【正文】 1 9 14 0 3V1rV2 ????? FFF 計算軸的彎矩： 水平面彎矩： mmN829501585252H1H ?????? LFM 垂直面彎矩： mmN3 0 1 7 8mmN1 5 81 9 12V1V1 ??????? LFM mmN3 0 1 7 8V1V2 ??? MM 16 合成彎矩： mmN8 8 2 6 93 0 1 7 88 2 9 5 0 22V12H21 ?????? MMM mmN8 8 2 6 912 ??? MM 計算并畫當量彎矩： 轉矩按脈動循環(huán)變化計算，?。? ?? mmN1 0 0 8 4 81 6 8 0 8 ????T? mmN8 8 2 6 91e1 ??? MM 3 4 0 2 1mmN1 0 0 8 4 88 8 2 6 9)( 22222e2 ??????? TMM ? 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩的截面的強度。根據(jù) mm70?d ，由 《機械設計課程設計手冊》 [14]可以查得平面鍵截面 mm32mm12mm20 ????? Lhb ，同時為了保證齒輪與軸配合具有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 67kH 。由公式可以得出： 66 ??????? nPT 由公式可求： )1( 440 ??? n PAd )(754110 44 ??? 考慮到鍵槽對主軸強度的影響取主軸的直徑為： mm70?d 在主軸上的兩傳動齒輪依靠套筒定位。 對于直徑 100?d mm 的軸，有鍵槽時，軸徑增大 %7~%5 ；有兩個鍵槽時，應增大%15~%10 。 主軸的設計與計算 選擇軸的材料 軸的材料選為 45 鋼，調質處理。 主軸箱中的其它齒輪也是通過上述方法進行校核。從《現(xiàn)代實用機床設計手冊》 [8]中可以查得： 齒寬： mm30?B 齒輪齒根彎曲疲勞強度校核 校核主軸上的嚙合齒輪其 161?z ； 762?z ? ?FSaFan1 βε1F 2 ?? ?? YYmbd YYKT 21a??????? ?????? ????????? ???????? ??? zz? aε ????? ?Y 查《機械設計》 [12]圖 61 620(P129 頁 )可得： ?Y ， ?Y ?Y ， ?Y 從上面可得： ?Y ， ?Y 從圖 622c,按小齒輪齒面硬度均值 235HBS，在 ML 線上查得 aFlim1 MP340?? ；同理，在圖622b 上，查得： aFlim2 MP310?? ； ( m m )10012 j9j3 nnPm ?? 13 取 ?S ，得： ? ? aF m in N1F lim 1F1 MP236??? S Y?? ? ? ?F2? M P a223F limN2F lim 2 ??S Y? 將確定出的各項數(shù)值代入彎曲強度校核公式，得： aF1 MP184M P ????? ????? ??F1?? aS ααF αα S ααF αα1FF2 ?? ???? YY YY?? ??F2?? 所以齒輪齒根彎曲疲勞足夠。 查《機械制造裝備設計》 [11]可得：表 39（ P94 頁） 1a1?u . .. . ..74,72,70,68,66,64,62,60. .. . .. ,z ?s 11 ?u . .. . ..75,72,69,66,63,60. .. . .. ,z ?s 取 72z ?s 則： 36/36a1?u 48/24a2 ?u 同上面的方法可得到 IIIII 軸傳動齒輪的齒數(shù)和： 92z ?s 67/25b1 ?u 76/16b2 ?u 各傳動齒輪的參數(shù)如表 1： 表 1 主軸箱內各傳動齒輪參數(shù) 序號 齒數(shù) 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 模數(shù) 1 Z1 =36 144 152 134 4 2 Z2 =36 144 152 134 4 3 Z3 =24 96 104 86 4 4 Z4 =48 192 200 182 4 5 Z5 =25 100 108 90 4 6 Z6 =67 268 276 258 4 7 Z7 =16 64 72 54 4 8 Z8 =76 304 312 294 4 由上面的傳動比和齒輪齒數(shù)可以得到轉速圖如圖 2： 圖 2 轉速圖 齒輪模數(shù)的估算 12 初步 計算齒輪的模數(shù)，由于是初步估算，傳動鏈中傳動副的機械效率可以可以忽略，可用主電動機的額功率直接代入。 所以。 而另一組的最大傳動比為 0 0 0/2 5 3 0 ??i 。因此在電動機與主軸間串聯(lián)一個分級變速箱 .其總體布局如下圖 1： 圖 1 主軸箱總體布局 在設計時，為了避免從動輪尺寸過大而 增加箱體的徑向尺寸，限制降速最小傳動比4/1主min ?u ；為避免擴大傳動誤差，減少振動噪聲，直齒圓柱齒輪最大升速比 2主max ?u ； 在滿足主軸恒功率輸出時的最大傳動比為 ??i 。 由上面的已知條件可以知道： 10 主軸要求的恒功率調速范圍為： 27752022nN ??R 電動機可達到的恒功率調速范圍為： dN ??R 取 ??? ，由《機械制造裝備設計》 [11]中式（ 319） (P105)頁可算出變速箱的變速級數(shù) ? ? 583..3lg lglg1fdNnN ???? ? RRZ ，取 4?Z 。為了得到連續(xù)的無級變速，設計時應使分級變速箱的公比 f? 略小于無級變速的變速范圍，即取 )~(f ?? dR 。其參數(shù)如下： Y132M16 電機：極數(shù)為 6 極，額定功率 4KW,滿載轉速 960r/min,額定轉矩 2，質量 73kg，同步轉速為 60~2530r/min . 由上面可以確定 : 主軸 : r/m in2022主max ?n , r/min25min主 ?n , r/min75j ?n 電動機 : KW4額 ?p , min/960 rn ?額 ， ?額T ， kgm 73? ，r/m in2530電 max ?n , r/min60電 min ?n 通常，無級變速裝置作為傳動系中的基本組，而分級變速作為擴大組，其公比 f? 理論上應等于無級變速裝置的變速范圍 dR 。取 r/m in2022~25?n 由《機械制造裝備設計》 [11]表 310（ P97）頁得： m inm axm inj ????????? nnnn r/ m in7525202225 ????????n 由《切削用量手冊》[10]查得：（ P61） 切削功率 KW4c ?p 由此可以選取主軸電動機。 動設計計算 9 主運動參數(shù)確定 鉆頭采用高速鋼鉆頭，同《切削加工手冊》查得：（ P516）頁 取切削 速度 m/min21c ?V ，進給量取 mm/?f 。防護性能好，使用壽命長。所以導程總誤差為： )um( ?????? tLL 查標志 B 級精度的絲杠允許誤差為 50μm 故剛度足夠。 剛度檢驗 滾珠絲杠受工作負載 F 引起的導程 L 的變化量 EAPLL ??? 1 P=100N； L=。代入公式得： w3 ????? ffff fPLQ 確定滾珠絲杠型號 額定動負荷應滿足的條件為： 額定動負荷 ? 最大動負荷 查書《數(shù)控機床設計實踐指南》 [7]表 F8 可得：取公稱直徑 mm320 ?D 滾珠絲杠螺母副的型號為： FF32043； 其基本額定動負荷為 96000N，足夠用。 af =1。 tf =1。 af 精度系數(shù)；同上書中表 45 中得到： af =1。軸向負荷 N1001 ?? FF （ 3）絲杠螺母長度估算 由公式： 6 h1060nLL? 查表得，使用推薦壽命 hL 15000h ? ， 初選絲杠螺距 mmt 5? 由此可以算出絲杠轉速： r/ m in10005 51000 ???n 所以： mm90010 150001000606 ????L （ 4）確定最大動負荷： kahtw3 ffff fPLQ ? 式中， P 滾珠絲杠軸向負荷； wf 負荷性質系數(shù)；查《數(shù)控機床機器人機械系統(tǒng)設計指導》[6]中表 42 得 wf = 7 tf 溫度系數(shù)；同上書中在表 43 中可得： tf =1。 K 循環(huán)次數(shù)； eqn 滾珠絲杠的當量轉速， r/min 。 當 r/min10?n 時，滾珠絲杠螺母的主要破壞形式是工作表面的疲勞點蝕，因此要進行動載荷強度計算，其計算動載荷 )N(cC 應小于或等于滾珠絲杠螺母副的額定動負荷，有公式：reqHd3 /c FFffTC ?? 式中， df 動載荷系數(shù)，從《數(shù)控機床系統(tǒng)設計》 [15]表 51 可查得： ?f Hf 硬度影 響系數(shù)，同上，表 52 可查得： ?f eqF 當量動負荷，單位 N rF 滾珠絲杠螺母副的額定動負荷，單位 N /T 壽命，以 r610 為 1 個單位。其旋轉主運動采用交流電機驅動，可變換主軸轉速，以適應鉆孔直徑改變的需要。 主軸箱 帶有刀具的主軸箱的垂直移動為 Z 坐標。橫梁可沿兩個立柱的導軌 上下調整位置，以適應不同高度的加式需要。由兩立柱，頂梁，橫梁，工作臺，主軸箱等組成。開環(huán)系統(tǒng)中的數(shù)控轉臺由傳動系統(tǒng)，間隙消除裝置，及蝸輪夾緊裝置等組成。并采用開環(huán)控制。由于該機床是加工大型盤形零件。 主機部分總體方案確定 工作臺 工作臺是數(shù)控機床的重要部件，其形式尺寸往往表現(xiàn)機床的規(guī)格和性能。本設計橫梁采用滾珠絲杠螺母傳動副。 執(zhí)行機構傳動方式確定 為確保數(shù)控系統(tǒng)的傳動精度和工作臺平穩(wěn)性，通常提出低摩擦，低質量，高剛度，無間隙，高諧振，以及由適宜阻尼比的要求。精度要求滿足，結構簡單，調整維修容易，可降低機床造價。 4 閉環(huán)控制系統(tǒng)在機床移動部件上裝有檢測反饋元件來檢測實際位移，能補償系統(tǒng)的傳動誤差， 伺服控制精度高，調試復雜，系統(tǒng)造價高。 伺服系統(tǒng)的選擇 開環(huán)控制系統(tǒng)沒有檢測反饋部件，不能糾正系統(tǒng)的傳動誤差。數(shù)控鉆床在工作臺移動過程中鉆頭并不進行鉆孔加工，回此數(shù)控裝置可采用點位控制方式。點位控罅系統(tǒng)只能夠實現(xiàn)由一個位置到另一個位置的精確移動，在移動過程中不進行任何加工。 數(shù)控鉆床功能組成及各部件方案論證 數(shù)控鉆床一般包括以下幾個部分：（ 1）、主機 包括床身，立柱，工作臺，和主軸箱等機械部件（ 2）、數(shù)控系統(tǒng)（ 3）、驅動裝置（ 4）、其它輔助裝置，如冷卻系統(tǒng)，防護罩，排屑器。故使用大型數(shù)控鉆床。 印刷線路板數(shù)控鉆床 印刷線路板數(shù)控鉆床是一種專門用來加工印刷線路板的專用鉆孔機床。 由于轉塔中需要布置多根主機，并由主軸主傳動，分度，定位等機構。 根據(jù)換刀原理及機床結構的不同，目前鉆削中心分為單立柱式玉雙立柱式兩種。 由于用輪廓控制數(shù)控系統(tǒng)代替了點位控制數(shù)控系統(tǒng)。 由于一般中小型零件大多需要幾把刀具來加工，故增加自動換刀裝置并同時自動變換主軸轉 3 速。屬于經(jīng)濟型數(shù)控，價格便宜。適用于孔間距離有一定精度要求的零件的中小批量生產(chǎn)。 數(shù)控鉆床按其布局形式及功能特點可分為數(shù)控立式鉆床、鉆削中心、印刷線路板數(shù)控鉆床，數(shù)控深孔鉆床及其它大型數(shù)控鉆床等。它也是數(shù)控鉆床的最早產(chǎn)品。 50 年代末，我國已有幾種數(shù)控鉆床的雛形。 二 方案論證 總體布局方 案論證 數(shù)控鉆床是數(shù)字控制為主的孔加工機床。在這些系統(tǒng)中，除了傳統(tǒng)的 RS232 接口外，還備有以太網(wǎng)接口，為數(shù)控機床聯(lián)網(wǎng)提供了基本條件。所以，對于面臨 日益全球化競爭的現(xiàn)代制造工廠來說，第一是要大大提高機床的數(shù)控化率，即數(shù)控機床必須達到起碼的數(shù)量或比例；第二就是所擁有的數(shù)控機床必須具有雙向、高速的聯(lián)網(wǎng)通訊功能，以保證信息流在工廠、車間的底層之間及底層與上層之間通訊的暢通無阻。 隨著計算機技術、網(wǎng)絡技術日益普遍運用，數(shù)控機床走向網(wǎng)絡化、集成化已成為必然的趨勢和方向，互聯(lián)網(wǎng)進入制造工廠的車間只是時間的問題。目前世界數(shù)控機床消費趨勢已從初期以數(shù)控電加工機床、數(shù)控車床、數(shù)控銑床為主轉向以加工中心、專用數(shù)控機床、成 套設備為主。 （ 二 ）國外數(shù)控機床現(xiàn)狀況 國際機床市場的消費主流是數(shù)控機床。 2022 年，我國機床工 業(yè)產(chǎn)值已進入世界第 5 名，機床消費額在世界排 名上升到第 3 位，達 億美元，僅次于美國的 億美元，消費額比上一年增