需要購買對應 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 第一部分 機床總體布局設計 一、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 400 1600 主軸錐孔 7 24 工作臺最大縱向行程 900 作臺最大橫向行程 375 軸箱最大垂直行程 400 軸轉速級數 16級 主軸轉速范圍 50 2000r/、 130應式步進電動機） 130應式步進電動機） 主電動機的功率 W 主軸電動機轉速 1440 r/床外形尺寸（長寬高） 2450 1200 2300 床凈重 500 、機床主要部件及其運動方式的選定 1、 主運動的實現 因所設計的機床要求能進行立 式的銑 和 鏜 ， 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 立式的結構布局 ；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，工作更可靠，主軸箱主要采用離合器變換齒輪 的有級變速。 2、進給運動的實現 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、 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。 3 、 數字控制的實現 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，這一點須根據實際情況而定。 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 4、 機床其它零部件的選擇 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。 三、機床總體布局的確定 根據以上參數及主要部件及其運動方式，則可擬定機床的總體布局圖，詳細圖紙請參照 1號 紙。 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 第二部分 主傳動的設計 一 擬定 轉速圖 ： 的確定： 根據 使用說明書，初步 確定本次設計的 控立式銑鏜床的 主軸轉速范圍為 40 1600r 1z 15 401600 由設計手 冊取標準值得： = 令 m 600m a x ，則 m a xm i n 則取 m 600m 。 為了滿足結構設計和操縱方便的要求，主軸轉速為 16 級的變速系統，總共需要 四 個變速組。 3. 確定傳動順序方案： 按著傳動順序，各變速組排列方案 只 有 一個 ： 16 2 2 2 2 也 不存在 符 不符合 “前多后少 、前疏后密 ”的原則 ， 本次設計即采用此方案。 4. 確定擴大順序方案： 傳動順序方案確定 以后，還可列出若干不同擴大順序方案。如無特殊要求，根據“前密后疏”的原則，應使擴大順序和傳動順序一致，通常能得到最佳的結構式方案，故選用 16 12 2 42 82結構式方案。 檢查最后擴大組的變速范圍： r= 8)12(222 10 故合符要求。 . 擬 定轉速圖： 根據已確定的結構式或結構網議定轉速圖 時，紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 動比，合理確定傳動軸的轉速。 定比傳動 在變速傳動系統中采用定比傳動，主要考慮傳動、結構和性能等方面的要求，以及滿足不同用戶的使用要求。在銑 鏜 床的設計中，總降速比為u=50/1440=1/30=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速可達 01 。故無需要增加降速傳動，但為了使中間兩個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方便，在軸間增加一對降速傳動齒輪（3024），同時，也有利于設計變型機床，因為只要改變這對降速齒輪傳動比，在其他三個變速組不變的情況下，就可以將主軸的16種轉速同時提高或降低，以便滿足不同用戶的要求。 分配降速比 前面已確定， 16 2 2 2 2 共需三個變速組，并在軸間增加一對降速傳動齒輪，要用到四個變速組，在主軸上標出 16級轉速： 50 1600r/第軸上用 4400 ，最低轉速用 此A,5格，即代表總降速傳動比為151 定出各變速組的最小傳動比 根據降速前慢后快的原則，在軸間變速組取61u ，在軸間變速組取41u ，在軸間變速組取31u ， 在 I軸間變速組取21 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 根據結構式可知：軸 間變速組的級比指數分別為： 2， 4， 8。傳動副為： 2， 2， 2。則畫出上圖的轉速圖。 . 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噪聲，所以在設計時要把齒數和控制在 120100了控制每組嚙合齒輪不產生根切現象，使最小齒數 2018z，因而齒輪的齒數和不應過小。 在軸間： 又 17 20紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 則 100,994 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 99 可查出： 2015z， 79209916 z， 38619913 1 8,74,703 s z . 取 1023 2911z， 732910212 z， 515110210 z .32 ，s 63 2911z， 37296612 z， 44226610 z .41 ，s 43 2411z， 30245412 z， 33215410 z . 傳動系統圖的擬定： 根據以上分析及計算，擬定如下傳動系統圖： 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 主電機24 3029 37332122 4429 7361 3851 512079二主傳動主要零件的強度計算： 電動機的選擇 1電動機的功率計算 查機床主軸 /變速箱設計指導 : 端銑：硬質合金端銑刀 D=120銑刀材料是 45號鋼； 半精銑 =150m/齒數 Z=3 4，取 Z=4； ,取 f =z； ) ， 取 e = 3 ，取 p =3 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 1) 主（切向）切削力 F 硬質合金端面銑刀銑削碳鋼工件： 0 N 2) 切削功率切N 切W 根據 上面兩個公式求 得： F 20 0 486 1 20 0 電動機參數的選擇 在選擇電動機時，必須使得 據這個原則，查機械設計手冊選取 電動機，其基本參數如下（單位為 A=190 B=140 C=70 D=28 E=60 F=8 G=24 H=112 K=12 45 30 90 65 80 L=400 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、生產效率高、生產成本低等優點，而且直齒圓柱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精度。具體設計步驟如下： 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。 齒輪彎曲疲勞的估算公式： 32 （式中 N 即為齒輪所傳遞的功率） 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 齒面點蝕的估算公式： （式中 N 即為齒輪所傳遞的功率） 其中A 為齒輪中心距。 由中心距 A 及齒數 21,出 模數： 212 據估算所得取相近的標準模數。 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 440 以，第一對齒輪副傳動的齒輪模數應為 二對齒輪副 002 2 2 6 以，第二對齒輪副傳動的齒輪模數應為 三對齒輪副 31 23 mm 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 A 23 以，第三對齒輪副傳動的齒輪模數應為 四對齒輪副 15 34 34 以，第四對齒輪副傳動的齒輪模數應為 上所述，為了降低成本，機床中各齒輪模數值應盡可能取相同，但因為軸得轉速比較小，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，需增加軸齒輪的幾何尺寸。所以，本次設計中在間各個齒輪模數均為 1m =3軸上就取 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 (723241 d 633212 d 903303 d 993335 d 15335112 d 25646413 d 15243815 輪寬度 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 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。一般取 B=（ 6 10） m。本次設計中，取主動齒輪寬度 B=8m=8 3=24最后一對齒輪嚙合取也取 B=7m 24)。 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定，齒輪的其它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。 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，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。 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 動載荷系數間載荷分配系數，即： K 表得：Z= = Z (2 將數據代入得： H 1100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。其它齒輪也符合要求，故其余齒輪不在驗算，在此略去。 、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軸端直徑確定的，而且軸的 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 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。 30 0 ) 式中， P 軸傳遞的功率， n 軸的計算轉速， r/ 0A 其經驗值見表 15 取的值為 （ 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，本次設計所選用的電動機額定功率 傳動軸傳遞的功率可按下式計算： 電機到傳動軸之間傳動效率； 由傳動系統圖可以看出，本次設計中采用了聯軸器和齒輪傳動，則各軸傳遞的功率為： 1 = 2 = 3 = 4 = 所以，各傳動軸傳遞的功率分別為： 4 2 1 (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，紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 擇主軸的材料為 40它各軸的材料均選擇 45 鋼，取 為 115，各軸的計算轉速由轉速圖得出： 002r/31r/15r/50r/ 所以各軸的最小直徑為： 0 28 4 5 31 17 2 5 31 56 1 5 31 05 0 5 31 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： d=18 d=22 d=28 d=302、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； 3、軸的剛度與強度校核 根據本次設計的要求，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 根軸進行強度校核。 （ 1）、第 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 彈性聯軸器 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球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 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，紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 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 t 2F t 1 2 5l = 4 5 0a = 1 1 0在 10l=450b=25 F r 1F r 2 R 2 2）、作出軸的彎矩圖 根據上述簡圖，分別按 按計算結果分別作出兩個平面的上的彎矩圖。 在 據力的平衡原理可得： 2+各個力對 a= +l P/P/以上兩式可解出： 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 b/l a/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 每段的彎矩方程為： 在 M=x （ a x 0） 在 M= a+x） x （ x a） 在 M= （ l x 則該軸在 作出軸的扭矩圖 由受力分析及受力簡圖可知，該軸只在 扭矩大小為： 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 扭矩圖為： 作出總的彎矩圖 由以上求得的在 面的彎矩圖，根據 M= 2 可得總的彎矩圖為： 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 22 )( 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 的變應力，紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 則常常不是對稱循環的變應力，故在求計算彎矩時，必須計及這種循環特性差異的影響。即當扭轉切應力為靜應力時，取 轉切應力為脈動循環變應力時，取 扭轉切應力也為對稱循環變應力時，則取 =1。應本次設計中扭轉切應力為靜應力，所以取 計算彎矩圖為： 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 60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為： W= D+d） 232D 其中 本次設計中， z=6， D=32d=28 b=6以其截面的慣性矩為 W=據標準直齒圓柱齒輪受力計算公式可得圓周力與徑向力： T1/ t 其中 N 為嚙合角，對標準齒輪，取 =20 ；而 別對應與 面及 面的力。各段軸的長度可從 2 號 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： m，紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 則該軸危險截面所受的彎曲應力為： 60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 40經過調質處理； 2）、主軸結構的確定 主軸直徑的選擇 根據機床主電機功率來確定 1D (參考金屬切削機床（下）的 154頁 )： P 4于中等以上轉速，中等以下載荷的機床 可取 0601 主軸內孔直徑 4444400 1)(164/ 64/)( 0K，0K, I 當 則主軸的剛度急劇 下降，故取 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，其圖號為 6，在此不在繪出。 其中： D D= D d 18 141d 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 ）應該小于彎曲變形的許用值 和y 即 y y 軸的類型 y （ 變形部位 （ 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 一般傳動軸 向心軸承處 度的要求較高 齒輪處 裝齒輪軸 （ m 裝單列圓錐滾子軸承 中： 軸的變形計算公式 計算軸本身彎曲變形產生的繞度 y 及傾角 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 算花鍵時同樣選擇用平均直徑 圓軸： 慣性矩： I=644 矩形花鍵軸： 442 慣性矩： 64 )(624 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 和 y。然后進行疊加，在同 一 平面內的可進行代數疊加，在兩平面內的按幾何公式，求出該截面的總繞度和總傾角 危險工作面的 判斷 驗算剛度應選擇 在 最危險的工作條件 情況下進行 ，一般 情況下， 軸的計算轉速低 ， 傳動齒輪的直徑小 。 且位于軸的中央時，軸受力將使總變形劇烈，如對：二、三種工作條件難以判斷那一種最危險，就分別進行計算，找到最大彎曲變形值 和 y。 提高軸剛度的一些措施 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 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 F 1F 2R 2 R 1同理可得在 此不 再 畫出。 主軸的傳動功率： P 主 = 46 =軸轉矩： T 主 =250 =156900 支點上的力： 1 430 主 0 9 235 主 根據彎矩平衡： 0)408623()329623(623 據力得平衡： A 則彎矩圖為： 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 直平面得彎矩圖： = =據平面內得彎矩平衡有： 0)408623()329623(623 E 再根據力得平衡： R 則可得 B、 點和 C 點為最危險截面，要滿足要求， B、 B、 22 = 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 22 = 扭矩圖為： 所在得位置為最危險截面，只要 剛度滿足。 計算彎矩 2)2( = 軸得抗彎截面系數為： 5 9 8 380321081 4 0204 0 6 9 4 4 0 032)( 1 故滿足第三強度理論 剛度驗算： 在水平面內， EI 8 )43(122 =I 2 1 546 2 33( 1 4=中 I=32 )(44 =2747500 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 在 EI c 48 )43(222 =I 4 2 9 46 2 33(2 9 42 0 9 2=兩力得共同作用下： 在垂直面內有 (在 獨作用時 ) EI 8 )43(122 =I 2 1 546 2 33( 1=中 I=32 )(44 =2747500 在 EI c 48 )43(222 =I 2 9 446 2 33(2 9 1=兩力得共同作用下： 故在、共同作用下， x 為危險截面，其最大繞度為 而一般的剛度 0 0 0 0 0 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 = 符合剛度要求，其轉角就不驗算了。 B）下面校核由傳到主軸時的強度，剛度，校核， 主軸的傳動功率： P 主 = =軸轉矩： T 主 =50 =143188點上的力： 主 主 根據彎矩平衡： 02 1 36 2 3 據力得平衡： A 2）垂直平面得彎矩： = = 根據平面內得彎矩平衡有： 02 1 36 2 3 E 再根據力得平 衡： R 可得 B、 在 點為最危險截面，要滿足要求， B、 B、 22 = 22 = 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 扭矩圖為： 經分析可知 要 剛度滿足。 計算彎矩 2)2( =942100 N 軸得抗彎截面系數為： 5 9 8 380321081 4 0204 0 6 9 4 4 0 032)(= 1 故滿足第三強度理論 剛度驗算： 在水平面內， EI 8 )43(122 =I 2 1 546 2 33(2 1 8 6=中 I=32 )(44 =2747500 在 EI c 48 )43(222 =I 346 2 33( 7 6=兩力得共同作用下： 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 在垂直面內有 (在 獨作用時 ) EI 8 )43(122 =I 2 1 546 2 33(2 1 8=中 I=32 )(44 =2747500 在 EI c 48 )43(222 =I 346 2 33( 1=兩力得共同作用下： 故在、共同作用下， x 為危險截面，其最大繞度為 1 而一般的剛度 0 0 0 0 0 = 符合剛度要求，其轉角就不驗算了。 、離合器的選用 離合器在機器運轉中可將傳動系統隨時分離或接合，對離合器的要求有：接合平穩，分離迅速徹底；調節和修理方便；外廓尺寸小；質量小；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。根據設計要求，我選用了 無滑環多片 摩擦 電磁式 離合器。根據經驗值32(1 ； 。 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 第三部分 進給系統的設計計算 一、垂直進給系統的設計計算 假定主軸箱的重量： W =10000 80N 400直脈沖當量： 選滾珠絲杠基本導程： 0L=10距角： 速進給速度： 、脈沖當量和傳動比的確定 、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0已初步選定后，則可用下式來計算該軸伺服 傳動系統的傳動比 ： 0 0 0 i 、計算轉動慣量 初選步進電機的型號為 130查表查出電機轉子轉動慣量 25 對于軸，軸承，齒輪，聯軸節，絲桿等圓柱體的轉動慣量公式為 ： 82 )2對于鋼材，材料密度為 ) 3則有 34 2從資料定出齒輪副為： 231 Z 962 Z m 1.5 B=20： 齒輪轉動慣量： 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 334341 2 2m334342 2 4 2 2m滾珠絲桿轉動慣量折算： 33434 5 8 )2 2m工作臺質量折算： 2( 220 )2 2m傳動系統等效轉動慣量計算： 221 /)( 2555 ）（ 2m cm、滾珠絲杠設計計算 滾珠絲杠副已經標準化，因此，滾珠絲杠副的設計歸結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，再根據要求的壽命值計算出絲杠副應能承受的最大動載荷 C： C =3L mf 式中 運轉狀態系數，一般運轉取 沖擊的運轉取 滾珠絲杠工作載荷（ N）； L 工作壽命，單位為 106 r， L 可按下式計算 L =61060紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 14951605 或 1304139763 式 中 n 滾珠絲杠的轉速（ r/ T 使用壽命時間（ h），數控機床 T 取 15000h。 鉆鏜床主軸燕尾導軌滾珠絲桿副驅動時滾珠絲桿的工作載荷： 22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 f M 主軸上的扭矩； 2d 主軸直徑； 則 8 58 3 0 1000n 0其中 v 為最大切削力條件下的進給速度（ ，可取最高進給速度的21 31 ； 0L 為絲杠基本導程（ ，計算時，可初選一數值，等剛度驗算后再確定； 則 m t 為額定使用壽命（ h ），可取 t 15000h; 則 L 根據工作負載命 L ，計算出滾珠絲杠副承受的最大動負載，取： 紙 咨詢 14951605 買對應的 紙 149