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X
XXX學院
畢業(yè)設計(論文)
專用銑床進給系統(tǒng)設計設計說明書
所在學院
專 業(yè)
班 級
姓 名
學 號
指導老師
年 月 日
摘 要
本論文主要說明專用銑床設計的基本過程及要求。專用銑床是由大量的通用部件和少量專用部件組成的工序集中的高效率專用機床。它能夠對一種（或幾種）零件進行多刀、多軸、多面、多工位加工。
專用銑床的設計，目前基本上有兩種情況：其一，是根據(jù)具體加工對象的具體情況進行專門設計，這是當前最普遍的做法。其二，隨著專用銑床在我國機械行業(yè)的廣泛使用，廣大工人總結自己生產(chǎn)和使用專用銑床的經(jīng)驗，發(fā)現(xiàn)專用銑床不僅在其組成部件方面有共性，可設計成通用部件。而且一些行業(yè)的在完成一定工藝范圍的專用銑床是極其相似的，有可能設計為通用機床，這種機床稱為“專能專用銑床”。這種專用銑床就不需要每次按具體加工對象進行專門設計和生產(chǎn)，而是可以設計成通用品種，組織成批生產(chǎn)，然后按被加工的零件的具體需要，配以簡單的夾具及刀具，即可組成加工一定對象的高效率設備。
關鍵詞：專用銑床；設計；過程；功能
II
Abstract
This thesis mainly explain the basic process and the requirements of special milling machine design. Special milling machine is high efficient special machine is composed of the large number of common parts and a small amount of special parts of the process of. It is capable of a (or several) multi knife, multi axis, multi, multi station processing parts.
Design of special milling machine, there are two cases basically at present: first, is specially designed according to the specific situation of the processing object, this is the most common practice. Secondly, with the special milling machine is used widely in China machinery industry, workers summaries of their production and use of special milling machine experience, found special milling machine not only common in its components, can be designed into general parts. But some in the industry special milling machine complete process range is very similar, it is possible to design for the general machine, this machine called "special special milling machine". The special milling machine does not need each special design and production according to the specific processing objects, but can be designed into general varieties, organization of production, then according to the need of the machined parts, fixture and cutting tool with simple, high efficiency equipment can form processing a certain object.
Keywords: special milling machine; design; process; function
目 錄
摘 要 II
Abstract III
目 錄 IV
第1章 緒論 1
1.1 課題研究意義 1
1.2專用銑床設備應用 1
1.3國外進給系統(tǒng)現(xiàn)狀與發(fā)展 2
1.4國內進給系統(tǒng)現(xiàn)狀與發(fā)展 2
1.5 專用銑床設備發(fā)展趨勢 4
第2章 銑床總體設計要求 5
2.1切削參數(shù)要求 5
2.2 進給系統(tǒng)設計要求 7
第3章 專用銑床進給系統(tǒng)設計 7
3.1常見絲杠支承方式 7
3.2 脈沖當量選擇 8
3.3滾珠絲杠設計計算 8
3.4滾珠絲杠副的載荷計算 9
3.5傳動效率計算 12
3.6穩(wěn)定性驗算 12
3.6 剛度驗算 12
3.7 滾珠絲杠精度等級確定 12
3.8 滾動導軌副的防護 15
3.9 直線滾動導軌副的計算、選擇 15
3.10電機至絲杠之間齒輪減速傳動設計 17
3.11等效轉動慣量計算(不計傳動效率) 20
3.12 電機的計算選型 20
3.13 聯(lián)軸器選擇 21
第4章 進給變速箱設計 21
4.1 專用進給變速箱設計 21
4.2傳動系統(tǒng)的設計 21
4.3 齒輪的設計及參數(shù)的確定 23
4.3.1齒輪的設計 23
4.3.2齒輪參數(shù)的確定 25
4.4 軸承的選擇 28
結 論 30
致 謝 31
參考文獻 32
33
第1章 緒論
1.1 課題研究意義
市場的開放性和全球化使產(chǎn)品的競爭日趨激烈。而決定產(chǎn)品競爭力的指標是產(chǎn)品的開發(fā)時間(Time ) ， 產(chǎn)品(Quality)，成本(Cost)，創(chuàng)新能力(Creation)和服務(Service)。用戶在追求高質量產(chǎn)品的同時，會更多的追求較低的價格和較短的交貨周期。美國制造業(yè)在20世紀50至40年代主要以擴大生產(chǎn)規(guī)模作為企業(yè)競爭力的第一要素，而在70年代競爭力的第一要素為降低生產(chǎn)成本，80年代為提高產(chǎn)品質量，90年代為市場響應速度。所以現(xiàn)代企業(yè)都期望通過提高自身的科技含量，增強競爭力。
制造業(yè)是國家重要的基礎工業(yè)之一，制造業(yè)的基礎是。是眾多機械制造的母機，它的發(fā)展水平，與制造業(yè)的生產(chǎn)能力和制造精度有著直接關系，關系到國家機械工業(yè)以至整個制造業(yè)的發(fā)展水平.是先進制造技術的基本單元載體，機械產(chǎn)品的質量、更新速度、對市場的應變能力、生產(chǎn)效率等在很大程度上取決于的效能。因此，制造業(yè)對于一個國家經(jīng)濟發(fā)展起著舉足輕重的作用我國是世界上產(chǎn)量最多的國家.根據(jù)德國工業(yè)協(xié)會(VD W )2000年統(tǒng)計資料，在主要的生產(chǎn)國家中，中國排名為世界第五位。但是在國際市場競爭中仍處于較低水平:即使在國內市場也面臨著嚴峻的形勢:一方面國內市場對各類產(chǎn)品有著大量的需求，而另一方面卻有不少國產(chǎn)滯銷積壓，國外產(chǎn)品充斥市場。
1.2專用銑床設備應用
據(jù)統(tǒng)計，一般在車間中普通機床的平均切削時間很少超過全部工作時間的15%。其余時間是看圖、裝卸工件、調換刀具、操作機床、測量以及清除鐵屑等等。使用數(shù)控機床雖然能提高85%，但購置費用大。某些情況下，即使生產(chǎn)率高，但加工相同的零件，其成本不一定比普通機床低。故必須更多地縮短加工時間。不同的加工方法有不同的特點，就鉆削加工而言，專用銑床專用設備是一種通過少量投資來提高生產(chǎn)率的有效措施。雖然不可調式多軸頭在自動線中早有應用，但只局限于大批量生產(chǎn)。即使采用可調式多軸頭擴大了使用范圍，仍然遠不能滿足批量小、孔型復雜的要求。尤其隨著工業(yè)的發(fā)展，大型復雜的專用銑床專用設備更是引人注目。例如原子能發(fā)電站中大型冷凝器水冷壁管板有15000個ψ20孔，若以搖臂銑床加工，單單專用銑床與锪沉頭孔就要843.5小時，另外還要劃線工時151.1小時。但若以數(shù)控八軸落地銑床加工，鉆锪孔只要171.6小時，劃線也簡單，只要1.9小時。因此，利用數(shù)控控制的二個坐標軸，使刀具正確地對準加工位置，結合專用銑床專用設備不但可以擴大加工范圍，而且在提高精度的基礎上還能大大地提高工效，迅速地制造出原來不易加工的零件。有人分析大型高速柴油機30種箱形與桿形零件的2000多個專用銑床操作中，有40%可以在自動更換進給變速箱機床中用二軸、三軸或四軸多軸頭加工，平均可減少20%的加工時間。1975年法國巴黎機床展覽會也反映了專用銑床專用設備的使用愈來愈多這一趨勢。
1.3國外進給系統(tǒng)現(xiàn)狀與發(fā)展
專用銑床專用設備是在一次進給中同時加工許多孔或同時在許多相同或不同工件上各加工一個孔。這不僅縮短切削時間，提高精度，減少裝夾或定位時間，并且在數(shù)控機床中不必計算坐標，減少字塊數(shù)而簡化編程。它可以采用以下一些設備進行加工：立鉆或搖臂鉆上裝多軸頭、多軸銑床、多軸專用銑床心及自動更換進給變速箱機床。甚至可以通過二個能自動調節(jié)軸距的主軸或多軸箱，結合數(shù)控工作臺縱橫二個方向的運動，加工各種圓形或橢圓形孔組的一個或幾個工序。現(xiàn)在就這方面的現(xiàn)狀作一簡介。
1.4國內進給系統(tǒng)現(xiàn)狀與發(fā)展
從傳動方式來說主要有帶傳動、齒輪傳動與萬向聯(lián)軸節(jié)傳動三種。這是大家所熟悉的。前者效率較高，結構簡單，后者易于調整軸距。從結構來說有不可調式與可調式二種。前者軸距不能改變，多采用齒輪傳動，僅適用于大批量生產(chǎn)。為了擴大其贊許適應性，發(fā)展了可調式多軸頭，在一定范圍內可調整軸距。它主要裝在有萬向.二種。（1）萬向軸式也有二種:具有對準裝置的主軸。主軸裝在可調支架中，而可調支架能在殼體的T形槽中移動，并能在對準的位置以螺栓固定。（2）具有公差的圓柱形主軸套。主軸套固定在與式件孔型相同的模板中。前一種適用于批量小且孔組是規(guī)則分布的工件（如孔組分布在不同直徑的圓周上）。后一種適用于批量較大式中小批量的輪番生產(chǎn)中，剛性較好，孔距精度亦高，但不同孔型需要不同的模板。多軸頭可以裝在立鉆式搖臂銑床上，按銑床本身所具有的各種功能進行工作。這種專用銑床專用設備方法，由于專用銑床效率、加工范圍及精度的關系，使用范圍有限。
也象多軸頭那樣作為標準部件生產(chǎn)。美國Secto公司標準齒輪箱、多軸箱等設計的不可調式多軸箱。有32種規(guī)格，加工面積從300Ｘ300毫米到600Ｘ1050毫米，工作軸達60根，動力達23.5千瓦。Romai工廠生產(chǎn)的可調多軸箱調整方便，只要先把齒輪調整到接近孔型的位置，然后把與它聯(lián)接的可調軸移動到正確的位置。因此，這種結構只要改變模板，就能在一定范圍內容易地改變孔型，并且可以達到比普通多軸箱更小的孔距。
根據(jù)成組加工原理使用多軸箱或多軸頭的專用銑床很適用于大中批量生產(chǎn)。為了在加工中獲得良好的效果，必需考慮以下數(shù)點：（1）工件裝夾簡單，有足夠的冷卻液沖走鐵屑。（2）夾具剛性好，加工時不形變，分度定位正確。（3）使用二組刀具的可能性，以便一組使用，另一組刃磨與調整，從而縮短換刀停機時間。（4）使用優(yōu)質刀具，監(jiān)視刀具是否變鈍，鉆頭要機磨。（5）尺寸超差時能立即發(fā)現(xiàn)。
這是一種能滿足專用銑床專用設備要求的銑床。諸如導向、功率、進給、轉速與加工范圍等。巴黎展覽會中展出的多軸銑床多具液壓進給。其整個工作循壞如快進、工進與清除鐵屑等都是自動進行。值得注意的是，多數(shù)具有單獨的變速機構，這樣可以適應某一組孔中不同孔徑的加工需要。
為了中小批量生產(chǎn)合理化的需要，最近幾年發(fā)展了自動更換進給變速箱專用銑床。
(1) 自動更換主軸機床
自動更換主軸機床頂部是回轉式進給變速箱庫，掛有多個不可調進給變速箱?？v橫配線盤予先編好工作程序，使相應的進給變速箱進入加工工位，定位緊并與動力聯(lián)接，然后裝有工件的工作臺轉動到進給變速箱下面，向上移動進行加工。當變更加工對象時，只要調換懸掛的進給變速箱，就能適應不同孔型與不同工序的需要。
(2)多軸轉塔機床
轉塔上裝置多個不可調或萬向聯(lián)軸節(jié)進給變速箱，轉塔能自動轉位，并對夾緊在回轉工作臺的工件作進給運動。通過工作臺回轉，可以加工工件的多個面。因為轉塔不宜過大，故它的工位數(shù)一般不超過4—6個。且進給變速箱也不宜過大。當加工對象的工序較多、尺寸較大時，就不如自動更換進給變速箱機床合適，但它的結構簡單。
(3)自動更換進給變速箱專用銑床
它由自動線或專用銑床中的標準部件組成。不可調多軸箱與動力箱按置在水平底座上，進給變速箱庫轉動時整個裝置緊固在進給系統(tǒng)的溜板上。進給變速箱庫轉動與進給動作都按標準子程序工作。換進給變速箱時間為幾秒鐘。工件夾緊于液壓分度回轉工作臺，以便加工工件的各個面。好果回轉工作臺配以卸料裝置，就能合流水生產(chǎn)自動化。在可變生產(chǎn)系統(tǒng)中采用這種裝置，并配以相應的控制器可以獲得完整的加工系統(tǒng)。
(4) 數(shù)控八軸落地銑床
大型冷凝器的水冷壁管板的孔多達15000個，它與支撐板聯(lián)接在一起加工?？讖綖?0毫米，孔深180毫米。采用具有內冷卻管道的麻花鉆，5－7巴壓力的冷卻液可直接進入切削區(qū)，有利于排屑。鉆尖磨成90°供自動定心。它比普通麻花鉆耐用，且進給量大。為了縮短加工時間，以8軸數(shù)控落地加工。
1.5 專用銑床設備發(fā)展趨勢
專用銑床專用設備生產(chǎn)效率高，投資少，生產(chǎn)準備周期短，產(chǎn)品改型時設備損失少。而且隨著我國數(shù)控技術的發(fā)展，專用銑床專用設備的范圍一定會愈來愈廣，加工效率也會不斷提高。
第2章 銑床總體設計要求
2.1切削參數(shù)要求
確定了在專用銑床上完成的工藝內容了，就可以著手選擇切削用量了。因為所設計的專用銑床為加工在大多數(shù)情況下，所選切削用量，根據(jù)經(jīng)驗比一般通用機床單刀加工低30%左右．多軸進給變速箱上所有刀具共用一個進給系統(tǒng)，通常為標準動力滑臺，工作時，要求所有刀具的每分鐘進給量相同，且等于動力滑臺的每分鐘進給量（mm/min）應是適合有刀具的平均值。因此，同一進給變速箱上的刀具主軸可設計成同轉速和同的每轉進給量（mm/r）與其適應。以滿足直徑的加需要，即： …………………………………3.1
式中： … ——各主軸轉速（r/min）
——各主軸進給量（mm/r）
——動力滑臺每分鐘進給量（mm/min）
由于專用銑床的加工精度、工件材料、工作條件、技術要求等，按照經(jīng)濟地選擇滿足加工要求的原則，
工作臺進給速度300mm/min 縱向快速進給2m/min
電機功率0.55kw
工作臺，工件，夾具總質量：700kg。
進給變速箱只需4個變速，銑刀直徑：30mm 齒數(shù)7
由公式
d-銑刀直徑=30mm
根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：
允許的切速極限參考值如下：
表 1.1
加 工 條 件
Vmax(m/min)
Vmin(m/min)
硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件
30～50
硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件
150～300
螺紋加工和鉸孔
3～8
選取
根據(jù)同組同學計算主傳動的變速在63r/min-710r/min。
當?shù)毒卟牧蠟楦咚黉摃r端銑加工的圓周切削力：
(1)
(2)
式(1)為端銑刀加工碳鋼、青銅合金，可鍛鑄鐵等材料的切削力計算公式
式(2)為端銑刀加工灰鑄鐵的切削力計算公式
式中：——銑削的背吃刀量，端銑時為切削深度，
——銑削的側吃刀量，端銑時為加工表面寬度，
——每齒進給量，
——銑刀直徑 ，
——銑刀齒數(shù)
端銑刀加工不同材料時的銑削系數(shù)
碳鋼：82.4 可鍛鑄鐵：50 灰鑄鐵：50 青銅：37.5 鎂合金：18
當?shù)毒卟牧蠟橛操|合金時，不同材料端銑加工的圓周切削力為：
碳鋼：
灰鑄鐵：
可鍛鑄鐵：
式中： —— 銑刀轉速
銑削功率：
式中： ——銑刀圓周切削力
——銑刀直徑
—— 銑刀轉速
2.2 進給系統(tǒng)設計要求
進給機構設計應滿足一下幾個條件首先就是必須保證工件定位可靠的可靠性，去選擇合適的定位機構。再者就是要有足夠的強度和剛度除了受到工件、工具的重量，還要受到本身的重量，還受到焊接槍在運動過程中產(chǎn)生的慣性力和振動的影響，沒有足夠的強度和剛度可能會發(fā)生折斷或者彎曲變形，所以對于受力較大的進行強度、剛度計算是非常必要的。最后要盡可能做到具有一定的通用性 如果可以，應考慮到產(chǎn)品零件變換的問題。為適應不同形狀和尺寸的零件，為滿足這些要求，可將制成組合式結構，迅速更換不同的部件及附件來擴大機構的使用范圍。
電動機—齒輪傳動—滾珠絲杠—進給變速箱工作臺
第3章 專用銑床進給系統(tǒng)設計
3.1常見絲杠支承方式
表 3-1滾珠絲桿副支承
支承方式
簡圖
特點
一端固定一端自由
結構簡單，絲桿的壓桿的穩(wěn)定性和臨界轉速都較低設計時盡量使絲桿受拉伸。這種安裝方式的承載能力小，軸向剛度底，僅僅適用于短絲桿。
一端固定一端游動
需保證螺母與兩端支承同軸，故結構較復雜，工藝較困難，絲桿的軸向剛度與兩端相同，壓桿穩(wěn)定性和臨界轉速比同長度的較高，絲桿有膨脹余地，這種安裝方式一般用在絲桿較長，轉速較高的場合，在受力較大時還得增加角接觸球軸承的數(shù)量，轉速不高時多用更經(jīng)濟的推力球軸承代替角接觸球軸承。
兩端固定
只有軸承無間隙，絲桿的軸向剛度為一端固定的四倍。一般情況下，絲桿不會受壓，不存在壓桿穩(wěn)定問題，固有頻率比一端固定要高?？梢灶A拉伸，預拉伸后可減少絲桿自重的下垂和熱膨脹的問題，結構和工藝都比較困難，這種裝置適用于對剛度和位移精度要求較高的場合。
3.2 脈沖當量選擇
由已知設計參數(shù)初選三相電機，按三相六拍工作時，步矩角α=0.75°,初定脈沖當量δ=0.005mm/p
3.3滾珠絲杠設計計算
（1）.滾珠循環(huán)方式
由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-1查得,選擇外循環(huán)插管式
（2）.軸向間隙預緊方式
預緊目的在于消除滾珠螺旋傳動的間隙,避免間隙引起的空程,從而提高傳動精度.
由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-2查得,采用雙螺母墊片預緊方式。
2）滾珠絲杠副直徑和基本導程系列
由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-3查得,
3.4滾珠絲杠副的載荷計算
工作負載是指機床工作時，實際作用在滾珠絲桿上的軸向壓力，他的數(shù)值用進給牽引力的實驗公式計算。選定導軌為滑動導軌，取摩擦系數(shù)為0.03，K為顛覆力矩影響系數(shù)，一般取1.1~1.5，本課題中取1.3，則絲桿所受的力為
銑削力：
灰鑄鐵：
式中： ————銑削深度
————每齒進給量
————銑削寬度
————刀具直徑
n————刀具轉速
Z————刀齒數(shù)
取3，取0.1，取20，Z取7，取30，
則有：
工作臺縱向進給分力載荷:
F=0.4Fz=0.4×4718.81=1887N
其等效載荷按下式計算（式中取，）
fw-------負載性質系數(shù)，（查表：取fw =1.2）
ft--------溫度系數(shù)（查表：取ft=1）
fh-------硬度系數(shù)（查表：取fh =1）
fa-------精度系數(shù)（查表：取fa =1）
fk-------可靠性系數(shù)（（查表：取fk =1）
Fm------等效負載
nz-------等效轉速
Th ----------工作壽命，取絲桿的工作壽命為15000h
由上式計算得Car=17300N
采用絲杠直徑40mm,導程為5mm
計算得出Ca=Car=17.3KN,
則Coa=(2~3)Fm=（34.6~51.9）KN
公稱直徑Ph=5mm
則選擇FFZD型內循環(huán)預緊滾珠絲桿副，絲桿的型號為FFZD4010—3。
滾珠絲杠螺母副的幾何參數(shù)的計算如下表
名稱
計算公式
結果
公稱直徑
――
40mm
螺距
――
５mm
接觸角
――
鋼球直徑
――
4.175mm
螺紋滾道法向半徑
1.651mm
偏心距
0.04489mm
螺紋升角
螺桿外徑
39.365mm
螺桿內徑
36.788mm
螺桿接觸直徑
37.755mm
螺母螺紋外徑
34.212mm
螺母內徑（外循環(huán)）
30.7mm
3.5傳動效率計算
絲杠螺母副的傳動效率為：
式中：φ=10’，為摩擦角；γ為絲杠螺旋升角。
3.6穩(wěn)定性驗算
絲杠兩端采用止推軸承時不需要穩(wěn)定性驗算。
3.6 剛度驗算
滾珠絲杠受工作負載引起的導程變化量為：(cm)
Y向所受牽引力大,故用Y向參數(shù)計算
絲杠受扭矩引起的導程變化量很小，可忽略不計。導程變形總誤差Δ為
E級精度絲杠允許的螺距誤差[ Δ]=15μm/m。
3.7 滾珠絲杠精度等級確定
（1）.絲杠有效行程 由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-4查得le=20 mm
導軌總長Lu =210+120+20=350mm 所以絲杠總長Lv =350-20=330mm
（2）.精度等級 根據(jù)有效行程內的平均行程允許偏差
ep=0.01/300×350×103=11.7查樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》表5-5得
精度等級為T3
4）滾珠絲杠副支承形式選擇
滾珠絲杠主要承受軸向載荷,應選用運轉精度高,軸向剛度高、摩擦力距小的滾動軸承.滾珠絲杠副的支承主要約束絲杠的軸向串動,其次才是徑向約束。
由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》表5-6查得,采用一端固定一端游動(F-S)支承形式.
5）滾珠絲杠副的選擇
高速或較高轉速情況 按額定動負荷Cα≥Cαj選擇滾珠絲杠副
Cαj=[(Fefw)/(fhftfafk)]×[(60Lhne)/(106)]1/3
式中 Cαj--滾珠絲杠副的計算軸向動負荷(N)
Fe--絲杠軸向當量負荷(N)，取進給抗力和摩擦力之和的一半. Fe=(120+0.06×120)/2=63.6N
ne--絲杠當量轉速(r/min). ne=250r/min.
Lh--絲杠工作壽命(h). 查考樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-7得Lh=15000 h.
ft--溫度系數(shù). 查樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-8,得ft=0.70.
fa--精度系數(shù). 查樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-9得fa=1.0
fw--負載性質系數(shù). 查[2]表5-10得fw=0.95
fh--硬度系數(shù).查[2]表5-11得fh=1.0
fk--可靠性系數(shù).查[2]表5-12得fk=0.21.
計算得Caj=2.5N
表3-1-1各類機械預期工作時間Lh
表3-1-2精度系數(shù)fa
表3-1-3可靠性系數(shù)fk
表3-1-4負載性質系數(shù)fw
6）滾珠絲杠副校核
（1）.臨界壓縮負荷 對于一端軸向固定受壓縮的滾珠絲杠,應進行壓杠穩(wěn)定性校核計算.
不發(fā)生失穩(wěn)的最大壓縮負荷稱為臨界壓縮負荷,用Fn表示
Fn=3.4×1010(f1d24)÷(L02) ×K1
式中 L0–--最長受壓長度.取400 mm
f1--絲杠支承方式系數(shù), F-S取2
d2--絲杠螺紋底徑,查[4]3-32取17.6 mm
k1 安全系數(shù)，取1/3
Fn=13593N>Fmax
（2）.臨界轉速
ncr=9910(f22d2)/Lc2
式中 f2--絲杠支承方式系數(shù),F-S取3.927.
Lc --臨時轉速計算長度. Lc =0.5m. d2--絲杠螺紋底徑,取17.6mm
ncr= 10758.9r/min > nmax取,同時驗算絲杠另一個臨界值d0n=20×833=7500 < 70000
（3）.軸承選擇校核
由[2]表6-1選擇深溝球軸承6201,由[2]表6-6選角接觸球軸承7001AC.
校核(略)
3.8 滾動導軌副的防護
（1）.滾珠絲杠副的防護裝置 ,采用專業(yè)生產(chǎn)的伸縮式螺旋彈簧鋼套管。
（2）.滾珠絲杠副的密封 滾珠絲杠副兩端的密封圈如裝配圖所示.材料為四氟乙烯,這種接觸式密封須防止松動而產(chǎn)生附加阻力。
（3）.滾珠絲杠副的潤滑 潤滑劑用鋰基潤滑劑。
3.9 直線滾動導軌副的計算、選擇
根據(jù)給定的工作載荷Fz和估算的Wx和Wy計算導軌的靜安全系數(shù)fSL=C0/P，式中：C0為導軌的基本靜額定載荷，kN；工作載荷P=0.5(Fz+W)； fSL=1.0~3.0(一般運行狀況)，3.0~5.0（運動時受沖擊、振動）。根據(jù)計算結果查有關資料初選導軌：
（1）選BR直線滾動導軌導軌,E級精度.查得,fh=1,ft=1,fc=0.81,fα=1,fw=1.
（2）壽命按每年工作300天,每天兩班,每班8h,開機率0.8計,額定壽命為:
Lh=10×300×2×8×0.8=38400 h ,每分鐘往復次數(shù)nz=8
L=(2lsnz60Lh)/(103)=(2×0.31×8×60×38400)/ (103)=11428Km
計算四滑塊的載荷,工作臺及其物重約為110N
計算需要的動載荷Cα
P=110/4=27.5N
Cα=( fwP)÷(fh ft fc fα)×(L/50)1/3=208N
由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》表3-20中選用LY15AL直線滾動導軌副,其Cα=606N, C0α=745N.
基本參數(shù)如下:
導軌的額定動載荷N
依據(jù)使用速度v（m/min）和初選導軌的基本動額定載荷 (kN)驗算導軌的工作壽命Ln：
額定行程長度壽命:
導軌的額定工作時間壽命:
導軌的工作壽命足夠.
（3）滾動導軌間隙調整
預緊可以明顯提高滾動導軌的剛度,預緊采用過盈配合,裝配時,滾動體、滾道及導軌之間有一定的過盈量。
（4）潤滑與防護
潤滑:采用脂潤滑,使用方便,但應注意防塵。
防護裝置的功能主要是防止灰塵、切屑、冷卻液進入導軌,以提高導軌壽命。
防護方式用蓋板式。
3.10電機至絲杠之間齒輪減速傳動設計
絲杠導程tsP=5 mm,中間齒輪傳動比i為:
i=(αtsP)／(360δ)=0.75×5／(360×0.005)=2.1
由i確定齒輪齒數(shù)為Z1=52,Z2=62,模數(shù)m=2mm,大齒輪齒寬b2=26mm ，則b1=32mm
(1）.選精度為7級
(2）.選小齒輪為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）,硬度為240HBS，兩者硬度差為40HBS
(3）.選擇齒數(shù)Z1=52,Z2＝62
齒輪強度計算
（1）按齒面接觸疲勞強度設計d1t>={2Kt×T1×（u＋1）×(ZHZE)2/[Φd×εa×u×[σH]2]}(1/3)
1).試選Kt=1.6, 查表可得材料彈性影響系數(shù)ZE＝189.8MPa
2).查機械設計教材，選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433, 選取齒寬系數(shù)Φd＝0.3，
3). 查表得εa1＝0.78，εa2 ＝0.85，則εa＝εa1+εa2 ＝1.63
4).應力循環(huán)系數(shù)取j=1， 所以：
N1=60n2jLh=60×1500×1×(2×8×300×15)＝6.480×109
N2=N1/u=6.480×109/2.1＝3.08×109
5）.查表得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.85,KHN2=0.89,
6).查表得小齒輪接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550MPa,
7).計算接觸疲勞強度許用應力：取失效概率為1%，取安全系數(shù)S=1,
[σH]1＝KHN1×σHlim1/S=0.85×600/1＝510MPa
[σH]2＝KHN2×σHlim2/S=0.87×550/1＝489.5MPa
[σH]=[σH]1+[σH]2)/2=499.75 MPa
8) 計算小齒輪傳遞的轉矩：
T1=95.5×105Px/nx=95.5×105×0.00594/1500=37.82N.mm
（2） 計算
1）.試算小齒輪分度圓直徑
d1t≥{2×1.6×44.121×3.083/（0.3×1.630×1.25）×（2.433×189.8/494.25）2）}（1/3）＝6.94mm ，取d1t=7.0mm
2).計算圓周速度 v=лd1tn1/(60×1000)＝0.55m/s
3).計算齒數(shù)b及模數(shù)mnt： b=Φdd1t=0.3×7＝2.1mm
mnt=d1tcosβ/Z1=7×/20=0.34
h=2.25mnt=2.25×0.34mm =0.76 mm
b/h=2.1/0.76=2.8
4).縱向重合度εβ＝0.318×Φd×Z1×tanβ=0.318×0.3×20×tan14o=0.48
5).計算載荷系數(shù)K,查課本得使用系數(shù)KA=1.25,根據(jù)v=0.033 m/s ,7級精度，查得動載系數(shù)Kv=1.01,由b/h=2.8,查得KHα=KFα=1.2,故載荷系數(shù)K=KAKvKHαKFα=1.25×1.01×1.2×1.2＝1.69
6）.分度圓直徑d1=d1t(K/Kt)(1/3)=7×（1.69/1.6）（1/3）=7.13 mm
7).計算模數(shù)mn=d1×cosβ/Z1=7.13×cos14o/20=0.35 mm
(3）按齒輪彎曲強度設計
mn>={(2KT2YβCOS2β/ΦdZ12εα)×(YFαYSα/[σF])}(1/3)
1）計算載荷系數(shù)，K=KA×Kv×KFα×KFβ=1.25×1.01×1.2×1.2＝1.69
2）根據(jù)縱向重合度εβ＝0.48，查表得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.91
3）計算當量齒數(shù)Zv1=Z1/cos3β=20/cos314o=21.2
4）查得,YFa1=2.763,YSa1=1.592,YFa2=2.375,YSa2=1.672
因為小齒輪彎曲極限強度σFE1=500MPa,大齒輪σFE2＝380MPa,查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2=0.87,取安全系數(shù)S=1.1，則
[σF]1＝KHN1×σFE1/S=386MPa
[σF]2＝KHN2×σFE1/S＝304MPa
5）計算大、小齒輪YFa1 YSa1/[σF]1并加以比較
YFa1 YSa1/[σF]1＝2.763×1.562/386=0.0112
YFa2YSa2/[σF]2=2.375×1.672/304＝0.013
比較后取大齒輪數(shù)據(jù)
6）設計計算mn>={2×1.69×37.82×0.91×0.013×(cos14°)2/（0.3×202×1.63）}（1/3）＝0.187m
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算得法面模數(shù)，取mn＝2 mm，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度
齒輪幾何尺寸計算
①中心距 a=( Z1+Z2)mn/(2×cosβ)=(52+62)×2/（2×cos14o）＝63.9 mm 所以圓整為64 mm
②按圓整后的中心距修正螺旋角β＝arccos[(Z1+Z2)mn/2a]=arcos[(52+62)×2/(2×64) =14.36 o
3.11等效轉動慣量計算(不計傳動效率)
小齒輪轉動慣量Jg1=(πd14b1ρ)／32=[π44×1.4×7.85×10-3]／32 =0.276×10-4 kg.m2
式中 鋼密度ρ=7.85×10-3 kg/cm3
同理,大齒輪轉動慣量 Jg2=0.498×10-4 kg.m2
查設計手冊初選滾珠絲杠 CDM2005-3, 得到 d0=20 mm ,l=430 mm
滾珠絲杠轉動慣量 Js=(πd04lρ)／32={[π(2)4×43×7.85×10-3]／32}×10-4 kg.m2 =0.53×10-4 kg.m2
工作重物為12kg
Jw=(w/g)×(tsP／2π) 2 ÷i2 =12×(0.5／2π) 2 ÷2.12×10-4 kg.m2 =1.71×10-6 kg.m2
因此,折算到電機軸上的等效轉動慣量Je
Je= Jg1+ Jw+( Jg2+Js) ÷i2 =0.807×10-4 kg.m2
3.12 電機的計算選型
查設計指導書(4-7)~(4-9)可知:
Mt=[(Fx+μFy) tsP]/(2πηi)= [(180+0.06×140)×0.005]/(2π×0.8×2.1)=0.089N.m
Mf= (Ff tsP)/(2πηi)= (μW tsP)/(2πηi)=(0.06×12×10×0.005)/ (2π×0.8×2.1)=0.00341N.m
上述式中 η—絲杠預緊時的傳動效率取 η=0.8
μ——為摩擦系數(shù)取0.06
nmax=(vmax/δ)×(α/360°)=(2000/0.005) ×(0.75/360)=833 r/min
取起動加速時間tα=0.03 s
初選60BYG350DL-SASSML-0451 的電動機
M0=(Fp0tsp)÷(2πηi) ×(1-η02)= (1/3Fxtsp)÷(2πηi) ×(1-η02) =[(1/3) ×180×0.006]÷(2π×0.8×2.1) ×[1-0.92]=0.054 N.m
式中 Fp0—滾珠絲杠預加負荷,一般取Fy/3
Fy—進給牽引力(N)
η0—滾珠絲杠未預緊時的傳動效率,取0.9
J=( Je +Jm)= 0.807×10-4 kg．m2+0.3×10-4 kg.m2 =1.107×10-4 kg.m2
Ma=( Je +Jm)( 2πnmax)/(60tα)= 0.2926N.m
Mq= Ma+ Mf+ M0=0.2926+0.00341+0.054=0.35N.m
Mc= Mt+ Mf+ M0=0.089+0.00341+0.054=0.1464N.m
Mk= Mf+ M0=0.00341+0.054=0.05741N.m
從計算可知, Mq最大,作為初選電動機的依據(jù).
Mq/ Mjmax=0.446<0.9 滿足所需轉矩要求.
4)步進電機動態(tài)特性校驗Je /Jm<4 說明慣量可以匹配
綜上所述,可選60BYG350DL-SASSML-0451 的電機
3.13 聯(lián)軸器選擇
聯(lián)軸器除聯(lián)接兩軸并傳遞轉矩外，有些還有補償兩軸因制造和安裝誤差而造成的軸線偏移的功能，以及具有緩沖、吸振、安全保護等功能。因此要根據(jù)傳動裝置工作要求來選定聯(lián)軸器類型。本方案選擇套筒聯(lián)軸器。
第4章 進給變速箱設計
4.1 專用進給變速箱設計
合機床及自動線上，當采用標準結構的進給變速箱不能滿足加工工藝的要求（如大直徑深孔加工、平面加工等），或者難以保證精度時，就應設計專用進給變速箱和專用頭。
要想按計算來設計專用進給變速箱箱體，這幾乎是不可能的。應充分參考調查的實例進行設計。對受力大的地方要適當加大剛性；對受力小的地方應酌情減薄壁厚。
設計時應考慮使主軸上受的力盡快的通過軸承傳到箱體上。這就要求組成前支承的受徑向和軸向載荷的軸承，盡量設置在靠近主軸的前端。
為了縮短前軸承至鏜刀（加工部位）的距離，剛性進給變速箱可以不用前蓋。
4.2傳動系統(tǒng)的設計
1電動機的選擇
電動機類型和結構形式可以根據(jù)電源（直流或交流）、工作條件（溫度、環(huán)境、空間尺寸等）和載荷特點（性質、大小、啟動性能和過載情況）來選擇。
一般情況下應選用交流電動機。Y系列電動機為80年代的更新?lián)Q代產(chǎn)品，具有高效、節(jié)能、振動小、噪聲小和運行安全可靠的特點，安裝尺寸和功率等級符合 IEC國際標準，適合于無特殊要求的各種機械設備。
電動機容量的選擇須根據(jù)工作機容量的需要來確定。如所選電動機的容量過大，必然會增加成本，造成浪費；相反容量過小，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載，發(fā)熱量大而過早損壞。
2電動機功率的選擇
N動>（千瓦） （3-1）
N進為0.8~2千瓦，η=0.9
N動4.0千瓦
動力箱的選擇：
表3-1 動力箱型號
型號
型式
電動機型號
電動機的功率
電動機的轉速r·min-1
輸出軸轉速r·min-1
1TD40-I
Ⅱ
Y100-L8
2
1440
720
3傳動系統(tǒng)總傳動比的確定及各級分傳動比的分配
電動機選定之后，根據(jù)電動機滿載轉速及工作機轉速，就可計算出傳動系統(tǒng)的總傳動比為
(3-2)
由傳動方案可知，傳動系統(tǒng)的總傳動比等于各級分傳動比之積。即
(3-3)
式中，，，… ，為各級傳動副的傳動比。
(3-4)
由式（3-4）得
由式（3-3）得
合理地分配各級傳動比，在傳動系統(tǒng)總體設計中是很重要的，它將直接影響到傳動裝置的外廓尺寸、質量、潤滑條件、成本的高低、傳動零件的圓周速度大小及精度等級的高低。要同時滿足各方面的要求是不現(xiàn)實的，也是非常困難的，應根據(jù)具體設計要求，進行分析比較，首先滿足主要要求，盡量兼顧其他要求。在合理分配傳動比時應注意以下幾點。
（a） 各級傳動比都應在常用的合理范圍內，以符合各種傳動形式的工作特點，能在最佳狀態(tài)下運轉，并使結構緊湊、工藝合理。
（b） 應使傳動裝置結構尺寸較小，質量較輕。
（c） 應使各傳動件尺寸協(xié)調，結構勻稱合理，避免相互干擾碰撞。
4.3 齒輪的設計及參數(shù)的確定
齒輪傳動是機械傳動中最重要、應用最廣泛的一種傳動。其主要優(yōu)點是：傳動效率高，工作可靠，壽命長，傳動比準確，結構緊湊。其主要缺點是：制造精度要求高，制造費用大，精度低時振動和噪聲大，不宜用于軸間距離較大的傳動。
4.3.1齒輪的設計
我們就以軸1和軸2嚙合的一對齒輪為例。
A．齒輪的材料，精度和齒數(shù)的選擇
因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表7-1選取，都采用45鋼，鍛造毛坯，大齒輪正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。
齒輪精度用8級，輪齒表面粗糙度為Ra1.6。
軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取z=33則與其嚙合的齒數(shù)z嚙合=
B．設計計算
a．設計準則
按齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。
b．按齒面接觸疲勞強度設計
(3-5)
(3-6)
由圖7-6選取材料的接觸疲勞極限應力為：
由圖7-7選取材料的彎曲疲勞極限應力為：
應力循環(huán)次數(shù) N
N1=60n1at=607201 (163008)=1.66109
則 N2=N1/u=1.66x109/2.06=1.24109
由圖7-8查得 接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=1,ZN2=1
由圖7-9查得 彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1=1,YN2=1
由表7-2查得 接觸疲勞安全系數(shù)SHmin=1，彎曲疲勞安全系數(shù)SFmin=1.4,又Yst=2.0
試選Kt=1.3
求許用接觸應力和許用彎曲應力：
(3-7)
(3-8)
(3-9)
(3-10)
將有關值代入式（3-5）得：
=
=48.07mm
則 (3-11)
查圖7-10得kv=1.09;由表7-3查得kA=1.25;由表7-4查得kβ=1.05；取kα=1，則
(3-12)
修正
m=d1/z1=48.07/33=1.467mm (3-13)
由表7-6取標準模數(shù)m=3mm。
c．計算幾何尺寸
d1=mz1=320mm=60mm
d2=mz2=367mm=201mm
a=m(z1+z2)/2mm=130.5mm
b==160=60mm (3-14)
取b2=60mm
C.校核齒根彎曲疲勞強度
由圖7-18查得YFS1=4.35 YFS2=4.1, 取=0.7
校核大小齒輪的彎曲疲勞強度
(3-15)
=
(3-16)
合適。
4.3.2齒輪參數(shù)的確定
（以傳動軸1上67/3.0，與20/3.0嚙合的齒輪為例）
A. 確定齒輪的精度等級
該齒輪是鏜床進給變速箱中速度較高的齒輪，主要要求是傳動平穩(wěn)性精度，故首先考慮第Ⅱ公差組精度等級。
據(jù)圓周速度 (3-17)
由表12-6、表12-7可見，在<3m/s速度分段中，速度不算高，且普通機床對噪聲限制不很嚴格，因此可選定第Ⅱ公差組為７級。由于該齒輪對傳遞運動準確性要求不高，可比第Ⅱ公差組精度降低一級，故第Ⅰ公差組選定為８級。動力齒輪對齒面載荷分布均勻性有一定要求，第Ⅲ公差組精度一般不低于第Ⅱ公差組，故亦定為7級。所以最后選定小齒輪精度為：8-7-7。
B.齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定
該齒輪屬中等精度，且為批量生產(chǎn)，故可采用便于批量測量的檢驗組，查表12-3選定，，，，組成檢驗方案。根據(jù)d1=mz1=367mm=201mm及b1=32mm,查表12-13,表12-14,表12-15,可得公差值：
第Ⅰ公差組 ?。?3um, =40um
第Ⅱ公差組 =20um
第Ⅲ公差組 =11um
C. 計算齒輪副側隙和確定齒厚極限偏差代號
a．計算齒輪副的最小極限側隙jnmin
由表12-10按噴油潤滑和v=1.91m/s查得：
jn1=0.01mn=0.013mm=0.030mm
由式（12-9）得
根據(jù)齒輪和箱體的材料，從材料手冊上查得，鋼和鑄鐵的線膨脹系數(shù)分別為
a1=11.510-6/oC a2=10.510-6/oC
傳動中心距為 (3-18)
所以jn2=2130.5[11.5(80-20)-10.5 (50-20)]10-6sin20omm
=0.017mm
jmin=jn1+jn2=(0.030+0.019)mm=0.047mm (3-19)
b．確定齒厚極限偏差代號
齒厚上偏差：
(3-20)
式中前面已查得＝11um，fpb由表12-14按７級查得
fpb1=13um
fpb2=13um
fpt=14um
由表12-17按a=76.5mm,7級精度查得fa=23um。所以
=-45
由表12-14查得fpt=11um,則
由圖12-29或表12-9查得齒厚上偏差代號為F，因此
(3-21)
齒厚下偏差
由可知。查表12-13，８級精度Fr=45um,查表12-11,br=1.26IT9=1.2674um=93um 所以
得
(3-22)
(3-23)
由圖12-29或表12-9查得齒厚下偏差代號為J，因此
(3-24)
(3-25)
至此，小齒輪的精度為：8-7-7FJ GB10095-88。
D.確定齒坯公差、表面粗糙度
齒輪內孔是加工、檢驗及安裝的定位基準，對7級精度的齒輪，由表12-18查得：內孔尺寸公差