传动齿轮及液压油缸结构毕业设计

'1引言传动齿轮及液压油缸结构毕业设计1引言1.1加工中心发展简史当今社会，科技日新月异，生产迅速发展，机械产品的性能得到不断提高，结构不断改进。因此，对零件的加工质量要求也越来越高，产品的更新换代也不断加快，为了保证产品的零件，提高产品的生产率和降低成本，需要机床不仅具有良好的通用性和灵活性，而且要求加工过程自动化。基于上述原因，加工中心应运而生。1952年世界上出现了第一台数控机床，使多品种、中小批量的机械加工设备在柔性自动化和效率上产生了巨大变革。1.2加工中心优点目前，数控机床已经显示了它的巨大效益和潜力，引起世界各国的普遍重视，发展现代数控机床是当代机械制造业技术改造、技术必由之路，是未来工厂自动化的基础，数控技术作用为计算机集成制造（CAM）技术的基础之一，正在注入新的血液。因此，应用微电脑技术，发展数控机床已为我国机械行业迎接新技术革命的一项重要任务。科学技术和社会生产的迅速发展，促使我国自改革开放以来加快了对数控机床的引进和研制。数控机床在国内大小企业中得到了较为完整的普及和使用。但是，就目前情况而言，国内生产厂家研制生产的卧式加工中心精度普遍不高，高精度的加工中心的成套设备主要依靠进口，昂贵的价格限制了进口的数量和大面积的推广使用。所以，本次设计将着重于设计提高卧式加工中心精度的机械部分。从第一台数控机床问世以来，世界上主要工业国家的数控机床已经进入了大批生产。机床的数控化率不断提高，到1998年，日本生产的数控化率就已经达到了70%。因此，要想使我国机械行业跟上世界前进的步伐，必须大力发展数控机床，以便能及时适应产品零件变换的要求。7 1引言1.2设计内容本次设计包括：床身、立柱、工作台。X、Y、Z向进给丝杠的计算及结构设计，另外，还设计了主轴及主轴运动换向机构，在机构设计的基础上海考虑了运动部件的润滑和主轴箱的配重问题。7 2设计总体方案的确定2设计总体方案的确定2.1卧式加工中心主要技术参数表1主要技术参数工作台外形尺寸mm500T形槽槽宽及其槽数mm18工作台左右行程（X轴）mm600工作台前后行程（Y轴）mm500主轴上下行程（Z轴）mm450定位精度μm8（±4）启动、加速时间s0.05～0.5主轴锥孔7:24主轴转速mm≦6000最大快速移动速度（X、Y、Z）m/min15重复定位进度μm6（±3）脉冲当量mm/pulse0.001工作台最大承重kg300主轴变速级数二级2.2主要内容1.确定加工中心的X、Y、Z三坐标的传动形式，滚珠丝杠选型，伺服电机选型，轴承结构及计算选型，滚动导轨计算选型。2.加工中心床身结构，立柱结构，配重计算选型。3.主轴箱结构，传动齿轮及液压油缸结构，主轴结构设计，轴承设计计算。4.刀库结构选型设计，换刀机构选型。5.关键零件设计计算，滚珠丝杠选型。查阅相关资料，设计加工中心的机械部分包括：液压自动变速主轴箱、主轴机构、夹刀结构，X、Y、Z方向的驱动机构，滚珠丝杠的选型计算，伺服电机选型计算，导轨机构的设计，集中润滑系统选型的计算。7 2设计总体方案的确定2.3拟定方案确定本机床的结构与选型的设计原则；总体布局流畅、结构合理不松散，实现机电一体化，外形美观。结构简单、功能齐全。操作方便。满足功能，造型和技术参数要求，便于制造、安装和维修。2.4确定总体方案床身与立柱通过双头螺柱联结，进给系统采用直线滚动导轨，三个进给方向均采用交流伺服电机驱动，因其维护性好。主轴系统采用二级滑移齿轮变速机构，主轴采用FANUCzc8型直流伺服电机驱动。整个机床用防护罩罩起，起到了保护床体和美观的作用。三个进给方向通过伺服电机及联轴器带动滚珠丝杠转动，从而带动工作台做X、Y、Z方向的直线运动。主轴箱的上下移动实现Z向德进给，其配置采用单柱塞液压缸实现，放于立柱体内，以利于外观紧凑。润滑油采用单独液压泵提供三方面进给。主轴自动换刀装置采用Jcs-013型自动换刀数据系统（立式镗铣床的换刀装置）。以上为总体设计方案，在设计中会根据不同的实际问题和具体的情况作出改动，力争使设计到达完美。2.5机床总体布局的基本要求1.机床总体布局首先必须满足用户提出的各种要求。如机床的加工的范围、工作精度、生产率和经济性等。2.确保实现既定工艺方法所要求的工件和刀具的相对运动。在经济合理的条件下，尽量采用较短的传动链，以简化机构，提高传动精度的传动效率。3.确保机床具有与所要求的加工精度相适应的刚度、抗震性、热变形及噪声水平。4.通用机床必须满足参数标准和系列型谱中关于机床布局方面的规定。同时，还应该最大限度地考虑机床的系列化和部件通用化程度。5.对于生产率和自动化程度较高的机床或专用机床，应力求变与自动上下料及纳入自动线7 2设计总体方案的确定6.应便于观察加工过程；便于操作、调整和维修机床；便于运输、装卸工件和排除切削；注意机床保护，确保安全生产。7.机床结构简单，合理可靠，便于加工和装配，并注意采用新技术。8.体积小，重量轻，节省原材料，简体制造成本，缩小机床的占地面积，外形美观大方。7 3机床的结构设计3机床的结构设计机床是机床的基础部件，要求具有高的静、动刚度和精度保持性。床身设计受机床总体设计的制约，在满足总体设计要求的前提下应尽可能做到；既要结构合理、肋板布置恰当，又要保证良好的冷热加工工艺性。3.1卧式加工中心的床身加工中心的床身有固定立柱式和移动立柱式两种。前者一般适用中小型立式和卧式加工中心，后者又分为T型床身和前后身分开组装的T型床身。所谓T型床身是指床身是由横置的前床身（亦叫前床身）和与它垂直的后床身（亦叫后床身）组成。整体式床身，刚性和精度保持性比较好，但是却给铸造和加工带来很大不便，尤其是大中型机床的整体床身，制造时须有大型设备。而移动立柱式分离式床身，前后要刮研，连接使用定位键和专用定位销定位，然后沿截面四周，用大螺栓固紧。这样联结的床身，在刚度和精度保持性方面，基本满足使用要求。本次设计的是中小型加工中心，所以，综合考虑采用固定立柱式床身。3.2床身的支撑一般说来，床身的高度与宽度之比应小于1，为了增强床身在垂直平面内的抗弯强度，通常把机床固定在地基上，床身则支撑在该床身周边的垫片上，通过它们调整加工中心水平，使之达到水平度：0.02～0.04/1000mm扭曲度：0.005～0.01/1000mm然后拧紧地脚螺栓（具体详见总装配图）。考虑到加工中心就位后，地基可能发生变化，要再加工中心安装使用半年后重新校验一次水平。3.3床身的肋板布置和截面的形状加工中心的静刚度和适当的固有频率靠合理的截面形状与尺寸、恰当的肋板布置来获得。加工中心内部肋板布置形式很多，归纳起来可分为纵向、7 3机床的结构设计横向和斜向三大类。纵向肋板可以加强纵向抗弯强度；横向肋板对提高抗扭刚度有显著效果；斜向肋板对提高抗弯、抗扭刚度又较好的效果。虽然斜向肋板抗弯扭刚度综合效果好一些，但考虑到斜向肋板铸造工艺的复杂性及机床经济性要求，所以很少甚至根本不采用斜向肋板。但肋板厚度相同时，米字形肋板结构的抗弯刚度接近与#字形肋板结构，而抗扭刚度却是#字形肋板结构的两倍。但制造工时却比#字形肋板多2～3倍，而工艺性差。综合考虑，本次设计采用了#字形肋板。3.4床身材料的选择AG（人造花岗岩）材料是一种新型床身材料，它除了具有良好的阻尼性能（阻尼为灰铸铁的8～10倍）外，还具尺寸稳定性好、抗腐蚀性强制造成本地等优点；与灰铸铁比，它热容量大，热导率低，构建的热变形小；AG床身的后期加工量很小，这样可以大大减小占用大型机床加工时间和加工成本，并能节约大量金属。因此，本次设计采用AG床身。AG床身的结构形式一般分为以下三种图1AG床身的结构形式由于本次设计属于中小型加工中心，所以，综合考虑选整体结构,结构比较紧凑，容易保证加工精度。7 4导轨的设计4导轨的设计4.1导轨的设计和作用导轨的作用是使运动部件能沿一定轨迹运动（导向），并承受运动部件及工作质量和切削力（承载）。导轨应满足下列要求:1.导向精度主要是指导轨运动轨迹的精确度。影响导向精度的主要因素有：导轨的几何精度和接触精度、导轨的结构形式、导轨及其支撑件的刚度和热变形、静（动）压导轨副之间的油膜厚度及其刚等。2.精度的保持性主要是由导轨的耐磨性决定的。耐磨性与导轨的材料、导轨副的摩擦性质、导轨上的压强及其分布规律等因素有关。3.刚度包括导轨的自身刚度和接触刚度。导轨的刚度不足会影响部件之间的相对位置和导向精度。导轨刚度主要取决于导轨的形式、尺寸、与支撑件的连接方式及受力状况等因素。4.低速运行平稳性滑动导轨作低速运行或微量位移时易产生摩擦自激震动，即爬行现象。爬行会降低定位精度或增大被加工工件表面粗糙度值因此，要求导轨精度高、寿命长，刚度及承载能力大，摩擦阻力小，运动平稳，结构简单，便于加工装配、调整和维修。导轨的主要失效形式：1）磨损2）疲劳和压溃4.1导轨的结构类型目前，机床上常用的导轨，按照导轨接触面积的摩擦情况而言，可以分为：滑动导轨、滚动导轨和静压导轨三大类。14 4导轨的设计滚动导轨是导轨工作面之间安排滚动件，使两导轨之间形成滚动摩擦，因而摩擦系数很小（0.003左右），动、静摩擦系数相差很小，运动轻便灵活，所需功率小，精度高，无爬行，可以使用油脂润滑，数控机床导轨的行程一般较长，因此滚动体必须循环。常用的有直接导轨副和滚动导轨快。直线导轨副一般用滚珠作滚动体，滚动导轨副用滚子作滚动体。本次设计选用直线导轨副。4.2.1直线滚动导轨副直线滚动导轨副包括导轨条和滑块两部分组成。导轨条通常为两根，装在支撑上，见图2。每根导轨上有2个滑块，固定在移动件动导轨体上。如果动导轨体较长，也可以在一个导轨上装3个滑块。如果动导轨较宽，可采用3根导轨。1——导轨；2——动导轨体3——滑块图2直线滚动导轨副的配置直线滚动导轨的工作原理见图3，滑块中装有四组滚珠，在导轨条的滑块的直线滚道内滚动。当滚珠滚到滑块的端点，就经合成树脂制造的端面挡板4和滑块中回珠孔2回到另一端，经另一端面挡块在进入循环。四组滚珠各有自己的回珠孔，分别处于滑块四角。四组滚珠和滚道相当于四个直线运动角接触轴承。接触角=45度时，++四个方向具有相同的承载能力。由于滚道的曲率半径略大于滚珠半径，在载荷的作用下接触区为椭圆，接触面积随载荷的大小而变化。14 4导轨的设计1——滚珠；2——回珠孔；3、8——密封点；4——端面挡板；5——滑块；6——油嘴;7——导轨条图3直线滚动导轨直线导轨副具有以下特点：1.承载能力达，刚度高。2.采用直线滚动导轨副，可以简化机床的设计、制造和转配工作。滚动导轨副安装基面的精度和表面质量要求不高，既不需淬硬，一般也不需磨削和刮研，只需精铣或精刨。3.润滑简单，维修方便。直线导轨副采用润滑脂润滑。导轨磨损后更换方便。本次设计采用GGB系列滚动导轨副。其特性为：1.垂向上、下和左右水平额定载荷是等同的，用途较广；2.额定载荷，刚度高，适用于重载荷机床。滚珠接触的结构形式如图4，载荷大小和方向如图5。14 4导轨的设计图4滚珠接触的结构形式图5载荷的大小和方向4.2.2直线滚动导轨的结构特点及选择1.结构特点：1)该型导轨是由导轨、滑块、保持器、密封盖及挡板等组成（详见装配图）2)滚动直线导轨副是在滑块与导轨之间放入适当的钢球，使其间的滑动摩擦变为滚动摩擦，大大降低了两者之间的摩擦阻力，滚子之间无冲击，噪声小，运动平稳，从而使得驱动信号与继续动作滞后的时间间隔极端。有利于提高系统的响应速度与灵敏度。14 4导轨的设计3)能够实现高定位精度和重复定位精度。2.滚动导轨的选择:根据设计要求，选用两列式线性滑轨。因X、Y、Z向滚珠丝杠螺母副的规格、代号相同，而Y向丝杠受力比X向丝杠受力大，Z向丝杠有配种平衡，故按Y向丝杠计算选择性滑轨即可。因为要与滚珠丝杠配合使用，则使用的线性滑轨规格与丝杠外径相似，Y向丝杠外径尺寸为39.5mm，则选用GGB50规格，基本动额定负载为Ca=52.4KN，基本静额定负荷为Coa=70.2KN。1)选用精度等级对于中小型机械加工中心，选用精度等级为P级。基本类型为：GGB型直线导轨。2)导轨的参数计算已知：移动的部件的质量m=400Kg,载荷p=4Kn，有效行程1s=0.6m，每分钟往复次数ns=6，Us=15m/s。工作条件：常温无明显冲击或振动，目标寿命为十年。(1)计算各滑块的载荷按表2.9-11序号1的载荷计算公式求得各滑块的载荷分别为P1=P2=P3=P4=（mg+p）/4==2Kn………（4-1）(2)将目标寿命换算为Km寿命按每年工作300天，没天工作8h，开机率80%计算，预期寿命时数为LhLh=10=38400h按公式（2.8-4）求得L===16588.8…（4-2）(3)计算额定动负载由表2.9-13查的ft=1.0，fc=0.81，fa=0.9，fw=1.8，取fh由式（2.9-3）计算额定动载荷Ca==34.187KN…（4-3）从表2.9-3选用GGB50-AA2Po21167直线导轨副该导轨副的Ca=52.4KN，Coa=70.2KN该结果：X向导向：GGB50-AA2Po21167直线导轨副Ca=52.4KN，Ca=70.2KN14 4导轨的设计Y向导向：GGB50-AA2Po21135直线导轨副Ca=52.4KN，Ca=70.2KNZ向导向：GGB50-AA2Po21046直线导轨副Ca=52.4KN，Ca=70.2KN4.2.3直线滚动导轨的润滑与防护1.润滑选用油嘴形式：滑轨一端装有油嘴以拱手动打油，使用的是润滑油脂，油脂用量从P24表2.8选10cm3，润滑频率为每100km补充润滑油脂一次。2.油管接头形式：油管接头代号为NO.970007A1，由P25表2.9查得供油选择速率为0.3cm3/hr。3.保持架的结构形式：选用整体注射式保持架，材料：低压聚乙烯特点：1)滚动体不会掉出，保管容易2)装配使用容易3)摩擦小4)节约有色金属，成本低5)必须用注塑机和模具滚动体许用载荷计算：P=Kd2…………………………………………………（4-4）式中：D——滚子直径（mm）根据表6.2-6.3选取K——滚动体截面积上假象许用应力（kgf/cm2）K值的选取原则(1)导轨及滚动体制造精度较高时，可根据表6.2-79选取K值(2)导轨的制造精度不太高时，K值英减小30-40%(3)导轨的制造精度很高，或对很短的导轨，K值可加大50%。——导轨硬度的校正系数根据表6.2-80取=1据此可计算出一个滚动体上的许用载荷P=200=5000N14 4导轨的设计4.导轨的防护和润滑1)注意工作环境与装配过程中的清洁，不能有铁屑、杂质、灰尘等粘附在导轨上。如工作环境有粉尘时，除利用导轨的密封外，还应考虑增加防尘装置。2)润滑的主要目的是减小摩擦和磨损，防止或过热，破坏其内部的结构。3)滚动导轨的摩擦力与润滑油的数量及粘度的关系不大。没有润滑时的牵引力比用机械油润滑时大约增加10-15%左右。大多数情况下只需周期加油即可。采用油脂润滑时，摩擦力比稀油润滑时略低，但是导轨的防护不良时不宜用油脂润滑,常用2#钙基润滑脂或4#锂基润滑脂,亦可用有机凡士林、二硫化钼。(4)导轨的防护装置设计完善的防护装置，是改善导轨工作条件、提高导轨寿命的重要措施。刚性的防护装置还能防止工件、扳手等物偶然掉落而损坏导轨。重要机床上常采用有足够强度的防护装置，以供造作者在上走动，便于操作，改善工人劳动条件。导轨的防护装置应满足下列要求：(1)能挡住外物进入导轨，以免擦伤表面；(2)能耐红热的切屑和冷却液的腐蚀；(3)清理导轨时便于装卸(4)具有一定强度、刚度和使用寿命；(5)外形美观，制造容易，成本低。本次设计中选用刮板式防护装置，其类型选择的是：金属刮板与毛毡组合这种防护装置的特点是：既能耐热的切屑，又有良好的密封润滑性；结构稍复杂安装与使用：轻拿轻放，避免磕碰以影响导轨副的直线精度，不允许将滑块拆离导轨或超过行程。安装步骤：(1)检查装配面(2)导轨的基准面与安装台阶的基准侧面相对应。(3)检查螺栓的装置，确定螺栓的孔位置正确。(4)强拧固定螺钉，是导轨基准侧面与安装台阶侧面紧密相接(5)最终拧紧安装螺栓。(6)依次拧紧滑块的紧固螺钉。14 5立柱的设计5立柱的设计5.1对立柱的设计要求加工中心的立柱，随卧式加工中心和立式加工中心的不同，其结构形式亦不相同，他们既然是加工中心的立柱，就要支撑主轴箱，使之沿垂直方向上下移动。这就使它在承受切削力、振动、温度变化等恶劣环境条件下进行工作。因此，立柱亦和床身一样，是加工中心的关键大件之一，要求具有足够的构建刚度和良好的抗震性以及热变形性。为了满足对立柱的这一要求，在设计结构和肋板布局上，要有合理的安排。5.2立柱的结构卧式加工中心的立柱，目前普遍采用的是图6所示的双立柱框架结构形式。图6双立柱框架式立柱18 5立柱的设计小型加工中心，立柱直接固定于床身上，而大中型卧式加工中心的移动立柱，则固定于滑座上。立轴装在双立柱的开档间，如图7所示，沿立柱导轨之下运动。图7立柱与主轴箱的安装关系1.卧式加工中心立柱结构设计的优点1)刚性好主轴承受切削力时，力的作用点在立柱中央，因此立柱受扭矩力的因素少，加之立柱的对称形状，大大加强了刚度。2)热对称性好主轴箱是加工中心的主要热源，而它正好处在双立柱的开档间，使立柱结构成为热对称形态，这就减少可变形的影响。3)稳定性好由于立柱内部肋板采用框架结构箱式布置，使立柱的抗弯、抗扭刚性以及构件的固有频率都得到提高，避免立柱发生振动。如图8所示为卧式加工中心立柱的横截面形状。18 5立柱的设计图8立柱横截面2.卧式加工中心立柱结构的特点制造工艺性差，装配、调试亦不方便。尤其调主轴箱，有时需要钻进立开档中进行操作，空间小，甚为不便。为避免此种不便，最好使用加工中心主轴箱部件试验台，在机外单独试验主轴箱的各项性能，如转速范围温升换挡漏油情况等，待各项指标全部合格后再总装到立柱上。3.立柱与床身（或滑座）的联结立柱与床身的联结，一般采用螺栓紧固和圆锥销定位方式。考虑到连到实际取螺栓数位12，其连接草图如下：18 5立柱的设计图9立柱为了提高立柱与床身的联结刚度，通常采用如下措施：1)采用强紧办法。螺栓联结时，应使结合面保持在不小于2Mpa的预紧力2)提高有效接触面积的平面度，减小接触面的粗糙程度值，以提高结合强度。通常采用刮研或磨削手段来实现。3)增加局部强度。在紧固螺栓处，加大加厚凸缘或增添强筋。5.3立柱的导轨精度本加工中心属于高精度的中型立式加工中心，立柱导轨精度可取推荐值如下：直线度0.006～0.015两导轨扭曲度：0.01～0.015立柱底面对主导向面垂直度：小于0.01mm安装滚动导轨基面的直线度：0.05～0.0118 6工作台得设计6工作台的设计立式加工中心与卧式加工中心的工作台结构形式是不同的，立式加工中心工作台不能分度运动，其刑事一般为长方形，上开T形槽。1.工作台尺寸形状如下图图10工作台2.T形槽尺寸标准系列值，见下图图11T型槽3.工作台的其他结构20 6工作台得设计1)为了安装方便，使零件尽量减小，采用工作台在导轨上滑动的形式，需要为工作台上钻出油孔，以便润滑。2)为了安装方便，Z向丝杠螺母座采用与工作台分离结构形式，其具体结构形式见总装配图。3)为防止切屑落入螺纹孔影响螺钉安装，用橡胶塞堵死。防止切屑对导轨影响，安装防护板，大小由加工要求确定，其具体的尺寸见总装配图。4)为了防止切屑对防护罩影响，需在工作台两边加挡板。4.工作台座1)本次设计中工作台的作用为：(1)镶装X向进给滚珠导轨及安装Z向丝杠螺母(2)支撑工作台(3)作Z向进给的滑动体(4)容纳X向进给丝杠润滑油(5)作Y向进给丝杠的支撑箱体2)工作台材料：HT200为润滑需要，开一系列油孔和油槽。具体结构尺寸详见装配图。20 7主轴系统的设计7主轴系统的设计7.1主轴部件机床主轴是机床加工时直接带动刀具或工件进行切削和表面成形运动的旋转轴。主轴部件包括主轴及直接有关的轴承，传动件和密封等。7.2对主轴部件的基本要求对机床主轴组件的要求，和一般传动轴组件有共同之处，就是都要在一定转速下传递一定的扭矩，都要保证轴上的传动件和轴承正常工作的条件。但是，由于上面提到的影响因素，又有如下特殊要求：转速、回转精度、静刚度、承载能力、抗振性、热稳定性、寿命、可靠性。1.转速主轴的转速范围是根据机床所要求的切削速度及工件或刀具尺寸确定的，为了满足主轴转速范围的要求，除了主传动系统必须保证外，主要考虑选择适当的轴承及润滑方式，以满足高速适应性。2.回转精度它决定预组件中各主要件如：主轴、轴承等的制造精度和装配、调整精度、运动精度，还决定于主轴转速、轴承设计和性能，以及主轴组件的平衡。提高主轴回转精度的主要措施：1)采取回转精度好的轴承。2)提高与轴承配合的表面精度3)高速主轴部件要经过很好的动平衡4)采取主轴部件与变速箱分离的结构，可避免来自传动系统的各种干扰。5)注重装配调整质量，使各种误差尽可能相互抵消，并保持在使用过程中变形最小。3.静刚度28 7主轴系统的设计反映了机床或部、组、零件抵抗静态外载荷的能力。影响主轴部件弯曲刚度的因素较多。如主轴的尺寸和形状，滚动轴承的型号、数量和配置形式及预紧。前后支撑的距离和主轴的前端的悬伸量、传动部件的配置方式，组件的制造和装配质量等。提高主轴静刚度的主要措施：1)适当加粗主轴直径2)选择最佳跨度3)采用高刚度的轴承4)合理安排传动件在主轴上的位置，并使传动力切削力等弯矩的方向能将它们引起的周端变形相互一部分或全部。4.承载能力主轴部件的承载能力是主轴在保证正常工作条件并具有额定寿命时所具能的大负荷。在该载荷作用下，除了主轴轴承及传动件应保证具有额定寿命外。还必同时满足下述三个条件：1)主轴工作端的变形不得不大于相应条件下允许的加工误差。2)主轴在前支撑外的转角不得不大于允许值。3)主轴在安装传动齿轮处的挠度和转角不得不大于允许值。为了提高主轴部件的承载能力，除了正确选用轴承及合理设计传动件外，主措施是加粗主轴直径，以便减小弯曲变形。5.抗振性组件的振动会影响工作的表面质量，刀具的耐磨度和主轴轴承的寿命同时会产生噪音，影响工作环境。影响抗振性的主轴组件的静刚度，质量分和阻尼（特别是主轴前轴承的阻尼）提高主轴部件抗振性的设计方法：1)提高主轴部件的刚度。2)采用阻尼比大的主轴轴承。3)是主轴部件的低阶固有频率远离工作时的激励频率。4)从降低或消除振动的角度出发，消除激励的存在或减少激励力。因此，要主轴部件的运动件要有足够的精度并进行动平衡。6.热稳定性主轴组件的热变形是主轴伸长，使轴长的间隙发生变化，温升使主轴箱发生热膨胀，使主轴偏离正确的位置。如果前、后轴承温升不同，还是主轴倾斜。如何控制温度，也是本设计重点考虑问题之一。28 7主轴系统的设计提高主轴部件热稳定性的主要因素：1)减少部件中的发热量。2)减少外部热量的传入。3)创造良好的散热条件。4)尽可能使主轴部分各部件的温度均衡，特别是前、后支撑箱壁的温度均衡。5)采用温度或热变形的补偿装置。6)是热变形的方向不影响加工精度。7)采用恒温装置，控制环境温度的变化。7.寿命主轴部件的寿命主要指保证其应具有的精确度的使用期限。在寿命期内主轴部件的工作不应丧失其设计时的所规定的精确性能。精确度保持越好，寿命越长。主轴部件丧失其精确度性能的主要原因是磨损。因此，寿命主要取决于耐磨性。磨损的根本原应来自两个互相接触，相互运动的表面之间的摩擦。提高主轴部件的措施：1）正确选择主轴的材料及热处理，提高轴颈表面和定位面的硬度、表面光洁度，以提高其耐磨性。2）根据其他条件（如速度、精度、刚度和承载能力等）尽可能采用静压轴承。3）主轴的前、断后支撑尽可能同心，并提高主轴部件静刚度。4）加强密封防护，避免各种微粒进入摩擦表面。5）润滑要适当，最好采用喷雾润滑或循环润滑，润滑油应严格过滤。6）机构设计上应保证轴承磨损后能自动补偿磨损量或能较为方便的进行定期人工调整。8.可靠性主轴部分的可靠性是指其在额定寿命期内，在特定的工作条件下和规定时间内，其工作可能出现不符合设计规定的精度或性能要求的情况的几率。1)采用可靠定位、夹紧、变速和刹车机构。这时自动机床的主轴部件尤其重要。2)提高主轴部件零件的制造精度和装配调整质量。3)提高耐磨性，尽可能保证工件的均匀磨损，并自动补偿磨损量。4)主轴端部的设计和加工必须符合加工标准。28 7主轴系统的设计7.3主轴部件的传动方式及布置形式1.传动方式主轴旋转运动传动方式的选择，决定于主轴转速的高低，所传递扭矩的大小，对运转平稳的要求及结构紧凑，装卸、维修方便等。机床主轴常用的传动方式有：1)齿轮传动2)带传动3)电动机的直接传动由于设计要求，根据齿轮的特色：结构简单紧凑和能传递较大的扭矩，又本设计要求主轴箱又二级变速能力，所以我们选择了齿轮传动，主电动机与传动轴的联系方式采用弹性联轴器，因为此种联系方式，结构紧凑，便于安装和拆卸。根据表6.1-4，采用下图所示传动方案图12齿轮传动主要特点：齿轮装于前、后支撑间，主轴受力情况较好，变速范围较大。2.传动件装置的合理布局28 7主轴系统的设计对于传动件直接安装在主轴上的主轴部件。工作时主要受传动力Q，切削力P，支撑受力。合理布置传动件的轴向和径向位置，可以改善主轴的受力情况，减小主轴的安装。改善传动件和轴承的工作条件，减小轴承反力，提高主轴部件的抗振性等。合理布置的原则是：1)传动力Q引起的主轴弯曲变形小，且能部分抵消切削力P引起的主轴弯曲变形2)传动力Q引起的支撑反力能部分抵消切削力P引起的支撑反力。3)使传动力Q引起的主轴轴端位移小，并尽可能部分抵消切削力P引起的轴端位移，尤其在影响加工精度的敏感方向上。4)结构紧凑，主轴尺寸小，装配维修方便。就某一方案而言，不能同时满足以上所有要求，应该按主要要求而定。7.4主轴支撑的选择与配置主轴轴承是主轴部件的重要组成部分，它的类型、结构、配置、精度、安装、调整、润滑和冷却等状况，都直接影响主轴的工作性能。1.主轴轴承的选择主轴部件上的轴承应具有旋转精度高、刚度高、承载能力强，抗震性好,极限转速高，适应变速范围大，摩擦功耗小，噪音低，结构尺寸小等要求。本次设计主轴轴承均选用滚动轴承，因为，他们已经标准化，并有专门工厂批量生产。而且它在旋转精度刚度承载能力转速发热等主要性能上满足大多数主轴部件的要求，特别是他们具有能在转速和承载变动幅度横箫的条件下稳定工作的优点。2.主轴轴承的合理布置由于本机床的主轴转速较高，我们采用下图所示的轴承配置方式。图13主轴28 7主轴系统的设计7.5主轴箱变速装置主轴箱采用滑移齿轮变速装置，这种变速装置的优点：1.变速范围大2.变速级数多，方便及时3.在较大变速范围内可传递较大功率和扭矩4.不工作时齿轮不啮合，使摩擦、磨损、空转损失小。这种装置的缺点：1.变速箱结构较为复杂，操作结构较为复杂，不能在运动时变速2.采用斜齿轮不易进入啮合。7.6主轴轴颈的初步选定按许用应力计算轴受到的扭矩T：Tmax=9.55106=9.550=10474375Nmm………（7-1）主轴设计成空心结构，材料为45，[τ]τT=35MPa设Y=d1/d=1/2则WT=d3（1-γ4）……………………………………………………（7-2）即τT=…………………………………………………………（7-3）所以，将有关数据带入此式得d考虑到键槽的影响，轴颈增大3%即5528 7主轴系统的设计取d=60mm此是受扭段最细的轴颈。主轴箱变速采用滑移齿轮变速装置，以上提到的双联齿轮作为滑移部件。7.7主轴结构设计1.轴端设计参考3卷标6.1-36铣床主轴端尺寸主轴序号40JB2324-78主轴端部的结构应得保证夹具，预紧或刀具安装可靠定位准确度高的联结刚度以传递足够的扭矩并尽量缩短州的悬伸长度，以便装卸方便。（具体尺寸及结构见装配图）2.内装夹装置参照JCS-013型，自动换刀数控卧式镗铣床。3.主轴设计1)轴端密封要求：(1)适应转速要求，在一定压力下和温度下具有良好的密封性能。(2)在密封处引起的摩擦力应尽量小，摩擦系数应量稳定。(3)结构可能紧凑，周详尺寸尽量小，摩擦系数应尽量小，力求结构简单，装卸方便。(4)磨损后在一定程度上你能自动补偿。根据主轴转速、轴承的润滑方式、工作温度、工作环境和轴端结构特点来选择密封装置形式。2)特点选择非接触密封方式中的曲线密封，序号8。此种密封方式用于脂润滑的高速主轴部件，主要特点：(1)径向曲路密封(2)由法兰和主轴头部形成曲路，结构紧凑，主悬伸量小。7.8齿轮尺寸及结构设计根据本次设计主轴转速范围，采用两级变速。1.一级变速，采用传动比为1:1初选齿轮的齿数和模数分别为：Z1=Z2=60，m=3mm28 7主轴系统的设计此时齿轮的参数如下：名称及代号直齿轮m3mmβ020ddaa=m（Z+Z）/2=180dddd=d+2mhhhhhhh=因为是变速机构，故采用直齿传动2.另一对齿轮的传动比为1:2齿轮模数分别为：Z考虑到变速仍选直齿，主要参数如下：名称及代号直齿轮m4mmβ020ddddaa=ddddddddhhhhhh=28 8主轴箱部件的校核8主轴箱部件的校核主轴部件是机床的重要组成部分之一，机床主轴部件是由主轴承受能力安装在主轴齿轮及飞轮等零件组成的。机床工作时，由主轴带动装在前端的刀具回转，机床工作时，刀齿连续参加切削，切削力是周期变化，故对主轴的刚度和抗振性要求很高，同时，也需要保证主轴的旋转精度，耐磨性和热稳定性。主轴为空心轴，前端有精密的定心锥孔，锥度7:24，精度的端面和定心外圆柱面，前端键用来传递转矩。主轴通孔用来安装拉紧刀具的刀杆，主要材料为优质45钢，经过热处理。8.1主轴箱齿轮强度的校核已知数据：第一对齿轮第二对齿轮由于该主轴箱传动是齿面硬度很高的闭式传动。故需按弯曲疲劳强度确定齿轮的模数。然后，再校核其表面接触疲劳强度。1.第一对齿轮的强度校核1)齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数由图9-19查得Y应力修正系数由图9-20查得齿间载荷分配系数cos=[1.88-3.2]=1.72重合度系数YY需用弯曲应力[]完全全系数S查表得S=1.0应力循环系数NN=N36 8主轴箱部件的校核=60=1.73……………………………………………………（8-3）弯曲寿命系数Y取尺寸系数Y=1.0则[][]…………（8-4）齿数和精度等级，估计圆周速度V=12m/s，查表选6级精度载荷系数K：使用系数K动载荷系数K齿间分配系数齿向载荷分配系数由表9-16取尺宽系数，则b=取所以转矩1)求齿轮模数根据…………………………（8-5）取m=4mm2)验算齿轮接触疲劳强度两齿轮参数：弹性系数Z节点区域系数查图9-17Z重合度系数接触疲劳极限36 8主轴箱部件的校核接触安全系数接触寿命系数许用接触应力若满足其接触疲劳强度需所以故满足要求2.第二对齿轮的强度校核校核过程同上，经校核得第二对齿轮也满足要求。8.2主轴强度的校核1.已知条件：输入功率：P=P…………………………（8-7）式中：——联轴器的传动功率=0.99——滚动轴承传动功率=0.992——齿轮传动功率=0.87则P=主轴转速n=1500r/min齿轮分度圆直径d=180mmb=44mm=20齿轮为直齿圆柱齿轮，州的材料为45钢正火。轴传递的扭矩：T=9.55……（8-8）根据主轴零件图，确定轴受力图，弯矩图，转矩图（如图14）36 8主轴箱部件的校核图14轴的受力图、弯矩图、转矩图2.作用在轴上的力：1）齿轮圆周力36 8主轴箱部件的校核径向力轴向力2）计算轴承反力水平面==1700.7N垂直面=…（8-9）轴材料为45钢，查得查得[]…………………………………………（8-10）3）作出弯矩图水平面：垂直面：4）作出合成弯矩图5）作出当量弯矩图36 8主轴箱部件的校核6）校核直径…………………………（8-11）所以，主轴强度满足要求。8.1轴承寿命的校核本次设计的主轴采用滚动轴承，有下列优点：1.在一般工作条件下，摩擦系数比滑动系数小，且比较稳定，不能随轴承速度而变化。采用滚动轴承的机器启动及运转力矩小，功率损耗小。2.径向游隙小3.对于同尺寸的轴颈，滚动轴承的体积比较小，使轴向结构紧凑。4.消耗润滑剂少，便于维护，易于密封。5．标准化程度高，成批生产，成本底。寿命计算1.主轴前端采用3182100型双列向心圆柱滚子轴承和2268100型轴承组合，传动功率P=7.05kw，转速1500r/min，后端采用3182100型轴承。已知：齿轮圆周力轴承径向反力由表15-9，轴承寿命取20000h查得以下参数：表2轴承参数项目数据31821107310AC3182110C（KN）78.537.859.6Co（KN）84.51325336 8主轴箱部件的校核轴承的内部轴向力为：由于两角接触轴承是背靠背安装的，故力的分析如下图图15轴承受力分析因为F所以轴承1“放松”,轴承2“压紧”。因为查表15-11得e=0.68所以X查表15-11得所以当量动载荷=1.0=167.5N=1.0=3676N………………………………………………（8-12）由于所以只计算右轴承即可36 8主轴箱部件的校核=…………………（8-13）所以该轴承满足要求。36 9配重的设计9配重的设计方案：采取链条传动方式，链条两端分别与主轴箱及配重箱相连，中间通过链轮支撑与传动。1.链条选择：由已知参数知，快速进给速度15000mm/min即15m/min根据上册V=15m/min＜0.6m/s故此链传动属于低速传动。静强度应满足条件：～8………………………（9-1）式中：Q——单排极限拉伸载荷K——链传动工况系统F——有效圆周力，即链的紧边总拉力初选12A链条，则Q=3100N由表11-3查得K主轴箱总重量实际重量则故取12A链条满足要求，具体参数如下：链号P（mm）P（mm）dbdb12A19.0522.7811.5112.575.9417.75Q4.918.0831100115017.8126.92.联结螺钉设计内容1）选M20螺钉2）与链条联结采用直接用链条中的销轴连接。3）由于链条在传动中不能扭转，所以螺钉也不能旋转，采用螺母加垫片。3.链轮设计52 9配重的设计1）主要尺寸计算：分度圆直径对于12A型链P=1根据当V＜0.6m/s时，Z取13～15。取Z=13代入得：d=79.6mm2）齿顶圆直径d…………………………（9-2）=79.6+1.25=91.5mm………………………………（9-3）=79.6+（1-）=84.4mm取3）齿根圆直径4）齿侧凸圆直径5）齿轮6）倒角宽7）倒角半径8）倒角深4.链轮材料及热处理材料：45号钢热处理：淬火、回火、齿面硬度40～50HRC5.链轮结构设计为使链轮结构紧凑，润滑方便，设计成心轴上安装形式，其中轴承安装在链轮内部，选160104型，即带密封圈深沟球轴承，心轴轴颈设计为直径20mm。52 9配重的设计由于链速V，属低速运动，故采用人工润滑，即定期在链条边的内部链板间隙中注油，供油量每周加油一次，保证销轴处于干燥。主轴箱重量包括电机2346N最大刀具重量100故配重应大于2346+120取G=2500N配重用平衡块材料：铸铁密度为7.8g/cm…………………………………………（9-3）取a=56cmb=24cmh=24cm则G=2500N符合要求。52 10滚珠丝杠螺母副的选用与计算10滚珠丝杠螺母副的选用与计算滚珠丝杠副是一种低摩擦，高精度，高效率的机构。它的机械效率（）比滑动丝杠（）高3～4倍。滚珠丝杠副的动（静）摩擦系数基本相同，配以滚动导轨，启动力矩很小，运动极灵敏，低速时不会出现爬行。滚珠丝杠副可完全消除间隙并可预紧，故有较高的轴向刚度，且反向无空程死区。反向定位精度高，滚珠丝杠螺母摩擦系数小，无自锁，能实现可逆传动。故用于垂直位置时，必须有制动装置。10.1X向滚珠丝杠螺母副的设计1.选型FFZ型（内循环浮动反相器，法兰直筒组合双螺母对旋预紧）2.X向丝杠的计算要求：工作台的质量：工作台的最大行程：L=600mm工作台滚动导轨摩擦系数:丝杠两端固定支撑（F-F），每个支撑安装两个接触角推力角接触球轴承。背靠背安装，进行预拉伸。快进给速度全行程定位精度重复定位精度10要求寿命：10年，每年30天，两班制，每天8小时。表3各种切削参数切削方式纵向切削力Pxi（N）垂直切削力Pzi（N）进给速度V1(m/min)工作时间百分比丝杠轴向载荷（N）丝杠转速r/min强力切削200012000.610167775一般切削10005000.8301607100精切削5002001501077125快速进给0012105571500工作可靠性96%1）丝杠载荷：52 10滚珠丝杠螺母副的选用与计算导轨摩擦力……（10-1）强力切削载荷一般切削载荷精切时载荷快移载荷2）电机转速（最大）丝杠最大转速强力切削一般切削精密切削3）丝杠刀程P工作台最大速度V…………………………………………（10-2）4）当量转速=……（10-3）5）当量负载==717N…………………………………………………………………（10-4）6）初选滚珠丝杠计算动载荷………（10-5）52 10滚珠丝杠螺母副的选用与计算要求寿命L综合系数由表2.8-60～表2.8-64查得（丝杠精度为1-3级），f（可靠性为96%）f（有冲击或振动的运动）由表2.8-28选用FFZ型内循环浮动反相器，法兰直筒组合双螺母对旋预紧滚珠丝杠副。型号：FFZ4010-5。额定动负载Ca=56预紧力，符合要求。7）丝杠螺纹部分长度8）支撑距离9）临界转速校核………………（10-6）（1）丝杠底径d……………………（10-7）（2）支撑方式系数由表2.8-66查得（两端固定）（3）临界转速计算长度符合要求。10）压杆稳定校核两端固定支承，丝杠不受压缩，因而不必校核稳定性。11）预拉伸计算（1）温升引起的伸长量设温升为3.5C……………………（10-8）52 10滚珠丝杠螺母副的选用与计算（2）丝杠伸长量（3）预紧力F按拉伸公式………（10-9）12）轴承选择（1）轴承结构由表2.8-48采用E型和F型轴端（2）轴承型号35TAC72A主要尺寸和参数由表2.8-39查得：d=35mmD=72mmB=15mm（3）预紧力的确定（4）疲劳寿命计算额定动载荷轴承的最大轴向载荷为…………（10-10）由于……………………（10-11）进给方向是可变的，负载可能是（）或两者机会相等，取平均值F=7578N取由于，所以满足寿命要求13)定位精度校核（1）丝杠在拉压载荷下的最大弹性位移52 10滚珠丝杠螺母副的选用与计算…（10-12）（2）丝杠与螺母间的接触变形快移时F=34N强力切削时F=2034N精密切削时F=534N……………………………………………………（10-13）由表2.8-28查得FFZ40-5滚珠丝杠副的接触刚所以得快移时强力切削时精密切削时（3）轴承的接触变形角接触球轴承的轴向刚度可用下式估算=23.6=414.8N/…………………………………………（10-14）快移时强力切削时精密切削时…………………………………………（10-15）52 10滚珠丝杠螺母副的选用与计算快移时强度切削时精密切削时发生在螺母处于丝杠中心部处，与螺母位置无关。所以以上求的位移均为，查表2.8-18与2.8-21，取丝杠精度等级为2级，任意300mm的行程公差为8，加上快移时的总位移0.15，可以满足要求的定位精度20/300mm。同理分析其它切削液能满足要求的定位精度。设计计算结果如下：选用丝杠副型号为FFZ40，两端支承为E、F型，轴承型号为35TAC72A，d=35mmD=72mmB=15mm。10.2Y向滚珠丝杠螺母副的设计1.型号选择FFZ型（内循环浮动反向器，法兰直筒组合双螺母对旋预紧）2.Y向丝杠的计算过程同X向丝杠同理设计计算结果为：选用丝杠型号为FFZ40，两端支承为E、F型，轴承型号为35TAC72A，d=35mmD=72mmB=15mm。10.3Z向滚珠丝杠螺母副的设计1.型号选择FFZ型（内循环浮动反向器，法兰直筒组合双螺母对旋预紧）2.Z向丝杠的计算过程同X向丝杠同理设计计算结果为：选用丝杠型号为FFZ40，两端支承为E、F型，轴承型号为35TAC72A，d=35mmD=72mmB=15mm。52 11电机的选型11电机的选型11.1对伺服机构控制电机的基本要求1.性能密度大，及功率速度大，电机功率密度…………（11-1）2.快速性好，频率特性好3.位置控制精度高，包括调速范围宽，低速运行平稳，分辨率高4.适应启动频率的工作要求5.振动和噪声小6.可靠性高，寿命长11.2控制电机类型选择控制电机工作原理可分为旋转磁场式和旋转电枢式，前者如步进电机，后者有直流电机，感应电动机等。今选定控制电机为AC伺服电机（感应式），特点有：1.对电流的激励分量和转矩分量分别控制2.具有DC私服电机的全部优点，高功率密度，体积小，重量轻，可实现高精度数字控制且无需经常维修护理3.转动惯量较DC小，动态响应性更好，一般在同样体积下，可比DC电机的输出功率提高10%-7%4.磁通调节较容易，可进行准确的弱磁控制5.同轴安装高精度的脉冲编码器作检测元件。选定：BESK交流伺服电机系列，是北京机床研究所最新开发为驱动伺服机构而专门设计的，同时也用于各种驱动装置，可适用于恶劣的工作环境，低速特性好，调速比宽11.3伺服电机选型伺服电机应满足下列条件：1.在所有进给调速范围内，空载进给力矩小于电动机额定转矩2.最大切削力矩小于电机额定转矩67 11电机的选型3.加速时间应符合所希望的时间常数4.快速进给频率在希望值以内11.3.1X向伺服电机的选择1.最高转速的选择伺服电机最高转速应根据进给系统的快速进给系统、丝杠螺距及传动系统的减速比来确定，计算式为：…………………………………………………（11-2）式中：——表示工作台要求的快速进给速度，取I——传动系统减速比，因是直联i=1P——丝杠螺距，取P=10mm=0.01mK——裕度系数（可取1～5）取K=1.06故2.位置反馈编码器的选择位置反馈编码器的选择应根据机床所需的最小位移单位，丝杠螺距及减速比确定，起计算公式为：……………………………………（11-3）式中：I——为编码器的分辨率P——丝杠螺距P=0.01mi为减速比故i=1——最小移动位移故I=0.01/()=1000P/r3.负载转矩计算由负载转矩T……………………（11-4）式中：T——驱动力矩67 11电机的选型——双螺母滚珠丝杠的预紧力矩——预紧力，常取最大轴向工作载荷的1/3即——丝杠导程取=8mmK——丝杠预紧力距系数0.1-0.2取0.15故——克服轴向外载荷所需的力矩P——加在丝杠轴向的外载荷P=F+F——作用于丝杠轴的切削力F=1500NW——法向载荷W=W+PW——移动部件重量包括工件工作台W=P——在夹板夹持时的夹持刀，此处P=0NW=W=14700N——导轨摩擦系数P=1500+0.1=2970N==3839.61302N•m………（11-5）TB=29.4N•mi——传动比取i=1所以T1=172+3239+294=4305N•mm=4.3103N•m最后选定电机按式T1TSTs——私服电机额定转矩由[7]选BESK10参数如下：输出功率1.8KW额定转矩11.8N•m最大转矩78N•m67 11电机的选型4.惯量匹配计算通常在电动机惯量Jm与负载惯量J（折算至电机机轴）之间1）联轴器的转动惯量J查表6.6-19得飞轮GD=48kg故…………………………（11-6）2）丝杠折算到电机轴上的转动惯量J参数据表6.6-28得1米长的丝杠的转动惯量为0.001518kg故3）工作台的转动惯量由表6.6-29，可知917.28kg的工作台折算到P的丝杠上的转动惯量J4）传动系统折算到电机上的总转动惯量5)惯量匹配计算：查表得则即1/4符合惯量匹配关系6）伺服电机的加减速能力校核快速移动加速时其最大转矩下按下列公式计算………………………………………（11-7）式中：——快速移动时的电机转速=1500r/min——加减速时间Ks——系统开环增益常取8-25加工中心一般取Ks=20现在取Ks=1867 11电机的选型则t=3/ks=3/18=0.167J——负载转矩J——电机转子惯量T——T——移动体摩擦转矩………………………………（11-8）——丝杠副摩擦转矩……………………（11-9）——轴承摩擦力矩=2.97N所以所选BESK10的最大转矩为78满足要求。11.3.2Y向伺服电机的选择1.最高转速的选择2.脉冲编码器的选择3.负载转矩的计算式中：F67 11电机的选型——移动部件的重量包括工作台，工件和工作台支架P=1500+0.119600=3460NT——支撑轴承摩擦力矩，T=29.4N.m——丝杠效率，=0.985，丝杠预紧力系数K=0.15则T=++29401=7.610N.m查选BESK10主要参数如下：输出功率1.8KW额定转矩11.8N.m最大转矩78N.m最高转速2000r/min4.惯量匹配计算：联轴器的转动惯量，P496表66-19得GD=48kg.cm丝杠的转动惯量由得J=0.0015181.15=17.457kg.cm移动部件的惯量J=0.002580=25.8kg.cm折算到电机轴上的总转动惯量kg.cm电机转子惯量kg.cm符合匹配关系伺服电机加减速能力校核快速移动时的最大转矩………………（11-10）式中：67 11电机的选型Jkg.cm——移动体摩擦转矩——丝杠副摩擦转矩——轴承摩擦转矩符合要求.11.3.3Z向伺服电机的选择1.最高转速的选择2.脉冲编码器的选择3.负载转矩的计算式中：FP=1500+0.119600=3460N67 11电机的选型由此选择BESK10伺服电机参数：输出功率1.8kw确定转矩为11.8N最大转矩78N最高转速1500r/min4.转动惯量匹配计算：联轴器惯量丝杠的转动惯量丝杠的参数主轴箱的转动惯量1故满足要求电机快速移动能力的校核式中：故此电机满足要求进给系统伺服电机参数总结：X、Y、Z三向均选用BESK10交流伺服电机，输出功率1.8kw。额定转矩11.8，最大转矩78，最高转速2000r/min，重量23kg。67 11电机的选型11.3.4X主轴电机的选择对于数控机床，针对特定的工件计算功率和扭矩，采用国内外同类机床主电机功率统计法（归纳法）来确定主电机功率；综合考虑各种型号机型并结合设计要求，选日本FANUC公司开发的系列主电机8型。主轴电机有直流（DC）和交流（AC）之分，DC主轴电机由于长时间高速运转，整流火花和电刷磨损问题难以解决，使用不安全，维护不方便，且功率体积比小，体积和重量都较大。安装拆卸不方便。80年代以来，国内外开发了多种AC主轴电机，他们的特性主线与DC主轴电机相似。在基本速度以下为恒转矩区，在基本速度以上为恒功率区。但是，AC主轴电机无电刷和换向器，采用全封闭罩壳，对灰尘和切削油有较好保护，使用安全，电动机可以省去定期维修工作。同时AC主轴电机体积小，重量轻。速度高，但功率范围宽，现已得到普遍应用。表4电动机主要参数项目型号输出功率连续输出（额定）kw7.520分钟额定输出kw1150%工作周期的额定输出kw11速度基本速度r/min1500最高速度r/min6000输出转矩（在恒转矩范围内连续额定输出转矩）N47.7GDKgf0.11转子惯量0.027重量Kg8011.4伺服电机于进给丝杠的联结1.伺服电机与滚珠丝杠联结，要保证传动无间隙。只有这样才能准确执行脉冲指令，而不丢掉脉冲。主要采用直连式。他是通过挠性联轴节，把伺服电机和滚动丝杠联起来。67 11电机的选型采用弹性膜片联轴器，电机轴与联轴器的法兰用锁紧环无键联结，锁紧环是两套互相配合的锥环。扭紧螺钉推动轴套移动，使内锥环的内孔收缩，外锥环的外圆胀大靠摩擦力联结电机轴和联轴器的法兰。联轴器与滚珠丝杠也是用锁紧环无键联结。弹性膜片联轴器适用方便，可以补偿轴的角度差，偏心轴向窜动等误差，应用于数控机床的进给传动系统。表5弹性膜片联轴器的主要参数项目规格X、Y向Z向DML-03DML-05最大轴颈mm3550最小轴颈mm1016mm93126Lmm116.4158最大力矩176421扭转刚度/rad14.742.14轴向刚度/mm141.12218.54许用最大径向载荷N5481176最高转速r/min3400025000胀紧连接套2267 12液压缸12液压缸本机床主要包括两个液压缸，一是换刀液压缸，另一个是变速用三位液压缸。根据5卷10章，选取YGC型液压缸、YGC型液压缸。邮箱总容量160L，压力6.3Mpa，流量有12.5L/min，选用12L/min,其结构形式及液压系统简图见图37.10-7。12.1换刀液压缸设计计算根据第5卷10章，液压缸的基本参数中液压缸内径尺寸系列表37.7-1选取。根据表37.7-2选出液压缸活塞外径尺寸为其安装方式选取尾部为法兰式。主要零件的结构、材料及技术要求。1.缸体1）缸体端部联结结构根据第5卷表37.7-46，联结形式选法兰联结。其特点为：结构简单，易加工，易装卸，但径向尺寸较大，重量比螺纹连接的大。2）液压缸材料为45号无缝钢管，调质到241-285HBS3）缸体的技术要求（1）缸体的内径用H8，H9配合，活塞为橡胶，密封圈，Ra为0.（2）缸体直径mm的圆度公差按9级精度选择，圆柱度公差按8级选取；（3）缸体端面的垂直度公差，按7级精度选（4）为防止腐蚀及提高寿命，缸体内表面应镀以厚度30～40的名层，镀后进行衍磨或抛光。2．缸盖1）缸盖选用45号锻钢和铸铁，由于此种液压缸本身又是活塞杠的导向套，所以缸盖选为铸造。2）技术要求67 12液压缸（1）直径d、D（基本尺寸及活塞杆密封圈外径）的圆柱度公差只选取9级精度；（2）d与D的同轴公差值为0.03mm（3）端面与直径d轴线垂直度公差值，按7级精度选取；（4）导向孔表面粗糙度为Ra=1.25；3.活塞与缸体的密封1）材料：45号钢（与活塞一体2）技术要求（1）粗加工后调质到硬度为229-285HBS（2）活塞杆的圆柱度公差为8级精度；（3）活塞杆因其结构要求，做成与活塞一体的结构，材料为45号钢；（4）活塞杆对d的径向跳动公差为0.01mm。端面下的公差值（垂直度）选为7级精度；（5）活塞杆上下工作表面的粗糙程度为Ra=0.63；（6）活塞杆对d的圆度公差值选9级精度。5.液压缸主要性能参数计算1）液压缸的输出力双杆活塞式液压的推（或拉力）F：F=PA……………………………………………………（12-1）其中：P：工作压力，有以上选型可知P=6.3MpaA：液压缸的工作体积A=……（12-2）2）输出速度V=60………………（12-3）3）液压缸的输出功率（N）…………………………………（12-4）4）液压缸中主要几何尺寸的计算或选择（1）液压缸的内径，已选出；67 12液压缸（2）活塞杆直径，已选出因其运动状态平稳，仅承受轴向载荷，则按简单拉压强度计算：…………………………………(12-5)活塞杆材料为碳钢，其[]=100Mpa所以3.75=0.012m=12.2mm故强度足够。（3）缸筒壁厚按中等壁厚考虑，取液压缸缸体外径为76mm（4）缸盖连接计算设计中采用螺栓连接，当缸体与缸盖采用螺栓连接时，螺栓选用M6，则d=5.5mm螺纹处的拉应力为=…………………(12-6)其中：K:螺纹拉紧系数，因在和为静载，取K=1.3Z：螺栓个数，取4；代入得=和应力……………………………………（12-7）其中螺纹材料的屈服极限,安全系数n=1.5代入得[]==237Mpa=208<[]=237Mpa67 12液压缸所以螺栓的强度足够。12.2变速液压缸的设计计算1.由主轴运动情况可知，齿轮传动须实现三种状态两级转速变化时齿轮的两种啮合状态。由于变速时需要停车，所以必须有齿轮不啮合的中间状态。为实现这种状态变速液压缸需选用三位液压缸。在机床中用液压缸推动拔叉移动，操作方便。根据3卷表6.12-6，造作油缸结构选用P821最下方的三位液压缸。这种油缸与活塞杆之间具有套式结构，拔叉的中位油缸内固定套的两端面限定。左右两个极限位置分别由两个缸盖限定。其特点如下：优点：结构紧凑，油缸为一个单独部件，可将其装于箱体的任一适当位置。缺点：空心活塞两个配合面，同心度要求高，装拔叉的活塞杆悬伸，使活塞磨损不均匀。为了解决这一缺点，设计中使用一导套，既解决了活塞杆的问题，有限制了活塞杆相对于活塞缸体运动的转动。2.设计计算1）缸体内径选50mm（根据第5章表37.7-1）2）根据表37.7-1，固定套内径32mm3）根据表37.7-2，选活塞杆外径20mm。4）安装方式：考虑到装配方便，缸体外径和箱体之间采用配合尺寸的孔，用双圆螺母锁紧。5）缸体（1）缸体端部联结法兰。（2）液压缸缸体材料为45钢，调质到241～285HBS。（3）技术要前求同。6）缸盖材料也选为45钢，技术要前求同。7）活塞与缸体的密封选用O型密封圈，活塞杆材料为45钢。技术要前求同。8）液压缸输出力的计算可输出的三种力：67 12液压缸F1=p（0.052-0.0322）=7.3KNF1=p（0.0322）=5.1KNF1=p（0.052）=12.4KN9）缸体外径考虑到安装要求，外径未按系列值选取，而是按中等壁厚取液压缸体外径76mm10）导向套起导向作用，材料为耐磨铸铁。11）所有密封方式均采用O型橡胶密封圈。12）活塞杆下端与主轴箱壁用一套筒法兰通过平键联结，为防止键槽内摆动用一紧定螺钉轴向固定，设计中平键选择66GB1059-79，螺钉选择M38GB74-85。12.3与液压缸相联的拔叉的设计拔叉是变速操作机构的执行元件，用于拔动结构。从整体结构考虑，用一销钉将拔叉固定在变速箱2活塞杆上，而活塞杆的轴向移动靠装在其上的键实现，这种分体结构可减小活塞杆的径向移动，便于加工，为了加强拔叉杆的强度，设一加强肋，其结构见主轴箱图。销的选择：根据表14-27，选择销A1035GB117-86。H=1.6T67 结论结论本次设计中，X、Y、Z轴的行程分别为600mm，500mm，450；工作台尺寸500500mm，可以满足大部分零件的加工尺寸要求。X、Y、Z向最快移动速度为15m/min，节约了辅助加工时间，提高了生产效率。脉冲当量为0.001mm/puls。可以满足一般零件加工时的精度要求，在较短的时间内加工出高质量的工件。此卧式加工中心配有刀库，有一定的自动加工能力。加工过程中可以无人管理，节约人力成本。主轴的高转速又提高了精度和效率。在设计中主要对伺服系统和主轴系统进行设计计算，符合强度要求及加工的需要。位置控制靠丝杠螺母结合驱动的线性运动来实现，设计中选用的滚珠丝杠副能满足精度要求。主轴系统包括主轴、齿轮，液压缸等，主传动系统的各零部件，具体足够的强度和必要的刚度及抗振性能，并且噪声低。运转平稳性好。设计中对床身。工作台进行了结构设计，满足加工中心的相应要求。对导轨及其他部件进行了选择，最后对主轴，主轴轴承进行了校核计算，符合要求。72 参考文献参考文献[1]廖玉国，张永洪。加工中心设计与应用。北京：机械工业出版社。1995：102-156[2]沙杰等。加工中心结构调试与维护。北京：机械工业出版社。2003:1-11[3]张建民。机电一体化系统设计。北京：北京理工大学出版社。2000:6[4]王爱玲。现代数控机床。北京：国防工业出版社2000：65-87[5]杨黎明。机械一体化系统设计手册。北京：国防工业出版社。1996:658-709[6]李佳。数控机床及应用。北京。清华大学出版社。2001:45-87[7]赵松年。机电一体化系统设计.北京。机械工业出版社。1997:56[8]机床设计组。机床设计手册。2-5卷。北京：机械工业出版社。1995：235,356[9]机械零件设计组。机械零件设计手册。第三版。北京：冶金工业出版社。1997:26[10]机床设计组。机床设计手册。2-5卷。北京：机械工业出版社。1995:235,365[11]董刚，李建功，潘凤章主编。机械设计。第三版。北京：机械工业出版社[12]廖会针。互换性与技术测量。北京：中国计量出版社。1999:156-165[13]刘鸿文。材料力学。北京：高等教育出版社。2001:136[14]精密滚珠丝杠副。南京工艺装备制造厂资料；3-7[15]MachinabilityDataCenter.MachiningDataHandbook.3rdEdition.1990:3-6[16]ChenHFugueL.Robustnessanalysisofidentificationandadaptivecontrolforstochastic.SystemsandControlLetters.198772 致谢致谢本次设计是对我所学的公共课、专业课及专业基础课的一次总复习，也是对我所学知识的一次总经验。他不仅检验了我对所学知识的掌握程度，同时也检验了我的实际应用能力。为我将来的工作打下了坚实的基础。通过这次毕业设计，使我更加深入的学会了如何查阅资料以及怎样运用资料来解决问题，并结合我校的数控装备，使我直观的了解了数控化机床的工作原理及机械结构。数控机床是我国机械加工领域的发展方向，对我国工业发展有重大的意义。通过这次设计，使我们对其装配、调配、维护保养等都有了一定的认识，增强了我将工作的信心。更加重要的是，通过这次毕业设计使我初步掌握了机械设备的设计思路，为我以后的设计工作指明了方向。在这次设计过程中赵老师对我悉心指导，他不厌其烦的讲解使我对所作课题有了更加透彻的认识，同时在设计过程中，机械过程教研室以及实验室的其他老师也给了我很大帮助，在此向他们表示衷心的感谢！由于我初次涉及综合性的设计，不可避免地会出现很多不足和错误之处，希望各位老师多提宝贵意见，以便日后更正！72 致谢72 附录72'