ZXK7532数控立式钻铣床主运动、进给系统及控制系统的设计

第1章机床总体布局设计1.1机床总体尺寸参数的选定根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下：工作台宽度×长度400×1600mm主轴锥孔7∶24工作台最大纵向行程300mm工作台最大横向行程375mm主轴箱最大垂直行程400mm主轴转速级数12级主轴转速范围30~1500r/minX、Y轴步进电机130BF001（反应式步进电动机）Z轴步进电动机130BF001（反应式步进电动机）主电动机的功率4.0KW主轴电动机转速1440r/min机床外形尺寸（长×宽×高）150×1200×2300mm机床净重500Kg1.2机床主要部件及其运动方式的选定1.2.1主运动的实现因所设计的机床要求能进行立式的钻和铣，垂直方向的行程比较大,因而采用工作台不动,而主轴箱各轴向摆放为立式的结构布局；为了使主轴箱在数控的计算机控制上齿轮的传动更准确、更平稳，工作更可靠，主轴箱主要采用液压系统控制滑移齿轮和离合器变换齿轮的有级变速。1.2.2进给运动的实现本次所设计的机床进给运动均由单片机进行数字控制，因此在X、Y、Z三个方向上，进给运动均采用滚珠丝杠螺母副，其动力由步进电机通过调隙齿轮传递。1.2.3数字控制的实现采用单片机控制，各个控制按扭均安装在控制台上，而控制台摆放在易操作的位置，这一点须根据实际情况而定。1.2.4机床其它零部件的选择考虑到生产效率以及生产的经济性，机床附件如油管、行程开关等，以及标准件如滚珠丝杠、轴承等均选择外购形式。1.3机床总体布局的确定根据以上参数及主要部件及其运动方式，则可拟定机床的总体布局图，详细图纸请参照1号A1图纸。第2章主传动的设计2.1议定转速图2.1.1确定结构式和结构网式：1.主传动的确定nmax，nmin和公比Ф的确定：根据ZJK-7532的使用说明书，初步定主轴转速范围为95～1600r／min，则Ф＝1ZnR=1minmaxznn＝11951600＝1.29………………………………(2.1)由设计手册取标准值得：Ф=1.26。令min/1600maxrn，则min/9.12526.11600111maxminrZnnФ……………(2.2)则取min/1600min,/125maxminrrnn。2.确定变速组和传动副数目：大多数机床广泛应用滑移齿轮的变速方式，为了满足结构设计和操纵方便的要求，通常采用双联或三联滑移齿轮，因此主轴转速为12级的变速系统，总共需要三个变速组。3.确定传动顺序方案：按着传动顺序，各变速组排列方案有：12＝3×2×212＝2×3×212＝2×2×3从电机到主轴，一般为降速传动。接近电机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如使传动副较多的传动组放在接近电机处，则可使小尺寸的零件多些，而大尺寸的零件可以少些，这样就节省省材料，经济上就占优势，且这也符合“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取18=3×3×2的方案为好，本次设计即采用此方案。4.确定扩大顺序方案：传动顺序方案确定以后，还可列出若干不同扩大顺序方案。如无特殊要求，根据“前密后疏”的原则，应使扩大顺序和传动顺序一致，通常能得到最佳的结构式方案，故选用12＝13×32×62结构式方案。检查最后扩大组的变速范围：r=800.426.166)12(23～10故合符要求。5.结构网图：ⅣⅢⅡⅠ2.1.2拟定转速图：根据已确定的结构式或结构网议定转速图时，应注意解决定比传动和分配传动比，合理确定传动轴的转速。①定比传动在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面的要求，以及满足不同用户的使用要求。在钻铣床的设计中，总降速比为u=125/1440=0.087。若每一个变速组的最小降速比均取1/4。则三个变速组的总降速可达016.0641414141。故无需要增加降速传动，但为了使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减小变速箱的径向尺寸和有利于制动方便，在Ⅰ－Ⅱ轴间增加一对降速传动齿轮（3424），同时，也有利于设计变型机床，因为只要改变这对降速齿轮传动比，在其他三个变速组不变的情况下，就可以将主轴的12种转速同时提高或降低，以便满足不同用户的要求。②分配降速比前面已确定，12＝3×2×2共需三个变速组，并在Ⅰ－Ⅱ轴间增加一对降速传动齿轮，要用到四个变速组，在主轴Ⅴ上标出12级转速：125～1600r/min,在第Ⅰ轴上用A点代表电动机转速min/14400rn，最低转速用E点标出，因此A,E两点相距约11格，即代表总降速传动比为111ut。③定出各变速组的最小传动比根据降速前慢后快的原则，在Ⅳ－Ⅴ轴间变速组取41u，在Ⅲ－Ⅳ轴间变速组取31u，在Ⅱ－Ⅲ轴间变速组取21u，则：ⅤⅣⅢⅡⅠn12(1600)n11(1263)n10(1002)n9(795)n8(631)n7(500)n6(397)n5(315)n4(250)n3(198.5)n2(157.5)n1(125)1440根据结构式可知：Ⅱ～Ⅴ轴间变速组的级比指数分别为：1，3，6。传动副为：3，2，2。则画出上图的转速图。2.1.3确定各齿轮的齿数：在确定齿轮齿数时应注意：齿轮的齿数和不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大，而且增大齿数和还会提高齿轮的线速度而增大噪声，所以在设计时要把齿数和控制在120~100sz；为了控制每组啮合齿轮不产生根切现象，使最小齿数20~18minz，因而齿轮的齿数和不应过小。在Ⅳ－Ⅴ轴间：∵59.127u52.21148u则可查表1.58和2.51两行又∵17minz而最小齿轮的齿数是在u8的齿轮副中，令20minz则78,77,73,70,674sz等，∵在高速轴中尽量使齿轮的几何尺寸小一点以减小主轴的尺寸，所以可取67sz∴可查出：1915z，48196716z2614z，41266713z同理：①1us21136u且查得74,72,66,603sz….取663sz则查得：2211z，44226612z339z，33336610z②12u26.11113u59.11124u查得：......70,54,522sz∵三联滑移齿轮中的最大齿数与次大齿数之差必须要大于或等于4，则必需有70min2sz又∵前传动轴的转速高，扭矩小，一般传动件的尺寸要小一些，因而齿数和可取比前一级变速组小用计算法：取23min7z，则3759.1123478uzz则603723sz∴276026.11126.111335suuzz3327606z3601111223suuzz03030604z③∵696.0144010021u取241z则34696.024112uzz滑移齿轮齿数的验算：在三联滑移齿轮zzz753,,中，为了确保其左右移动时能顺利通过，不致相碰，则必须保证三联滑移齿轮的次大齿轮z5与最大齿轮的配对齿轮z4不相碰（最大齿轮布置在中间），即：Ammzz)2(21)2(2145又∵)(2143zzmA则必须保证：453zz∵从上面计算可知：303z275z则43273053zz这与要求不符。但是∵Ⅲ与Ⅳ都采用了离合器，使齿轮z4和z8的距离拉大了，因而在滑移齿轮在移动过程中不存在相碰的情况，∴三联滑移齿轮在这个设计里是可以实现的。2.1.4传动系统图的拟定：根据以上分析及计算，拟定如下传动系统图：26484119443333223727302333303424主电机2.2主传动主要零件的强度计算：2.2.1电动机的选择1.电动机的功率计算钻头材料选用W18Cr4V,毫米公斤σ/80b根据加工要求选用钻头直径D＝25mm，则查表得进给量S＝0.39～0.47mm，根据钻孔切削用量表查得：n＝377r/min，M=8580N·m则kw32.336.1716200377858036.1716200＝＝MnN……………………………(2.3)2.电动机参数的选择在选择电动机时，必须使得P额定≥P总，根据这个原则，查《机械设计手册》选取Y112M-4型电动机，其基本参数如下（单位为mm）：A=190B=140C=70D=28E=60F=8G=24H=112K=12AB=245AC=230AD=190HD=265BB=180L=4002.2.2齿轮传动的设计计算由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产效率高、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求，所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动；主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动，它的精度直接与工作的平稳性、接触误差及噪声有关。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，但考虑到制造成本，本次设计都选用7-6-6的精度。具体设计步骤如下：1、模数的估算：按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的估算公式：wm332jZnNmm（式中N即为齿轮所传递的功率）…………（2.4）齿面点蚀的估算公式：A332jnNmm（式中N即为齿轮所传递的功率）……………（2.5）其中jn为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。由中心距A及齿数21,ZZ求出模数：212ZZAmjmm……………………………………………………(2.6)根据估算所得wm和jm中较大的值，选取相近的标准模数。前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下：第一对齿轮副∵min/1440rnj∴wm55.114402499.00.4323mmA48.4144099.00.4323mm15.0342448.42jmmm所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为15.0wmmmm第二对齿轮副∵min/1002rnj∴wm76.110022398.099.00.43232mmA98.1100298.099.00.43232mm066.0372398.12jmmm所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为066.0wmmmm第三对齿轮副∵min/631rnj∴wm06.26312298.099.00.432323mmA78.563198.099.00.432323mm175.0442278.52jmmm所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为175.0wmmmm第四对齿轮副∵min/315rnj∴wm71.23151998.099.00.432334mmA22.731598.099.00.432334mm22.0481922.72jmmm所以，第四对齿轮副传动的齿轮模数应为22.0wmmmm综上所述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，但因为Ⅴ轴的转速比较小，扭矩比较大，为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用，需增加Ⅴ轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在Ⅰ～Ⅳ间各个齿轮模数均为1m=2.5mm，在Ⅴ轴上就取mmm32。2、齿轮分度圆直径的计算根据渐开线标准直齿圆柱齿轮分度圆直径计算公式可得各个传动副中齿轮的分度圆直径为：605.2241d855.2342d755.2303d755.2304d5.675.2275d5.825.2336d5.575.2237d5.925.2378d5.825.2339d5.825.23310d555.22211d1105.24412d12334113d7832614d5731915d14434816d3、齿轮宽度B的确定齿宽影响齿的强度，但如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接触不均匀，反儿容易引起振动和噪声。一般取B=（6~10）m。本次设计中，取主动齿