【正文】 導思想！查相關數控機床資料和數控機床的市場調查，選擇確定合理的機床結構很重要。傳統(tǒng)的數控機床結構包括立式、臥式兩大類。立式機床的主軸定位多數是相同的，它的優(yōu)點在于：機床小巧、占地空間小、經濟實惠。適合于工作單一加工工件較小及加工尺寸小的場合。而臥式數控機床的主軸結構及主軸箱布局可為單面懸掛主軸箱和主軸箱位于立柱對面內。后者的優(yōu)點在于：主軸箱的自重不會使立柱產生彎曲變形，相同的切削力所引起的立柱的彎曲和扭轉變形均大為減小。這樣就相當于提高了機床的剛度。故要是采用對數控機床結構設計成為臥式結構的話就應該選用主軸箱位于立柱內的布局形式。然而一般的臥式數控機床的加工尺寸都很大，對于我們要設計的機床加工零件的尺寸是很小的：僅為最大加工為Φ10mm的孔。從經濟的角度上來說：我們設計的機床采用立式的結構更為節(jié)省空間，節(jié)省材料。同時機床看上去更為小巧，然而完全可以達到要求加工范圍的要求。包括此類機床的其它特點都很滿足我們要設計機床的要求。所以，我們通過對數控機床結構的了解和認識我們認為：對于我們即將設計的機床，采用立式的結構是完全可行的。方案的確定結果是：數控多工位立式鉆床。第三章 機械傳動部件設計由于電機工作時，其負載阻力有切削力、摩察阻力、慣性力，只有克服這些阻力，才能正常啟動及運行。因此要對進給系統(tǒng)進行必要的設計及計算。. 切削力的計算、 要求加工的最大孔為d0=10mm,刀具為高速鋼麻花鉆（以磨損）。工件材料為45井鋼（бb=）；灰鑄鐵190HBS。加工精度為：IT8∽IT10級以下孔初加工。、 確定切削力和扭矩：、 計算：（1）、當工件材料為 45井鋼時，根據以知條件查《機械加工工藝手冊》：∽。、扭矩及軸向力可選取進給量的兩極限值f=∽,對應的它們的切削速度為V=∽,則由得 鉆頭或工件的轉速 由《金屬切削刀具》計算鉆頭軸向力F和扭矩T的經驗公式及表31麻花鉆軸向力和扭矩表達式中的系數、指數及修正系數可知： （1） （2） （3）其中對于鋼бb= CF= XF= YF= CM= XM= YM= KF=KFmKFw KM=KMmKMw對于已磨損鉆頭KMw=1 KFw=1工件材料KMm=KFm= =則最小進給量f=F1=101=T1=1021=PM1=2103=最大進給量f=F2=101=T2=1021=PM2=2103=（2） 當工件材料為 灰鑄鐵HB190時，根據以知條件查《機械加工工藝手冊》：∽。、扭矩及軸向力可迭取進給量的兩極限值f=∽，對應的它們的切削速度為V=∽,則由得 鉆頭或工件的轉速 由《金屬切削刀具》計算鉆頭軸向力F和扭矩T的經驗公式及表31麻花鉆軸向力和扭矩表達式中的系數、指數及修正系數可知： （1） （2） （3）其中對于灰鑄鐵 CF= XF= YF= CM= XM= YM= KF=KFmKFw KM=KMmKMw對于已磨損鉆頭KMw=1 KFw=1工件材料KMm=KFm=（HB/190）=1則最小進給量f=F3=1011=T3=10211=PM3=2103=最大進給量f=F4=1011=T4=10211=PM4=2103=由此可得鉆頭的最大轉矩Tmax= 最大轉矩Fmax= 最大切削功率PMmax=則鉆頭主軸所需要的功率為：P1= PMmax/η總 其中η總=η花鍵軸η軸承深溝球軸承η= （取3個）角接觸推力軸承η= （取2個）花鍵軸η=∽ 由《金屬切削機床》查得：η總=η花鍵軸η軸承==則P1=對于主軸電機的選擇，查《機械產品目錄》，對于中小功率的電機，，故必須采用齒輪組進行減速以提供大的轉矩達到符合相應電機的額定轉矩。在數控機床多工位鉆床的設計過程中，要求數控機床能夠進行多級變速。在這種情況下，我們正好可以采用一個變速器來解決。無級變速器就是能使主軸達到相應轉矩和使主軸傳遞的轉矩符合要求。同時，根據主軸特點設計鉆床主軸的特點是主軸在軸向方向上有移動，就是說上端的花鍵軸外面必須套有內花鍵的齒輪或其它才能將電動機的運動傳遞給主軸，使主軸轉動。在本次設計中我們就選用花鍵的齒輪作為傳動件，把電機的轉動傳給主軸，則從主軸來的傳動方式為：主軸（花鍵軸）——內花鍵齒輪——嚙合齒輪（一組或多組）——聯軸器——無級變速器——主軸電動機. 主軸齒輪傳動方案確定：． 設定齒輪傳動方案．1． 如圖2所示：軸Ⅰ為機床主軸，設計為齒輪花鍵軸。由前面知齒輪花鍵軸的功率為P1圖 主軸傳動示意圖即軸Ⅰ PⅠ= P1=軸Ⅱ PⅡ= PⅠ/η齒輪= （取η齒輪=，精度等級為8級）則主軸電機輸出功率P2P2= PⅠ/η聯軸器=根據《機械產品目錄》選擇電機可用YCP8022。而前者略小于最大輸出功率，而加一個無級變速器相對于電機來說其傳遞功率也不會消耗太多，粗略估算則選用后者YCP90S2，額定電壓為380V，轉速為2840r/min。選擇了電動機就可根據所選擇電動機確定相應的無級變速器。根據電動機功率和轉矩及主軸所必須達到的最小轉矩，可確定變速器，查《機械設計手冊》第四卷可選擇的無級變速器為：HZXD1500L。根據無級變速器的相關數據和主軸所需要的相關數據，無級變速器提供的轉矩已經可以達到主軸要求的轉矩，同時轉速也能達到要求。故在接下來設計的齒輪組中，主要達到的目的為將電動機的轉動傳遞給主軸使主軸完成轉動，并不影響軸向的進給運動。對于齒輪組的設計就是要完成傳動。為了設計需要，可以僅設計一組齒輪即可。又因為轉矩完全達到要求，轉矩要求的差又不是太大，從對主軸箱結構設計入手（對主軸箱的總體布局和結構合理、比例合適），可將這對齒輪設計成一組惰輪，即不改變變速器傳遞出來的轉矩和轉速，僅將轉動傳給主軸，達到了設計要求和目的。． 設計齒輪在齒輪設計中，,切削速度nI=631r/min。首先小齒輪（主動齒輪）用40Cr，調質處理，硬度241HB∽286HB，平均取為260HB，大齒輪（從動齒輪）用45鋼，調質處理，硬度229HB∽286HB，平均取為240HB。計算如下：關于主軸傳動中的第一組齒輪齒面接觸疲勞強度計算（1）初步計算：轉矩:TII= =5490Nmm齒寬系數:φd （該節(jié)中所指的表均指《機械設計》一書中的表） 取φd＝接觸疲勞極限：σHlim σHlim1=710MPa σHlim2=580MPa初步計算的許用接觸硬力:[σH1]==710=639MPa，取Ad＝85初步計算的小齒輪直徑：d1≥=(其中u=I=1, T=5490Nmm)取d1＝90mm 初取齒寬：b=φbd1=190=90mm（2）校核計算：圓周速度: 精度等級： 齒數Z和模數m:取齒數Z1=60,Z2=iZ1=160=60= 則 Z2= iZ1=60使用系數KA:＝ 動載系數K V:＝ 齒間載荷分配系數KHα:： 端面重合度： （） 重合度系數:Zε== () 由此得： 齒間載荷分布系數KHβ: （非對稱支撐） 載荷系數：K=KAKVKHαKHβ==＝ 節(jié)點區(qū)域系數ZH:＝ 接觸最小安全系數SHmin:＝ 總工作時間：th=10300820%=4800h 應力循環(huán)次數NL:：107NL109 則指數：m= NL1=NV1=60γithi(Ti/Tmax) =6016314800(++ ) =107 原估計應力循環(huán)次數正確。 接觸壽命系數ZN:ZN1= ZN2=許用接觸應力[бH]： 驗算：бH=ZEZHZε ＝ ＝計算結果表明,接觸疲勞強度較為適合，齒輪齒寸無需調整。（3）確定傳動主要尺寸：實際分度圓直徑d,因模數取標準值時，齒數并未調整，故分度圓直徑不會改變，即：d1=mZ1=90mm d2=mZ2=90mm 中心距 齒寬b=φbd1=90mm（4）齒根彎曲疲勞強度驗算：重合度系數Yε：齒間載荷分配系數KFɑ: 齒向載荷分布系數KFβ: KFɑ=載荷系數K:K=KA KVKFαKFβ==齒形系數YFɑ: YF1= YF2=應力修正系數YSa: = Ysa2=彎曲疲勞極限σFlim:σFlim1=60MPa σFlim2=450Mpa彎曲最小安全系數SFmin: SFmin＝應力循環(huán)次數NL:，估計3106NL1010則指數m= NL1= NV= =6016314800(++ ) =107原估計應力循環(huán)次數正確。彎曲壽命系數YN: YN1＝ YN2＝尺寸系數YX: YX＝ 許用彎曲應力[σF]: 驗算： 傳動無過載，故不作靜強度校核。. 主軸結構設計及計算主軸材料45鋼，調質到HB220～250左右． 軸的確定：軸的最小直徑 由《機械設計》：45鋼[τT]=35Mpa取軸最小直徑20mm。根據最小軸徑確定各階軸徑。主軸如圖3所示：、 軸上軸承和花鍵的確定：、 在所在主軸上使用的軸承選擇如下：圖主軸結構圖選用深溝球軸承和推力球軸承：a處有：6206 d=30 D=62 B=16 51206 d=30 D=52 B=16b處有：6206 d=30 D=62 B=16 (兩個) 51206 d=30 D=52 B=16則a段取長設計為35，b段取長設計為50。、 花鍵軸上花鍵的選擇定型為：由《機床設計手冊》，根據軸的最小徑可取花鍵為：Z—DdB=4—22198，dmin=， C=， r=由《機械設計》：動聯接過程T=KZhl′rm[P]花鍵選用矩形花鍵，外徑定心，其定心精度高，表面硬度高于40HRc 工作條件中等，齒面經過熱處理。[P]=5～15Mpa 取[P]= 15Mpa選擇齒的接觸長度l′即為Z4齒的齒寬l′=b4=30mm 取載荷不均勻系數K=則T（動聯接）=410310315106=Tmax=則花鍵軸能夠達到所需傳遞的轉矩。對于花鍵軸傳遞轉矩轉動中產生的摩擦力為F花：取μ=F花=181。f=5338=而 則軸所受軸向力：F合= F花+ Fmax =+=3304N則軸向方向齒條受力F合K=F合=3635N（K=）、 軸向進給設計： 在主軸外設計一套筒：設長為80mm的齒條由齒輪帶動。先設計用一級減速接步進電機使主軸進給。如圖4所示：圖主軸進給圖示由《機電一體化課程設計指導書》：I=αt0/3600δ其中α—步距角（deg） δ—脈沖當量（） t0—齒距（t0=Лm）根據《機電一體化課程設計指導書》選步進電機 取α= m= 取α=取I=（α=）可?。篫1=20 Z2=64 m= b=20mm α=200df1=mZ1=25mm df2=mZ2=80mm de1=28 de2=83齒輪設計成直齒圓柱齒輪，齒輪材料為45鋼，則大小齒輪轉動慣量分別為：根據《機電一體化課程設計指導書》表1，預選步進電機為200BF001，查得電機轉子軸的轉動慣量為：折算到電動機軸上的轉動慣量：等效負載轉矩Tm的計算：取V=2m/min Tm=（F軸+F摩）V主軸進給/2Πnm 、 起動慣量矩的計算：以最不利條件下的快速起動計算，設起動加速度或制動減速度的時間△t=，由于步進電機的角速度則： T慣=則J∑=Tm+T慣=+=、 步進電機的匹配選擇： 如考慮機械傳動系統(tǒng)的效率為n，安全數值為K，則此時負載總轉矩為： 由預選的步進電機型號200BF001，五相十步，%Step，其最大靜轉矩Tymax=，為保證正常的起動和停止，步進電機的起動轉矩Tg必須大于或等于TΣˊ，由表可知Tg/Tymax的比值，取Tg/Tymax=，則Tg==故選擇合適。. 縱向進給運動的分析及計算、 縱向進給負載分析及計算、 摩擦阻力：摩擦阻力應等于正壓力乘以摩擦系數。正壓力應包括軸向力F=1175N及工作臺加縱向軌道之重力，設工作臺重量為400Kg，縱向軌道重量為400Kg.=[（400+400）10＋1175]= 、 等效轉動慣量計算:根據要求粗選：α= to=5 δ=∴∴可取 =25 , =52 m= b=25mm