（优秀毕业设计）XK5040数控立式铣床主运动系统及进给系统及控制系统毕业设计CAD图纸全套资料

圈列，其额定负载为，精度等级为级大致相当于老标准级。

传动效率计算式中螺旋升角摩擦角取滚动摩擦系数，刚度验算先画出此纵向进给滚珠丝杠支承方式草图如下图所示图.纵向进给丝杠计算草图最大牵引力为.，支承间距，丝杠螺母及轴承均进行预紧，预紧力为最大轴向负载荷的。

，丝杠的拉伸或压缩变形式中为工作载荷作用下丝杠总长度上拉伸或压缩变形量为丝杠工作载荷为滚珠丝杠在支承间的受力长度弹性模量，对钢，为滚珠丝杠按内径确定的横向截面积号用于拉伸，号用于压缩。

由于两端采用向心推力球轴承，且丝杠有进行了预紧，故其拉压刚度提高了到倍，故实际变形量，滚珠与螺纹滚道间接触变形量该变形量与滚珠列圈数有关，即与滚珠总数量有关，与滚珠丝杠的长度无关。

可用下式计算有预紧时，式中轴向工作负载，.预紧力滚珠直径滚珠数量圈的滚珠数滚珠丝杠的公柱直径。

，支承滚珠丝杠的轴承的轴向接触变形，般占的比重比较大，不同类型的轴承的接触变形量可用不同的公式计算。

采用推力球轴承滚动体直径滚珠数目因施加预紧力，故显然此变形量小于定位精度，故刚度足够。

稳定性校核计算临界负载式中材料弹性横量，刚为截面惯性距，对于丝杠为丝杠两支承端距离丝杠支承变形系数，端固定端自由取.滚珠丝杠两端采用推力轴承，不会产生失稳现象，不需作稳定性校核。

横向进给丝杠计算进给牵引力横向导轨为矩形导轨，计算公式如下这里而移动部件的重力除工作台重量外还有横向溜板的重量，这里去横向溜板的重量为，则。

对于矩形导轨，.，.因此，.计算最大动载荷初选这里取.，则滚珠丝杠螺母副的选型从附录表中查取，可选用内循环螺纹调整预紧的双螺母滚珠丝杠，圈列，其额定动载荷为，精度等级为级。

传动效率计算对于型，刚度验算横向进给丝杠最大牵引力为.，支承间距，因丝杠长度较短。

不许预紧，用螺母及轴承预紧。

计算如下丝杠的拉伸或压缩变形量滚珠与螺纹滚道间接触变形量查系列圈列丝杠螺母副滚珠和螺纹滚道的接触变形量，但由于进行了预紧，支承滚珠丝杠的轴承的轴向接触变形采用圆锥滚子轴承，考虑到进行了预紧，故综合以上几项变形量之和显然此变形量小于定位精度要求，故刚度足够。

稳定性较核计算临界负载式中材料弹性模量，钢为截面惯性距，对于丝杠圆截面为丝杠两支承端距离丝杠支承变形系数，端固定端自由取.。

般，考虑到丝杠自重对水平滚珠的丝杠的影响可取，此丝杠不会产生失稳。

垂直进给丝杠计算进给牵引力垂直导轨为矩形导轨，计算如下这里，数控，立式，铣床，运动，系统，进给，控制系统，设计，毕业设计，全套，图纸这里，共需三个变速组。

传动组传动顺序的安排级转速传动系统的传动组，可以排成，或。

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。

轴如果安置制动的电磁离和器时，为减少轴向尺寸。

第传动组的传动副数不能多，以为宜，有时甚至用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，最后个传动组的传动副选用，或个定比传动副。

这里，根据前多后少的原则，选择方案。

传动系统的扩大顺序安排对于的传动，有！种可能安排，亦即有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致，结构式的传动中，扩大顺序与传动顺序致，称为顺序扩大传动，而，的传动顺序不致，根据“前密后疏”的原则，选择的结构式。

验算变速组的变速范围齿轮的最小传动，最大传动比，决定了个传动组的最大变速范围因此，可按下表，确定传动方案根据传动比及指数，的值公比极限值传动比指数.值值值因此，可选择的传动方案。

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最后扩大传动组的变速范围为按原则，导出系统的最大收效和变速范围为因此，传动方案符合上述条件，其结构网如下图.图.结构网图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。

主电机的选择中型机床上，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，应注意电机的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。

电机的转速异步电动机的转速有，这取决于电动机的极对数机床中最常用的是和两种，选用是要使电机转速与主轴最高速度和工轴转速相近为宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。

根据以上要求，我们选择功率为.，转速为的电机，查表，其型号为，其主要性能如下表电机型号额定功率荷载转速同步转速.分配最小传动比，拟定转速图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，轴转速般取左右较合适。

因此，使中间变速组降速缓慢。

以减少结构的径向尺寸，在电机轴到主传动系统前端轴增加对的降速齿轮副，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，就可以将主轴级转速起提高或降低。

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，从而可使结构紧凑。

但这样引起空载功率和噪音加大.式中系数，两支承滚动轴承和滑动轴承.，三支承滚动轴承所有中间轴轴径的平均值主轴前后轴径的平均值中间传动轴的转速之和主轴转速式中所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值主轴上齿轮分度圆直径的平均值传到主轴上所经过的齿轮对数主轴齿轮螺旋角，系数，根据机床类型及制造水平选取，我国中型车床，铣床.，车床，铣床.从上述经验公式可知，主轴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。

，对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低些，控制齿轮圆周速度可用级齿轮精度，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。

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，升速传动中，最大传动比，过大，容易引起振动的噪音。

，降速传动中，最小传动比。

过小，则主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大将导致结构庞大。

分配最小传动比，决定轴和的传动比，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决定各变速组的传动比由前面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”的原则，取轴的最小降速比为极限值的，.轴和轴均取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.所示图.传动系统图齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制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，根据要求的传动比和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数选择是应考虑，传动组小齿轮不应小于允许的最小齿数，即推荐对轴齿轮，特殊情况下，对套装在轴上的齿轮特殊情况下，对套装在滚动轴承上的空套齿轮，当齿数少于不发生根切的最小齿数时压力角的直齿标准般需对齿轮进行正变位修正。

，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，般取则，如图.所示。

同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，在定范围内调整中心矩使其相等但修正量不能太大，般齿数差不能够超过个齿。

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间变速齿轮齿数的确定由于公比.，传动比为设传动组中最小齿轮齿数，查机床设计手册表.可查得.，.，.齿数和为公用齿轮选为轴间变速组齿轮齿数的确定传动比为根据，主动轮齿数为，从表.可查得.，.，.齿数和为轴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。

轴间的两对齿轮，其传动比为，分别取，则取按传动比将齿数分配如下，轴及间齿数确定，由于这两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。

，取轴间锥材料齿轮齿数为，轴间齿轮齿数为。

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主轴的各级实际转速分别为.，.，，，.，.，.，.而.故符合条件同理经验算，其他各级转速也满足要求。

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，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.所示图.主传动系统图主运动传动链的传动路线表达式如下电动机主轴.传动件的估算与验算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。