数控加工-XK5040数控立式铣床进给系统设计 精品

20XX届设计说明书

XK5040数控立式铣床进给系统设计

院(系)、部：机械设计及其自动化学院

学生姓名： 杨铁生 指导教师： 孙和俊

专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 07-7 完成时间： 20XX年

目录

1 概述.................................................................. 2 2 设计的意义............................................................ 3 2.1 国内外对比.......................................................... 3 2.2 生产中的应用........................................................ 3 3 设计计算.............................................................. 9 3.1 电机的选择.......................................................... 9 3.2 V带的传动设计 ...................................................... 9 3.3 主轴的设计......................................................... 12 3.4 键的计算选择....................................................... 13 3.5轴承的选择 ......................................................... 14 3.6 轴承座的选择....................................................... 14 3.7 轴强度的校核....................................................... 14 3.8轴承的校核 ......................................................... 18 4 机架的设计........................................................... 20 设计感想............................................................... 22 参考资料............................................................... 23

1 概述 ——————

2 设计进给系统的意义

2.1 国内外对比 ——————

2.2 进给系统在铣削生产中的应用 ——————

1．1横向进给系统的设计

采用半闭环机床进给系统，滚珠丝杆拖动工作台。传感器与电机轴相联，用来检测电机转角和转速，并把它们转换为电信号反馈给数控装置，传感器采用脉冲编码器。

（1）横向进给系统的设计计算

工作台重量： W=112Kgf=1120N(根据图纸粗略计算) 时间常数： T=25 ms 滚珠丝杠基本导程： Lo=6mm 行程： S=500mm 步距角： 0.750/step 快速进给速度： Vmax1500mm/min （2）工作台选择：(mm) 工作台宽度B=400

工作台面长度L=800立式主轴端面到工作台面的最小距离H2=100

工作台T形槽宽度b/mm(按GB/T158-1996):18 主轴前端锥度号（按GB/T3837-2001）:50

1.2横向进给系统的设计计算

（1）切削力计算 (硬质合金端铣刀铣削碳素钢)

铣削力：

7750apaf0.75aw1.1Z FzKFz 1.30.2don 式中：

ap————铣削深度

af————每齿进给量

aw————铣削宽度 do————刀具直径 n————刀具转速 Z————刀齿数

ap取3，

af取0.1，aw取60，Z取4，do取100，

nv1001000318.5r/min D100则有：

775030.10.75601.14(KFz)=4718N 1.30.2 Fz100318.5工作台纵向进给分力载荷:

FL=0.4Fz=0.4×4718=1887 N

工作台横向进给分力载荷：

FC=0.5Fz=0.5×4718= 2359 N

工作台垂直方向分力载荷：

FV=0.9Fz=0.9×4718=4246 N

1.3丝杠与导轨设计：

由《机床设计手册》3部件、结构及总体设计，选用回转运动滚动导轨，（用于低速回转工作台）。

滚动导轨预紧方法

1.采用过盈配合

装配前，滚动体母线间的距离为A，压板与溜板间所形成的包容尺寸为A-b.装配后b就是过盈量。一般b取5-6微米，导轨牵引力不超过30-50牛顿

进给力计算公式（kgf）：

QPxTof(PHPH2)

式中： Px —————— ——为沿导轨运动方向的切削分力(kgf) To ————————滚动体的起始摩擦力kgf（约等于2） f’ ————————在导轨上的当量摩擦系数(取0.005) 用30N） 则有：

Q=2359.40+2+0.005（30+30）=2362（N）

2.滚动体的尺寸与数目的选择

PH 、PH2 —————分别为俩导轨的预加载荷(kgf)低于30~50（选

确定导轨上滚动体数目最大值：

ＺG5601393d31.8

取Z=139式中：z-----每条导轨上的滚动体数 d------滚珠直径（cm）

G-------为每一导轨上所分担的运功部件重量（G=560kgf） 滚子选用：d=18mm,

采用滚动导轨块，L为：

LLdS400500900

式中 S---动导轨的行程。

3.滚动体许用载荷计算

在一个滚动体上的许用载荷按下公式计算 对于滚珠导轨：

PKld

d-----------滚珠直径（mm） l-----------滚子长度（mm）

----------导轨材料硬度系数，按表选取0.7

K-----------滚动体截面上的当量许用应力，选用5.4

P5.417.8180.71211.1N2389/21194N

滚动体载荷满足要求。

4.滚动导轨刚度计算

滚动导轨刚度的计算就是接触变形对于滚珠导轨：



q ------------滚柱单位长度上的载荷（N/mm）

q=560/139*18=0.2(N/mm) 按图C1取0.3 则有：

c1q0.30.20.06mm

5.按额定动载荷选用滚珠丝杠 1）强度计算

寿命值：

Ln60nT106

1000vL0

T---额定寿命，查表得 T=15000h

L0---滚珠丝杆导程，取L0=6mm

n---为丝杆转速（r/min）

v---为最大切削力下的进给速度（m/min）,取最高进给速度的1/3

1v=15000.5m/min 310000.5n83r/min

6

求最大动负载C ：

fhfdfHCPd(kgf) fn式中：

fh-----------------寿命系数，按图5.7-89取1.45

fd ----------------载荷性质系数，按表5.7-31选1 fH-----------------动载荷硬度影响系数，按表5.7-32选取1 fn------------------转速系数，查图5.7-90选取0.73 Pd----------当量轴向载荷（kgf）, Pd则有

11FC23591179 221.4511C11792341(kgf) 0.73

根据最大动负荷C的值，查手册2，选取滚珠丝杠直径为50mm，N型内循环单螺母滚珠丝杠副，型号为N5006,4列，其额定动载荷为2500kgf，所以强度足够。

2）丝杆螺纹部分长度L等于工作台行程500mm加螺母长度83mm加两端余量40mm 3）支撑跨距L1

L=500+83+2*40=663mm 应略大于L1，取为800mm

4）临界转速

fz2d2 nl9910L22

d2d01.2DW491.23.96944.24mm

查表3.7-37

fz4.73（俩端固定）

L28380066350040650mm 224.7320.044nl991023089r/min2 0.65nlnmax

两端固定，丝杠一般不会受压，故不需进行压杆稳定性验算。

5）预拉伸计算

A.温升引起的伸长量to3.5C，设温升为

，则螺纹部分伸长量为：

tHtlo111063.50.66325m

丝杠全长的伸长量

c为：

ttL1111063.50.831m

为此，丝杠的目标行程可定为比公称行程0.025/0.8mm.丝杠在安装时，进行

预拉伸。拉伸量为0.031mm,拉伸方式如下图。 B.预拉伸力Ft.根据材料力学欧拉公式：

Ft

AEluto3110640.044222.110110.812479NB.轴承选择

1)选择轴承类型

普通数控机床初定轴承使用寿命20000小时，轴承承受径向载荷和轴向载荷，可选用圆锥滚子型号轴承20XX110，由丝杠轴颈及载荷性质，确定选用轴承应具有的基本额定动载荷

C3490kgf

2)计算附加轴向力 轴承径向载荷

Fr1Fr21/218872112021097N(假设轴中间受力）

附加轴向力

S1S2=Fr1/2Y1097/21.9288N式中 e,Y查表5.9-133《手册》中e=0.32,Y=1.9 3）计算单个轴承的轴向载荷 轴上轴向载荷

Fa2359N

S1FAS2

Fa1S1FA28823592647

Fa2S2288

4)计算当量动载荷

Pa10.4Fr1YFa10.410971.926475467NPa2Fr21097

Fa1/Fr12647/10972.40.32 Fa2/Fr2288/10970.260.32

5)考虑冲击载荷的当量动载荷 冲击载荷因数

fd1.2

Pda1fdPa11.254966595NPda2fdPa21.210971316N6)寿命计算

L10h

106C1063490010()()351828h20000h6083P60836595 所以满足要求 7）选择轴承游隙

单列圆锥滚子轴承的轴向游隙，可根据不同使用要求，安装时调整。 径向游隙30~45um。

轴承采用过盈配合会导致轴承游隙的减小，应检验安装后轴承的游隙是否满足使用要求，以便正确配合及轴承游隙。 8）选择轴承预紧

定位预紧：可以通过调整间距套的宽度以获得一定的预紧量。 径向预紧：

Faomin1.7Fr1tan10.5FAFbomin1.7Fr2tan20.5FA

计算取俩者间最大值 注：

Fr1轴承1所承受的径向载荷；Fr2轴承2所承受的径向载荷；

1轴承1的接触角；2轴承2的接触角。

Faomin1.7Fr1tan10.5FA =1.71097tan300.52359 =-102NFbomin1.7Fr1tan10.5FA =1.71097tan300.5288 =1220N

9)支撑方式及固定：选择固定游动支承即一端固定一端游动，以补偿轴的热伸长及制造安装误差。在这种支承中轴的轴向定位精度取决于固定端轴承轴向游隙，因此，用一对圆锥滚子轴承与推力轴承组成固定端要比用一套深沟球轴承的精度高。固定游动支承对各种工作适应性强，因此在各种机床主轴、工作温度较高的轴以及跨距大的长轴中得到了广泛应用。

一对圆锥滚子轴承（面对面排列），内圈用紧固螺母与垫圈紧固，结构简单，拆装方便，紧固可靠。外圈端面与端盖间隙作为轴热伸长补偿方式，结构简单，，调整方便。

轴承的轴向固定，是为了使轴承始终处于定位面所限定的位置。因此轴向固定包括内圈在轴上的固定和外圈在外壳孔内的固定。尽管轴承的内外圈都要求准确定位，但并不一定要同时作轴向固定，固定-游动支承中，固定端承受双向轴向载荷，故需双向轴向固定。游动端应根据轴承类型和游动方式采用不同的固定结构。

10)选择轴承精度等级

轴承与轴采用过盈配合，精度0级k6,轴承与外孔座采用过渡配合，0级K6 轴的公差等级IT6，外壳孔一般为IT7. 采用拆分时外壳 11)选择润滑剂和润滑方法

脂润滑Dm n值250 000，选用钙基脂，温度适应范围-10°至+60°，钙基润滑

脂，选择牌号ZG-1针入度310至340mm/0.1mm，特性，具有良好的抗水性，用于工业机械设备。 12)选择密封方式

接触式密封（毛毡密封），速度允许3.5m/s

效率计算：

根据《机械原理》的公式，丝杠螺母副的传动效率为：

tg

tg()式中：---为丝杆螺旋升角，查得：226'

---为摩擦角，滚珠丝杆副的滚动摩擦系数f=0.003～0.004,其摩擦

角约等于10'

则有：



3）压杆稳定性的核算

tg226'0.936

tg(226'10) 按额定动载荷选得丝杠的名义直径为50mm，支承条件为“固定-固定”（G-G）,支承长度为635，最大轴向压缩载荷2359，核算压杆稳定性： 查图5.7-92找到相交点在Do=50曲线的左侧（<50）,所以安全可用

4）刚度验算：

(1)滚珠与螺纹滚道间的接触变形1

滚珠丝杠受工作负载Fm引起的导程的变化量1，选用的滚珠丝杠副为

116mQN5006-4，从图5.7-97查得Q，因进行了预紧，128m

（2）丝杠的轴向拉伸变形量2 查图5.3-100得L7.5105，现L635mm,

57.5106350.047(mm),

因这是第三种支撑方式，所以

20.0470.011(mm) (3) 支撑滚珠丝杆轴承的轴向接触变形3， 向心推力球轴承的轴向接触变形选用236212

14c公式如下： 现为双联向心推力球轴承

0.002 csin 式中：

3Pa2(mm)22 dQZsinPa------------轴承的轴向载荷（2359/4=589N）；

Z-------------轴承的滚动体数目（14*4）； dQ------------轴承滚动体直径（15.875）。 ------------------轴承接触角=12 则 有：

0.002 csin12

因施加预紧力，故：

25893=0.062(mm)22 15.87556sin12 3=c根据以上计算：

1210.0620.031(mm) 2123=0.008+0.011+0.031=0.050(mm)0.05(10.1). 2故满足要求丝杠副的传动精度

0.1mm

5）润滑方式：采用润滑脂，充填在螺母内部及涂在丝杠螺纹滚道上。

6）稳定性验算

当丝杠的长径比较大（一般大于10），且承受轴向压力时，丝杠有发生纵向弯曲的危险，因此需进行稳定性的核算。丝杠具有良好的稳定性时的最大允许轴向压缩载荷Pa可用材料力学公式来计算：

fz2EIPa

L2K式中:E---为丝杆材料弹性模量,对钢E2.1104kgf/mm2

I---丝杠内部的端面惯性矩,

Id1464(mm)

d1---为丝杆内径,d1=48mm 则有：

I48464260444

L-------------为支撑距离,取L=635mm

fz-------------为丝杆支承方式系数,参考表5.7-15,取fz=2. K---------------所选丝杆稳定安全系数K，一般K=4 则有:

222.1104260444Pa67215kgf2362kgf 26354故稳定性不存在问题。 7）强度的核算

丝杠拉压应力 的计算公式为：

Pt11.6()[](kgf)Ad1

式中：P-------丝杠所受最大的轴向力（kgf）

A-------丝杠内径的断面积（mm2），

d1-------丝杠内径（mm）

Fd12/4传动效率

许用拉压应力（kgf/mm2）由于螺纹所引起的应力集中系数不能精确确定，因

此取

[]

s3

s为材料的屈服点(kgf/mm2)

235969.811.6()21.34kgf[]3.26(kgf)1808.640.936483

拉压应力满足要求。

1.4转动惯量计算：

1）工作台质量折算到电机轴上的转动惯量

查表3.7-9 丝杠的转动惯量 查表3.7-8

JG0.000910.1120.000102kg.m2

J丝3.9103kg.cm21.0350.004kg/m2

电动机转速n1500250r/min 6

因此，总的转动惯量

JtJGJ丝

0.0001020.004

0.00410N.m2

2)电动机力矩计算

快速空载启动时所需力矩：

TMTa.maxMfM0 最大切削负载时所需力矩：

TdTa.tMfM0Tt

加速进给时所需力矩：

TdMfM0

式中 Ta.max---空载启动时折算到电机轴上的加速度力矩N.m； Tf---折算到电机轴上的摩擦力矩N.m；

T0---由于丝杠预金所引起，折算到电机轴上的附加摩擦力矩； Ta1---切削时折算到电机轴上的加速力矩N.m

T t----折算到电机轴上的切削负载力矩，Nm.

当采用滚珠丝杠时，

Ta.max、

Tf、

T0T、t的计算公式如下：

对数控机床而言，因为动态性能要求较高，所以用电动机力矩主要是用不断产生加速的，而负载力矩占的比重很小，一般都小于电动机力矩的百分之十至百分之三十，所以通常可先按式3.7-17选择电动机，要使快速空载动力矩小于电动机的最大转矩，即T<=Tmax,其中Tmax为电动机输出转矩的最大值，即峰值转矩， 一般为

TmaxTt

已知： 滚珠丝杠直径do=50mm，螺距P=6mm, L=1035mm,工作台重量1120N，静摩擦力Fo=1120*0.2=224N,最大轴向负荷Famax=2361N. 加速力矩：

Ta.maxJt.n0.0041250(N.m)0.068(N.m)= 9.6t9.936600.025 摩擦力矩:

F0P22461033 Tf2i10(N.m)20.93610.229N.m 附加摩擦力矩:

Fa.maxP2361610323T0(10)10(N.m)(10.9362)0.289N.m

2i20.9361T 式中：t------电动机额定转矩;

-------电动机转矩瞬时过载系数；小惯量直流伺服电动机取8-10. 此外，对直流伺服电动机而言，还应保证快速进给力矩是在电动机的

连续运行区域内，最大切削负载力下的进给时间是在所希望的数值之内。

JE---折算到电机轴上的总等效转动惯量（kg.m2) T-------系统时间常数（S） n-------电机转速（r/min）

F0-----导轨摩擦力（N）；

P------丝杠螺距mm; i-----降速比为1；

------传动总效率，计算为=0.936

Fa.maxFt-----最大轴向负载（N）

-------进给方向的最大切削力（N）

---为电机最大角加速度（rads2）

nmax---为运动部件最大快进速度对应的电机最大转速（rmin） t---为运动部件从静止启动加速到最大快进进给速度所需时间（s）,

取t=0.025s

则有：快速空载启动时所需力矩：

TMTa.maxMfM0

=0.068+0.229+0.289=0.58N.m

因此选用最大静力矩0.637N.m的步进电动机满足要求

步进电机最高工作频率：

fmaxVmax15002500Hz 60b600.01综合考虑，查表6-1-38选用70BF6P型直流步进电机，能满足使用要求。

参考材料：1.《实用机床设计手册》电子版

2.《现代实用机床设计手册》下册/现代实用机床设计手册编委会编.-北京：机械工业出版社，20XX.6

3.《最近轴承手册》 张松林主编 -北京：电子工业出版社，20XX.1