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湖南工業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
第1章 機(jī)床總體布局設(shè)計(jì)
1.1 機(jī)床總體尺寸參數(shù)的選定
根據(jù)設(shè)計(jì)要求并參考實(shí)際情況，初步選定機(jī)床主要參數(shù)如下：
工作臺(tái)寬度×長(zhǎng)度 400×1600mm
主軸錐孔 7∶24
工作臺(tái)最大縱向行程 300mm
工作臺(tái)最大橫向行程 375mm
主軸箱最大垂直行程 400mm
主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) 12級(jí)
主軸轉(zhuǎn)速范圍 30~1500r/min
X、Y軸步進(jìn)電機(jī) 130BF001（反應(yīng)式步進(jìn)電動(dòng)機(jī)）
Z軸步進(jìn)電動(dòng)機(jī) 130BF001（反應(yīng)式步進(jìn)電動(dòng)機(jī)）
主電動(dòng)機(jī)的功率 4.0KW
主軸電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 1440r/min
機(jī)床外形尺寸（長(zhǎng)×寬×高） 150×1200×2300mm
機(jī)床凈重 500Kg
1.2 機(jī)床主要部件及其運(yùn)動(dòng)方式的選定
1.2.1 主運(yùn)動(dòng)的實(shí)現(xiàn)
因所設(shè)計(jì)的機(jī)床要求能進(jìn)行立式的鉆和銑，垂直方向的行程比較大,因而采用工作臺(tái)不動(dòng),而主軸箱各軸向擺放為立式的結(jié)構(gòu)布局；為了使主軸箱在數(shù)控的計(jì)算機(jī)控制上齒輪的傳動(dòng)更準(zhǔn)確、更平穩(wěn)，工作更可靠，主軸箱主要采用液壓系統(tǒng)控制滑移齒輪和離合器變換齒輪的有級(jí)變速。
1.2.2 進(jìn)給運(yùn)動(dòng)的實(shí)現(xiàn)
本次所設(shè)計(jì)的機(jī)床進(jìn)給運(yùn)動(dòng)均由單片機(jī)進(jìn)行數(shù)字控制，因此在X、Y、Z三個(gè)方向上，進(jìn)給運(yùn)動(dòng)均采用滾珠絲杠螺母副，其動(dòng)力由步進(jìn)電機(jī)通過(guò)調(diào)隙齒輪傳遞。
1.2.3 數(shù)字控制的實(shí)現(xiàn)
采用單片機(jī)控制，各個(gè)控制按扭均安裝在控制臺(tái)上，而控制臺(tái)擺放在易操作的位置，這一點(diǎn)須根據(jù)實(shí)際情況而定。
1.2.4 機(jī)床其它零部件的選擇
考慮到生產(chǎn)效率以及生產(chǎn)的經(jīng)濟(jì)性，機(jī)床附件如油管、行程開關(guān)等，以及標(biāo)準(zhǔn)件如滾珠絲杠、軸承等均選擇外購(gòu)形式。
1.3 機(jī)床總體布局的確定
根據(jù)以上參數(shù)及主要部件及其運(yùn)動(dòng)方式，則可擬定機(jī)床的總體布局圖，詳細(xì)圖紙請(qǐng)參照1號(hào)A1圖紙。
第2章 主傳動(dòng)的設(shè)計(jì)
2.1 議定轉(zhuǎn)速圖
2.1.1 確定結(jié)構(gòu)式和結(jié)構(gòu)網(wǎng)式：
1.主傳動(dòng)的確定，和公比Ф的確定：
根據(jù)ZJK-7532的使用說(shuō)明書，初步定主軸轉(zhuǎn)速范圍為95～1600r／min，
則Ф＝=＝＝1.29 ………………………………(2.1)
由設(shè)計(jì)手冊(cè)取標(biāo)準(zhǔn)值得：Ф=1.26。
令，則 ……………(2.2)
則取。
2.確定變速組和傳動(dòng)副數(shù)目：
大多數(shù)機(jī)床廣泛應(yīng)用滑移齒輪的變速方式，為了滿足結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和操縱方便的要求，通常采用雙聯(lián)或三聯(lián)滑移齒輪，因此主軸轉(zhuǎn)速為12級(jí)的變速系統(tǒng)，總共需要三個(gè)變速組。
3.確定傳動(dòng)順序方案：
按著傳動(dòng)順序，各變速組排列方案有：
12＝3×2×2
12＝2×3×2
12＝2×2×3
從電機(jī)到主軸，一般為降速傳動(dòng)。接近電機(jī)處的零件，轉(zhuǎn)速較高，從而轉(zhuǎn)矩較小，尺寸也就較小。如使傳動(dòng)副較多的傳動(dòng)組放在接近電機(jī)處，則可使小尺寸的零件多些，而大尺寸的零件可以少些，這樣就節(jié)省省材料，經(jīng)濟(jì)上就占優(yōu)勢(shì)，且這也符合“前多后少”的原則。從這個(gè)角度考慮，以取18=3×3×2的方案為好，本次設(shè)計(jì)即采用此方案。
4.確定擴(kuò)大順序方案：
傳動(dòng)順序方案確定以后，還可列出若干不同擴(kuò)大順序方案。如無(wú)特殊要求，根據(jù)“前密后疏”的原則，應(yīng)使擴(kuò)大順序和傳動(dòng)順序一致，通常能得到最佳的結(jié)構(gòu)式方案，故選用12＝××結(jié)構(gòu)式方案。
檢查最后擴(kuò)大組的變速范圍：
r=～10
故合符要求。
5.結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖：
2.1.2 擬定轉(zhuǎn)速圖：
根據(jù)已確定的結(jié)構(gòu)式或結(jié)構(gòu)網(wǎng)議定轉(zhuǎn)速圖時(shí)，應(yīng)注意解決定比傳動(dòng)和分配傳動(dòng)比，合理確定傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速。
① 定比傳動(dòng)
在變速傳動(dòng)系統(tǒng)中采用定比傳動(dòng)，主要考慮傳動(dòng)、結(jié)構(gòu)和性能等方面的要求，以及滿足不同用戶的使用要求。在鉆銑床的設(shè)計(jì)中，總降速比為u=125/1440=0.087。若每一個(gè)變速組的最小降速比均取1/4。則三個(gè)變速組的總降速可達(dá)。故無(wú)需要增加降速傳動(dòng)，但為了使中間兩個(gè)變速組做到降速緩慢，以利于減小變速箱的徑向尺寸和有利于制動(dòng)方便，在Ⅰ－Ⅱ軸間增加一對(duì)降速傳動(dòng)齒輪（），同時(shí)，也有利于設(shè)計(jì)變型機(jī)床，因?yàn)橹灰? 變這對(duì)降速齒輪傳動(dòng)比，在其他三個(gè)變速組不變的情況下，就可以將主軸的12種轉(zhuǎn)速同時(shí)提高或降低，以便滿足不同用戶的要求。
② 分配降速比
前面已確定，12＝3×2×2共需三個(gè)變速組，并在Ⅰ－Ⅱ軸間增加一對(duì)降速傳動(dòng)齒輪，要用到四個(gè)變速組，在主軸Ⅴ上標(biāo)出12級(jí)轉(zhuǎn)速：125～1600r/min,在第Ⅰ軸上用A點(diǎn)代表電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，最低轉(zhuǎn)速用E點(diǎn)標(biāo)出，因此A,E兩點(diǎn)相距約11格，即代表總降速傳動(dòng)比為。
③ 定出各變速組的最小傳動(dòng)比
根據(jù)降速前慢后快的原則，在Ⅳ－Ⅴ軸間變速組取，在Ⅲ－Ⅳ軸間變速組取，在Ⅱ－Ⅲ軸間變速組取，則：
根據(jù)結(jié)構(gòu)式可知：Ⅱ～Ⅴ軸間變速組的級(jí)比指數(shù)分別為：1，3，6。傳動(dòng)副為：3，2，2。則畫出上圖的轉(zhuǎn)速圖。
2.1.3 確定各齒輪的齒數(shù)：
在確定齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意：齒輪的齒數(shù)和不應(yīng)過(guò)大，以免加大兩軸之間的中心距，使機(jī)床的結(jié)構(gòu)龐大，而且增大齒數(shù)和還會(huì)提高齒輪的線速度而增大噪聲，所以在設(shè)計(jì)時(shí)要把齒數(shù)和控制在；為了控制每組嚙合齒輪不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，使最小齒數(shù)，因而齒輪的齒數(shù)和不應(yīng)過(guò)小。
在Ⅳ－Ⅴ軸間：∵
則可查表1.58和2.51兩行
又∵而最小齒輪的齒數(shù)是在的齒輪副中，令
則等，∵在高速軸中盡量使齒輪的幾何尺寸小一點(diǎn)以減小主軸的尺寸，所以可取
∴ 可查出：，
，
同理：① 且查得….
取 則查得：，
，
②
查得：
∵ 三聯(lián)滑移齒輪中的最大齒數(shù)與次大齒數(shù)之差必須要大于或等于4，則必需有
又∵ 前傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速高，扭矩小，一般傳動(dòng)件的尺寸要小一些，因而齒數(shù)和可取比前一級(jí)變速組小
用計(jì)算法：取，則
則
∴
0
③ ∵ 取
則
滑移齒輪齒數(shù)的驗(yàn)算：在三聯(lián)滑移齒輪中，為了確保其左右移動(dòng)時(shí)能順利通過(guò)，不致相碰，則必須保證三聯(lián)滑移齒輪的次大齒輪與最大齒輪的配對(duì)齒輪不相碰（最大齒輪布置在中間），即：
又∵
則必須保證：
∵從上面計(jì)算可知：
則 這與要求不符。
但是∵Ⅲ與Ⅳ都采用了離合器，使齒輪和的距離拉大了，因而在滑移齒輪在移動(dòng)過(guò)程中不存在相碰的情況，
∴三聯(lián)滑移齒輪在這個(gè)設(shè)計(jì)里是可以實(shí)現(xiàn)的。
2.1.4 傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定：
根據(jù)以上分析及計(jì)算，擬定如下傳動(dòng)系統(tǒng)圖：
2.2主傳動(dòng)主要零件的強(qiáng)度計(jì)算：
2.2.1電動(dòng)機(jī)的選擇
1. 電動(dòng)機(jī)的功率計(jì)算
鉆頭材料選用W18Cr4V,
根據(jù)加工要求選用鉆頭直徑D＝25mm，
則查表得進(jìn)給量S＝0.39～0.47mm，
根據(jù)鉆孔切削用量表查得：n＝377r/min，M=8580N·m
則 ……………………………(2.3)
2. 電動(dòng)機(jī)參數(shù)的選擇
在選擇電動(dòng)機(jī)時(shí)，必須使得P≥P，根據(jù)這個(gè)原則，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》選取Y112M-4型電動(dòng)機(jī)，其基本參數(shù)如下（單位為mm）：
A=190 B=140 C=70 D=28 E=60 F=8
G=24 H=112 K=12 AB=245 AC=230
AD=190 HD=265 BB=180 L=400
2.2.2齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
由于直齒圓柱齒輪具有加工和安裝方便、生產(chǎn)效率高、生產(chǎn)成本低等優(yōu)點(diǎn)，而且直齒圓柱齒輪傳動(dòng)也能滿足設(shè)計(jì)要求，所以本次設(shè)計(jì)選用漸開線直齒圓柱齒輪傳動(dòng)；主軸箱中的齒輪用于傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)，它的精度直接與工作的平穩(wěn)性、接觸誤差及噪聲有關(guān)。為了控制噪聲，機(jī)床上主傳動(dòng)齒輪都選用較高的精度，但考慮到制造成本，本次設(shè)計(jì)都選用7-6-6的精度。具體設(shè)計(jì)步驟如下：
1、模數(shù)的估算：
按接觸疲勞和彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪各參數(shù)都已知道后方可確定，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(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)。
齒輪彎曲疲勞的估算公式：
mm （式中即為齒輪所傳遞的功率） …………（2.4）
齒面點(diǎn)蝕的估算公式：
mm （式中即為齒輪所傳遞的功率）……………（2.5）
其中為大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，為齒輪中心距。
由中心距及齒數(shù)求出模數(shù)：
mm ……………………………………………………(2.6)
根據(jù)估算所得和中較大的值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。
前面已求得各軸所傳遞的功率，各軸上齒輪模數(shù)估算如下：
第一對(duì)齒輪副 ∵
∴ mm
mm
mm
所以，第一對(duì)齒輪副傳動(dòng)的齒輪模數(shù)應(yīng)為mm
第二對(duì)齒輪副 ∵
∴ mm
mm
mm
所以，第二對(duì)齒輪副傳動(dòng)的齒輪模數(shù)應(yīng)為mm
第三對(duì)齒輪副 ∵
∴ mm
mm
mm
所以，第三對(duì)齒輪副傳動(dòng)的齒輪模數(shù)應(yīng)為mm
第四對(duì)齒輪副 ∵
∴ mm
mm
mm
所以，第四對(duì)齒輪副傳動(dòng)的齒輪模數(shù)應(yīng)為mm
綜上所述，為了降低成本，機(jī)床中各齒輪模數(shù)值應(yīng)盡可能取相同，但因?yàn)棰踺S的轉(zhuǎn)速比較小，扭矩比較大，為了增加其強(qiáng)度和在主軸上能起到飛輪的作用，需增加Ⅴ軸齒輪的幾何尺寸。所以，本次設(shè)計(jì)中在Ⅰ～Ⅳ間各個(gè)齒輪模數(shù)均為=2.5mm，在Ⅴ軸上就取。
2、齒輪分度圓直徑的計(jì)算
根據(jù)漸開線標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪分度圓直徑計(jì)算公式可得各個(gè)傳動(dòng)副中齒輪的分度圓直徑為：
3、齒輪寬度B的確定
齒寬影響齒的強(qiáng)度，但如果太寬，由于齒輪制造誤差和軸的變形，可能接觸不均勻，反兒容易引起振動(dòng)和噪聲。一般取B=（6~10）m。本次設(shè)計(jì)中，取主動(dòng)齒輪寬度B=8m=8×2.5=20mm(在最后一對(duì)齒輪嚙合取也取B=7m≈20)，則與其嚙合的從動(dòng)齒輪的寬度一致。而取多聯(lián)齒輪的寬度B=8m=8×2.5=20mm，為了使嚙合更容易和平穩(wěn)，則與其嚙合的從動(dòng)齒輪的寬度要小一點(diǎn)，取B’=6m＝6×2.5＝15mm。
4、齒輪其他參數(shù)的計(jì)算
根據(jù)《機(jī)械原理》中關(guān)于漸開線圓柱齒輪參數(shù)的計(jì)算公式及相關(guān)參數(shù)的規(guī)定，齒輪的其它參數(shù)都可以由以上計(jì)算所得的參數(shù)計(jì)算出來(lái)，本次設(shè)計(jì)中，這些參數(shù)在此不在一一計(jì)算。
5、齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
不同精度等級(jí)的齒輪，要采用不同的加工方法，對(duì)結(jié)構(gòu)的要求也不同，7級(jí)精度的齒輪，用較高精度的滾齒機(jī)或插齒機(jī)可以達(dá)到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級(jí)齒輪一般滾或插后要剃齒，使精度高于7級(jí)，或者淬火后再珩齒。6級(jí)精度的齒輪，用精密滾齒機(jī)可以達(dá)到。淬火齒輪，必須才能達(dá)到6級(jí)。機(jī)床主軸箱中的齒輪齒部一般都需要淬火。
6、齒輪的校核（接觸疲勞強(qiáng)度）：
∵ 計(jì)算齒輪強(qiáng)度用的載荷系數(shù)K，包括使用系數(shù),動(dòng)載荷系數(shù),齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分布系數(shù)，即：
=1.25×1.07×1.1×1.12=1.65 ……………………………(2.7)
查表得：=0.88 =2.5 =189.8
= …………………………………(2.8)
將數(shù)據(jù)代入得：1100mpa
齒輪接觸疲勞強(qiáng)度滿足，因此接觸的應(yīng)力小于許用的接觸應(yīng)力。其它齒輪也符合要求，故其余齒輪不在驗(yàn)算，在此略去。
2.3 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
2.3.1各傳動(dòng)軸軸徑的估算
滾動(dòng)軸承的型號(hào)是根據(jù)軸端直徑確定的，而且軸的設(shè)計(jì)是在初步計(jì)算軸徑的基礎(chǔ)上進(jìn)行的，因此先要初算軸徑。軸的直徑可按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法用下列公式進(jìn)行估算。
………………………………………………(2.9)
對(duì)于空心軸，則
……………………………………………(2.10)
式中，——軸傳遞的功率，kW；
——軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速，r/min；
——其經(jīng)驗(yàn)值見表15-3；
取β的值為0.5。
（1）、計(jì)算各傳動(dòng)軸傳遞的功率P
根據(jù)電動(dòng)機(jī)的計(jì)算選擇可知，本次設(shè)計(jì)所選用的電動(dòng)機(jī)額定功率各傳動(dòng)軸傳遞的功率可按下式計(jì)算：
…………………………………………(2.11)
——電機(jī)到傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)效率；
由傳動(dòng)系統(tǒng)圖可以看出，本次設(shè)計(jì)中采用了聯(lián)軸器和齒輪傳動(dòng)，則各軸傳遞的功率為：
=0.96， =0.93， =0.904 =0.877 所以，各傳動(dòng)軸傳遞的功率分別為：
3.509
(2) 估算各軸的最小直徑
本次設(shè)計(jì)中，考慮到主軸的強(qiáng)度與剛度以及制造成本的經(jīng)濟(jì)性，初步選擇主軸的材料為40Cr，其它各軸的材料均選擇45鋼，取A0值為115，各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速由轉(zhuǎn)速圖得出：
n1j=1002r/min, n2j=631r/min, n3j=315r/min, n4j=250r/min, 所以各軸的最小直徑為：
在以上各軸中，每根軸都開有平鍵或花鍵，所以為了使鍵槽不影響軸的強(qiáng)度，應(yīng)將軸的最小直徑增大5%，將增大后的直徑圓整后分別取各軸的最小直徑為：
=18, =23, =34, =46
2.3.2 各軸段長(zhǎng)度值的確定
各軸段的長(zhǎng)度值，應(yīng)根據(jù)主軸箱的具體結(jié)構(gòu)而定，且必須滿足以下的原則：
（1）、應(yīng)滿足軸承及齒輪的定位要求；
（2）、應(yīng)滿足滑移齒輪安全滑移的要求；
2.3.3 軸的剛度與強(qiáng)度校核
根據(jù)本次設(shè)計(jì)的要求，需選擇除主軸外的一根軸進(jìn)行強(qiáng)度校核，而主軸必須進(jìn)行剛度校核。在此選擇第Ⅲ根軸進(jìn)行強(qiáng)度校核。
（1）、第三根軸的強(qiáng)度校核
1)、軸的受力分析及受力簡(jiǎn)圖
由主軸箱的展開圖可知，該軸的動(dòng)力源由電動(dòng)機(jī)通過(guò)齒輪傳遞過(guò)來(lái)，而后通過(guò)一個(gè)三聯(lián)齒輪將動(dòng)力傳遞到下一根軸。其兩端通過(guò)一對(duì)角接觸球軸承將力轉(zhuǎn)移到箱體上去。由于傳遞的齒輪采用的直齒圓柱齒輪，因此其軸向力可以忽略不計(jì)。所以只要校核其在xz平面及yz平面的受力。軸所受載荷是從軸上零件傳來(lái)的，計(jì)算是，常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)作鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)。其受力簡(jiǎn)圖如下：
在xz平面內(nèi)：
在yz平面內(nèi)：
2）、作出軸的彎矩圖
根據(jù)上述簡(jiǎn)圖，分別按xz平面及yz平面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計(jì)算結(jié)果分別作出兩個(gè)平面的上的彎矩圖。
在xz平面內(nèi)，根據(jù)力的平衡原理可得：
R1+R2+Ft2=Ft1 …………………………………………………(2.12)
將各個(gè)力對(duì)R1取矩可得：
Ft1×a=Ft2×（l-b）+R2×l ……………………………………(2.13)
∵ Ft1=2/d7 ………………………………………………(2.14)
Ft2=2/d11 ……………………………………………… (2.15)
由以上兩式可解出：
R1=Ft1（l-a）/l-Ft2×b/l ……………………………………(2.16)
R2=Ft1×a/l-F2xz+Ft2×b/l …………………………………… (2.17)
由于有多個(gè)力的存在，彎矩?zé)o法用一個(gè)方程來(lái)表示，用x來(lái)表示所選截面距R1的距離，則每段的彎矩方程為：
在AB段： M=R1×x （a≥x≥0）
在BC段： M=R1×（a+x）-Ft1×x （l-b≥x≥a）
在CD段： M=R2（l-x） （l≥x≥l-b）
則該軸在xz平面內(nèi)的彎矩圖為：
同理可得在yz平面內(nèi)的彎矩圖為：
3)、作出軸的扭矩圖
由受力分析及受力簡(jiǎn)圖可知，該軸只在yz平面內(nèi)存在扭矩。其扭矩大小為：
T1=Ft1·r7 T2=Ft2·r11 …………………(2.18)
則扭矩圖為：
4）、作出總的彎矩圖
由以上求得的在xz、yz平面的彎矩圖，根據(jù)M=可得總的彎矩圖為：
5）、作出計(jì)算彎矩圖
根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖，則可由公式Mca=求出計(jì)算彎矩，其中α是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產(chǎn)生應(yīng)力的循環(huán)特性差異的系數(shù)，因通常由彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力是對(duì)稱循環(huán)的變應(yīng)力，而扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力則常常不是對(duì)稱循環(huán)的變應(yīng)力，故在求計(jì)算彎矩時(shí)，必須計(jì)及這種循環(huán)特性差異的影響。即當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時(shí)，取α≈0.3；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，取α≈0.6；若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力也為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，則取α=1。應(yīng)本次設(shè)計(jì)中扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力，所以取α≈0.3，則計(jì)算彎矩圖為：
6）、校核軸的強(qiáng)度
選擇軸的材料為45鋼，并經(jīng)過(guò)調(diào)質(zhì)處理。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得其許用彎曲應(yīng)力為60MP，由計(jì)算彎矩圖可知，該軸的危險(xiǎn)截面在B的作用點(diǎn)上，由于該作用點(diǎn)上安裝滑移齒輪，開有花鍵，由機(jī)械設(shè)計(jì)可查得其截面的慣性矩為：
W= [πd4+（D-d）（D+d）2zb]/32D …………………………………………(2.19)
其中z為花鍵的數(shù)目，在本次設(shè)計(jì)中，z=6，D=28mm，d=23mm， b=6mm
所以其截面的慣性矩為W=524.38mm3
根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪受力計(jì)算公式可得圓周力與徑向力：
Ft=2T1/d1 Fr=Ft×tgα ……………………………(2.20)
其中T1為小齒輪傳遞的扭矩，N·mm；α為嚙合角，對(duì)標(biāo)準(zhǔn)齒輪，取α=20；而Ft與Fr分別對(duì)應(yīng)與xz平面及yz平面的力。各段軸的長(zhǎng)度可從2號(hào)A0圖中得出，則根據(jù)前面的公式可得出該軸危險(xiǎn)截面的計(jì)算彎矩為：Mca=25014.22N·m，則該軸危險(xiǎn)截面所受的彎曲應(yīng)力為：δca=25014.22/524.38≈47.7MP≤60MP，所以該軸的強(qiáng)度滿足要求。
（2）、主軸的剛度校核
1）、主軸材料的選擇
考慮到主軸的剛度和強(qiáng)度，選擇主軸的材料為40Cr，并經(jīng)過(guò)調(diào)質(zhì)處理；
2）、主軸結(jié)構(gòu)的確定
①主軸直徑的選擇
根據(jù)機(jī)床主電機(jī)功率來(lái)確定(參考《金屬切削機(jī)床》（下）的154頁(yè))：
∵ P＝4KW，屬于中等以上轉(zhuǎn)速，中等以下載荷的機(jī)床
∴可取
②主軸內(nèi)孔直徑
………………………(2.21)
其中 ，----空心主軸的剛度和截面慣性矩
K, I ----實(shí)心主軸的剛度和截面慣性矩
當(dāng)則主軸的剛度急劇下降，故取<0.7
主軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)根據(jù)主軸上應(yīng)安裝的組件以及在主軸箱里的具體布置來(lái)確定，主軸的具體結(jié)構(gòu)已在三維圖上表達(dá)清楚，在此不在繪出。
其中： D=31.750
d＝18 L=73
3）、主軸的剛度驗(yàn)算
①軸的變形和允許值
軸上裝齒輪和軸承處的繞度和傾角（y和）應(yīng)該小于彎曲變形的許用值
即y
軸的類型
（mm）
變形部位
（rad）
一般傳動(dòng)軸
4.0003~0.0005l
裝向心軸承處
0.0025
剛度的要求較高
-0.0002l
裝齒輪處
0.001
安裝齒輪軸
（0.01~0.00）m
裝單列圓錐滾子軸承
0.006
其中：L表跨距，m表模數(shù)
②軸的變形計(jì)算公式
計(jì)算軸本身彎曲變形產(chǎn)生的繞度y及傾角時(shí)，一般常將軸簡(jiǎn)化為集中載荷下的簡(jiǎn)支梁。按材料力學(xué)相關(guān)公式計(jì)算，主軸的直徑相差不大且計(jì)算精度要求不高的時(shí)候，可把軸看作等徑軸，采用平均直d來(lái)計(jì)算，計(jì)算花鍵時(shí)同樣選擇用平均直徑
圓軸： d ……………………………………………………(2.22)
慣性矩： I= ……………………………………………………(2.23)
矩形花鍵軸： d1= ………………………………………………(2.24)
………………………………………………(2.25)
慣性矩： ……………………………(2.26)
③軸的分解和變形合成
對(duì)于復(fù)雜受力的變形，先將受力分解為三個(gè)垂直面上的分力，應(yīng)用彎曲變形公式求出所求截面的兩個(gè)垂直平面的和y。然后進(jìn)行疊加，在同以平面內(nèi)的可進(jìn)行代數(shù)疊加，在兩平面內(nèi)的按幾何公式，求出該截面的總繞度和總傾角
④危險(xiǎn)工作面的判斷
驗(yàn)算剛度時(shí)應(yīng)選擇最危險(xiǎn)的工作條件進(jìn)行，一般時(shí)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速低傳動(dòng)齒輪的直徑小，且位于軸的中央時(shí)，軸受力將使總變形劇烈，如對(duì)：二、三種工作條件難以判斷那一種最危險(xiǎn)，就分別進(jìn)行計(jì)算，找到最大彎曲變形值和y。
⑤ 提高軸剛度的一些措施
加大軸的直徑，適當(dāng)減少軸的跨度或增加第三支承，重新安排齒輪在軸上的位置改變軸的布置方位等。
⑥ 軸的校核計(jì)算
軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖在xz平面內(nèi)：
同理可得在yz平面內(nèi)的受力圖，在此不在畫出。
主軸的傳動(dòng)功率：
P主==3.513KW ……………………………………………(2.27)
主軸轉(zhuǎn)矩： T主==156900 ……………………(2.28)
支點(diǎn)上的力： ……………………(2.29)
………………………(2.30)
根據(jù)彎矩平衡：
…………(2.31)
求得：RHE=-84.9
根據(jù)力得平衡：
則彎矩圖為：
2）垂直平面得彎矩圖：
=951.71N ……………………………………………(2.32)
=761.4N ……………………………………………(2.33)
根據(jù)平面內(nèi)得彎矩平衡有：
……………………(2.34)
再根據(jù)力得平衡：
則可得B、C點(diǎn)得彎矩圖：
在B點(diǎn)和C 點(diǎn)為最危險(xiǎn)截面，要滿足要求，B、C點(diǎn)滿足即可，在B、C截面得彎矩為：
=803403.1N·㎜ ……………………………(2.35)
=675702.3 N·㎜ ……………………………(2.36)
扭矩圖為：
經(jīng)分析可知B所在得位置為最危險(xiǎn)截面，只要B滿足條件即可，則剛度滿足。
計(jì)算彎矩
………………………………………(2.37)
=862517.2 N·㎜
軸得抗彎截面系數(shù)為：
……………………………………(2.38)
53.96 …………………………………(2.39)
故滿足第三強(qiáng)度理論
剛度驗(yàn)算：
在水平面內(nèi)，單獨(dú)作用時(shí)：
………………………………………(2.40)
=
=-0.02598mm
其中I==2747500 …………………………………(2.41)
在單獨(dú)作用下：
…………………………………………(2.42)
=
=-0.0182mm
在兩力得共同作用下：
…………………………………………(2.43)
在垂直面內(nèi)有(在單獨(dú)作用時(shí))
………………………………………………(2.44)
=
=-0.0072mm
其中I==2747500 …………………………………………(2.45)
在單獨(dú)作用下：
………………………………………………(2.46)
=
=-0.0182mm
在兩力得共同作用下：
………………………………………(2.47)
故在共同作用下，x處為危險(xiǎn)截面，其最大繞度為
…………………………………(2.48)
而一般的剛度
=0.21~0.35mm
故符合剛度要求，其轉(zhuǎn)角就不驗(yàn)算了。
1）下面校核由Ⅴ傳到主軸時(shí)的強(qiáng)度，剛度，校核，
主軸的傳動(dòng)功率：P主==5.9974KW ………………………(2.49)
主軸轉(zhuǎn)矩：T主==143188Nmm …………………………(2.50)
支點(diǎn)上的力： …………………………(2.51)
………………………(2.52)
根據(jù)彎矩平衡：
………………………………(2.53)
求得：RHE=-244.9N
根據(jù)力得平衡：
2）垂直平面得彎矩：
=868.6N ………………………………………………(2.54)
=501.1 N ……………………………………………(2.55)
根據(jù)平面內(nèi)得彎矩平衡有：
…………………………………(2.56)
再根據(jù)力得平衡：
則可得B、C點(diǎn)得彎矩圖：
在B點(diǎn)和C 點(diǎn)為最危險(xiǎn)截面，要滿足要求，B、C點(diǎn)滿足即可，在B、C截面得彎矩為：
=110489.6N·㎜ ……………………………(2.57)
=708402.5 N·㎜ ……………………………(2.58)
扭矩圖為：
經(jīng)分析可知B所在得位置為最危險(xiǎn)截面，只要B滿足條件即可，則剛度滿足。
計(jì)算彎矩
=942100 N·㎜ …………………………(2.59)
軸得抗彎截面系數(shù)為：
……………………………………(2.60)
=58.94 ………………………………………(2.61)
故滿足第三強(qiáng)度理論
剛度驗(yàn)算：
在水平面內(nèi)，單獨(dú)作用時(shí)：
………………………………………………(2.62)
=
=-0.018147mm
其中I==2747500 ………………………………………(2.63)
在單獨(dú)作用下：
………………………………………………(2.64)
=
=-0.00551mm
在兩力的共同作用下：
………………………………………(2.65)
在垂直面內(nèi)有(在單獨(dú)作用時(shí))
………………………………………………(2.66)
=
=-0.0066mm
其中I==2747500 …………………………………………(2.67)
在單獨(dú)作用下：
………………………………………………(2.68)
=
=-0.001515mm
在兩力得共同作用下：
…………………………………………(2.69)
故在共同作用下，x處為危險(xiǎn)截面，其最大繞度為
……………………………………(2.70)
而一般的剛度=0.21~0.35mm
故符合剛度要求，其轉(zhuǎn)角就不驗(yàn)算了。
2.4離合器的選用
離合器在機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)中可將傳動(dòng)系統(tǒng)隨時(shí)分離或接合，對(duì)離合器的要求有：接合平穩(wěn)，分離迅速?gòu)氐祝徽{(diào)節(jié)和修理方便；外廓尺寸?。毁|(zhì)量??；耐磨性好和有足夠的散熱能力；操作方便省力。離合器的類型很多，常用的可分牙嵌式和摩擦式。根據(jù)設(shè)計(jì)要求，我選用了電磁式摩擦片離合器。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)值；。
第3章 進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1垂直進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
假定主軸箱的重量： =100kgf=100×9.8=980N
Z軸的行程為： 400mm
垂直脈沖當(dāng)量： 0.01mm
預(yù)選滾珠絲杠基本導(dǎo)程： =10mm
步距角：
快速進(jìn)給速度： =2.0m/min
3.1.1 脈沖當(dāng)量和傳動(dòng)比的確定
⑴、傳動(dòng)比的選定
對(duì)于步進(jìn)電機(jī)，當(dāng)脈沖當(dāng)量確定，并且滾珠絲桿導(dǎo)程和步進(jìn)電機(jī)步距角都已初步選定后，則可用下式來(lái)計(jì)算該軸伺服傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)比：
………………………………(3.1)
⑵、計(jì)算轉(zhuǎn)動(dòng)慣量
初選步進(jìn)電機(jī)的型號(hào)為130BF001
則查表查出電機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)慣量＝40.06×
對(duì)于軸，軸承，齒輪，聯(lián)軸節(jié)，絲桿等圓柱體的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量公式為：
………………………………………………(3.2)
對(duì)于鋼材，材料密度為，則有
………………………………………(3.3)
從資料定出齒輪副為：
m＝1.5 mm B=20mm
則： 齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量：
＝ ………………………………………………(3.4)
＝ ………………………………………………(3.5)
滾珠絲桿轉(zhuǎn)動(dòng)慣量折算：
＝ ……………………………………………(3.6)
工作臺(tái)質(zhì)量折算：
＝ …(3.7)
傳動(dòng)系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量計(jì)算：
＝
＝＝6.16 …………………………(3.8)
⑶、工作載荷分析及計(jì)算
普通麻花鉆每一切刃都產(chǎn)生切向切削抗力,徑向切削抗力與軸向切削抗力。當(dāng)左，右切削刃對(duì)稱時(shí)，徑向抗力相互平衡。切向抗力形成鉆削扭矩M，它消耗了切削功率。所有切削刃上軸向抗力之和形成了鉆頭上的軸向力。
鉆削時(shí)安裝工件的工作臺(tái)是靜止的，不作縱，橫向進(jìn)給運(yùn)動(dòng)，因此鉆削時(shí)工作臺(tái)載荷主要是垂直進(jìn)給方向載荷，其大小與鉆削軸向力F相同，方向相反。當(dāng)鉆削工作臺(tái)不作垂直進(jìn)給時(shí)，是工作臺(tái)的靜壓垂直載荷；當(dāng)工作臺(tái)作垂直進(jìn)給時(shí)，是工作臺(tái)垂直進(jìn)給抗力。
∵ 鉆頭直徑，取進(jìn)給量f＝0.36mm/r
則查表得到高速鋼鉆頭鉆孔時(shí)的軸向力F＝7330N。
3.1.2滾珠絲杠設(shè)計(jì)計(jì)算
滾珠絲杠副已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，因此，滾珠絲杠副的設(shè)計(jì)歸結(jié)為滾珠絲杠副型號(hào)的選擇。
1）計(jì)算作用在絲杠上的最大動(dòng)負(fù)荷
首先根據(jù)切削力和運(yùn)動(dòng)部件的重量引起的進(jìn)給抗力，計(jì)算出絲杠的軸向載荷，再根據(jù)要求的壽命值計(jì)算出絲杠副應(yīng)能承受的最大動(dòng)載荷C：
= …………………………………………………………(3.9)
式中——運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)系數(shù)，一般運(yùn)轉(zhuǎn)取1.2～1.5，有沖擊的運(yùn)轉(zhuǎn)取1.5～2.5；
——滾珠絲杠工作載荷（N）；
——工作壽命，單位為10r，可按下式計(jì)算
= ……………………………………………………(3.10)
式中 ——滾珠絲杠的轉(zhuǎn)速（r/min）；
——使用壽命時(shí)間（h），數(shù)控機(jī)床取15000h。
鉆銑床主軸燕尾導(dǎo)軌滾珠絲桿副驅(qū)動(dòng)時(shí)滾珠絲桿的工作載荷：
……………………………………………………(3.11)
式中 F——切削時(shí)的軸向切削抗力；
——軸套和軸架以及主軸鍵上的摩擦系數(shù)＝0.15；
M——主軸上的扭矩；
——主軸直徑；
則 = ………………………………(3.12)
………………………………………………………(3.13)
其中為最大切削力條件下的進(jìn)給速度（），可取最高進(jìn)給速度的～；為絲杠基本導(dǎo)程（），計(jì)算時(shí)，可初選一數(shù)值，等剛度驗(yàn)算后再確定；
則 ……………………………………………(3.14)
為額定使用壽命（），可?。?5000h;
則 ＝＝60.03萬(wàn)轉(zhuǎn) ………………………………(3.15)
根據(jù)工作負(fù)載、壽命，計(jì)算出滾珠絲杠副承受的最大動(dòng)負(fù)載，?。?.2，則：
=＝＝37997.8N …………………… (3.16)
由查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》，選擇絲杠的型號(hào)。選擇滾珠絲杠的直徑為40mm，型號(hào)為CDM4010-5-P4,其額定動(dòng)載荷是53411N，強(qiáng)度足夠用。
2） 效率計(jì)算 根據(jù)《機(jī)械原理》的公式，絲杠螺母副的傳動(dòng)效率為
＝ ………………………………………(3.17)
式中 ——螺紋的螺旋升角，該絲杠為5°41′；
——摩擦角約等于10′。
則 ＝0.971 ……………………………… (3.18)
3） 剛度驗(yàn)算
①.絲桿的拉壓變形量
滾珠絲杠工作時(shí)受軸向力和扭矩的作用，它將引起導(dǎo)程發(fā)生變化，因滾珠絲杠受扭時(shí)引起的導(dǎo)程變化量很小，可忽略不計(jì)，故工作負(fù)載引起的導(dǎo)程變化量
……………………………………………(3.19)
式中 ——彈性模數(shù)，對(duì)鋼，；
——滾珠絲杠截面積（）（按絲杠螺紋底徑確定）
＝×＝834.7 …………………………(3.20)
“＋”用于拉伸時(shí)，“－”用于壓縮時(shí)。
則 ………(3.21)
則絲桿的拉伸或壓縮變形量
………………(3.22)
②.滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量
該變形量與滾珠列、圈數(shù)有關(guān)，即與滾珠總數(shù)量有關(guān)，與滾珠絲桿的長(zhǎng)度無(wú)關(guān)。當(dāng)絲桿在工作時(shí)有預(yù)緊時(shí)，其計(jì)算公式為：
…………………………………………(3.23)
式中 ——滾珠直徑；
——滾珠總數(shù)量＝Z×圈數(shù)×列數(shù)；
Z——一圈的滾珠數(shù)，Z=(外循環(huán))，，Z=（）－3（內(nèi)循環(huán)）；
——滾珠絲桿的公稱直徑；
——預(yù)緊力；
——滾珠絲桿工作載荷；
∵ …………………………………… (3.24)
Z==π×40/5.953＝21.11 …………………………………(3.25)
則＝Z×圈數(shù)×列數(shù)＝21.11×2.5×2＝73.88 ……………………(3.26)
又∵滾珠絲桿的預(yù)緊力為軸向工作載荷的1/3，值可減小一半，因而 …………………………………………………… (3.27)
③.支承滾珠絲桿的軸承的軸向接觸變形
在垂直進(jìn)給運(yùn)動(dòng)中采用角接觸球軸承，其計(jì)算公式為：
…………………………………………………(3.28)
式中 ——軸承所受軸向載荷；
——軸承的滾動(dòng)休數(shù)目；
——軸承滾動(dòng)體直徑；
∵ 工作載荷 ………………………………………(3.29)
滾珠絲桿的滾動(dòng)體數(shù)量，滾動(dòng)體直徑
則 …………… (3.30)
因?yàn)橛蓄A(yù)緊力，故實(shí)際變形量 ………………… (3.31)
根據(jù)以上的計(jì)算，則總變形量為：
………………(3.32)
四級(jí)精度絲桿允許的螺距誤差為25μm，故剛度足夠。
4）、壓桿穩(wěn)定的校核
滾珠絲桿通常屬于受軸向力的細(xì)長(zhǎng)桿，若軸向力工作負(fù)荷過(guò)大，將使絲桿失去穩(wěn)定而產(chǎn)生縱向屈曲，即失穩(wěn)。失穩(wěn)時(shí)的臨界載荷為：
= 2 EI/L2(N) ……………………………………………(3.33)
式中： E為絲桿的彈性模量，對(duì)于鋼，E=20.6104，
I為截面慣性矩，I=d14/64，(d1為絲桿底徑),
L為絲桿最大工作長(zhǎng)度，為絲桿支承方式系數(shù).
∵ I=×32.64/64=55442.2 ……………………………………(3.34)
對(duì)于一端固定一端自由的情況 =0.25
∴ =20.25×20.610455442.2/5802
=8.38104
臨界載荷與絲桿工作載荷之比稱為穩(wěn)定性安全系數(shù)，如果大于許用穩(wěn)定性安全系數(shù)[]，則該滾珠絲桿不會(huì)失穩(wěn)。一般取[]=2.5-4。
=8.38104/8087＝10.4 ……………………………… (3.35)
∴ 壓桿穩(wěn)定
3.1.3步進(jìn)電機(jī)的選擇
（1）、負(fù)載轉(zhuǎn)矩計(jì)算及最大靜轉(zhuǎn)矩選擇
∵ …………………………(3.36)
又∵ t＝0.03s
①則折算到電動(dòng)機(jī)軸上的總加速力矩為：
………(3.37)
②折算到電動(dòng)機(jī)軸上的摩擦力矩
∵ G＝980N ，(燕尾形導(dǎo)軌) ，
總效率 ， =4.17
∴ ……(3.38)
③附加摩擦力矩
∵ 預(yù)緊力 , 為滾珠絲桿未預(yù)緊時(shí)傳動(dòng)效率，取
∴ ……(3.39)
則步進(jìn)電機(jī)快速空轉(zhuǎn)啟動(dòng)力矩：
………(3.40)
對(duì)于工作方式未五相十拍的步進(jìn)電機(jī)最大靜轉(zhuǎn)矩為：
………………(3.41)
從相關(guān)資料查出130BF001型步進(jìn)電動(dòng)機(jī)最大靜轉(zhuǎn)矩為9.31，大于所需最大靜轉(zhuǎn)矩，可作為初選型號(hào)。
（2）、校核步進(jìn)電機(jī)的空載啟動(dòng)頻率
∵ 步進(jìn)電機(jī)的空載啟動(dòng)頻率是
…………(3.42)
查相關(guān)資料知：130BF001型步進(jìn)電機(jī)允許的最高空載啟動(dòng)頻率為＝3000,因而必須分三個(gè)階梯啟動(dòng)，每個(gè)階梯啟動(dòng)頻率為,在0.25s內(nèi)完成升速，0.05s過(guò)渡。取，則步進(jìn)電機(jī)的運(yùn)行頻率為：
………………………………(3.43)
而步進(jìn)電機(jī)允許的運(yùn)行頻率為16000，所以滿足設(shè)計(jì)要求。
滾珠絲杠沒有自鎖能力，垂直坐標(biāo)不能鎖住，而主軸箱的重量相對(duì)來(lái)說(shuō)比較大所以必須采用平衡裝置，避免在工作時(shí)主軸箱的失控下降。
3.1.4滾珠絲桿副的預(yù)緊方式
為了消除間隙和提高滾珠絲桿副的剛度，可以預(yù)加載荷，使它在過(guò)盈的條件下工作，常用的預(yù)緊方法有：雙螺母墊片式預(yù)緊、雙螺母螺紋式預(yù)緊、雙螺母齒差式預(yù)緊等。預(yù)緊后的剛度可提高到為無(wú)預(yù)緊時(shí)的2倍。但是，預(yù)緊載荷過(guò)大，將使壽命下降和摩擦力矩加大。通常，滾珠絲桿在出廠時(shí)，就已經(jīng)由制造廠調(diào)好預(yù)加載荷，并且預(yù)加載荷往往與絲桿副的額定動(dòng)載荷有一定的比例關(guān)系。
雙螺母墊片式預(yù)緊：①調(diào)整方法：調(diào)整墊片厚度，使螺母產(chǎn)生軸向位移。②特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)見到，裝卸方便，剛度高；調(diào)整不便，滾道有磨損時(shí)，不能隨時(shí)消除間隙和預(yù)緊，適用于高剛度重載傳動(dòng)。
雙螺母螺紋式預(yù)緊：①調(diào)整方法：調(diào)整端部的圓螺母，使螺母產(chǎn)生軸向位移。②結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠，調(diào)整方便，丹準(zhǔn)確性差，且易于松動(dòng)，適用于剛度要求不高或隨時(shí)調(diào)節(jié)預(yù)緊的傳動(dòng)。
雙螺母齒差式預(yù)緊：①調(diào)整方法：兩邊的下螺母的凸緣上有外齒，分別與緊固的螺母座兩端的內(nèi)齒圈，兩個(gè)螺母向相同方向旋轉(zhuǎn)，每轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)齒，調(diào)整軸向位移。②能夠精確地調(diào)整預(yù)緊力，但結(jié)構(gòu)尺寸較大，裝配調(diào)整比較復(fù)雜，宜用于高度精度的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。
在垂直進(jìn)給運(yùn)動(dòng)中要求要不定時(shí)調(diào)節(jié)預(yù)緊力，因而宜用雙螺母螺紋式預(yù)緊。3.1.5 齒輪傳動(dòng)消隙
齒輪傳動(dòng)的間隙也叫側(cè)隙，它是指一個(gè)齒輪固定不動(dòng)，另一個(gè)齒輪能夠作出的最大角位移。傳動(dòng)間隙是不可避免的，其產(chǎn)生的這樣原因有：由于制造及裝配誤差所產(chǎn)生的間隙；為使用熱膨脹而特意留出的間隙。為了提高定位精度和工作的平穩(wěn)性，要盡可能減小傳動(dòng)間隙。除了提高制造和裝配精度外，消隙的主要途徑有：設(shè)計(jì)可調(diào)整傳動(dòng)間隙的機(jī)構(gòu)；設(shè)置彈性補(bǔ)償元件。在這設(shè)計(jì)里我采用可調(diào)整齒輪傳動(dòng)間隙的機(jī)構(gòu)來(lái)消除間隙。
3.2 橫向進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
滾珠絲杠螺母副的選擇計(jì)算
假定工作臺(tái)及零件的總的量： =200kgf=100×9.8=980N
Z軸的行程為： 300mm
縱向脈沖當(dāng)量： 0.01mm
預(yù)選滾珠絲杠基本導(dǎo)程： =5mm
步距角：
快速進(jìn)給速度： =2.0m/min
3.2.1脈沖當(dāng)量和傳動(dòng)比的確定
⑴、傳動(dòng)比的選定
…………………………………(3.44)
⑵、計(jì)算轉(zhuǎn)動(dòng)慣量
初選步進(jìn)電機(jī)的型號(hào)為130BF001
則查表查出電機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)慣量＝40.06×
為了機(jī)床的布局緊湊且方便可取i=1.0。
則滾珠絲桿轉(zhuǎn)動(dòng)慣量折算：
………(3.45)
工作臺(tái)質(zhì)量折算：
……(3.46)
傳動(dòng)系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量計(jì)算：
++=（40.06+36.81+12.7）
……………………………(3.47)
⑶、工作載荷分析及計(jì)算
滾珠絲杠上的工作載荷是指滾珠絲杠副在驅(qū)動(dòng)工作臺(tái)是滾珠絲杠所承受的軸向力，也叫作進(jìn)給牽引力。它包括滾珠絲杠的走刀抗力及與移動(dòng)體重力和作用在導(dǎo)軌上的其他切削分力相關(guān)的摩檫力。據(jù)機(jī)床加工的特點(diǎn)，當(dāng)銑削槽時(shí)，工作載荷最大，由于銑削時(shí)，工作載荷既包括銑削時(shí)沿著絲杠軸的方向的力（即軸向力），也包括工作臺(tái)及工件的重量（即垂直絲杠軸方向的力），由于在鉆削時(shí)不存在縱向運(yùn)動(dòng)，因此只要考慮銑削的情況，而銑削時(shí)的軸向力不大，所以在此不考慮銑削時(shí)產(chǎn)生的軸向力。
取銑削刀具直徑為75mm，而機(jī)床的計(jì)算轉(zhuǎn)速為250r/min，則
……………(3.48)
而，機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)效率
則 ……………………(3.49)
選端銑，對(duì)稱，其中端銑，時(shí)，
則得：
則可得
則在燕尾導(dǎo)軌上滾珠絲桿的工作載荷Fm為：
……………(3.50)
其中， =0.2， G=1960N
3.2.2 滾珠絲杠設(shè)計(jì)計(jì)算
1）計(jì)算作用在絲杠上的最大動(dòng)負(fù)荷
…………………………………………………………(3.51)
其中L=60nt/106
……………………………(3.52)
……………………(3.53)
因?yàn)橐话恪?.5，取=1.2
則 ………………………………(3.54)
由查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》，選擇絲杠的型號(hào)。選擇滾珠絲杠的直徑為32mm，型號(hào)為CDM3205-5-P3,其額定動(dòng)載荷是19249N，強(qiáng)度足夠用。
2） 效率計(jì)算 根據(jù)《機(jī)械原理》的公式，絲杠螺母副的傳動(dòng)效率為
∵ 螺紋升角 ………………………………………(3.55)
∴ ………………………………… (3.56)
因?yàn)楣ぷ髋_(tái)Y軸行程為300mm。則令l=450mm,滾珠絲桿螺母及軸承均進(jìn)行預(yù)緊，預(yù)緊力為最大軸向負(fù)載荷的1/3。
3） 剛度驗(yàn)算
①.絲桿的拉壓變形量
滾珠絲桿截面積按絲桿螺紋的底徑確定：
…………………………………………(3.57)
工作負(fù)載引起的導(dǎo)程的變化量可用下式計(jì)算：
……………(3.58)
則絲桿的拉伸或壓縮變形量
……………………(3.59)
由于兩端均采用推力軸承，且絲桿又進(jìn)行了預(yù)緊，故其拉壓剛度可比一端固定的絲桿提高4倍。
………………………(3.60)
②.滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量
該變形量與滾珠列、圈數(shù)有關(guān)，即與滾珠總數(shù)量有關(guān)，與滾珠絲桿的長(zhǎng)度無(wú)關(guān)。當(dāng)絲桿在工作時(shí)有預(yù)緊時(shí)，其接觸變形量為：
…(3.61)
（其中為預(yù)緊力，，而 ）
∵ 絲桿加有預(yù)緊力，且預(yù)緊力為軸向最大負(fù)載的1/3時(shí)
∴ 可減少一半。因此實(shí)際變形量為：
③.支承滾珠絲桿的軸承的軸向接觸變形
根據(jù)以上的計(jì)算，則總變形量為：
………(3.62)
三級(jí)精度絲桿允許的螺距誤差為15μm/m，故剛度足夠。因?yàn)闈L珠絲桿兩端都采用推力球軸承并預(yù)緊，因此不會(huì)產(chǎn)生失穩(wěn)現(xiàn)象，故不需做穩(wěn)定性校核。
3.2.3步進(jìn)電機(jī)的選擇
（1）、負(fù)載轉(zhuǎn)矩計(jì)算及最大靜轉(zhuǎn)矩選擇
∵ …………………………(3.63)
又∵
①則折算到電動(dòng)機(jī)軸上的總加速力矩為：
……………(3.64)
②折算到電動(dòng)機(jī)軸上的摩擦力矩
…………………………(3.65)
③附加摩擦力矩
∵ 預(yù)緊力，滾珠絲桿未預(yù)緊時(shí)的傳動(dòng)效率取
則 ……(3.66)
則步進(jìn)電動(dòng)機(jī)快速空轉(zhuǎn)啟動(dòng)力矩：
………(3.67)
對(duì)于工作方式為五相十拍得步進(jìn)電動(dòng)機(jī)最大靜轉(zhuǎn)矩：
…………………(3.68)
從相關(guān)資料查出130BF001型步進(jìn)電動(dòng)機(jī)最大靜轉(zhuǎn)矩為9.31，大于所需快速空載啟動(dòng)力矩，可作為初選型號(hào)。
（2）、校核步進(jìn)電機(jī)的空載啟動(dòng)頻率
∵ 步進(jìn)電機(jī)的空載啟動(dòng)頻率是
……………………………(3.69)
而130BF001型步進(jìn)電動(dòng)機(jī)最高空載啟動(dòng)頻率為f=3000HZ,因而必須分三個(gè)階段啟動(dòng)，每個(gè)階段啟動(dòng)頻率為，在0.25s內(nèi)玩完成升速0.05s過(guò)渡，取，則步進(jìn)電動(dòng)機(jī)運(yùn)行頻率為：
……………………………(3.70)
而步進(jìn)電機(jī)允許的運(yùn)行頻率為16000HZ，因而滿足要求。
第4章 控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)
4.1控制系統(tǒng)總體方案的擬定.
機(jī)電一體化控制系統(tǒng)由硬件系統(tǒng)和軟件系統(tǒng)兩大部分組成.控制系統(tǒng)的控制對(duì)象主要包括各種機(jī)床,如車床、銑床、磨床等等.控制系統(tǒng)的基本組成如下圖所示:
通信接口
軟件
微
機(jī)
步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動(dòng)電路
步進(jìn)電機(jī)
機(jī)
床
開關(guān)量控制電路
主運(yùn)動(dòng)驅(qū)動(dòng)電路
主軸電動(dòng)機(jī)
4.2總控制系統(tǒng)硬件電路設(shè)計(jì)
1.單片機(jī)的設(shè)計(jì)
(1)MCS-51系列單片機(jī)的設(shè)計(jì)
MCS-51系列單片機(jī)的所有產(chǎn)品都含有8051除程序存貯器外的基本硬件，都是在8051的基本上改變部分資源（程序存貯器、數(shù)據(jù)存貯器、I/O口、定時(shí)/計(jì)數(shù)器及一些其他特殊部件）。在控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)中，我們采用的是8031，8031可尋址64KB字節(jié)程序存貯器和64KB字節(jié)數(shù)據(jù)存貯器。內(nèi)部沒有程序存貯器，必須外接EPROM程序存貯器。8031采用40條引腳的雙列直插式封裝（DIP），引腳和功能分為三部分。
a.電源及時(shí)鐘引腳
此部分引腳包括電源引腳Vcc、Vss及時(shí)鐘引腳XTAL1、XTAL2。
電源引腳接入單片機(jī)的工作電源。
Vcc（40腳）：接+5V電源。
Vss（20腳）：接地。
時(shí)鐘引腳（18、19腳）：外接晶體時(shí)與片內(nèi)的反相放大器構(gòu)成一個(gè)振蕩器，它提供單片機(jī)的時(shí)鐘控制信號(hào)。時(shí)鐘引腳也可外接晶體振蕩器。
XTAL1（19腳）：接外部晶體的一個(gè)引腳。在單片機(jī)內(nèi)部，它是一個(gè)反相放大器的輸入端。當(dāng)采用外接晶體振蕩器時(shí)，此引腳應(yīng)接地。
XTAL2（18腳）：接外部晶體的另一端，在單片機(jī)內(nèi)部接至反相放大器的輸出端。若采用外部振蕩器時(shí)，該引腳接受振蕩器的信號(hào)，即把信號(hào)直接接至內(nèi)部時(shí)鐘發(fā)生器的輸入端。
b.控制引腳
它包括RST、ALE、、等。此類引腳提供控制信號(hào)，有些引腳具有復(fù)用功能。
RST/VPD（9腳）：當(dāng)振蕩器運(yùn)行時(shí)，在此引腳加上兩個(gè)機(jī)器周期的高電平將使單片機(jī)復(fù)位