確定
車床和主軸類型
精密車床、自動車床用滾動軸承支承，適用高精度和普通精度要求
0.6—1.5
中等長度和較長主軸端的車床和銑床，懸伸不太長（不是細長）的精密鏜床和內(nèi)圓磨床，用滾動軸承和滑動軸承支承適用于絕大部分普通生產(chǎn)要求
1.25—2.5
計算得懸伸量為80mm
3.4.3 主軸跨距的確定
主軸跨距是決定主軸系統(tǒng)動靜剛度的重要影響因素，目的是找出在切削力作用下，主軸前端的柔度值最小的跨距稱為最優(yōu)跨距（）。實驗證明，動態(tài)作用下最優(yōu)跨距很接近與推得最優(yōu)值，因此設計時盡量達到最優(yōu)值。
前端角接觸球軸承的剛度（主要為軸向剛度）
3.68
其中
內(nèi)徑為75mm,查表
查軸承樣本額定動載荷
取
代入上式即可
計算得主軸跨距為410mm
3.4.4 主軸的剛度計算
如果主軸前后軸承頸由數(shù)段組成，則當量直徑
3.69
式中分別為各段的直徑和長度（㎜）
——總長，
如果前后軸承頸的直徑相差不大，也可把前后軸承頸直徑的平均值近似地作為當量直徑d。
主軸的前懸伸部分較粗，剛度較高，其變形可以忽略不記，后懸伸部分不影響剛度，也可不計算。如主軸前端作用一外載F如圖3.3
圖3.3 主軸外載圖
則撓度：
3.70
式中 F——外載荷（N）；
a——前懸伸，等于載荷作用點至前支承點間的距離（mm）；
l——跨距，等于前后支承的距離（mm）；
E——彈性模量，鋼的 ；
I——截面慣性距,;
、——主軸的外徑和孔徑（mm）。
又因為0.5，孔的影響可以忽略由此可得主軸鋼度滿足要求。
3.4.5 主軸軸承的選擇
a) 軸承的選型
主軸軸承是主軸組件的重要組成部分，它的類型、結構、配置、精度、安裝、調(diào)整、潤滑和冷卻都直接影響了主軸組件的工作性能。在數(shù)控機床上主軸軸承常用的有滾動軸承和滑動軸承。
滾動軸承摩擦阻力小，可以預緊，潤滑維護簡單，能在一定的轉(zhuǎn)速范圍和載荷變動范圍下穩(wěn)定地工作。滾動軸承有專業(yè)化工廠生產(chǎn)，選購維修方便，在數(shù)控機床上被廣泛采用。與滑動軸承相比，滾動軸承的噪聲大，滾動體的數(shù)目有限，剛度是變化的，抗震性略差，但總體來說，數(shù)控機床主軸組件在可能的條件下，應盡量使用滾動軸承，特別是大多數(shù)立式主軸和主軸在套筒內(nèi)能夠作軸向移動的主軸。這時用滾動軸承可以用潤滑脂潤滑，以避免漏油。滾動軸承根據(jù)滾動體的結構分為球軸承、圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承三大類。
主軸支承分徑向和推力（軸向）支承。角接觸軸承（包括角接觸球軸承和圓錐滾子軸承）兼起徑向和推力支承的作用。
推力支撐應位于前支撐內(nèi)，原因是數(shù)控機床的坐標原點常設在主軸的前端。為了減少熱膨脹造成的坐標原點移動，應盡量縮短坐標原點至推力支撐之間的距離。
主軸軸承可以選用圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承由于滾子大端面與內(nèi)圈擋邊之間為滑動摩擦，發(fā)熱較多，故轉(zhuǎn)速受到限制。
由于滾動軸承有許多優(yōu)點，加之加工精度的提高，所以，一般情況下數(shù)控機床應盡量采用滾動軸承，只有要求加工表面粗糙度數(shù)值較小時，且主軸又是水平的機床時才用滑動軸承，而本設計內(nèi)容為車床主軸組件設計，所以要選用滾動軸承。
主軸軸承主要應根據(jù)精度、剛度和轉(zhuǎn)速來選擇，為了提高精度和剛度，主軸軸承間的間隙應該是可調(diào)的。線接觸的滾子軸承比點接觸的球軸承的剛度高，但一定溫升下允許的轉(zhuǎn)速較低，下面就簡述幾種常用的數(shù)控機床主軸的軸承及適用范圍：
b)角接觸球軸承
這種軸承既可以承受徑向載荷又可以承受軸向載荷。常用的接觸角主要有兩種： ａ=25°，ａ=15°，其中ａ=25°的編號為7000AC型（舊代號為46100型），屬于特輕型；或編號為7190AC型（舊代號為46900型），屬于超輕型。ａ=15°的編號為7000C型（舊代號為36100型），屬于特輕型；或編號為7190C型；或編號為7190C型（舊代號為1036900型），屬于超輕型。如圖3.4所示。
圖 3.4 角接觸軸承
角接觸球軸承多用于高速主軸，隨接觸角的不同有所區(qū)別，α=25°的軸向剛度較高，但徑向剛度和允許的轉(zhuǎn)速略低，多用于車、鏜、銑加工中心等主軸；α=15°的轉(zhuǎn)速可更高一些，軸向剛度較低，常用于軸向載荷較小、轉(zhuǎn)速較高的磨床主軸或不承受載荷的車、鏜、銑主軸后軸承。這種軸承為點接觸，剛度較低。為了提高剛度和承載能力，常用多聯(lián)組配的方法。所以本設計前支承采用雙聯(lián)組配的方式，代號為DF；后支承采用也采用雙聯(lián)組配方式，代號是DF。如圖3.5
圖3.5 角接觸軸承
c)圓柱滾子軸承
圖3.6為雙列圓柱滾子軸承（，它的特點是內(nèi)孔為1：12的錐孔，與主軸的錐行軸徑相配合。軸向移動為內(nèi)圈，可把內(nèi)圈脹大，以消除徑向間隙或預緊，這種軸承只能承受徑向載荷。
圖 3.6 圓柱滾子軸承
d)軸承間隙調(diào)整和預緊
主軸軸承的內(nèi)部間隙，必須能夠調(diào)整。多數(shù)軸承，還應能夠在過盈狀態(tài)下工作，使?jié)L動體和滾道之間有一定的欲變形，這就是軸承的預緊。軸承預緊后，內(nèi)部無間隙，滾動體從各個方向支承主軸，有利于提高運動精度。滾動體的直徑不可能絕對相等，滾道也不可能絕對正圓，因而預緊前只有部分滾動體和滾道接觸。預緊后，滾動體和滾道都有了一定的變形，參加工作的滾動體將更多，各滾動體的受力將更均勻。這都有利于提高軸承的精度、剛度和壽命。如主軸產(chǎn)生振動，則由于各個方向都有滾動體支承，可以提高抗振性。但是，預緊后發(fā)熱較多，溫升較高；且太大的預緊將使軸承的壽命降低，故預緊要適當。本設計為數(shù)控車床主軸組件設計，功率相對較小，所以取中預緊。
根據(jù)以上計算過程，畫出主軸組件圖3.7，主軸零件圖3.8
圖3.7 主軸組件圖
圖3.8 主軸零件圖
3.5 電磁離合器的選擇
摩擦電磁離合器目前在數(shù)控機床中應用十分廣泛，因為它可以在運轉(zhuǎn)中自動的接通或脫開，且具有結合平穩(wěn)，沒有沖擊、構造緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。選用時應作必要的計算。
根據(jù)初步的計算可從《離合器的選擇與運用》一書中選取，所有的作圖和計算尺寸都見書中的表。
3.5.1 按扭矩選擇
一般應使用和設計的離合器的額定靜扭矩和額定扭矩滿足工作要求，由于普通車床是在空載下啟動和反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭距來選。即：
3.71
對于需要在負載下啟動和變速，或啟動時間有特殊要求時，應按動扭距設計離合器。
3.5.2 選擇步驟
a)決定外摩擦片的內(nèi)徑d。
根據(jù)結構需要，如為軸裝式時，摩擦片的內(nèi)徑d應比安裝軸的軸徑大2～6mm。b)選擇摩擦片尺寸：
可以在參考書中選擇，具體的型號見圖紙。
c)計算摩擦面對數(shù)z
3.72
式中：f-摩擦片間的摩擦系數(shù)（有表可選）；
-許用壓強MPa（有表可選）；
D-摩擦片內(nèi)片外徑mm（有表可選）；
d-摩擦片外片內(nèi)徑mm（有表可選）；
Ku-速度修正系數(shù)（有表可選）；
Kz-結合面數(shù)修正系數(shù)（有表可選）；
Km-結合次數(shù)修正系數(shù)（有表可選）。
代入數(shù)值得：取Z=9。
4縱向進給伺服系統(tǒng)設計
經(jīng)濟型數(shù)控車床的改造一般是步進電機經(jīng)減速驅(qū)動絲杠,螺母固定在溜板箱上，帶動刀架左右移動,其結構示意圖見圖4.1所示。
圖4.1 縱向結構示意圖
縱向進給系統(tǒng)的基本參數(shù)如下：
從相關資料上確定一下基本參數(shù)
工作臺重量
滾珠絲桿基本導程
行程
脈沖當量
快速進給運動
下軌道（Z）向采用的是雙排兩列4個滾動軸承來實現(xiàn)滑動平臺的支撐。
4.1傳動鏈的確定
取步進電動機的步距角，滾珠絲杠的基本導程，進給傳動鏈的脈沖當量，則有
4.1
按最小慣量條件，查得應該采用1級傳動，傳動比i=1.25，根據(jù)結構需要確定齒輪齒數(shù)Z=32、40，模數(shù)m=2，齒寬b=20mm。
4.2滾珠絲桿副的計算選擇
4.2.1切削力的計算
由機床設計手冊得切削功率
N——主電機功率，N=5.5KW
——主傳動系統(tǒng)效率，一般為0.6~0.7，取0.65
K——進給系統(tǒng)功率系數(shù)，取K=0.96，則
4.2
又因為
所以
取V=100m/min(切削線速度)
主切削力
4.3
從《機床設計手冊》可知一般外圓車削時車床參數(shù)如下表4.1
表4.1 外圓車削時車床參數(shù)
2
2
2
2
2
2
0.2
0.3
0.4
0.2
0.3
0.4
1125
1524
1891
1687
2287
2837
4.4
4.5
4.2.2導軌摩擦力的計算
導軌受到垂向切削分力，縱向切削分力，工作臺重力W=800N，查表得鑲條緊固力，取導軌動摩擦系數(shù)，則
4.6
計算在不切削狀態(tài)下的導軌摩擦力和
4.7
4.8
4.2.3滾珠絲杠設計計算
由《數(shù)控機床設計手冊》得知
計算綜合導軌車床絲桿的軸向力
其中K=1.15，，取0.16。則
4.9
a)強度計算：
當車床以線速度，進給量，車削D=100mm的外圓時
絲杠轉(zhuǎn)速為：
4.10
壽命值（=20000h）：
4.11
計算最大動負載
查表得，運轉(zhuǎn)系數(shù)=1.2，
4.12
據(jù)最大動負載Q值可選擇滾珠絲桿的型號，滾珠絲桿型號為。
滾珠絲桿副的幾何參數(shù)如表4.2
表4.2 滾珠絲桿副幾何參數(shù)
滾珠絲杠副型號
公稱直徑
基本導程
鋼球直徑
絲杠外徑
CDM-4006-5
40
6
3.969
39.5
螺紋底徑
循環(huán)圈數(shù)
額定動載荷
額定靜載荷
接觸剛度
35.1
2.5*2
28771
95970
2191
b)傳動效率計算
滾動絲杠螺紋的傳動效率η為：
4.13
式中：為絲杠螺紋升角,可根據(jù)初選型號查出，=2.44°；滾動摩檫系數(shù)f=0.003-0.004,其摩檫角約等于10?，則。
c)剛度的驗算
滾珠絲杠工作時受軸向力和扭矩的作用,他將引起導程 發(fā)生變化,因滾珠絲杠受扭時引起的導程變化量很小,可忽略不計,故工作負載引起的導程變化量為:
4.14
式中=6mm，為彈性模量，對剛
滾珠絲桿截面面積
4.15
4.16
絲杠因受扭矩而引起的導程變化量很小，可以忽略。所以導程變化總誤差為
4.17
查表知E及精度絲杠引起的螺距誤差為，所以剛度足夠了。
d)壓桿穩(wěn)定性計算
滾珠絲杠通常屬于受軸向力的細長桿，若軸向工作載荷過大，將使絲杠失去穩(wěn)定而產(chǎn)生縱向屈曲。即失穩(wěn)，失穩(wěn)時的臨界載荷為：
4.18
式中： E為絲杠材料彈性模量,對鋼，I為截面慣性矩,對絲杠圓截面I=π /64(mm) (為絲杠外徑)，L為絲杠最大工作長度(mm); 為絲杠支承方式系數(shù)
I = π (39.5) / 64 = 119437，=2(一端固定一端簡支)，L=1860mm
= π EI/ (L) = 4.19
穩(wěn)定性足夠。
通過以上選擇，縱向進給系統(tǒng)使用型號為的滾珠絲杠副。
4.3電動機選擇
4.3.1轉(zhuǎn)動慣量的計算
小齒輪的轉(zhuǎn)動慣量
4.20
大齒輪轉(zhuǎn)動慣量
4.21
工作臺質(zhì)量折算到電機軸上的轉(zhuǎn)動慣量
4.22
絲杠的轉(zhuǎn)動慣量
4.22
因此總轉(zhuǎn)動慣量
4.23
4.3.2計算折算到電動機軸上的切削負載力矩
已知在切削狀態(tài)下的軸向負載力，絲杠每轉(zhuǎn)一圈，機床執(zhí)行部件軸向移動的距離L=6mm=0.006m，進給傳動系統(tǒng)的傳動比i=1.25總效率η=0.65，則有
4.24
4.3.3計算折算到電動機上的摩擦負載力矩
已知在不切削狀態(tài)下的軸向負載力矩，則有
4.25
4.3.4計算由滾珠絲杠預緊力產(chǎn)生的并折算到電動機軸上的附加負載力矩 已知滾珠絲杠螺母副的效率，滾珠絲杠螺母副的預緊力為
4.26
4.27
折算到電動機軸上的負載力矩T的計算
空載時（快進力矩），為
4.28
切削時（工進力矩），為
4.29
4.3.5選定電動機
根據(jù)以上計算結果和查表初選130BF001型反應式步進電動機，步距角，最大靜轉(zhuǎn)矩，，其轉(zhuǎn)動慣量；而進給傳動系統(tǒng)的負載慣量，最高空載啟動頻率，3000Hz，運行頻率，10600Hz。對于開環(huán)系統(tǒng)，一般取加速時間。當機床以最快進給速度運動時電動機的最高轉(zhuǎn)速為：
4.30
4.31
計算空載啟動力矩
4.32
確定最大靜轉(zhuǎn)矩：
機械傳動系統(tǒng)空載啟動力矩與所需的步進電動機的最大靜轉(zhuǎn)矩的關系為：
4.33
4.34
機械傳動系統(tǒng)空載啟動力矩與所需的步進電動機的最大靜轉(zhuǎn)矩的關系為：
4.35
取和中的較大者為所需的步進電動機的最大靜轉(zhuǎn)矩。本電動機的最大靜轉(zhuǎn)矩為，大于，可以在規(guī)定的時間內(nèi)正常啟動，故滿足要求。
驗算慣量匹配，為了使機械傳動的慣量達到較合理的匹配，系統(tǒng)的負載慣量與伺服電動機的轉(zhuǎn)動慣量之比一般應滿足下式：
4.36
因為，故滿足慣量匹配要求。
結 論
畢業(yè)設計是對我們大學期間所學知識的一次總結與運用，是對以前每門課程設計的綜合，是對所學知識的徹底檢驗。剛開始選擇課題的時候，因為我對數(shù)控車床比較感興趣，所以選擇了關于數(shù)控車床方面的課題。我所在的組設計的是一臺數(shù)控車床，我主要對主運動系統(tǒng)及縱向進給系統(tǒng)進行設計。開始設計之前，我首先上網(wǎng)搜索了有關車床方面的知識，對數(shù)控車床的發(fā)展現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢有了進一步的了解，也讓我學習到了很多新的知識。設計的時候，我們對學校的一些數(shù)控車床進行了觀察，我主要觀察了機床的進給系統(tǒng)結構，同時并結合自己的課題對機床的總體布局做了進一步的研究，并通過查閱資料和相關圖冊，設計出了滿足數(shù)控車床需要的主運動系統(tǒng)及縱向進給系統(tǒng)。
畢業(yè)設計是我們走向工作崗位的最后一次練兵，是一次理論和實踐完美結合的過程。在近三個月的畢業(yè)設計當中，使我更加認識到理論聯(lián)系實際的重要性，只有理論而不去進行實踐是不行的。在設計過程中，我參考了一些圖紙，在參考的基礎上，理解并分析其優(yōu)缺點，取長補短，對自己其中不合理的部分進行了充分改進。通過這次設計，自己在查閱資料、運用資料、中英文翻譯、運用專業(yè)知識及CAD繪圖等方面的能力有了較大地提高，對如何將機、電互相結合起來有了較深刻的認識，彌補了原來學習中的很多不足之處，為以后從事機械方面的工作打下了一定的基礎，積累了一定的經(jīng)驗，對設計工作有了一定的認識。
總之，這次設計順利完成使我受益匪淺，不但鞏固了我以前學習的東西，而且學到了很多新東西，為我走向社會打下了深厚的基礎。同時也使我懂得了一個真正設計的步驟以及方法。
致 謝
經(jīng)過3個月的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經(jīng)驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。 在這里首先要感謝我的導師黃曉華老師。黃老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從查閱資料到設計方案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配圖繪制等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是黃老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了敬佩黃老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。 其次要感謝我的師兄對我無私的幫助，正因為有他的幫助我才能順利的完成設計，我要感謝我的母?！暇├砉ご髮W紫金學院，是母校給我們提供了優(yōu)良的學習環(huán)境；另外，我還要感謝那些曾給我授過課的每一位老師，是你們教會我專業(yè)知識。在此，我再說一次謝謝！謝謝大家！?。?。
參 考 文 獻
[1] 張恩生. 機械制造工藝系統(tǒng)學[M]. 上海:上海交通大學出版社，1990.
[2] 徐嘉元. 機械加工工藝基礎[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1996.
[3] 沈斌. 計算機輔助制造技術[J]. 機械工程學報，2004，4（11）：23-25.
[4] 邱宣懷. 機械設計[M]. 北京：高等教育出版社，1997.
[5] 徐灝. 機械設計手冊[C]. 北京：機械工業(yè)出版社，2002.
[6] 王步瀛. 機械強度計算的理論和方波[D]. 北京：高等教育出版社，1996
[7] 董仲元，蔣克鑄. 設計方法學[M]. 北京：高等教育出版社，2000.
[8] 吳宗澤. 機械結構設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1988.
[9] 齒輪手冊編委會. 齒輪手冊[C]. 北京：機械工業(yè)出版社，1990.
[10] 華大年. 機械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2003.
[11] 趙先仲. 數(shù)控系統(tǒng)維修講義[J]. 華北航天工業(yè)學院講義，2000，3（1）：5-10.
[12] 石巖. 數(shù)控技術的發(fā)展趨勢和思考[D]. 重慶：重慶大學，2002.
[13] 拉德克利夫. 運動學與機構設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2002.
[14] 庫祥臣，王潤孝. 數(shù)控技術的發(fā)展趨勢及對策[J]. 機床與液壓，2004,5(1):12-44.
[15] 張宇. 數(shù)控技術實踐[J]. 機械工業(yè)出版社，2005，19（5）：130-138.
[16] 方鍵. 機械結構設計[M]. 北京:化學工業(yè)出版社，2005.
[17] 唐一平. 《Advance Manufacturing Technology》[M]. 北京：科學出版社，2000·21-33.
[18] 劉鴻文. 材料力學[M]. 北京:高等教育出版社，2004.
[19] 王華坤，范元勛. 機械設計基礎[M]. 北京:機械工業(yè)出版社，2003.
[20] 吳宗澤. 機械零件設計手冊[C]. 北京：機械工業(yè)出版社，2003.
[21] HideoMATSUKA. Japanese open control system for Manufacturing Equipment[J]. Int Japan Socprec Eng,1996, 67(6):216-321.
[22] 馮辛安. 機械制造裝備設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版, 1999.