数控立式钻铣床改造

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目录

第一章 数控机床概述 ................................................. 1

一．数控机床的简介 .................................................... 1

（一）数控机床的产生及其重要性 ...................................... 1 （二）数控机床应用范围及特点 ........................................ 1 （三）数控机床的组成 ................................................ 2 （四）数控技术的发展现状与趋势 ...................................... 3

第二章 机床总体布局设计 ............................................ 5

一.机床总体尺寸参数的选定 ............................................. 5 二.机床主要部件及其运动方式的选定 ..................................... 5

第三章 主传动的设计 ................................................. 6

一．议定转速图 ........................................................ 6 （一）确定结构式和结构网式 ......................... 错误！未定义书签。 （二）议定转速图 .................................................... 6 （三）确定各齿轮的齿数 .............................................. 7 （四）传动系统图的拟定 .............................................. 9 二．主传动主要零件的强度计算 .......................................... 9 （一）电动机的选择 .................................................. 9 （二）齿轮传动的设计计算 ........................................... 10 （三）轴的设计计算 ................................................. 13 （四）离合器的选用 ................................................. 26

第四章 进给系统的设计计算 ......................................... 27

一．垂直进给系统的设计计算 ........................................... 27 (一)脉冲当量和传动比的确定 ......................................... 27 (二)滚珠丝杠设计计算 ............................................... 29 (三)步进电机的选择 ................................................. 33 (四)滚珠丝杆副的预紧方式 ........................................... 35 （五）齿轮传动消隙 ................................................. 35 二．横向进给系统的设计计算 ........................................... 36 (一)脉冲当量和传动比的确定 ......................................... 36 (二)滚珠丝杠设计计算 ............................................... 37 (三)步进电机的选择 ................................................. 39

第五章 控制系统的设计 .............................................. 41

一．控制系统总体方案的拟定 ........................................... 41 二．总控制系统硬件电路设计 ........................................... 41 （一）单片机的选用 ................................................. 41 （二）系统的扩展 ................................................... 44

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（三）键盘、显示器接口 ............................................. 46 （四）步进电机控制电路 ............................................. 47 （五）光电隔离电路 ................................................. 48

结论 .................................................................. 50 致谢 .................................................................. 51 参考文献 ............................................................. 52

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第一章 数控机床概述

一．数控机床的简介

（一）数控机床的产生及其重要性

随着社会生产和科学技术的飞跃发展，社会对产品多样化的要求日益强烈，产品更新越来越快，特别是在宇航、造船、军事等领域需要的机械零件。此外，激烈的市场竞争要求产品研制生产周期越来越短，传统的加工设备和制造方法难于适应这种多样化与复杂形状零件高质量的加工要求，为了解决上述问题，数控机床应运而生。

数控机床是综合应用了微电子、计算机、自动检测以及精密机械等技术的最新成果而发展起来的新型机床，它标志着机床工业进入了一个新的阶段。从第一台数控机床问世到现在，数控技术的发展非常迅速，使制造技术发生了根本性的变化，几乎所有品种的机床都实现了数控化。数控机床的应用领域也从航空工业部门逐步扩大到汽车、造船、机床、建筑等民用机械制造行业。努力发展数控加工技术，并向更高层次的自动化、柔性化、敏捷化、网络化和数字化制造方向推进，是当前机械制造业发展的方向。

数控加工技术也是发展军事工业的重要战略技术。美国与西方各国在高档数控机床与技工技术方面，对我国进行封锁限制，因为许多先进武器装备的制造，如飞机、导弹、坦克等的关键零件，都离不开高性能数控机床的加工。我国的航空、能源、交通等行业也从西方引入了一些五坐标机床等高档数控设备，但其使用受到国外的监控和限制，这一切均说明数控加工技术在国防现代化方面所起的重要作用。

（二）数控机床应用范围及特点

目前的数控加工主要应用于以下两方面：

一方面的应用是常规零件加工，如二维车削、箱体类镗铣等。其目的在于提高加工效率，避免认为误差，保证产品质量，以柔性加工方式取代高成本的工装设备，缩短产品制造周期，适应市场需求。这类零件一般形状较简单，实现上述目的的关键在于提高机床的柔性自动化程度、高速精加工能力、加工过程的可靠性。

另一方面的应用是复杂形状零件加工，如模具型腔、涡轮叶片等。该类零件在众多的制造行业中具有重要的地位，其加工质量直接影响以至决定着整机床品的质量。这类零件型面复杂，常规加工方法难以实现，它不仅促使了数控加工技术的产生，而且也一直是数控加工技术的主要研究及应用对象。由于零件型面复

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杂，在加工技术方面，除要求数控机床具有较强的运动控制能力外，更重要的是如何有效地获得高效优质的数控加工程序，并从加工过程整体上提高生产效率。 （三）数控机床的组成

如图所示，数控机床由一下几个部分组成：

图1-1 数控机床组成

1．程序编制

数控程序是数控机床自动加工零件的工作指令。在对加工零件进行工艺分析的基础上，确定零件坐标系在机床坐标系上的相对位置，即零件在机床上的安装位置，刀具与零件相对运动的尺寸参数，零件加工的工艺路线或加工顺序，主运动的起、停、换向、变速、进给运动的速度、位移大小等工艺参数，以及辅助装置的动作，得到零件的运动、尺寸、工艺参数等加工信息后，用由文字、数字和符号组成的标准数控代码，按规定的方法和格式，编制零件加工的数控程序单。

2．输入装置

输入装置的作用是将程序载体上的数控代码传递并存入数控系统内。根据控制存储介质的不同，输入装置可以是光电阅读机、磁带机或软盘驱动器等。数控机床加工程序也可通过键盘用手工方式直接输入数控系统。

零件加工程序输入过程有两种不同的方式：一种是边读入边加工，另一种是一次将零件加工程序全部读入数控装置内部的存储器，加工时再从內部存储器中逐段逐段调出进行加工。

3．数控装置

数控装置是数控机床的核心，数控装置从内部存储器中取出或接受输入装置送来的一段或几段数控加工程序，经过数控装置的逻辑电路或系统软件进行编译、运算和逻辑处理后，输出各种控制信息和指令，控制机床各部分的工作，使其进行规定的有序运动和动作。

4．辅助控制装置

辅助控制装置的主要作用是接收数控装置输出的开关量指令信号，经过编译、逻辑判别和运动，再经功率放大后驱动相应的电器，带动机床的机械、液压、气动等辅助装置完成指令规定的开关量动作。这些控制包括主轴运动部件的变速、换向和启停指令，刀具的选择和交换指令，冷却、润滑装置的启动停止，工件和机床部件的松开、夹紧，分度工作台转位分度等开关辅助动作

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5．驱动装置和位置检测装置

驱动装置接受来自数控装置的指令信息，经功率放大后，严格按照指令信息的要求驱动机床移动部件，以加工出符合图样要求的零件。因此，它的伺服精度和动态响应性能是影响数控机床加工精度、表面质量和生产率的重要因素之一。位置检测装置将数控机床各坐标轴的实际位移量检测出来，经反馈系统输入到机床的数控装置之后，数控装置将反馈回来的实际位移量值与设定值进行比较，控制驱动装置按照指令设定值运动。

6.机床的机械部件

数控机床的机床本体与传统机床相似，由主轴传动装置、进给传动装置、床身、工作台以及辅助运动装置、液压气动系统、润滑系统、冷却装置等组成。但数控机床在整体布局、外观造型、传动系统、刀具系统的结构以及操作机构等方面都发生了很大的变化，这种变化的目的是为了满足数控机床的要求和充分发挥数控机床的特点。

（四）数控技术的发展现状与趋势

随着科学技术的发展，数控机床借助于微电子、计算机技术的飞速进步正向着高精度、多功能、高速化、高效率、复合加工功能、智能化等方向迈进，明显地反映出时代的特征。当前，数控机床技术呈现如下发展趋势：

1.精度化

当代工业产品对精度提出了越高的要求，典型的高精度零件如陀螺框架、伺服阀体、涡轮叶片、非球面透镜、光盘、等，这些零件的尺寸精度要求均在微米、亚微米级。因此，加工这些零件的机床也受到需求的牵引而向高精度发展。

2.高速度化

提高生产率是机床技术发展追求的基本目标之一，而实现这个目标的最主要、最直接的方法就是提高切削速度和减少辅助时间。随着刀具、电机、轴承、数控系统等相关技术的突破及机床本身基础技术的进步，使各种运动速度大为提高。

3.高柔性化

柔性是指机床适应加工对象变化的能力，当代产品的多样化和个性化，对机床提供了更高的柔性加工要求。数控机床在提高单机柔性化的同时，朝着单元柔性化和系统柔性化方向发展。不仅中、小批量的生产方式在努力提高柔性化能力，就是在大批量生产方式中，也积极向柔性化方向转向。

4.高自动化

高自动化是指在全部加工过程中尽量减少“人”的介入而自动完成规定的任务，包括物料流和信息流的自动化。自上世纪80年代中期以来，以数控机床为主体的加工自动化已从“点”的自动化（单台数控机床）发展到“线”的自动化（柔性制造车间），结合信息管理系统的自动化，逐步形成整个工厂“体”的自动化，

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并出现了FA（自动化工厂）和CIM（计算机集成制造）工厂的雏形实体。数控机床的高自动化并向FMC、FMS集成方向发展的总趋势仍然是机械制造业发展的主流。

5.复合化

复合化包含工序复合化和功能复合化。在一台数控设备上能完成多工序切削加工（如车、铣、镗、钻等）的加工中心，打破了传统的工序界限和分开加工的规程。一台具有自动换刀装置、自动交换工作台和自动转换立卧主轴头的镗铣加工中心，不仅一次装夹便可以完成镗、铣、钻、铰、攻丝和检验等工序，而且还可以完成箱体件五个面粗、精加工的全部工序。

6.智能化

数控技术的一个重要发展趋势是加工过程的智能化，带有自适应控制功能的控制系统，可以在加工过程中根据切削力和切削温度等加工参数，自动优化加工过程，从而达到提高生产率，增加刀具寿命并改善加工表面质量等目的。刀具破损监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状态。另外以工艺参数数据库为支撑的、具有人工智能的专家系统被用于指导加工。

7.网络化

为适应制造业的网络化和全球化发展趋势，数控系统的网络化功能也日趋重要。在企业内部，具有网络功能的数控系统可以充分实现企业内部的资源和信息共享，适应未来车间的面向任务的定单的生产发展模式，使得生产控制系统的集成更加简便有效。

8.高可靠性

数控机床的可靠性是数控机床产品质量的一项关键性指标，数控机床能否发挥其高性能、高精度、高效率，并获得良好的效益，关键取决于可靠性。数控系统可采用更高集成度的电路芯片，利用大规模的专用及混合式集成电路，以减少元器件的数量，提高可靠性。

图1-2 数控立式钻铣床

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第二章 机床总体布局设计

一.机床总体尺寸参数的选定

根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下： 工作台宽度3长度 40031600mm 主轴锥孔 7∶24 工作台最大纵向行程 300mm 工作台最大横向行程 375mm 主轴箱最大垂直行程 400mm 主轴转速级数 12级 主轴转速范围 30~1500r/min

X、Y轴步进电机 130BF001（反应式步进电动机） Z轴步进电动机 130BF001（反应式步进电动机） 主电动机的功率 4.0KW 主轴电动机转速 1440r/min

机床外形尺寸（长3宽3高） 1503120032300mm 机床净重 500Kg

二.机床主要部件及其运动方式的选定

1.主运动的实现

因所设计的机床要求能进行立式的钻和铣，垂直方向的行程比较大,因而采用工作台不动,而主轴箱各轴向摆放为立式的结构布局。为了使主轴箱在数控的计算机控制上齿轮的传动更准确、更平稳，工作更可靠，主轴箱主要采用液压系统控制滑移齿轮和离合器变换齿轮的有级变速。 2.进给运动的实现

本次所设计的机床进给运动均由单片机进行数字控制，因此在X、Y、Z三个方向上，进给运动均采用滚珠丝杠螺母副，其动力由步进电机通过调隙齿轮传递。 3.数字控制的实现

采用单片机控制，各个控制按扭均安装在控制台上，而控制台摆放在易操作的位置，这一点须根据实际情况而定。

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第三章 主传动的设计

一．议定转速图

此处省略 NNNNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩

（二）议定转速图

根据已确定的结构式或结构网议定转速图时，应注意解决定比传动和分配传动比，合理确定传动轴的转速。 1.定比传动

在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面的要求，以及满足不同用户的使用要求。在钻铣床的设计中，总降速比为u=125/1440=0.087。若每一个变速组的最小降速比均取1/4，则三个变速组的总降

1111速可达????0.016，故无需要增加降速传动，但为了使中间两个变速组

44464做到降速缓慢，以利于减小变速箱的径向尺寸和有利于制动方便，在Ⅰ－Ⅱ轴间增加一对降速传动齿轮（

24），同时也有利于设计变型机床，因为只要改变这对34降速齿轮传动比，在其他三个变速组不变的情况下，就可以将主轴的12种转速同时提高或降低，以便满足不同用户的要求。 2.分配降速比

前面已确定，12＝33232共需三个变速组，并在Ⅰ－Ⅱ轴间增加一对降速传动齿轮，要用到四个变速组，在主轴Ⅴ上标出12级转速：125～1600r/min,在第Ⅰ轴上用A点代表电动机转速n0?1440r/min，最低转速用E点标出，因此A,E两点相距约11格，即代表总降速传动比为ut? 3.定出各变速组的最小传动比

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1?11。

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根据降速前慢后快的原则，在Ⅳ－Ⅴ轴间变速组取u?111?4，在Ⅲ－Ⅳ轴间变

速组取u??3，在Ⅱ－Ⅲ轴间变速组取u??2，则

Ⅰ1440ⅡⅢⅣⅤn12 (1600)n11 (1263)n10 (1002)n9 (795)n8 (631)n7 (500)n6 (397)n5 (315)n4 (250)n3 (198.5)n2 (157.5)n1 (125)

图2-2 转速图

根据结构式可知：Ⅱ～Ⅴ轴间变速组的级比指数分别为：1，3，6，传动副为：3，2，2，则画出上图的转速图。 （三）确定各齿轮的齿数

在确定齿轮齿数时应注意：齿轮的齿数和不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大，而且增大齿数和还会提高齿轮的线速度而增大噪声，所以在设计时要把齿数和控制在sz?100~120；为了控制每组啮合齿轮不产生根切现象，使最小齿数zmin?18~20，因而齿轮的齿数和不应过小。

在Ⅳ－Ⅴ轴间因为 u7??2?1.59，u8?1?4?1，又因为zmin?17而最小2.52齿轮的齿数是在u8的齿轮副中，令zmin?20，则sz?67,70,73,77,78等，因为在高

4速轴中尽量使齿轮的几何尺寸小一点以减小主轴的尺寸，所以可取sz?67

可查出：z15?19，z16?67?19?48

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z14?26，z13?67?26?41 同理： us?1，u6?1?3?1 且查得sz?60,66,72,74?.

32 取sz?66 则查得：z11?22，z12?66?22?44

3 z9?33，z10?66?33?33 u2?1，u3?1?1?111，u4?2? 1.26?1.59 查得：sz?52,54,70......

2因为三联滑移齿轮中的最大齿数与次大齿数之差必须要大于或等于4 则必需有sz2min?70。

又因为前传动轴的转速高，扭矩小，一般传动件的尺寸要小一些，因而齿数和可取比前一级变速组小。

用计算法取z7min?23，则z8?zu74?23?37， sz?23?37?60 11.591可得 z5?u3sz?1.26?60?27，z6?60?27?33

11?u31?1.26z3?因为 u1?u1?us22?z1?60?3 ，z4?60?30?30 1?11002z24?34 ?0.696所以取z1?24，则 z2?1?1440u10.696 滑移齿轮齿数的验算：在三联滑移齿轮z3,z5,z7中，为了确保其左右移动时能顺利通过，不致相碰，则必须保证三联滑移齿轮的次大齿轮z5与最大齿轮的配对齿轮z4不相碰（最大齿轮布置在中间），即：

11 m(z5?2)?m(z4?2)?A （3-2）

221又因为A?m(z3?z4)， 则必须保证：从上面计算可知： z3?z5?4，z3?30，28

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z5?27，则z3?z5?30?27?3?4，这与要求不符。但是由于Ⅲ与Ⅳ都采用了离

合器，使齿轮z4和z8的距离拉大了，因而在滑移齿轮在移动过程中不存在相碰的情况，所以三联滑移齿轮在这个设计里是可以实现的。 （四）传动系统图的拟定

根据以上分析及计算，拟定如下传动系统图：

主电机24342244303019483327232637413333图2-3 传动系统图

二．主传动主要零件的强度计算 （一）电动机的选择

1．电动机的功率计算

σb钻头材料选用W18Cr4V,

?80公斤/毫米，根据加工要求选用钻头直径D

＝25mm，则查表得进给量S＝0.39～0.47mm，根据钻孔切削用量表查得：n＝

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377r/min，M=8580N2m则可得： N?Mn8580?377 ＝＝3.32kw （3-3）

716200?1.36716200?1.362．电动机参数的选择

在选择电动机时，必须使得P额定≥P总，根据这个原则，查《机械设计手册》选取Y112M-4型电动机，其基本参数如下（单位为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）齿轮传动的设计计算

由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产效率高、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求，所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动；主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动，它的精度直接与工作的平稳性、接触误差及噪声有关。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，但考虑到制造成本，本次设计都选用7-6-6的精度，具体设计步骤如下： 1.模数的估算

按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用，在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。 齿轮弯曲疲劳的估算公式：

mw?323Nmm （式中N即为齿轮所传递的功率） （3-4） Znj齿面点蚀的估算公式：

A?323Nmm （式中N即为齿轮所传递的功率） （3-5） nj其中nj为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。 由中心距A及齿数Z1,Z2求出模数：

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mj?2Amm （3-6）

Z1?Z2根据估算所得mw和mj中较大的值，选取相近的标准模数。 前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下： 第一对齿轮副 nj?1440r/min

mw?3234.0?0.99?1.55mm

24?1440 A?323 mj?4.0?0.99?4.48mm

14402?4.48?0.15mm

24?34所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为m?mw?0.15mm。 第二对齿轮副 nj?1002r/min

24.0?0.99?0.98?1.76mm mw?32323?100224.0?0.99?0.98?1.98mm A?3231002 mj?2?1.98?0.066mm

23?37所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为m?mw?0.066mm。 第三对齿轮副 nj?631r/min

324.0?0.99?0.98?2.06mm mw?32322?6314.0?0.993?0.982?5.78mm A?326313 mj?2?5.78?0.175mm

22?44所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为m?mw?0.175mm。 第四对齿轮副 nj?315r/min

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434.0?0.99?0.98?2.71mm mw?32319?315434.0?0.99?0.98?7.22mm A?323315 mj?2?7.22?0.22mm

19?48所以，第四对齿轮副传动的齿轮模数应为m?mw?0.22mm。

综上所述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，但因为Ⅴ轴得转速比较小，扭矩比较大，为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用，需增加Ⅴ轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在Ⅰ～Ⅳ间各个齿轮模数均为m1=2.5mm，在Ⅴ轴上就取m2?3mm。 2.齿轮分度圆直径的计算

根据渐开线标准直齿圆柱齿轮分度圆直径计算公式可得各个传动副中齿轮的分度圆直径为：

d1?24?2.5?60 d2?34?2.5?85 d3?30?2.5?75 d4?30?2.5?75 d5?27?2.5?67.5 d6?33?2.5?82.5 d7?23?2.5?57.5 d8?37?2.5?92.5 d9?33?2.5?82.5 d10?33?2.5?82.5 d11?22?2.5?55 d12?44?2.5?110 d13?41?3?123 d14?26?3?78 d15?19?3?57 d16?48?3?144 3.齿轮宽度B的确定

齿宽影响齿的强度，但如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接触不均匀，反儿容易引起振动和噪声。本次设计中，取主动齿轮宽度B=8m=832.5=20mm(在最后一对齿轮啮合取也取B=7m≈20)，则与其啮合的从动齿轮的宽度一致。而取多联齿轮的宽度B=8m=832.5=20mm，为了使啮合更容易和平稳，则与其啮合的从动齿轮的宽度要小一点，取B’=6m＝632.5＝15mm。 4.齿轮其他参数的计算

根据《机械原理》中关于渐开线圆柱齿轮参数的计算公式及相关参数的

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规定，齿轮的其它参数都可以由以上计算所得的参数计算出来，本次设计中，这些参数在此不在一一计算。 5.齿轮结构的设计

不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构的要求也不同，7级精度的齿轮，用较高精度的滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚或插后要剃齿，使精度高于7级，或者淬火后再珩齿。6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须才能达到6级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。 6.齿轮的校核（接触疲劳强度）

计算齿轮强度用的载荷系数K，包括使用系数KA,动载荷系数荷分配系数

K?KV,齿间载

及齿向载荷分布系数

K?，即：

K?KAKvK?K?=1.2531.0731.131.12=1.65 （3-7） 查表得：Z?=0.88 ZH=2.5 ZE=189.8

?H=ZHZEZ?2K?(u?1)bd1u2 （3-8）

将数据代入得：?H?1100mpa

齿轮接触疲劳强度满足，因此接触的应力小于许用的接触应力，其它齿轮也符合要求，故其余齿轮不再验算，在此略去。 （三）轴的设计计算 1.各传动轴轴径的估算

滚动轴承的型号是根据轴端直径确定的，而且轴的设计是在初步计算轴径的基础上进行，因此先要初算轴径。轴的直径可按扭转强度法用下列公式进行估算：

d?A03对于空心轴，则

P mm （3-9）

n13

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d?A03Pmm （3-10） 4n(1-?)式中，P——轴传递的功率，kW n——轴的计算转速，r/min A0——经验值 取β的值为0.5 (1)计算各传动轴传递的功率P

根据电动机的计算选择可知，本次设计所选用的电动机额定功率

Nd?4.0kW各传动轴传递的功率可按下式计算：

P?Nd?? （3-11） η——电机到传动轴之间传动效率

由传动系统图可以看出，本次设计中采用了联轴器和齿轮传动，则各轴传递的功率为：

P1?Nd??1?4.0?0.99?0.99?0.98?3.842kW P2?P1??2?3.842?0.98?0.99?3.728kW P3?P2??3?3.728?0.98?0.99?3.616kW

P4?P3??4?3.616?0.98?0.99?3.509kW

(2)估算各轴的最小直径

本次设计中，考虑到主轴的强度与刚度以及制造成本的经济性，初步选择主轴的材料为40Cr，其它各轴的材料均选择45钢，取A0值为115，各轴的计算转速由转速图得出： n1j=1002r/min,

n2j=631r/min,

n3j=315r/min,

n4j=250r/min

所以各轴的最小直径为：

d1?115?33.842?16.8mm 10023.728?20.8mm 63114

d1?115?3本科毕业设计论文

d1?115?33.616?25.9mm 3153.509?27.7mm 250 d1?115?3在以上各轴中，每根轴都开有平键或花键，所以为了使键槽不影响轴的强度，应将轴的最小直径增大5%，将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径为：

dⅡmin=18mm, dⅢmin=23mm, dⅣmin=34mm, dⅤmin=46mm 2.各轴段长度值的确定

各轴段的长度值，应根据主轴箱的具体结构而定，且必须满足以下的原则： （1）应满足轴承及齿轮的定位要求。 （2）应满足滑移齿轮安全滑移的要求。 3.轴的刚度与强度校核

根据本次设计的要求，需选择除主轴外的一根轴进行强度校核，而主轴必须进行刚度校核，在此选择第Ⅲ根轴进行强度校核。 （1）第Ⅲ根轴的强度校核 1)轴的受力分析及受力简图

由主轴箱的展开图可知，该轴的动力源由电动机通过齿轮传递过来，而后通过一个三联齿轮将动力传递到下一根轴，其两端通过一对角接触球轴承将力转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽略不计。所以只要校核其在xz平面及yz平面的受力。

轴所受载荷是从轴上零件传来的，计算时常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。其受力简图如下： 在xz平面内：

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l=450a=110Ft1BCb=25ADR1图2-4 xz平面的受力图 Ft2R2

在yz平面内：

l=450a=110Fr1B图2-5 yz平面的受力图 T2Cb=25AT1R1'2）作出轴的弯矩图

DFr2R2'

根据上述简图，分别按xz平面及yz平面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出两个平面的上的弯矩图。 在xz平面内，根据力的平衡原理可得：

R1+R2+Ft2=Ft1 将各个力对R1取矩可得： Ft13a=Ft23（l-b）+R23l

Ft1=2PⅡ/d7 Ft2=2PⅢ/d11

由以上两式可解出：

R1=Ft1（l-a）/l-Ft23b/l R2=Ft13a/l-F2xz+Ft23b/l

由于有多个力的存在，弯矩无法用一个方程来表示，用x来表示所选截面距R1的距离，则每段的弯矩方程为：

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在AB段：M=R13x （a≥x≥0）

在BC段：M=R13（a+x）-Ft13x （l-b≥x≥a） 在CD段：M=R2（l-x） （l≥x≥l-b） 则该轴在xz平面内的弯矩图为：

MBDACX

图2-6 轴在xz平面内的弯矩图

同理可得在yz平面内的弯矩图为：

MBDACX

图2-7 轴在yz平面内的弯矩图

3）作出总的弯矩图

由上求得的在xz、yz平面的弯矩图，根据M=Mxz?M2yz可得总的弯矩图为：

2MBDAXC

图2-8 轴的总弯矩图

4）作出计算弯矩图

根据已作出的总弯矩图和扭矩图，则可由公式Mca=M2?(?T)2求出计算弯

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矩，其中α是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异的系数，因通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭转切应力为静应力时，取α≈0.3；扭转切应力为脉动循环变应力时，取α≈0.6；若扭转切应力也为对称循环变应力时，则取α=1。应本次设计中扭转切应力为静应力，所以取α≈0.3，则计算弯矩图为：

MBDA图2-9 弯矩图 XC

5）校核轴的强度

选择轴的材料为45钢，并经过调质处理。由机械设计手册查得其许用弯曲应力为60MP，由计算弯矩图可知，该轴的危险截面在B的作用点上，由于该作用点上安装滑移齿轮，开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩为：

2

W= [πd4+（D-d）（D+d）zb]/32D （3-12）

其中z为花键的数目，在本次设计中，z=6，D=28mm，d=23mm， b=6mm 所以其截面的惯性矩为W=524.38mm3

根据标准直齿圆柱齿轮受力计算公式可得圆周力与径向力：

Ft=2T1/d1， Fr=Ft3tanα （3-13） 其中T1为小齿轮传递的扭矩，N2mm；α为啮合角，对标准齿轮，取α=20?；而Ft与Fr分别对应与xz平面及yz平面的力。各段轴的长度可从2号A0图中得出，则根据前面的公式可得出该轴危险截面的计算弯矩为：Mca=25014.22N2m，则

该轴危险截面所受的弯曲应力为：δca=25014.22/524.38≈47.7MP≤60MP，所以该 轴的强度满足要求。 （2）主轴的刚度校核

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1）主轴材料的选择

考虑到主轴的刚度几强度，选择主轴的材料为40Cr，并经过调质处理。 2）主轴结构的确定

主轴直径的选择，根据机床主电机功率来确定D1

因为 P＝4KW，属于中等以上转速，中等以下载荷的机床，所以可取

D1?60~70mm

根据以下的公式确定主轴内孔直径

K0I0?(D4?d4)/64d4???1?()?1??4 （3-14） 4KID?D/64 其中 K0，I0----空心主轴的刚度和截面惯性矩 K, I ----实心主轴的刚度和截面惯性矩 当??0.7则主轴的刚度急剧下降，故取?<0.7

主轴的结构应根据主轴上应安装的组件以及在主轴箱里的具体布置来确定，在此不在绘出。 其中：D1?69.832 D=31.750 D2?54.0 d＝18 d1?14 L=73 3）主轴的刚度验算 轴的变形和允许值：

轴上装齿轮和轴承处的绕度和倾角（y和?）应该小于弯曲变形的许用值

?y?和???，即y??y? ?????

轴的类型 一般传动轴 ?y?（mm） 变形部位 ???（rad） 0.0025 0.001 4.0003~0.0005l 装向心轴承处 装齿轮处 刚度的要求较高 -0.0002l 安装齿轮轴 （0.01~0.00）m 装单列圆锥滚子轴0.006 承 其中：L表跨距，m表模数 轴的变形计算：

计算轴本身弯曲变形产生的绕度y及倾角?时，一般常将轴简化为集中载荷下

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的简支梁。按材料力学相关公式计算，主轴的直径相差不大且计算精度要求不高的时候，可把轴看作等径轴，采用平均直d来计算，计算花键时同样选择用平均直径。

圆轴： d??dii （3-15）

惯性矩： I=

?di464 （3-16）

矩形花键轴：d1=

D?d （3-17） 2 d2?464i? （3-18）

惯性矩： I??d4?6z(D?d)(D?d)264 （3-19）

轴的分解和变形合成：对于复杂受力的变形，先将受力分解为三个垂直面上的分力，应用弯曲变形公式求出所求截面的两个垂直平面的?和y。然后进行叠加，在同以平面内的可进行代数叠加，在两平面内按几何公式，求出该截面的总绕度和总倾角。

提高轴刚度的一些措施：加大轴的直径，适当减少轴的跨度或增加第三支承，重新安排齿轮在轴上的位置改变轴的布置方位等。 轴的校核计算：

轴的计算简图在xz平面内： 主轴的传动功率：

P主=4?0.996?0.94=3.513KW

9.500?106?3.513主轴转矩： T主==156900N?mm

2502?1.569?105??2614.8N 支点上的力：FtB?2d130T主2?1.569?105FtC?2??2092N

d135T主根据弯矩平衡得：

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RHE?623?Ftc?(623?329)?FtB(623?408)?0 求得：RHE=-84.9

根据力平衡得：RHA?607.7N 4）垂直平面的弯矩图

FRB?FtB?tg?=951.71N FrC?FRC?tg?=761.4N

根据平面内弯矩平衡有：

RNE?623?FrC?(623?329)?FrB(623?408)?0 RNE?88.6N

再根据力平衡得：RNA??101.71N，则可得B、C点得弯矩图： MX 图2-10 垂直平面内的弯矩图 在B点和C 点为最危险截面，要满足要求，B、C点满足即可，在B、C截面得弯矩为：

MB??MBH?MBV=803403.1N2㎜ （3-20） MC??MCH?MCV=675702.3 N2㎜ （3-21）

2222扭矩图为：

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本科毕业设计论文 TX 图2-11 垂直平面内的扭矩图 经分析可知B所在得位置为最危险截面，只要B满足条件即可，则刚度满足。 计算弯矩： MCB?MB??(2TB)2 （3-22）

=862517.2 N2㎜

轴得抗弯截面系数为：

W??d?(D?d)(D?d)zb4（3-23） 32D40694400?20?140?8?10 ?32?80?145983.7mm3所以?ca?Mca?53.96????1? W故满足第三强度理论。 刚度验算：

在水平面内，FtB单独作用时：

pb(3l2?4b2)fc1? （3-24）

48EI2614.8?2.5(3?6232?4?2152) =

48?2.1?105?I =-0.02598mm

其中I=

?(D4?d4)32=2747500

在ftc单独作用下：

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fc2pb(3l2?4b2) （3-25） ?48EI2092?294(3?6232?42942) = 548?2.1?10?I =-0.0182mm 在两力得共同作用下：

fc?fc2?fc1?0.00778mm

在垂直面内有(在FrB单独作用时)

pb(3l2?4b2)fc1? （3-26）

48EI951.71?2.15(3?6232?4?2152) = 548?2.1?10?I =-0.0072mm 其中I=

?(D4?d4)32=2747500

在FrC单独作用下：

fc2pb(3l2?4b2)? （3-27）

48EI761.4?294(3?6232?4?2942) = 548?2.1?10?I =-0.0182mm 在两力的共同作用下：

fc?fc2?fc1?0.0006mm

故在FtB、FrB、FtC、FrC共同作用下，x?1l处为危险截面，其最大绕度为 2fc?fc?2?fc2? ?0.0078031mm （3-28）

而一般的刚度?y??(0.0003~0.0005)l

=0.21~0.35mm ，故fc??y?符合刚度要求，其转角就不验算了。

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下面校核由V传到主轴时的强度、刚度、校核， 主轴的传动功率：P主=7.5?0.96?0.976=5.9974KW

9.500?106?5.9974主轴转矩：T主==143188Nmm

50支点上的力：FtB?2T主d1T主d1?2?143188?2386.5N

1202?143188?1376.8N

150FtC?2根据弯矩平衡得：

? RHE?623?FtD?483.5?FtB215?0

求得：RHE=-244.9N 根据力平衡得：RHA?1254.6N 5）垂直平面弯矩：

FRB?FtB?tg?=868.6N FrC?FRC?tg?=501.1 N

根据平面内的弯矩平衡有：

RNE?623?FrD?483.5?FrB215?0 RNE??89.1N

再根据力的平衡：RNA?278.4N

在B点和C 点为最危险截面，要满足要求，B、C点满足即可，在B、C截面得弯矩为：

MB??MBH?MBV=110489.6N2㎜ （3-29） MC??MCH?MCV=708402.5 N2㎜ （3-30）

2222经分析可知B所在得位置为最危险截面，只要B满足条件即可，则刚度满足。 计算弯矩

MCB?MB??(2TB)2=942100 N2㎜ （3-31）

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轴的抗弯截面系数为：

W??d?(D?d)(D?d)zb4（3-32) 32D40694400?20?140?8?10 ?32?80?145983.7mm3??ca?Mca=58.94????1? （3-33） W故满足第三强度理论。 刚度验算：

在水平面内，FtB单独作用时

fc1?pb(3l2?4b2)48EI =2386.5?215(3?6232?4?2152)48?2.1?105?I =-0.018147mm

其中I=

?(D4?d4)32=2747500

在ftc单独作用下

f?pb(3l2?4b2)c248EI 1376.8?483.5(3?6232?4?483.52=)48?2.1?105?I =-0.00551mm 在两力的共同作用下

fc?fc2?fc1?0.01264mm

在垂直面内有(在FrB单独作用时)

1?pb(3l2?4b2fc)48EI 25

（3-34）

（3-35）

（3-36）

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868.6?215(3?6232?4?2152) =

48?2.1?105?I =-0.0066mm

其中I=

?(D4?d4)32=2747500

在FrC单独作用下

fc2pb(3l2?4b2) （3-37） ?48EI501.1?483.5(3?6232?4?483.52) =

48?2.1?105?I =-0.001515mm 在两力的共同作用下

fc?fc2?fc1?0.00848mm

故在FtB、FrB、FtC、FrC共同作用下，x?1l处为危险截面，其最大绕度为 2fc?fc?2?fc2?（3-38） ?0.01264mm

而一般的刚度?y??(0.0003~0.0005)l=0.21~0.35mm 故fc??y?符合刚度要求，其转角就不用验算了。 （四）离合器的选用

离合器在机器运转中可将传动系统随时分离或接合，对离合器的要求有：接合平稳、分离迅速彻底、调节和修理方便、外廓尺寸质量小、耐磨性好和有足够的散热能力、操作方便省力。离合器常用的可分牙嵌式和摩擦式，根据设计要求，选用了电磁式摩擦片离合器。根据经验值D1?(2~3)d；D2?(1.5~2.5)d。

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第四章 进给系统的设计计算

一．垂直进给系统的设计计算

假定主轴箱的重量： W=100kgf=10039.8=980N Z轴的行程为： 400mm 垂直脉冲当量： 0.005mm 预选滚珠丝杠基本导程： L0=10mm 步距角： ?b?0.75? 快速进给速度： Vmax=2.0m/min (一)脉冲当量和传动比的确定 (1)传动比的选定

对于步进电机，当脉冲当量??确定，并且滚珠丝杆导程L0和步进电机步距角

?b都已初步选定后，则可用下式来计算该轴伺服传动系统的传动比：

i??bL00.75?1025?＝＝4.17 （4-1） 360?P360?0.0056(2)计算转动惯量

初选步进电机的型号为130BF001，则查表查出电机转子转动惯量JD＝40.06310?5kg．m2

对于轴，轴承，齿轮，联轴节，丝杆等圆柱体的转动惯量公式为：

MCD2(kg．cm2) （4-2） J? 8对于钢材，材料密度为7.8?10－3(kg/cm3)，则有

J?0.78D4L?10－3(kg．cm2) （4-3） 从资料定出齿轮副为：

Z1?23， Z2?96， m＝1.5 mm， B=20mm

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则齿轮转动惯量：

J1?0.78D4L?10－3?0.78?4.44?2.0?10－3＝584.7?10－3(kg．cm2) ＝5.85?10－5kg．m2

J2?0.78D4L?10－3?0.78?9.64?2.0?10－313249.8?10－3(kg．cm2)

＝132.5?10－5kg．m2 滚珠丝杆转动惯量折算：

JS?0.78D4L?10－3?0.78?44?58?10－311581.4?10－3(kg．cm2)

＝115.8?10－5kg．m2 工作台质量折算：

JG?(L021.0)M?()2?100＝2.53(kg．cm2)＝25.3?10－5kg．m2 （4-4） 2?2?传动系统等效转动惯量计算：

（4-5） J??JD?J1?(J2?JS?JG)/i2

＝40.06?10－5＋5.85?10－5＋（132.5＋115.8＋25.3）?10－5/4.172

＝61.64?10?5kg．m2＝6.16kg．cm2 (3)工作载荷分析及计算

普通麻花钻每一切刃都产生切向切削抗力FZ,径向切削抗力Fy与轴向切削抗力Fx。当左，右切削刃对称时，径向抗力Fy相互平衡。切向抗力FZ形成钻削扭矩M，它消耗了切削功率Pm。所有切削刃上轴向抗力Fx之和形成了钻头上的轴向力F??Fx。

钻削时安装工件的工作台是静止的，不作纵，横向进给运动，因此钻削时工作台载荷主要是垂直进给方向载荷Fv，其大小与钻削轴向力F相同，方向相反。当钻削工作台不作垂直进给时，Fv是工作台的静压垂直载荷；当工作台作垂直进给时，Fv是工作台垂直进给抗力。

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因为钻头直径d0?25mm，取进给量f＝0.36mm/r，则查表得到高速钢钻头钻孔时的轴向力F＝7330N。 (二)滚珠丝杠设计计算

滚珠丝杠副已标准化，因此滚珠丝杠副的设计归结为滚珠丝杠副型号的选择。 1）计算作用在丝杠上的最大动负荷C

首先根据切削力和运动部件的重量引起的进给抗力，计算出丝杠的轴向载荷，再根据要求的寿命值计算出丝杠副应能承受的最大动载荷C：

（4-6） C=3LfmFm 式中fm——运转状态系数，一般运转取1.2～1.5，有冲击的运转取1.5～2.5；

Fm——滚珠丝杠工作载荷（N）；

L——工作寿命，单位为106r，L可按下式计算

L=

60nT 610式中 n——滚珠丝杠的转速（r/min）；

T——使用寿命时间（h），数控机床T取15000h。 钻镗床主轴燕尾导轨滚珠丝杆副驱动时滚珠丝杆的工作载荷：

2M （4-7） d2Fm?F?f式中 F——切削时的轴向切削抗力

f——轴套和轴架以及主轴键上的摩擦系数f＝0.15 M——主轴上的扭矩 d2——主轴直径 则 Fm=7330?0.15?2?8580＝8087N，n?1000vL0 3.429

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其中v为最大切削力条件下的进给速度（mmin），可取最高进给速度的12～

13；L0为丝杠基本导程（mm），计算时，可初选一数值，等刚度验算后再确定，

1000?2?13＝66.7r/min

则 n?10，可取t＝15000h， t为额定使用寿命（h）

则 L＝60?66.7?15000106＝60.03万转

根据工作负载Fm、寿命L，计算出滚珠丝杠副承受的最大动负载，取fm＝1.2，则：

（4-8） C=3LfmFm＝360.03?1.2?8087＝37997.8N 由C查《机床设计手册》，选择丝杠的型号，选择滚珠丝杠的直径为40mm，型号为CDM4010-5-P4,其额定动载荷是53411N，强度足够用。 2）效率计算

根据《机械原理》的公式，丝杠螺母副的传动效率η为

η＝

tan? （4-9）

tan?? ???式中 ?——螺纹的螺旋升角，该丝杠为5°41′；

?——摩擦角?约等于10′。

tan5o41'则 ??＝0.971

tan5o41'?1 0???3）刚度验算

丝杆的拉压变形量?1：滚珠丝杠工作时受轴向力和扭矩的作用，它将引起导程

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L0发生变化，因滚珠丝杠受扭时引起的导程变化量很小，可忽略不计，故工作负

载引起的导程变化量：

△L??FmL0cm （4-10） EA式中 E——弹性模数，对钢，E?20.6?106Ncm2；

F——滚珠丝杠截面积（cm2）（按丝杠螺纹底径确定）

A??4d1＝

2?332.62mm2＝834.7 mm2 4“＋”用于拉伸时，“－”用于压缩时。

则 △L??8087?10mm??4.703?10?4mm 52.06?10?834.7 则丝杆的拉伸或压缩变形量?1

?L04.703?10－4?l??580＝0.408?10－2mm （4-11） ?1? L010滚珠与螺纹滚道间的接触变形量?2：

该变形量与滚珠列、圈数有关，即与滚珠总数量有关，与滚珠丝杆的长度无关。当丝杆在工作时有预紧时，其计算公式为：

Fm3?2?0.0013DWFYJZ?2 （4-12）

式中Dw——滚珠直径

Z?——滚珠总数量Z?＝Z3圈数3列数

Z——一圈的滚珠数，Z=?dm/DW(外循环)，Z=（?dm/DW）－3（内循环）

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dm——滚珠丝杆的公称直径； FYJ——预紧力；

Fm——滚珠丝杆工作载荷； 因为Fy?11Fmax??82133＝27378N，Z=?dm/DW=π340/5.953＝21.11 33则Z?＝Z3圈数3列数＝21.1132.532＝73.88

又因为滚珠丝杆的预紧力为轴向工作载荷的1/3，?2值可减小一半，因而

?2'??2?0.012mm。

支承滚珠丝杆的轴承的轴向接触变形?3：

在垂直进给运动中采用角接触球轴承，其计算公式为：

Fm2212?3?0.00243dQZQ （4-13）

式中 Fm——轴承所受轴向载荷 ZQ——轴承的滚动休数目 dQ——轴承滚动体直径

因为工作载荷Fm??d1滚珠丝杆的滚动体数量ZQ?1?19，滚动Fmax?825.2kgf，

dQ3体直径dQ?5.953mm

Fm222825.2?0.0024?3＝0.016mm 25.953?19则?3?0.00243dQZQ32

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1'因为有预紧力，故实际变形量?3??3?0.008mm

2根据以上的计算，则总变形量为：

???1'??2'??3'?0.00408?0.012?0.008?0.02408mm

四级精度丝杆允许的螺距误差为25μm，故刚度足够。 4）压杆稳定的校核

滚珠丝杆通常属于受轴向力的细长杆，若轴向力工作负荷过大，将使丝杆失去稳定而产生纵向屈曲，即失稳。失稳时的临界载荷Fk为：

Fk= Fz?2 EI/L2(N) （4-14） 式中： E为丝杆的弹性模量，对于钢，E=20.6?104

I为截面惯性矩，I=?d14/64(d1为丝杆底径) L为丝杆最大工作长度

Fz为丝杆支承方式系数

其中 I=?332.6/64=55442.2

4

对于一端固定一端自由的情况Fz=0.25

则可得Fk=?2?0.25320.6?104?55442.2/5802

=8.38?104

临界载荷Fk与丝杆工作载荷Fm之比称为稳定性安全系数nk，如果大于许用稳定性安全系数[nk]，则该滚珠丝杆不会失稳。一般取[nk]=2.5-4。

nk=8.38?104/8087＝10.4?[nk]，所以压杆稳定。 (三)步进电机的选择

（1）负载转矩计算及最大静转矩选择

Vmax?b2000?0.75??833r/min （4-15） 360??0.005?360nmax?33

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又有J??6.16kg．cm2，t＝0.03s，则折算到电动机轴上的总加速力矩为：

Ma?J?2?nnax2??833?10?2?6.16??10?2?179.1N?cm （4-16） 60t60?0.03折算到电动机轴上的摩擦力矩，其中G＝980N，f'?0.2(燕尾形导轨)，L0?10mm总效率??0.7~0.85，i=4.17可得

Gf'L0980?0.2?10??93.56N?mm?9.36N?cm （4-17） Mf? 2??i2??0.8?4.17附加摩擦力矩 预紧力FYJ?1Fm?2696N,?0为滚珠丝杆未预紧时传动效率，取?0?0.96 3FYJL02696?1.0?(1?0.962)2(1??0)??10.1N?cm （4-18） M0? 2??i2??0.8?4.17则步进电机快速空转启动力矩：

Mkq?Ma?Mf?M0?179.1?9.36?10.1?198.6N?cm （4-19） 对于工作方式未五相十拍的步进电机最大静转矩为：

Mkq198.6 Mjmax???208.8N?cm?2.09N?m?0.951从相关资料查出130BF001型步进电动机最大静转矩为9.31N?m，大于所需最大静转矩，可作为初选型号。 （2）校核步进电机的空载启动频率 步进电机的空载启动频率是

fmax?1000vmax1000?2.0??6667mm/min?6667HZ （4-20） 60?60?0.005查相关资料知：130BF001型步进电机允许的最高空载启动频率为f＝3000HZ,

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因而必须分三个阶梯启动，每个阶梯启动频率为fq?1fmax2222HZ,在0.25s内完3成升速，0.05s过渡。取vs?0.6m/min，则步进电机的运行频率fG：

fG?1000vs1000?0.6??2000HZ （4-21） 60?60?0.005而步进电机允许的运行频率为16000HZ，所以满足设计要求。

滚珠丝杠没有自锁能力，垂直坐标不能锁住，而主轴箱的重量相对来说比较大所以必须采用平衡装置，避免在工作时主轴箱的失控下降。 (四)滚珠丝杆副的预紧方式

为了消除间隙和提高滚珠丝杆副的刚度，可以预加载荷，使它在过盈的条件下工作，常用的预紧方法有：双螺母垫片式预紧、双螺母螺纹式预紧、双螺母齿差式预紧等。预紧后的刚度可提高到为无预紧时的2倍。但是，预紧载荷过大，将使寿命下降和摩擦力矩加大。通常，滚珠丝杆在出厂时，就已经由制造厂调好预加载荷，并且预加载荷往往与丝杆副的额定动载荷有一定的比例关系。

双螺母垫片式预紧：①调整方法：调整垫片厚度，使螺母产生轴向位移。②特点：结构见到，装卸方便，刚度高；丹调整不便，滚道有磨损时，不能随时消除间隙和预紧，适用于高刚度重载传动。

双螺母螺纹式预紧：①调整方法：调整端部的圆螺母，使螺母产生轴向位移。②结构紧凑，工作可靠，调整方便，丹准确性差，且易于松动，适用于刚度要求不高或随时调节预紧的传动。

双螺母齿差式预紧：①调整方法：两边的下螺母的凸缘上有外齿，分别与紧固的螺母座两端的内齿圈，两个螺母向相同方向旋转，每转过一个齿，调整轴向位移。②能够精确地调整预紧力，但结构尺寸较大，装配调整比较复杂，宜用于高度精度的传动机构。

在垂直进给运动中要求要不定时调节预紧力，因而宜用双螺母螺纹式预紧。 （五）齿轮传动消隙

齿轮传动的间隙也叫侧隙，它是指一个齿轮固定不动，另一个齿轮能够作出

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的最大角位移。传动间隙是不可避免的，其产生的这样原因有：由于制造及装配误差所产生的间隙；为使用热膨胀而特意留出的间隙。为了提高定位精度和工作的平稳性，要尽可能减小传动间隙。除了提高制造和装配精度外，消隙的主要途径有：设计可调整传动间隙的机构何和设置弹性补偿元件。在这设计里我采用可调整齿轮传动间隙的机构来消除间隙。

二．横向进给系统的设计计算

滚珠丝杠螺母副的选择计算

假定工作台及零件的总的量： W=200kgf=10039.8=980N Z轴的行程为： 300mm 纵向脉冲当量： 0.01mm 预选滚珠丝杠基本导程： L0=5mm 步距角： ?b?0.75? 快速进给速度： Vmax=2.0m/min (一)脉冲当量和传动比的确定 (1)传动比的选定

i??bL00.75?5??1.04 （4-22） 360?p360?0.01(2)计算转动惯量

初选步进电机的型号为130BF001，则查表查出电机转子转动惯量JD＝40.06310?5kg．m2，为了机床的布局紧凑且方便可取i=1.0，则滚珠丝杆转动惯量折算：

JS?0.78D4L?10?3?0.78?3.24?45?10?3?3680.5?10?3Kg?cm2?36.81?10?5Kg?m2

工作台质量折算：

?L??0.5?2?52JG??0?M?? ??200?1.27Kg?cm?12.7?10Kg?m （4-23）

?2???2??22传动系统等效转动惯量计算：

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J??JD+JS+JG=（40.06+36.81+12.7）?10?5 （4-24）

?89.57?10?5Kg?m2?8.975Kg?m2

(3)工作载荷分析及计算

滚珠丝杠上的工作载荷是指滚珠丝杠副在驱动工作台是滚珠丝杠所承受的轴向力，也叫作进给牵引力。它包括滚珠丝杠的走刀抗力及与移动体重力和作用在导轨上的其他切削分力相关的摩檫力。据机床加工的特点，当铣削槽时，工作载荷最大，由于铣削时，工作载荷既包括铣削时沿着丝杠轴的方向的力（即轴向力），也包括工作台及工件的重量（即垂直丝杠轴方向的力），由于在钻削时不存在纵向运动，因此只要考虑铣削的情况，而铣削时的轴向力不大，所以在此不考虑铣削时产生的轴向力。

取铣削刀具直径为75mm，而机床的计算转速为250r/min，则

V??dn1000???75?2501000 ?58.9m/min?0.98m/s （4-25）

而PE?4KW，机床主传动系统的传动效率?m?0.8 则FZ?PE?m4?0.8?103??103?3.27?103 （4-26） V0.98选端铣，对称，其中端铣ae??0.4～0.8?d0，af??0.1～0.2?时， 则得：FL/FZ?0.35 FV/FZ?0.90 FC/FZ?0.50 则可得 FL?1143N FV?2939N FC?1633N 则在燕尾导轨上滚珠丝杆的工作载荷Fm为：

Fm?KFL?f?(FV?2FC?G) （4-27）

?1.4?1143?0.2?(2939?2?1633?1960)?3233.2N

其中K?1.4， f?=0.2， G=1960N (二)滚珠丝杠设计计算

1）计算作用在丝杠上的最大动负荷C

C?3LfmFm （4-28）

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其中L=60nt/106

1000V?L01000?2.0?613?133.3r/min

n?L?60nt/106?60?133.3?15000/106?119.97

因为一般fm?1.2～1.5，取fm=1.2 则C?3119.97?1.2?3233.2?19135N

由C查《机床设计手册》，选择丝杠的型号。选择滚珠丝杠的直径为32mm，型号为CDM3205-5-P3,其额定动载荷是19249N，强度足够用。 2）效率计算

根据《机械原理》的公式，计算丝杠螺母副的传动效率η 螺纹升角 ??arctanL0?2?51? （4-29） ?d0tan?tan2?51???0.945 可得????tan?????tan(2?51?10)因为工作台Y轴行程为300mm。则令l=450mm,滚珠丝杆螺母及轴承均进行预紧，预紧力为最大轴向负载荷的1/3。 3）刚度验算 丝杆的拉压变形量?1

滚珠丝杆截面积按丝杆螺纹的底径确定：

A??4?28.12?620.2mm2

工作负载Fm引起的导程L0的变化量?Lm可用下式计算：

?L0??FmL03233.2?5?4????1.27?10mm （4-30） 4EA20.6?10?620.2则丝杆的拉伸或压缩变形量?1：

?L01.27?10?4?1??l??450?1.14?10?2mm （4-31）

L0538

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由于两端均采用推力轴承，且丝杆又进行了预紧，故其拉压刚度可比一端固定的丝杆提高4倍。

?1???1??1.14?10?2?0.285?10?2mm

滚珠与螺纹滚道间的接触变形量?2：

该变形量与滚珠列、圈数有关，即与滚珠总数量有关，与滚珠丝杆的长度无关。当丝杆在工作时有预紧时，其接触变形量?2为：

1414?2?0.0013Fm3d0FyZ2??0.0013?3233.233.175?425.2?158.32?0.0060mm （4-32）

11（其中Fy为预紧力，Fy?Fmax??12756.7?4252

33Fmax?Coa/f?19125/1.5?12756.7 Z??Z?J?K??d0d??2.5?2?158.3）

因为丝杆加有预紧力，且预紧力为轴向最大负载的1/3，所以 ?2可减少一

???0.0060/2?0.0030mm 2半。因此实际变形量为

支承滚珠丝杆的轴承的轴向接触变形根据以上的计算，则总变形量为：

?3：

???1???2???3??0.00285?0.0030?0.0044?0.01025mm

三级精度丝杆允许的螺距误差为15μm/m，故刚度足够。因为滚珠丝杆两端都采用推力球轴承并预紧，因此不会产生失稳现象，故不需做稳定性校核。 (三)步进电机的选择

步进电机的选择必须保证步进电动机的输出转矩大于负载所需的转矩。其次应使步进电动机的步距角α与机械系统匹配，以得到机床所需的脉冲当量。第三电动机与机械系统的负载惯量及机床要求的启动频率相匹配，并有一定余量。 （1）负载转矩计算及最大静转矩选择

nmax?Vmax?b2000?0.75??417r/min （4-33） 360?p0.01?36039

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又有J??8.957Kg?cm2，则折算到电动机轴上的总加速力矩为：

Ma?J?2?nmax2??417 ?8.957??10?2?130.38N?cm （4-34）

60t60?0.03折算到电动机轴上的摩擦力矩：

Mf?Gf?L01960?0.2?0.5 ??38.99N?cm （4-35）

2??i2??0.8?1.0预紧力FYJ?4252，滚珠丝杆未预紧时的传动效率取?0?0.95，则附加摩擦力矩

M0?FYJL04252?0.52（4-36） (1??0)??(1?0.952)?41.24N?cm

2??i2??0.8?1.0则步进电动机快速空转启动力矩：

Mkq?Ma?Mf?M0?130.38?38.99?41.24?210.61N?cm （4-37）

对于工作方式为五相十拍得步进电动机最大静转矩：

Mjmax?Mkq?210.61?221.5N?cm?2.22N?m （4-38） 0.951?从相关资料查出130BF001型步进电动机最大静转矩为9.31N?m，大于所需快速空载启动力矩，可作为初选型号。 （2）校核步进电机的空载启动频率 步进电机的空载启动频率为：

fmax?1000Vmax1000?2.0??3333HZ （4-39）

60?60?0.01而130BF001型步进电动机最高空载启动频率为f=3000HZ,因而必须分三个阶段启动，每个阶段启动频率为fq?fmax/3?1111HZ，在0.25s内玩完成升速0.05s过渡，取VS?0.98m/min，则步进电动机运行频率fG为：

fG?1000VS1000?0.98??1633HZ （4-40） 60?60?0.01而步进电机允许的运行频率为16000HZ，因而满足要求。

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第五章 控制系统的设计

一．控制系统总体方案的拟定

机电一体化控制系统由硬件系统和软件系统两大部分组成。控制系统的控制对象主要包括各种机床,如车床、铣床、磨床等等。控制系统的基本组成如下图所示: 通信接口 软件 机 主运动驱动电路 图5-1 控制系统的基本组成

微 步进电机驱动电路 开关量控制电步进电机 主轴电动机 机 床 二．总控制系统硬件电路设计

（一）单片机的选用 1．8031芯片

8031芯片内部具有128字节数据存储器RAM，内部编址为00H～7FH,用作工作寄存器、堆栈、软件标志和数据缓冲器，CPU对内部RAM有丰富的操作指令，8031是一个无ROM的8051，单片的8031不能构成完整的计算机，必须接EPROM或ROM作为程序存储器，所以以外接了一片2764芯片。

P1.0P1.1P1.2P1.3P1.4P1.5P1.6P1.7RSTRXD/P3.0TXD/P3.1INT0/P3.2INT1/P3.3T0/P3.4T1/P3.5WR/P3.6RD/P3.7XTAL2XTAL1VSS12345678910111213141516171819204039383736353433323130292827262524232221VCCP0.0/AD0P0.1/AD1P0.2/AD2P0.3/AD3P0.4/AD4P0.5/AD5P0.6/AD6P0.7/AD7EA/VPPALE/PROGPSENP2.7/A15P2.6/A14P2.5/A13P2.4/A12P2.3/A11P2.2/A10P2.1/A9P2.0/A8803180518751图5-2 8031的引脚图

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a.电源及时钟引脚

此部分引脚包括电源引脚Vcc、Vss及时钟引脚XTAL1、XTAL2，电源引脚接入单片机的工作电源。Vcc：接+5V电源，Vss：接地。

时钟引脚：外接晶体时与片内的反相放大器构成一个振荡器，它提供单片机的时钟控制信号。时钟引脚也可外接晶体振荡器。

XTAL1：接外部晶体的一个引脚。在单片机内部，它是一个反相放大器的输入端。当采用外接晶体振荡器时，此引脚应接地。

XTAL2：接外部晶体的另一端，在单片机内部接至反相放大器的输出端。若采用外部振荡器时，该引脚接受振荡器的信号，即把信号直接接至内部时钟发生器的输入端。 b.控制引脚

它包括RST、ALE、PSEN、EA等。此类引脚提供控制信号，有些引脚具有复用功能。

RST/VPD：当振荡器运行时，在此引脚加上两个机器周期的高电平将使单片机复位（RST）。复位后应使此引脚电平为≤0.5V的低电平，以保证单片机正常工作。掉电期间，此引脚可接备用电源（VPD），以保持内部RAM中的数据不丢失。当Vcc下降到低于规定值，而VPD在其规定的电压范围内（（5±0.5）V）时，VPD就向内部RAM提供备用电源。

ALE/PROG：当单片机访问外部存贮器时，ALE（地址锁存允许）输出脉冲的下降沿用于锁存16位地址的低8位。即使不访问外部存贮器，ALE端仍有周期性正脉冲输出，其频率为振荡器频率的1/6。但是，每当访问外部数据存贮器时，在两个机器周期中ALE只出现一次，即丢失一个ALE脉冲。ALE端可以驱动8个TTL负载。

PSEN：此输出为单片机内访问外部程序存贮器的读选通信号。在从外部程序存贮器指令（或常数）期间，每个机器周期PSEN两次有效。但在此期间，每当访问外部数据存贮器时，这两次有效的PSEN信号不出现。PSEN同样可以驱动8个TTL负载。

EA/Vpp：当EA端保持高电平时，单片机访问的是内部程序存贮器，但当PC

值超过某值时，将自动转向执行外部程序存贮器内的程序。当EA端保持低电平时，则不管是否有内部程序存贮器而只访问外部程序存贮器。对8031来说，因其无内部程序存贮器，所以该引脚必须接地，即此时只能访问外部程序存贮器。 c.输入/输出引脚

输入/输出（I/O）口引脚包括P0口、P1口、P2口和P3口。

P0口（P0.0-P0.7）：为双向8为三态I/O口，当作为I/O口使用时，可直接连接外部I/O设备。它是地址总线低8位及数据总线分时复用口，可驱动8个TTL

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负载。一般作为扩展时地址/数据总线口使用。

P1口（P1.0-P1.7）：为8位准双向I/O口，它的每一位都可以分别定义为输入线或输出线（作为输入口时，锁存器必须置1），可驱动4个TTL负载。

P2口（P2.0-P2.7）：为8位准双向I/O口，当作为I/O口使用时，可直接连接外部I/O设备。它是与地址总线高8位复用，可驱动4个TTL负载，一般作为扩展时地址总线的高8位使用。

P3口（P3.0-P3.7）：为8位准双向I/O口，是双功能复用口，可驱动4个TTL负载。 2.MCS-51单片机的时钟电路 12时钟电路是计算机的心脏,它控制着计算机的工作节奏。MCS-51片内有一个反相放大器,XTAL1、XTAL2引脚分别为该反相放大器的输入端和输出端,该反相放大器与片外晶体或陶瓷谐振器一起构成了一个自激振荡器,产生的时钟送至单片机内部的各个部件。单片机的时钟产生方式有内部时钟方式和外部时钟方式两种,大D多单片机应用系统采用内部时钟方式。 最常用的内部时钟方式采用外接晶体和电容组成的并联谐振回路,不论是HMOS还是CHMOS型单片机,其并联谐振回路及参数相同。如下图所示: XTAL2MCS-51XTAL1内时钟方式的时钟电路 图部5-3 内部时钟方式的时钟电路C 3.MCS-51单片机的复位电路 计算机在启动运行时都需要复位,使中央处理器CPU和系统中的其他部件都处于一个确定的初始状态,并从这个状态开始工作。 单片机的复位都是靠外部电路实现的,MCS-51单片机有一个复位引脚RST,高电平有效.它是施密特触发输入,当振荡器起振后,该引脚上出现两个机器周期(即24个时钟周期)以上的高电平,使器件复位,只要RST保持高电平,MCS-51便保持复位状态。MCS-51单片机通常采用上电自动复位和按钮复位两种方式。通常因为系统运动等的需要,常常需要人工按钮复位,如下图所示: B43

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