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長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文
Dimensional Tolerance Allocation for New Type of Parallel Machine Tools
LI Bing, WANG Zhi xing, HU Ying (Dept. of Mechanical Engineering, Harbin Institute of Technology, Harbin 150001, China) ?
Abstract：Presents an inverse error estimation method for deriving errors of links from cutter head errors to overcome the difficulty in obtaining analystic solutions for new type of machine tools due to the multi solution of direct kinematics so that the total dimension chain tolerance of machine tool links can be determined by Monte Carlo random simulation for a certain spindle dimension of the machine tool and the precision requirement specified, and the method of dimensional tolerance allocation developed by analysing the elements of machine tool links and the combination of machine tool precision with actual dimensional tolerance for justification of tolerance design for this kind of machine tools.
Key Words： parallel machine tool Monte Carlo simulation tolerance allocation
1 INTRODUCTIONS
The prototype of a new type of parallel machine tools is a 6-6 Stewart platform mechanism. Compared to the traditional machine tool, a parallel machine tool possesses many advantages, such as high precision, high structural rigidity and high machining force/torque capacity, etc. Currently, many universities have research on this kind of machine tools. As shown in Fig.1, the parallel machine tool comprises the following four parts: a fixed platform, six in-parallel actuators, the length variation of each actuator is implemented by ball-screws and the ball-screws are driven by servo motors. The ball joints connect the fixed and moving platforms with ball-screws; a spindle is installed on moving platform bottom. When machining work is being carried out the variation of the moving platform allows a parallel machine tool to machine complicated curved work piece such as die, impeller etc.
The developing tendency of modern NC machine tools is high speed and high precision, and the machine tool errors have direct effect on machine tool precision. In order to meet the precision specified, a scientific dimensional tolerance allocation is urgently required in the design of this kind of machine tool. The errors of the machine tool include the following parts: 1)transmission error in transmission chains, i.e. ,pitch cumulative error of the ball-screw in each actuator and dead domain error during starting or reversing operation;2)length transform error of the ball-screw due to the influence of ambient temperature;3)pares clearance error that connect fixed and moving platform;4)other errors, i.e. , positioning error caused by transmission rigidity, dynamic error caused by moving parts mass and velocity damping. The above errors will finally lead to error at the cutter head of the machine tool. This paper will carry out research on dimensional tolerance allocation based on a kind of statistical experiment method, Monte-Carlo method.
2 SOLUTION OF INVERSE KINEMATICS FOR MACHINE TOOL
The kinematics solution for this parallel machine tool can be classified into two types. When the known quantity is the lengths of the six actuators and the orientation of the cutter head, this is called direct kinematics; On the contrary, when the known quantity is the position and the orientation of the cutter head and the unknown quantity is the lengths of the six actuators, this is called inverse kinematics. The solution of the direct kinematics of the machine tool is used to monitor while the solution of the inverse kinematics of the machine tool is used to control. As shown in Fig.2, a fixed coordinate frame O-XYZ is attached to the fixed platform and a moving coordinate frame O’-X’Y’Z’ is attached to the moving platform. The center of the joint connecting the itch actuator to the fixed platform will be denoted as whereas the center of the joint connecting the same leg to the moving platform will be denoted as , the Y-axis of the fixed coordinate frame is selected along the line which bisects the angle and the Y’-axis of the moving coordinate frame is selected along the line which bisects the angle . Let the position of point O’ with respect to the origin of the fixed coordinate frame be denoted by vector , vectors will be defined as the position vectors of the moving coordinate frame, thus we can write the position vectors of the moving platform joints in fixed coordinate frame as :
Where matrix is the rotation matrix describing the orientation of the moving platform with respect to the fixed platform, the elements of matrix are shown by RPY expression. Let be angles that the moving platform rotates about X-axis, Y-axis, Z-axis of the fixed coordinate frame, and then we can obtain:
Let vectors be the position vectors of the platform joints with respect to the fixed coordinate frame, then the length of each actuator can be written as:
3 DIMENSIONAL TOLERANCE ALLOCATIONS WITH MONTE-CARLO METHOD
Determination of Total Dimensional Chain Error of the Machine Tool Links
In order to carry out dimension tolerance allocation, the variation feature between the errors of the in-parallel links and orientation error of the cutter head (or the center point of the moving platform) need to know. The direct kinematics is used to derive the cutter head error from the link errors of the machine tool. It is difficult to obtain analytical solution by direct kinematics. So an inverse error estimation method by which the link errors can be derived from the position and orientation errors of the cutter head is adopted.
The key to the dimensional tolerance allocation is to determine the total dimensional chain error of the machine tool links. Monte-Carlo method is a numeral method to solve mathematics based on random sampling. In this parallel an evenly-distributed Monte-Carlo random simulation method on a certain position and orientation precision of the cutter head is used. By Esq. (1) the lengths of the machine tool links under the sample volume can be obtained. The maximum length error of each link can be obtained in different positions in the machine tool workspace. Take the minimum length errors as the total error for dimensional tolerance allocation of each link. Before random simulation by Monte-Carlo method, the machine tool precision should be estimated and the variation of the moving platform’s position and orientation should be determined. Let the position and orientation of the center point of the moving platform be three transforming quantities and three rotating quantities. A simplified model of spindle system for parallel machine too is shown in Fig.3. From the figure we can see that point a and b represent cone bearings, segment bc represents cutter holder and segment cd represents the cutter, the cutter head point d bears machining force P.
4 CONCLUSIONS
The presented dimensional tolerance allocation method is the combination between machine tool precision and the actual dimension tolerances. The factors that influence on the cutter head errors of the parallel machine tool are analyzed first. Due to the multi-solution and the difficulty in obtainment of the analytical solution of the direct kinematics, the derivation of the cutter head error from the error of machine tool links is difficult. So a inverse error estimation method to derive errors of links from cutter head error is presented in this paper.
To a certain spindle dimension of the parallel machine tool, the total dimensional tolerance of the machine tool link can be determined by Monte-Carlo random simulation method. The dimensional tolerance allocation for adjustable loop of the link is developed. If the allocated dimension tolerance can not meet the design or manufacturing requirement, the adjustments towards precision grade of the ball screw or the spindle dimension are desired for tolerance re-allocation. Example shows the presented tolerance allocation method is reasonable. This work provides a basis in the design stage of the parallel machine tool.
新型并聯(lián)機床的三維公差分配
李冰，王知行，胡穎（哈爾濱工業(yè)大學機械工程系，中國哈爾濱150001）
摘要：提出了一種逆誤差估計的方法以克服刀盤刀具連接中存在錯誤和誤差這一難題，獲取新型機床由于直接運動學多解的解決方案，通過蒙特卡羅隨機模擬的方法直接確定機床環(huán)節(jié)對機床的主軸尺寸和精度要求，對尺寸公差分配和組合機床機床精度與實際的尺寸公差的分析，可采用該方法的公差分配來設計機床。
關鍵詞：并聯(lián)機床 蒙特卡洛模擬 公差分配
1介紹
新類型的并聯(lián)機床的原型是一個6-6斯圖爾特平臺機構。與普通機床相比，并聯(lián)機床有許多優(yōu)點，比如高的精度，高的結構剛度和高機制力量/轉力矩能力等。現(xiàn)在，許多大學都對這種并聯(lián)機床都加以研究。如圖1所示。并聯(lián)機床包括四個部分：一個固定的平臺，六個平行的主動件，每個主動件的長度變化由球鉸鏈來控制，而球鉸鏈由伺服馬達驅使。球關節(jié)用鉸鏈連接固定部分和可動部分，轉軸安裝在移動平臺底部。當機加工進行時，移動平臺使并聯(lián)機床能加工復雜的工件，如鋼模的復雜彎工作塊及其他的東西。
現(xiàn)代的控制母機的發(fā)展趨向是高速度和高精度，并且機床的誤差應能直接影響機床的精度。為了解決這種精密的需要，一種尺寸公差分配方法需要應用于機床的設計中。機床的誤差包括下列各項部分：（1）傳輸鏈的傳輸誤差，也就是，在開始或顛倒操作的時候在每個主動件和死區(qū)中球鉸鏈的累積誤差（2）周圍溫度變化導致的球鉸鏈長度變化誤差（3）剝連固定和可動工作臺的清除誤差（4）其它的誤差，也就是，由移動部分塊和速度降低引起的動態(tài)誤差。上述的誤差最終會導致在工作母機的切削頭上產(chǎn)生的誤差。這篇論文將對一種基于統(tǒng)計的尺寸公差分配的實驗方法——蒙地卡羅方法加以研究。
2 機床的逆向運動學的解決
運動學解決這種并聯(lián)機床的運動學解決方法可以分為兩類。當已知量是六個主動件的長度和切削頭的方向的時候，這叫做正向的運動學。另一方面，當已知量是位置和切削頭的方向而未知量是六個主動件的長度的時候，這叫做逆向的運動學。并聯(lián)機床的正向運動學用于解決檢測問題，而逆向運動學用于解決控制問題。如圖2所示，固定的坐標系附在固定的平臺上，而移動的坐標系附在移動的平臺上。連接主動件到固定的平臺關節(jié)的中心被表示為，同樣，連接相同的腿到那個移動平臺的關節(jié)中心被表示為。固定坐標系的Y軸是按沿著角挑選的，而移動坐標系的Y`軸是沿著角。讓有關固定的坐標系的起源用矢量表示，而移動坐標系的起源用矢量表示。如此，我們把移動平臺的位置在固定平臺中用位置矢量表示為：
點陣式是描述移動平臺相對于固定平臺的旋轉點陣式，點陣式元素用RPY表示。讓為移動平臺與X軸，Y軸，Z軸之間的旋轉夾角，然后，我們能獲得：
讓矢量是有關于坐標體格平臺位置的矢量。然后每個主動件的長度可以寫作：
3 蒙地卡羅尺寸公差分配方法
為了要實現(xiàn)尺寸公差分配，必須弄清楚聯(lián)編尺寸誤差和切削頭的定位誤差之間的變化特征。正向運動學用于來制來自機床的聯(lián)編誤差的切削頭誤差。直接運動學的獲得分析是十分困難的。如此一個可能起源于位置的逆向誤差和切削頭定方位的判斷方法可以被采用。
尺寸公差分配的關鍵是要決定機床的聯(lián)編總體尺寸公差。蒙地卡羅方法是基于隨意抽取樣品的解決尺寸公差分配的一種數(shù)學方法。平均地隨意分配在一個某位置和切削頭方向的蒙地卡羅模擬方法被采用在并聯(lián)機床上。樣本容量下的機床的聯(lián)編尺寸的長度可能被獲得。聯(lián)編的最大長度誤差可能在工作母機工作空間的不同位置獲得，尺寸公差分配為拿聯(lián)編最小量長度誤差作為總誤差。在蒙地卡羅隨意模擬之前，工作母機的精度應被估計，并且移動平臺的位置變化和方位應被考慮。那個移動平臺的中心點位置和方向為三轉換量和三替換量。并聯(lián)機床的轉軸的簡化模型也被顯示在圖片3中。從這個圖片，我們可以看出a和b代表圓錐體，弦bc代表切削者，而弦cd切削頭，切削頭點d產(chǎn)生機制力量P。
3 結論
尺寸公差分配方法是機床精確度和真實尺寸公差之間的組合。我們應首先分析影響并聯(lián)機床的切削頭的誤差。由于直接運動學的分析解決獲得困難和形式多樣，源自機床聯(lián)編誤差的切削頭誤差的引出很困難。因此，本論文中闡述了源自切削頭誤差的聯(lián)編誤差的倒轉誤差判斷方法。
對于并聯(lián)機床轉軸來說，機床聯(lián)編總體尺寸公差分配可能被蒙地卡羅隨意模擬方法確定。調整性的尺寸公差分配正被發(fā)展。如果尺寸公差分配不能滿足機械制造業(yè)和設計的需要，那么，能調整的精密的球螺釘或轉軸被需要出現(xiàn)。事例證明這個尺寸公差分配方法是合理可行的。這一工作為并聯(lián)機床的設計階段提供了基礎。
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摘 要
數(shù)控機床即數(shù)字程序控制機床，是一種自動化機床，數(shù)控技術是數(shù)控機床研究的核心，是制造業(yè)實現(xiàn)自動化、網(wǎng)絡化、柔性化、集成化的基礎。隨著制造技術的發(fā)展，現(xiàn)代數(shù)控機床借助現(xiàn)代設計技術、工序集約化和新的功能部件使機床的加工范圍、動態(tài)性能、加工精度和可靠性有了極大的提高。
本次設計通過對現(xiàn)有數(shù)控鉆銑床的分析研究，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。本方案中，主軸箱采用電磁離合器實現(xiàn)有級變速，在X、Y、Z三個方向上的進給運動均采用滾珠絲桿，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(shù)字控制?？刂葡到y(tǒng)采用MCS-51系列單片機，通過擴展程序存儲器、數(shù)據(jù)存儲器和I/O接口實現(xiàn)硬件電路的設計。
關鍵詞：數(shù)控技術 滾珠絲桿 步進電機 單片機系統(tǒng)擴展
Abstract
The numerical control engine bed is the digital process control engine bed, is one kind of automated engine bed, the numerical control technology is the core which the numerical control engine bed studies, is the manufacturing industry realization automation, the network, the flexibility, the integrated foundation. Along with the manufacture technology development, the modern numerical control engine bed with the aid of the modern design technology, the working procedure intensification and the new function part caused the engine bed the processing scope, the dynamic performance, the processing precision and the reliability had the enormous enhancement .
This design tries a new method after the analyze and research of the exited numerical control bed for mill and bore with the higher automatization degrees and the simpler configuration. In the method, electromagnetism clutch is used for the realization of the level shift in the headstock, 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.
Keywords: Numerical control technology Ball bearing thread haulm
The step by step electromotor The enlarge for SCM system
長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 目錄 第一章 數(shù)控機床概述 .................................................1 一．數(shù)控機床的簡介 ....................................................1 （一）數(shù)控機床的產(chǎn)生及其重要性 ......................................1 （二）數(shù)控機床應用范圍及特點 ........................................1 （三）數(shù)控機床的組成 ................................................2 （四）數(shù)控技術的發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢 ......................................3 第二章 機床總體布局設計 .............................................5 一.機床總體尺寸參數(shù)的選定 .............................................5 二.機床主要部件及其運動方式的選定 .....................................5 第三章 主傳動的設計 .................................................6 一．議定轉速圖 ........................................................6 （一）確定結構式和結構網(wǎng)式 ..........................................6 （二）議定轉速圖 ....................................................7 （三）確定各齒輪的齒數(shù) ..............................................8 （四）傳動系統(tǒng)圖的擬定 .............................................10 二．主傳動主要零件的強度計算 .........................................11 （一）電動機的選擇 .................................................11 （二）齒輪傳動的設計計算 ...........................................11 （三）軸的設 計計算 .................................................14 （四）離合器的選用 .................................................27 第四章 進給系統(tǒng)的設 計計算 .........................................28 一．垂直進給系統(tǒng)的設計計算 ...........................................28 (一)脈沖當量和傳動比的確定 .........................................28 (二)滾珠絲杠設計計算 ...............................................30 (三)步進電機的選擇 .................................................34 (四)滾珠絲桿副的預緊方式 ...........................................36 （五）齒輪傳動消隙 ..................................................36 二．橫向進給系統(tǒng)的設計計算 ...........................................37 (一)脈沖當量和傳動比的確定 .........................................37 (二)滾珠絲杠設計計算 ...............................................38 (三)步進電機的選擇 .................................................40 第五章 控制系統(tǒng)的設計 ..............................................42 一．控制系統(tǒng)總體方案的擬定 ...........................................42 二．總控制系統(tǒng)硬件電路設計 ...........................................42 （一）單片機的選用 .................................................42 （二）系統(tǒng)的擴展 ...................................................45 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 （三）鍵盤、顯示器接口 .............................................47 （四）步進電機控制電路 .............................................48 （五）光電隔離電路 .................................................49 結論 ..................................................................51 致謝 ..................................................................52 參考文獻 .............................................................53 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 1 第一章 數(shù)控機床概述 一．數(shù)控機床的簡介 （一）數(shù)控機床的產(chǎn)生及其重要性 隨著社會生產(chǎn)和科學技術的飛躍發(fā)展，社會對產(chǎn)品多樣化的要求日益強烈， 產(chǎn)品更新越來越快，特別是在宇航、造船、軍事等領域需要的機械零件。此外， 激烈的市場競爭要求產(chǎn)品研制生產(chǎn)周期越來越短，傳統(tǒng)的加工設備和制造方法難 于適應這種多樣化與復雜形狀零件高質量的加工要求，為了解決上述問題，數(shù)控 機床應運而生。 數(shù)控機床是綜合應用了微電子、計算機、自動檢測以及精密機械等技術的最 新成果而發(fā)展起來的新型機床，它標志著機床工業(yè)進入了一個新的階段。從第一 臺數(shù)控機床問世到現(xiàn)在，數(shù)控技術的發(fā)展非常迅速，使制造技術發(fā)生了根本性的 變化，幾乎所有品種的機床都實現(xiàn)了數(shù)控化。數(shù)控機床的應用領域也從航空工業(yè) 部門逐步擴大到汽車、造船、機床、建筑等民用機械制造行業(yè)。努力發(fā)展數(shù)控加 工技術，并向更高層次的自動化、柔性化、敏捷化、網(wǎng)絡化和數(shù)字化制造方向推 進，是當前機械制造業(yè)發(fā)展的方向。 數(shù)控加工技術也是發(fā)展軍事工業(yè)的重要戰(zhàn)略技術。美國與西方各國在高檔數(shù) 控機床與技工技術方面，對我國進行封鎖限制，因為許多先進武器裝備的制造， 如飛機、導彈、坦克等的關鍵零件，都離不開高性能數(shù)控機床的加工。我國的航 空、能源、交通等行業(yè)也從西方引入了一些五坐標機床等高檔數(shù)控設備，但其使 用受到國外的監(jiān)控和限制，這一切均說明數(shù)控加工技術在國防現(xiàn)代化方面所起的 重要作用。 （二）數(shù)控機床應用范圍及特點 目前的數(shù)控加工主要應用于以下兩方面： 一方面的應用是常規(guī)零件加工，如二維車削、箱體類鏜銑等。其目的在于提 高加工效率，避免認為誤差，保證產(chǎn)品質量，以柔性加工方式取代高成本的工裝 設備，縮短產(chǎn)品制造周期，適應市場需求。這類零件一般形狀較簡單，實現(xiàn)上述 目的的關鍵在于提高機床的柔性自動化程度、高速精加工能力、加工過程的可靠 性。 另一方面的應用是復雜形狀零件加工，如模具型腔、渦輪葉片等。該類零件 在眾多的制造行業(yè)中具有重要的地位，其加工質量直接影響以至決定著整機床品 的質量。這類零件型面復雜，常規(guī)加工方法難以實現(xiàn)，它不僅促使了數(shù)控加工技 術的產(chǎn)生，而且也一直是數(shù)控加工技術的主要研究及應用對象。由于零件型面復 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 2 雜，在加工技術方面，除要求數(shù)控機床具有較強的運動控制能力外，更重要的是 如何有效地獲得高效優(yōu)質的數(shù)控加工程序，并從加工過程整體上提高生產(chǎn)效率。 （三）數(shù)控機床的組成 如圖所示，數(shù)控機床由一下幾個部分組成： 1．程序編制 數(shù)控程序是數(shù)控機床自動加工零件的工作指令。在對加工零件進行工藝分析 的基礎上，確定零件坐標系在機床坐標系上的相對位置，即零件在機床上的安裝 位置，刀具與零件相對運動的尺寸參數(shù)，零件加工的工藝路線或加工順序，主運 動的起、停、換向、變速、進給運動的速度、位移大小等工藝參數(shù)，以及輔助裝 置的動作，得到零件的運動、尺寸、工藝參數(shù)等加工信息后，用由文字、數(shù)字和 符號組成的標準數(shù)控代碼，按規(guī)定的方法和格式，編制零件加工的數(shù)控程序單。 2．輸入裝置 輸入裝置的作用是將程序載體上的數(shù)控代碼傳遞并存入數(shù)控系統(tǒng)內。根據(jù)控 制存儲介質的不同，輸入裝置可以是光電閱讀機、磁帶機或軟盤驅動器等。數(shù)控 機床加工程序也可通過鍵盤用手工方式直接輸入數(shù)控系統(tǒng)。 零件加工程序輸入過程有兩種不同的方式：一種是邊讀入邊加工，另一種是 一次將零件加工程序全部讀入數(shù)控裝置內部的存儲器，加工時再從內部存儲器中 逐段逐段調出進行加工。 3．數(shù)控裝置 數(shù)控裝置是數(shù)控機床的核心，數(shù)控裝置從內部存儲器中取出或接受輸入裝置 送來的一段或幾段數(shù)控加工程序，經(jīng)過數(shù)控裝置的邏輯電路或系統(tǒng)軟件進行編譯、 運算和邏輯處理后，輸出各種控制信息和指令，控制機床各部分的工作，使其進 行規(guī)定的有序運動和動作。 4．輔助控制裝置 輔助控制裝置的主要作用是接收數(shù)控裝置輸出的開關量指令信號，經(jīng)過編譯、 邏輯判別和運動，再經(jīng)功率放大后驅動相應的電器，帶動機床的機械、液壓、氣 動等輔助裝置完成指令規(guī)定的開關量動作。這些控制包括主軸運動部件的變速、 換向和啟停指令，刀具的選擇和交換指令，冷卻、潤滑裝置的啟動停止，工件和 機床部件的松開、夾緊，分度工作臺轉位分度等開關輔助動作 圖 1-1 數(shù)控機床組成 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 3 5．驅動裝置和位置檢測裝置 驅動裝置接受來自數(shù)控裝置的指令信息，經(jīng)功率放大后，嚴格按照指令信息 的要求驅動機床移動部件，以加工出符合圖樣要求的零件。因此，它的伺服精度 和動態(tài)響應性能是影響數(shù)控機床加工精度、表面質量和生產(chǎn)率的重要因素之一。 位置檢測裝置將數(shù)控機床各坐標軸的實際位移量檢測出來，經(jīng)反饋系統(tǒng)輸入到機 床的數(shù)控裝置之后，數(shù)控裝置將反饋回來的實際位移量值與設定值進行比較，控 制驅動裝置按照指令設定值運動。 6.機床的機械部件 數(shù)控機床的機床本體與傳統(tǒng)機床相似，由主軸傳動裝置、進給傳動裝置、床 身、工作臺以及輔助運動裝置、液壓氣動系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、冷卻裝置等組成。但 數(shù)控機床在整體布局、外觀造型、傳動系統(tǒng)、刀具系統(tǒng)的結構以及操作機構等方 面都發(fā)生了很大的變化，這種變化的目的是為了滿足數(shù)控機床的要求和充分發(fā)揮 數(shù)控機床的特點。 （四）數(shù)控技術的發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢 隨著科學技術的發(fā)展，數(shù)控機床借助于微電子、計算機技術的飛速進步正向 著高精度、多功能、高速化、高效率、復合加工功能、智能化等方向邁進，明顯 地反映出時代的特征。當前，數(shù)控機床技術呈現(xiàn)如下發(fā)展趨勢： 1.精度化 當代工業(yè)產(chǎn)品對精度提出了越高的要求，典型的高精度零件如陀螺框架、伺 服閥體、渦輪葉片、非球面透鏡、光盤、等，這些零件的尺寸精度要求均在微米、 亞微米級。因此，加工這些零件的機床也受到需求的牽引而向高精度發(fā)展。 2.高速度化 提高生產(chǎn)率是機床技術發(fā)展追求的基本目標之一，而實現(xiàn)這個目標的最主要、 最直接的方法就是提高切削速度和減少輔助時間。隨著刀具、電機、軸承、數(shù)控 系統(tǒng)等相關技術的突破及機床本身基礎技術的進步，使各種運動速度大為提高。 3.高柔性化 柔性是指機床適應加工對象變化的能力，當代產(chǎn)品的多樣化和個性化，對機 床提供了更高的柔性加工要求。數(shù)控機床在提高單機柔性化的同時，朝著單元柔 性化和系統(tǒng)柔性化方向發(fā)展。不僅中、小批量的生產(chǎn)方式在努力提高柔性化能力， 就是在大批量生產(chǎn)方式中，也積極向柔性化方向轉向。 4.高自動化 高自動化是指在全部加工過程中盡量減少“人”的介入而自動完成規(guī)定的任 務，包括物料流和信息流的自動化。自上世紀 80 年代中期以來，以數(shù)控機床為 主體的加工自動化已從“點”的自動化（單臺數(shù)控機床）發(fā)展到“線”的自動化 （柔性制造車間） ，結合信息管理系統(tǒng)的自動化，逐步形成整個工廠“體”的自 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 4 動化，并出現(xiàn)了 FA（自動化工廠）和 CIM（計算機集成制造）工廠的雛形實體。 數(shù)控機床的高自動化并向 FMC、FMS 集成方向發(fā)展的總趨勢仍然是機械制造業(yè)發(fā) 展的主流。 5.復合化 復合化包含工序復合化和功能復合化。在一臺數(shù)控設備上能完成多工序切削 加工（如車、銑、鏜、鉆等）的加工中心，打破了傳統(tǒng)的工序界限和分開加工的 規(guī)程。一臺具有自動換刀裝置、自動交換工作臺和自動轉換立臥主軸頭的鏜銑加 工中心，不僅一次裝夾便可以完成鏜、銑、鉆、鉸、攻絲和檢驗等工序，而且還 可以完成箱體件五個面粗、精加工的全部工序。 6.智能化 數(shù)控技術的一個重要發(fā)展趨勢是加工過程的智能化，帶有自適應控制功能的 控制系統(tǒng)，可以在加工過程中根據(jù)切削力和切削溫度等加工參數(shù)，自動優(yōu)化加工 過程，從而達到提高生產(chǎn)率，增加刀具壽命并改善加工表面質量等目的。刀具破 損監(jiān)控和刀具智能管理功能可以智能的管理刀具，使得刀具保持最佳工作狀態(tài)。 另外以工藝參數(shù)數(shù)據(jù)庫為支撐的、具有人工智能的專家系統(tǒng)被用于指導加工。 7.網(wǎng)絡化 為適應制造業(yè)的網(wǎng)絡化和全球化發(fā)展趨勢，數(shù)控系統(tǒng)的網(wǎng)絡化功能也日趨重 要。在企業(yè)內部，具有網(wǎng)絡功能的數(shù)控系統(tǒng)可以充分實現(xiàn)企業(yè)內部的資源和信息 共享，適應未來車間的面向任務的定單的生產(chǎn)發(fā)展模式，使得生產(chǎn)控制系統(tǒng)的集 成更加簡便有效。 8.高可靠性 數(shù)控機床的可靠性是數(shù)控機床產(chǎn)品質量的一項關鍵性指標，數(shù)控機床能否發(fā) 揮其高性能、高精度、高效率，并獲得良好的效益，關鍵取決于可靠性。數(shù)控系 統(tǒng)可采用更高集成度的電路芯片，利用大規(guī)模的專用及混合式集成電路，以減少 元器件的數(shù)量，提高可靠性。 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 5 圖 1-2 數(shù)控立式鉆銑床 第二章 機床總體布局設計 一.機床總體尺寸參數(shù)的選定 根據(jù)設計要求并參考實際情況，初步選定機床主要參數(shù)如下： 工作臺寬度×長度 400×1600mm 主軸錐孔 7∶24 工作臺最大縱向行程 300mm 工作臺最大橫向行程 375mm 主軸箱最大垂直行程 400mm 主軸轉速級數(shù) 12 級 主軸轉速范圍 30~1500r/min X、Y 軸步進電機 130BF001（反應式步進電動機） Z 軸步進電動機 130BF001（反應式步進電動機） 主電動機的功率 4.0KW 主軸電動機轉速 1440r/min 機床外形尺寸（長×寬×高） 150×1200×2300mm 機床凈重 500Kg 二.機床主要部件及其運動方式的選定 1.主運動的實現(xiàn) 因所設計的機床要求能進行立式的鉆和銑，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(shù)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，主軸箱主要采用液壓系 統(tǒng)控制滑移齒輪和離合器變換齒輪的有級變速。 2.進給運動的實現(xiàn) 本次所設計的機床進給運動均由單片機進行數(shù)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。 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 6 3.數(shù)字控制的實現(xiàn) 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(jù)實際情況而定。 第三章 主傳動的設計 一．議定轉速圖 （一）確定結構式和結構網(wǎng)式 1.主傳動的確定 ， 和公比 Ф 的確定：nmaxin 根據(jù) ZJK-7532 的使用說明書，初步定主軸轉速范圍為 95～1600r／min， 則 Ф ＝ = ＝ ＝1.29 （3-1?ZnR1minaxz19560 1） 由設計手冊取標準值得：Ф=1.26 令 ，則in/160maxr? min/9.1256.01maxin rZ??? 則取 i/6i,/25axin r 2.確定變速組和傳動副數(shù)目： 大多數(shù)機床廣泛應用滑移齒輪的變速方式，為了滿足結構設計和操縱方便 的要求，通常采用雙聯(lián)或三聯(lián)滑移齒輪，因此主軸轉速為 12 級的變速系統(tǒng)，總 共需要三個變速組。 3.確定傳動順序方案： 按著傳動順序，各變速組排列方案有： 12＝3×2×2 12＝2×3×2 12＝2×2×3 從電機到主軸，一般為降速傳動，接近電機處的零件轉速較高，從而轉矩 較小，尺寸也就較小。如果使傳動副較多的傳動組放在接近電機處，則可使小 尺寸的零件多些，而大尺寸的零件可以少些，這樣就節(jié)省省材料，經(jīng)濟上就占 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 7 優(yōu)勢，且這也符合“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取 12=3×2×2 的 方案為好，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(jù)“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 12＝ × × 結構式方案。1326 檢查最后擴大組的變速范圍： r= ～10 故合符要求。 80.46.)12(3 ?????ⅣⅢⅡⅠ 圖 2-1 12 級傳動系統(tǒng)結構網(wǎng)圖 （二）議定轉速圖 根據(jù)已確定的結構式或結構網(wǎng)議定轉速圖時，應注意解決定比傳動和分配傳 動比，合理確定傳動軸的轉速。 1.定比傳動 在變速傳動系統(tǒng)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。在鉆銑床的設計中，總降速比為 u=125/1440=0.087。若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 ，故無需要增加降速傳動，但為了使中間兩個變016.41?? 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Ⅰ－Ⅱ 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 8 軸間增加一對降速傳動齒輪（ ） ，同時也有利于設計變型機床，因為只要改變342 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 12 種 轉速同時提高或降低，以便滿足不同用戶的要求。 2.分配降速比 前面已確定，12＝3×2×2 共需三個變速組，并在Ⅰ－Ⅱ軸間增加一對降速 傳動齒輪，要用到四個變速組，在主軸Ⅴ上標出 12 級轉速：125～1600r/min,在 第Ⅰ軸上用 A 點代表電動機轉速 ，最低轉速用 E 點標出，因此min/140r? A,E 兩點相距約 11 格，即代表總降速傳動比為 。1??ut 3.定出各變速組的最小傳動比 根據(jù)降速前慢后快的原則，在Ⅳ－Ⅴ軸間變速組取 ，在Ⅲ－Ⅳ軸間變4?? 速組取 ，在Ⅱ－Ⅲ軸間變速組取 ，則31??u 21??uⅤⅣⅢⅡⅠ n (160)23975n8 (61)035n4 (2)198.75140 圖 2-2 轉速圖 根據(jù)結構式可知：Ⅱ～Ⅴ軸間變速組的級比指數(shù)分別為：1，3，6，傳動副 為：3，2，2，則畫出上圖的轉速圖。 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 9 （三）確定各齒輪的齒數(shù) 在確定齒輪齒數(shù)時應注意：齒輪的齒數(shù)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(shù)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(shù)和控制在 ；為了控制每組嚙合齒輪不產(chǎn)生根120~?sz 切現(xiàn)象，使最小齒數(shù) ，因而齒輪的齒數(shù)和不應過小。18min? 在Ⅳ－Ⅴ軸間因為 ， ，又因為 而最小59.27??u52.48?17min?z 齒輪的齒數(shù)是在 的齒輪副中，令 ，則 等，因為在8 0minz8,730,64sz 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 67?sz 可查出： ，195?z481967?? ，2423z 同理： ， 且查得 ….1us6?74,2603sz 取 則查得： ，3?z 1?12?? ，39 360 ， ，12u26.13?5.124u 查得： .70,52?sz 因為三聯(lián)滑移齒輪中的最大齒數(shù)與次大齒數(shù)之差必須要大于或等于 4 則必需有 。70min2z 又因為前傳動軸的轉速高，扭矩小，一般傳動件的尺寸要小一些，因而齒數(shù) 和可取比前一級變速組小。 用計算法取 ，則 ， 23min7?z3759.12478?uz60372??sz 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 10 可得 ，2760.1135 ????suzz 32760??z ，323z 4 因為 所以取 ，則 69.014?21?3469.0212?uz 滑移齒輪齒數(shù)的驗算：在三聯(lián)滑移齒輪 中，為了確保其左右移動時753, 能順利通過，不致相碰，則必須保證三聯(lián)滑移齒輪的次大齒輪 與最大齒輪的配z5 對齒輪 不相碰（最大齒輪布置在中間） ，即：z4 （3-Amz??)2(1)2(145 2） 又因為 ， 則必須保證： ，從上面計算可知：)(43A? 453??z ， ，則 ，這與要求不符。但是由于Ⅲ與30z75 27305???z Ⅳ都采用了離合器，使齒輪 和 的距離拉大了，因而在滑移齒輪在移動過程48 中不存在相碰的情況，所以三聯(lián)滑移齒輪在這個設計里是可以實現(xiàn)的。 （四）傳動系統(tǒng)圖的擬定 根據(jù)以上分析及計算，擬定如下傳動系統(tǒng)圖： 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 11 2648411943323723023303424 主 電 機 二．主傳動主要零件的強度計算 （一）電動機的選擇 1．電動機的功率計算 鉆頭材料選用 W18Cr4V, ，根據(jù)加工要求選用鉆頭直徑毫 米公 斤σ /80?b D＝25mm，則查表得進給量 S＝0.39～0.47mm，根據(jù)鉆孔切削用量表查得： n＝377r/min，M=8580N·m 則可得： （3-kw32.6.17208536.1720＝＝ ???MnN 3） 2．電動機參數(shù)的選擇 在選擇電動機時，必須使得 P ≥P ，根據(jù)這個原則，查《機械設計手額 定 總 圖 2-3 傳動系統(tǒng)圖 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 12 冊》選取 Y112M-4 型電動機，其基本參數(shù)如下（單位為 mm）： A=190 B=140 C=70 D=28 E=60 F=8 G=24 H=112 K=12 AB=245 AC=230 AD=190 HD=265 BB=180 L=400 （二）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(chǎn)效率高、生產(chǎn)成本低等優(yōu) 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(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： 1.模數(shù)的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)比較復雜，而且有些系數(shù)只有在齒 輪各參數(shù)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(shù)。 齒輪彎曲疲勞的估算公式： mm （式中 即為齒輪所傳遞的功率） （3-wm32jZnN?N 4） 齒面點蝕的估算公式： mm （式中 即為齒輪所傳遞的功率） （3-A32jnN?N 5） 其中 為大齒輪的計算轉速， 為齒輪中心距。j A 由中心距 及齒數(shù) 求出模數(shù)：A21,Z mm （3-21mj?? 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 13 6） 根據(jù)估算所得 和 中較大的值，選取相近的標準模數(shù)。wmj 前面已求得各軸所傳遞的功率，各軸上齒輪模數(shù)估算如下： 第一對齒輪副 in/140rnj? mmwm5.129.3??? mmA48.0.43? mm15.2.??j 所以，第一對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為 mm。15.0?wm 第二對齒輪副 in/0rnj mmwm76.102398..42??? mmA.1..3 mm06.7298.??j 所以，第二對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為 mm。06.?wm 第三對齒輪副 in/631rnj mmwm06.2631298..043??? mmA7.5..3 mm1.04278.5??j 所以，第三對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為 mm。175.0?wm 第四對齒輪副 in/35rnj 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 14 mmwm71.231598.0.43234??? mmA...34 mm2.0819.7??j 所以，第四對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為 mm。2.0?wm 綜上所述，為了降低成本，機床中各齒輪模數(shù)值應盡可能取相同，但因 為Ⅴ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Ⅴ軸齒輪的幾何尺寸。所以，本次設計中在Ⅰ～Ⅳ間各個齒 輪模數(shù)均為 =2.5mm，在Ⅴ軸上就取 。1mm32? 2.齒輪分度圓直徑的計算 根據(jù)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： 605.241??d 85.2342??d 75.230??d 73675 .86 ..7 .9.8 9 2510??d 521??d 105.2412??d 343 78364 735 816 3.齒輪寬度 B 的確定 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。本次設計中，取主動齒輪寬度 B=8m=8×2.5=20mm(在最后一對齒輪嚙合取也取 B=7m≈20)，則與其嚙合的從 動齒輪的寬度一致。而取多聯(lián)齒輪的寬度 B=8m=8×2.5=20mm，為了使嚙合更 容易和平穩(wěn)，則與其嚙合的從動齒輪的寬度要小一點，取 B’ =6m＝6×2.5＝15mm。 4.齒輪其他參數(shù)的計算 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 15 根據(jù)《機械原理》中關于漸開線圓柱齒輪參數(shù)的計算公式及相關參數(shù)的 規(guī)定，齒輪的其它參數(shù)都可以由以上計算所得的參數(shù)計算出來，本次設計中， 這些參數(shù)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，必須才能達到 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(shù) K，包括使用系數(shù) ,動載荷系數(shù) ,齒間載AKV 荷分配系數(shù) 及齒向載荷分布系數(shù) ，即：?K? =1.25×1.07×1.1×1.12=1.65 （3-?vA? 7） 查表得： =0.88 =2.5 =189.8?ZHEZ = （3-H?E?ubdK21)(?? 8） 將數(shù)據(jù)代入得： 1100mpaH? 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，其它齒 輪也符合要求，故其余齒輪不再驗算，在此略去。 （三）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(jù)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，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： 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 16 （3-30nPAd?m 9） 對于空心軸，則 （3-340)-n(1PAd?? 10） 式中， ——軸傳遞的功率，kW ——軸的計算轉速，r/minn ——經(jīng)驗值0A 取 β 的值為 0.5 (1)計算各傳動軸傳遞的功率 P 根據(jù)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 各傳動軸傳遞的功率可按下式計算：kWNd0.4? （3-??dP 11） ——電機到傳動軸之間傳動效率η 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，則各軸傳遞 的功率為： kWNPd 842.39.0.0411 ????? 782322 k61..7.3 3.509????9.061.44?P (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(jīng)濟性，初步選 擇主軸的材料為 40Cr，其它各軸的材料均選擇 45 鋼，取 A0 值為 115，各軸 的計算轉速由轉速圖得出： 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 17 n1j=1002r/min, n2j=631r/min, n3j=315r/min, n4j=250r/min 所以各軸的最小直徑為： md8.16024.315??? .7.31 md9.2561.531??? 7.0.31 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： minⅡd=18 , =23 , =34 , =46minⅢdminⅣdminⅤd 2.各軸段長度值的確定 各軸段的長度值，應根據(jù)主軸箱的具體結構而定，且必須滿足以下的原則： （1）應滿足軸承及齒輪的定位要求。 （2）應滿足滑移齒輪安全滑移的要求。 3.軸的剛度與強度校核 根據(jù)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Ⅲ根軸進行強度校核。 （1）第Ⅲ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齒輪傳遞過來，而后 通過一個三聯(lián)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 平面及 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 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 18 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 xz 平面內： R2FtFt1R DCBA b=5l=450a=0 在 yz 平面內： TT1a=0l=450b=25ABCDR'FrFrR' 2）作出軸的彎矩圖 根據(jù)上述簡圖，分別按 xz 平面及 yz 平面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計算結 果分別作出兩個平面的上的彎矩圖。 在 xz 平面內，根據(jù)力的平衡原理可得： R1+R2+Ft2=Ft1 將各個力對 R1 取矩可得： Ft1×a=Ft2×（l-b）+R2×l Ft1=2 /d7PⅡ Ft2=2 /d11Ⅲ 由以上兩式可解出： 圖 2-4 xz 平面的受力圖 圖 2-5 yz 平面的受力圖 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 19 R1=Ft1（l-a）/l-Ft2×b/l R2=Ft1×a/l-F2xz+Ft2×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 R1 的距離，則每段的彎矩方程為： 在 AB 段：M=R1×x （a≥x≥0） 在 BC 段：M=R1×（a+x）-Ft1×x （l-b≥x≥a） 在 CD 段：M=R2（l-x） （l≥x≥l-b） 則該軸在 xz 平面內的彎矩圖為： DCBAXM 圖 2-6 軸在 xz 平面內的彎矩圖 同理可得在 yz 平面內的彎矩圖為： B 圖 2-7 軸在 yz 平面內的彎矩圖 3）作出總的彎矩圖 由上求得的在 xz、yz 平面的彎矩圖，根據(jù) M= 可得總的彎矩圖yzMxz2? 為： 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 20 DCBA XM 圖 2-8 軸的總彎矩圖 4）作出計算彎矩圖 根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖，則可由公式 Mca= 求出計算彎22)(T?? 矩，其中 α 是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產(chǎn)生應力的循環(huán)特性差異的系數(shù)， 因通常由彎矩產(chǎn)生的彎曲應力是對稱循環(huán)的變應力，而扭矩所產(chǎn)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。即當扭轉切應力為靜應力時，取 α≈0.3；扭轉切應力為脈動循環(huán)變應 力時，取 α≈0.6；若扭轉切應力也為對稱循環(huán)變應力時，則取 α=1。應本次設 計中扭轉切應力為靜應力，所以取 α≈0.3，則計算彎矩圖為：MXABCD 5）校核軸的強度 選擇軸的材料為 45 鋼，并經(jīng)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 點上安裝滑移齒輪，開有花鍵，由機械設計可查得其截面的慣性矩為： W= [πd 4+（D-d） （D+d） 2zb]/32D （3- 12） 圖 2-9 彎矩圖 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 21 其中 z 為花鍵的數(shù)目，在本次設計中，z=6，D=28mm，d=23mm， b=6mm 所以其截面的慣性矩為 W=524.38mm3 根據(jù)標準直齒圓柱齒輪受力計算公式可得圓周力與徑向力： Ft=2T1/d1， Fr=Ft×tanα （3- 13） 其中 T1 為小齒輪傳遞的扭矩，N·mm；α 為嚙合角，對標準齒輪，取 α=20 ；而 Ft 與 Fr 分別對應與 xz 平面及 yz 平面的力。各段軸的長度可從 2 號 A0 圖? 中得出，則根據(jù)前面的公式可得出該軸危險截面的計算彎矩為： Mca=25014.22N·m，則該軸危險截面所受的彎曲應力為： δ ca=25014.22/524.38≈47.7MP≤60MP，所以該 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 40Cr，并經(jīng)過調質處理。 2）主軸結構的確定 主軸直徑的選擇，根據(jù)機床主電機功率來確定 1D 因為 P＝4KW，屬于中等以上轉速，中等以下載荷的機床，所以可取mD70~61? 根據(jù)以下的公式確定主軸內孔直徑 （3-4440 1)(6/)( ?????DddDIK 14） 其中 ， ----空心主軸的剛度和截面慣性矩0I K, I ----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 <0.77.?? ? 主軸的結構應根據(jù)主軸上應安裝的組件以及在主軸箱里的具體布置來確定， 在此不在繪出。 其中： D=31.750 832.691?D0.542?D d＝18 L=7314 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 22 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? ，即 y ???和 ????? 軸的類型 （mm）y變形部位 （rad）??? 一般傳動軸 4.0003~0.0005l 裝向心軸承處 0.0025 剛度的要求較高 -0.0002l 裝齒輪處 0.001 安裝齒輪軸 （0.01~0.00）m 裝單列圓錐滾子軸 承 0.006 其中：L 表跨距，m 表模數(shù) 軸的變形計算： 計算軸本身彎曲變形產(chǎn)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 d 來計算，計算花鍵時同樣選擇用平均 直徑。 圓軸： d （3-i?? 15） 慣性矩： I= （3-64i? 16） 矩形花鍵軸：d1= （3-2dD? 17） （3-?id64? 18） 慣性矩： （3-64)( 24dDzI???? 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 23 19） 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，在同以平面內的可進行代數(shù)疊加，在兩平面內按幾何公式，求出該截面的總 繞度和總傾角。 提高軸剛度的一些措施：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 xz 平面內： 主軸的傳動功率： P 主 = =3.513KW469.0.4? 主軸轉矩： T 主 = =1569002513. 6?mN? 支點上的力： dFtB 8.26409.T5??主 NtC351.21?主 根據(jù)彎矩平衡得： 0)48623()962( ?????tBtcHEFFR 求得：R HE=-84.9 根據(jù)力平衡得： NHA7.0? 4）垂直平面的彎矩圖 =951.71N?tgFBR? =761.4NCr? 根據(jù)平面內彎矩平衡有： 0)48623()3962(3?????rBrCNE FFR.8? 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 24 再根據(jù)力平衡得： ，則可得 B、C 點得彎矩圖：NRNA71.0?? M X 圖 2-10 垂直平面內的彎矩圖 在 B 點和 C 點為最危險截面，要滿足要求，B、C 點滿足即可，在 B、C 截面 得彎矩為： =803403.1N·㎜ （3-22BVHBM??? 20） =675702.3 N·㎜ （3-22CVHC? 21） 扭矩圖為： T X 圖 2-11 垂直平面內的扭矩圖 經(jīng)分析可知 B 所在得位置為最危險截面，只要 B 滿足條件即可，則剛度滿足。 計算彎矩： （3-2)(BBCTM??? 22） =862517.2 N·㎜ 軸得抗彎截面系數(shù)為： （3-23） 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 25 347.14598021806)(mDzbddW????? 所以 53.96?Mca???1??? 故滿足第三強度理論。 剛度驗算： 在水平面內， 單獨作用時：tBF （3-EIblpfc48)3(12?? 24） = I??5 2210.48)463(.26 =-0.02598mm 其中 I= =274750032)( 4dD?? 在 單獨作用下：tcf （3-EIblpfc48)(22?? 25） = I??5 2210.48)4963(90 =-0.0182mm 在兩力得共同作用下： mffcc078.12?? 在垂直面內有(在 單獨作用時)rBF （3-EIblpfc483(12? 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 26 26） = I???5 2210.48)463(7.951 =-0.0072mm 其中 I= =274750032)( 4dD?? 在 單獨作用下：rCF （3-EIblpfc48)(22?? 27） = I???5 2210.48)9463(9.761 =-0.0182mm 在兩力的共同作用下： mffcc06.12?? 故在 共同作用下，x 處為危險截面，其最大繞度為rCtrBt F、、、 l21? （3-ffcc0783.2?? 28） 而一般的剛度 ??ly)5.~.(? =0.21~0.35mm ，故 符合剛度要求，其轉角就不驗算了。??yfc? 下面校核由 V 傳到主軸時的強度、剛度、校核， 主軸的傳動功率：P 主 = =5.9974KW697.05.7? 主軸轉矩：T 主 = =143188Nmm410.9 6 支點上的力： NdFtB 5.238602T???主 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 27 NdFtC8.137650421T???主 根據(jù)彎矩平衡得： 2.48362???tBtDHEFR 求得：R HE=-244.9N 根據(jù)力平衡得： NHA6.15? 5）垂直平面彎矩： =868.6N?tgFBR? =501.1 NCr? 根據(jù)平面內的彎矩平衡有： 0215.48362????rBrDNEFR1.9? 再根據(jù)力的平衡： NNA.7 在 B 點和 C 點為最危險截面，要滿足要求，B、C 點滿足即可，在 B、C 截面 得彎矩為： =110489.6N·㎜ （3-22BVHBM??? 29） =708402.5 N·㎜ （3-22CVHC? 30） 經(jīng)分析可知 B 所在得位置為最危險截面，只要 B 滿足條件即可，則剛度滿足。 計算彎矩 =942100 N·㎜ （3-2)(BBCTM??? 31） 軸的抗彎截面系數(shù)為： （3-32) 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 28 347.14598021806)(mDzbddW????? =58.94 （3-?Mca???1??? 33） 故滿足第三強度理論。 剛度驗算： 在水平面內， 單獨作用時tBF （3-EIblpfc48)3(12?? 34） = I??5 2210.48)463(5.23 =-0.018147mm 其中 I= =274750032)( 4dD?? 在 單獨作用下tcf （3-EIblpfc48)(22?? 35） = I???5 2210.).48363(.1376 =-0.00551mm 在兩力的共同作用下 mffcc01264.2?? 在垂直面內有(在 單獨作用時)rBF （3-EIblpfc483(12? 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 29 36） = I???5 2210.48)463(.6 =-0.0066mm 其中 I= =274750032)( 4dD?? 在 單獨作用下rCF （3-EIblpfc48)(22?? 37） = I???5 2210.48).48363(1.50 =-0.001515mm 在兩力的共同作用下 mffcc084.12?? 故在 共同作用下，x 處為危險截面，其最大繞度為rCtrBt F、、、 l21? （3-ffcc064.2?? 38） 而一般的剛度 =0.21~0.35mm??ly)5.~3.(? 故 符合剛度要求，其轉角就不用驗算了。fc? （四）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。離合器常用的可分牙嵌式和摩擦式，根據(jù)設計要求， 選用了電磁式摩擦片離合器。根據(jù)經(jīng)驗值 ； 。dD)3~2(1?d)5.2~1(2? 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 30 第四章 進給系統(tǒng)的設計計算 一．垂直進給系統(tǒng)的設計計算 假定主軸箱的重量： =100kgf=100×9.8=980NW Z 軸的行程為： 400mm 垂直脈沖當量： 0.005mm 預選滾珠絲杠基本導程： =10mm0L 步距角： ??75.b? 快速進給速度： =2.0m/min maxV (一)脈沖當量和傳動比的確定 (1)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 和步進電機步距??0L 角 都已初步選定后，則可用下式來計算該軸伺服傳動系統(tǒng)的傳動比：b? （4-17.46250.36170＝＝??PbLi? 1） (2)計算轉動慣量 初選步進電機的型號為 130BF001，則查表查出電機轉子轉動慣量 ＝40.06×DJ25m10．kg? 對于軸，軸承，齒輪，聯(lián)軸節(jié)，絲桿等圓柱體的轉動慣量公式為： （4-8 2MJC?)c(2．k 2） 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 31 對于鋼材，材料密度為 ，則有3108.7－?)cm/(3kg （4-3478.0－?LDJ(2． 3） 從資料定出齒輪副為： ， ， m＝1.5 mm， B=20mm21?Z962 則齒輪轉動慣量： 334341 107.58410.278.0178.0 －－－ ＝ ????LDJ )cm(2．kg ＝ 5－ 2．kg 334342 .9.69.. －－－?J )c(2．k ＝ 510－?2m．k 滾珠絲桿轉動慣量折算： 33434 104.581078.78. －－－ ????LDJS )cm(2．kg ＝ 510.－?2．kg 工作臺質量折算： ＝ （4-53.2).()2(20＝??MLJG )cm(2．kg5103.－?2．kg 4） 傳動系統(tǒng)等效轉動慣量計算： （4-221/)(iJJGSD???? 5） ＝ 2555 17.4/03.2815.308.06.4 －－－ ）＋＋＋ （＋ ?? ＝ ＝6.16?2m．kgc．kg (3)工作載荷分析及計算 普通麻花鉆每一切刃都產(chǎn)生切向切削抗力 ,徑向切削抗力 與軸向切削ZFyF 抗力 。當左，右切削刃對稱時，徑向抗力 相互平衡。切向抗力 形成鉆削xFy Z 扭矩 M，它消耗了切削功率 。所有切削刃上軸向抗力 之和形成了鉆頭上的軸mPx 長春工業(yè)大學本科畢業(yè)設計論文 32 向力 。xF?? 鉆削時安裝工件的工作臺是靜止的，不作縱，橫向進給運動，因此鉆削時 工作臺載荷主要是垂直進給方向載荷 ，其大小與鉆削軸向力 F 相同，方向相反。vF 當鉆削工作臺不作垂直進給時， 是工作臺的靜壓垂直載荷；當工作臺作垂直進 給時， 是工作臺垂直進給抗力。vF 因為鉆頭直徑 ，取進給量 f＝0.36mm/r，則查表得到高速鋼