毕业设计论文ZX5725钻床主轴上下往复装置设计

1、引言1.课题的意义从20世纪中叶数控技术出现以来，数控机床给机械制造业带来了革命性的变化。数控加工具有如下特点：加工柔性好，加工精度高，生产率高，减轻操作者劳动强度、改善劳动条件，有利于生产管理的现代化以及经济效益的提高。数控机床是一种高度机电一体化的产品，适用于加工多品种小批量零件、结构较复杂、精度要求较高的零件、需要频繁改型的零件、价格昂贵不允许报废的关键零件、要求精密复制的零件、需要缩短生产周期的急需零件以及要求100%检验的零件。数控机床的特点及其应用范围使其成为国民经济和国防建设发展的重要装备。 复合机床的含义是指在一台机床上实现或尽可能完成从毛坯至成品的多种要素加工。根据其结构特点

2、可分为工艺复合型和工序复合型两类。工艺复合型机床如镗铣钻复合加工中心、车铣复合车削中心、铣镗钻车复合复合加工中心等；工序复合型机床如多面多轴联动加工的复合机床和双主轴车削中心等。采用复合机床进行加工，减少了工件装卸、更换和调整刀具的辅助时间以及中间过程中产生的误差，提高了零件加工精度，缩短了产品制造周期，提高了生产效率和制造商的市场反应能力，相对于传统的工序分散的生产方法具有明显的优势。   加工过程的复合化也导致了机床向模块化、多轴化发展。德国index公司最新推出的车削加工中心是模块化结构，该加工中心能够完成车削、铣削、钻削、滚齿、磨削、激光热处理等多种工序，可完成复杂零件的全部

3、加工。随着现代机械加工要求的不断提高，大量的多轴联动数控机床越来越受到各大企业的欢迎。 2我国数控机床发展现状及思考 我国数控技术的发展起步于二十世纪五十年代，通过“六五”期间引进数控技术，“七五”期间组织消化吸收“科技攻关”，我国数控技术和数控产业取得了相当大的成绩。特别是最近几年，我国数控产业发展迅速，19982004年国产数控机床产量和消费量的年平均增长率分别为39.3%34.9%。尽管如此，进口机床的发展势头依然强劲，从2002年开始，中国连续三年成为世界机床消费第一大国、机床进口第一大国，2004年中国机床主机消费高达94.6亿美元，但进出口逆差严重，国产机床市场占有率连年下降，19

4、99年是33.6%，2003年仅占27.7%。1999年机床进口额为8.78亿美元(7624台)，2003年达27.1亿美元(23320台)，相当于同年国内数控机床产值的2.7倍。国内数控机床制造企业在中高档与大型数控机床的研究开发方面与国外的差距更加明显，70%以上的此类设备和绝大多数的功能部件均依赖进口。由此可以看出国产数控机床特别是中高档数控机床仍然缺乏市场竞争力，究其原因主要在于国产数控机床的研究开发深度不够、制造水平依然落后、服务意识与能力欠缺、数控系统生产应用推广不力及数控人才缺乏等。  我们应看清形势，充分认识国产数控机床的不足，努力发展先进技术，加大技术创新与培训服务

5、力度，以缩短与发达国家之间的差距。 1数控机床的进给传动系统概要数控机床的进给传动系统常用伺服进给系统来工作。伺服进给系统的作用是根据数控系统传来的指令信息，进给放大以后控制执行部件的运动，不仅控制进给运动的速度，同时还要精确控制刀具相对与工件的移动位置和轨迹。因此，数控机床进给系统，尤其是轮廓控制系统，必须对进给运动的位置和运动速度的两个方面同时实现自动控制。一个典型的数控机床闭环控制进给系统，通常由位置比较、放大元件、驱动单元、机械传动装置和检测反馈元件等部分组成，而其中的机械传动装置是控制中的一个重要环节。而本次设计zx5725钻铣床主轴上下往复装置，便是一个机械传动装置。1.1对数控机

6、床进给传动系统的要求数控机床进给传动系统承担了数控机床各直线坐标轴，回转坐标轴的定位和切削进给，进给系统的传动精度，灵敏度和稳定性直接影响被加工件的最后轮廓精度和加工精度。为了保证数控机床进给传给系统的定位精度和动态性能，对数控机床进给传动系统的要求主要有以下几个方面。（1） 低惯量进给传动系统由于经常需启动、停止、变速或反向运动，若机械传动装置惯量大，就会增大负载并使系统动态性能变差。因此在满足强度与刚度的前提下，应尽可能减少运动部件的自重及各传动远见的直径和自重。（2） 低摩擦阻力进给传动系统要求运动平稳、定位准确、快速响应特性好、必须减少运动部件的摩擦阻力和动摩擦系数与静摩擦系数之差。所

7、以导轨采用具有较小的摩擦系数和高耐磨性的滚动导轨、静压导轨和滑动导轨。此外进给传动系统还普遍采用了滚珠丝杠副。（3） 高刚度数控机床进给传动系统的高刚度主要取决于滚珠丝杠副（直线运动）或涡轮蜗杆副（回转运动）及其支撑部件的刚度（4） 高谐振。为了提高进给的抗振性，应使机械构件具有较高的固有频率和合适的阻尼，一般要求进给传动系统的固有频率应高于伺服驱动系统的固有频率23倍。（5） 无传动间隙。为了提高位移精度，减小传动误差，对采用的各种机械部件首先要保证它们的加工精度，其次要尽量消除各种间隙，因为机械间隙是造成进给传动系统反向死去的另一主要原因。因此对传动链的各个环节，包括联轴器、齿轮传动副及其

8、支撑部件均应采用消除间隙的各种结构措施。但是采用预紧等各种措施后仍有可能留有微量间隙，所以在进给传动系统反向运动时仍有数控装置发出脉冲指令进行自动补偿。2确定传动方案2.1设计传动方案本次设计为zx5725主轴上下往复装置设计，其主要目的是实现主轴加工精度，并且除能实现钻削加工外，还能实现实现镗削和铣削。传动系统为进给传动系统，可以列出以下传动方案方案1方案22.2比较优缺点链传动是一种扰性传动，优点是制造安装精度要求低，成本低，整体尺寸较小，其缺点是不能保持恒定的瞬时传动比。滚珠丝杠具有以下优点，摩擦损失小，机械效率高，滚珠丝杠螺母的机械效率在0.92-0.96之间，运动灵敏，低速时无爬行，

9、轴向刚度高，反向定位精度高，数控机床可利用大扭矩的步进电机经滚珠丝杠螺母机构直接带动主轴箱，可以减少电机的功率，手摇时可用滚珠丝杠螺母机构来减轻疲劳强度。故选用方案1。2.3工作原理图图2.1工作原理图由于滚珠丝杠副的传动效率高，无自锁作用，故必须装有制动装置（特别是滚珠丝杠处于垂直传动时）。所以必须加一个单向超越离合器，起自锁作用。3电机、联轴器及离合器的选择3.1概述联轴器和离合器是机械中常用的部件。他们主要用来连接轴与轴（或连接轴与其他回转零件），以传递运动与转矩；有时也可用做安全装置。根据工作特性，它们可以分为以下4类：1）联轴器用来把两轴连接在一起，机器运转时两轴不能分离；只有在机器

10、停车后并将连接拆开后，两轴才能分离。2）离合器在机器运转过程中，可使两轴随时结合或分离的一种装置。它可用来操纵机器传动系统的断续，以便进行变速或换向等。3）安全联轴器及安全离合器在机器工作时，如果转矩超过规定值时，这种联轴器及离合器即可自行分离或打滑，以保证机器中的主要零件不致因过载而损坏。4）特殊功用的联轴器及离合器用于某些特殊要求出处，例如在一定的回转方向或达到一定的转速时，联轴器或离合器即可自动结合或分离。3.2联轴器的计算及校核由于机器启动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象，所以按轴上的最大转矩为计算转矩 =1.3x =式中：t为公称转矩，n·mm；为工作情况系数，取1.3

11、3.3确定联轴器的型号根据计算转矩所选取联轴器类型为弹性套柱销联轴器，其型号为tl4。选取电机为步进电机，其额定功率为0.5kw、额定转矩235.363.4联轴器的校核(1)类型选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。（2）载荷计算公称转矩= 计算转矩 =1.3x=(3)型号选择从gb4323-84查得tl4弹性套柱销需用转矩为，许用最大转速为轴径在2042之间，故合用。4传动件的有关计算4.1齿轮的估算按接触疲劳和弯曲强度计算次论模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知的情况先才能确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。选取=38，=19齿轮

12、弯曲疲劳强度的估算： mm齿面点蚀的估算：a mm其中 为大齿轮的计算转速，a为齿轮中心矩，由中心矩a及齿数，求出模数=2a/ mm根据估算所得和中较大的值，选择相近的标准模数，各齿轮的计算转数为：=2000r/min =1000r/min 轴iii间传动组齿轮模数的估算齿轮弯曲疲劳估算：=32=1.87齿轮点蚀的估算：a=370x =81.76 mm=2a/=2x81.76/(38+76)=1.94 mm所以模数为m=2.所以齿轮1的直径为76，齿轮2的直径为384.2传动轴的计算传动轴应满足强度和刚度的要求。强度方面的要求是，保证轴在反复弯曲载荷和扭转载荷下不发生疲劳破坏。刚度方面的要求是

13、，轴在弯曲和扭转载荷下不致产生过大的变形。如果刚度不足，则装在轴中不的齿轮会因轴的扰度过大而破坏他们的正常啮合关系，并产生振动：装在轴两端的齿轮和轴承，会因倾角过大而压强分布不均，产生不均匀的磨损和过大的噪声。如果扭转刚度不足，则会产生扭振。4.2.1轴的材料选择选用45号钢，调质处理hb=260初步估计轴的直径按扭转刚度传动轴直径进行估算 mm其中：d 传动轴的直径mm；p 该轴传递的功率kw；nj 该轴的计算转速r/min； 该轴允许的扭转角deg/m，在1中按表21选取，取=1 deg/m。4.2.2轴的估算= =11.08 mm由于该轴与联轴器连接，初选联轴器为弹性套注销联轴器，初选轴

14、孔内径为18mm，所以该轴公称为18mm。因为该轴为空心轴，根据2表15-1键联结的类型、特点、和应用选普通平键，键的主要尺寸为其截面尺寸（一般以键宽bx键高h表示）与长度l。键的截面尺寸bxh按轴的直径d由标准中选定。键的长度一般按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度，一般轮毂的长度可取l=（1.5·2）d：8x4x40 1)初选滚动轴承传动采用的是直齿轮，因其基本不受轴向力影响故采用角接触球轴承62032）.初步确定传动轴的轴向径向尺寸(1)考虑到初步估计的直径与轴承内圈的通用性的要求由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的背靠背角接触轴承70000ac，故此段

15、轴径d=20mm。(2)考虑到整体布局的紧凑性，安装的方便性以及润滑等，参考结构系统图；i轴的长度为：l=200mm4.2.3轴的校核1）.按弯扭合成强度校核轴的强度。绘制轴受力简图图4.1（a） 受力简图 图4.1（b） 垂直受力图图4.1（c） 垂直弯矩图图4.1（d） 水平受力图图4.1（e） 水平弯矩图图（f） 扭矩图由力矩平衡条件确定齿轮受力 n n(2)绘制垂直弯矩图 见图（c） 即：79.8×44+×175=0=20.04 n n·mm n·mm n·mm(3)绘制水平面弯矩图 见图（e）即：218 ×44-619.04

16、×27-×279=0=101.89 n n·mm所以在c处的受力最大，最危险；故此处为危险截面。且=25676.28 n·mm总弯矩 n·mm n·mm(5)绘制转矩图=4159.98 = =1.59 mpa查金属切削机床设计指导翁世修 王良申主编 上海交通大学出版社，1986年2，按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据5式（15-5）以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉冲循环应力，取=0.6，轴的计算应力：式中： 该截面的最大弯矩n·mm； 该轴的的转矩n

17、3;mm； 该截面的抗弯截面系数 ；普通平键轴：式中：d平键的外径mm；t-平键轴的键高mmb平键轴的键宽mm；所以：=1324.57 =22.36 mpa查5，由表151，取-160 mpaca-1，故安全3，按轴的扭转刚度校核计算轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示；式中：t轴所受的扭矩n·mm；g轴的材料的剪切弹性模量mpa,对于钢材,g=8.1×104;ip轴的截面惯性矩；轴的截面惯性矩：式中：d平键轴的外径mm；t-平键轴的键高mm；b平键轴的键宽mm； ip=8750.385 所以;=1.5 o/m 故合适4.3丝杠副的有关计算4.3.1 主轴铣削力计算zx572

18、5钻铣床加工方式与数控铣床相似，因此按计算铣床的铣削公式计算其铣削力。主铣削力fc计算：zx5725钻铣床 属于立铣加工，刀具选用材料为硬质合金钢，加工材料为钢材，查表，选用公式：fc=cfkfae0.86af0.72d0-0.86zap （1）式（1）中，cf：切削系数。查8表3020 p1020取cf=669kf：修正系数。查表3021取cf=1.08ae：铣削宽度。查表3035取ae=1.5mmaf：每齿进给量。查表3035取af =0.1mmd0：铣刀直径。 查表3035取d0 =8mmz： 铣刀齿数。查表3035取z =6ap：铣削深度。查表3035取ap=0.5mm代入式（1）得：

19、fc=669×1.08×1.50.86×0.10.72×8-0.86×6×0.597.89n垂直分力、横向分力，纵向分力计算：根据7表8-6 p202，各铣削分力的比值可得：； ； 计算可得：=37.20n; =83.21n; =75.38n主轴铣削力相关计算值 表4-1主铣削力fc97.89n垂直分力37.20n横向分力83.21n纵向分力75.38n4.3.2 滚珠丝杠副的选择计算（1）确定滚珠丝杠副的导程ph = （2）ph：滚珠丝杠副的导程mmvmax:主轴箱最高移动速度m/minnmax: 电机最高转速r/mini: 传动比

20、因zx5725钻铣床伺服电机与滚珠丝杠副通过齿轮减速装置传递力矩，因此传动比i=0.5根据表5-1的技术参数可知，vmax =5m/min ;根据电动机功率为400w, 查得nmax =2000r/min代入式（2）得ph = =1.67mmp1选择导程为5mm的滚珠丝杠副2）确定当量转速与当量载荷当负荷与转速接近正比变化时，各种转速使用机会均等时，可采用下列公式计算。当量转速nm = （3）nm:当量转速r/minnmax：滚珠丝杠副的最高转速。因zx5725钻铣床伺服电机与滚珠丝杠副采用一级减速方式连接，传动比i=0.5。电动机所能达到的最高转速即为滚珠丝杠副的最高转速，所以nmax =3

21、000r/minnmin：滚珠丝杠副的最低转速。nmin =0代入式（3）得nm =1500r/min当量载荷fm = （4）fm：当量载荷n；fmax：机器承受最大负荷时滚珠丝杠副的传动力。fmax= g1+×=500+0.1×37.2=503.72n。 fmin：机器空载时滚珠丝杠副的传动力。因所计算的丝杠带动z轴方向的运动。所以fmin=g1 =500n代入式（4）得fm =501n3）确定预期额定动载荷滚珠丝杠副在同样条件下使用寿命超过希望寿命的90%以上时fc根据14表-8 p19选。按滚珠丝杠副的预期工作时间lh（小时）计算：cam =× （n） （5

22、） cam：确定预期额定动载荷nlh：预期工作时间（小时）。查14表-6 p19取lh=20000h。fa：精度系数。根据初定的精度等级p4，查14表-7 p19取fa=0.9。fc：可靠性系数。一般情况下为fc=1。在重要场合，要求一组同样的fw：负荷系数。根据负荷性质选择，查14表-9取fw=1。代入式（5）得cam=×9200n拟采用预紧滚珠丝杠副，按最大载荷fmax计算 cam =fe×fmax fe：预加负荷系数。查14表-10 p19取fe=4.5代入式（6）得 cam =4.5×503.7=2589n取以上2种结果的最大值cam =9200n4）按精

23、度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径d2m估算滚珠丝杠的最大允许轴向变形量mm （）×重复定位精度m （）×定位精度m：最大轴向变形量m由表2-1可知，重复定位精度为0.005mm，定位精度为0.01mmm=1.5mm=2m取两种结果的小值m=1.5m估算滚珠丝杠副的底径d2m丝杠无预拉伸要求，取一端固定，一端游动的支承形式d2m2×10=0.078 （7）d2m：最小螺纹底径mme：杨氏弹性模量。e=2.1×105n/mm2m：估算的滚珠丝杠最大允许轴向变形量（m）已求得为m=1.5mf0：导轨静摩擦力（n）f0 =0×w（0为静摩擦系数）

24、。根据14表查得0=0.2；w =g1 =503.7nf0 =0×w =0.2×690.18=138nl为滚珠螺母至滚珠丝杠固定端支撑的最大距离（mm）l 行程 + 安全行程 + 两个余程 + 螺母长度+ 一个支承长度 （1.11.2）行程 + (1014) ph由表2-1：z向最大行程为200mml 1.2×200 + 14×5 =310mm代入式（7）得d2m0.078=12mm5）确定滚珠丝杠副的规格代号根据传动方式以及使用情况，选择法兰式双螺母内循环形式；由计算出的ph、cam、d2m，可选择相应规格的滚珠丝杠副：ffzd2505-39（型号）p

25、h =5ca =10200ncam =9396nd2 =21.9mmd2m =11.8mm6）确定滚珠丝杠副预紧力fp = fmax （8）其中fmax=503.7 8nfp170n7）行程补偿值与预拉伸力行程补偿值 c =11.8tlu×10-6 （9）其中，c：行程补偿值mt：温度变化值2-3,取t=2.5lu：滚珠丝杠副的有效行程(mm)lu主轴箱行程+ 螺母长度 + 两个安全行程行程 + (814)ph=200 + 14×5= 270mm代入式（9）得c =24.24×2.5×310×103×10-618m预拉伸力ft =1.

26、95td22 （10）=1.95×2.5×252 3046n8）确定滚珠丝杠副支撑用的轴承型号规格轴承所承受的最大轴向载荷fbmax = ft + fmax （11）=3046 + 503.7 =3549n轴承类型两端固定支承形式，一端选面对面（df）角接触球轴承，一端选深沟球轴承轴承内径d略小于d2=21.9 ，fbp = fbmax取d =20mm代入得fbp =×3621 =1207n轴承预紧力预加负荷fbp =1207n选择轴承型号规格当d =24mm,预加负荷fbp =1207n所以选择7204ac型轴承9）滚珠丝杠副工作图丝杠螺纹长度ls= lu +

27、2le （12）由14表-2 p11查得余程le=20代入式（12）得ls=310+2×20=35010）传动系统刚度丝杠最小抗压刚度 ksmin =1.65×102 （13） ksmin：最小抗压刚度 n/m：丝杠底径：固定支承距离。=425代入式（13）得 ksmin =1.65××102=186n/m丝杠最大抗压刚度 ksmax=1.65×102 （14）ksmax：最大抗压刚度 n/ml0：行程起点离固定支承距离，查14表，其滚珠螺母的全长为84mm，取l075mmksmax=1.65××102=320n/m11）滚

28、珠丝杠副临界压缩载荷fc的校验（验算压杆稳定性）丝杠所受最大轴向载荷fmax小于丝杠预拉伸力ft滚珠丝杠副临界压缩载荷fc不用验算12）滚珠丝杠副的极限转速nc的校验 nc =f×107 （15） nc：临界转速 n/minf：与支撑形式有关的系数，查14表-14 p24，取f=21.9lc2：临界转速计算长度（mm），lc2= l1- l0=300mm代入式（15）得nc =21.9××107 =53290nmax =2000合格13）dn值校验dn =dpw×nm70000 （16） 其中，dpw：滚珠丝杠副的节圆直径（mm）dpw d2 + dwd

29、w：刚球直径，查14表 可得dw=3.5mmdpw 21.9+3.5=25.4代入式（16）得dn =dpw×nm =25.4×1500=3810070000合格14）基本轴向额定静载荷coa验算fsfamax coa （17）式中：coa：滚珠丝杠副的基本轴向额定静载荷（n）。查14表p38，可得coa =23600nfs：静态安全系数。一般载荷fs=12，有冲击或振动的载荷fs=23famax：轴向最大载荷（n）fsfamax=1.5×697.718=104723600校验合格15）强度验算 （18）式中:许用应力（n/mm2）。根据滚珠丝杠材料ocr13，查

30、21，可知 =390 mpa代入式（18）得=146907n；fmax =697.718n显然 famax强度满足 滚珠丝杠副选择的主要计算值 表4-2滚珠丝杠副的导程ph=5mm当量转速nm=1500r/min当量载荷fm=501n预期额定动载荷cam=695.21n最小螺纹直径d2m11.8mm滚珠丝杠副预紧力fp=503.7n行程补偿值c=18m预拉伸力ft=233n丝杠长度l=900mm丝杠最小抗压刚度ksmin=211n/m丝杠最大抗压刚度ksmax=330n/m极限转速nc=53290 n/min基本轴向额定静载荷coa =23600n。5滚珠丝杠机构的设计5.1滚珠丝杠螺母副滚珠

31、丝杠螺母副是回转运动与直线运动相互转换的一种新型传动装置，在数控机床上得到了广泛的应用。它的结构特点是在具有螺旋槽的丝杠螺母间装有滚珠作为中间传动元件，以减少摩擦。本次设计采用滚珠丝杠螺母副，其运动方式是滚珠丝杠螺母副的移动带动主轴箱的上下移动。5.2滚珠丝杠螺母副工作原理滚珠丝杠螺母副工作原理，如图5-1所示。图中丝杠和螺母上都加工有圆弧形的螺旋槽，当它们对合起来就形成了螺旋滚道。在滚道内装有滚珠，当丝杠与螺母相对运动时，滚珠沿螺旋槽向前滚动，在丝杠上滚过数圈以后通过回程引导装置，逐个地又滚回到丝杠与螺母之间，构成一个闭合的回路。图5-1 滚珠丝杠螺母副工作原理图 图5-2 螺纹滚道法向截面

32、形式5.3滚珠丝杠螺母副结构滚珠丝杠的螺纹滚道法向截面有单圆弧和双圆弧两种不同的形状，如图5-2所示(a)为单圆弧、b)为双圆弧)。其中单圆弧工艺简单，双圆弧性能较好。5.4滚珠的循环方式本次设计采用外循环滚珠丝杠滚珠在循环过程结束后，通过螺母外表面上的螺旋槽或插管返回丝杠间重新进入循环。如图5-3a）所示为插管式，它用弯管作为返回管道，这种形式结构工艺性好，但由于管道突出于螺母体外，径向尺寸较大。如图5-3b）所示为螺旋槽式，它是在螺母外圆上铣出螺旋槽，槽的两端钻出通孔并与螺纹滚道相切，形成返回通道，这种形式的结构比插管式结构径向尺寸小，但制造较复杂。图5-3 外循环滚珠丝杠5.5滚珠丝杠的

33、支承方式数控机床的进给系统要获得较高的传动刚度，除了加强滚珠丝杠螺母本身的刚度外，滚珠丝杠的正确安装及其支承的结构刚度也是不可忽视的因素。螺母座、丝杠端部的轴承及其支承加工的不精确性和它们在受力后的过量变形，都会给进给系统的传动刚度带来影响。因此，螺母座的孔与螺母之间必须保持良好的配合，并应保证孔对端面的垂直度，螺母座应增加适当的肋板，并加大螺母座和机床结合部件的面积，以提高螺母座的局部刚度和接触刚度。滚珠丝杠的不正确及支承结构的刚度不足，会使滚珠丝杠的寿命大大下降。因此要注意轴承的选用和组合，尤其是轴向刚度要求较高，为了提高支承的轴向刚度，选择适当的滚动轴承及其支承方式是十分重要的。常用的支

34、承方式有下列几种，如图5-4所示。（1）一端装止推轴承（固定-自由式）。这种安装方式如图5-4a）所示。其承载能力小，轴向刚度低，仅适用于短丝杠，如用于数控机床的调整环节或升降台式数控机床的垂直坐标中。图5-5 滚珠丝杠的支承结构（2）一端装止推轴承，另一端装深沟球轴承（固定-支承式） 这种安装方式如图5-4b）所示。当滚珠丝杠较长时，一端装止推轴承固定，另一端由深沟球轴承支承。为了减小丝杠热变的影响，止推轴承的安装位置应远离热源（如液压马达）。（3）两端装止推轴承。这种安装方式如图5-4c）所示。将止推轴承装在滚珠丝杠的两端，并施加预紧拉力，有助于提高传动刚度。但这种安装方式对热伸长较为敏感

35、。（4）两端装双重止推轴承及深沟球轴承（固定-固定式）。这种安装方式如图5-14d）所示。为了提高刚度，丝杠两端采用双重支承，如止推轴承和深沟球轴承，并施加预紧拉力。这种结构形式，可使丝杠的热变形能转化为止推轴承的预紧力。本次设计采用两端固定方式。5.6制动装置 由于滚珠丝杠副的传动效率高，无自锁作用，故必须装有制动装置（特别是滚珠丝杠处于垂直传动时）。在机床停车的过程中，主轴箱上下移动时，由于主轴箱的重量及惯性，会继续下滑，为了防止主轴箱的进一步的下滑，必须采用制动装置，此次设计采用单向超越离合器制动。此外，当机床一旦发生事故时，也可及时制动，以避免事故的扩大。6支撑件的选取支撑件是机床的基

36、础构件，如床身、立柱、横梁、摇臂、底座、箱体、刀架及工作台。 机床的各种支撑件中有的互相固定连接，有的则在导轨上相对运动。在切削中。刀具与工件相互作用的力沿着大部分支撑件逐个传递并使之变形。支撑件的变形和振动加工精度和光洁度。因此支撑件是机床十分重要的构件。6.1对支撑件的基本要求是1应有足够的刚度，机制城建在规定的最大载荷（额定载荷）作用下，变形不得超过一定的数值，以保证刀具和工件的相对位移不超过加工精度允差。2应该具有足够的抗振性。抗振性包括两房面的意义：（1）抵抗受迫振动的能力：（2）抵抗自激振动的能力。3一般应具有较小的热变形和热应力。4应该排屑畅通，吊运安全，并且有良好的工艺性以便于

37、制造和装配。支撑件根据其形状，可分为3大类：1一个方向的尺寸比另两个方向大的多的零件。如床身、立柱。横梁等。这一类零件看作是梁件。2两个方向的尺寸比第三个方向大的多的零件。如底座、工作台、及刀架等。这一类零件可看做是板件。3三个方向尺寸都差不多的零件。如箱体及升降台等，这类零件可看作是箱体件。62支撑件的静力分析1.中小型普通机床这类机床的外载荷以切削力为主。工件重量，移动部件（如车床的刀架）的重量等相对较小，在受力和变形分析时可忽略不及，中小型普通车床、铣床，立式钻床和摇臂钻床等都属于这一类。6.3机床和支撑件的动态特性设计支撑件时，首先应该满足静态要求，而且还要满足动态的要求。机床是一个多

38、自由度的振动系统。整台机床与基础件有弹性联系，机床各构件间也有弹性连接。因此，可以出现各种形态的振动。机床的基本振动形态主要去决于主振系统。振型主要有以下几种。（1） 整机摇晃振动。（2） 构件两个方向的弯曲振动。（3） 构建的扭转振动（4） 结合面间的振动。（5） 薄壁振动。提高机床的抗振性就是降低其动态柔度，其方法有（1） 提高静刚度。（2） 减轻重量。（3） 加大阻尼。6.4支撑见的结构设计1材料和热处理支撑件的材料，主要为铸铁和刚。对于铸铁的支撑件。2设计原则（1） 提高支撑件的刚度。（2） 选取有利的截面形状。机床支撑件受载荷的情况是复杂的，但不外乎拉、压、弯、扭四种情况及其组合。（

39、3） 设置隔板和加强筋。（4） 提高连接处的局部刚度和接触刚度。6.5立柱立柱是立式的床身。根据受载荷的情况，立柱有两类：（1）外载荷作用于立柱的对称面，如立式钻床的立柱：（2）受空间载荷如铣床、镗床等。（1） 截面形状。（2） 隔板和筋。（3） 外壁上的窗孔。本次设计采用方形立柱。图6.1 立柱6.6底板和底座底板的用途是（1）增加立柱的稳定性和安装的可靠性。（2）底板用来安装固定不动的部件。6.7箱体箱体（如床头箱体）截面形状一般为矩形。提高箱体刚度的有效方法是提高箱壁直接受载荷的刚度。6.8导轨1导轨的功用和分类，按运动性质分为：（1） 主运动导轨。（2） 进给运动导轨。（3） 移置导轨

40、。2按摩擦性质分为（1） 滑动导轨。（2） 滚动导轨。二导轨应满足的要求1对导轨的一般的要求（1） 导向精度。（2） 精度保持性。（3） 低速运动平稳性。（4） 机构简单、工艺性好。2对导轨的精度和光洁度的要求(1) 几何精度。(2) 接触精度。(3) 表面光洁度。本次设计导轨选择为直线导轨。7数控控制7.1伺服系统由于本次主轴上下往复装置设计为数控装置，所以本次伺服控制方式为开环控制，数控机床的控制工作原理如下 开环控制数控机床，该机床没有检测反馈装置，数控装置发出的指令信号流程是单向的，其精度主要取决于驱动器件和电机（如步进电机的性能）。主轴箱的移动速度和位移量是由输入脉冲的频率和脉冲数决

41、定的7.2电气部分图中，1c主轴箱电机起动接触器，2c是进给电机起动接触器，1xk,2xk是限位开关。工作原理;按起动按钮2an，接触器2c通过2nk及2xk的常闭接触点按电并自锁。进给电机起动旋转，主轴箱向下移动接近被加工零件的需加工部位，当进给到一定部位时，压下1xk，其常开触点闭合，1c接通，主轴电机起动旋转，接着压下2xk(其常闭触点断开)使1c,2c形成互锁。当加工完毕后，主轴箱退回时，先放开2xk形成自锁电路，后放开1xk，使主轴停转，当主轴箱退回原位是时，按停止按钮1an，切断进给电路。图7.1 电气图总结通过本次毕业设计，使我感受颇深，使我对机械设计这门课程有了重新的认识。首先机械传动这部分，机械传动可分为带传动、链传动、齿轮传动及蜗杆传动，其次是如何把回转运动变为直线运动，可以是锥齿轮，也可以是丝杠。再次