數控臥式加工中心主軸箱及進給機構設計

《數控臥式加工中心主軸箱及進給機構設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《數控臥式加工中心主軸箱及進給機構設計（75頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985數控臥式加工中心主軸箱及進給機構設計 畢業(yè)設計(論文)任務書 學 院： 機械工程學院 題 目： 數控臥式加工中心主軸箱及進給機構設計 起止時間： 年 12 月 29 日至 年 6月 1 日 學 生 姓 名： 專 業(yè) 班 級： 指 導 老 師： 教研室主任： 院 長： 年 12月 30 日 設計（論文）內容及要求： 一、 設計（論文）內容 1、 調查分析相同規(guī)格數控臥式加工中心的加工特點，確定新設計的數控控立式加工中心的主要參數。 2、 進行新數控臥式加工中心的總體方案和控制系統(tǒng)總體方案設計. 3、 完成主軸箱和進給機構的機械機構設計 4、 完成控制系統(tǒng)硬件設計 二、設計（論文）要求 1、 （含本設計的目的、擬解決的關鍵問題及學生必須掌握的知識和技能） 2、有關參考書和具體設計步驟、要求見指導老師編寫發(fā)給的2001年的畢業(yè) 指導書。 3、學生必須按上述規(guī)定完成基本任務，老師分別按完成日期分項檢查，未 完成每項扣總分2% ，期中檢查進度跟不上或請假、遲到多等因素 均推遲答辯。 4、沒有按任務書完成畢業(yè)設計任務的推遲答辯，在推遲答辯的時間里仍沒 有完成不給成績。 　　　　　　　　　　　　　指導教師： 2008 年 12 月 29 日 本科生畢業(yè)設計（論文）開題報告 設計（論文）題目 數控臥式加工中心主軸箱及進給機構設計 設計（論文）題目來源 自選課題 設計（論文）題目類型　 產品開發(fā) 起止時間 設計（論文）依據及研究意義： 加工中心是在數控鏜床、數控銑床或數控車床的基礎增加自動換刀裝置，使工件在機床工作臺上裝夾后，可以連續(xù)完成對工件表面自動進行鉆孔、擴孔、鉸孔、鏜孔、攻螺紋銑削等多工步的加工，工序高度集中；加工中心能自動改變機床主軸箱轉速、進給量和刀具相對工件的運動軌跡及其他輔助功能。由于加工中心具有較好的加工一致性，它與單機、人工操作方式比較，能排除工藝流程中人為干擾因素，高的生產率和質量穩(wěn)定性，尤其是加工形狀比較復雜、精度要求較高、品種更換頻繁的工件時，更具有良好的經濟性。所以說，加工中心是數控機床中生產率和自動化程度最高的綜合性機床。 設計（論文）主要研究的內容、預期目標：（技術方案、路線）： 研究內容： 1調查分析相同規(guī)格數控臥式加工中心的加工特點，確定新設計的數控控立式加工中心的主要參數。 2進行新數控臥式加工中心的總體方案和控制系統(tǒng)總體方案設計. 3完成主軸箱和進給機構的機械機構設計 4完成控制系統(tǒng)硬件設計 預期目標： 1根據總體設計方案,繪制新設計數控臥式加工中心總體外觀圖一張。（三維計算機圖） 2進行主運動的運動計算, 強度計算和動力計算,繪制主軸箱部件展開圖一張（A計算機圖） 3進行進給運動的運動計算和強度計算,繪制出工作臺進給機構部裝圖一張（A0計算機圖） 4繪制數控加工中心主軸零件圖一張 5.根據控制系統(tǒng)總體方案設計，繪制控制系統(tǒng)電路圖一張（根據情況由教師指定） 6. 科技譯文（不少于2000漢字） 7.編寫畢業(yè)設計說明書一套 三、設計（論文）的研究重點及難點： 1、主軸箱 包括主軸箱體和主軸傳動系統(tǒng)，用于裝夾刀具并帶動刀具旋轉，主軸轉速范圍和輸出扭矩對加工有直接的影響。 　　2、進給伺服系統(tǒng) 由進給電機和進給執(zhí)行機構組成，按照程序設定的進給速度實現(xiàn)刀具和工件之間的相對運動，包括直線進給運動和旋轉運動。 　　3、控制系統(tǒng)數控 臥式加工中心運動控制的中心，執(zhí)行數控加工程序控制機床進行加工。 　　4、輔助裝置 如液壓、氣動、潤滑、冷卻系統(tǒng)和排屑、防護等裝置。 5、機床基礎件 通常是指底座、立柱、橫梁等，它是整個機床的基礎和框架 設計（論文）研究方法及步驟（進度安排）： 具體時間安排為： 1. 于12月27號至1月中旬 參考相關資料，進行相應的準備工作和計算； 2. 于1月下旬至5月1號 成圖紙的繪制工作； 3. 于5月1號至5月16號 校正，完成驗證工作； 4. .于5月16號至6月1號 編寫畢業(yè)論文； 5 畢業(yè)答辯。 指導教師意見： 簽名： 2009年 1 月 15 日 摘要:本次設計通過對現(xiàn)有加工中心的分析研究,提出一種新的設計方案,其自動化程度更高,結構也相對比較簡單.這一點在論文會得以體現(xiàn).本方案中,主軸箱采用交流調速電機實現(xiàn)無級變速,在X、Y、Z三個方向上的進給運動均采用滾珠絲杠,而動力則由步進電動機通過調隙齒輪來傳遞,并且采用單片機進行數字控制. 控制系統(tǒng)采用MCS-51系列單片機,通過擴展程序存儲器、數據存儲器和I/O接口實現(xiàn)硬件電路的設計.論文中也對軟件系統(tǒng)的設計做出了相關說明. 關鍵詞:交流調速電機 滾珠絲杠 步進電機 單片機系統(tǒng)擴展 Abstract:This design tries a new method after the analyze and research of the exited machining center with the higher automatization degrees and the simpler configuration,which will be explained in the paper. In the method, AC adjustable-speed motor is used for the realization of the level shift in variable speed,and in the motion of, we all adopt ball bearing thread haulm for the X、Y、Z direction,The power of which is step by step electromotor transferred by gear that used for adjusting gaps.And more,we used singlechip for numerical control. The control system introduces MCS-51 series singlechip,and the realization of hardware circuit was accomplished by enlarging program memorizer、data memorizer and I/O meet meatus.Also,the paper explained the design for software system. Keywords:AC adjustable-speed motor、ball bearing thread haulm、the step by step electromotor、the enlarge for SCM system 目錄 前言---------------------------------------------1 1 機床總體方案設計 ------------------------------2 1.1 機床總體尺寸參數的選定------------------2 1.2 機床主要部件及運動方式的選定------------3 1.3 機床總體布局的確定----------------------3 2 主傳動的設計計算-------------------------------7 2.1 電機的選擇------------------------------7 2.2 齒輪傳動的設計計算----------------------8 2.3 軸的設計計算---------------------------12 2.4 離合器的選用---------------------------19 3 進給系統(tǒng)的設計計算----------------------------20 3.1 橫向進給系統(tǒng)的設計計算-----------------20 4 控制系統(tǒng)的設計--------------------------------37 4.1 控制系統(tǒng)總體方案的擬訂-----------------37 4.2 總控制系統(tǒng)硬件電路設計-----------------40 參考文獻 ---------------------------------------53 謝詞--------------------------------------------54 附錄--------------------------------------------55 前 言 加工中心集計算機技術、電子技術、自動化控制、傳感測量、機械制造、網絡通信技術于一體，是典型的機電一體化產品，它的發(fā)展和運用，開創(chuàng)了制造業(yè)的新時代，改變了制造業(yè)的生產方式、產業(yè)結構、管理方式，使世界制造業(yè)的格局發(fā)生了巨大變化?，F(xiàn)在的CAD/CAM、FMS、CIMS，都是建立在數控技術之上。目前數控技術已經廣泛運用于制造業(yè)，數控技術水平的高低已成為衡量一個國家制造業(yè)現(xiàn)代化程度的核心標志。而加工中心的發(fā)展最為重要。 隨著科學技術的高速發(fā)展，市場上對數控的要求也有很大的改變，正要求數控系統(tǒng)朝著高速、高精度、高可靠性發(fā)展，為追求加工效率及更通用化迫使數控機床結構模塊化、智能化、柔性化、用戶界面圖形化，科學計算可視化，內置高性能PLC，多媒體技術應用等方面發(fā)展。 加工中心的優(yōu)點有：1）提高加工質量；2）縮短加工準備時間；3）減少在制品；4）減少刀具費；5）最少的直接勞務費；6）最少的間接勞務費；7）設備利用率高?？偟膩碚f，加工中心的發(fā)展動向是高速、進一步提高精度和愈發(fā)完善的機能。 本設計說明書以大量圖例來說明加工中心的主軸箱設計及橫向進給機構的設計的思路。設計中得到顏竟成教授的悉心指導，在此向他表示誠摯的的感謝。由于編者的水平和經驗有限，加之設計時間較短、資料收集較困難，說明書中難免有缺點和錯誤，在此懇請讀者諒解，并衷心希望廣大讀者提出批評意見，使本設計說明書能有所改進。 編者 年6月 1. 機床總體方案設計 1.1機床總體尺寸參數的選定 根據設計要求并參考實際情況，初步選定機床主要參數如下： 工作臺寬度長度 4001600mmmm 工作臺最大縱向行程 650mm 工作臺最大橫向行程 450mm 工作臺最大垂直行程 500mm X、Y軸步進電機 a12/3000i Z步進電機 a12/3000i 主軸最大輸出扭矩 70公斤力米 主軸轉速范圍 45～2000r/min 主電動機的功率 4kw 主軸電動機轉速 1500r/min 機床外行尺寸（長寬高） 248812002710mmmmmm 機床凈重 500kg 1.2機床主要部件及其運動方式的選定 1.2.1主運動的實現(xiàn) 因所設計的臥式加工中心要求能進行車、銑和鏜，橫向方向的行程比較大，因而采用工作臺不動，而主軸箱各軸向擺放為臥式的機構布局；采用交流無級調速電動機實現(xiàn)無級調速，并且串聯(lián)有級變速箱來擴大變速范圍。為了使主軸箱在數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，主軸箱主要采用離合器交換齒輪的有級變速。 1.2.2給運動的實現(xiàn) 本次所設計的機床進給運動均由單片機進行數字控制，因此在X、Y、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隙齒輪傳遞。 1.2.3數字控制的實現(xiàn) 采用單片機控制，各個控制按鈕均安裝在控制臺上，而控制臺擺放在易操作的位置，這一點須根據實際情況而定。 1.2.4機床其他零部件的選擇 考慮到生產效率以及生產的經濟性，機床附件如油管、行程開關等，以及標準件如滾珠絲杠、軸承等均選擇外購形式。 1.3機床總體布局的確定 1.3.1確定主軸箱傳動系統(tǒng)方案： 主傳動系統(tǒng)是用來實現(xiàn)機床主運動的傳動系統(tǒng)，它應具有一定的轉速（速度）和一定的變速范圍，以便采用不同材料的刀具，加工不同材料、不同尺寸、不同要求的工件，并能方便地實現(xiàn)運動的開停、變速、換向和制動等。 加工中心主傳動系統(tǒng)主要包括電動機、傳動系統(tǒng)和主軸部件，它與普通機床的主傳動系統(tǒng)相比在結構上比較簡單，這是因為變速功能全部或大部分由主軸電動機的無級調速來承擔。 機床上常用的變速電動機有直流電動機和交流變頻電動機，在額定的轉速上為恒功率變速，通常變速范圍僅為2-3；額定轉速以下為恒轉矩變速，調整范圍很大，變速范圍可大30甚至更大。上述功率和轉矩特性一般不能滿足機床的使用要求。為了擴大恒功率調速范圍，在變速電動機和主軸之間串聯(lián)一個有級變速箱。 本機床采用交流調速電機變速，為了在變速范圍內，滿足一定恒功率和恒轉矩的要求，為了進一步擴大變速范圍，在后面串聯(lián)機械有級變速裝置。 1.3.2確定主軸箱有級變速級數： 取變速箱的公比為等于電動機的恒功率變速范圍，即，功率特性圖是連續(xù)的，無缺口和無重合。如變速箱級數為Z，則主軸的恒功率變速范圍等于 變速箱的變速級數可得出： 主軸要求的恒功率變速范圍 電動機的恒功率變速范圍 取變速箱的公比 故變速箱的變速級數 故通過圓整取 Z=12。 1.3.3確定各齒輪的齒數： 在確定齒輪齒數時應注意：齒輪的齒數和不應過大，以免加大兩軸之間的中心距，使機床的結構龐大，而且增大齒數和還會提高齒輪的線速度而增大躁聲，所以在設計時要把齒數和控制在；為了控制每組嚙合齒輪不產生根切現(xiàn)象，使最小齒數，因而齒輪的齒數和不應過小。 受結構限制的個齒輪（尤其是最少齒輪），應能可靠地裝到軸上或進行套裝；齒輪的齒槽到孔壁或鍵槽（m為模數），以保證有足夠強的強度，避免出現(xiàn)變形或斷裂現(xiàn)象。應保證： 標準直齒圓柱齒輪，其最少齒根直徑，代入上式可得： 式中：——齒輪的最少齒數； ——齒輪模數； ——齒輪鍵槽頂面至軸心線的距離。 由于此傳動在同一變數組為同模數傳動，各對齒輪的齒數的齒數之比，必須滿足傳動比；當各對齒輪的模數相同，且不采用變位齒輪時，則各對齒輪的齒數和必然相等，可列出： 式中：——分別為J齒輪副的主動與從動齒輪的齒數； ——J齒輪副的傳動比； ——齒輪副的齒數和。 由上述公式可得： 因此，選定了齒數和，便可以計算出各齒輪的齒數，或者由上式確定出齒輪副的任一齒輪后，用上式算出另一齒輪的齒數。 查表選擇齒輪的齒數： 其中a代表二軸，b代表三軸，c代表四軸，d代表主軸。 1.3.4擬定主運動轉速圖： 由上述計算得，12級轉速各傳動組中傳動數的確定方案有： 12=43 ，12=34 ，12=322， 12=232， 12=223 按照“前多后少”的原則，確定各傳動組的傳動副數為12=322。根據“前密后疏”的原則，確定基本組在前，后面依次擴大，因此得結構式為 ， 第二擴大組的兩個傳動比連線之間，相距格數應為，變速范圍是，在允許的范圍內，所選定的結構式共有三個傳動組。 因此變速機構需要四軸，再加上電動機軸共五軸，故轉速圖有五條豎線。由于齒輪傳動比受到的限制，現(xiàn)在傳動組C的變速范圍為?？芍@個傳動組中兩個傳動副的傳動比必然是極限值，即 該傳動組的升降速度傳動比都達到了極限值，就確定了軸Ⅲ的六級轉速只有一種可能，即為180～1000r/min。 軸Ⅱ-Ⅲ之間，兩條傳動比連線間應相距3格，取 ，因此，確定軸Ⅱ的轉速為355～710 r/min。對于軸Ⅰ，取 于是決定了軸Ⅰ的轉速為1000 r/min，電動機軸與軸Ⅰ之間為齒輪傳動，傳動比為1000：1440，綜合上述，主軸的調速范圍：45.63.90.125.180.250.355.5000.710.1000.1400.2000。轉速圖如下： 圖2.1 加工中心轉速圖 2.主運動的設計計算 2.1電動機的選擇 2.1.1電動機的功率的計算 查《機床主軸/變速箱設計指導》： 端銑：硬質合金端銑刀，銑刀材料是45號鋼； 1） 主切削力 公式中 背吃刀量， 每齒進給量 刀具直徑 銑刀齒數z=4,選 銑刀轉速 所以主切削力 2）切削功率 銑削過程中消耗的功率主要按圓周切削力和銑削速度進行計算 進給運動也消耗一些功率，一般情況下，所以總的切削力功率 ，由此可估算銑床主電動機的功率；，取， 2.1.2電動機參數的選擇 在選擇電動機時，必須使得，根據這個原則，查《機械設計手冊》選取Y112M-4型電動機，功率為4kw。其基本參數如下(單位為mm): 滿載轉速為1440r/min 2.2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、生產成本低等優(yōu)點，而且直齒圓柱齒輪也能滿足傳動設計要求，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： 2.2.1模數的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞計算齒輪模數比較復雜，而且有些系數只有在齒輪各參數都已知道后方可確定，所以只在草圖畫后校核用。在繪草圖之前，先估算，再 標準齒輪模數。 齒輪彎曲疲勞的估算公式： 齒面點蝕的估算公式： 其中為大齒輪的計算轉速，A為齒輪中心距。 由中心距A及齒數、求出模數： 根據估算所得和中較大的值，選取相近的標準模數。 前面已求得各軸所傳遞的功率，各軸上齒輪模數估算如下： 第一對齒輪副 所以，第一對齒輪副傳動的齒輪模數應為 第二對齒輪 所以，第二對齒輪副傳動的齒輪模數應為 第三對齒輪副 所以，第三對齒輪副傳動的齒輪模數應為 第四對齒輪副 所以，第三對齒輪副傳動的齒輪模數應為 綜合上述，為了降低成本，機床中各齒輪模數值應盡可能取相同，但因為V軸的轉速比較小，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→Ⅲ對齒輪模數均為 ，在Ⅳ→Ⅴ對齒輪上就取 2.2.2齒輪分度圓直徑的計算 根據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：單位（mm） 2.2.3齒輪寬度B的確定 齒輪影響齒的強度，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，反而容易引起振動和噪音。一般取B=（6～10）m。本次設計中，取主動輪寬度B=9m=18mm(最后一對齒輪也取B=79m=18mm)。 2.2.4齒輪其他參數的計算 根據《機械原理》中關于漸開線圓柱齒輪參數的計算公式及相關參數的規(guī)定，齒輪的其他參數都可以由以上計算所得的參數計算出來，本次設計中，這些參數在此不在一一計算。 2.2.5齒輪結構的設計 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構的要求也不同，七級精度的齒輪，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，必須達到6級。機床主軸箱中的齒輪齒部一般都需要淬火。 2.2.6齒輪的校核（接觸疲勞強度） ∵計算齒輪強度用的載荷系數K，包括使用系數，動載荷系數，齒間載荷分配系數及齒向載荷分布系數，即： 齒輪接觸疲勞強度滿足，因此接觸的應力小于許用的接觸應力。其他齒輪也符合要求，故其余齒輪不需驗算，在此略去。 2.3軸的設計計算 2.3.1各傳動軸軸徑的估算 滾動軸承的型號是根據軸端直徑確定的，而且軸的設計是在初步計算軸徑的基礎上進行的，因此先要初算軸徑。軸的直徑可按扭轉強度法用下列公式進行估算。 對于空心軸，則 式中， P——軸傳遞的功率，KW； n——軸的計算轉速，r/min; ——其經驗值見表 取的值為1.5。 （1）、計算各傳動軸傳遞的功率P 根據電動機的計算選擇可知，本次設計所用的電動機額定功率，各傳動軸傳遞的功率可按下式計算： 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，及軸承。則各軸傳遞的功率為： 所以，各傳動軸傳遞的功率分別為： （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濟性，初步選擇主軸的材料為40Cr，其他各軸的材料均選擇45鋼，取A0值為115，各軸的計算轉速可推算出為： 所以各軸的最小直徑為： 在以上各軸中，因有些軸上開有平鍵或花鍵，所以為了使鍵槽不影響軸的強度，應將軸的最小直徑增大到5%，將增大后的直徑圓整后分別取各軸的最小直徑為： 對于主軸應該應用公式； 故主軸為考慮到軸上有花鍵，所以應將軸的最少直徑增大5%，將增大的直徑在圓整后取 2.3.2各軸段長度值的確定 各軸段的長度值，應根據主軸箱的具體結構而定，且必須滿足以下的原則；應滿足軸承及齒輪的定位要求。 2.3.3軸的剛度與強度校核 （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彈性聯(lián)軸器傳遞過來，而后通過齒輪將動力傳遞到下一根軸。其兩端通過一對角接觸軸承將力轉移到箱體上去。由于傳遞的齒輪采用的是直齒圓柱齒輪，因此其軸向力可以忽略不計。所以，只要校核其在XZ平面和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糧，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： 圖2.2 XZ平面受力分析 在YZ平面內： 圖2.3 YZ平面受力分析 （2）作出軸的彎矩圖 根據上述簡圖，分別按XZ平面及YZ平面計算各力產生的彎矩，并按計算結果分別作出兩個平面的上的彎矩圖。 則該軸在XZ平面內的彎矩圖為： 圖2.4 XZ平面內的玩矩 同理可得在YZ平面內的彎矩圖為： 圖2.5 YZ平面內的彎矩 （3）作出軸的扭矩圖 由受力分析及受力簡圖可知， 則扭矩圖為： 圖2.6 扭矩圖 （4）作出總的彎矩圖 由以上求得的在XZ、YZ平面的彎矩圖，根據可得總的彎矩圖為： 圖2.7 合成彎矩圖 （5）作出計算彎矩圖 根據已作出的總彎矩圖和扭矩圖，則可由公式求出計算彎矩，其中是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產生應力的循環(huán)特性差異的系數，因通常由彎矩產生的彎曲應力是對稱循環(huán)的邊應力，而扭矩所產生的扭轉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。既當扭轉切應力為靜應力時，取a=0.3;扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取a=0.6；若扭矩切應力也為對稱循環(huán)變應力時，則取a=1。應本次設計中扭轉切應力為靜應力，所以取a=0.3，則計算彎矩圖為： 圖2.8 計算彎矩圖 （6）校核軸的強度 選擇軸的材料為45鋼，并經過調質處理。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，由于該作用點上開有花鍵，由機械設計可查得其截面的慣性矩： 其中Z為花鍵的數目，在本次設計中，所以其截面的慣性矩為W=273.5 根據標準直齒圓柱齒輪受力計算公式可得圓周力與徑向力： 其中T1為小齒輪傳遞的扭轉，；為嚙合角，對標準齒輪，?。? 而與分別對應與XZ平面及平面YZ的力。各段軸的長度可從2號A0圖中得出，則根據前面的公式可得出該軸危險截面的計算彎矩為：，則該軸危險截面所受的彎曲應力為：，所以該軸的強度滿足要求。其余各軸的校核步驟跟Ⅲ軸一樣，在此就不在校其余各軸。 2.3.4主軸的確定 主軸的構造和形狀主要決定與主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承等零件的類型、數量、位置和安裝定位方法等。應能保證定位準確、安裝可靠、連接牢固、裝卸方便，并能傳遞足夠的轉矩。 （1）主軸材料的選擇 考慮到主軸的剛度及強度，選擇主軸的材料為40Cr，并經過調質處理； （2）主軸結構的確定 ①主軸直徑的選擇 根據機床主電動機功率來確定 ∵P=2.96KW，屬于中等以上轉速，中等以下載荷的機床 ∴可取=50～70mm ②主軸內孔直徑 其中 ，---空心主軸的剛度和截面慣性矩 ，---實心主軸的剛度和截面慣性矩 當則主軸的剛度急劇下降，故取 主軸的結構應根據主軸上應安裝的組件以及在主軸箱里的具體布置來確定，主軸的具體結構已在三維圖上表達清楚。 ③提高主軸的性能措施 A、提高旋轉精度 提高主軸組件的旋轉精度，首先是要保證主軸和軸承具有一定的精度，此外還可以采取一些工藝措施。如選配法、裝配后精加工。 B、改善動態(tài)特性 主軸應有較高的動剛度和較大的阻尼，使得主軸組件在一定副值的周期性激振力作用下，受迫振動的振幅較小。通常，主軸組件的固有頻率是而后內高的，遠遠高于主軸的最高轉速，故不必考慮共振問題，按靜態(tài)處理。 C.控制主軸組件溫升 主軸運轉時滾動軸承的滾動體在滾道中磨擦、攪油，滑動軸承乘載油膜受到剪切內磨擦，均會產生熱量，使軸承溫度上升。故控制主軸組件溫升和熱變形，提高其熱穩(wěn)定性是十分必要的。主要有兩項措施。 1、減少支承發(fā)熱量。 2、采用散熱裝置。通常用熱源隔離法、熱源冷卻法和熱平衡法。 主軸的主要尺寸是根據結構上確定的，一般的直徑取值都大于初始值的好幾倍， 故主軸的剛度一般都能滿足要求。在此就免于校核。 2.4離合器的選用 離合器在機器運轉中可將傳動系統(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；調節(jié)和修理方便；外廓尺寸小；質量?。荒湍バ院煤陀凶銐虻纳崮芰?；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。由主軸箱的結構尺寸限制，我選用了無滑環(huán)式多片摩擦式。由主軸箱的結構尺寸限制，我選用了無滑環(huán)濕式多片摩擦電磁式離合器，此類型的離合器防爆性能好，徑向尺寸較小。選型號DLM9-25。其結構尺寸如下： 3. 進給系統(tǒng)的設計計算 ---臥式加工中心工作臺（X軸）設計 3.1概述 3.1.1技術要求 工作臺、工件和夾具的總質量m=918 kg（所受的重力W=9000N），其中，工作臺的質量 (所受的重力W=5000N）;工作臺最大行程；工作臺快速移動速度;工作臺采用滾動直線導軌，導軌的動、靜摩檫系數均為0.01；工作臺的定位精度為20，重復定位精度為8；機床的工作壽命為20000h（即工作時間為10年）。 機床采用主軸伺服電動機，額定功率，機床采用端面銑刀進行強力切削，銑刀直徑，主軸轉速，切削狀況如下表所示： 表3.1 加工中心切削狀況 切削方式 進給速度/（m/min） 時間比例/（%） 備注 強力切削 0.6 10 主電動機滿功率條件下切削 一般切削 0.8 30 粗加工 精加工切削 1 50 精加工 快速進給 20 10 空載條件下工作臺快速進給 表3.1 3.1.2總體方案設計 為了滿足以上技術要求，采取以下技術方案。 （1）工作臺工作面尺寸（寬度長度）確定為400mm1200mm。 （2）工作臺導軌采用滾動直線導軌。 （3）對滾動絲杠螺母副進行預緊。 （4）采用伺服電動機驅動。 （5）采用錐環(huán)套筒聯(lián)軸器將伺服電動機與滾珠絲杠直連。 3.2設計計算 3.2.1主切削力及其切削分力計算 （1）計算主切削。 根據已知條件，采用端面銑刀在主軸計算轉速下進行強力切削（銑刀直徑，主軸具有最大扭矩并能傳遞主電動機的全部功率，此時銑刀的切削速度為 若機械效率，則由公式可以計算主切削力： （2）計算各切削分力 根據經驗可得工作臺縱向切削力、橫向切削力 和垂直切削力分別為 3.2.2導軌摩檫力的計算 （1）由公式計算在切削狀態(tài)下的導軌摩檫力，此時導軌摩檫系數，查表得導軌緊固力，則 N 又由公式計算在不在切削狀態(tài)下的導軌摩檫力和導軌靜摩檫力。 3.2.3 計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力 （1）由公式計算最大軸向負載力 （2）由公式計算最小軸向負載力 3.2.4滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算 （1）確定滾珠絲杠的導程 根據已知條件，取電動機的最高轉速，可得 （2）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速和平均載荷 1）.估算在各種切削方式下滾珠絲杠的軸向載荷，將估算結果填入下表 表3.2 臥式加工中心滾珠絲杠的計算 切削方式 軸向載荷/N 進給速度/（m/min） 時間比例/（%） 備注 強力切削 935.1 10 一般切削（粗加工） 277.44 30 精細切削（精加工） 137.16 50 快移和鉆鏜定位 90.4 10 2).計算滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的轉速。 3）.由公式計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速。 其中代表時間比例系數 4）.由公式計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷 （3）確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 1）.由預期工作時間按公式計算。查表 表3.3 載荷性質系數 載荷性質 無沖擊（很平穩(wěn)） 輕微沖擊 伴有沖擊或振動 1—1.2 1.2—1.5 1.5—2 根據載荷性質，有輕微沖擊，取載荷性質=1.3； 查表 表3.4 精度系數 精度等級 1、2、3 4、5 7 10 1 0.9 0.8 0.7 根據初步選擇滾珠絲杠的精度等級為2級精度，取精度系數； 查表 表3.5 可靠性系數 可靠性（%） 90 95 96 97 98 99 1 0.62 0.53 0.44 0.33 0.21 一般情況下可靠性應達到97%，故取可靠性系數。 2）.因對滾珠絲杠螺母副將實施預緊，所以還可以按公式估算最大軸向載荷。查表 表3.6 預加載荷系數 預加載荷類型 輕預載 中預載 重預載 6.7 4.5 3.4 按中預載選取預加載荷系數則 3）.確定滾珠絲杠預期的額定動載荷，取上兩種結果的最大值，即 4）.按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底經 ① 估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形。 已知工作臺的定位精度為20，重復定位精度為8，根據公式計算以及定位精度和重復定位精度的要求得 取上述計算結果的最小值，即。 ② 估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑。 本工作臺（X軸）滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用一端固定，一端游動的支承方式，滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為 又可得 5）.初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 根據計算所得的、、和結果的需要，初步選擇FFZD型內循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副，型號為：FFZD4010-3，其公稱直徑、基本導程、額定動載荷和絲杠底徑如下： 故滿足要求。 6）.確定滾珠絲杠螺母副的預緊力 由式得 7）.確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號 ①由公式計算軸承所承受的最大軸向載荷 ②計算軸承的預緊力 ③計算軸承的當量軸向載荷 ④由式計算軸承的基本額定動載荷。 已知軸承的工作轉速與滾珠絲杠的當量轉速相同，??；軸承的基本額定載荷壽命，軸承所承受的軸向載荷。軸承的徑向載荷和軸向載荷分別為 因為所以查表得，徑向系數X，軸向系數Y分別為，故 3.2.5確定軸承的規(guī)格型號 因為滾珠絲杠螺母副擬采用一端固定、一端游動的支承方式，所以將在固定端選用角接觸球承組背對背安裝，以承受兩個方向的軸向力。由于滾珠絲杠螺母副的底徑為，所以選擇軸承的內徑為，以滿足滾珠絲杠結構的需要。 選擇國產角接觸球承兩件一組背對背安裝，型號為760206TNI/P4DFA，尺寸（內徑外徑寬度）為，選用油脂潤滑。該軸承的預載荷能力為1450N，大于計算所得的軸承預緊力。在油脂潤滑狀態(tài)下的極限轉速為，高于本機床滾珠絲杠的最高轉速，故滿足要求。該軸承的額定動載荷為 ，而該軸承在工作壽命下的基本額定動載荷，故也滿足要求。 3.3工作臺部件的裝配圖設計 圖3.1工作臺設計 3.4滾珠絲杠螺母副的承載能力的校驗 3.4.1.滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗 根據圖得滾珠絲杠螺母副的最長受壓長度，絲杠水平安裝時， 本工作臺滾珠絲杠螺母副的最大軸向壓縮載荷為遠小于其臨界壓縮載荷的值，故滿足要求。 3.4.2 滾珠絲杠螺母副臨界轉速的校驗 由圖可得滾珠絲杠螺母副臨界轉速的計算長度，其彈性模量， 已知材料密度安全系數由表得與支承有關的系數。 滾珠絲杠的最小慣性矩為 滾珠絲杠的最小截面積為 由式得 本工作臺滾珠絲杠螺母副的最高轉速為2000r/min，遠小于其臨界轉速，故 滿足要求。 3.4.3滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗 查表得滾珠絲杠螺母的額定動載荷，軸向載荷，運轉條件系數，滾珠絲杠的轉速，由公式得 一般來講，在設計數控機床時，應保證滾珠絲杠螺母副的總工作壽命故滿足要求。 3.5計算機械傳動系統(tǒng)的剛度 3.5.1機械傳動系統(tǒng)的剛度計算 （1）計算滾珠絲杠的拉壓剛度。 本機床工作臺的絲杠支承方式為一端固定、一端游動。由圖可知，滾珠絲杠螺母中心至固定端的距離時，滾珠絲杠具有最小拉壓剛度，由式得 當時，滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度，由公式得 （2）計算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度。 已知軸承接觸角，滾動體直徑，滾動體個數軸承的最大軸向工作載荷，可得 （3）計算滾珠與滾道的接觸剛度。 查表得滾珠絲杠的剛度，額定動載荷，滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷，又公式得 （4）計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度。 由公式得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為 故。 由公式得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為 故。 3.5.2 滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度計算 由圖可知，扭轉作用點之間的距離，剪切模量， 滾珠絲杠的底徑故由公式得 3.6驅動電動機的選型與計算 3.6.1計算折算到電動機軸上的負載慣量 （1）計算滾珠絲杠的轉動慣量。 已知滾珠絲杠的密度，可得 （2）計算聯(lián)軸器的轉動慣量。 （3）由公式計算折算到電動機軸上的移動部件的轉動慣量。 已知機床執(zhí)行部件（即工作臺、工件和夾具）的總質量，電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離則 （4）由式計算加在電動機軸上總的負載轉動慣量 3.6.2計算折算到電動機軸上的負載力矩 （1）由式計算切削負載力矩。 切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力，電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離進給傳動系統(tǒng)的總效率，則 （2）由式計算摩擦負載力矩。 在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力故 （3）由式計算滾珠絲杠的預緊而產生的附加負載力矩。 滾珠絲杠螺母副的預緊力，滾珠絲杠螺母副的基本導程滾珠絲杠螺母副的效率，則 3.6.3計算坐標軸折算到電動機軸上各種所需的力矩 （1）由公式計算線性加速力矩。 已知機床執(zhí)行部件以最快速度運動時電動機的最高轉速 電動機的轉動慣量，坐標軸的負載慣量。取進給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益則加速時間，故 (2)計算階躍加速力矩。 加速時間故 計算坐標軸所需的折算到電動機軸上的各種力矩。 ①由公式計算線性加速時的空載啟動力矩。 ②由公式計算階躍加速時的空載啟動力矩。 ③由公式計算空載時的快進力矩力矩。 ④由公式計算切削時的工進力矩 3.6.4選擇驅動電動機的型號 （1）選擇驅動電動機的型號。 根據以上計算和表格，選擇日本FANUC公司生產的a12/3000i型交流伺服電動機為驅動電動機。其主要技術參數如下：額定功率，3KW；最高轉速，3000r/min;額定力矩，；轉動慣量，；質量，18kg。 交流伺服電動機的加速力矩一般為額定力矩的5～10倍，若按5倍計算，該電動機的加速力矩為，均大于本機床工作臺線性加速時的空載啟動力矩或階躍加速時的空載啟動力矩，所以，不管采用何種加速方式，本電動機均滿足加速力矩要求。 該電動機的額定力矩為，均大于本機床工作臺的快進力矩或工進力矩。因此，不管是快進還是工進，本電動機均滿足驅動力矩的要求。 （2）慣性匹配驗算 為了使機械傳動系統(tǒng)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動慣量之比一般應滿足下式，即 在本設計中，，故滿足要求。 3.7機械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析 3.7.1計算絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率 已知滾珠絲杠螺母副的綜合拉壓剛度滾珠絲杠螺母副和機床執(zhí)行部件的等效質量為，其中分別為機床執(zhí)行部件的質量和滾珠絲杠螺母副的質量，已知則 3.7.2計算扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率 折算到滾珠絲杠軸上的系統(tǒng)的總當量轉動慣量為 又絲杠的扭轉剛度則 由以上計算可知，絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率、扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率都比較高。一般按的要求來設計機械傳動系統(tǒng)的剛度，故滿足要求。 3.8機械傳動系統(tǒng)的誤差計算與分析 3.8.1計算機械傳動系統(tǒng)的反向死區(qū) 已知進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值，導軌的靜摩擦力，由公式得 即故滿足要求。 3.8.2計算機械傳動系統(tǒng)由綜合拉壓剛度變化引起的定位誤差 由公式得 即，故滿足要求。 3.8.3計算滾珠絲杠因扭轉變形產生的誤差 （1）由公式計算由扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量。 負載力矩。由圖得扭矩作用點之間的距離，絲杠底徑，則 （2）由該扭轉變形量引起的軸向移動滯后量將影響工作臺的定位精度。由公式得 3.9確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型號 3.9.1確定滾珠絲杠螺母副的精度等級 本機床工作臺采用半閉環(huán)控制系統(tǒng)，應滿足下列要求 滾珠絲杠螺母副擬采用的精度等級為2級，查表得查表得，當螺紋長度為時，故滿足設計要求。 3.9.2確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號為FFZD4010-3-P2/1105850，其具體參數如下。公稱直徑與導程：40mm,10mm；螺紋長度：850mm；絲杠長度：1150mm；類型與精度：P類，2級精度。 3.10滾珠絲桿副的預緊方式 為了消除間隙和提高滾珠絲桿副的剛度，可以預加載荷，使它在過盈的條件下工作，常用的預緊方式有：雙螺母墊片式預緊、雙螺母螺紋式預緊、雙螺母齒差式預緊等。預緊后的剛度可提高到無預緊時的2倍。但是，預緊載荷過大，將使壽命下降和摩擦力矩加大，通常，滾珠絲桿在出廠時，就已經由制造商調好預加載荷，并且預加載荷往往與絲桿副的額定動載荷有一定的比例關系。 雙螺母墊片式預緊：①調整方法：調整墊片厚度，使螺母產生軸向位移。②特點：結構見到，裝卸方便，剛度高；但調整不便，滾道有磨損時，不能隨時消除間隙和預緊，適用于高剛度重載傳動。 雙螺母螺紋式預緊：①調整方法：調整端部的圓螺母，使螺母產生軸向位移。②結構緊湊，工作可靠，調整方便，但準確性差，且易于松動，適用于剛度要求不高或隨時調節(jié)預緊的傳動。 雙螺母齒差式預緊：①調整方法：兩邊的下螺母的凸緣上有外齒，分別與緊固的螺母座4的內齒圈，兩個螺母向相同方向旋轉，每轉過一個齒，調整軸向位移。②能夠精確地調整預緊力，但結構尺寸較大，裝配調整比較復雜，適宜用于高度精度的傳動結構。 3.11齒輪傳動消隙 齒輪傳動的間隙也叫側隙，它是指一個齒輪固定不動，另一個齒輪能夠作出的最大角位移。傳動間隙是不可避免的，其產生的這樣原因有：由于制造及裝配誤差所產生的間隙，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，要盡可能減小傳動間隙。除了提高制造和裝配精度外，消隙的主要途徑有：設計可調傳動間隙的機構；設置彈性補償元件。在這設計里我采用雙片直齒輪錯齒調整法來消除間隙。 4. 控制系統(tǒng)的設計 4.1控制系統(tǒng)總體方案的擬訂 機電一體化控制系統(tǒng)由硬件系統(tǒng)和軟件系統(tǒng)兩大部分組成。控制系統(tǒng)的控制對象主要包括各種機床，如車床、銑床、，磨床等等?？刂葡到y(tǒng)的基本組成如下圖所示： 圖4.1 控制系統(tǒng)總體方案