購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無水印，可編輯。。。具體請見文件預覽，有不明白之處，可咨詢QQ:12401814

本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 45 頁 共 45 頁 1 緒論 數控銑床是一種加工功能很強的數控機床，目前迅速發(fā)展起來的加工中心、柔性加工單元等都是在數控銑床、數控鏜床的基礎上產生的，兩者都離不開銑削方式。由于數控銑床工藝最復雜，需要解決的問題很多，因此，目前人們在研究和開發(fā)數控系統(tǒng)及自動編程語言軟件時，也一直把銑削加工作為重點。本文通過對VMCL600數控銑床為研究模板，進行數控銑床的機械系統(tǒng)的設計和研究。本說明書整體內容如下安排：第一章主要介紹數控機床的產生和發(fā)展和數控銑床的特點，第二章確定數控銑床總體的結構設計，第三章主要進行主軸的設計和校核，第四章對工作臺和支撐件的設計，第五章進給系統(tǒng)的設計，第六章是標準件的設計。 1.1 數控機床的產生和發(fā)展 隨著社會生產和科學技術的迅速發(fā)展，機械產品日趨精密復雜，且要求頻繁改型，特別是在宇航、造船、軍事等領域所需的機械零件，精度要求高，形狀復雜，批量小。加工這類產品需要經常改裝或調整設備，普通機床或專用化程度高的自動化機床一般 不能適應這些要求。為了解決上述問題，一種新型的機床——數控機床應運而生。這種新型機床具有適應性強、加工精度高、加工質量穩(wěn)定和生產效率高等優(yōu)點。他綜合應用電子計算機、自動控制、伺服驅動、精密測量和新型機械結構等多方面的技術成果。 1.1.1 數控機床的產生 世界上第一臺成功研制的數控機床是一臺三坐標的數控銑床，于1952年由美國帕森斯公司和麻省理工學院合作完成。早在1948年，美國在研制加工直升機葉片輪廓檢查用樣板的技工機床任務時，就提出了研制數控機床的初始設想。1949年，在美國空軍部門的支持下，帕森斯公司正式接受委托，與麻省理工學院伺服機構實驗室合作，開始從事數控機床的研制工作。經過三年時間的研究，于1952 年試制成功世界上第一臺數控機床試驗性樣機。這是一臺采用脈沖乘法器原理的直線插補三坐標連續(xù)控制銑床。其控制裝置由2000多個電子管組成，占用一個普通實驗室那么大。這臺數控銑床的誕生，標志著機械制造的數字控制時代的開始。 1.1.2 數控系統(tǒng)的發(fā)展 數控機床的發(fā)展是隨著數控技術的發(fā)展而發(fā)展的。數控系統(tǒng)的發(fā)展經歷了電子管—分立式晶體管—小規(guī)模集成電路—大規(guī)模集成電路—小型計算機—超大規(guī)模集成電路—微機式的數控系統(tǒng)等幾個發(fā)展階段。 20世紀90年代以來，數控系統(tǒng)朝著以通用微機為基礎、體系結構開放和智能化方向發(fā)展。以上的三代數控系統(tǒng)是由計算機硬件和軟件組成，利用存儲器里的軟件控制系統(tǒng)工作，因此稱為CNC系統(tǒng)或軟件控制系統(tǒng)。這種系統(tǒng)容易擴大功能，柔性好，可靠性高。 1.1.3 國內外數控機床的發(fā)展 中國從1958年開始研究數控技術，到20世紀60年代中期初與研制、開發(fā)階段。1965年進入晶體管數控裝置的研制。60年代末至70年代初研制成功了數控銑床。 從20世紀70年代開始，數控技術在車、銑、磨、齒輪加工、電加工等領域全面展開。但由于電子元器件的質量和制造工藝水平低，致使數控系統(tǒng)的可靠性、穩(wěn)定性問題沒有得到解決，因此未能廣泛推廣。 20世紀80年代，中國先后從日本、美國等國家引進了部分數控裝置和伺服單元技術，并于1981年開始批量生產數控系統(tǒng)，包括數控裝置和伺服單元。在此期間，中國在引進、消化吸收的基礎上，跟蹤國外先進技術的發(fā)展，開發(fā)出了一些高檔的數控系統(tǒng)，如多軸聯(lián)動數控系統(tǒng)、數字放行系統(tǒng)、為柔性制造單元配套的數控系統(tǒng)等。為了適應機械工業(yè)生產不同層次的需要，還開發(fā)出多種經濟型數控系統(tǒng)，并得到廣泛地應用?，F在，中國已經建立了以中、低檔數控機床為主的產業(yè)體系。 1.1.4 數控機床的發(fā)展趨勢 隨著科學技術的發(fā)展，制造技術的進步，以及社會對產品質量和品種多樣化的要求越來越強烈。中、小批量生產的比例明顯增加，要求現代數控機床成為一種精密、高效、復合、集成功能和低成本的自動化加工設備。同時，為了滿足制造業(yè)向更高層次發(fā)展，為柔性制造單元、柔性制造系統(tǒng)，以及計算機集成制造系統(tǒng)提供基礎設備，也要求數控機床向更高水平發(fā)展。當前，數控機床技術呈現如下發(fā)展趨勢：（1） 高精度化；（2） 運動高速化；（3）柔性化；（4）高自動化；（5）高可靠性；（6）智能化；（7）復合化；（8）網絡化；（9）開放式體系結構。 1.2 數控銑床的主要功能及特點： 數控銑床的可分為立式、臥式和立臥兩用式數控銑床，各種銑床適用的數控系統(tǒng)不同，其功能也不盡相同。除各有其特點之外，常具有下列主要功能： 點位控制功能；連續(xù)輪廓控制功能； 刀具半徑自動補償功能； 刀具長度補償功能；鏡像加工功能； 固定循環(huán)功能；特殊功能 。 具備自適應功能的數控銑床可以在加工過程中把感受到的切削狀況的變化，通過適應性控制系統(tǒng)及時控制機床改變切削用量，使銑床及刀具始終保持最佳狀態(tài)，從而可獲得較高的切削效率和加工質量，延長刀具使用壽命。 數控銑床的主要特點：（1） 高柔性及工序復合化；（2） 加工精度高；（3）生產效率高；（4）減輕操作者的勞動強度。 1.3 數控銑床的分類和應用 1.3.1 數控銑床的分類 按運動方式分：（1）點位控制數控銑床 (2）直線控制數控銑床（3）輪廓控制數控銑床； 按控制方式分：(1）開環(huán)控制數控銑床(2）閉環(huán)控制數控銑床(3）半閉環(huán)控制數控銑床； 按主軸的布局形式分：（1）立式數控銑床：（2）臥式數控銑床（3）立臥兩用式數控銑床等等 1.3.2 數控銑床的應用 數控銑床主要用于加工平面和曲面輪廓的零件，還可以加工復雜型面的零件、樣板、模具、螺旋槽等。同時也可以進行鉆、擴、鉸、锪和鏜孔的加工，但因數控銑床不具自動換刀功能，所以不能完成復雜孔的加工。數控銑床主要應用于汽車制造業(yè)、模具制造業(yè)、機床制造業(yè)、航空航天業(yè)、造船業(yè)、軍事工業(yè)及其他行業(yè)。 2 數控銑床總體的結構設計 2.1 基本參數的確定 本課題設計的立式數控銑床可以銑削平面和溝槽，也可加工空間曲面；若將銑刀換成鉆頭或絞刀，則可加工光孔或螺紋孔。銑床主要技術參數如下： 工作臺工作面尺寸（長寬） 800mm×400mm 工作臺X向最大行程 600mm 工作臺Y向最大行程 410mm 工作臺T型槽數 3 工作臺T型槽寬 18mm 工作臺T型槽間距 100mm 快速移動速度（X、Y、Z軸） 32m/min 最小分辨率 0.001mm 定位精度 ±0.005mm 重復定位精度 ±0.002mm 2.2 確定機床的總體布局 2.2.1機床的運動分配 本課題擬解決問題的思路是參照VMCL600立式數控銑床的總體布局、機械傳動部分、進行優(yōu)化組合，設計出精度高、靈活性強的立式數控銑床。由于工作臺尺寸較大，可加工較重或尺寸較高的工件，故機床運動分配如下：主運動：刀具的旋轉運動；進給運動：工作臺X、Y方向的進給運動和銑刀頭帶著刀具Z方向的垂直進給運動。 2.2.2機床結構布局 機床采用床身框式立柱的“L” 型結構形式，主軸箱裝在框式立柱中間，設計成對稱形結構。框式立柱布局要比單立柱少承受一個扭轉力矩和一個彎曲力矩，因而受力后變形較小，有利于提高加工精度；框式立柱布局的受熱與熱變形是對稱的，因此，熱變形對加工精度的影響小。 Y向滑座相對于機床床身作進給運動，X向滑座相對于Y向作進給運動，工作臺固在X向滑座上，工作臺不做垂直方向運動；主軸箱沿框式立柱在沿垂直軌上下移動。由于機床尺寸較大，為了方便操作者的操作與觀察，將人機界面置為吊掛按鈕站。 2.2.3機械系統(tǒng)的傳動、支承、導向方式 （1）機床進給系統(tǒng)傳動方案 機床X、Y方向進給系統(tǒng)分別采用交流伺服電機驅動，通過電機與滾珠絲杠直接相連，將旋轉運動轉化為直線進給運動其傳動的機械裝置如圖2.1所示。這種傳動方案采用負載能力強的交流伺服電機，直接通過絲杠帶動工作臺進給，傳動鏈短，剛度大，傳動精度高，是現代數控機床進給傳動的主要組成形式。 圖2.1 進給傳動的機械裝置 （2）機床進給系統(tǒng)的支承、導向方式 Y方向進給系統(tǒng)由床身支承，采用一端固定、一端支撐的方式支承，固定端選用一對背對背安裝的角接觸球軸承，支撐端選用一對深溝球軸承。 X方向進給系統(tǒng)由Y方向進給系統(tǒng)支承，采用一端固定、一端支撐的方式支承，固定端選用一對背對背安裝的角接觸球軸承，支撐端選用一對深溝球軸承。 本機床屬于中型機床，導向方式采用矩形導軌，矩形導軌承載能力高，制造方便。本設計選用線性滾動導軌。 3 數控銑床的主軸的設計與校核 現在的數控銑床能夠實現無級變速或無級變速加有級變速，數控銑床一般都采用由直流或交流調速電動機作為驅動的電氣無級調速。由于數控銑床的運動調速范圍較大，單靠調速電機無法滿足這么大的調速范圍，另一方面調速電機的功率扭矩特性也難于直接與機床的功率和轉矩要求相匹配。因此，數控機床主傳動變速系統(tǒng)常常在無級變速電機之后串聯(lián)機械有級變速傳動，以滿足機床要求的調速范圍和轉矩特性。 3.1 確定主軸傳動功率 數控銑床的加工范圍一般都比較大，所傳動的額定功率可以根據典型切削工藝的情況計算，根據設計的銑床主要的加工范圍，查機床設計手冊確定如下典型加工工藝：用高速剛圓柱平刀銑削灰鑄鐵工件平面，刀具直徑，刀齒數為10，工件材料為HT200，硬度190HBS，切削速度V=23.5mm/min，進給速度為160mm/min，背吃刀量。 由公式 計算得=75r/min 則每齒進給量 根據典型切削工藝公式： 式中：t—切削厚度，即被吃刀量（mm） —每齒進給量（mm） B—切削寬度（mm） Z—刀齒數 HB—材料硬度 代入數值得 主傳動的總效率一般可取為η=0.70～0.85,數控機床的主傳動多用調速電機和有限的機械變速傳動實現，傳動鏈較短，因此效率可取較大值，由此可求得主軸傳遞的功率為 3.2 電機的選擇 現在數控機床常用直流電動機和交流調頻電機兩種。目前，中小型數控機床中，交流調頻電機已占優(yōu)勢，有取代直流電機之勢。本文所設計的銑床采用交流調頻電機調節(jié)電源頻率來達到調速的目的，額定轉速常為1500r／min，如圖1-1所示是變速電機的功率特性。從額定轉速到最高轉速的區(qū)域Ⅰ為恒功率區(qū)，從最低轉速至的區(qū)域Ⅱ為恒轉矩區(qū)。 圖3.1 變速電動機的功率特性 在設計數控銑床主傳動時，必須考慮電機與機床主軸功率特性匹配問題。由于主軸要求的恒功率變速范圍遠大于電機的恒功率變速范圍，所以在電機與主軸之間要串聯(lián)一個分級變速箱，以擴大其功率調速范圍，滿足低速大功率切削時對電機的輸出功率要求。為了簡化變速箱結構，變速級數應少些，變速箱公比可取大于電機的恒功率調速范圍，即。這時，變速箱每擋內有部分低轉速只能恒轉矩變速，主傳動系統(tǒng)功率特性圖中出現“缺口”，稱之功率降低區(qū)。使用“缺口”范圍內的轉速時，為限制轉矩過大，得不到電動機輸出的全部功率。為保證缺口處的輸出功率，電動機的功率應相應的增大。為了滿足主軸傳遞5.4kw，最高轉速10000r/min的要求，選擇FANUC AC 主軸電動機αi系列伺服電動機，其型號為ALPHA 8/10000i -L-STRAIGHT SHAFT。 其中：電機功率： 7.5Kw 額定力矩： 47.7 Nm 最大力矩： 190.8 Nm 額定轉速： 1500 rpm 最大轉速： 10000 rpm 電機在60—1500r/min內，實現恒扭矩輸出，在1500—8000r/min內實現恒功率輸出；最高轉速可以達到10000r/min，當電機轉速達到10000 r/min，扭矩特性不好，因此一般情況下轉速只達到8000r/min。如圖所示： 圖3.2 主電機輸出特性曲線圖（10000rpm） 3.3 主軸主要結構參數的確定 主軸的主要結構參數有：主軸前、后軸頸D1和D2，主軸內孔直徑d，主軸前端懸伸量a和主軸主要支撐間的跨距L。這些參數直接影響主軸旋轉精度和主軸的剛度。 3.3.1 選擇軸的材料和熱處理方法 選擇軸的材料為40Cr，，經調質處理, 其機械性能有設計手冊查得： ，， 查機械設計手冊得 3.3.2 主軸最小直徑的估算 銑床主軸既受彎矩又受扭矩作用，在軸的結構設計完成之前，通常不能確定支反力及彎矩的大小，所以只能近似地按扭轉強度條件估算最小軸徑，主軸一般設計為空心階梯軸，所以估算公式為： 3.1 式中：d—主軸的最小直徑（mm） P—主軸傳遞的功率(kw)，前面已算出P=5.4kw n—主軸的計算轉速(r/min)，前面已給出n=75r/min —根據所選軸用材料40Cr查表取常數103，=0.6(空心軸內外徑之比) 代人數值得： 取主軸的最小直徑=45mm，最小直徑本應該是后軸頸，但是考慮到軸承的軸向固定采用鎖緊螺母，應留鎖緊螺母的位置?？紤]到軸上裝軸承，有配合要求，應將后軸頸的直徑圓整到標準直徑，同時要考慮到選擇軸承的類型，因此選擇后軸頸的直徑=50 mm。 3.3.3 主軸內孔直徑d及拉桿直徑的確定 主軸內孔直徑與機床的類型有關，主要用來通過棒料、拉桿、鏜桿或頂出頂尖等，銑床主要用于通過拉桿和拉抓，確定孔徑的原則是：為減輕主軸重量在滿足上述工藝要求及不削弱主軸剛度的前提下，盡量取較大值，孔徑d對主軸剛度的影響影響是通過抗彎截面慣性矩而體現的，即主軸本身的剛度正比于抗彎截面慣性矩，其關系式為 3.2 根據上式可繪制出主軸孔徑對主軸剛度影響曲線，如圖 D—主軸平均直徑，d—主軸平均孔徑，—直徑為Ｄ實心主軸剛度 ， —直徑為Ｄ，孔徑為d的空心軸的剛度。 圖3.3 主軸孔徑對主軸剛度影響曲線 由圖知：當d／Ｄ≤0.5時，內孔d對主軸剛度幾乎無影響，通常取孔徑d的極限值。此時Ｉ空＞0.75Ｉ實，即剛度削弱量小于25%，若孔徑再大主軸剛度急劇下降，一般銑床主軸孔徑d可比刀具拉桿直徑大5～10mm。由于機床使用場合多種多樣，為了適應加工工藝及刀具特點，機床工具行業(yè)已經開發(fā)了多種軸端結構，并已形成專業(yè)標準，銑床常用的主軸端部結構前端帶有7:24的錐孔供插入銑刀尾部定位，拉桿從主軸后端拉緊刀具，常用的是BT—50刀柄，因此我們采用BT—50的外螺紋拉抓，查資料知BT—50拉抓外螺紋的尺寸為M22×P1.5，所以拉桿前端必須是M22的內螺紋，為了滿足拉桿的剛性要求，取拉桿的直徑為φ28mm，根據拉桿的直徑確定主軸內孔的最小直徑為即可。 3.3.4 主軸前端懸伸量的確定 主軸前端懸伸量a是指主軸前端面到前軸承徑向支反力作用中點（或前徑向支承中點）的距離。它主要取決于主軸端部結構、前支承軸承和密封裝置的形式和尺寸，由結構設計確定。由于前端懸伸量對主軸部件的剛度、抗振性影響很大，變形量與a的二次方或三次方成正比例關系。因此在滿足結構要求的前提下，設計時應盡量縮短該懸伸量。 在確定主軸前端懸伸量時應該滿足以下結構要求：主軸前端要留有裝切削液噴頭的位置；軸承的寬度B=27；軸承擋環(huán)的厚度b=8；主軸下支承的安裝位置以及軸肩的寬度。 3.3.5 主軸支承跨距L的確定 合理確定主軸主要支承間的跨距L，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前軸端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前軸端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前端較大的位移。因此存在一個最佳跨距，在該跨距時，因主軸彎曲變形和支承變形引起主軸前軸端的總位移量為最小。一般取本文所設計的主軸暫取，但是實際結構設計時，由于結構上的原因，以及支承剛度因磨損會不斷降低，主軸主要支承間的實際跨距往往大于最佳跨距。 3.3.6 計算主軸傳遞的扭矩 根據電機的扭矩—功率特性圖知，當主軸的轉速為基準轉速時所傳遞的扭矩最大，即n=n=1500r/min，則 3.3 3.4 軸的結構設計 3.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 本文所設計的主軸要用原有的主軸箱，根據主軸箱的結構、軸上零件定位、加工要求以及不同的零件裝配方案，參考軸的結構設計的基本要求，得出如圖3.4所示的軸結構。 圖3.4 主軸的結構 如圖3.4，拉桿與BT50拉刀抓連接，從右側裝入內孔，然后再裝入BT50刀柄；齒輪、軸承、套筒、軸承套以及電磁鐵固定架從左側裝入，法蘭蓋從右側裝入，與軸承套用螺釘連接。 3.4.2 確定軸各段的直徑 根據前面的計算知：最小直徑，小軸承用鎖緊螺母進行軸向固定，所以取軸段1外螺紋的直徑；根據軸承的型號以及與軸的配合關系，取軸段2的直徑。 軸段4處裝小齒輪，承受很大的徑向力，同時主軸是空心的，考慮到主軸的整體剛性，取軸段4的直徑，小齒輪用鎖緊螺母壓緊，則軸段4的直徑比軸段3的直徑大2～3mm，所以取軸段3處的外螺紋直徑。 軸段5上有兩個軸套，軸套左側用于定位小齒輪，中間用來壓緊和定位電磁鐵固定架，考慮到拆卸方便，軸段5要比軸段4大2～3mm，同時要比軸段6小2～3mm因此取軸段5的直徑，軸段6的直徑。 大齒輪主要靠軸段7的軸肩來定位的，為了保證定位可靠，軸段7要比軸段6的直徑大5～10mm，但是考慮到主軸前端的內孔交大，因此取軸段7的直徑為。 軸段8是前軸頸，主軸的直徑因與軸承的內徑相等，考慮到軸承的型號以及與主軸的配合關系，取軸段8的直徑，軸承的型號為32109。 主軸前端內孔采用7：24的錐度，裝BT50的刀柄，內孔較大，取軸段10的外徑，軸段9主要起定位作用，因比軸段10大5～10mm，因此取軸段9的直徑為。 3.4.3確定各軸段的長度 軸段1和3有外螺紋，裝徑向鎖緊螺母，故軸段1和3的長度比鎖緊螺母長 2～3mm，取軸段1的長度為15.7mm，軸段3的長度為 18.2mm 軸段4和6的長度要比輪轂寬度（38mm）短2～3mm，故這兩處軸段的長度取為36mm。其中軸段4不包括退刀槽的長度。 軸段7主要與軸承套配合，壓緊軸承，為了保證軸承套與大齒輪之間有一定的間隙，取軸段7的長度為25mm；軸段8是后軸頸，所選軸承的寬度B=32mm，軸承擋環(huán)的寬度T=8mm，故取軸段8的長度為44mm。 軸段9是一個軸肩，主要起定位作用，取軸段9的長度為11即可；主軸的前端面要裝端面鍵，同時主軸前端要留下裝切削液噴頭的位置，因此取軸段10的長度為69mm。 主軸內孔要裝拉桿、拉刀抓及BT50刀柄，整體裝配起來應該讓拉桿不要伸出主軸內孔太長，否則銑床的整體動剛度不好，根據主軸和主動軸的整體裝配關系，取軸段2的長度為75.4mm，軸段5的長度為209mm。 綜上所述，主軸的跨距L＝373mm，懸伸量a=96mm 3.4.4 軸向零件的周向固定 齒輪、電磁鐵固定架與軸的周向定位均采用半圓鍵聯(lián)接。對于齒輪，由手冊查得半圓鍵的截面尺寸寬×高×直徑=10×13×32(GB/T1098-2003)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為29。7mm(標準鍵長見GB1096-79)；對于電磁鐵固定架，由手冊查得半圓鍵的截面尺寸寬×高×直徑=6×9×22(GB/T1098-2003)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為29.7mm(標準鍵長見GB1096-79)，軸承與軸的周向定位是采用過盈配合來保證的。 3.5 主軸剛度的計算 軸在載荷作用下，將產生彎曲和扭轉變形。若變形量超過允許的限度，就會影響軸上零件的正常工作，甚至會破壞銑床的工作性能。因此在設計重要軸時，必須檢驗軸的變形量，這在軸的設計中稱為剛度計算 剛度計算包括扭轉剛度計算和彎曲剛度計算兩種。前者以扭轉角來度量；后者以撓度y和截面轉角來度量。本文以彎曲剛度校核，查機械設計手冊知：；圓錐滾子軸承處的偏轉角。 3.5.1 主軸的簡化和彎曲剛度的計算 （1）如主軸前后軸承頸之間有數段組成，則當量直徑 3.4 式中：、；、；…；、—分別為各段的直徑和長度 —總長，=++…+（mm） 3.5 （2）主軸切削力的計算 根據公式P=得：=，則當線速度最小時,切削力最大 3.6 3.7 （3）撓度的計算 主軸的前懸伸部分較粗，剛度較高，其變形可以忽略不計。后懸伸部分不影響剛度。當主軸前端作用一外載，則撓度 3.8式中 —典型切削工藝的切削力 　　—前懸伸，等于載荷作用點至前支承點間的距離（mm） —跨距，等于前后支承之間的距離（mm） —彈性模量，鋼?。?×10（Mpa） —截面慣性矩，=0.05（-）（mm） ，—主軸的外徑和孔徑（mm） 將和的值待人，可得 3.9 所以撓度滿足要求。 （4）偏轉角 主軸切削工件時承受很大的切削力，主軸前端產生彎曲變形，查機床設計手冊得 3.10 式中 —主軸前端偏轉角(rad) 　　　、、、、與前面相同 代入數據得 所以 綜上所述　主軸的剛度滿足條件，不必重新設計。 圖3.5 主軸圖 4 工作臺和各支撐件的設計 4.1 工作臺的設計 工作臺選用材料為HT200,長寬為800mm400mm,重量約為1128.76N。工作臺裝在滑板的上面，工作臺底面安裝X 軸直線滾動導軌的滑塊及滾珠絲杠螺母座。X 軸伺服電機旋轉，可使工作臺沿X 軸直線運動。工作臺下面裝有2 個行程擋塊，和行程開關配合，控制X 軸校準點位置（X=0）和X 軸行程的極限位置（超程斷電）。工作臺上面有三條T 型槽，供裝夾工件、夾具、轉臺等。其中中間T 型槽為基準T 型槽，工作臺的左右兩端 均裝有伸縮式防護罩。詳見附圖。 圖4.1 工作臺和T形槽尺寸 4.2 床身的設計 床身由高強度低應力鑄鐵鑄成，滑板、工作臺、立柱等均裝在床身之上。床身上部固裝Y軸直線滾動導軌、Y軸滾珠絲杠和Y軸伺服電機。Y 軸滾珠絲杠采用雙向消除軸向間隙結構。Y 軸滾珠絲杠副的安裝結構見圖4.2。床身上還裝有兩個行程擋塊，Y 軸校準點位置（Y=0）和Y 軸行程的極限位置，就由這兩個擋塊配合行程開關來確定。床身下部有六塊厚支承塊，通過裝在床身地腳處的調節(jié)螺釘，可調整機床水平。床身上面靠前部位，有四個M16螺孔，可固定兩個專用起吊環(huán)，與立柱頂部的兩個吊環(huán)配合使用，以起吊整機。 圖4.2 機床總總裝圖 4.3 Z軸立柱的設計 立柱也是數控銑床中最主要的支撐部件之一。對于固定單立式結構的數控銑床，主軸安裝在箱體上，同時立柱設有導軌，主軸箱等刀具系統(tǒng)。因此，立柱結構的動態(tài)性能對整機的動態(tài)性能以及機床的加工精度都有直接的影響。數控銑床一般采用方形截面，用于受有兩個方向彎曲和扭轉載荷的立柱，，使得兩個方向的抗彎剛度基本相同，抗扭剛度也較高。立柱采用鋼板和型鋼焊接，這樣有許多優(yōu)點：（1）不需要制造木模和澆注，生產周期短。（2）減輕質量，鋼的彈性模量約為鑄鐵的1.5倍至2倍。在形狀相同的前提下，如果要求支撐件本身的剛度，則鋼焊接件的壁厚可比鑄鐵的薄。（3）可以完全采用封閉的箱型結構，不像鑄件那樣要留出砂孔。（4）如發(fā)現結構有缺陷，例如發(fā)現剛度不足，焊接件可以補救（例如可以加焊隔板和加強筋）。 數控銑床立柱長378mm，寬350mm，高1200mm，內壁厚20mm。如圖所示： 圖4.3 數控銑床立柱示意圖 5 進給系統(tǒng)機械部分設計 在現代數控機床中，為得到高速下的平穩(wěn)運行，并具有較高的定位精度且防止爬行，要求進給系統(tǒng)中的機械傳動裝置和元件具有較高的靈敏度，低摩擦阻力和動、靜摩擦系數之差以及高壽命等特點，而滾動導軌和滾珠絲杠螺母副能較好的滿足這些要求。因此本工作臺的設計采用了滾動導軌加滾珠絲杠螺母副的組合。 5.1銑削工件時銑削力的計算 5.1.1首先初步估算工作臺的重量 首先要初步估算工作臺的重量及銑削工件的最大切削力才能進行設計。 X軸方向移動的工作臺尺寸：長寬為800mm400mm,重量約為1128.76N，最大行程600mm ； Y軸方向移動的工作臺：重量約為550.36N，最大行程410mm ； 設夾具及工件的質量約為500Kg，重量約為4900N ； 則XY工作臺總質量約為671.34kg,總重量約為6579.12N（包括夾具及工件）。 5.1.2銑刀主要結構參數選擇 一般盡可能選用小直徑規(guī)格的銑刀，因為銑刀直徑大切削力矩增大。 5.1.3銑削用量選擇 銑削用量選擇原則：首先應盡可能取較大的切削深度及切削寬度然后盡可能取較大的每齒進給量，最后才盡可能取較大的銑削速度。粗銑時余量大，加工要求低，主要考慮銑刀的耐用度及銑削力的影響；而精銑時余量小，加工要求高，主要考慮加工質量的提高。 （1）銑削深度的選擇 當工件表面要求的光潔度為時，通常銑削無硬皮的鋼；銑削鑄鋼或鑄鐵時。 當工件表面要求的光潔度為時,可分粗銑、半精銑、兩步銑削，粗銑后留余量。 當工件表面要求的光潔度為時,可分粗銑、半精銑、精銑三步銑削。半精銑，精銑左右。 （2）每齒進給量的選擇 當銑削深度選定后，盡可能取較大的每齒進給量。粗銑時限制每齒進給量的是銑削力及銑刀容屑空間的大小，當工藝系統(tǒng)剛性俞好及銑刀齒數愈少時，可取得愈大；半精銑及精銑時限制每齒進給量的是工件表面光潔度。光潔度要求愈高，應俞小。 5.1.4銑削力的計算 銑床通常用于銑削平面和溝槽，銑刀又分為圓柱銑刀、立銑刀、盤形銑刀、面銑刀、半圓弧銑刀、T形槽銑刀，因銑削的材料不同切削力也不同，通過查相關資料，綜合分析其中用面銑刀銑削碳鋼時的銑削力最大，故按用立銑刀銑削碳鋼時計算銑削力。 銑削力與銑刀材料、銑刀類型、工件材料的硬度、銑削寬度、銑削深度、每齒進給量、銑刀直徑、銑刀齒數有關?？砂础督饘偾邢髟砑皯谩分械墓竭M行計算： 5.1 銑削溝槽時采用粗齒高速鋼立銑刀，按工件材料為的碳鋼來設計。查《金屬切削手冊》，選擇銑削用量為銑刀直徑，銑刀齒數，銑削寬度，每齒進給量，銑削深度，銑刀的切削速度。 采用端面銑刀在主軸上的計算轉速下進行強力切削，主軸具有最大扭矩，并能傳遞主電動機的全部功率。 由得： 5.2 故 5.3 主切削力分解到X.Y方向上的分力是： 5.4 由以上計算可知Y方向的主切削力最大。 5.2 滾動導軌選擇計算 5.2.1 導軌概述 （1）導軌的功用 本設計的導向機構是導軌，導軌主要是用來支承和引導運動部件沿著一定的軌跡運動。本設計要求其機械系統(tǒng)的各運動機構必需得到安全的支撐，并能準確地完成其特定方向的運動，這個任務就有導向機構來完成。 （2）導軌的分類和特點 兩個做相對運動的部件構成一對導軌副，其中，在工作時固定不動的配合面稱為固定導軌或靜導軌；相對固定導軌作直線或回轉運動的配合面稱為運動導軌。根據導軌副之間的摩擦情況，導軌分為滑動導軌和滾動導軌兩大類。 滑動導軌具有結構簡單，制造方便，接觸剛度大等優(yōu)點，在機械產品中應用廣泛，其兩導軌工作面的摩擦性質為滑動摩擦。傳統(tǒng)滑動導軌摩擦阻力大，磨損快，動、靜摩擦系數差別大，低速時易產生爬行現象?，F隨著技術進步，已發(fā)展出貼塑導軌、液體靜壓導軌、液體動壓導軌等結構形式。 滾動導軌的優(yōu)點是摩擦系數小，一般在，動、靜摩擦系數很接近，低速運動不會產生爬行現象，可以使用油脂潤滑。滾動導軌的兩導軌面之間為滾動摩擦，磨損小，壽命長，定位精度高，靈敏度高，但是結構復雜，集合精度要求高，抗震性較差，防護要求高，制造困難，成本高。它適用于工作部件要求移動均勻、動作靈敏以及定位精度高的場合。 滾動導軌因其特有的優(yōu)點在數控機床上的應用十分廣泛，現在常用的有直線導軌副和滾動導軌塊。直線導軌副一般用滾珠作滾動體，滾動導軌塊用滾子作滾動體。滾動導軌塊由于是線接觸，其承載能力和剛度大，但摩擦力也比較高，加工裝配比較復雜。 直線滾動導軌是近幾年出現的一種滾動導軌，其突出的優(yōu)點為無間隙，并且能夠施加預緊力。其主要由導軌體、滑塊、鋼球、保持器、返向器、密封端蓋等組成。導軌體固定在不運動部件上，滑塊固定在運動部件上，通過鋼球的運動把導軌體和滑塊之間的移動變成了滾動。 直線滾動導軌除滾動導軌的共性優(yōu)點之外，還有以下特點： 有自調整能力：安裝基面許用誤差大，使得安裝方便，生產周期短， 低了對配件的加工精度要求； 承載能力大：其滾道采用圓弧形式，增大了滾動體與圓弧滾道的接觸體積，從而大大提高了軌道的承載能力，可達到平面滾道形式3倍； 剛性強：在裝配導軌時可預加負荷以提高滾動導軌的剛度，所以滾動軌在工作時可承受較大的沖擊和振動； 壽命長：由于是純滾動，摩擦系數是滑動導軌的1/50左右，磨損小因而壽命長，功耗低，便于機械小型化； 傳動平穩(wěn)可靠：由于摩擦力小，動作輕便，因而定位精度高，溫良移靈活準確；在較差的工作條件下可長時間保持高精度； 可高速運行：直線滾動導軌運行速度可大于60m/min，甚至更高，且滑方法簡單，便于維護。 綜合考慮定位精度及運動平穩(wěn)性等技術要求，采用直線滾動導軌副。 5.2.2滾動直線導軌副的計算 （1）作用于滾動直線導軌副的載荷計算 由于滾動直線導軌副的特殊結構，使其具有垂直向上、向下、左右和水平四個方向額定載荷相等，且額定載荷大，剛性好，三個方向抗顛覆力矩能力大的特點，滾動導軌受力分析見圖5.1。 下層工作臺的承載重約為5812.573N 3 4 L3 L0 1 L1 W 圖5.1 滾動導軌受力分圖析圖 5.5 5.6 5.7 5.8 將已知數據代入上式得： 載荷成分變化，其計算載荷： 5.9 式中：——對應行程內的載荷 ； ——分段行程 ； ——全行程等于； （2）滾動直線導軌副的額定壽命 額定壽命的計算公式為： 5.1式中： L——額定壽命 ； C——額定動載荷 ； ——計算載荷 ； ——溫度系數 取1.0 ； ——接觸系數 取0.81 ； ——精度系數 取1.0 ； ——載荷系數 取1.5 ； ——硬度系數 取1.0 ； 壽命時間的計算： 當行程的長度一定，以小時為單位的額定壽命： 5.11 式中： ——行程長度 ； L——額定壽命 ； ——每分鐘往復次數 ； 5.12 一般情況下，滾動直線導軌副預期壽命取20000小時，則： 5.13 5.14 取 則： 查《數控技術課程設計》導軌產品樣本，其GGB系GGB20AA-2-P3-2-400-3型滾動導軌C=13.6.KN，滿足要求 。 5.3 滾珠絲杠副的選擇 5.3.1 滾珠絲杠副的介紹 滾珠絲杠副是一種新型的螺旋傳動元件，它的產生和發(fā)展至今經歷了數十年的歷史，然而它具有長壽命、高剛度、高效率、高靈敏度、無間隙的特點，并具有優(yōu)越的高速特性和耐磨損性及運動可逆性等特點，這些特點都是普通絲杠副不可能具有的機械傳動性能。同時它可以由專業(yè)廠家組織的生產和供應，已實現了標準化、通用化和商品化，用戶可根據各自的需要方便地進行選用和訂購，因此滾珠絲杠副以其顯著特點而得以廣泛應用，成為各類數控機床的主要傳動機構。 5.3.2 滾珠絲杠副的計算 為了滿足數控機床高進給速度、高定位精度、高平穩(wěn)性和快速響應的要求，必須合理選擇滾珠絲杠副，并進行必要的校核計算。 單層工作臺重量 工作臺承重 Y向滑座重量 Y向最大行程 Y向快速進給速度 定位精度 重復定位精度 （1）滾珠絲杠精度 由于本系統(tǒng)要求達到的精度要求，根據此要求查閱滾珠絲杠樣本，對于一級精度（）精度絲杠，任意300mm 內導程允許為0.006mm，2級（）精度絲杠的導程允許誤差為0.008mm。初步設計絲杠的任意300mm行程內的行程動量為定位精度的1/3---1/2，即0.005—0.008mm,因此，取滾珠絲杠精度為二級。 （2）滾珠絲杠的選擇 滾珠絲杠的名義直徑，滾珠的列數和工作圈數，應按當量載荷選擇。絲杠的最大進給力為，工作臺加工件加夾具的質量m=593.12kg，貼塑導軌的摩擦因數為0.04，故絲杠的最小載荷（摩擦力） 5.15 絲杠的最大載荷 5.16 軸向工作載荷（平均載荷）： 5.17 其中，、分別為絲杠最大，最小軸向載荷；當載荷按照單調式規(guī)律變化，各種轉速使用機會相同時，絲杠的最高轉速為1500r/min，工作臺最小進給速度為1mm/min,故絲杠的最低轉速為0.1r/min,可取0，則n=(1500+0)/2=750r/min。 故絲杠工作壽命： 5.18 式中 L——工作壽命，以r為1個單位 n——絲杠轉速，r/min； T-----絲杠使用壽命，對數控機床可取T=15000h 計算當量載荷為 5.19 式中 ——載荷性質系數，無沖擊取1—1.2，一般取1.2—1.5，有較大沖擊 ——精度影響系數，對于1，2，3級精度的滾珠絲杠采取=1， （3）確定滾珠絲杠最小螺紋底徑 估算滾珠絲杠的最大允許軸向變形量 5.20 ——重復定位精度，0.006mm; ——定位精度，0.015mm。 5.21 滾珠絲杠副安裝方式為一端固定，一端支承時 5.22 式中：E——楊氏彈性模量； ——估算的滾珠絲杠最大允許軸向變形量； ——導軌摩擦力。 5.23 L——滾珠螺母至絲杠固定端支承的最大距離； 行程+行程 5.24 （1.051.1）行程+（10-14） 5.25 （4）確定滾珠絲杠副預緊力 5.26 （5）確定滾珠絲杠副支承所用軸承規(guī)格型號 滾珠絲杠支承用軸承通常選角接觸軸承和深溝球軸承。該類軸承具有以下特點： 剛性大 由于采用了特殊設計的尼龍保持架 軸承所受的最大軸向載荷 本設計采用一端固定、另一端支撐的支承方式，固定端選用一對背對背安裝的接觸角推力球軸承，支撐端選用一對深溝球軸承。 (6) 確定滾珠絲杠副其它尺寸 滾珠絲杠副的螺紋長度： 5.2式中：——有效行程+螺母長度； ——余程，查品樣本，取18mm； 絲杠全程L ： L=+兩端支承長度+連接長度+起始距離 綜合考慮以上各項尺寸要求，取L約為900mm。 滾珠絲杠取=0.9，此處取=1 查滾珠絲杠產品樣本中與相近的額定動載荷，使得<，然后由此確定滾珠絲杠副的型號和尺寸。查漢川機床廠滾珠絲杠產品FYC2D4010-2.5-P2/1130絲杠螺母副。名義直徑40mm，導程為10mm，額定動載荷=46.5kN，，額定動載荷=46.5kN，<，符合軸向剛度=792N/um。預緊。只要軸向載荷達不到或過預緊力的三倍，就不必對預緊力提出額外要求。本設計中絲杠最大載荷為4.922kN，遠小于3。 圖5.2 FYC2D型滾珠絲杠副外觀尺寸圖 5.3.3滾珠絲杠副的校驗 (1) 傳動系統(tǒng)的剛度計算 傳動系統(tǒng)的剛度K計算 5.28 式中： ——滾珠絲桿副的拉壓剛度； ——滾珠絲杠副的軸向剛度； ——滾珠絲杠副滾珠與滾道之間的接觸剛度； ——折合到滾珠絲杠副上的伺服剛度，可忽略不計； ——滾珠絲杠副中螺母體剛度，按計算； ——折合到滾珠絲杠副上的連軸節(jié)剛度，可忽略不計； ——螺母座、軸承座剛度，可忽略不計； ——滾珠絲杠副的彎扭剛度，可忽略不計。 計算 滾珠絲杠副的拉壓剛度是滾珠螺母至絲杠軸向固定處距離a的函數。當絲杠承受形式為一端固定，一端滑動時，有： 5.29 式中：——拉壓剛度（）； E ——楊氏彈性模量； ——絲杠底徑(mm) 。 當=560mm時（滾珠絲杠至固定端支承的最大距離）時剛度最小 當=160mm時（靠固定端的行程起點處）時剛度最大： 確定滾珠絲杠副支承軸承的剛度 對角接觸球軸承 5.30 式中；——滾動體直徑，mm; ——軸承接觸角（），； ——軸向載荷N, z——滾動體數目，對于7206C型角接觸球軸承，z=20 計算 對預緊的滾軸絲杠副： 5.31 式中： ——查產品樣本上的剛度；=1170N/um； ——額定動載荷，查產品樣本=30.3KN。 (2) 傳動系統(tǒng)剛度驗算及滾珠絲杠副的精度選擇 5.32 在空載下， 稱摩擦死區(qū)誤差，是機床空載時導軌上的靜摩擦力稱為傳動系統(tǒng)剛度變化引起的定位誤差。 數控機床反向差值主要取決于死區(qū)誤差，而定位誤差主要取決于滾珠絲杠副的精度，其次是。 傳動系統(tǒng)剛度驗算： 5.33 ，滿足要求。 5.35 滾珠絲杠副的精度選擇： 漢江機床公司制造的滾珠絲杠副精度分為七個等級，即1、2、3、4、5、7、10級，1級精度最高，依次逐漸降低。 對半閉環(huán)伺服系統(tǒng)： 5.36 根據上述計算結果，查滾珠絲杠副樣本，選取滾珠絲杠副精度為2級，為8um。 滾珠絲杠副臨界壓縮載荷的校驗（驗算壓桿穩(wěn)定性） 5.37式中：——滾珠絲杠螺紋底徑（mm） ——滾珠絲杠的最大受壓長度（mm） ——滾珠絲杠副承受最大軸向壓縮載荷（） ——支承系數，取 滾珠絲杠副的極限轉速的效驗 為防止絲杠轉速接近其固定振動頻率時發(fā)生共振，需對絲杠極限轉速進行校驗 5.38 式中：——極限轉速（r/min）; ——臨界轉速計算長度（mm）； E——楊氏彈性模量； ——材料密度； I——絲杠的最小慣性矩； A——絲杠的最小橫截面積； ——安全系數，取0.8； ——支承系數，取15.1； ——支承系數，取3.927。 (5) 基本軸向額額定靜載荷驗算 5.39 式中：——靜態(tài)安全系數， 一般載荷=1 ~2，有沖擊或振動的載荷=2~3。 經校驗，該滾珠絲杠副符合要求。 6 標準件的選型設計 6.1 齒輪傳動設計與計算 一般，設計齒輪傳動時，已知的條件是：傳遞的功率，轉速，傳動比暫??；預定的壽命5年，每年工作300天，每天24小時。設計開始時，往往不知道齒輪的尺寸和參數，無法準確定出某些系數的數值，因而不能進行精確的計算。所以通常需要先初步選擇某些參數，按簡化計算方法初步確定出主要尺寸，然后再進行精確的校核計算。當主要參數和幾何尺寸都已經合適之后，再進行齒輪的結構設計，并繪制零件工作圖。 6.1.1主要參數的選擇 模數m 模數由強度計算或結構設計確定，要求圓整為標準值，傳遞動力的齒輪傳動。初步確定模數時，對于軟齒面齒輪(齒面硬度)350HBS）外嚙合傳動；載荷平穩(wěn)，中心距過大時取小值，本文所設計的主軸傳動采用已有的箱體，可以知道中心距，因此取模數，將模數圓整到標準值，取 螺旋角角太小，將失去斜齒輪的優(yōu)點；但太大將會引起很大的軸向力。一般取，此處。 齒數Z當中心距一定時，齒數取多，則重合度增大，改善了傳動的平穩(wěn)性。同時，齒數多則模數小、齒頂圓直徑小，并且又能減小金屬切削量，節(jié)省材料，降低加工成本。但是齒數增多則模數減小，齒輪的抗彎強度降低，因此，在滿足抗彎強度的條件下，宜取較多的齒數。 6.1.2 齒輪的設計與計算 (1) 選擇材料 查機床設計手冊，小齒輪：20CrMnTi，滲碳淬火，硬度45～55HRC 大齒輪：20CrMnTi，滲碳淬火，硬度45～55HRC (2) 有關參數和系數的確定 最大轉矩 載荷系數 查表取 齒寬系數 查設計手冊取 (3) 中心距及主要參數的確定 本文根據原有數控銑床的結構進行設計，用原有的主軸箱，根據主軸箱的結構要求，確定齒輪嚙合時的中心距 按經驗公式， 6.1 取標準模數 初取， 初取齒數比 6.2 取，則，則取 精求螺旋角 6.3 即，此值與初選β值相差不大，故不必重新計算。 傳動比 ，此值與初選齒數比相差不大，故不必重新計算 (4) 許用彎曲應力 當量齒數為： 6.4 6.5 根據當量齒數查得：齒形系數， 應力修正系數， 應力循環(huán)次數 6.5 根據、查得：， 查機械設計手冊得：安全系數 根據公式得：許用彎曲應力 6.6 6.7 6.1.3 主要尺寸的計算 分度圓直徑d： 6.8 6.9 齒寬b 6.10