數(shù)控機床傳動與進給機構(gòu)設(shè)計概述(編輯修改稿)
2025-07-14 15:56 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 該孔與前支承軸承的同軸度為3至5微米，采用7：24錐孔的原因是在安裝刀具是易定位且不自鎖。 采用滾動軸承的主軸組件 支承方式的選擇在設(shè)計主軸支承方式時，主要根據(jù)經(jīng)驗設(shè)計，如今大部分數(shù)控銑床主軸支承均采用角接觸球軸承，具有很好的固定作用，但滾子與滾道的接觸方式為點接觸式，其剛度較低，承載能力太小，為了克服這些缺點，可以使用雙列背對背安裝并預(yù)緊，本次設(shè)計中，機床主軸軸承選用7212AC/P4,其尺寸大小為：60mm110mm22mm，本次設(shè)計時，角接觸球軸承采用4級精度，能夠滿足要求的工作精和運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性，查閱參考文獻[1]表4116得,軸承與軸的配合采用h4（預(yù)緊），查表4117得：軸承與外殼孔的配合公差帶型號為H5. 軸承間隙的調(diào)整與預(yù)緊 軸承預(yù)緊能有效地提升軸承的工作性能，在軸承上添加一個適當?shù)念A(yù)緊力，可以使?jié)L子與滾道之間的接觸面積增加，增加了結(jié)構(gòu)的剛度，預(yù)緊力也不能過大，過大時使兩者之間的接觸壓力過大，運動過程中發(fā)熱量增大，使壽命降低，采用下圖所示方法預(yù)緊時，適當大小的預(yù)緊力應(yīng)為軸向負荷的四分之一。 軸承的預(yù)緊 主軸尺寸設(shè)計主軸的主要參數(shù)包括以下幾個部分：（1） 主軸直徑主軸直徑會對主軸剛度和主傳動系統(tǒng)的整體大小產(chǎn)生一定影響，加大主軸直徑會使公差值增大，主軸的精度就會降低，故在設(shè)計主軸的尺寸大小時，只能根據(jù)經(jīng)驗和相關(guān)資料來確定主軸直徑，一般而言，前軸頸直徑大于后軸頸直徑，且為其（～）倍。查閱參考文獻[2]，選取前軸頸直徑D1=65mm，后軸頸直徑D2=50mm。（2） 主軸內(nèi)孔直徑的確定在保證主軸剛度的前提下，應(yīng)使主軸內(nèi)孔直徑盡量取大，根據(jù)經(jīng)驗設(shè)計，孔徑應(yīng)為直徑的二分之一，故孔徑大小為25mm。（3） 主軸懸伸量a的確定主軸的前懸伸量不能過大，也不能過小，過大時，會使主軸剛度和穩(wěn)定性降低，容易發(fā)生撓動，而為了保證主軸前端到工作臺的距離，前懸伸量也不能太小，主軸懸伸量可按下表選取。 主軸懸伸量與前端軸頸之比 機床和主軸的類型 a/ D1 通用機床和精密機床 ～中等長度銑床 ～加工孔等結(jié)構(gòu)的機床，需要較長的加工刀桿 ，則主軸懸伸量為a=60=70mm.（4） 主軸支承跨距L的確定主軸支承跨距可按如下經(jīng)驗公式計算： 式中 D——主軸外徑（mm） d——主軸內(nèi)徑（mm） K——500N/μm。通常而言，L=（2～3）a，故L可取210mm。 主軸前軸頸直徑為65mm，后軸頸直徑為50mm，在計算主軸的剛度時，可將其近似認為為一個等直徑長軸，軸徑為前后軸頸直徑的平均值。 d=（65+50）/2=切削工件時，主軸前端會受到工件的反作用力，如圖，則撓度為： 式中 F——外載荷（N）； a——前懸伸（mm）； L——跨距（mm）； E——彈性模量，鋼的E=2（MPa)； I——截面慣性矩，I=()()； d——主軸外徑（mm）； di——主軸孔徑（mm）。將E、I代入式中可得： 孔的直徑相對與軸的直徑而言較小，在計算時為了簡化計算過程，孔的影響可以忽略： 彎曲剛度 ： 同理可簡化為 ： 軸承潤滑和主軸密封對軸承進行潤滑可有效地提升軸承的工作性能，減小發(fā)熱量，使磨損量降低，延長軸承的使用壽命，在現(xiàn)代的數(shù)控機床系統(tǒng)中，常用的潤滑方式有油潤滑和脂潤滑，這兩種潤滑方式各有優(yōu)缺點，油潤滑通常應(yīng)用于告訴旋轉(zhuǎn)主軸中，使用方便，更換簡單，與其相比，采用脂潤滑時，潤滑脂更換更加困難，但更換一次后即可以使用很長時間，維護費用低，溫度上升也較慢，因此在本次設(shè)計中，采用脂潤滑方式。在機床工作時，會產(chǎn)生很多的切削和粉塵，這些雜質(zhì)很容易進入到潤滑脂中，使?jié)櫥Ч档?，同時也會對零件表面造成磨損，故必須對主軸進行密封，脂潤滑的主軸組件多用不接觸的曲路密封，如圖： 主軸的密封設(shè)計主傳動系統(tǒng)的整體思路就是設(shè)計無級變速機構(gòu)和有級變速機構(gòu)，無級變速機構(gòu)主要是主軸電機自帶的調(diào)速性能，有級變速機構(gòu)主要是變速齒輪箱，交流主軸變頻電機主電機的參數(shù)已知，故本章更加側(cè)重于主傳動系統(tǒng)的有級調(diào)速設(shè)計，在此過程中，先確定了調(diào)速級數(shù)，然后根據(jù)等比原則確定了傳動公比，根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，確定了傳動齒輪齒數(shù)。機床主傳動系統(tǒng)的主要零件是機床主軸和支承軸承，主軸對機床的工作性能有極大的影響，機床主軸前軸頸直徑只能根據(jù)經(jīng)驗查閱相關(guān)資料確定，確定原則就是機床主軸要求的回轉(zhuǎn)精度，剛度，穩(wěn)定性等要求，確定前軸頸直徑后，便根據(jù)結(jié)構(gòu)要求，使主軸尺寸遞減，得到其他各部分主軸直徑，主軸剛度驗算則采用了簡化方法，將主軸視為一根等直徑長軸，采用理論計算方法驗算其剛度滿足要求。背對背安裝的角接觸球軸承大量用于現(xiàn)代數(shù)控機床主軸支承，是比較成功的設(shè)計先列，本次設(shè)計中，借鑒該種方法，同樣采用角接觸球軸承支承主軸，求得主軸直徑后，可以確定軸承的具體型號。3 進給傳動系統(tǒng)設(shè)計（1） 主軸的計算轉(zhuǎn)速屬于已知參數(shù)，其大小為500r/min，采用125mm銑刀強力銑削可得主切削力Fz，銑刀的切削速度為： ，F(xiàn)z計算如下：（2） 切削分力的計算查閱參考文獻[3]表21可得： 式中：F1——縱向切削分力； Fv——垂向切削分力； Fc——橫向切削分力。切削時，工件固定在工作臺上，工作臺會受到一定的作用力，工作臺尤在導軌上移動，此時導軌摩擦力大小為：式中：μ——摩擦系數(shù)，μ=； W——工作臺自重和負載，W=（210+300）=4998N。 fg——鑲條緊固力（N）,查[3]表23得：fg=1500N.不切削時，摩擦力Fμ0計算如下：（3）查閱參考文獻[3]式（210a）得，進給牽引力為： 矩形導軌結(jié)構(gòu)簡單，使用維護方便，能承受較大載荷，能較好地滿足工藝要求，本次設(shè)計中，導軌選用矩形導軌，工作臺運動過程中，會與導軌產(chǎn)生摩擦，這對工作臺的平穩(wěn)運行十分不利，為此，在導軌和工作臺之間加上一層用特殊材料制成的軟帶可以顯著提高工作臺的工作性能，防止出現(xiàn)爬行現(xiàn)象，貼塑導軌具有良好的工作性能，但它與矩形導軌相互配合時，在磨損后不能自動補償間隙，當磨損量過大，使間隙過大時，會使工作太的運動失去準確性，難以定位，故需要對導軌間隙進行調(diào)整，如下圖所示，才用修復(fù)刮研式方法調(diào)整間隙，當間隙過大時，可以刮研左邊平面，當間隙過小時，可以刮研右邊平面。 導軌 滾珠絲杠與支承軸承伺服電機的最高轉(zhuǎn)速是1500r/min，工作臺的最高移動速度為5000mm/min，故絲杠基本導程為： 絲杠的最低轉(zhuǎn)速為：則絲杠的平均轉(zhuǎn)速為：絲杠的平均載荷為：絲杠的額定動載荷為：滾珠絲杠的最大軸向變形量可按如下方法計算：最大軸向變形量取最小值σmax=絲杠螺母到支承的最大距離計算如下：估算最小
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