机械毕业设计（论文）-CK6125型数控车床的设计【全套图纸】

2013 届毕业设计说明书 CK6125型数控车床的设计 全套图纸，加153893706院 、 部： 机械工程学院 学生姓名： 指导教师: 职 称： 教 授 专 业：机械设计制造及其自动化 班 级： 机本0903 完成时间： 2013年5月 前 言 据了解，2001年中国机床产值已进入世界前10名的第5名，机床消费额在世界排名上升到第3位，达47.39亿美元，仅次于美国的53.67亿美元，消费额比上一年增长25%。但由于国产数控机床不能满足市场的需求，使我国机床的进口额呈逐年上升态势，2001年进口机床跃升至世界第2位，达24.06亿美元，比上年增长27.3%。我国近几年数控机床虽然发展较快，但与国际先进水平还存在一定的差距，主要表现在：可靠性差，外观质量差，产品开发周期长，应变能力差。 随着电子技术和自动化技术的发展，数控技术的应用越来越广泛。以微处理器为基础，以大规模集成电路为标志的数控设备，已在我国批量生产、大量引进和推广应用，它们给机械制造业的发展创造了条件，并带来很大的效益。但同时，由于它们的先进性、复杂性和智能化高的特点，在维修理论、技术和手段上都发生了飞跃的变化。随着科学技术不断发展，数控机床的发展也越来越快，数控机床也正朝着高性能、高精度、高速度、高柔性化和模块化方向发展。高性能：随着数控系统集成度的增强，数控机床也实现多台集中控制，甚至远距离遥控。高精度：数控机床本身的精度和加工件的精度越来越高，而精度的保持性要好。高速度：数控机床各轴运行的速度将大大加快。高柔性：数控机床的柔性化将向自动化程度更高的方向发展，将管理、物流及各相应辅机集成柔性制造系统。模块化：数控机床要缩短周期和降低成本，就必然向模块化方向发展，这既有利于制造商又有利于客户。机床工业被称之为装备工业，装备工业又是技术密集、技术更新速度十分快的行业，数控机床是现代制造业的关键设备，一个国家数控机床的产量和技术水平在某种程度上就代表这个国家的制造业水平和竞争力。面对入世和世界经济一体化的进程，我们必须在新一轮经济结构调整中找准自己的位置，加快发展、更新的频率，用限普增数来加快集约化进程，促进装备工业的发展，参与世界经济竞争。缩小与世界先进水平的差距。 摘 要CK6125数控车床由主传动系统，进给系统和控制系统三部分组成。设计中首先进行总体方案的确定，画出简易的传动系统图，根据给定的设计参数对主传动和进给系统中的主要传动件进行了校验计算。进给系统由步进电机驱动滚珠丝杠实现进给。控制系统是由CPU、键盘，显示，接口电路，脉冲分配器和电机驱动部分组成。CK6125通过单片机反馈补偿实现半闭环控制。最后进了技术经济分析得出设计生产该产品是经济合理的。关键词：数控 车床 设计AbstractCK6125 CNC lathe is made up by three parts ,that is main transmission system, feeding system and control system . In the design scheme for the first, draw the simple transmission system graph, according to the design parameters of a transmission and the main transmission system into the calibration calculation. Feeding system by stepping motor drive the ball screw realize feed.Control system consists of CPU, keyboard, display, interface circuit, pulse distributors and motor driving part. Through the feedback compensation of the single-chip microcomputer CK6125 realize half closed loop control .Finally into the technical and economic analysis of the design and production of the product is reasonable in economy .Keywords: the numerical controllathedesign目录1 传动系统设计11.1 参数的拟定11.2 传动结构或结构网的选择11.2.1 确定变数组数目和各变数组中传动副的数目11.2.2 传动组传动顺序的安排11.2.3 确定变速组扩大顺序21.3 转速图拟定21.3.1 主电机的选择31.3.2 分配最小传动比，拟定转速图31.4 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制51.4.1 齿轮齿数的确定的要求51.4.2 变速传动组中齿轮齿数的确定61.4.3 主轴转速系列的验算71.4.4 传动系统图的绘制82 结构设计102.1 结构设计的内容及技术要求102.1.1 设计内容102.1.2 技术要求102.2 齿轮块的设计112.2.1 齿轮块特点112.2.2 变速箱中齿轮用于传递动力和运动112.2.3 结构与加工方法122.2.4 齿轮的轴向定位122.3传动轴的设计132.3.1 传动轴特点132.3.2 轴的结构132.3.3 轴承的选择132.3.4 轴的轴向定位142.4 齿轮结构设计152.4.1 直齿圆柱齿轮152.4.2 齿轮模数的计算(验算)152.5 电磁离合器的选择和计算162.5.1 按扭矩选择162.5.2 步骤172.5.3 摩擦离合器的强度验算172.5.4离合器的选择183 进给传动部件的计算和选型193.1 脉冲当量的确定193.2 切削力的计算193.3 纵向丝杠的设计203.3.1 计算载荷20载荷的计算：203.3.2 求必需的额定动载荷203.3.3 选择滚珠丝杠的型号和主要尺寸203.3.4 稳定性验算213.3.5 刚度验算213.3.6 计算效率223.4 横向(床鞍)进给丝杠设计223.4.1计算载荷223.4.2求必需的额定动载荷223.4.3选择滚珠丝杠的型号和主要尺寸223.4.4 稳定性验算223.4.5刚度验算233.4.6计算效率233.5 步进电机选择233.5.1 纵向步进电机选择233.5.2 横向步进电机选择243.6 校核243.6.1 键的校核243.6.2 轴的校核253.6.3 轴承的校核274 数控系统硬件电路设计284.1 微机控制系统硬件组成284.2 确定硬件电路方案294.3 8031储存器扩展电路设计314.3.1 程序存储器扩展314.3.2 数据存储器扩展324.3.3 联线方式324.3.4 地址锁存器74LS373324.3.5 I/O口扩展电路设计324.3.6 显示器，接口电路334.4 步进电机驱动电路设计344.4.1 计算机接口344.4.2 脉冲分配器344.4.3 隔离电路的设计364.5 其它辅助电路设计394.5.1 8031时钟电路394.5.2 复位电路394.5.3 越程报警电路404.5.4 光电编码器(用于反馈检测)415 技术经济分析425.1 提高技术经济价值425.2 机械零件的设计425.3 结构的设计42参考文献44致 谢45附 录46III1 传动系统设计1.1 参数的拟定选定公式，确定各级传送。主运动为回转运动的机床，主运动参数是主轴转速，它与切削速度的关系为： 其中： n主轴转速(r/min); v切削速度(m/min); d工件或刀具的直径(mm)；在调查和分析所设计机床可能完成的工序基础上，选择需要最低、最高转速的典型工序，根据典型工学的切削速度和工件直径，按式n=1000v/d计算主轴的最低、最高转速，即： ， 其中: ，主轴最低、最高转速(r/min) ，典型工序需要的最低、最高切削速度(m/min); ，最大、最小计算直径(mm)。 根据已知条件以及根据标准数列表，可以选择最高转速为1400r/min，最低转速为31.5r/min;主轴转速公比=1.41；已知转速级数为12. 根据给出的条件：主运动部分Z=12级，根据标准数列表，确定各级转速为：(31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400R/min).1.2 传动结构或结构网的选择1.2.1 确定变数组数目和各变数组中传动副的数目该机床的变数范围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电机的转速降到主轴所需的转速。级数为Z的传动系统由若干个传动副组成，各传动组分别有个传动副，即传动副数由于结构的限制，通常采用P=2或3，即变速Z应为2或3的因子：Z=；Z轴，这里12=，共需三个变速组。1.2.2 传动组传动顺序的安排确定变速组传动副数目：实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： A.12=34,B.12=43，C.12=322，D.12=232，E.12=223.方案A.B可节省一根传动轴，但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。根据前多后少的原则，方案C是可取的，但是，由于主轴换向采用双向离合器结构，致使I轴尺寸加大，此方案也不适宜。故选择方案D.1.2.3 确定变速组扩大顺序12=232的组合传动组合，其传动组合的扩大顺序又可以有以下的6种形式： 根据级比指数分配要“前疏后密”的原则，即传动顺序与扩大顺序一致，应该选用方案a.即其结构网如下： 图1 (结构网) 检验最大扩大组的变速范围：，符合设计原则要求。1.3 转速图拟定 在其中的三种传动副中，变速机床共需4轴，加上电动机共5轴，故转速图需要5条竖线。如下图2所示。主轴共12级，电动机轴与主轴的最高转速相近，故需要12条横线。 中间各轴的转速可以从电动机轴往后推，也可以从主轴开始往前推。通常以往前推比较方便，即先决定轴III的转速。传动组c的变速范围为，可知两个传动副的传动比为： 这样就确定了轴III的六种转速只有一种可能，即为：125、180、250、355、500、710r/min.可见，III轴的最低速度为125r/min。然后确定II轴的转速，传动组b是第一扩大组，级比指数。可知，II轴的最低速度是180r/min、250r/min、355r/min、500r/min，为避免升速，同时不使最小传动比太小，并满足降速符合递减原则，因此取： ; 即II轴的最低转速定为355r/min。II轴的三级转速分别为：355r/min,500r/min,710r/min。1.3.1 主电机的选择 中型机床上，一般都采用交流异步电动机为动力源，可在下列中选用，在选择电机型号时，应注意：(1)电机的N：根据机床切削能力的要求确定电机功率，但电机产品的功率已标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。(2)电机的转速 异步电动机的转速有：3000，1500，1000，750r/min,这取决于电动机的极对数P =60f/p=60x50/p ( r/min) 机床中最常用的是1500 r/min和3000r/min 两种，选用是要使电机转速与主转最高速度 N和工轴转速相近为宜，以免采用过大或过小的降速传动。 根据以上要求，我们选择功率为5.5KW，转速为1500r/min的电机，查书机械设计综合课程设计表6-164，其型号为Y132S-4，其主要性能如表1：表1电机型号额定功率KW荷载转速r/min同步转速r/minY132S-45.5KW144015001.3.2 分配最小传动比，拟定转速图(1)轴的转速： 轴从电机得到运动，经传动系统转化为主轴各级转速，电机转速和主轴最小转速应相近，显然，从动件在高速运转下功率工作时所受扭矩最小来考虑，轴转速不宜将电机转速降得太低。弱轴上装有离合器等零件时，高速下摩檫损耗，发热都将成为突出矛盾，因此，轴转速也不宜也太高，轴转速一般取7001000r/min左右较合适。因此，使中间变速组降速缓慢。以减少结构的径向尺寸，在电机轴I到主传动系统前端轴增加一对118/165的降速齿轮副，这样，也有利于变型机床的设计，改变降速齿轮传动副的传动比，就可以将主轴12级转速一起提高或降低。(2)中间轴的转速 对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小和噪音，振动等性能要求之间的矛盾。 中间传动轴转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模数小些： d, m从而可使结构紧凑。但这样引起空载功率和噪音加大：=1/(3.5+cn)KW 式中：C系数，两支承滚动轴承和滑动轴承C=8.5，三支承滚动轴承C=10；所有中间轴轴径的平均值；主轴前后轴径的平均值中间传动轴的转速之和 n主轴转速(r/min)=20lg-K 式中：(所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值mm;主轴上齿轮分度圆直径的平均值mm;q传到主轴上所经过的齿轮对数主轴齿轮螺旋角,K系数，根据机床类型及制造水平选取，我国中型车床、铣床=3.5，车床K=54，铣床K=50.5。 从上述经验公式可知，主轴n和中间传动轴的转速和对机床噪音和发热的关系，确定中间轴转速时，应结合实际情况做相应的修正。a，对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低些b,控制齿轮圆周速度v8m/s(可用7级齿轮精度)，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。(3)齿轮传动比的限制机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比：a, 升速传动中，最大传动比 2 ，过大，容易引起振动的噪音。b, 降速传动中，最小传动比 1/4。过小，则主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大将导致结构庞大。(4)分配最小传动比a,决定轴IV-V传动比的结构特点，及对同类车床的比较，为使传动平稳取其传动比为1/1.41。b,决定各变速组的传动比；由前面2轴的转速及中间轴转速的分析，及齿轮传动比的现在，根据“前缓后急”的原则，取轴IV-V的最小降速比为极限值的1/4，=1.41，轴III-IV和轴II-III均取=1/(5)拟定转速图： 根据结构图及结构网图及传动比的分配，拟定转速图：图2 转速图 1.4 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制1.4.1 齿轮齿数的确定的要求可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比u和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数：选择是应考虑：a,传动组小齿轮不应小于允许的最小齿数，即：推荐：对轴齿轮=12，特殊情况下=11，对套装在轴上的齿轮，=16，特殊情况下=14，对套装在滚动轴承上的空套齿轮，=20；当齿数少于不发生根切的最小齿数时(压力角a=20的直齿标准，=17)，一般需对齿轮进行正变位修正。b,保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚c,同一传动组的个齿轮副的中心矩应相等。若摸数相等时，则齿数和亦相等，但由于传动比要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求，机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心矩使其相等但修正量不能太大，一般齿数差不能够超过34个齿。d，防止发生干涉：最小传动比U。1.4.2 变速传动组中齿轮齿数的确定 为了减少齿轮数目和缩短变速箱的轴向尺寸，这里采用了公用齿轮。但由于公用齿轮的采用，使两个传动组间的传动比互相牵制，不能独立地按照最紧凑的原则决定传动件的尺寸，因此，径向尺寸一般较大，此外，公用齿轮的两侧齿面同时啮合会影响其磨损和寿命。因此，为缩小径向尺寸和减少传动比误差，在公用齿转变速系统中常采用变位齿轮。图3如图所示，单公用齿轮变速系统，图中齿为公用齿轮，与其相啮合的齿轮和组成一条公用齿轮传动链(简称公用链)，公用的传动比为：=/，=/传动组A和B的中心距分别为和，齿数和分别为和则轴距比为：=/=/=(+)/(+)=(1+1/)/(1+) 对于单公用齿轮复速系统，拟定结构图和转速图的原则和方法与常规变速系统相同，在选择公用链时，应尽量遵守下列原则：(1) 选择大齿轮为公用尺轮，即1(2) 为使径向尺寸紧凑，并使前后传动组的强度接近相等，应使轴距比等于或稍大于1。轴II-III间变速齿轮齿数的确定：由于公比=1.41，传动比为=1/=，=1设：传动组中最小齿轮齿数=26，查机床设计手册表7.3-14可查得：=27/43 (0.1%)，=26/42/26 (-0.3%)齿数和为=70公用齿轮选为=43轴III-IV间变速组齿轮齿数的确定：传动比为=1/ =1 =1.41根据=，主动轮齿数为39，从机床设计手册表7.3-14可查得：=26/52 (-0.1%)，=39/39(0.9%)，=43/35 (-0.3%)齿数和为：=78轴IV-III间变速组齿轮齿数的确定：传动比为=1/ 从机床设计手册表7.3-14可查得：=26/52 (-0.3%)齿数和为：=78轴III-IV间变速组齿轮齿数的确定：传动比为=1/ 从机床设计手册表7.3-14可查得：=28/56 (-0.1%)，齿数和为：84轴IV-V间变速组齿轮齿数的确定：由于变数组齿轮传动比和各传动副上受力差别较大齿轮副的速度变化，受力差别较大，为了得到合理的结构尺寸，可采用不同模数的齿轮副。轴IV-V间的两对齿轮，其传动比为=1/3, =1分别取7，5.5则7/5.5按传动比将齿数分配如下：=1/3=21/6619/71 ，=1=56/55轴IV-V间变速组的确定因为IV向V轴有1/1直接传动，所以将IV ，IV设计在同一中心轴线上用离合器联接。因为IV-V上有1/1定比传动，所以IV -IV-V上。1.4.3 主轴转速系列的验算主轴转速在使用上并要求十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响，但标牌上标准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。 由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过即 而%=2.6%故符合条件；同理：经验算，其他各级转速也满足要求。1.4.4 传动系统图的绘制转速图和齿轮齿数确定后，变速箱的结构复杂程度也基本确定了(如齿轮个数，轴数，支承轴，为使变速箱的结构紧凑，合理布置齿轮是一个重要的问题，因为它直接影响变速箱的尺寸，变速操作的方便性和结构实现的可行性问题，在考虑主轴适当的支承距和散热条件下，一般应尽可能减少变速箱尺寸。这里为使变速操作的方便，提高效率采用电磁离合器操纵方式。根据计算结果，绘制出传动系统图。图4 传动系统图主运动传动链的传动路线表达式如下：电动机IIIIIIIVIIIIV=V(主轴)电动机IIIIIIIVIV=V(主轴)2 结构设计2.1 结构设计的内容及技术要求2.1.1 设计内容 设计主轴变速箱的结构包括传动件(传动轴，轴承，齿轮，离合器和制动器等)，主轴组件，操纵机构，润滑密封系统和箱体及其连接件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。2.1.2 技术要求主轴变速箱是指机床的主要部分，设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题：(1)精度立式铣床主轴部分要求比较高的精度主轴的径向跳动0.01mm；主轴轴向串动0.01mm。(2)刚度和抗振性综合刚度(主轴刀架之间的力与相对变形之比)；综合3400N/m主轴与刀架之间的相对振幅的要求：表2等级IIIIII振幅(0.001mm)123(3) 传动效率要求：表3等级IIIIII效率0.850.80.75（4） 主轴总轴承处温升和温升应控制在以下范围：表4条件温度温升用滚动轴承7040用滑动轴承6030 （5） 噪声要控制在以下范围：表5等级IIIIIIdB788083噪音=20log式中：所有中间传动齿轮分度圆直径的平均值mm主轴上齿轮的分度圆直径的平均值mm传到主轴所经过的齿轮对数,k系数，根据个类型及制造水平选取。我国中型车床、铣床=3.5，车床K=54，铣床K=50.5；(6)结构简单，紧凑，加工和装配工艺性好，便于维修和调整；(7)操作方便，安全可靠；(8)遵循标准化和通用化的原则。2.2 齿轮块的设计2.2.1 齿轮块特点齿轮是变速箱中的重要元件，齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的，也就是说，作用在一个齿上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性，在设计齿轮时，应充分考虑这些问题。2.2.2 变速箱中齿轮用于传递动力和运动它的精度选择主要取决于周围速度。采用同一精度时，周围速度越高，振动和噪声越大，根据实验结果，周围速度增加一倍，噪音约增加6db。直齿轮的精度选择推荐如表：表6齿轮周围速度精度等级V15m/s6-5-5 工作平稳性和接触误差对振动和噪音的影响比运动误差更大。为了控制噪音，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，大都用7-6-6。2.2.3 结构与加工方法不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有不同。8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度下降，因此，需淬火的7级齿轮一般滚(插)后要剃齿，使精度高于7级淬火或衍齿后才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮一般都需要淬火。(1)齿宽b齿宽影响齿的强度。但如果太宽，由于齿轮误差和轴的变形，可能接触不均匀，反而容易引起振动和噪音。一般取=(610)m。齿轮模数m小，装在轴的中部或单片齿轮，取大值齿轮模数m大，装在靠近支承处或多联齿轮，取小值。薄的大齿轮容易产生板振动，成为噪音发射体，因此，齿轮基体不宜太薄，设计单片齿轮时要注意，这里均是单片齿轮，取齿宽(m为模数)。2.2.4 齿轮的轴向定位要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠，空套齿轮和固定在轴上的齿轮的轴向定位可采用隔套定位。 图4(1.隔套 2.离合器 3.空套齿轮)2.3传动轴的设计2.3.1 传动轴特点机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安装齿轮，离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。传动轴应有足够的强度和刚度，如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动，噪音、空载功率、磨损和发热增大。 两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。 2.3.2 轴的结构传动轴可以是光轴也可以是花键轴，成批生产中，有专门加工花键轴的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以一般都采用花键轴，花键轴承载能力高，加工如转盘也比但单键的光轴方便。这里I轴与电机轴相连，I轴上只装有一个齿轮，可选光轴II、III、IV轴采用花键轴，V轴采用光轴。2.3.3 轴承的选择 机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。 即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴上轴承选用G级精度。(1) 滚动轴承的选择计算 滚动轴承的寿命计算公式如下： L= L额定寿命( x)转 C额定动载荷(kgf) P当量负载荷(kgf) 寿命指数，对球轴承 =3 对滚子轴承=10/3； 在实际计算中，一般采用工作小时数表示轴承的额定寿命，这时上试可变为： = 额定寿命(h) n轴承的计算转速(r/min) 当量动载荷P=X+Y 径向负荷(kgf) 轴向负荷(kgf) X径向系数 Y轴向系数(2) 按照负载荷选择轴承按额定静负载选择轴承的基本公式如下： = 当量静负荷(kgf) 按下列两式计算，取大值 额定静负荷(kgf)安全系数(3) 轴承的选择I轴两端轴承的选择根据前面估算的直径及该轴的结构和受力情况，选择单列向心球轴承(GB27664)轴承型号为7000308(左轴承)，7000307(右轴承)。II轴两端轴承的选择左轴承：7000307 右轴承：7000306III轴：左，7000309 右，7000308 III轴:左，7000310，右7000409IV轴：左，7000310 右，7000409 IV轴:左端型号：27310(GB29864)右端：27610 V轴轴承的选择，由于轴V右端悬伸部分与锥齿轮不相连，承受一定的轴向负荷及径向负荷，因此，可选用圆锥磙子轴承左端型号：27310(GB29864)右端：27610。2.3.4 轴的轴向定位传动轴必须在箱体内保持准确的位置，相对保证安装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴的定位。对受轴向力的轴，其轴向定位更重要。回转轴的轴向包括轴承在轴上的定位和在箱体孔中定位，在选择定位方式时应注意：(1)轴的长度，长度要考虑热 伸长的问题，宜有一端定位；(2)轴承的间隙是否需要调整；(3)整个轴的轴向位置是否需要调整；(4)在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈；(5)加工和装配的工艺性等。根据轴的结构特点和收里情况，轴均采用弹簧卡圈定位或压盖和轴肩定位。2.4 齿轮结构设计2.4.1 直齿圆柱齿轮考虑到结构尺寸要求，及齿轮的强度，直齿圆柱齿轮均设计以下结构。2.4.2 齿轮模数的计算(验算)轴II-III间齿轮模数的计算(1) 按接触疲劳计算齿轮模数: 4m=8 取 则 取 线速度 取 取 取 .因此:.(2)根据弯曲疲劳强度计算 查表取 : 而 查表取 . Y=0.43, 因此: 。由以上计算结果知，齿轮模数合格。2.5 电磁离合器的选择和计算 按照要求，电磁离合器所能传递的静扭矩和动扭矩选择各类电磁离合器的规格，型号，从而确定其尺寸。2.5.1 按扭矩选择 一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩和额定动扭矩满足工作要求。 额定静扭矩： 对于需要在负载下启动和变速，或启动时间有特殊要求时，应按动扭矩设计。额定动扭矩：式中：加速扭矩；所有被离合器带动的零件折算到离合器轴上的当量飞轮矩；; 安装轴(转速为n)及轴上零件的非轮矩之和 ; 分别为离合器带动的其他各轴(转速为nnn)上零件的飞轮矩之和;加速时间,中型车床取1-3s,位行用0.010.02s；空转扭矩。湿式多片式离合器一般为的12%，油量小，精度高。水平安装是取小值； 2.5.2 步骤(1) 选择外摩擦片的内径d根据结构需要，如果为轴装式时，摩擦片的内径d应比安装轴的轴径大约2-3mm。(2) 选择摩擦片尺寸。(3) 计算摩擦面对数Z 式中：f-摩擦片间的摩擦系数； p-许用压强MPa； D-摩擦片内片外径 mm； d-摩擦片外片内径 mm；-速度修正系数； -接合面数修正系数； -接个次数修正系数； K-安全系数。(4) 摩擦片片数 摩擦片总数为(z+1)片。2.5.3 摩擦离合器的强度验算(1) 许用传递转矩T (N.cm) T= 式中:离合器额定转矩, N.cm; 工况系数; 摩擦系数；许用比压； 摩擦面对数； 摩擦片数修正系数； 速度修正系数； 接个次数修正系数； 摩擦热工作面的平均直径，cm。 摩擦面上的平均圆周速度： 圆周速度, m/s; 摩擦面平均直径, mm; 摩擦面的内径, mm; 摩擦面的外径 , mm; 离合器的转速, r/min。(2)压紧力 F(N) (3)摩擦面上比压 P (4)外壳与外摩擦片擦合处挤压应力 (5)内壳与内摩擦片接合处挤压应力 式中: 外、内摩擦片的厚度， cm；外摩擦片的齿数； 内摩擦片的齿数； 外摩擦片数； 内摩擦片数； 许用挤压应力， (N/cm) 述各式中单位为cm。2.5.4离合器的选择(1)按扭矩选择结合轴的轴径，可以选轴上的离合器为： 轴I上的离合器: DLM310 68轴II上的离合器: DLM310 68 轴III上的离合器: DLM325 78.5 轴IV上的离合器: DLM325 78.5 轴III上的离合器: DLM340 91轴IV上的离合器： DLM340 91 轴V上的离合器： DLM340 91 计算摩擦面对数Z. 3 进给传动部件的计算和选型3.1 脉冲当量的确定根据设计任务的要求，选取横向脉冲当量为mm/脉冲，纵向mm/脉冲。3.2 切削力的计算以下公式，数据根据机床切削手册获得7：切削速度的计算公式加工材料碳素结构钢 =650Mpa外圆纵车，刀具YT15，车刀刀杆尺寸B*H（mm） 16*25，工件直径D=40mm， 车削深度3mm， 进给量。f=0.40.5(mm/r)(0.70), 耐用度T=120min，修正系数=0.87，=1.03，=0.89 车削力及主车削功率主车削力 N径向车削力 N走刀力（轴向力） N车削时消耗的功率加工材料：结构钢及铸钢=650Mpa 刀具材料 硬质合金分别为三个分力计算中，代入车削速度车削力车削深度不大，形状不复杂的轮廓时理论车削减少10%15%，车削时消耗的功率而实际进给量f=0.37 ap=2.8。实际FZ=1882.8N3.3 纵向丝杠的设计丝杠传动取等效载荷 =2141N，螺杆有效行程Lm=500mm，等效转速 =400r/min,要求使用寿命，螺杆材料9Mn2V,滚道硬度5860HRC解：3.3.1 计算载荷 载荷的计算： Fc = KFKHK1Fm = 1.21.01.22141 = 3083.04N3.3.2 求必需的额定动载荷 Ca= 3.3.3 选择滚珠丝杠的型号和主要尺寸根据Ca=10173.2N选取型外循环螺纹调整预紧的不衬套的双螺母滚珠丝杠副，循环圈数：2.51 ，额定动载荷C=1970kgf， 偏心距0.068 名义直径mm， 丝杠外径的d=39mm ，螺母配合外径D=80mm ，两个圆螺母厚度=20mm，螺距t=8，螺旋升角 。螺旋导程角： 3.3.4 稳定性验算因螺杆适中，应验算螺杆的不稳定性，临界载荷为 E 螺杆材料的弹性模量 E = 2.06105N/mm2Ia 螺杆危险截面的轴惯性矩 长度系数 按一端固定一端铰支 = 0.7l1 丝杠螺纹全长 l1 = lu+2le = 1000 故2.54 通过。3.3.5 刚度验算按最不利情况考虑，即在螺距（应为导程）内受轴向力引起的弹性变形与受转矩引起弹性变形方向一致，此时变形量为最大，计算公式为： mm式中： = = 1457.92N (式中磨擦系数f按0.0025计，当量磨擦角 = 840)剪切弹性模量 G = 8.33104 N/mm2则 = =0.0541m每米螺杆长度上的螺距的弹性变形3.3.6 计算效率 = = 0.768 (式中)3.4 横向(床鞍)进给丝杠设计丝杠传动取等效载荷 =1166N，螺杆有效行程Lm=240mm，等效转速 =10r/min,要求使用寿命，螺杆材料9Mn2V,滚道硬度5860HRC解：3.4.1计算载荷载荷的计算：Fc = KFKHK1Fm = 1.21.01.21166 = 1679N3.4.2求必需的额定动载荷 Ca= 3.4.3选择滚珠丝杠的型号和主要尺寸根据Ca=3490N选取 型外循环螺纹调整预紧的不衬套的双螺母滚珠丝杠副，循环圈数：2.51，额定动载荷C=1420kgf ，偏心距0.056， 名义直径mm ，丝杠外径的d=29mm ，螺母配合外径D=68mm ，两个圆螺母厚度=20mm，螺距t=6，螺旋升角 。螺旋导程角： 3.4.4 稳定性验算因螺杆适中，应验算螺杆的不稳定性，临界载荷为 E 螺杆材料的弹性模量 E = 2.06105N/mm2Ia 螺杆危险截面的轴惯性矩 长度系数 ，按一端固定一端铰支 = 0.7l1 丝杠螺纹全长 l1 = lu+2le = 240+220 =280 故2.54 通过。3.4.5刚度验算按最不利情况考虑，即在螺距（应为导程）内受轴向力引起的弹性变形与受转矩引起弹性变形方向一致，此时变形量为最大，计算公式为：mm式中： = = 927.89N (式中磨擦系数f按0.0025计，当量磨擦角v = 840)剪切弹性模量 G = 8.33104 N/mm2则 =0.121m每米螺杆长度上的螺距的弹性变形3.4.6计算效率 (式中)3.5 步进电机选择3.5.1 纵向步进电机选择螺杆转动，螺母作直线运动螺旋上的驱动转矩: 即 步进电机选110BF004，相数3 ，=30V。静态电流4A，保持转矩4.9Nm。总体尺寸：110110（11）。3.5.2 横向步进电机选择同理上面的步骤得：步进电机选110BF，相数3 ，=110V 保持转矩8.3N.m总体尺寸：3.6 校核3.6.1 键的校核纵向丝杠上中间轴的普通圆头平键11。轴径29mm，传动转矩为1.47N.m，整个齿轮组的宽度B50mm，载荷稳定。1选择键的类型：选A型普通平键2确定键的尺寸：查的可选键的尺寸为3挤压强度：取k=h/2 l=L-b,则工件表面的挤压应力为，故连接能满足挤压强度要求。4 剪强度：由公式得切应力为：由表得知，当载荷平稳时，许用切应力，故能满足剪切强度要求。3.6.2 轴的校核计算齿轮受力齿轮直径：大轮 小轮 轴上的功率= 2.7kw 转速n = 585r/min 校核床头箱内第根轴。转矩 作用在齿轮上的力Ft , Fa作用在齿轮上的力Ft , Fa齿轮分度圆直径 所以两齿轮的扭距 轴的弯矩图扭矩图如下图5 轴图6 轴受力分析图7 垂直方向受力图图8 垂直方向弯矩图图9 水平方向受力分析图10 水平方向弯矩分析图图11 弯矩分析图图12 扭矩分析图按照第三强度理论，则由公式可得许用应力值 经校核强度符合要求113.6.3 轴承的校核我们选纵向丝杠左侧深沟球轴承6305进行校核11一直电机转速n=1480r/min，轴承径向载荷=1166N轴向载荷无，轴径d=25mm，轴承预期使用寿命=5000h，可靠度为50%。脂润滑。校核步骤：查机械零件设计手册第18章表18.7得e=0.081 查表可得：X=0.50,Y=2.0 基本额定动载荷17200N2961N。则选用轴承可以满足寿命要求。4 数控系统硬件电路设计4.1 微机控制系统硬件组成任何一个微机控制系统都由硬件和软件组成。硬件是数控系统的基础，其性能的好坏，直接影响整个系统的工作性能，有了硬件才能有软件进行的基础，而只有配置了软件控制系统才有可能工作。构成微机控制系统的基本硬件由以下四部分：（1）中央处理单元，即CPU。（2）总线，包括数据总线（DB），地址总线（AB），控制总线（CB）。（3）存储器，包括可编程存储器EPROM，和随机读写存储器RAM。（4）输入，输出接口电路。其中CPU是整个系统的核心，是控制其他各部分协调工作的“大脑”。存储器则是系统软件及系统运行中各数据的存储库。I/O接口电路是系统与外界进行信息交换的桥梁。总线则是CPU与存储器，接口以及其他转换电路联接的纽带，是CPU与部分电路进行信息交换和通讯的必由之路。微机控制系统的硬件设计，主要就上述四部分的具体设计。4.2 确定硬件电路方案CK6125型数控系统概述起来主要有以下四部分组成：主控器CPU：CPU由MCS-52系列的8031承担，8031的基本特征如下：具有一个8位的CPU和下列主要部分（1）片内有时钟发生电路(6MH或12MH)每执行一条指令时间为1s2s。（2）具有128B的RAM，内部编址为00H7FH用于工作寄存器。管脚功能介绍V编程和正常操作正确时单片机的工作电源端，接+5V电源。V脚接地，它是工作电端的一个输入端。P：P口的PP占引脚39-32，这8位双向单行I