DK7732数控高速走丝电火花线切割机床及控制系统设计毕业论文

DK7732数控高速走丝电火花线切割机床及控
制系统设计毕业论文
一、总体方案设计
（一）总体方案的拟定
（1）电火花线切割机床具有定位，纵向和横向的直线插补功能；还能要求暂停，进行循环加工等，因此，数控系统选取连续控制系统。

（2）电火花线切割机床属于经济型数控机床，在保证一定加工精度的前提下，应简化结构，降低成本。

因此，进给伺服系统应采用步进电机开环控制系统。

（3）根据电火花线切割机床最大的加工尺寸，加工精度，控制速度和经济性要求，一般采用8位微机。

在8位微机中，MCS-51系列单片机具有集成度高，可靠性好，功能强，速度快，抗干扰能力强，具有很高的性能价格比。

因此，可选择MCS-51系列单片机扩展系统。

（4）根据系统的功能要求，微机控制系统中除了CPU外，还包括扩展程序存储器，扩展数据存储器，I/O接口电路；包括能输入加工程序和控制命令的键盘，能显示加工数据和机床状态信息的显示器；包括光电隔离电路和步进电机驱动电路。

此外，系统中还应该包括脉冲发生电路和其他辅助电路。

（5）纵向和横向进给是两套独立的传动链，它们由步进电机、齿轮副、丝杠螺母副组成，起传动比应满足机床所要求的。

（6）为了保证进给伺服系统的传动精度和平稳性，选用摩擦小、传动效率高的滚珠丝杠螺母副，并应有预紧机构，以提高传动刚度和消除间隙。

齿轮副也应有消除齿侧间隙的机构。

（7）采用滚动导轨可以减少导轨间的摩擦阻力，便于工作台实现精确和微量移动，且润滑方法简单。

在上述方案的基础上，有条件的还可以进一步实现钼丝的角度调节，使加工过程更加细致。

（伺服系统总体方案框图如图1.1）
（二）主要技术参数的确定
技术参数主要包括运动参数，尺寸参数和动力参数。

DK7732电火花线切割机床的主要技术参数如下：
工作台行程/mm 500x320
最大切割厚度/mm 30（可调）
加工表面粗糙度Ra/μm 2.5
加工精度/mm 0.015
切割速度/mm2/min 100
切割工件最大厚度120mm
加工锥度3°～60°
电极丝移动速度 11m/s
电极丝最大直径φ0.1～φ0.2mm
图1.1 伺服系统总体方案框图
二、储丝走丝部件结构设计
（一）储丝走丝部件运动设计
运丝机构的运动是由丝筒电机正反转得到的。

电极通过联轴节与丝筒连接，丝筒装有齿轮，通过过渡齿轮与丝杆上的齿轮啮合。

丝杆固定在丝板上，螺母固
定上底座上，拖板与底座采用装有滚珠的V形滚动导轨连接，这样丝筒每转一周拖板直线移动相应的距离，因此机床工作前应根据零件厚薄和精度要求在
0.12—0.25mm的范围内选择适当的钼丝直径。

1、对高速走丝机构的要求
①高速走丝机构的储丝筒转动时，还要进行相应的轴向移动，以保证电极丝
在储丝筒上整齐排绕。

②储丝筒的径向跳动和轴向窜动量要小。

③储丝筒要能正反转，电极丝的走丝速度在7—12m/s范围内无级或有级可
调，或恒速运转。

④走丝机构最好与床身相互绝缘。

⑤传动齿轮副，丝杠副应该具备润滑措施
2、高速走丝机构的结构及特点
高速走丝机构由储丝筒组合件、上下拖板、齿轮副、换向装置和绝缘部分组成，如图2.2所示
储丝筒由电动机通过联轴器带动正反向转动。

储丝筒另外一端通过三对齿轮减速后带动丝杠。

储丝筒、电动机、齿轮都安装在两个支架上。

支架及丝杠则安装在拖板沙锅内，调整螺母装在底座上，拖板在底座上来回移动。

螺母具有消除间隙的副螺母和弹簧，齿轮及丝杠螺距的搭配为没旋转一圈拖板移动0.25mm。

所以该储丝筒适用于Φ0.25mm以下的钼丝。

储丝筒运转时应平稳，无不正常振动。

滚筒外圆振摆应小于0.03mm，反向间隙应小于0.05mm，轴向窜动应完全彻底消除。

高频电源的负端通过碳刷送到储丝筒轴的尾部，然后传到钼丝上，碳刷应保持良好接触，防止机油或者其他脏物进入。

储丝筒本身作高速正反向转动，电机、滚筒及丝杠的轴承应定期拆洗并加润滑脂，换油期限可根据使用情况具体决定。

其余中间轴、齿轮、导轨及丝杠、螺母等每班应注油一次。

（1）储丝筒旋转组合件
储丝筒旋转组合件主要由储丝筒、联轴器和轴承座组成。

①储丝筒储丝筒是电极丝稳定移动和整齐排绕的关键部件之一，一般用
45号钢制造。

为了减少转动惯量，筒壁应尽量薄，按机床规格，本次设计DK7732应选用4mm（符合1.5—5mm）。

为了进一步减少转动惯量，也可以选用铝镁合金材料制造
储丝筒壁厚要均匀，工作表面要有较好的表面粗糙度，一般Ra为0.8μm。

为保证储丝筒组合件动态平衡，应严格控制内孔、外圆对支撑部分的同轴度。

储丝筒与主轴装配后的径向跳动量应不大于0.01mm。

一般装配后，以轴的两端中心孔定位，冲摸储丝筒外圆和与轴承配合的轴径。

②联轴器走丝机构中运动组合件的电机轴与储丝筒中心轴，一般不采用整体的长轴，而是利用联轴器将二者联在一起。

由于储丝筒运行时频繁换向，联轴器瞬间受到正反剪切力很大，因此多采用弹性联轴器和摩擦锥式联轴器。

图1.2 运丝系统机构结构图
a.弹性联轴器，如图2.1所示
图2.1 弹性联轴器
弹性联轴器结构简单，惯性力矩小，换向较平稳，无金属撞击声，可以减少对储丝筒中心轴的冲击。

弹性材料采用橡胶、塑料或者皮革。

这种联轴器的优点是，允许电动机轴与储丝筒轴稍有不同心和不平行（最大不同心允许为0.2—0.5mm，最大不平行为1°），缺点是由它联接的两根轴在传递扭矩时会有相对转动。

b. 摩擦锥式联轴器，如图2.2所示。

摩擦锥式联轴器可带动转动惯量大的大、中型储丝筒旋转组合件。

此种联轴器可传递较大的扭矩，同时在传动符合超载时，摩擦面之间的华东还可以起到过载保护作用。

因为锥形摩擦面会对电机和储丝筒产生轴向力，所以在电机主轴的滚动支撑中，应选用向心止推轴承和单列圆锥滚子轴承。

此外，还要正确选用弹簧规格。

弹力过小，摩擦面打滑，使传动不稳定或摩擦面过热烧伤；弹力过大，会增大轴向力，影响中心轴的正常转动。

图2.2 摩擦锥式联轴器
c.磁力联轴器是依靠磁力无接触式联接的，保留了传统联轴器的优点。

具体有如
下几种。

套筒式磁力联轴器（如图3.1所示）
图3.1 套筒式磁力联轴器
此种联轴器主动磁极3和从动磁极2均可为圆筒状或以若干磁铁排列成圆筒状，并用黏结剂分别将其固定于主动轴套4外表面上和从动轴套1没表面上，主动轴6与被动轴7间用键5、8联接。

主动磁极3和从动磁极2之间有一定间隙，其目的为：两磁极之间无摩擦，靠磁场联接；被联接两轴因受制造及安装误差，承载后变形及温度变化等因素影响，往往不能严格对中心。

留有一定间隙，可补偿这一不足，还可适当降低加工及装配要求。

该套筒式联轴器因磁场面积大，可以传递较大扭矩。

其磁场联接力可以通过改变主动轴套4和从动轴套1的配合长度来进行调整。

圆盘式磁力联轴器（如图3.2所示）
图3.2 圆盘式磁力联轴器
此种联轴器主动磁极3和从动磁极2均可为圆盘状或以若干磁铁排列成圆形射线状，并用黏结剂分别将其固定于主动轴套4和从动轴套1的大表面上。

由于圆盘式联轴器磁场面积小，所以传递扭矩小，并且体积相应的也小。

其磁场联
接力可以通过改变主动磁极3和从动磁极2之间的距离来进行调整。

由于磁力联轴器轴与轴之间没有零件直接联接，而是靠磁场联接来传递扭矩，因此电机换向时，转动惯量被磁力线的瞬时扭曲抵消；在超负荷时，键8、5联接的主动轴7与从动轴6可以自动打滑脱开，起到安全离合器的作用，不会损坏任何零部件。

主动磁极3和从动磁极2均用强的永磁材料制成，例如，铁氧体、稀土合金等。

综合上述几种类型，参照本次设计要求，选择性价比最高的，显然a类型既是弹性联轴器已经满足条件，因此本次设计选用弹性联轴器。

（2）上下拖板
走丝机构的上下拖板我们决定采用下面两种滑动导轨之一。

燕尾型导轨，这种结构紧凑，调整方便。

旋转调整杆带动塞铁，可改变导轨副的配合间隙。

但该结构制造和检验比较复杂，刚性较差，传动中摩擦损失也较大。

三角、矩形组合式导轨，如图4.1所示。

导轨的配合间隙由螺钉和垫片组成的调整环节来调节。

图4.1 三角、矩形组合式导轨
由于储丝筒走丝机构的上拖板一边装有运丝电动机，储丝筒轴向两边负荷差较大。

为保证上拖板能平稳的往复移动，应把下拖板设计的较长以使走丝机构工作时，上拖板部分可始终不滑出下拖板，从而保持拖板的刚度、机构的稳定性及运动精度。

经比较，显然三角、矩形组合式导轨是比较理想的，因此，决定选用此种导轨作为本次设计之用。

（3）齿轮副与丝杠副
走丝机构上拖板的传动链是由2-3级减速齿轮副和一组丝杠副组成，它使储
丝筒在转动的同时，作相应的轴向位移，保证电机丝整齐的排绕在储丝筒上。

在本次设计线切割机中，走丝机构常是通过配换齿轮来改变储丝筒的排丝筒的排丝距离，以适应排绕不同直径电机丝的要求。

丝杠副一般采用轴向调节法来消除螺纹配合间隙。

为防止走丝电机换向装置失灵，导致丝杠副和齿轮副损坏，在齿轮副中，可选用尼龙轮代替部分金属齿轮。

这不但可以在电机换向装置失灵时，由于尼龙齿轮先损坏，保护丝杠副与走丝电机，还可以减少振动和噪声。

但是由于要照顾专业知识的复习，所以决定选用传统的金属材料制造。

（4）线架、导轮部件结构
线架与走丝机构组成了电极丝的运动系统。

线架的主要功用是在电极丝按给定线速度运动时，对电极丝去支撑作用，并使电极丝工作部分与工作台平面保持一定的几何角度。

对线架的要求是：
①具有足够的刚度和强度，在电极丝运动（特别是高速1走丝）时，不应出现振动和变形；
②线架的导轮有较高的运动精度，径向偏摆和轴向窜动不超过5μm；
③导轮与线架本体、线架与床身之间有良好的绝缘性能；
④导轮运动组合件有密封措施，可防止带有大量放电产物和杂质的工作液进入导轮轴承；
⑤线架不但能保证电极丝垂直于工作台平面，在具有锥度切割功能的机床上，
还具备能使电极丝按给定要求保持与工作台平面呈一定角度的功能。

线架按功能可分为固定式、升降式和偏移式三种类型；按结构可分为悬臂式和龙门式两种类型。

悬臂式固定线架主要由线架本体、导轮运动组合件及保持器等组成。

（1）线架本体结构
中、小型线切割机床的线架本体常采用单柱支撑、双臂悬梁式结构。

由于支撑电极丝的导轮位于悬臂的端部，同时电极丝保持一定张力，因此应加强线架本体的刚度和强度，使线架的上下悬臂在电极丝运动时不致振动和变形。

为了进一步提高刚度和强度，在上下悬臂间增加加强筋的结构。

有的机床的
线架本体有的采用龙门结构。

这时，工作台拖板只沿一个坐标方向运动，另一个坐标方向的运动通过架在横梁上的线架拖板来实现。

此外，针对不同厚度的工件，还有采用丝臂张开高度可调的分离式结构，活动丝臂在导轨上滑动，上下移动的距离由丝杠副调节。

松开固定螺钉时，旋转丝杠带动固定于上丝臂体的丝母，使上丝臂移动。

调整完毕后拧紧固定螺钉，上丝臂位置便固定下来。

为了适应线架丝臂张开高度的变化，在线架上下部分应增设副导轮，如图4.2所示：
储丝筒
副导轮导轮
图4.2 可移动丝臂
(2)导轮部件结构
①导轮是本机床关键零件，关系到切割质量，对导轮运动组合件的要求如下。

a.导轮V形槽面应有较高的精度，V形槽底的圆弧半径必须小于选用的电极丝
半径，保证电极丝在导轮槽内运动时不产生轴向移动。

b.在满足一定强度要求下，应尽量减轻导轮质量，以减少电极丝换象时的电极
丝与导轮间的滑动摩擦。

导轮槽工作面应有足够的硬度，以提高其耐磨性。

c.导轮装配后转动应轻便灵活，应尽量减少轴向窜动和径向跳动。

d.进行有效的密封，以保证轴承的正常工作条件。

②导轮运动组合件的结构
导轮运动组合件的结构主要有三种：悬臂支撑结构、双支撑结构和双轴尖支
撑结构。

悬臂支撑结构如图 5.1所示，结构简单，上丝方便。

但是因为悬臂支撑，张紧的电极丝运动的稳定性较差，难于维持较高的运动精度，同时也影响导轮和轴承的使用寿命。

图5.1悬臂支撑导轮结构
双支撑结构为导轮居中，两端用轴承支撑，结构复杂，上丝麻纺。

但是此种结构的运动稳定性较好，刚度较高，不容易发生变形及跳动。

双轴尖支撑结构。

导轮两端加工成30˚锥形轴尖，硬度在RC60以上。

轴承由红宝石或者锡磷青铜制成。

该结构易与保证导轮运动组合件的同轴度，导轮轴向窜动和径向跳动量可以控制在较小的范围内。

缺点是轴尖运动副摩擦力大，易于发热和磨损。

为补偿轴尖运动副的磨损，利用弹簧的作用力使运动副良好接触。

比较以上三种结构特点，可以看出DK7732高速走丝电火花线切割机床的导轮选择第二种比较适宜。

③导轮的材料为了保证导轮轴径与导向槽的同轴度，一般采用整体结构。

导轮要求用硬度高、耐磨性好的材料制成（如GCr15、W18Cr4V），也可以选用硬质合金或陶瓷材料制造导轮的镶件来增强导轮V形工作面的耐磨性和耐蚀性。

④导轮组合件的装配
导轮组合件装配的关键是消除滚动轴承中的问题，避免滚动体与套环工作表面在负荷作用下产生弹性变形，以及由此引起的轴向窜动和径向跳动。

因此，常用对轴承施加预负荷的方法来解决。

通常是在两个支撑轴承的外环间放置一定厚度的定位环来获得预负荷。

预加负荷必须适当选择，若轴承承受预加负荷过大，
在运转时会产生急剧磨损。

同时，轴承必须清洗的很洁净，并在显微镜下检查滚道内是否有金属粉末、碳化物等，轴承经清洗、干燥后，填以高速润滑脂，起润滑和密封作用
（二）储丝走丝部件主要零件强度计算
1.齿轮传动比的确定
钼丝丝距选择为0.25mm。

储丝筒每转一周，拖板带动储丝筒移动0.25mm，丝杠螺距选择为1.5mm。

所以储丝筒与丝杠见齿轮传动比为：
u=0.25/1.5=1：6；
采用二级齿轮传动，取u
1=1/2，u
2
=1/3。

2.齿轮齿数的确定
取Z=23；由于齿轮齿根与轴上键距离不能为零。

即d
f /2–（d+t
1
）>2m
由d=16mm查设计手册得：t
1
=2.3；
而d
f1=d
1－
2h
f
=（z
1
–2ha*–2c*）m
=(23–2–0.5)m
=20.5m
代入上式得：20.5/2m–（16+2.3）/2 >2m
m>1.3
取m=2则Z
2=2Z
1
=46
d 1=mZ
1
=2×23=46mm
d 2=mZ
2
=2×46=92mm
取Z
3
=23
Z 4=3Z
3
=3×23=69
d 3=mZ
3
=2×23=46mm
d 4=mZ
4
=2×69=138mm
齿轮1，2中心距 a 1=(d 1+d 2)/2=(46+92)/2=69mm 齿轮3，4中心距 a 2=(d 3+d 4)/2=(46+132)/2=92mm
参考书《机械设计》 取b=0.5d 1=0.5×46=23mm 其他数据如下 da 1=(Z 1+2ha *)m
=(23+2×1) ×2 =50mm da 2=(Z 2+2ha *)m =(46+2×1) ×2 =96mm
d f1=(Z 1－2ha *－2c *)m
=(23－2×1－2×0.25) ×2 =41mm
d f2=(Z 2－2ha *－2c *)m
=(46－2×1－2×0.25)×2 =87mm
同样可以计算得: da 3=50mm da 4=142mm df 3=41mm df 4=133mm
3. 传动件的估算
根据公式 d=91[]4)/(Φnj N mm 其中 N —该传动轴的输入功率 N=N d 其中N d －电机额定功率
η－从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积
n j －该传动轴的计算转速r/min
计算转速n j 是传动件能传递全部功率的最低转速
［φ］－每米长度上允许的扭转角（deg/m ） 取η=0.995，N d =0.55kw N= N d η =0.55×0.995 =0.54725kw n j =1390r/min d=91
4
400
1000139054725
.0⨯
=10.2mm
4. 齿轮模数估算
齿轮弯曲疲劳估算：
m 3
32j
Zn N ≥ =323
6
1
139********.0⨯
⨯⨯
=1.039mm
齿面点蚀估算：
A 3
370j
n N ≥ =370
3
6
1139054725
.0⨯
=49.28mm
其中n j 为大齿轮的计算转速，A 为齿轮中心距
中心距A 及齿数Z 1、Z 2求出模数
j m =
212Z Z A
+
=
46
2328
.492+⨯
=1.428mm
取m j
m w 中较大者 m j =1.428，现取m=2
（2） 齿轮模数的验算：
根据接触疲劳计算齿轮模数公式为 m j =16300
()[]
J m s I Z N k k k k i σϕ213211±mm
式中： N —计算齿轮传递的额定功率 N=kw N d η n j —计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/min m ϕ—齿宽系数m ϕ=b/m ，m ϕ常取6～10。

Z 1—计算齿轮的齿数，一般取传动中最小的齿轮的齿数；
i 大齿轮与小齿轮的齿数比，
i=
”用于内啮合；用与外啮合，“-+≥"",11
2
Z Z s k —寿命系数，s k =q N n T k k k k ；
00
60C m C nT
k k m
T T 和基准循环次数曲线指数弯曲交变载荷下的疲劳齿轮等传动件在接触和工作期限系数，=-n —齿轮的最低转速r/min
T —预定的齿轮工作期限，中型机床推荐，T=15000～20000h ； k n —转速变化系数；
k q —材料强化系数。

幅值低的交变载荷可使金属材料的晶粒边界强
化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用；
k N —功率利用系数 k 1—工作情况系数 k 2—载荷系数 k 3—齿向载荷分布系数 Y —齿形系数 ［w σ］、[]j σ—许用弯曲接触能力 查表得：k 1=1.2，k 2=1.2，k 3=1.15 K s =T k k n k N k q
=m
C nT
60k n k N k q
=37
10
2000031
139060⨯⨯⨯×0.78×0.51×0.60 =0.91
N=0.54725kw m ϕ=10 []j σ=600MPa 则 m j =16300
()3
113906002231054725.091.015.12.12.11222⨯
⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯+mm
=1.824mm
根据弯曲疲劳计算齿轮计算模数公式为： M w =275
[]
w j m s n Y Z N
k k k k σψ1321mm
=275
220
3
1
136010414.02354725
.0554.015.12.12.1⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯
=0.063mm K s =T k k n k N k q
=m
C nT
60k n k N k q
=68
10
22000031
1390 60⨯⨯⨯⨯⨯0.89⨯0.70⨯0.75 =0.554
所以m=2符合要求
（三） 储丝走丝部件主要零件强度验算
1. 齿轮强度的验算
齿根危险截面的弯曲强度条件式
[]F d sa Fa F Z m Y Y kT σσ≤Φ=
2
1
3
12
k —载荷系数 k=k A k v βαk k
d Φ—齿宽系数，取0.5
k A —使用系数，取1 k v —载荷系数，取1.05
αk —齿间载荷分配系数，.0.1=αH k 0.1=αF k βk —齿向载荷分布系数
1T —小齿轮传递的转距 1T =95.5×105P 1/n 1
=95.5×105×0.55/1390 =3.78×103N ·mm
b k d
d H 32
2
1015.0)7.61(18.011.1-⨯+ΦΦ++=β
=1.11+0.18(1+6.7×0.52) ×0.52+0.15×10-3×0.5 =1.23045 K=1×1.05×1.0×1.6
=1.218
查得：b/h=23/4.5
=5.11
βF k =1.16
Fa Y —载荷作用与齿顶时齿形系数 sa Y —载荷作用与齿顶时应力校正系数 查表得：Fa Y =2.69，sa Y =1.575
则F σ=2
332325.0575
.169.21078.3218.12⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯
=18.4MPa
[]F
Flin
FN F S k σσ=
N=60njL h
=60×1390×1×20000 =1.668×106
s —疲劳强度安全系数， s=s H =1, s=s F =1.25～1.5
k N —寿命系数 （k FN =1.0，k HN =1.0） lim σ—齿轮的疲劳极限 ST FE F Y /lim σσ=
=340MPa
MPa H 520lim =σ
[]MPa
F 27225
.13400.1=⨯=
σ
所以F σ＜[]F σ []E H d H Z Z u
d u kT 3
11)1(2Φ±=σ≤[]H σ
其中： Z H
—区域系数
Z E —弹性影响系数
Z H=)cos /(sin 2αα
20
=α
Z H =2.5 Z E =189.8MP 2
1a
k H =k A k V βαH H k k =1×1.05×1.0×1.23045 =1.29 89.2598.1895.221246
5.01078.329.123
3=⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯=H
σ []MPa H 520=σ , H σ ＜[]H σ
因此，所设计齿轮也满足齿面接触疲劳强度要求， 齿轮设计合格。

2.主轴的验算
按弯扭合成应力校核轴的强度：
根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图6.1 (a)。

并分别作出水平方向和垂直方向的弯矩图，如图 (b),(c)，以及扭矩图如图 (d)。

先计算轴上的载荷： m N n P T ⋅⨯=⨯==31111078.31390
55
.095500009550000
齿轮的分度圆直径为：mm mz d 462321=⨯==.
N
d T F t 3.16446
1078.3223
11=⨯⨯==
N F F t r 8.5920tan 3.164tan === α
图6.1 轴的结构图与弯矩扭矩图
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以明显的看出截面B是危险截面。

先将计算出的截面C 处的M H、M r及M的值列于下表1.1
表1.1 应力计算表
轴的计算应力：[]12
12)(-<+=
σασW
T M ca
入如表1.1中数值得：ca σ=5.7MPa
前已经选顶的轴的材料为45号钢，调质处理 查得[]1-σ=60MPa 因此ca σ<[]1-σ，故安全
(四） 主轴组件结构设计
1. 轴承的配置形式
一般来说数控机床的主轴结构的轴承有以下几种配置形式：
（1） 前后支承均采用双列短圆柱滚子轴承来承受径向载荷，安装在前端的两个
推力球轴承用来承受前后方向的轴向负载。

这种结构能承受较大的负载(特别是轴向负载），可适应强力切削，但主轴转速不能太高，轴承在高转速时容易发热。

由于推力球轴承安装在主轴前端，当主轴旋转时前轴承和后轴承温度差较大，热变形对主轴精度影响也较大。

前轴承温度高，主轴前端升高量大，后轴承温度低，主轴末端升高量小，因此，这种机构目前应用较小。

（2） 前后支承用双列短圆柱滚子轴承来承受径向负荷，用安装在主轴前端的双
向向心推力球轴承来承受轴向负载。

这种结构刚性较好。

（3） 前轴承用单列向心推力球轴承，背靠背安装，由2～3个轴承组成一套，
用以承受径向和轴向负载；后轴承用双列短圆柱滚子轴承。

这种结构适应较高转速、较重切削负载，主轴精度较好。

但所承受的轴向负载较前两种结构小。

（4）前后支承均采用成组单列向心推力球轴承，用以承受径向和轴向负载。

这种结构适应高转速，中等负载的数控机床。

在中、小规格的数控机床上采用这种机构较多。

本次设计主轴所采用的轴承支承方式为第四种。

`2. 主轴组件的调整和预紧
滚动轴承的预紧是采用适当的方法是滚动体和内外套圈之间产生一定的预变形而带伏负游隙运行。

预紧的目的是增加轴承的刚度，提高旋转精度，延长轴承寿命。

按预载荷的方向可分为轴向预紧和径向预紧。

而角接触球轴承主要是轴向预紧，这可明显提高轴向刚度。

如下图为单个角接触球轴承的载荷—变形曲线，其弹性变形量δa与轴向外载荷Fa的关系为δa ∝Fa²³。

没有预紧时，在Fa作用下，轴承的轴向变形量为δa1；而在具有预紧Fa0条件下，同样作用轴向载荷Fa，轴承的轴向变形增量为δa2，显然δa2<δa1，轴承的轴向刚度有所提高。

角接触球轴承载荷-变形曲线
图5.2 角接触球轴承载荷—变形曲线
三、进给传动设计
（一）进给传动运动设计
1.脉冲当量和传动比的确定
1）脉冲当量的确定
目前，常用脉冲编码器兼作位置和速度反馈。

步进电机每转一转传感器发出一定数量的脉冲每个脉冲代表电机一定数量的脉冲，每个脉冲代表电机一定的转角。

步进电机是一种电脉冲控制的特种电机，对于每一个电脉冲步进电机都将产生一个恒定的步进角位移，每一个脉冲或每步的转角称为步进电机的步距角θ，可由选用的步进电机型号从技术数据表中查出。

/)
]
[(脉冲
b
因此，每脉冲代表锻机一定的转角，这个转角经齿轮副和滚珠丝杆使工作台移动一定的距离。

每个脉冲所对应的执行件（如工作台）的移距，称为脉冲当量δ，单位为mm/脉冲。

或分辨率，记为
p
应根据机床或工作台进给系统所要求的定位精度来选定脉冲当量。

考虑到机械传动系统的误差存在，脉冲当量值必须大于定位精度值。

此次设计的电火花成型机对机床定位精度的设计要求是±0.01mm ，根据该精度要求可确定脉冲当量为p δ=0.005mm/脉冲。

2）传动比的确定
设传动副的传动比为i ，若为一级传动，则1221//z z n n i ==,11,z n 为主动齿轮的转速和齿数，22,z n 为主动齿轮的转速和齿数。

若为多级传动，则i 为总传动比。

对于步进电机，当埋藏当量p δ（mm/脉冲）确定，并且滚珠丝杆导程0L （mm ）和电机步距角]/)[(脉冲 b θ都也已初步选定后，则可用下式计算主轴系统的传动比
1
005
.0360536.03600=⨯⨯==
p b L i δθ i=1。

（二）滚珠丝杠螺母副的型号选择和滚珠丝杠的选型和校核
1.滚珠丝杠螺母副的型号选择
（1）最大工作载荷计算
滚珠丝杠上的工作载荷F m （N ）是指滚珠丝杠副在驱动工作台时滚珠丝杠所承受的轴向力，也叫做牵引力。

它包括滚珠丝杠的走刀抗力及与移动体中立和作用于导轨上的其他切削分力相关的摩擦力，可用下列实验公式进行计算。

对于矩形导轨 F m =KF L +f(F V +F C +G)
式中： F L —工作台进给方向载荷
F V —工作台垂直载荷
F C —工作台横向载荷
G —移动部件的重力
K —考虑颠覆力矩影响的实验系数
f —考虑颠覆力矩影响的摩擦系数
对于滚动导轨：f=0.0025～0.005
由于电火花线切割是电极丝放电进行加工，可以认为F L ，F V ，F C 近似为零
所以：F m =fG
取f=0.005，G=1000kg （估算）
F m =fG=1000×0.005=5
（2） 最大动载荷C 的计算及主要尺寸初选
滚珠丝杠应根据断定动载荷C a 选用，最大动载荷计算原理与滚动轴承相同。

滚珠丝杠的最大动载荷应用下式计算
m m F f L C 3= L=60nt/106
0/1000L v n =
式中：L —工作寿命，单位106r
n —丝杠转速，单位r/min
v —最大切削力条件下进给速度，单位m/min
L 0—丝杠基本导程，单位mm
t —额定使用寿命，单位h ，可取t=15000h
f m —运转状态系数，无冲击取1～1.2，一般情况1.2～1.5
所以 m m F f L C 3= =4.1553⨯⨯
=11.96
0/1000L v n = =（1000×100×10
-3）/5
=20r/min
L=60nt/106。