外伸悬臂梁门式起重机设计毕业论文.doc

太原科技大学华科学院毕业设计（论文）外伸悬臂梁门式起重机设计毕业论文第一章 总体设计1.1 基本参数 ： 10t/13m单主梁L型门式起重机结构设计跨度：13m；起重量：10t；滑轮组倍率：3；工作级别：E4；起身高度H：8m；起升速度：8m/min；大车轮距：7500mm；大车运行速度：45m/min； 小车运行速度：39m/min；小车轮距：2500m；工作风压：25kg/m；非工作风压：80kg/m； 注：吊钩大小车运行机构均为中级工作类型 TC%=25。1.2 主梁尺寸及截面几何特性：（1）、 主梁的几何尺寸 高度 H（）L=()13=0.870.52m 取H=1.016mm 宽度 B（0.60.8）H=（0.60.8）1.016=0.6090.8128m 取B=656mm 板厚：=8mm 其余尺寸：h=1016mm, b=600mm (腹板间距)（2）、 主梁的几何特性： 面积：A=65682+100082=26496 静矩： =4 =5.7惯性矩的计算公式为： I=+A经计算： =3.9995 =1.85511.3支腿的几何尺寸和几何特性： 计算门架内力时，取计算高度： H= 6.57m;计算支腿平面内力时取 h=5.4m. A-A截面 面积： A=220082+143682=58180 惯性矩： =2.2298 =3.7358 截面模数： =3 =3.4 B-B截面 面积 ： A=201082+80082=44960 惯性矩： =5.9319 =1.2835 截面模数：=1.5 =1.3 1.4 下横梁尺寸及截面几何特性 C-C截面 A=100082+182482=45180 惯性矩： =2.1516=5.91 截面模数： =2.3 =1.12； D-D截面 A=90082+162482=40380 惯性矩： =1.53 =3.78 截面模数： =1.9 =8.4 第二章 载荷计算2.1 自重载荷 它包括主梁、支腿以及司机室和其他固定设备等的重量产生的重力，在行设计时，首先需要估算结构自重。 根据同类机型得出：主梁的重量为： 主梁的单位长度质量：=1.05=8900N/m式中： 起升冲击系数 ，=1.052.2 小车轮压 吊钩滑轮组重： 单主梁小车有两个垂直的车轮轮压：2 =+ =1.05， 2=1.056286+1.32（10000+322）=20225kg =20225/2=10112kg2.3 小车起、制动时由于货重和小车自重引起的惯性力 为减小惯性力，限制起、制动时间在58s的范围之内，通常惯性力可按主动轮与轨道之间的粘着力计算。 小车起、制动的总惯性力为：=V， 式中： 车轮沿轨道的动摩擦系数，一般取=0.14 V小车主动轮静轮压之和 V=0.14=2.4 大车起、制动时产生的惯性力 大车制动时产生的惯性力也受限于车轮与轨道的粘着力。（1）、主梁自重引起的惯性力=13756N（2）、货物自重和小车自重引起的惯性力，若取作用在处：=14699N.(3)、支腿自重引起的惯性力支腿自重：=66609.8=65368 N=6590N(4)、主梁自重引起的惯性力化成均布载荷 =764.22 N/m2.5 风载荷风载荷由风压和受风物体的体型尺寸所决定，风压是风载荷的基本量，风压与风速和空气密度有关。按照起重机在风力作用下是否能正常工作，把风载荷分为工作状态风载荷和非工作状态风载荷两类。工作状态风载荷公式： 非工作状态风载荷公式： =式中：起重机或物品的工作状态的风载荷 起重机或物品的非工作状态的风载荷 分压高度变化系数 C风力系数 A起重机或物品垂直于风向的迎风面积，取决于结构的类型和轮廓尺寸，按最不利的迎风方位计算其垂直风向平面上的投影面积。工作状态系数：=250， C=1.7非工作状态系数： =600，=1， C=1.71）、作用在主梁上的风载荷迎风面积 A=H(L+2)=1.016 (13+22.5)=18.288 =1.725018.288=7772.4N =1.7160018.288=18653.76 N将主梁上的风载荷化为均布载荷： =879.7 N/m=2111.4 N/m2)、 作用在支腿上的风载荷 迎风面积 A=HB=5.41.675=9.045 =1.72509.045=3844.1N =1.716009.045=9225.9N将支腿上的风载荷化为均布载荷： =711.87 N/m=1708.5 N/m3)、 作用在小车上的风载荷 小车的迎风面积由小车的防风罩的尺寸确定：A=8=1.72508=3400N=1.76008=8160N4)、 作用在货物上的风载荷 根据吊运物品的质量，货物迎风面积的估算值为：A=7=1.72507=2975N;=1.716007=7140N;第三章 内力计算3.1 主梁的内力计算 计算主梁的内力时，将门架当作平面静定结构分析1、垂直面内的内力 1）、主梁均布自重引起的内力 支反力： =（+） =8900(+2.5) =80100N 剪力： =89002.5=22250N =-L =890013 =-57850N 弯矩： =-=-8900=27812.5N.m =-(-)=8900/2(-)=160200N.m 2)、移动载荷引起的主梁内力取小车轮压=10112 kg9.8=99097.6N 分别计算小车位于跨中和悬臂端时的主梁内力：A、 小车位于跨中时： = = =694792.27N.m 由最大弯矩作用位置： x=5.9m 由此得支反力：=+ =99097.6+99097.6 =118154.5N =(+)-=99097.62-118154.5=80040.7N 剪力： =118154.5N =80040.7NB、 小车位于悬臂端时： 支反力：=+ =99097.6+99097.6=224875N =- =-99097.6-99097.6=-26680N 剪力：=26680N =-=26680-224875=-198195N 弯矩：=-(-k) =-99097.63-99097.6(3-2.5)=-346841.6 N =L/2=-2668013/2=-173420 N.m3)、 小车制动惯性力引起的主梁内力 当小车制动时，惯性力顺主梁方向引起主梁内力。 支反力：=h/L=6.57/13=5757.8N 剪力： =5757.8N =N 弯矩： =h=6.57=37426 N.m （2）、 水平平面内的内力 1）、 当大车制动时，由于惯性力和风载荷引起的主梁内力，在主梁水平面内，由于大车制动时产生的惯性力顺大车轨道方向，其中由主梁自重引起的惯性力和由满载小车自重引起的，顺大车轨道方向的风载荷为：、和. 它们引起的主梁内力见下图： 主梁自重引起的惯性力化成均布载荷：=509.792 N/m. A、 小车在跨中，求得弯矩： =-（+）=-(764.22+879.7) =-5137.25 N.m =（+）(/4-)-(+)L =(764.22+879.7) (/4-)- (14699+3400+879.7) 13=-105542.6 N.m B、 小车在悬臂端，求得弯矩： =-（+）- (+) =-(764.22+879.7) -(14699+3400+879.7) 5=-4968949.46 N.m=（+）(/4-)-(+) =(764.22+879.7) (/4-)-(14699+3400+879.7) 5=28043.4 N.m 现分别将主梁垂直面和水平面内的弯矩列表如下：主梁垂直面内弯矩（N.m） 产生弯矩的内力小车位置主梁均布质量q移动载荷P小车在跨中-162421.87528875001290009.04小车在悬臂-162421.875288750-1207020.675603510.3375 产生弯矩的内力小车位置小车制动时产生惯性力外力合成小车在跨中139666.1769833.085-22755.7051648592.125小车在悬臂139666.176983338962093.42主梁水平面内弯矩（N.m） 产生弯矩的内力小车位置、等小车在跨中-5137.25+368949.46小车在悬臂-105542.6-28043.42、支腿与下横梁的内力计算 计算支腿内力时，可分别取门架平面和支腿平面的门架作为平面刚架进行计算，门架平面的刚架为一次超静定结构，支腿平面的刚架为静定结构。（1）、门架平面支腿内力计算1）由主梁均布自重产生的内力如下图所示： 可知，有悬臂时的侧推力为： H=, 为了安全起见，现将有悬臂门架当作无悬臂门架计算，即：H=14260.7N 弯矩： =-Hh=-14260.79.8=-139755 N.m2)、 由移动载荷产生的内力（由小车轮压产生的主梁内力），分为小车在跨中和小车在悬臂端进行： A、小车在跨中： 当k=2m时， a=c=11m, 侧推力：H= = =43171.09N 弯矩： =-Hh=-43171.099.8=-423076.69 N.mC、 小车在悬臂端，主钩左极限位置s=2m, H= = =36949.6N 弯矩：=-Hh=-36949.69.8=-362106.2 N.m 3）、 作用在支腿上的风载荷产生的支腿内力，即作用在支腿上的均布载荷引起的支腿内力： 侧推力： = =4159.69N = =1577.8N 弯矩： =-h=-15462.58 N.m = =12651.2 N.m = =1477.3 N.m 4)、 由于顺小车方向轨道的制动惯性力和风载荷产生的支腿内力： 侧推力：=(+) =(14251.65+3825+3400) =10738.325N 弯矩： =-=-10738.3259.8 =-105235.585N小车在跨中的支腿合成弯矩：=-139755-423076.69-15462.58-105235.585 =-683529.855 N.m=-139755-423076.69+12651.2+105235.585 =-444944.9 N.m小车在悬臂端的支腿合成弯矩： =-139755+362106.2-15462.58-105235.585=101653.035 N.m =-139755+362106.2+12651.2+105235.585=340237.985 N.m（2）、支腿平面内的支腿内力计算 计算支腿平面内的内力时，可按小车运行到支腿位置时计算，此时垂直载荷 = =357351.75N其中：kg操纵室的质量； =124kg操纵室的梯子安装的质量； =750电气集中质量； 1）、 由垂直载荷引起的支腿内力如下图所示，在垂直载荷作用下，引起的支腿内力得支反力为： 支反力：=190587.6N =166764.15N 弯矩： N.m N.m =357351.751.7=607497.975 N.m 2）、由水平载荷引起的支腿内力如下图： 作用在支腿顶部的水平载荷为： =+ =20391.68+29172+4183.2+3825+3400 =36190.04N 作用在支腿中部的水平载荷： =15232+5737.5=20969.5N 支反力：=（2h+h）/2 =(236190.048.05+20969.58.05)/(27.5) =50097.6N 弯矩： N.m N.m = h+h2=36190.048.05+8.05/220969.5=375732.06 N.m3)、 支腿承受从主梁传递扭矩作用引起的支腿内力如图所示： 小车各部分的质量如下： =4609kg小车上机械部分质量；=12857kg吊重及吊钩组重量；=2490kg小车架及防雨罩质量； 外扭矩： = =460911.2+128751.35+24901.56=26796.45 N.m 支反力：= 弯矩： N.m N.m =26796.45 N.m 4)、 支腿自重引起的支腿内力如图， 支腿自重=1.7N，a=1.7m,化为均布载荷： N.m 弯矩：=.m 支反力：= 支反力：= N.m N.m（3）、下横梁自重引起的下横梁内力如图： 在计算支腿平面内的门架内力时，可同时求出支腿上的弯矩和下中的及,除此之外，下横梁自重在下横梁产生的弯矩为： 下横梁自重：G=2350 kg 化为均布载荷为：=（23509.8）/7.5=3070.67 N.m 支反力：=/2=(3070.677.5)/2=11515N弯矩： = N.m 在支腿与下横梁连接处的下横梁C-C截面的弯矩为：N.m支腿平面内支腿和下横梁承受的弯矩为：（N.m） 外力构件 支腿=607497.975=375732.06=26796.45=1445000下横梁=343057.68=90175.69=6431.148=197879.9=21590.648下横梁=950555.655=285556.32=20365.3=342380.19=15752.5第四章 承载能力的校核及稳定性4.1 强度计算（1）、主梁的强度计算 由主梁垂直面和水平面内的弯矩列表知，主梁在垂直面和水平面内的合成弯矩：小车在跨中时，跨中的弯矩最大；小车在悬臂时，支承D处的弯矩最大，现分别验算主梁跨中和支腿D处的弯曲应力。 1）、 弯曲应力验算： A、跨中弯曲应力： B、支承处弯曲应力： 2）、 剪应力验算：根据上述计算，小车在悬臂端时，主梁支承处的剪力最大，主梁支承处的垂直面内的剪应力为： = 小车在跨中： =72187.5+124801.383+5586.6=202575.483N 小车在悬臂端：=-72187.5-227739.75-5586.6=305513.85N 剪应力： = 主梁在水平面内受水平惯性力和风力引起的剪应力一般较小，可略去不计。 3）、主梁的扭转剪应力： 对于单主梁箱形门式起重机，其主梁截面除承受自由弯曲应力外，还承受约束弯曲应力、约束扭转正应力（以增大%15的自由弯曲应力计入）和剪应力。此外，主梁截面还承受纯扭转剪应力。A、 主腹板上的剪应力： 式中： 盖板厚度与主腹板相同B、 副腹板上的剪应力： （2）、 支腿的强度计算 在门架平面内，支腿上部弯矩较大，向下逐渐小，而在支腿平面内，支腿下部弯矩较大，向上逐渐减小，所以单主梁门式起重机支腿在两个方向的宽度尺寸可变化成变截面形状。 对于支腿的上部平面A-A，当小车位于跨中时，可按门架平面的合成弯矩： N.m和支腿平面内支腿承受主梁传递的扭矩=26796.45 N.m验算弯曲应力。 对于支腿下部截面B-B，可只按支腿平面，支腿下部承受的合成弯矩和轴向力N合成验算支腿强度。 已知： =1154526.485N.m 轴向力： N=sin=357351.75sin=357351.75*0.9786=349710.4N 弯曲应力： (3)、下横梁的强度验算 下横梁强度按C-C截面的合成弯矩验算： 4.2 刚度计算 （1）、主梁的静刚度计算： 具有两侧刚性支腿的门架，应按外部一次超静定的刚架结构来计算主梁跨中和悬臂端的静挠度。 1）、当小车位于跨中时，主梁跨中静挠度为： = =21.27mm 2）、 当小车位于悬臂端时，主梁悬臂端的静挠度为： = =8.9mm 式中：一根主梁上的小车静轮压之和； I一根主梁跨中的截面惯性矩； E钢材的弹性模量； 许用静位移=33.33mm , 合格 （2）、 支腿静刚度计算 对于支腿，只需进行支腿平面内的刚度计算即可。 1）、 水平刚度的计算，如下图： 在水平载荷和作用下，支腿顶部的水平位移按下式计算： ，其中单位水平载荷=1，引起的支腿内力为： = N.m N.m N.m mm mm mm mm 2)、 垂直刚度的计算，如下图： 在垂直载荷作用下，支腿顶部的垂直位移式为：，=357351.75N 单位垂直载荷=1引起的支腿内力： = =1-0.53=0.47N N.m N.m N.m =3.46mm=(1.7+1.8)/200=7.5 mm 3）、 扭转刚度计算，如下图： 支腿受主梁传递的扭矩而引起扭矩变形，其扭转刚度为： ， =26796.45 N.m = N.m N.m N.m =9.8574.3 门架的稳定性计算 （1）、主梁的稳定性1）、主梁的整体稳定性： 主梁为封闭截面，当主梁高宽比h/b3时，主梁的整体稳定性不必计算，一般均能满足要求。 由于h/b=1716/1014=1.693, 故主梁的整体稳定性不必验算。2）、主梁的局部稳定性： 翼缘板的最大外伸部分： （稳定） 翼缘板的极限宽厚比为： ， 故需设置一条纵向加劲肋 主腹板的极限宽厚比为： ，副腹板的极限宽厚比为： ， 故需设置横隔板及两条纵向加劲肋，主、副腹板相同。如图：纵向加劲肋的位置构型梁的横隔板下端与受拉翼缘板间距为60mm,隔板间距a=1600mm,横隔板的厚度=10mm,板中开孔尺寸为596mm1136mm, 翼缘板的纵向加劲肋选用角钢 808010mm， 主、副腹板采用相同的纵向加劲肋 808010mm，对区隔进行稳定性验算： 板的欧拉应力： 式中：板的厚度，=8mm; B区隔宽， b=400mm; E钢材的弹性模量， E=; 泊松比，=0.3； 板边弹性嵌固系数 1.26， 取.2 区隔 简支板的屈曲系数 (压缩应力) 板边两端应力比 0.75 需修正 修正值：= 等效临界复合应力为： = = =274.9MP 该区隔的局部稳定性验算如下： 区隔的尺寸与相同，而应力较小，故不需计算。主腹板外侧设置短加劲肋，与上翼缘板顶紧以支承小车轨道，间距=400mm。 （2）、支腿的稳定性 1）、支腿的整体稳定性： 由金属结构表6-6查得稳定系数=0.748 支腿的整体稳定性： = =6.2MP 整体稳定性通过 2）、支腿的局部稳定性： 取截面面积大的C-C截面进行计算： 翼缘板的极限宽厚比为： ， 腹板的极限宽厚比为： ，故需设置横隔板及两条纵向加劲肋取支腿大隔板间距a=0.928m 4.4 支腿上下法兰盘上的螺栓计算 （1）、对于上法兰盘： 支腿轴向力： =357351.75N架方向的弯矩： =5738949.46 N.m 支撑架方向的弯矩： =375733.06 N.m 距x轴最远处的一个螺栓拉力：=1.3 =9287.4N 距y轴最远处的一个螺栓拉力： =18875.6N 则该螺栓所受合力为： =21036.73N 对于高强度螺栓： =46.52MP 合格（2）、对于下法兰盘： 支腿轴向力： =527351.75N架方向的弯矩： =5738949.46 N.m 支撑架方向的弯矩： =285556.32N.m 当单独作用时，距x轴最远处的一个螺栓拉力：=1.3 =20178.3N 当单独作用时，距y轴最远处的一个螺栓拉力为： =17622.7N 则该螺栓所受合力为： =26790.36N 对于高强度螺栓： =59.25MP 合格 第五章 主梁的拱度和翘度为使小车正常运行，门式起重机的主梁也需要在跨间设置拱度，在悬臂设置翘度。 主梁跨中央上翘度为=13mm, 悬臂端的翘度取为，其它部分按二次抛物线变化考虑制造误差和可能引起的变化，允许将拱度和翘度值增大%40.第六章 整机抗倾覆稳定性校核 起重机抗倾覆稳定性是指起重机在自重和外载荷作用下抵抗翻倒的能力，保证起重机具有足够的抗倾覆稳定性是起重机设计中最基本的条件之一。 6.1 非工作状态下空载制动 假设所有部件（主梁、支腿、下横梁）的均布载荷方向均在主梁竖直中心线的平面内的大车车轮的水平轴线OO上。 则主梁上风力及支腿上风力对OO线产生弯矩为： =93350.49.8+183609.8 =1094761.92 N.m 主梁、支腿和下横梁对OO线产生的力矩为： =210000+ =4922725.188 N.m 验算通过6.2 工作状态下空制动此时主梁上风力、惯性力和支腿上风力、惯性力产生对OO线的转矩： =（29172+20391.68）9.8+2（5737.5+15232）9.8 =691225.164 N.m 此时抗倾覆稳定性通过6.3 工作状态下，大车满载制动主梁上风力、惯性力，支腿上风力、惯性力，吊重风力、惯性力对OO线的转矩为： =691225.164+（4183.2+3400）8 =751890.764 N.m 工作状态下主梁、支腿、下横梁、吊重产生的对OO线的扭矩为： =4922725.188+126175 =5395881.438 N.m 故工作状态下，满载制动抗倾覆稳定性通过 6.4 工作状态下，小车满载制动： 此时小车对AA线产生的力矩为： =126175+ =533821.85 N.m 主梁、支腿及下横梁对AA线产生的力矩为： = =5997725.188 N.m 故工作状态下，小车满载制动抗倾覆稳定性通过 设计心得我认为我的这次毕业设计是我大学里专业学习收获最多的一次。在设计过程中，我系统的复习了以前学过的知识，对我知识体系的巩固和升华有很大的促进作用。以下是我这次设计的心得体会，愿与大家分享。1、现在的机械设计可以说是一种组合和筛选。由于世界范围的工业大生产，专业化、标准化成为一种必然。社会的飞速进步也要求我们提高劳动生产率。这就要求现代企业必须能够满足大规模的生产要求，而标准化是这一趋势的必然出路。标准化是有利也有弊的，它的主要弊端就是使许多企业单纯依靠标准，失去了创新的能力。标准是一个最低的要求，是社会技术成熟的结果，它并不代表行业最先进的技术和设计方法。所以我们要在满足标准化的同时进行技术创新，才能不断进步。只有这样，设计才不会是一种纯粹的数学游戏，而成为一种神圣的职业。2、国内的技术创新主要集中在零件上，这些年来，许多企业也加大了对控制方面的重视。但是我认为机器整体的机型变化也很重要。现在的起重机械，尤其是港口机械的机型虽然是许多前辈们辛苦努力的结果，但是这不能意味着这些机型就是完美的，尤其是我们也可以改进。比如利渤海尔的新型的港口移动式起重机，这种机型是一种多功能的机型，具有以往许多机型的优点，同时也舍弃了许多不合理的地方。3、专业其实是触类旁通的，现代流行的许多设计理念比如有限元法，反求工程，工程数据库，可靠性设计，疲劳设计，健壮设计等其实都不是搞机械设计的学者想出来的。国家863计划中有一个CIM（计算机集成制造）工程，是由华中科技大学、清华大学、西安交通大学、北京航空航天大学的一些做机械加工工艺的老师共同完成的。现在的许多设计理念其实都是这个项目的派生物，现在这个项目完成的最好，同时也演化出许多设计理念，比如模块化设计，并行工程，全寿命周期设计，仿真与模拟设计，动态分析等。所以我们不能固步自封地只想着起重机方面的东西。我们的专业学习范围本身就比较小，如果我们没有意识到这一点，我们就不能取得很大的突破。4、学习是一个不断进步的过程，当初我在初次遇到一些概念，比如并行工程，产品全寿命，快速响应设计，模块化设计，可持续发展设计等时，我对这些概念不以为然，认为搞这些设计的人都是在浪费国家的钱，当时我片面的认为这些名词更应该是工业工程的范围，市工业管理应该研究的对象。现在回想起来，自己当初就是太狭隘了，在现在的社会化大生产中，以人为本的设计思想，高效、准确、服务已经成为企业的核心思想，作为一个设计人员，更应该充分的掌握这些服务理念，其实也是一种设计理念。5、CAD技术的应用是一种必然。这是我第一次在设计中应用CAD绘图很明显的感觉到它的方便、快捷，现代高节奏的特征要求我们提高效率，而CAD技术是必然的途径。6、现代的许多企业各个设计人员各自为政，资源不能共享，其实一些通用的设计是可以做到这一点的，比如起重机设计中的各个标准件的快，如果每一个人建立一个属于自己的块集，浪费大量的时间，我们其实可以共享一个块集的，这也说明我们的企业还没有做到从传统企业到现代企业的转变。7、这次设计是对大学四年专业课学习的一个系统的总结，既复习了自己所学的知识，同时也延伸和拓展了它们，为我们顺利走上工作岗位，胜任单位地工作打下了良好的基础。这次设计增强了我对专业学习的信心，我将带着一颗热忱的心去迎接我的工作，开始我人生的又一新阶段！参考文献1 杨长揆、傅东明.起重机械（第二版）.北京：机械工业出版社，1985.2 陈道南、盛汉中.起重机课程设计（第二版）.北京：冶金工业出版社，19913 徐格宁.起重输送机金属结构设计.北京：机械工业出版社，20034 西南交通大学等。起重机设计手册.北京：机械工业出版社，20015 起重机设计手册编写组。起重机设计手册。北京：机械工业出版社，19856 大连理工大学工程画教研室.机械制图（第四版）.北京：高等教育出版社，20057 孙桓、陈作模、葛文杰（西北工业大学机械原理及机械零件教研室）.机械原理（第七版）.北京：高等教育出版社，20068 濮良贵、纪名刚、陈国定、吴立言（西北工业大学机械原理及机械零件教研室）机械设计（第八版）.北京：高等教育出版社，20079 刘鸿文.材料力学（第四版）.北京：高等教育出版社，200610 哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学（第六版）.北京：高等教育出版社，200611 李廉锟.结构力学（第四版）.北京：高等教育出版社，200612 徐格宁.机械装备金属结构设计.太原：太原科技大学教材，200813 刘瑞新、曾令宜、华顺刚.AutoCAD2004中文版应用教程.北京：电子工业出版社，2005Numerical control technology to go on technology that control with digital information to mechanical movement and working course, numerical control equipment whether represented by technology of numerical control new technology make industry and new developing infiltration electromechanics integrated product that form of manufacturing industry to tradition, i.e. what is called digitization equip, its technological range covers a lot of fields: (1)Mechanical manufacturing technology; (2)Information processing , processing , transmission technology; (3)Automatic control technology; (4)Servo drive technology; (5)Transducer technology; (6)Software engineering ,etc.1 Development trend of a numerical control technologyThe application of the technology of numerical control has not only brought the revolutionary change to traditional manufacturing industry, make the manufacturing industry become the industrialized symbol , and with the constant development of the technology of numerical control and enlargement of application, the development of he some important trades (IT , car , light industry , medical treatment ,etc. ) to the national economy and the peoples livelihood plays a more and more important role, because these trade necessary digitization that equipped has already been the main trend of modern development. According to the technology of numerical control and equipment development trend in the world at present, its main research focus has the following several respect 14.1.1 A high-speed , high finish machining technology and new trend equippedEfficiency, quality are subjects of the advanced manufacturing technology. At a high speed, high finish machining technology can raise the efficiency greatly, quality and grade to raise product, shorten production cycle and improve the competitive power of market. Japan carry technological research association classify their as one of the 5 loud modern manufacturing technologies first for this reason, learn (CIRP ) to confirm it as the centre in the 21st century to study one of the d