数控铣床进给系统结构设计Word格式文档下载.docx
《数控铣床进给系统结构设计Word格式文档下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《数控铣床进给系统结构设计Word格式文档下载.docx（53页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
2.2.1纵向进给系统的设计与计算......................................27
2.2.2横向进给系统的设计与计算......................................33
2.2.3垂直方向进给系统的设计与计算..................................403控制系统设计...........................................................463.1绘制控制系统结构框图.................................................46
.......................................473.2.选择中央处理单元（CPU）的类型
3.3存储器扩展电路设计...................................................47
3.3.1.程序存储器的扩展..............................................48
3.3.2、数据存储器的扩展.............................................483.,I/O接口电路及辅助电路设计..........................................49
3.4.1.I/O接口电路设计..............................................49
3.4.2.步进电机接口及驱动电路........................................49
3.4.3.其他辅助电路..................................................50参考文献................................................................51致谢..................................................................51附录..................................................................52
引言
装备制造业是国民经济的基础支柱产业，而机械装备制造业又是其中的基础，其为
制造工具提供了来源，因此改善生产效率，提高产品的质量就要从基础根源抓起，其中
铣刀在其中就扮演重要的角色，因此研究铣刀就是一个重要环节。
在机械加工中，金属
铣削刀具的几何参数的合理选择及搞质量的刃磨，直接影响到机械加工的质量，数控铣
床通常对进给系统的要求有三点，即传动精度，系统的稳定性和动态响应特性（灵敏度）。
传动精度包括动态误差，稳态误差和静态误差，即伺服系统的输入量与驱动装置实际位
移量的精确程度。
系统的稳定性是指系统在启动状态或外界干扰作用下，经过几次衰减
震荡后，能迅速地在新的或原来的平衡状态的能力。
动态响应特性是指系统的响应及驱
动装置的加速能力。
为确保数控铣床进给系统的传动精度，系统的稳定性和动态响应性，
对进给驱动装置机械结构的总要求是消除间隙，减少摩擦，减少运动惯量，提高部件精度和刚度，为了达到上述要求，本次毕业设计就是为改善上述性能，对数控铣床的进给系统的传动结构设计，为了提高生产效率，掌握数控铣床进给系统和传动系统，同时掌握之后再对系统传动结构进行设计，我国机床工业已经取得了很大的成就，但与世界先进水平相比，还有较大的差距。
主要表现在:
大部分高精度和超精密机床的性能还不能满足要求，精度保持性也较差，特别是高效自动化和数控化机床的产量、技术水平和质量等方面都明显落后。
而我国目前只能做到5-6轴联动，分辨率为1。
国内产品的质量与可靠性也不够稳定，特别是先进数控系统的开发和研制还需要作进一步的努力。
机床基础理论和应用技术的研究明显落后。
人员技术素质还跟不上现代机床技术飞速发展的需要。
因此，我国机床工业面临着光荣而艰巨的任务，必须奋发图强，努力工作，，不断扩大技术队伍和提高人员的技术素质，学习和引进国外的先进技术，大力开展科学研究，以便早日赶上世界先进水平。
1主运动系统设计
1.1传动系统设计
1.1.1参数的拟定:
选定公比，确定各级传送机床常用的公比为1.26或1.41，考虑适当减少相对速度损失，这里取公比为=1.26，根据给出的条件:
主运动部分Z=18级，根据标准数列表，确定各级转速为:
（30，37.5，47.5，60，75，95，118，150，190，235，300，375，475，600，750，950，1180，1500R/min）.
1.1.2传动结构或结构网的选择
1，确定变数组数目和各变数组中传动副的数目
该机床的变数范围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电机的转速降到主轴所需的转速。
级数为Z的传动系统由若干个传动副组成，各传动组分别有zzzzzz..`````````个传动副，即Z=```````。
传动副数由于结构的限制，通常11231231
ab采用P=2或3，即变速Z应为2或3的因子:
Z=x22
因此，这里18=3x3x2，共需三个变速组。
2，传动组传动顺序的安排
18级转速传动系统的传动组，可以排成:
3x3x2，或3x2x3。
选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速率的具体结构，装置和性能。
I轴
如果安置制动的电磁离和器时，为减少轴向尺寸。
第一传动组的传动副数不能多，以2
为宜，有时甚至用一个定比传动副;
主轴对加工精度，表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传动组的传动副选用2，或一个定比传动副。
这里，根据前多后少的原则，选择18=3x3x2方案。
3，传动系统的扩大顺序安排
对于18=3x3x2的传动，有3～=6种可能安排，亦即有6种机构副和对应的结构网，
传动方案中，扩大顺序与传动顺序可以一致，，结构式18=xx的传动中，扩大顺332139序与传动顺序一致，称为顺序扩大传动，而，18=xx的传动顺序不一致，根据“前332319
密后疏”的原则，选择18=xx的结构式。
332139
4验算变速组的变速范围
齿轮的最小传动,1/4，最大传动比,2，决定了一个传动组的最大变速范UUminmax
围=/YUUmaxmaxmin
因此，可按下表，确定传动方案:
'
根据传动比及指数x,的值x
公比1.26
极限值传动比指数
6xx值:
U=1/=1/4,min
3x'
值:
U==2,xmax
9xx，'
（x+）值:
r=,=8xmin
332因此，可选择18=xx的传动方案。
139
5、最后扩大传动组的选择:
正常连续顺序扩大传动（串联式）的传动式为:
1zzzzzzZ=*,,,,,,1121123
最后扩大传动组的变速范围为:
zzz
（1）,（/2）zz,12311r=,=,
r,8按原则，导出系统的最大收效Z和变速范围为:
23z,3
1.26Z=18R=50Z=12R=12.7因此，传动方案18=3*3*2符合上述条件，其结构网如下图2.1:
图1.1结构网图
1.1.3转速图拟定
运动参数确定后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定电机功率。
在此基础上，选择电机的型号，分配个变速组的最小传动比;
拟定转速图，确定各中间轴的转速。
1，主电机的选择
中型机床上，一般都采用交流异步电动机为动力源，可在下列中选用，在选择电机型号时，应注意:
（1）电机的N:
根据机床切削能力的要求确定电机功率，但电机产品的功率已标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。
（2）电机的转速nd
异步电动机的转速有:
3000，1500，1000，750，r/min,这取决于电动机的极对数P
n=60f/p=60x50/p（r/min）d
机床中最常用的是1500r/min和3000r/min两种，选用是要使电机转速与主轴最
n高速度和工轴转速相近为宜，以免采用过大或过小的降速传动。
max
根据以上要求，我们选择功率为7.5KW，转速为1500r/min的电机，查表，其型号为Y132M-4，其主要性能如下表
电机型号额定功率KW荷载转速同步转速
r/minr/min
Y132M-47.5KW144015002、分配最小传动比，拟定转速图
（1）轴的转速:
轴从电机得到运动，经传动系统转化为主轴各级转速，电机转速和主轴最小转,
速应相近，显然，从动件在高速运转下功率工作时所受扭矩最小来考虑，轴转速不,宜将电机转速降得太低。
弱轴上装有离合器等零件时，高速下摩檫损耗，发热都将成为突出矛盾，因此，轴转速也不宜也太高，轴转速一般取700~1000r/min左右,,
较合适。
因此，使中间变速组降速缓慢。
以减少结构的径向尺寸，在电机轴I到主传动系统前端轴增加一对26/54的降速齿轮副，这样，也有利于变型机床的设计，改变降,
速齿轮传动副的传动比，就可以将主轴18级转速一起提高或降低。
（2）中间轴的转速
对于中间传动轴的转速的考虑原则是:
妥善解决结构尺寸大小和噪音，振动等性能要求之间的矛盾。
中间传动轴转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模数小些:
34Ld,m从而可使结构紧凑。
但这样引起空载功率和噪音加大:
,MMp
6=1/（3.5+cn）KWN,dd10na空主
式中:
C——系数，两支承滚动轴承和滑动轴承C=8.5，三支承滚动轴承C=10;
d——所有中间轴轴径的平均值;
a
d——主轴前后轴径的平均值主
——中间传动轴的转速之和n
n——主轴转速（r/min）
6，，L=20lg-K10lg（）4.5（1tan）（）cmzqmzn,,，,pan1主主，，
（（）mz——所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值mm;
（）mz——主轴上齿轮分度圆直径的平均值mm;
主
q——传到主轴上所经过的齿轮对数
——主轴齿轮螺旋角,
cc,K——系数，根据机床类型及制造水平选取，我国中型车床，铣床=3.5，11
铣床K=50.5
从上述经验公式可知，主轴n和中间传动轴的转速和对机床噪音和发热的关系，确定中间轴转速时，应结合实际情况做相应的修正。
a，对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低些
b,控制齿轮圆周速度v<
8m/s（可用,级齿轮精度），在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。
（3），齿轮传动比的限制
机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比:
a,升速传动中，最大传动比,2，过大，容易引起振动的噪音。
Umax
b,降速传动中，最小传动比1/4。
过小，则主动齿轮与被动齿轮的直径相差太,Umin
大将导致结构庞大。
（4）分配最小传动比
a,决定轴V-VI和VI-V,的传动比，根据台式铣床的结构特点，及对同类车床的比较，为使传动平稳取其传动比为1，
b,决定各变速组的传动比;
由前面2轴的转速及中间轴转速的分析，及齿轮传动比的现在，根据“前缓后急”的
6原则，取轴IV-V的最小降速比为极限值的1/4，=1.26，=4，轴III-IV和轴II-III,1.26
4均取=1/U,min
（5）拟定转速图:
根据结构图及结构网图及传动比的分配，拟定转速图，如下图2.2所示:
图1.2传动系统图
1.1.4齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制
1，齿轮齿数的确定的要求:
可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比u和初步定
出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数:
SZ
选择是应考虑:
ZZ,a,传动组小齿轮不应小于允许的最小齿数，即:
,minmin
推荐:
ZZ对轴齿轮=12，特殊情况下=11，,,,,minmin
ZZ对套装在轴上的齿轮，=16，特殊情况下=14，,,,,minmin
Z对套装在滚动轴承上的空套齿轮，=20;
,min
当齿数少于不发生根切的最小齿数时（压力角a=20的直齿标准，Z=17），一般需对min齿轮进行正变位修正。
b,保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚,,2m，一般取
2T,,5mm则，如图2.3所示。
z,，6.5minm
c、同一传动组的个齿轮副的中心矩应相等。
若摸数相等时，则齿数和亦相等，但由于传动比要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求，机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心矩使其相等但修正量不能太大，一般齿数差不能够超过3~4个齿。
2，变速传动组中齿轮齿数的确定
为了减少齿轮数目和缩短变速箱的轴向尺寸，这里采用了公用齿轮。
但由于公用齿轮的采用，使两个传动组间的传动比互相牵制，不能独立地按照最紧凑的原则决定传动件的尺寸，因此，径向尺寸一般较大，此外，公用齿轮的两侧齿面同时啮合会影响其磨损和寿命。
这里我们采用查表法来确定齿轮的齿数。
查《机床设计手册》确定个齿轮齿数如下:
轴II-III间变速齿轮齿数的确定:
3,4,3,2U,UU由于公比=1.26，传动比为=1/=，=1/,=，=1/,1.261.261.261423
Z设:
传动组中最小齿轮齿数=16，查《机床设计手册》表7.3-141
UUU可查得:
=16/39（0.1%），=19/36（0.9%），=22/33（-0.3%）123
齿数和为=55Sz
公用齿轮选为Z=391
轴III-IV间变速组齿轮齿数的确定:
32传动比为=1/=1/=U,U,U,1423
2根据=，主动轮齿数为39，从表7.3-14可查得:
=18/47（-0.1%），=28/37UUU1.26312（0.9%），=39/26（-0.3%）U3
齿数和为:
=65Sz
轴IV-V间变速组齿轮齿数的确定:
由于变数组齿轮传动比和各传动副上受力差别较大齿轮副的速度变化，受力差别较大，为了得到合理的结构尺寸，可采用不同模数的齿轮副。
轴IV-V间的两对齿轮，其传动比为=1/4,=2分别取,,，,,则UUmm1212SS,,,e,3,4eZZ2112
SS取,,30，,30x3=90,=30x4=120ZZ12
按传动比将齿数分配如下:
U=1/4=18/7219/71，U=2=80/4082/38轴V-VI及VI-VII间齿数确定，由于这两,,12
个传动组只是改变传动方向，不起便速度作用，只需考虑其结构尺寸及磨损振动和噪音等因素。
，取V-VI轴间锥材料齿轮齿数为29，,I-VII轴间齿轮齿数为67。
3、主轴转速系列的验算:
主轴转速在使用上并要求十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响，但标牌上标准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。
由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过即,,101%（）,
nn,理论实际,%101（）,,,,nn理论
主轴的各级实际转速分别为:
29.4，37.8，47.7，58，74.6，94.3，115，148，187，236.7，304.5，384.6，468，602，760，927，1192.6，1526.5r/min
nn,29.430,理论实际==2%,,nn30理论
而%=2.6%故符合条件101（）,,
同理:
经验算，其他各级转速也满足要求。
4、传动系统图的绘制
转速图和齿轮齿数确定后，变速箱的结构复杂程度也基本确定了（如齿轮个数，轴数，支承轴，为使变速箱的结构紧凑，合理布置齿轮是一个重要的问题，因为它直接影响变速箱的尺寸，变速操作的方便性和结构实现的可行性问题，在考虑主轴适当的支承
距和散热条件下，一般应尽可能减少变速箱尺寸。
这里为使变速操作的方便，提高效率采用电磁离合器操纵方式。
根据计算结果，绘制出传动系统图，如图2.4所示
图1.4主传动系统图
主运动传动链的传动路线表达式如下:
1618，，，，
,,,194739，，,,,,,,262967281921,,,,电动机I——II——III——IV—=V——VI——VIII（主轴）,,,,,,822529673736,,,,,,,,392238，，,,,,
,,,2633，，，，
1.2传动件的估算与验算
1.2.1传动轴的估算和验算
传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。
强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。
机床主传动系统精度要求高，不允许有较大的变形因此，疲劳强度一般不是主要矛盾，除载荷很大的情况下，可以不必验算轴的强度。
刚度要求保证轴在载荷下不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。
若刚度不足，轴上的零件如齿轮，轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或产生振动和噪声，发热，过早磨损而失效。
因此，必须保证传动轴有足够的刚度。
可以先扭转刚度估算轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。
1，传动轴直径的估算
传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径:
Nd=91mm4,n,,j
N——该传动轴的输入功率
N=KWNy,
——电机额定功率N,
y——从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴轴承上的效率）。
n——该传动轴的计算转速;
j
n计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速，各传动件的计算转速可以从转速图j
上，按主轴的计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车，铣床主轴的计算转速为:
2,13n（主）=n,jmin
——每米长度上允许的扭转角（deg/m）;
可根据传动轴的要求选取。
,
对传动轴刚度要求
允许扭转角主轴一般传动轴较低的轴
0.5-11-1.51.5-2,（deg/m）,,
估算时应注意:
（1）值为每米长度上允许的扭转角，而估算的传动轴的长度往往不足1m，因此，在,,
计算时应按轴的实际长度计算和修正，如轴为500mm，取=1deg/m则,,,
Nd=91mm41000n，，1j500
（2）效率y对估算轴径d影响不大，可以忽略
（3）如使用花键是可根据估算的轴径d选取相近的标准花键轴的规格，主轴总轴径可参考统计数据确定;
1.5-2.82.8-44.5-7.55.5-7.57.5-11
车床60-8070-9070-10595-130110-145升降台铣床50-9060-9060-9575-10090-105各轴的计算转速:
8,13nnnnn,,,,=95r/min,从主vjmin6jj
nn=1
升级会员 