【文章內(nèi)容簡介】 T2=Fyzr2則扭矩圖為：4）、作出總的彎矩圖由以上求得的在xz、yz平面的彎矩圖，根據(jù)M=可得總的彎矩圖為：5）、作出計算彎矩圖根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖，則可由公式Mca=求出計算彎矩，其中α是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產(chǎn)生應(yīng)力的循環(huán)特性差異的系數(shù)，因通常由彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力是對稱循環(huán)的變應(yīng)力，而扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力則常常不是對稱循環(huán)的變應(yīng)力，故在求計算彎矩時，必須計及這種循環(huán)特性差異的影響。即當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時，取α≈；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，取α≈；若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力也為對稱循環(huán)變應(yīng)力時，則取α=1。應(yīng)本次設(shè)計中扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力，所以取α≈，則計算彎矩圖為：6）、校核軸的強度 選擇軸的材料為45鋼，并經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。由機械設(shè)計手冊查得其許用彎曲應(yīng)力為60MP，由計算彎矩圖可知，該軸的危險截面在F1的作用點上，由于該作用點上安裝滑移齒輪，開有花鍵，由機械設(shè)計可查得其截面的慣性矩為：W= [πd4+（Dd）（D+d）2zb]/32D其中z為花鍵的數(shù)目，在本次設(shè)計中，z=6，D=30mm，d=26mm， b=4mm所以其截面的慣性矩為W= 根據(jù)標準直齒圓柱齒輪受力計算公式可得圓周力與徑向力：Ft=2T1/d1 Fr=Fttgα其中T1為小齒輪傳遞的扭矩，Nmm；α為嚙合角，對標準齒輪，取α=20；而Ft與Fr分別對應(yīng)與xz平面及yz平面的力。各段軸的長度可從2號A0圖中得出，則根據(jù)前面的公式可得出該軸危險截面的計算彎矩為：Mca=m，則該軸危險截面所受的彎曲應(yīng)力為：δca=≈≤60MP，所以該軸的強度滿足要求。（2）、主軸的剛度校核 1）、主軸材料的選擇 考慮到主軸的剛度幾強度，選擇主軸的材料為40Cr，并經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理； 2）、主軸結(jié)構(gòu)的確定主軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)根據(jù)主軸上應(yīng)安裝的組件以及在主軸箱里的具體布置來確定，主軸的具體結(jié)構(gòu)已在零件圖上表達清楚，其圖號為6，在此不在繪出。3）、主軸的剛度驗算 ①軸的變形和允許值軸上裝齒輪和軸承處的繞度和傾角（y和）應(yīng)該小于彎曲變形的許用值即y 軸的類型（mm）變形部位（rad）一般傳動軸~裝向心軸承處剛度的要求較高裝齒輪處安裝齒輪軸（~）m裝單列圓錐滾子軸承L表跨距，m表模數(shù)①軸的變形計算公式計算軸本身彎曲變形產(chǎn)生的繞度y及傾角時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁。按材料力學(xué)相關(guān)公式計算，主軸的直徑相差不大且計算精度要求不高的時候，可把軸看作等徑軸，采用平均直d來計算，計算花鍵時同樣選擇用平均直徑圓軸： 慣性矩： 矩形花鍵軸： 慣性矩： ①軸的分解和變形合成 對于復(fù)雜受力的變形，先將受力分解為三個垂直面上的分力，應(yīng)用彎曲變形公式求出所求截面的兩個垂直平面的。然后進行疊加，在同以平面內(nèi)的可進行代數(shù)疊加，在兩平面內(nèi)的按幾何公式，求出該截面的總繞度和總傾角危險工作面的判斷驗算剛度時應(yīng)選擇最危險的工作條件進行，一般時軸的計算轉(zhuǎn)速低傳動齒輪的直徑小，且位于軸的中央時，軸受力將使總變形劇烈，如對：二、三種工作條件難以判斷那一種最危險，就分別進行計算，找到最大彎曲變形值提高軸剛度的一些措施加大軸的直徑，適當減少軸的跨度或增加第三支承，重新安排齒輪在軸上的位置改變軸的布置方位等。軸的校核計算 軸的計算簡圖在xz平面內(nèi)：同理可得在yz平面內(nèi)的受力圖，在此不在畫出。主軸的傳動功率：P主==主軸轉(zhuǎn)矩：=156900Nmm支點上的力：根據(jù)彎矩平衡： 求得：RHE=根據(jù)力得平衡：則彎矩圖為：2）垂直平面得彎矩圖：==根據(jù)平面內(nèi)得彎矩平衡有：再根據(jù)力得平衡： R 則可得B、C點得彎矩圖：在B點和C 點為最危險截面，要滿足要求，B、C點滿足即可，在B、C截面得彎矩為：=㎜= N㎜扭矩圖為：經(jīng)分析可知B所在得位置為最危險截面，只要B滿足條件即可，則剛度滿足。計算彎矩 = N㎜軸得抗彎截面系數(shù)為：故滿足第三強度理論剛度驗算：在水平面內(nèi)，單獨作用時： = =其中I==2747500在單獨作用下： = =在兩力得共同作用下：在垂直面內(nèi)有在單獨作用時 = =其中I==2747500在單獨作用下： = =在兩力得共同作用下：故在共同作用下，x處為危險截面，其最大繞度為而一般的剛度 =~故符合剛度要求，其轉(zhuǎn)角就不驗算了。B）下面校核由Ⅴ傳到主軸時的強度，剛度，校核，主軸的傳動功率：P主==主軸轉(zhuǎn)矩：T主==143188Nmm支點上的力：根據(jù)彎矩平衡： 求得：RHE=根據(jù)力得平衡：2）垂直平面得彎矩：== N根據(jù)平面內(nèi)得彎矩平衡有：再根據(jù)力得平衡： R則可得B、C點得彎矩圖：在B點和C 點為最危險截面，要滿足要求，B、C點滿足即可，在B、C截面得彎矩為：=㎜= N㎜扭矩圖為：經(jīng)分析可知B所在得位置為最危險截面，只要B滿足條件即可，則剛度滿足。計算彎矩 =942100 N㎜軸得抗彎截面系數(shù)為：=故滿足第三強度理論剛度驗算：在水平面內(nèi)，單獨作用時： = =其中I==2747500在單獨作用下： = =在兩力得共同作用下：在垂直面內(nèi)有在單獨作用時 = =其中I==2747500在單獨作用下： = =在兩力得共同作用下：故在共同作用下，x處為危險截面，其最大繞度為而一般的剛度 =~故符合剛度要求，其轉(zhuǎn)角就不驗算了。三、進給系統(tǒng)的設(shè)計計算CJC61312數(shù)控技術(shù)參數(shù)最大工作直徑（mm）最大工作長度（mm）溜板及刀架重量（N）刀架快移速度（m/min）床身上床鞍上縱向橫向縱向橫向320160750800600最大進給速度（m/min）定位精度（mm）主電動機功率（Kw）起動加速時間（ms）滾珠絲桿導(dǎo)程（mm）縱向橫向縱向橫向縱向橫向3055（一）、縱向進給系統(tǒng)的設(shè)計計算 工作臺重量： =800N時間常數(shù)： T= 25ms 滾珠絲杠基本導(dǎo)程： =5mm 快速進給速度： =2m/min 切削力計算 由《機床設(shè)計手冊》可知，切向銑削力 式中：P—主電機功率，6132型車床 =4KW； —主傳動系統(tǒng)傳動效率，～，取=； k—主軸系統(tǒng)功率系數(shù)，取k= =103==切削功率應(yīng)按在各種加工情況下經(jīng)常遇到的最大切削力（或扭矩）和最大切削速度（或轉(zhuǎn)速）來計算，即 式中 ——主切削力（N）； V——切削速度（m/min） T——切削轉(zhuǎn)矩（N/min）。 N ——主軸轉(zhuǎn)速（r/min）。設(shè)按最大切削速度來計算，取v= 100m/min 則： 滾珠絲杠設(shè)計計算 滾珠絲杠副已經(jīng)標準化，因此，滾珠絲杠副的設(shè)計歸結(jié)為滾珠絲杠副型號的選擇1）計算作用在絲杠上的最大動負荷 首先根據(jù)切削力和運動部件的重量引起的進給抗力，計算出絲杠的軸向載荷，再根據(jù)要求的壽命值計算出絲杠副應(yīng)能承受的最大動載荷=式中——運轉(zhuǎn)狀態(tài)系數(shù)，～，～；——滾珠絲杠工作載荷（N）；——精度系數(shù)，當絲杠精度為1～3級時，f a=1，為7級時，f a=；——工作壽命，單位為10r，可按下式計算 =式中 ——滾珠絲杠的轉(zhuǎn)速（r/min）； ——使用壽命時間（h），數(shù)控機床取15000h。工作負載的數(shù)值可用《機床設(shè)計手冊》中的實驗公式計算，對于燕尾導(dǎo)軌=+ (+2+)式中 ，——切削分力；——移動部件的重量；——考慮顛覆力矩影響的系數(shù)，=；——導(dǎo)軌上的摩擦系數(shù)，=。則 =＋（＋2＋500）=其中為最大切削力條件下的進給速度（），可取最高進給速度的～；為絲杠基本導(dǎo)程（），計算時，可初選一數(shù)值，等剛度驗算后再確定；則 247。8＝25為額定使用壽命（），可?。?5000h。則 ＝＝根據(jù)工作負載、壽命，計算出滾珠絲杠副承受的最大動負載，?。剑?=＝＝ 由查《機床設(shè)計手冊》，選擇絲杠的型號。選擇滾珠絲杠的直徑為60mm，,其額定動載荷是29950N，強度足夠用。2） 效率計算 根據(jù)《機械原理》的公式，絲杠螺母副的傳動效率為 ＝式中 ——螺紋的螺旋升角，該絲杠為2176。19′； ——摩擦角約等于10′。則 ＝ 3） 剛度驗算 滾珠絲杠工作時受軸向力和扭矩的作用，它將引起導(dǎo)程發(fā)生變化，因滾珠絲杠受扭時引起的導(dǎo)程變化量很小，可忽略不計，故工作負載引起的導(dǎo)程變化量 式中 ——彈性模數(shù)，對鋼，； ——滾珠絲杠截面積（）（按絲杠螺紋底徑確定）＝ “＋”用于拉伸時，“－”用于壓縮時。則 絲杠1m長度上導(dǎo)程變形總誤差△4）、壓桿穩(wěn)定的校核滾珠絲桿通常屬于受軸向力的細長桿，若軸向力工作負荷過大，將使絲桿失去穩(wěn)定而產(chǎn)生縱向屈曲，即失穩(wěn)。失穩(wěn)時的臨界載荷為 = 2 EI/L2(N)式中： E為絲桿的彈性模量，對于鋼，E=，I為截面慣性矩，I=d14/64，(d1為絲桿底徑),L為絲桿最大工作長度，為絲桿支承方式系數(shù).所以 I=（）4/64=對于兩端簡支的情況 =因此 ==臨界載荷與絲桿工作載荷之比稱為穩(wěn)定性安全系數(shù)，如果大于許用穩(wěn)定性安全系數(shù)[]，則該滾珠絲桿不會失穩(wěn)。一般取[]=,考慮到絲桿自重對水平滾珠絲桿的影響可取[]4。所以 =因此 壓桿穩(wěn)定。3級精度絲杠允許的螺距誤差為15，故剛度足夠。（3）確定齒輪傳動比 根據(jù)系統(tǒng)的脈沖當量，選步進電機的步距角則 ?。?）步進電機的選擇 1） 負載轉(zhuǎn)動慣量估算 折算到步進電機軸上的轉(zhuǎn)動慣量可按下式估算 式中 ——折算到電機軸上的轉(zhuǎn)動慣量（）； ——分別為齒輪的轉(zhuǎn)動慣量（）； ——絲杠的轉(zhuǎn)動慣量（）。 對材料為鋼的圓柱形零件，其轉(zhuǎn)動慣量可按下式估算： 式中 ——圓柱零件的直徑（）。 ——零件軸向長度（）。 所以 總慣量 2）、轉(zhuǎn)矩計算及最大靜矩選擇 根據(jù)能量守恒原理，電機等效負載轉(zhuǎn)矩 =若不考慮起動時運動部件慣性的影響，則起動轉(zhuǎn)矩 =/，則 =對于工作方式為五相十拍的步進電機=/=因數(shù)控機床對動態(tài)性能要求較高，確定電機最大轉(zhuǎn)矩時應(yīng)滿足快速空載起動時所需轉(zhuǎn)矩T的要求 式中快速空載起動時產(chǎn)生最大加速度所需的轉(zhuǎn)矩()克服摩擦所需的轉(zhuǎn)矩()由于絲桿預(yù)緊所引起，折算到電機軸上的附加轉(zhuǎn)矩()當工作臺快速移動時，電機的轉(zhuǎn)速 由動力學(xué)知 式中角加速度，=n/30T = =式中 0絲桿未加預(yù)緊時的效率，0 =F0—預(yù)加載荷，一般為最大軸向載荷的1/3，即/3 =()/=++=3）、步進電機的最高頻率10002/=根據(jù)以上計算，綜合考慮，查表選用130BF003型電機。其安裝尺寸及相關(guān)參數(shù)可由手冊中直接查出，此處不再一一列出。（二）、橫向進給系統(tǒng)的設(shè)計計算滾珠絲杠螺母副的選擇計算（1）、最大工作載荷的計算滾珠絲杠上的工作載荷是指滾珠絲杠副在驅(qū)動工作臺是滾珠絲杠所承受的軸向力，也叫作進給牽引力。它包括滾珠絲杠的走刀抗力及與移動體重力和作用在導(dǎo)軌上的其他切削分力相關(guān)的摩檫力。據(jù)機床加工的特點，當銑削槽時，工作載荷最大，由于銑削時，工作載荷既包括銑削時沿著絲杠軸的方向的力（即軸向力），也包括工作臺及工件的重量（即垂直絲杠軸方向的力），由于銑削時的軸向