數(shù)控立式鉆銑床改造.

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1、本科畢業(yè)設計論文 目錄 第一章數(shù)控機床概述 1 一.數(shù)控機床的簡介 1 （一） 數(shù)控機床的產(chǎn)生及其重要性 1 （二） 數(shù)控機床應用范圍及特點 1 （三） 數(shù)控機床的組成 2 （四） 數(shù)控技術的發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢 3 第二章機床總體布局設計 5 一. 機床總體尺寸參數(shù)的選定 5 二. 機床主要部件及其運動方式的選定 5 第三章主傳動的設計 6 一. 議定轉(zhuǎn)速圖 6 （一） 確定結(jié)構式和結(jié)構網(wǎng)式 錯誤！未定義書簽。 （二） 議定轉(zhuǎn)速圖 6 （三） 確定各齒輪的齒數(shù) 7 （四） 傳動系統(tǒng)圖的擬定 9 二. 主傳動主要零

2、件的強度計算 9 （一） 電動機的選擇 9 （二） 齒輪傳動的設計計算 10 （三） 軸的設計計算 13 （四） 離合器的選用 26 第四章 進給系統(tǒng)的設計計算 27 一. 垂直進給系統(tǒng)的設計計算 27 （一） 脈沖當量和傳動比的確定 27 （二） 滾珠絲杠設計計算 29 （三） 步進電機的選擇 33 （四） 滾珠絲桿副的預緊方式 35 （五） 齒輪傳動消隙 35 二. 橫向進給系統(tǒng)的設計計算 36 （一） 脈沖當量和傳動比的確定 36 （二） 滾珠絲杠設計計算 37 （三） 步進電機的選擇 39 第五章控制系統(tǒng)的設計

3、 41 一. 控制系統(tǒng)總體方案的擬定 41 二. 總控制系統(tǒng)硬件電路設計 41 （一） 單片機的選用 41 （二） 系統(tǒng)的擴展 44 （三） 鍵盤、顯示器接口 46 （四） 步進電機控制電路 47 （五） 光電隔離電路 48 結(jié)論 50 致謝 51 參考文獻 52 本科畢業(yè)設計論文 第一章數(shù)控機床概述 一.數(shù)控機床的簡介 （一） 數(shù)控機床的產(chǎn)生及其重要性 隨著社會生產(chǎn)和科學技術的飛躍發(fā)展，社會對產(chǎn)品多樣化的要求日益強烈， 產(chǎn)品更新越來越快，特別是在宇航、造船、軍事等領域需要的機械零件。此外， 激烈的市場競爭要求產(chǎn)品研制生產(chǎn)周期越來越

4、短，傳統(tǒng)的加工設備和制造方法難 于適應這種多樣化與復雜形狀零件高質(zhì)量的加工要求，為了解決上述問題，數(shù)控 機床應運而生。 數(shù)控機床是綜合應用了微電子、計算機、自動檢測以及精密機械等技術的最 新成果而發(fā)展起來的新型機床，它標志著機床工業(yè)進入了一個新的階段。從第一 臺數(shù)控機床問世到現(xiàn)在，數(shù)控技術的發(fā)展非常迅速，使制造技術發(fā)生了根本性的 變化，幾乎所有品種的機床都實現(xiàn)了數(shù)控化。數(shù)控機床的應用領域也從航空工業(yè) 部門逐步擴大到汽車、造船、機床、建筑等民用機械制造行業(yè)。努力發(fā)展數(shù)控加 工技術，并向更高層次的自動化、柔性化、敏捷化、網(wǎng)絡化和數(shù)字化制造方向推 進，是當前機械制造業(yè)發(fā)展的方向。 數(shù)控加工技術也

5、是發(fā)展軍事工業(yè)的重要戰(zhàn)略技術。美國與西方各國在高檔數(shù) 控機床與技工技術方面，對我國進行封鎖限制，因為許多先進武器裝備的制造， 如飛機、導彈、坦克等的關鍵零件，都離不開高性能數(shù)控機床的加工。我國的航 空、能源、交通等行業(yè)也從西方引入了一些五坐標機床等高檔數(shù)控設備，但其使 用受到國外的監(jiān)控和限制，這一切均說明數(shù)控加工技術在國防現(xiàn)代化方面所起的 重要作用。 （二） 數(shù)控機床應用范圍及特點 目前的數(shù)控加工主要應用于以下兩方面： 一方面的應用是常規(guī)零件加工，如二維車削、箱體類鏜銑等。其目的在于提 高加工效率，避免認為誤差，保證產(chǎn)品質(zhì)量，以柔性加工方式取代高成本的工裝 設備，縮短產(chǎn)品制造周期，適應市

6、場需求。這類零件一般形狀較簡單，實現(xiàn)上述 目的的關鍵在于提高機床的柔性自動化程度、高速精加工能力、加工過程的可靠 性。 另一方面的應用是復雜形狀零件加工，如模具型腔、渦輪葉片等。該類零件 在眾多的制造行業(yè)中具有重要的地位，其加工質(zhì)量直接影響以至決定著整機床品 的質(zhì)量。這類零件型面復雜，常規(guī)加工方法難以實現(xiàn)，它不僅促使了數(shù)控加工技 術的產(chǎn)生，而且也一直是數(shù)控加工技術的主要研究及應用對象。由于零件型面復 雜，在加工技術方面，除要求數(shù)控機床具有較強的運動控制能力外，更重要的是 如何有效地獲得高效優(yōu)質(zhì)的數(shù)控加工程序，并從加工過程整體上提高生產(chǎn)效率。 （三）數(shù)控機床的組成 如圖所示，數(shù)控機床由一下

7、幾個部分組成: 圖1-1數(shù)控機床組成 1 .程序編制 數(shù)控程序是數(shù)控機床自動加工零件的工作指令。在對加工零件進行工藝分析 的基礎上，確定零件坐標系在機床坐標系上的相對位置，即零件在機床上的安裝 位置，刀具與零件相對運動的尺寸參數(shù)，零件加工的工藝路線或加工順序，主運 動的起、停、換向、變速、進給運動的速度、位移大小等工藝參數(shù)，以及輔助裝 置的動作，得到零件的運動、尺寸、工藝參數(shù)等加工信息后，用由文字、數(shù)字和 符號組成的標準數(shù)控代碼，按規(guī)定的方法和格式，編制零件加工的數(shù)控程序單。 2. 輸入裝置 輸入裝置的作用是將程序載體上的數(shù)控代碼傳遞并存入數(shù)控系統(tǒng)內(nèi)。根據(jù)控 制存儲介質(zhì)的不同

8、，輸入裝置可以是光電閱讀機、磁帶機或軟盤驅(qū)動器等。數(shù)控 機床加工程序也可通過鍵盤用手工方式直接輸入數(shù)控系統(tǒng)。 零件加工程序輸入過程有兩種不同的方式：一種是邊讀入邊加工，另一種是 一次將零件加工程序全部讀入數(shù)控裝置內(nèi)部的存儲器，加工時再從內(nèi)部存儲器中 逐段逐段調(diào)出進行加工。 3. 數(shù)控裝置 數(shù)控裝置是數(shù)控機床的核心，數(shù)控裝置從內(nèi)部存儲器中取出或接受輸入裝置 送來的一段或幾段數(shù)控加工程序，經(jīng)過數(shù)控裝置的邏輯電路或系統(tǒng)軟件進行編譯、 運算和邏輯處理后，輸出各種控制信息和指令，控制機床各部分的工作，使其進 行規(guī)定的有序運動和動作。 4. 輔助控制裝置 輔助控制裝置的主要作用是接收數(shù)控裝置輸出

9、的開關量指令信號，經(jīng)過編譯、 邏輯判別和運動，再經(jīng)功率放大后驅(qū)動相應的電器，帶動機床的機械、液壓、氣 動等輔助裝置完成指令規(guī)定的開關量動作。這些控制包括主軸運動部件的變速、 換向和啟停指令，刀具的選擇和交換指令，冷卻、潤滑裝置的啟動停止，工件和 機床部件的松開、夾緊，分度工作臺轉(zhuǎn)位分度等開關輔助動作 5 ?驅(qū)動裝置和位置檢測裝置 驅(qū)動裝置接受來自數(shù)控裝置的指令信息，經(jīng)功率放大后，嚴格按照指令信息 的要求驅(qū)動機床移動部件，以加工出符合圖樣要求的零件。因此，它的伺服精度 和動態(tài)響應性能是影響數(shù)控機床加工精度、表面質(zhì)量和生產(chǎn)率的重要因素之一。 位置檢測裝置將數(shù)控機床各坐標軸的實際位移量檢測出來，

10、經(jīng)反饋系統(tǒng)輸入到機 床的數(shù)控裝置之后，數(shù)控裝置將反饋回來的實際位移量值與設定值進行比較，控 制驅(qū)動裝置按照指令設定值運動。 6.機床的機械部件 數(shù)控機床的機床本體與傳統(tǒng)機床相似，由主軸傳動裝置、進給傳動裝置、床 身、工作臺以及輔助運動裝置、液壓氣動系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、冷卻裝置等組成。但 數(shù)控機床在整體布局、外觀造型、傳動系統(tǒng)、刀具系統(tǒng)的結(jié)構以及操作機構等方 面都發(fā)生了很大的變化，這種變化的目的是為了滿足數(shù)控機床的要求和充分發(fā)揮 數(shù)控機床的特點。 （四）數(shù)控技術的發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢 隨著科學技術的發(fā)展，數(shù)控機床借助于微電子、計算機技術的飛速進步正向 著高精度、多功能、高速化、高效率、復合加工功能

11、、智能化等方向邁進，明顯 地反映出時代的特征。當前，數(shù)控機床技術呈現(xiàn)如下發(fā)展趨勢： 1. 精度化 當代工業(yè)產(chǎn)品對精度提出了越高的要求，典型的高精度零件如陀螺框架、伺 服閥體、渦輪葉片、非球面透鏡、光盤、等，這些零件的尺寸精度要求均在微米、 亞微米級。因此，加工這些零件的機床也受到需求的牽引而向高精度發(fā)展。 2. 高速度化 提高生產(chǎn)率是機床技術發(fā)展追求的基本目標之一，而實現(xiàn)這個目標的最主要、 最直接的方法就是提高切削速度和減少輔助時間。隨著刀具、電機、軸承、數(shù)控 系統(tǒng)等相關技術的突破及機床本身基礎技術的進步，使各種運動速度大為提高。 3. 高柔性化 柔性是指機床適應加工對象變化的能力

12、，當代產(chǎn)品的多樣化和個性化，對機 床提供了更高的柔性加工要求。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。不僅中、小批量的生產(chǎn)方式在努力提高柔性化能力， 就是在大批量生產(chǎn)方式中，也積極向柔性化方向轉(zhuǎn)向。 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，包括物料流和信息流的自動化。自上世紀 80年代中期以來，以數(shù)控機床為主 體的加工自動化已從“點”的自動化（單臺數(shù)控機床）發(fā)展到“線”的自動化（柔 性制造車間），結(jié)合信息管理系統(tǒng)的自動化，逐步形成整個工廠“體”的自動化，并出現(xiàn)了 FA（自動化工廠）和 CIM （計算機集成制造）

13、工廠的雛形實體。數(shù)控機 床的高自動化并向FMCFMS集成方向發(fā)展的總趨勢仍然是機械制造業(yè)發(fā)展的主流。 5. 復合化 復合化包含工序復合化和功能復合化。在一臺數(shù)控設備上能完成多工序切削 加工（如車、銑、鏜、鉆等）的加工中心，打破了傳統(tǒng)的工序界限和分開加工的 規(guī)程。一臺具有自動換刀裝置、自動交換工作臺和自動轉(zhuǎn)換立臥主軸頭的鏜銑加 工中心，不僅一次裝夾便可以完成鏜、銑、鉆、鉸、攻絲和檢驗等工序，而且還 可以完成箱體件五個面粗、精加工的全部工序。 6. 智能化 數(shù)控技術的一個重要發(fā)展趨勢是加工過程的智能化，帶有自適應控制功能的 控制系統(tǒng)，可以在加工過程中根據(jù)切削力和切削溫度等加工參數(shù)，自動優(yōu)化

14、加工 過程，從而達到提高生產(chǎn)率，增加刀具壽命并改善加工表面質(zhì)量等目的。刀具破 損監(jiān)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狀態(tài)。 另外以工藝參數(shù)數(shù)據(jù)庫為支撐的、具有人工智能的專家系統(tǒng)被用于指導加工。 7. 網(wǎng)絡化 為適應制造業(yè)的網(wǎng)絡化和全球化發(fā)展趨勢，數(shù)控系統(tǒng)的網(wǎng)絡化功能也日趨重 要。在企業(yè)內(nèi)部，具有網(wǎng)絡功能的數(shù)控系統(tǒng)可以充分實現(xiàn)企業(yè)內(nèi)部的資源和信息 共享，適應未來車間的面向任務的定單的生產(chǎn)發(fā)展模式，使得生產(chǎn)控制系統(tǒng)的集 成更加簡便有效。 8. 咼可靠性 數(shù)控機床的可靠性是數(shù)控機床產(chǎn)品質(zhì)量的一項關鍵性指標，數(shù)控機床能否發(fā) 揮其高性能、高精度、高效率，并獲得良好的效益

15、，關鍵取決于可靠性。數(shù)控系 統(tǒng)可采用更高集成度的電路芯片，利用大規(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。 ■ ■- 圖1-2數(shù)控立式鉆銃床  第二章機床總體布局設計 一.機床總體尺寸參數(shù)的選定 根據(jù)設計要求并參考實際情況，初步選定機床主要參數(shù)如下: 工作臺寬度3長度 400 3 1600mm 主軸錐孔 7 24 工作臺最大縱向行程 300mm 工作臺最大橫向行程 375mm 主軸箱最大垂直行程 400mm 級 王軸轉(zhuǎn)速級數(shù) 12 主軸轉(zhuǎn)速范圍 30~1500r/m in X、丫軸步進電機 130BF001 （

16、反應式步進電動機） Z軸步進電動機 130BF001 （反應式步進電動機） 主電動機的功率 4.0KW 主軸電動機轉(zhuǎn)速 1440r/mi n 機床外形尺寸（長3寬3高） 150 3 12003 2300mm 機床凈重 500Kg 二.機床主要部件及其運動方式的選定 1. 主運動的實現(xiàn) 因所設計的機床要求能進行立式的鉆和銑，垂直方向的行程比較大，因而采用 工作臺不動，而主軸箱各軸向擺放為立式的結(jié)構布局。為了使主軸箱在數(shù)控的計算 機控制上齒輪的傳動更準確、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變速。 2. 進給運

17、動的實現(xiàn) 本次所設計的機床進給運動均由單片機進行數(shù)字控制，因此在 X、丫、Z三個 方向上，進給運動均采用滾珠絲杠螺母副，其動力由步進電機通過調(diào)隙齒輪傳遞。 3. 數(shù)字控制的實現(xiàn) 采用單片機控制，各個控制按扭均安裝在控制臺上，而控制臺擺放在易操作 的位置，這一點須根據(jù)實際情況而定 7 本科畢業(yè)設計論文 第三章主傳動的設計 一.議定轉(zhuǎn)速圖 此處省略 nnnnnnnnnnNn如需要完整說明書和設計圖 1 # 本科畢業(yè)設計論文 1 # 本科畢業(yè)設計論文 紙等.請聯(lián)系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套機械畢 業(yè)設計下載！該論文已

18、經(jīng)通過答辯 （二）議定轉(zhuǎn)速圖 根據(jù)已確定的結(jié)構式或結(jié)構網(wǎng)議定轉(zhuǎn)速圖時，應注意解決定比傳動和分配傳 動比，合理確定傳動軸的轉(zhuǎn)速。 1. 定比傳動 在變速傳動系統(tǒng)中采用定比傳動，主要考慮傳動、結(jié)構和性能等方面的要求， 以及滿足不同用戶的使用要求。在鉆銑床的設計中，總降速比為 u=125/1440=0.087。若每一個變速組的最小降速比均取 1/4，則三個變速組的總降 111 1 速可達--- -0.016，故無需要增加降速傳動，但為了使中間兩個變速組 4 4 4 64 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方便，在I—U軸間 24 增加一對降速傳動齒輪（24 ），

19、同時也有利于設計變型機床，因為只要改變這對 34 降速齒輪傳動比，在其他三個變速組不變的情況下，就可以將主軸的 12種轉(zhuǎn)速同 時提高或降低，以便滿足不同用戶的要求。 2. 分配降速比 前面已確定，12= 33 23 2共需三個變速組，并在I—U軸間增加一對降速傳 動齒輪，要用到四個變速組，在主軸V上標出 12級轉(zhuǎn)速：125?1600r/min,在第 I軸上用A點代表電動機轉(zhuǎn)速n°=1440r/min，最低轉(zhuǎn)速用E點標出，因此 A,E 兩點相距約11格，即代表總降速傳動比為ut 定出各變速組的最小傳動比 1 9 本科畢業(yè)設計論文 根據(jù)降速前慢后快的原則，在iv-

20、v軸間變速組取 ，在m-w軸間變 ? 速組取u =—，在n-m軸間變速組取u =—，貝U 鏟 A 圖2-2轉(zhuǎn)速圖 根據(jù)結(jié)構式可知：n?v軸間變速組的級比指數(shù)分別為：1, 3, 6,傳動副為: 3，2，2,則畫出上圖的轉(zhuǎn)速圖。 （三）確定各齒輪的齒數(shù) 在確定齒輪齒數(shù)時應注意：齒輪的齒數(shù)和不應過大，以免加大兩軸之間的中 心距，使機床的結(jié)構龐大，而且增大齒數(shù)和還會提高齒輪的線速度而增大噪聲， 所以在設計時要把齒數(shù)和控制在 Sz乞1°° ~ 12° ；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)Zmin _18~ 2°，因而齒輪的齒數(shù)和不應過小。 在V-V軸間因為 屮

21、八2 =1.59，，又因為Zmin-17而最小 齒輪的齒數(shù)是在U8的齒輪副中，令Zmin=20，則3=67,70,73,77,78等，因為在高 速軸中盡量使齒輪的幾何尺寸小一點以減小主軸的尺寸，所以可取 Sz = 67 可查出：z15"9，Z16= 67 "9=48 Z14=26，Z13‘7—26=41 同理： 1 1 Us"，U6=A=1 且查得 SZ3= 60,66,72,74,. 取 Sz = 66 則查得：Z1「22，Z12 = 66 — 22 =44 Z9 - 33， z10 = 66 - 33 = 33 1 1 1 1 1 U廠，W6，U4 二廠1.59

22、 查得：Sz =52,54,70…… 因為三聯(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sz 70 o 2min Sz=23 ”60 又因為前傳動軸的轉(zhuǎn)速高，扭矩小，一般傳動件的尺寸要小一些，因而齒數(shù) 和可取比前一級變速組小。 用計算法取Z7min = 23，則Z8 = Z =—廠=37， U4 — 1.59 1 可得Z5=1^ 1.26 60 =27，Z =60 —27 =33 1 ' Z6 1 -- U2 1.26 乙= 今二丄価蟲，刃仝?！?0 = 30 Z3 1 U2Sz 11 Z4 因為Ui二鬻 皿6所以取才24，則Z2,

23、0加34 滑移齒輪齒數(shù)的驗算：在三聯(lián)滑移齒輪 Z5，Z5，Z7中，為了確保其左右移動時 11 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 Z5與最大齒輪的配 能順利通過，不致相碰，則必須保證三聯(lián)滑移齒輪的次大齒輪 對齒輪Z4不相碰（最大齒輪布置在中間），即: (3-2) 1 1 2m（Z5 又因為 ^^m（Z3 Z4），則必須保證：Z3 - Z5 4，從上面計算可知：乙=30， ）-m（Z4 2）： A Z5=27，則Z3-Z5 =30_27 =3 ：：：4，這與要求不符。但是由于川與W都采用了離 合器，使齒輪Z4和Z8的距離拉大了，

24、因而在滑移齒輪在移動過程中不存在相碰的 情況，所以三聯(lián)滑移齒輪在這個設計里是可以實現(xiàn)的。 （四）傳動系統(tǒng)圖的擬定 根據(jù)以上分析及計算，擬定如下傳動系統(tǒng)圖： 13 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 二.主傳動主要零件的強度計算 （一）電動機的選擇 1 ?電動機的功率計算 n= 鉆頭材料選用 W18Cr4V,6、80公斤/毫米，根據(jù)加工要求選用鉆頭直徑 D =25mm則查表得進給量 S= 0.39?0.47mm根據(jù)鉆孔切削用量表查得： 15 本科畢業(yè)設計論文 377r/min , M=8580N m則可得: Mn

25、 716200 1.36 8580 377 =3.32 kw 716200 1.36 (3-3) # 本科畢業(yè)設計論文 2. 電動機參數(shù)的選擇 在選擇電動機時，必須使得P額定＞ P總,根據(jù)這個原則，查《機械設計手冊》 選取Y112M-4型電動機，其基本參數(shù)如下（單位為 mr） 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 （二）齒輪傳動的設計計算 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, 而且直齒圓柱

26、齒輪傳動也能滿足設計要求，所以本次設計選用漸開線直齒圓柱 齒輪傳動；主軸箱中的齒輪用于傳遞動力和運動，它的精度直接與工作的平穩(wěn) 性、接觸誤差及噪聲有關。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都選用較高的精 度，但考慮到制造成本，本次設計都選用 7-6-6的精度，具體設計步驟如下： 1. 模數(shù)的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)比較復雜，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，再選用標準齒輪模數(shù)。 齒輪彎曲疲勞的估算公式： / N m^32a，Z^ mm （式中N即為齒輪所傳遞的功率） （3-4） 齒面點蝕的估算公式： A

27、 - 323 N mm （式中N即為齒輪所傳遞的功率） （3-5） 'nj 其中nj為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，A為齒輪中心距 由中心距A及齒數(shù)乙乙求出模數(shù): 17 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 mj 2A mm Zi Z2 (3-6) # 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 根據(jù)估算所得mw和mj中較大的值，選取相近的標準模數(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: 第一對齒輪副 n j =1440r/mi n mw 4.0 0.99 24 1440 1.55mm

28、 mj 4.0 0.99 汽;F0T =4.48 mm 2 4.48 24 34 =0.15 mm # 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 所以，第一對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為 m_mw_ 0.15mm 第二對齒輪副 n j =1002r/min mw - 323 4.0 0.992。98= 1.76mm 23 1002 # 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 '4 0漢 0 992 漢 0 98 1002 A _323 4. 0 一0.98 =1.98 mm mj = 2 便

29、= 0.066mm j 23 37 所以，第二對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為 m - mw - 0.066 mm 第三對齒輪副 nj = 631r / min mw —323 A?！?"3 °982 22 631 =2.06 mm cc3 4.0 0.993 0.982 323 631 =5.78 mm # 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 mj 二 2 5.78 = 0.175 mm j 22 44 # 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 所以，第三對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為 m-

30、 mw - 0.175 mm # 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 第四對齒輪副 n j = 315r/ min # 本科畢業(yè)設計論文 19 本科畢業(yè)設計論文 mw _323 4.0 0.994 0.983 = 2.71mm 19 315 # 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 315 A _ 323 4.0 0.994 0.983 = 7Qmm m^ 2 7.22 = 0.22 mm J 19 48 所以，第四對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為 m

31、 _ mw _ 0.22 mm 綜上所述，為了降低成本，機床中各齒輪模數(shù)值應盡可能取相同，但因為 V軸得轉(zhuǎn)速比較小，扭矩比較大，為了增加其強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，本次設計中在I?W間各個齒輪模數(shù) 均為 m =2.5mm 在V軸上就取 m2 =3mm。 2. 齒輪分度圓直徑的計算 根據(jù)漸開線標準直齒圓柱齒輪分度圓直徑計算公式可得各個傳動副中齒 輪的分度圓直徑為： d1 =24 2.5=60 d2 =34 2.5 =85 d3 =30 2.5 二 75 d4 =30 2.5 二 75 d5 =27 2.5=67.5 d6 =33 2

32、.5=82.5 d7 =23 2.5 = 57.5 d8 =37 2.5=92.5 dg =33 2.5 = 82.5 d10 =33 2.5 =82.5 =22 2.5 = 55 d12=44 2.5 =110 d13 -41 3=123 d14 =26 3 = 78 d15 = 19 3 = 57 d16 -48 3=144 3. 齒輪寬度B的確定 齒寬影響齒的強度，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，反兒容易引起振動和噪聲。本次設計中，取主動齒輪寬度B=8m=8 3 2.5=20mm在最后一對齒輪嚙合取也取 B=7葉2

33、0），則與其嚙合的從動齒輪的 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)， 則與其嚙合的從動齒輪的寬度要小一點，取 B' =6m= 63 2.5 = 15mm 4. 齒輪其他參數(shù)的計算 根據(jù)《機械原理》中關于漸開線圓柱齒輪參數(shù)的計算公式及相關參數(shù)的 規(guī)定，齒輪的其它參數(shù)都可以由以上計算所得的參數(shù)計算出來，本次設計中， 這些參數(shù)在此不在—計算。 5. 齒輪結(jié)構的設計 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結(jié)構的要求也不同， 7 級精度的齒輪，用較高精度的滾齒機或插齒機可以達到。 但淬火后，由于變形， 精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一

34、般滾或插后要剃齒，使精度高于 7 級，或者淬火后再珩齒。6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪， 必須才能達到6級。機床主軸箱中的齒輪齒部一般都需要淬火。 6. 齒輪的校核（接觸疲勞強度） 計算齒輪強度用的載荷系數(shù) K,包括使用系數(shù)KA,動載荷系數(shù)Kv,齒間載 荷分配系數(shù)K：?及齒向載荷分布系數(shù)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=2.5 ZE =189.8 5=ZhZeZ.眉叮） （3-8） V bd1 u 將數(shù)據(jù)代入得：二h 1100mpa 齒輪接觸疲勞強度滿足，因此接

35、觸的應力小于許用的接觸應力，其它齒輪 也符合要求，故其余齒輪不再驗算，在此略去。 （三）軸的設計計算 1. 各傳動軸軸徑的估算 滾動軸承的型號是根據(jù)軸端直徑確定的，而且軸的設計是在初步計算軸徑 的基礎上進行，因此先要初算軸徑。軸的直徑可按扭轉(zhuǎn)強度法用下列公式進行 估算： （ 3-9） :n 對于空心軸，則 d—Ao‘ mm (3-10) Y n (1 - B ) 式中，P ――軸傳遞的功率，kW n 軸的計算轉(zhuǎn)速，r/mi n A――經(jīng)驗值 取B的值為0.5 (1) 計算各傳動軸傳遞的功率P 根據(jù)電動機的計算選擇可知，本次設計所選用的電動機額定功率 Nd =4.0

36、kW各傳動軸傳遞的功率可按下式計算： P=Nd (3-11 ) n——電機到傳動軸之間傳動效率 由傳動系統(tǒng)圖可以看出，本次設計中采用了聯(lián)軸器和齒輪傳動，則各軸傳遞的 功率為： R = Nd “ =4.0 0.99 0.99 0.98 = 3.842kW P2 = P1 2 二 3.842 0.98 0.99 二 3.728kW P^ = P2 3 =3.728 0.98 0.99 = 3.616kW P4 -P3 4=3.616 0.98 0.99 =3.509 kW (2) 估算各軸的最小直徑 本次設計中，考慮到主軸的強度與剛度以及制造成本的經(jīng)濟性，初步選擇 主軸的材料

37、為40Cr,其它各軸的材料均選擇45鋼，取A0值為115,各軸的計 算轉(zhuǎn)速由轉(zhuǎn)速圖得出： n1j=1002r/mi n, n 2j=631r/mi n, naj=315r/mi n, nj=250r/min 所以各軸的最小直徑為： 3 842 d^11^^一 = 16.8mm 、1002  di _115 3 3.616 = 25.9mm \ 315 d-115 3 250 二 27.7mm 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 度，應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： dnmin =18mm, d

38、皿 min =23mm, min =34mm, dvmin =46mm 2. 各軸段長度值的確定 各軸段的長度值，應根據(jù)主軸箱的具體結(jié)構而定，且必須滿足以下的原則： (1) 應滿足軸承及齒輪的定位要求。 (2) 應滿足滑移齒輪安全滑移的要求。 3. 軸的剛度與強度校核 根據(jù)本次設計的要求，需選擇除主軸外的一根軸進行強度校核，而主軸必 須進行剛度校核，在此選擇第川根軸進行強度校核。 (1)第川根軸的強度校核 1) 軸的受力分析及受力簡圖 由主軸箱的展開圖可知，該軸的動力源由電動機通過齒輪傳遞過來，而后 通過一個三聯(lián)齒輪將動力傳遞到下一根軸，其兩端通過一對角接觸球軸承將力 轉(zhuǎn)移到

39、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。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的，計算時常將軸上的分布載荷簡化為集中 力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂 寬度的中點算起。通常把軸當作鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類 型和布置方式有關。其受力簡圖如下： 在xz平面內(nèi)： 1=450 2) 作出軸的彎矩圖 根據(jù)上述簡圖，分別按 xz平面及yz平面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計算結(jié) 果分別作出兩個平面的上的彎矩圖。 在xz平面內(nèi)，根據(jù)力的平衡原理可得: R1+R2+Ft2=Ft1

40、 將各個力對R1取矩可得: Ft1 3 a=Ft23（ l-b）+R23 l Ft仁2 P 口 /d7 Ft2=2 P 皿 /d11 由以上兩式可解出： R1=Ft1 (l-a ) /l-Ft2 3 b/l R2=Ft13 a/l-F2xz+Ft2 3 b/l 由于有多個力的存在，彎矩無法用一個方程來表示，用 x來表示所選截面距 R1的距離，則每段的彎矩方程為： 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 ) 則該軸在xz平

41、面內(nèi)的彎矩圖為： M B 圖2-6軸在xz平面內(nèi)的彎矩圖 同理可得在yz平面內(nèi)的彎矩圖為: 25 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 由上求得的在xz、yz平面的彎矩圖，根據(jù)M= M xz2 M 2yz可得總的彎矩圖為: B C 圖2-8軸的總彎矩圖 # 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 Ma= .. M 2 ■ C T)2求出計算彎 4)作出計算彎矩圖 根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖，則可由公式 矩，其中a是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產(chǎn)生應力的循環(huán)特性差異的系數(shù)，因 通常由彎矩產(chǎn)生的彎

42、曲應力是對稱循環(huán)的變應力，而扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應力則 常常不是對稱循環(huán)的變應力，故在求計算彎矩時，必須計及這種循環(huán)特性差異的 影響。即當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時，取a" 0.3 ；扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時， 取口~ 0.6 ；若扭轉(zhuǎn)切應力也為對稱循環(huán)變應力時，則取 a =1。應本次設計中扭轉(zhuǎn) 切應力為靜應力，所以取a" 0.3，則計算彎矩圖為： 5)校核軸的強度 選擇軸的材料為45鋼，并經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。由機械設計手冊查得其許用彎曲 應力為60MP由計算彎矩圖可知，該軸的危險截面在 B的作用點上，由于該作用 點上安裝滑移齒輪，開有花鍵，由機械設計可查得其截面的慣性矩為： W= n

43、d4+ ( D-d) (D+d 2zb]/32D (3-12 ) 其中z為花鍵的數(shù)目，在本次設計中， z=6， D=28mmd=23mm b=6mm 所以其截面的慣性矩為 W=524.38mm 根據(jù)標準直齒圓柱齒輪受力計算公式可得圓周力與徑向力： Ft=2T1/d1，F(xiàn)r=Ft 3 tan a (3-13) 其中T1為小齒輪傳遞的扭矩，N2 mm a為嚙合角，對標準齒輪，取a =20：; 而Ft與Fr分別對應與xz平面及yz平面的力。各段軸的長度可從 2號A0圖中得 出，則根據(jù)前面的公式可得出該軸危險截面的計算彎矩為： MCa=25014.22N2 m則 該軸危險截面所受的彎曲應

44、力為： S ca=25014.22/524.38 " 47.7MP< 60MP所以該 軸的強度滿足要求。 (2)主軸的剛度校核 1 ）主軸材料的選擇 考慮到主軸的剛度幾強度，選擇主軸的材料為 40Cr,并經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。 2 ）主軸結(jié)構的確定 主軸直徑的選擇，根據(jù)機床主電機功率來確定 Di 因為P= 4KW屬于中等以上轉(zhuǎn)速，中等以下載荷的機床，所以可取 U = 60 ~ 70mm 根據(jù)以下的公式確定主軸內(nèi)孔直徑 4 4 Ko K (3-14) Io 二(D -d )/64 , d 4 ■ _ 4 _1_(f) I -：D /64 D 其中Ko， Io----空

45、心主軸的剛度和截面慣性矩 K, I ---- 實心主軸的剛度和截面慣性矩 當.-°.7則主軸的剛度急劇下降，故取 <0.7 主軸的結(jié)構應根據(jù)主軸上應安裝的組件以及在主軸箱里的具體布置來確定, 在此不在繪出。其中：D1 =69.832 d=31.750 D2 = 540 d = 18 d^14 L=73 3）主軸的剛度驗算 軸的變形和允許值： 軸上裝齒輪和軸承處的繞度和傾角（y和二）應該小于彎曲變形的許用值 y和a】，即卩y^iyi &]>6 軸的類型 y (mr)i 變形部位 B 】(rad) 一般傳動軸 4.0003~0.0005l 裝向心軸承處 0.002

46、5 剛度的要求較咼 -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) 軸的變形計算： 計算軸本身彎曲變形產(chǎn)生的繞度 y及傾角二時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁。按材料力學相關公式計算，主軸的直徑相差不大且計算精度要求不高 的時候，可把軸看作等徑軸，采用平均直 d來計算，計算花鍵時同樣選擇用平均 直徑。 圓軸： d i i （3-15） 慣性矩：1= :-di4 64 （3-16） 矩形花鍵軸： 宀D d d1 = 2 （3-17） 64i

47、 d2"& （3-18） 慣性矩： 4 2 ,二d 6z(D -d)(D d) I （3-19） 64 軸的分解和變形合成：對于復雜受力的變形，先將受力分解為三個垂直面上 的分力，應用彎曲變形公式求出所求截面的兩個垂直平面的 二和y。然后進行疊加, 在同以平面內(nèi)的可進行代數(shù)疊加，在兩平面內(nèi)按幾何公式，求出該截面的總繞度 和總傾角。 提高軸剛度的一些措施：加大軸的直徑，適當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。 軸的校核計算： 軸的計算簡圖在xz平面內(nèi)： 主軸的傳動功率： P主=4 0.996 0.94=3.513KW 主軸轉(zhuǎn)矩：

48、 9.500 106 3.513 , T 主= =156900N mm 250 支點上的力： T主 2匯 1.569 匯 105 Kl FtB =2—— 2614.8N d1 30 T主 2 漢 1.569 漢 105 Ftc =2 主 2092N d1 35 根據(jù)彎矩平衡得: Rhe 623 - Ftc (623 - 329) FtB (623 - 408) = 0 求得：Rhe=-84.9 根據(jù)力平衡得：Rha =607.7N 4) 垂直平面的彎矩圖 Frb = FtB tg： =951.71N Frc =Frc tg： =761.4N 根據(jù)平面內(nèi)彎矩平衡

49、有： Rne 623 - Frc (623 - 329) F「b (623 - 408) = 0 Rne =88.6N 再根據(jù)力平衡得： Rna =-101.71N，則可得B C點得彎矩圖: 圖2-10垂直平面內(nèi)的彎矩圖 在B點和C點為最危險截面，要滿足要求，B、C點滿足即可，在B、C截面 得彎矩為： Mb\ -'、Mbh2 M bv2 =803403.1N2mm (3-20) MC j：'MCH2 MCV2 =675702.3 N2 m (3-21 ) 扭矩圖為: 經(jīng)分析可知B所在得位置為最危險截面，只要 B滿足條件即可，則剛度滿足。 計算彎矩： M

50、cb 二 Mb， (2TB)2 ( 3-22) =862517.2 N2mm 軸得抗彎截面系數(shù)為： 4 (3-23) w 平4 +(D -d)(D +d)zb - 32D _ 40694400 20 140 8 10 - 32 x 80 3 =145983.7 mm 所以匚ca 二 MCa = 53.96 ：：： 」 W 故滿足第三強度理論。 剛度驗算： 在水平面內(nèi)，F(xiàn)tB單獨作用時： 2 2 (3-24) 心 pb(3l - 4b ) 48EI 2 2 = 2614.8漢 2.5(3漢 623 —4 漢 215 ) 一 5 48 2.1 10 I

51、=-0.02598mm 其中 |=—口 =2747500 32 在ftc單獨作用下： 2 2 (3-25) pb(3l -4b ) 48EI 2 2 2092 294(3 623 -4294 2 761.4 294(3 623 -4 294 ) 48匯2.1匯105漢I ) 5 48 2.1 10 I =-0.0182mm 在兩力得共同作用下: 31 本科畢業(yè)設計論文 33 本科畢業(yè)設計論文 fc1 = 0.00778mm # 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 (3-26)

52、 (3-27) 4 一 口 二 0.0006mm 在垂直面內(nèi)有(在F「b單獨作用時) 2 2 fc1，b(3l—4b) 48EI 2 2 = 951.71 x2.15(3x623 —4^215 ) — 5 48 2.1 10=-0.0182mm 在兩力的共同作用下: 1 I =-0.0072mm 4 4 其中 i=_(D 口 =2747500 32 在Fq單獨作用下: 2 2 r pb(3l -4b ) fc2 48EI # 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 二 0.0078031mm (3-28)

53、 # 本科畢業(yè)設計論文 而一般的剛度'/-(0.0003~ 0.0005)1 =0.21~0.35mm ，故仁：：：切符合剛度要求，其轉(zhuǎn)角就不驗算了 2 T主 "di 2 143188 -1376.8N 150 F面校核由V傳到主軸時的強度、剛度、校核, 主軸的傳動功率： P 主=7.5 0.96 0.976=5.9974KW 主軸轉(zhuǎn)矩： 6 9.500 10 5.9974 T 主= =143188Nmm 50 支點上的力：1 訃=2T主二 2 143188 -2386.5N d1 120 根據(jù)彎矩平衡得: Rhe 623

54、- FtD 483.5 FtB 215 = 0 求得：FHe=-244.9N 根據(jù)力平衡得：Rha =1254.6N 5）垂直平面彎矩： Frb = FtB tg ： =868.6N Frc 二 Frc tg： =501.1 N 根據(jù)平面內(nèi)的彎矩平衡有： Rne 623-FrD 483.5 FrB215=0 Rne = -89.1N 再根據(jù)力的平衡：Rna -278.4N 在B點和C點為最危險截面，要滿足要求，B、C點滿足即可，在B、C截面 得彎矩為： Mb' = Mbh2 M bv2 =110489.6N2 mm (3-29) Me' 二 M CH 2 M CV 2

55、=708402.5 N2 m (3-30) 經(jīng)分析可知B所在得位置為最危險截面，只要 B滿足條件即可，則剛度滿足。 計算彎矩 M CB 二.M B、 (2TB)2 =942100N2 m (3-31 ) 軸的抗彎截面系數(shù)為: 4 W % (D—d)(D d)zb - 32 D 40694400 20 140 8 10 32 80 3 = 145983.7 mm Mca ?匚ca — =58.94 , J (3-32) (3-33) 剛度驗算： 在水平面內(nèi), fc1 FtB單獨作用時 pb(3l* 2 -4b2) 48 EI (3-34) 故滿足第三

56、強度理論。 37 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 (3-35) (3-36) 2386.5 215(3 623 2 fc1pb(3l -4b ) 48EI -4 2152) 5 48 2.1 10 I =-0.018147mm 4 4 其中 |=_ID 口 =2747500 32 在ftc單獨作用下 2 2 pb(3l -4b ) 48EI 2 2 1376.8 483.5(3 623 -4 483.52) 2 2 868.6 215(3 623 -4 215 ) 5 48 2.1 10 I =-0.0

57、066mm 其中1= ：'(D _d )=2747500 32 在Fq單獨作用下 c2 pb(3l2 -4b2) 48EI (3-37) 2 2 501.1 483.5(3 623 -4 483.5 ) 5 48 2.1 10 I =-0.001515mm 在兩力的共同作用下 fc = fc2 - fd = 0.00848mm 故在f 1 B、卩田、Fq Fq共同作用下，X = j處為危險截面，其最大繞度為 fc 二 fc - fc2 = 0.01264mm ( 3-38) 而一般的剛度 切=(0.0003~ 0.0005)l =0.21

58、~0.35mm 故仁1符合剛度要求，其轉(zhuǎn)角就不用驗算了。 (四)離合器的選用 離合器在機器運轉(zhuǎn)中可將傳動系統(tǒng)隨時分離或接合，對離合器的要求有：接 合平穩(wěn)、分離迅速徹底、調(diào)節(jié)和修理方便、外廓尺寸質(zhì)量小、耐磨性好和有足夠 的散熱能力、操作方便省力。離合器常用的可分牙嵌式和摩擦式，根據(jù)設計要求, 選用了電磁式摩擦片離合器。根據(jù)經(jīng)驗值 D1 = (2 ~ 3)d ； D2 = (1.5 ~ 2.5)d 第四章 進給系統(tǒng)的設計計算 一.垂直進給系統(tǒng)的設計計算 假定主軸箱的重量： W =100kgf=1003 9.8=980N Z 軸的行程為： 400mm 垂直脈沖當量： 0.005mm

59、 預選滾珠絲杠基本導程： L0=10mm 步距角： 入=0.75 快速進給速度： Vmax =2.0m/min (一) 脈沖當量和傳動比的確定 (1) 傳動比的選定 對于步進電機，當脈沖當量 確定，并且滾珠絲桿導程L。和步進電機步距角 入都已初步選定后，則可用下式來計算該軸伺服傳動系統(tǒng)的傳動比: (4-1 ) ，丄—°75 10 = 25 =4.17 360 p 360 0.005 6 (2) 計算轉(zhuǎn)動慣量 初選步進電機的型號為 130BF001,則查表查出電機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量 JD = 40.06 3 10'kg. m2 對于軸，軸承，齒輪，聯(lián)軸節(jié)，絲桿等圓柱體的轉(zhuǎn)動慣

60、量公式為： J = M C D (kg. cm2) (4-2) 8 對于鋼材，材料密度為7.8 10^3 (kg/cm3)，則有 J =0.78D4L 10^3 (kg. cm2) (4-3) 從資料定出齒輪副為： Z^ 23， Z2 = 96， m = 1.5 mm, B=20mm 則齒輪轉(zhuǎn)動慣量： J1 =0.78D4L 10_3 =0.78 4.44 2.0 10_3=584.7 10^3 (kg. cm2) =5.85 10一5 kg. m2 4 — 3 4 — 3 —3 2 J2 =0.78D L 10 -0.78 9.6 2.0 10 13249.8 10 (

61、kg. cm ) =132.5 10—5 kg. m2 滾珠絲桿轉(zhuǎn)動慣量折算： 4 —3 4 —3 一 3 ? 2 JS =0.78D L 10 =0.78 4 58 10 11581.4 10 (kg. cm ) =115.8 10—5 kg. m2 工作臺質(zhì)量折算： Jg = (L°)2M =(1.°)2 100=2.53 (kg. cm2) = 25.3 10—5 kg. m2 (4-4) 2兀 2兀 傳動系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動慣量計算： J］二 Jd J1 (J2 Js JG)/i2 (4-5) =40.06 10—5 + 5.85 10—5+(132.5+115.8+25

62、.3) 10—5 /4.172 =61.64 10° kg. m2 = 6.16 kg. cm2 (3) 工作載荷分析及計算 普通麻花鉆每一切刃都產(chǎn)生切向切削抗力 Fz ,徑向切削抗力Fy與軸向切削 抗力Fx。當左，右切削刃對稱時，徑向抗力Fy相互平衡。切向抗力Fz形成鉆削扭 矩M它消耗了切削功率Pm。所有切削刃上軸向抗力Fx之和形成了鉆頭上的軸向 力 F 二 ￡。 鉆削時安裝工件的工作臺是靜止的，不作縱，橫向進給運動，因此鉆削時工 作臺載荷主要是垂直進給方向載荷 Fv，其大小與鉆削軸向力F相同，方向相反。 當鉆削工作臺不作垂直進給時， Fv是工作臺的靜壓垂直載荷；當工作臺作垂直進

63、 給時，F(xiàn)v是工作臺垂直進給抗力 因為鉆頭直徑do =25mm,取進給量f = 0.36mm/r，貝U查表得到高速鋼鉆頭鉆 孔時的軸向力F= 7330N。 （二）滾珠絲杠設計計算 滾珠絲杠副已標準化，因此滾珠絲杠副的設計歸結(jié)為滾珠絲杠副型號的選擇。 1）計算作用在絲杠上的最大動負荷 C 首先根據(jù)切削力和運動部件的重量引起的進給抗力，計算出絲杠的軸向載荷， 再根據(jù)要求的壽命值計算出絲杠副應能承受的最大動載荷 C: C=3丄 fm Fm （ 4-6 ） 式中fm ――運轉(zhuǎn)狀態(tài)系數(shù)，一般運轉(zhuǎn)取 1.2?1.5，有沖擊的運轉(zhuǎn)取1.5?2.5 ; Fm ――滾珠絲杠工作載荷（N）；

64、 L ——工作壽命，單位為106r，L可按下式計算 ,60nT =106 式中 n 滾珠絲杠的轉(zhuǎn)速（r/min ）； T ――使用壽命時間（h），數(shù)控機床T取15000h。 鉆鏜床主軸燕尾導軌滾珠絲桿副驅(qū)動時滾珠絲桿的工作載荷： Fm (4-7) 2M d2 式中F――切削時的軸向切削抗力 f ――軸套和軸架以及主軸鍵上的摩擦系數(shù) f = 0.15 M ――主軸上的扭矩 d2——主軸直徑 則 Fm = 7330 0.15 2 8580 =8087 N，n =1000 v L0 其中V為最大切削力條件下的進給速度（m min ）,可取最高進給速度的1 2? 1

65、/3 ； L）為絲杠基本導程（mm）,計算時，可初選一數(shù)值，等剛度驗算后再確定， 1 1000x2x 則 n 3 =66.7r/min 10 t為額定使用壽命（h ）,可取t = 15000h, 則 L = 60 66.7 1 5000 1 06 = 60.03 萬轉(zhuǎn) 根據(jù)工作負載Fm、壽命L，計算出滾珠絲杠副承受的最大動負載，取fm = 1.2 , 則： (4-8) C=3 L fm Fm = 3 60.03 1.2 8087 = 37997.8N 由C查《機床設計手冊》，選擇絲杠的型號，選擇滾珠絲杠的直徑為 40mm型 號為CDM4010-5-P4其額定動載荷是534

66、11N,強度足夠用。 2）效率計算 根據(jù)《機械原理》的公式，絲杠螺母副的傳動效率 n為 tan tan (4-9) 43 本科畢業(yè)設計論文 # 本科畢業(yè)設計論文 式中 一一螺紋的螺旋升角，該絲杠為 5° 4T; ::――摩擦角「約等于10' o 0.971 tan5 41' tan 5o41' 10 3）剛度驗算 絲桿的拉壓變形量「：滾珠絲杠工作時受軸向力和扭矩的作用，它將引起導程 Lo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： (4-10) △ L =_FmLo cm EA 式中 E ——彈性模數(shù)，對鋼，E=20.6 106 N cm2 ； F——滾珠絲杠截面積（cm2）（按絲杠螺紋底徑確定） A dr = 3 32.62mm2 = 834.7 mm2 4 4 “ + ”用于拉伸時，“一”用于壓縮時。 8087 10 2.06 105 834.7 mm =： 4.703 10* mm 45 本科畢業(yè)設計論文 #