全自动数控车床说明书和开题报告.

1、章及标题1摘要. 错误！未定义书签。Abstract .错误！未定义书签。第一章绪论.31.1选题背景和意义.31.2全自动车床的发展情况 .31.2.1全自动车床分类.31.2.2 国外数控车床现状 . 41.2.3 我国数控车床现状 .41.3 上料装置.51.3.1 油浴器上料.51.3.2 机械手上料.61.4 设计的基本内容 .61.5 本章小结.6第二章 CZK040 全自动车床总体方案设计 . 82.1 功能分析.82.2 CZK040 全自动车床传动方案设计 . 82.3 CZK040 全自动车床动力分析 . 92.3.1 主轴最高转速nmax、最低转速nmin .92.3.2

2、 最大主切削功率、最大主切削力、最大切削速度 .102.3.3 主轴电机选择.102.3.4 最大进给功率、进给力 .112.3 其他参数. 112.4 本章小结. 11第三章主轴箱设计 .133.1 主轴箱功能分析 .133.2 传动方案设计. 133.2.1主轴参数.133.2.2 电机参数.133.2.3 传动比计算.133.3 传动轴轴径估算 .163.4 齿轮设计.183.4.1 齿轮模数的估算 . 183.4.2 齿轮宽度确定.193.4.3中心距的确定 .203.5 主轴主要参数的计算及校核 .203.5.1 主轴前端轴颈直径 D1. 203.5.2主轴轴头.213.5.3 主轴

3、前端悬伸量 a 确定.213.5.4主轴支承跨距 .22摘要23.6 同步带轮设计. 243.6.1 已知条件.24362 带轮设计计算 .243.7 本章小结 .24第四章主轴箱零件的校核 .254.1齿轮模数的验算.254.1.2验算 72/56 齿轮传动组，验算 Z=56 齿轮： .264.1.3验算 96/32 齿轮传动组，验算 Z=32 齿轮： .264.2传动轴的验算 .27(1)轴的强度验算 .27(2)轴的刚度验算 .274.3 本章小结.28第五章进给机构设计 .285.1 进给机构的传动方案 . 291典型进给驱动机构的形式 . 295.1.2 进给驱动机构的形式的选择 .

4、325.2 径向进给机构的计算 . 325.2.1 滚珠丝杠及电机选型计算 .321)丝杠刚度验算 .355.3 轴向向进给机构的计算 . 355.3.1 滚珠丝杠及电机选型计算 .36第六章上料机构设计计算 .386.1 功能分析.396.2 方案设计 .396.3 自制上料液压缸.391缸尺寸确定.392缸壁厚的确定 .396.4 本章小结.40第七章电气系统.407.1 电气系统组成.417.2 车床运动分析 . 417.3 主回路设计.41第八章总结.41参考文献.42致谢.错误！未定义书签。附录 1 .错误！未定义书签。附录 2. 55章及标题3第一章绪论1.1 选题背景和意义进入2

5、1世纪以来，随着人民的逐渐富裕，人工的工资越来越高，为了减少成本， 工厂自动化，数控化成为趋势。对于040mm*6r棒料来说，目前多采用先切断再切削 加工的方法来完成加工，此种方法需要机床2台、人工2人，且切削加工过程中上 下料费时费力，严重阻碍了切削加工的效率。本次设计，通过对CZK040全自动机床机床本体、电气系统、伺服系统的设计， 使本机床具有对040mm*6r棒料自动上料、直接加工、加工后再切断、自动下料的功 能，减少了用人的数量、人的工作量，提高了对棒料切削加工的效率。1.2 全自动车床的发展情况全自动机床由上料装置和机床构成。1.2.1 全自动车床分类全自动车床分为机械式和数控式。

6、机械式全自动车床与一般车床不同，它是一种通过凸轮传动控制，来达到自动 化操作效果的一种凸轮式专用车床。全自动车床根据加工过程中工件和刀具运动的不同可分为走心式和走刀式1走心式全自动车床的加工过程：通过简夹夹住加工材料，材料向前走动，而 刀具不动，通过刀具的直线运动或摇摆运动来加工零件。2走刀式全自动车床的加工过程：用简夹夹住工件，通过车刀前后左右移动来 加工工件。1952年世界上第一台数控机床由美国人John T.parsons发明。80年代是数控 机床、数控系统大发展时代，到80年代末，全世界数控机床的年产量超过10万台。 数控机床是采用了数控数字形式信息控制的机床，或者说是装备了数控系统的

7、机床,是用数字信息对机械运动和工作过程进行控制的技术，是现代化工业生产中一门新型的,发展十分迅速的高新技术，它是集计算机技术、自动化技术、伺服驱动、精密 测量和精密机械等高新技术于一身的自动化机床，具有高精度、高效率、灵活性、柔 性自动化等特点。数控机床一般由控制介质、数控装置、伺服系统和机床本体组成。摘要4122 国外数控车床现状数控机床按伺服系统类型可分为开环控制数控机床、闭环控制数控机床。目前 开环系统的研究趋于主流。目前，在数控技术研究应用领域主要有两大阵营，一个是以发那科西门子为代表的专业数控系统厂商，另一个是以山崎马扎克、德玛吉为代表，自主开发数控系 统的大型机床制造商。在车床床身

8、来说，高速高精与多轴加工成为数控车床的主流，数控车床机身设计对高速度、高效率、操作舒适性要求越来越高，正在向复合化、多轴化、人性化 方向发展。15年大隈株式会社开发高精度立式CNC车床“V760EX且其最大加工直径可达760mm勺。兼备最大加工直径和节省空间（宽X长1,842x3,115mm）两大特点，加工能力比以往提高12%实现高效率生产。与此同时，OKUM还开发了工作台尺寸为400mr的5轴控制立式加工中心 “UNIVERSACENTEMU-4000V。UNIVERSACENTERMU-4000V实现了在紧凑的空间内便捷操作、加工领域广泛、加工高精度等。最高 加工高度为400mm最大加工直

9、径为500mm当工作台以任意角度倾斜时，刀尖都能 到达工件边缘进行加工。即使将B轴移动量为210度（+90-120）的耳轴工作台且 大幅度倾斜，也可确保刀具不被工作台遮挡，保持良好的可视性。12年瑞士特纳斯数控多主轴自动车床MultiSwiss6x140MultiSwiss配备有6个 纵向移动式电主轴，从而可以在不到一秒时间使主轴转速从0r/min提高到800r/min，每个主轴都标准配置了C轴，由液压轴承为Z向滑动导轨提供高刚性的支撑；采用 扭矩电机技术来控制安装6个主轴的主转筒实现高精度快速旋转分度定位（0.3s）， 高超的加工效率几乎可以与传统的凸轮式多主轴自动车床媲美。1.2.3 我国

10、数控车床现状我国目前较具规模的数控企业有广州数控、航天数控、华中数控等。虽然国产 高端数控系统与国外相比在功能、性能和可靠性方面仍存在一定差距，但近年来在 多轴联动控制、精度、功能复合化、网络化、智能化和开性等领域取得了一定成绩。2013年，应用华中数控系统，武汉重型机床集团有限公司成功研制出CKX5680七轴五联动车铣复合数控加工机床，用于大型高端舰船推进器关键部件一大型螺旋桨的 咼精、咼效加工。我国生产的经济型卧式数控车床（平床身卧式数控车床）价格低廉，设备费用 投入较少，可章及标题5以满足企业发展初期的需要，是我国当前数控车床的主流产品。目前 国产高速立、卧式加工中心，工作台直径在320

11、500mm的机床，主轴转速已达到20000r/min；工作台直径在631000mm的机床，主轴转速在15000r/min以上。在重型机械方面，我国于2009年启动“高档数控机床与基础制造装备重大专项”， 按实施方案计划投资221亿元。按专项规划，2020年航空航天、船舶、汽车、发电 设备制造四大行业所需的高档数控机床与基础制造装备的70 - 80%将立足于国内。据中国机床工具工业协会车床分会调研中了解到，车床行业中5家企业承担了28项重大专项，涉及高速五轴联动加工中心、高速精密数控机床、核心功能部件、 共性技术等方面。现在一些企业已在所承担项目上取得了重大成果。如：12年武重研发了世界上最大规

12、格的立式数控车床。该车床为国家重大专项中的28米数控立式铣车床，最大加工直径28米、加工高度13米，加工误差0.02毫米，为世界之最， 填补国产机床加工大型核电关键零件的空白。国家重大专项DL250型数控超重型卧车，承重500吨，创世界之最，为我国战略装备研制提供关键加工技术保障。1.3 上料装置全自动车床上料装置主要有油浴器上料和机械手上料两种1.3.1 油浴器上料油浴送料机由液压站、料管、推料杆、支架、控制电路等五部分组成，原理是 油泵以恒定的压力（0.10.2Mpa）向料管供油，推动活塞杆（推料杆）将棒料推入 主轴。工作时棒料处于料管的液压油内，当棒料旋转时，在油液的阻尼反作应力下， 棒

13、料就会从料管内浮起，当转数快时棒料就会自动悬浮在料管中央转动。大大的减 少少棒料与送料管壁的碰撞与磨擦。工作时传动与噪音非常小，特别适用高转速， 长棒料，精密件加工。（如图1.1）。图1.1油浴器上料摘要61.3.2 机械手上料数控车床自动上下料机械手，又称CNC机械手、自动送料机械手，是对数控车 床的加工件进行自动上下料、自动装夹、自动吹屑、并将完工件自动送回料仓等连 续性动作的自动化装备，完全代替了人工操作，最大程度节省人力资源，是“机器 换人”的成熟产品（如图1.2）。本送料机构适用于短棒料。图1.2机械手（1） 根据具体工作情况，参考相关数控机床、机床设计手册设计一台CZK040全自动

14、车床，保证其按照要求正常工作。（2） 根据有关标准拟定CZK040全自动车床的总体结构。（3）主轴结构设计及有关参数的计算。（4）进给机构进给结构设计及计算。1.4 设计的基本内容章及标题7（5）上下料装置的设计及计算（6）数控机床的控制电路的设计1.5 本章小结本章主要介绍了该课题的意义，全自动车床的分类，数控车床的国内外现状, 上料装置和本设计的基本内容。摘要8第二章CZK040全自动车床总体方案设计2.1 功能分析该CZK040全自动车床主要具有完成了对40mm棒料的自动上料、自动夹紧、自 动切削加工、自动下料的功能。其中切削加工包括车断、车圆、车螺纹等功能。所 以该该CZK040全自动

15、车床由上料装置、主轴电机、主轴箱、夹具、床身组成。其中 进给机构由轴向伺服电机、轴向丝杠、径向伺服电机、径向丝杠、进给机构、刀架 等组成。2.2 CZK040 全自动车床传动方案设计该机床由上料装置、主轴电机、主轴箱、夹具、进给机构、床身组成。其中运 动有主轴转动、夹具的夹紧运动、进给机构的轴向和径向运动、上料装置的上料。 其中主轴电机经同步齿形带带动主轴箱主轴转动（如图2.1）。进给机构动力由伺服电机提供。 轴向伺服电机带动轴向滚珠丝杠转动， 从而带动径向进给机构轴向运动（如图2.2） 。径向伺服电机带动径向丝杠转动，从而带动刀架径向运动。刀具和上 料装置的动力由液压力提供。图2.1主轴电机

16、与主轴箱传动简图章及标题9最低转速nmin1000X/tnxdXK1 XK2XC3二32.762.3 CZK040 全自动车床动力分析2.3.1主轴最高转速nmax、最低转速nmin用YT15硬质合金车刀加工0=0.4310.481GPai冈料时，背吃刀量 即w1.4mm进给量fw0.25mm/r，此时切削速度Vt=4.17m/s。当车刀角度改变时，切削速度修 正系数心=1.2、当车刀耐用度改变时，切削速度修正系数 心=1.15、当工件材料改 变时，切削速度修正系数K3=1.4。则1000 /t最高转速nmax-XK1XK2XK3= 3846maxnxd123用YT15硬质合金车刀加工0=24

17、2265GP灰铸铁时，背吃刀量 即w20mm进 给量fw2.5mm/r，此时切削速度Vt=0.41m/s。当车刀角度改变时，切削速度修正系 数K1=0.7、当车刀耐用度改变时，切削速度修正系数K 0.8、当工件材料改变时， 切削速度修正系数K3=0.5。则图2.2伺服机构传动简图摘要10232最大主切削功率、最大主切削力、最大切削速度主切削功率PFc-主切削力V切削速度切削速度VT刀具寿命CFC、XFC、yfc、n公式中的系数，根据加工条件由实验确定。车刀杆尺寸为2 0 X 3 0，材料为Ro，外圆纵车时， 即=3mm f=0.5mm/r.或ap=5mm f=0.4mm/r。当 即=3, f=

18、0.5mm/r时T=60 m=0.18 XV=0.15、匕=0.5，则V1=193.6m/min。CF=3570 XFC=0.9、yf=0.9、n=-0.15，贝UFC=2334.1N.则P3=7.5kw。当ap=5, f=0.4mm/r时T=60 m=0.18 XV=0.15、Y =0.5，则V5=117.7m/min。CFC=3570 XFC=0.9、yfc=0.9、n=-0.15，贝UFC=3258.2N.则P5=6.4kw。所以最大主切削功率P=7.5kw。最大主切削力FC=3258.2N。最大切削速度V=193.6m/mi n2.3.3 主轴电机选择依据设备要求，选择YVF2系列变频

19、调速电动机。2.3.3.1基本参数额定电压：380V基频：50Hz额定转速：3000r/mi nCV、m XV、主切削力FcY/公式中的系数，根据加工条件由实验确定。XFcyfcznFc=CFcapfKFC章及标题11调频范围：5-100Hz则：最高转速：nmaX= n0fma/50=6000r/min摘要12最低转速：nmin= nofmin/50=300r/mi n233.2电机特点：7无级调速、调速范围宽8系统调速性能好、节能效果良好9采用耐高频脉冲电压冲击的绝缘材料及相关工艺10具有独立风机能强制通风冷却2.3.4 最大进给功率、进给力径向进给力Fp =CFpa：FpfFpVnFpVn

20、n公式中的系数，根据加工条件由实验确定FPXV46X104轴向进给力F厂CFffWCFf、XFf、yff、n公式中的系数，根据加工条件由实验确定轴向功率Pf二FpXV6X1 04当ap=3,f=0.5mm/r时，CFP=2840XFP=0.6、yfp=0.8、n=-0.3则Fp=649.7N、Pp=2.2kw。CFf =2050XFf=1.05、y =0.2、n=-0.4则Ff=688.3N、P =2.3kw当ap=5,f=0.4mm/r时，CFp=2840XFP=0.6、yfp=0.8、n=-0.3则Fp=857.3N、Fp=1.6kw。CFf=2050XFf=1.05、yff=0.2、n=

21、-0.4则Ff=1373.3N、R=2.7kw所以轴向最大功率Pp=2.2kw，最大进给力Fp=857.3N。径向最大功率R=2.7kw, 最大进给力Ff=1373.3N。2.3 其他参数(3)床身采用斜床身，倾斜度为65(4)机床的最大轴向进给为1000mm径向进给最大为500mm(5)夹具最大直径为360mm2.4 本章小结本章说明本机床的功能，对机床的传动方案进行了设计，对本机床的动力进行 计算（包含CFp、XFp、yfp、径向功率Pp二章及标题13了机床主轴最高转速、最低转速，最大主切削功率、最大主切削力、最 大切削速度，最大进给功率，最大进给力）和对主轴电机进行了初步选择。摘要14第

22、三章主轴箱设计3.1 主轴箱功能分析主轴箱内部装有主轴和变速及传动机构。主轴轴头处装有三爪卡盘。工件通过卡盘 装夹在主轴上。所以主轴箱的功用是支撑主轴并把动力经变速机构传给主轴，使主 轴带动工件按规定的转速旋转，以实现主运动。3.2 传动方案设计虽然在转速范围内电机可以工作，但是应注意电机在不同速度段工作时电机效 率的不同。在恒转矩区低速段工作时，由于电机的功率因数很低，所以此段区间内 电机效率很低。尤其是当电机转速接近最低转速时，电机效率只有百分之几，此时 电机发热较大，耗费功率较多，所以应避免经常使用该转速条件下的电机，可以偶 尔短期使用。所以采取降速措施，使电机的较高转速转化执行件的低转

23、速。当电机与有级变速串联时，速度分配为高速传动区与低速传动区，速度分配选 择传动比，应使电机额定功率最小，需要考虑功率曲线的衔接要合理。为使电机额定功率最小，主轴箱结构简单，对于主轴箱本设计采用三联滑移齿 轮传动。3.2.1 主轴参数1,主轴要求最高转速：nmax二3846/min2,主轴要求最低转速：nmin= 32.76r/mi n3,计算转速：nnminR0.3=32.6*(3846)137.632.763.2.2 电机参数电机最高转速：n电max= 6000/min电机最低转速：n电min=300r/min1977 .7r/min计算转速：Nm3nmax 电njnmax 轴章及标题15

24、3.2.3 传动比计算摘要16本设计如采用二联滑移齿轮则其速度图如图3-1图 3-1IMU1电机轮定比轻蝴出/吨根据图示可列下式：Nmax 电 *U0，U1 -Nmax 轴Nmax 电*Uo U2 二Nx 2。* UiNx*Uo*U2 二N)由已知条件及计算得出的数据解得：Nx=1134 .9r / minu00.641u0u2二0.121E _ No_ 3000则：p弘色互 巳Nx1134.9、：x 0N0其中n为传动总效率,取n=0.80电机功率：P0丄24.8KW因此可选择功率为25KW勺电机。校核：Nmin轴=Nmin电u0u2=300 0.121 = 36.3 32.76章及标题17

25、即：设计不满足转速要求；而且所需电机功率太高，浪费太大。所以改二联滑移齿摘要18由上图可得max电UoU1二Nmax轴max电UoU2 =Nm1 -Uo Umax电UoU3二Nm2 *Uo*UmiNm1二Nmm2Uo *U3i2由以上解析式联立可得u0u厂0.06412U2=UiU3UoU 0.12章及标题19PN。3000pNm7.5PTN7197T1则：巳訳 瓦_ 其中n为传动总效率,取n=0.85电机功率：F0- 14.22KWu0= 0.365=1.8可取 $u2= 0.79u3= 0.33I滑移齿轮变速组齿数之和可取：Sz-128O传动比为u1=1.8时：小齿轮齿数：乙=46,则大齿

26、轮齿数Z3=82；传动比为氏=0.61时：小齿轮齿数：Z5=72,则大齿轮齿数Z6=56； 传动比为u3=0.2时：小齿轮齿数：乙=96,则大齿轮齿数Z8=32； 对照电机样本可选电机功率为15KW3.3 传动轴轴径估算传动轴不但应满足强度要求，还应满足刚度要求。强度要求可以保证轴在反复 载荷和扭转载荷作用下而不发生疲劳破坏。因为机床主传动系统的精度要求较高， 所以传动轴不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷比较 大的情况外，可以不必验算轴的强度。冈度要求保证了轴在载荷下（弯曲，轴向， 扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。如果刚度不够，轴上的零件如齿 轮，轴承等由

27、于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早 磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度初算轴的 直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。计算转速nj是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速如 表3所示。表3.1各轴的计算转速轴电机轴传动轴主轴计算转速（r/mi n）1668416.9137.6各轴功率和扭矩计算:摘要20已知闭式圆柱齿轮传动效率为0.98-0.995滚动轴承效率0.98-0.99，可取其传动效率0=.98 0.99二0.97；则：电机轴：Pi=卩电=12.5KW传动轴：P2= R 0= 12.5

28、況0.97= 12.2KW的原则如表2-2所示表3.2许用扭转角选取原则轴要求较高的轴一般传动 轴较低的轴(deg/m)0.25-0.50.5-11-2根据表2-2确定各轴所允许的扭转角如表2-3所示表3.3许用扭转角的确定轴In (deg/m)110.25把以上确定的各轴的输入功率5）代入扭转刚度的估算公式P、计算转速n（如表3）、允许扭转角（如表TN为各轴扭矩（Nmm可得各个传动轴的估算直径:电机轴：d126.8mmd234.1mmd375.76主轴：P3= P20= 12.2 0.97 -11.9KW二9550二955012.5 1668 = 71 .6 N M传动轴扭矩:主轴扭矩：二9

29、55012 2亠416 .9二i二955011.9“1137 .6二279 .5N M825 .9 N M是每米长度上允许的扭转角deg/m）,可根据传动轴的要求选取，其选取由上述计可得:电机轴扭矩:T2二9550T3二9550章及标题21取传动轴：d2=35mm根据花键轴规格选择8-31X35X6矩形花键3.4 齿轮设计3.4.1 齿轮模数的估算由于机床主轴的齿轮工作条件一般为高速、 中载、 无猛烈冲击， 而且应保证热 处理变形小，所以选择齿轮材料为45。考虑到齿轮组工作时的工作负荷不同，96/32齿轮组热处理方式为高频淬火，硬度HRC=5Z57,许用接触应力匚j=1370Mpa，许用弯曲应

30、力 j =283Mpa ;其余为齿轮组调质处理，硬度HB=220-250,许用接触应 力二j- 600Mpa，许用弯曲应力二w= 220Mpa。因为按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数过程比较复杂， 而且有些系 数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草 图时应用经验公式估算，然后根据估算的结果选用标准齿轮的模数。齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，第二种是 按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是在已知各个齿轮的齿数为 前提条件下，进行估算，所以必须先给出各个齿轮的齿数。根据齿轮不产生根切的基本条件：齿轮的齿数不小于17，在

31、该设计中，即最小齿轮的齿数不小于17。由以上数据得出各对齿轮的计算转速如下：齿轮传动组中：U1=46/82只需计算Z=46的齿轮，其计算转速是416.9r/min ; u2=72/56只需计算Z=56的齿轮，其计算转速是137.6r/min ;u3=96/32只需计算Z=32的齿轮，其计算转速是137.6r/min。I齿轮接触疲劳估算公式：m = 163383（：N；一 : mm严严m Z2和和式中：m按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm ;Nd驱动电动机功率（kW;i大齿轮齿数与小齿轮齿数比 i -1，外啮合取“+”号，内啮合取“-号;B；m-齿宽系数，：m6 10；取：m =7；m摘要22乙

32、 小齿轮齿数；许用接触应力（Mpa；nj齿轮的计算转速；(2)：ui=46/82齿轮组：Nd=l2.2kW，nj=416.9r/min,i=1.78，m= 7,Z46可得:(3)u2=72/56齿轮组：Nd=11.9kW，=137.6r/min,i=0.78，m = 7 , Z5=56可得:30.78 111.9.7 5620.78 6002137.6(4)U3=96/32齿轮组：Nd=11.9kW，n 137.6r/min，i=0.34，:m= 7，z7=32可得：m3=16338320.34 1 1129= 3.79mm,7 3220.34 13702137.6既要满足疲劳强度，而且考虑到

33、两传动轴的间距和传动轴轴径，根据标准模数表选取m=4mm表3.4齿轮的估算齿数和模数列表齿轮Z1Z2乙Z4乙Z6齿数468272569632模数（mrj）3333333.4.2 齿轮宽度确定机床主传动系统中推荐的齿宽系数, -b-610，取m= 8，在一般情况下,m一对相啮合的齿轮，齿轮宽度应该相同。且在同一齿轮副中，为避免同一滑移齿轮变速组内有两对齿轮同时啮合，所以两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度， 一般留有间隙1-2mm可得各齿轮宽度如下：表3.5各齿轮副的齿宽齿轮乙Z2Z3乙Z5齿数4682729632齿宽b（mm3232323232m1=163383(1.78十1戸12.22

34、_ 2 _7 4621.78 6002416.9=3.34mmm2=16338=2.75mm章及标题23343 中心距的确定轴I和轴U的中心距：ai =3 120mm = 180mm2分度圆直径：d = mz齿顶圆直径：da= m(z 2h*)， h*= 1齿根圆直径：df二m(z-2h -2c )，c -0.25 得到下列尺寸表齿轮的直径决定了各轴之间的尺寸。各主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如下表:齿轮Z1Z2Z3Z4乙Z6齿数468272569632分度圆直径(mm)184328288224384128齿顶圆直径(mm)192336296232392136齿根圆直径(mm1743181882

35、14374118表3.6各齿轮的直径3.5 主轴主要参数的计算及校核3.5.1 主轴前端轴颈直径 D1本机床加工040mn棒料，且棒料从主轴后端进入，所以主轴孔径d40mm为了 减少摩擦且使棒料能在轴孔内顺利通过，选取主轴孔径d=50mm有机床设计手册可知主轴平均轴径为的D,则dv0.7D，所以D71.4，取D=90.查阅金属切削机床 表106可得表3.7表3.7主轴前轴颈直径(mr)轴U和轴川的中心距:a3 mm 62mm2摘要24主电机功率(kw)5.57.51115铣床60907511090120100160知：主轴的驱动功率在15kw时，其前端轴颈直径为100120mm此时取轴颈直 径

36、为 d1= 100mm。因装配需要，主轴直径常是从前向后逐段减少的，通常车床后轴颈直径d2(0.7 0.9) di且D=90,所以取d80mm。3.5.2 主轴轴头根据机床设计手册表4-1-27内孔选择：车床主轴结构根据标准选取，选7:24圆锥连接的主轴端部锥度号为60的轴头，内孔为50mm3.5.3 主轴前端悬伸量 a 确定2章及标题25摘要26由前轴颈取di=100mm，后轴颈取 d2=80mm，选前轴承为NN3020K型和234420B/P5型，后轴承为NN3015K型。前后轴承精度皆为P4级。选主轴锥度号为60的轴头，根据结构，定悬伸长度a=130mm轴承类型子分类型号规格(dxDxB

37、)圆柱滚子轴承双列圆柱滚子轴承NN3020K100X150X37圆柱滚子轴承双列圆柱滚子轴承NN3015K80X115X30球轴承双向推力角接触球轴承234420B/P5100X150X603.5.4 主轴支承跨距求轴承刚度：主轴最大输出转矩（未考虑机械效率）：Pmax955011.9Tmax=9550maxN m =825.9N mnj137.6床身上的最大加工直径约为最大回转直径的60%即240mm故半径为0.12m切削力（沿y轴）Fc=8219 883N背向力（沿x轴）Fp=0.5 仁=3441N故总作用力F = Ff F；二7695.2N此力作用于顶在顶尖间的工件上，主轴和尾座各承受一

38、半，故主轴端受理为F/23848假设初值l/a=3,1=3*130=390.前后支撑的支反力Ra和Rb分别为Rb二旦a= 3848 *二12822 l390根据金属切削机床公式10-5、10-6（如下）Fla2 l二3848390130390二5131章及标题27球轴承轴向刚度 Ka二皿=3.443FadbZ2sind 国dF滚子轴承径向刚度Kr=dF-=3.39Fr01l08iz0.9cos19：d6r式中Ka、Kr轴向和径向刚度（N/怖）；:r、-a径向和轴向变形（）；:接触角（）；db-球径（mr）la滚子的有效长，等于滚子长度扣除两端的倒角（mm；I、z-圆柱滚子轴承滚动体的列数和没列

39、的滚动体数（z双向推力角接触球轴承的球数）。查金属切削机床表10-4知，双向推力角接触球轴承z=28,db=11.113,:-=600，可得Ka二些=3.4434689.75 11.113 282sin560 = 932.27；da双列圆柱滚子轴承NN3020知iz=60,la=10 , ? = 00，可得Kra二並=3.39 6126.70.1100.8609cod9。0= 2038.25 dr双列圆柱滚子轴承NN3015知iz=52，la=9，:. =0，可得Krb二呃=3.39 1 531.70.190.8520.9coS00= 14339 dr可求出前、后轴承刚度轴承NN3020K径向

40、刚度：Kra二2038.25N/Jm轴承NN3015K径向刚度：Krb= 1433.9N /Jm轴承234420B/P5轴向刚度：K932.27N/Jm求最佳跨距:KraKrb初步计算时，可假设主轴的当量外径de为前、后轴承颈的平均值，可得de二10080 / 2 = 90 mm。故惯性矩为I =0.050.094-0.054= 296.8 10，m4118EI 2.1 10296.8 103. -36KAa 2038.25 0.1210查金属切削机床图1024主轴最佳跨距计算线图，查得l0/a二3.25，已 经与假设极其接近。再次经过计算支反力和支撑刚度及最佳跨距，经过进一步的迭 代过程，最

41、终取得最佳跨距为1。=450mm2038.251433.9= 1.29=0.83摘要283.6 同步带轮设计361 已知条件(1)传递功率P=15KW(2)小带轮最高转速n仁6000r/min，大齿轮最高转速n2=2160r/min(3)该带轮应用于车床主轴电机与主轴之间传动，转动平稳，无冲击。原动机采用交流变频电动机，连续使用（每天运转时间在1624h）。3.6.2 带轮设计计算设计功率Pd=Fd = KAP =1.6*15=24KA-工况系数。查机械设计手册表13-1-68得KA=1.6由Pd、n1查 机械设计手册 图13-1-7， 选取带和带轮型号为周节制H型。由表13-1-69得小带轮

42、最小齿数mmin=22，去n仁22,则大带轮齿数n2=60.由表13-1-61的小带轮节圆直径为d仁88.94mm大带轮节圆直径为d2=242.55mm中心距a0:0.7(d1+d2)va0v2(d1+d2)即232m贰a0v662.98mm取a0=500mm带宽bsbs0J丘dbs0-选定型号的基准宽度ks0-小带轮齿轮啮合系数。此处取ks0=1则bs=97mm3.7电机选择由上知P=14.22KW，n= 3000r/min，所以选择YVF2系列变频调速电机，电机型号YVF2-160L-4。额定电流:A=32.3A。防护等级IP5电压380V,基频50HZF级绝缘。3.7 本章小结本章对主轴

43、箱的主要零件进行了设计，包括对传动比的计算，齿轮模数、齿数、 中心距、齿宽的计算，传动轴轴径，主轴的孔径、轴径、轴头的设计计算，同步带 轮的设计。主轴箱是本机床中的重要部件。通过本章的设计和计算使得主轴箱的构 造合理，功能复合本设计的要求，为下面的设计打下了基础。此处取bs0=76.2章及标题29第四章 主轴箱零件的校核4.1 齿轮模数的验算般对高速传动的齿轮以验算接触疲劳强度为主，对低速传动的齿轮以验算弯曲疲 劳强度为主，对硬齿面软齿芯的高频淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度 接触弯曲强度计算齿轮模数 mw191 105K1K2K3KsN2zmiBYnj式中 N 传递的额定功率（kw），N =

44、HNd；Nd电机额定功率（kw）；从电机到所计算齿轮的传递效率；nj-齿轮的计算转速（r/min）；m-初算的齿轮模数（mrj）B-齿宽（mr）u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；z-小齿轮齿数；K1-工况系数，考虑载荷冲击的影响，中等冲击取1.21.6；K2动载荷系数&齿向载荷分布系数Y齿形系数Ks寿命系数：Ks %仆仆KT工作期限系数：T齿轮在机床工作期限内的总工作时间口- 齿轮的最低转速（r/min）；C0基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取C=107,弯曲载荷取 Cc=2X108；m 疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取m=3弯曲载荷时，对正火、MPa lcw摘要30调质及整体淬硬

45、件取m=6对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）取m=9Kn转速变化系数KN功率利用系数Kq材料强化系数 匕w 1许用弯曲应力（Mpa4.1.1 验算 46/82 齿轮传动组，验算 Z=46 齿轮:查机床设计手册得：K1=1.4、K2=1.4、K3=1.04、Ks=0.85、Y =0.465、&w=220Mpa N=15kWZ=46、m=4mmB=32mm nj=416.9r/min。弯曲疲劳强度：19105K1K2K3KsN2zm BYnj带入数据，计算得出j =36.2MPaj满足要求。4.1.2 验算 72/56 齿轮传动组，验算 Z=56 齿轮:查机床设计手册得:K1=1.4、K2=

46、1.4、 心=1、Ks=0.85、Y =0.454、&w】=220Mpa N=15kWZ=56、m=4m、B=32mm nj=416.9r/min。弯曲疲劳强度：二191105K1K2K3KsN一zm2BY nj带入数据，计算得出 =48.3MPa兰crw满足要求04.1.3 验算 96/32 齿轮传动组，验算 Z=32 齿轮：查机床设计手册得：K1=1.4、K2=1.3、心=1、Ks=0.85、Y =0.47、bw】=220Mpa N=15kWZ=32、m=4mmB=32mm nj=416.9r/min。弯曲疲劳强度：19V105K1K2K3KsN%一zm2B Ynj带入数据，计算得

47、出J =169.5MPa汀二满足要求章及标题314.2 传动轴的验算421 轴的强度验算强度验算时，通常用复合应力公式进行计算:式中，Rb复合应力,查得，Rb=105MPaW轴的危险断面的抗弯断面模数M Mx2MY24N415T= 955 104955 104343607N mmNj416.9N最大功率Nj计算转速花键规格为6-31X35X7矩形花键d花键轴内径，31mmD花键轴外径，35mmB键宽,7mmN-键数，6计算得出： W =3243.9mm3齿轮径向力：P = Rtg （-八）/ cos：,此处直齿圆柱齿轮=20pr= 0.5 pt=0.5 21475kN = 10737.7 NM

48、= JM2+M ： = J21475 汉 282+10737.7 疋 282=5025.4N mm.M20.5T2WMPa矩形花键轴: d4W =32 DNB(D -d)(D d)232 D3mm齿轮圆周力:Pt2T2 343607.632= 21475N，可取M20.5T2W= 27.7MPaE105MPa故花键轴强度满足要求。摘要324.2.2 轴的刚度验算通过受力分析，在一轴的两对啮合齿轮副中，靠近中间的一对齿轮对轴中点处 的挠度影响最大，所以，选择18/90齿轮副来进行校核。4N415T= 955 104955 104343607 N mmNj416.9p 空=2 343607.6 =

49、 21475ND32pr=0.5pt=0.5 21475kN “0737.7N已知d=31mmE =2.100 Pa，b=120mm, x=240mn，l=450mm2 2 2pxB 汉 x(l -x -b )小，c-5YB4.73 10 mm y =0.0002 360 =0.072mm, YB：y L所以合格 。4.3 本章小结本章是对上一章节主轴箱设计的相关零件的校核，包括传动轴、主轴刚度和齿 轮的疲劳强度，经过本章的计算可知上一章节设计的主轴箱零件复合要求，可以实 现主轴箱安全有效的工作。P =章及标题33第五章进给机构设计摘要345.1 进给机构的传动方案5.1.1 典型进给驱动机构

50、的形式典型进给驱动机构的形式分为电机滚珠丝杠驱动机构，电机齿轮齿条驱动结构, 直线电动机驱动机构。其中电机滚珠丝杠驱动机构分为电机滚珠丝杠直接相连，电 机滚珠丝杠经齿轮间接相连和丝母转动结构。电机齿轮齿条驱动结构分为单齿轮驱 动结构，双齿轮消隙结构。各种形式的优缺点如表5-1表5-1数控机典型进给驱动机构优点缺点滚 珠丝 杠直接相连（图5.1）传动环节少，对精度影响 小；步进电动机与步距角的 匹配，齿轮传动布置困难有频繁的瞬间冲击，常采用挠性 联轴器，但挠性联轴器的弹性变 形和微小振动等因素会影响滚 珠丝杠的传动特性，限制工作台 定位精度的提高经齿轮间 接相连（图5.2）1、将高转速、小转矩的

51、伺 服动机的输出转变为低转 速、大转矩执行件的输入；2、使滚珠丝杠和工作台的 转动惯量在系中占有较小 的比重有传动链角度转动误差和线性 传动误差，常采用双片齿轮错齿 法或轴向垫片调整法消除齿轮 侧隙，提高伺服系统精度，以减 小侧隙对数控机床加工精度的 影响。丝母转动 结构（图5.3）机床运行更加平稳结构复杂，成本较咼，而且由于 受溜板部件空间的限制，装配维 修比较麻烦。齿轮齿 条驱动 结构单齿轮 驱动结 构（图5.4）不受滚珠丝杠的加工工艺、 弯曲变形、热伸长、转动惯 量以及咼速旋转抖动等多 方面的因素的限制其齿条 的支撑刚度大，还可随意分 段拼接传动精度低，无法满足精密机床 高定位精度及高重

52、复定位精度 的要求章及标题35双齿轮消隙结电动机和控制方面的成本较咼，且安装和调试相对复杂摘要克服了传统进给驱动机构 的很多缺点：直线电动机驱 动把进给传动链缩短为零， 具有极高的快速定位精度 并可实现快速启动和反向 运动；另外，提高了进给系 统的刚度，避免了弹性变 形，可有效提高进给系统性 能与精度，提高了进给系统 的刚度，避免了弹性变形， 可有效提高进给系统性能 与精度图5.1伺服电动机与滚珠丝杠直联结构构（图5.5)n直线电动机驱动机构（图5.6）对于参数摄动、 负载扰动、 散热、系统快速吸能制动及严格防尘 隔磁等问题，还有待于进一步研 究和完善。章及标题图5.4单齿轮驱动机构图五双齿轮

53、消隙机构L I I伺服吐动机减速器L 吋广二N图5.5双齿轮消隙机构工作台初级摘要385.1.2 进给驱动机构的形式的选择实际中，由于滚珠丝杠的加工工艺、弯曲变形、热伸长量、转动惯量以及高速 旋转而抖动等各方面的制约因素，其行程一般控制在6m以下，其中当行程不大于4m时，采用滚珠丝杠旋转结构，而当行程为4m到6m时常采用滚珠丝杠不转而丝母旋转 的结构；但当行程大于6mi时则通常采用齿轮齿条传动结构。对用于粗加工的机床，通常采用普通的齿轮齿条传动。而对于行程短、切削负 载小、精度要求高的机床，则一般选用伺服电动机通过联轴器与滚珠丝杠直连的形 式；而若切削负载较大，则需采用伺服电动机通过齿轮减速与

54、滚珠丝杠相连，来减 速以增大转矩。对于大行程、高精度、重载切削的机床，采用齿轮齿条消隙机构较 为合适。而对于超高速、超精密数控机床，直线电动机驱动则是较好的选择。本次设计的CZK040全自动机床，切削行程较短、切屑负载小、精度要求高，采 用伺服电动机与滚珠丝杠直接相连的进给形式。5.2 径向进给机构的计算5.2.1 滚珠丝杠及电机选型计算5.2.1.1确定滚珠丝杠副的导程根据电机额定转速和径向滑板最大速度，计算丝杠导程。径向运动的驱动电机 选择松下MSM系列电机，电机最高转速为5000rpm。电机与滚珠丝杠直连，传动比 为1。径向最大运动速度为50m/min,。则丝杠导程为：Ph二Vmax/i

55、* nmax= 50000/(1*5000二10mm5.2.1.2滚珠丝杠副的载荷及转速计算章及标题39工作载荷F是指数控机床工作时，实际作用在滚珠丝杠上的轴向作用力。D当摘要40机床快速移动时，径向载荷等于径向运动所产生的摩擦力，本机床导轨选用矩形导 轨，摩擦系数为0.15则Fmin二po*M *g =0.15*50*10 =75N式中：由-导轨摩擦系数M-刀架质量，经计算得M约为50kg当机床做切削运动时，径向丝杠受切削分力和摩擦力作用，当径向切削分力最 大是，丝杠所受载荷最大则F二Fxf，* W = 8580.13 * 50 * 9.8 = 1585 .24 N当机床快进时，径向丝杠转速

56、最大则Vmax=v/Ph=50000/10=5000当切削力最大时丝杠转速最小，此时进给丝杠速度为0.滚珠丝杠副的当量载荷关滚珠丝杠副的当量转速n 亠 n nm二亠 4 =2500r/min25.2.1.3滚珠丝杠副预期额定动载荷按滚珠丝杠副的预期工作时间计算:- F fCam=3.60 nmLh*；100fafc式中：nm-当量转速，nm=2500oLh-预期工作时间，数控车床选择1500hoFm-当量载荷fw-负荷系数，平稳无冲击选择fw=1fa-精度系数，选择fa=1Fm2Fmax- Fmin2*936.4 753= 649.2章及标题41fc-可靠性系数，此处选择fc=1则Cam=65

57、79.7N5.2.4估算滚珠丝杠的最大允许轴向变形Sm摘要42S m(1/31/4)*重复定位精度径向运动的重复定位精度为0.005m,则S m0.039*FOL.1000Sm式中:F。-导轨静摩擦力，由上文可得：F=936.4mm则有下式:5.2.1.5导轨精度选择根据径向的定位精度要求达到0.006mm/100mm则任意300mn长度的导程精度为0.018mm5.2.1.6确定滚珠丝杠型号径向机构的主要载荷为静载荷，因此选取径向丝杠时应根据静载荷F -1585 .24 在图5-1中选取。由图5-1可知径向进给机构的滚珠丝杠型号为sfu2510-4。L-滚珠螺母至滚珠丝杠固定端支承的最大距离

58、,L=600mmda0.039*736* 600.1000*0.0017=19.8mm章及标题43图5-1滚珠丝杠样本| 型式fTYPE=.FUWXFQBtlW g)单佗( (Uriitjieel翼程Lead Dm:珠理Ball Dim. n瑋$Number of Uii匚uhLH K:耳0性Stiffness (Kgf/y mJ8日引匸Dynamic Rating Load (Kgf) Coa: R9*Mgfi-IW曰日弍匸Static Rating L口日di(K号f)浊珠t轩. 之基准醴拥Dimensionsd-DaDABLwxGHoHi6OoaKSFU 1 6O&-265971

59、62M6414&041 &040SFU 3210-4W6.3SOSO80iOesP7182M643390717040SFU4OOS-44053-1 753旳145&70甘ai -sTO41G1OS33O4SFU 4010-41O6-S5O6393149378甘al .670MB43910esso50SFOSOlOi50IQ一6-35Q75noI号931197_5&5衲吕44401Z5OO“*SFU 63110-463IO6.35090259Bnoa1141095IMI4sozn1B64JOHOSFUSOIO-4so1O6,350105145209B1251412

60、7.511OM645G2O2130090備註：肓標舌主卞 記號者可翌作壬螺扳Note: with * can produce? h=?ft hElix522 丝杠刚度验算滚珠丝杠工作时受轴向力的扭矩的作用，它将引起导程L发生变化，因滚珠丝杠受扭矩时引起的导程变化量很小，可忽略不计，故工作负载引起的导程变化量：式中：E-弹性模量，对钢E=20.6X106F-滚珠丝杠截面积，F=n*d/4d -：FpLoEFd4MDd=9O摘要44计算得也 I =10mn则1m长度上导程总误差S=10卩m符合要求。5.3 轴向向进给机构的计算章及标题45531 滚珠丝杠及电机选型计算5.3.1.1确定滚珠丝杠副的导程同上可得轴向运动的驱动电机选择松下MSME系列电机，电